大軸重鐵路貨車軸承試驗機

曲圣賢，馬文，姚成良，劉華軍，李信成

(瓦房店軸承集團有限責任公司 工程技術研究中心，遼寧 瓦房店 116300)

為了促進鐵路貨車提速和重載運行的發展，鐵道部開展了30 t軸重技術研究，以增加通用貨車軸重技術儲備，這也對軸承提出了更高的要求。因此，設計了一種鐵路貨車軸承試驗機，以滿足30 t軸重353132X2-2RS和27 t軸重353130X3-2RS-ZC等規格鐵路貨車軸承性能及壽命的試驗。通過對大軸重鐵路貨車軸承在試驗臺架上的運轉試驗，驗證軸承是否能夠滿足裝車運行的要求。

1 試驗機結構組成

鐵路貨車軸承試驗機結構如圖1所示，主要由機械、液壓、潤滑和電氣控制4部分組成。機械部分是試驗機的主體，連接所有部件以滿足使用功能并受重承載；液壓部分是試驗機施力的供源；潤滑部分主要為主軸軸承提供潤滑；電氣控制部分是試驗機指令控制的核心，通過這幾部分的相互配合，實現試驗機的運轉、加載、檢測和數據輸出。

1—徑向加壓油缸; 2—潤滑油箱;3—機體;4—驅動電動機;5—徑向拉壓傳感器 ;6—導桿;7—軸向加壓油缸; 8—導桿螺母; 9—左連接板;10—軸向拉壓傳感器;11—脹緊套;12—T形塊;13—左加壓座;14—脹套鎖緊螺母;15—主軸支承座;16—導桿支座;17—三角帶輪;18—右連接板;19—連接板內螺母;20—連接板外螺母;21—右加壓座; 22—加壓座里蓋

1.1 機械部分

主軸旋轉通過變頻調速電動機驅動和控制，用以滿足速度譜的變化要求。試驗機工作軸承理論最高轉速為2 000 r/min,相當于車速325 km/h。主軸支承座內裝有一套雙列圓柱滾子軸承和一套深溝球軸承，采用自動潤滑系統。為避免主軸在受力時產生應力集中，防止疲勞斷裂，提高主軸的使用壽命，主軸工作軸承采用脹套鎖緊螺母實施軸向緊固。如圖2所示，當主軸工作軸承裝好后，把內錐套靠到工作軸承內圈外端面上，然后上緊螺母，這時，外錐套通過其內錐面把徑向分力傳遞給開有軸向長槽的內錐套，使內錐套緊緊地固定在主軸上，從而使工作軸承定位。導桿采用銅套導向，為滑動摩擦，因此要進行定時潤滑，降低摩擦阻力，提高運動的靈敏性和使用壽命。

1—工作軸承；2—內錐套；3—外錐套；4—螺母

1.2 液壓部分

試驗機液壓系統工作原理如圖3所示， 液壓系統使用壓力為28 MPa,流量23 L/min,電動機功率11 kW,采用46﹟抗磨液壓油。比例減壓閥根據輸入的電壓信號變化輸出所需的出口壓力。軸向加載方式為變向變載，最大加載能力188.8 kN(20 MPa)；徑向加載方式為恒載，兩端各有兩個油缸實現，并各自有一個拉壓傳感器進行壓力信號傳遞；每端徑向最大加載能力251.3 kN(20 MPa)，兩缸總計502.6 kN。

1—油箱；2—液面計； 3—加油口； 4—吸油濾油器； 5—電動機聯軸器鐘罩；6—泵； 7—電磁溢流閥；8—單向閥；9—截止閥；10—蓄能器 ；11—壓力表及開關；12—壓力傳感器；13—比例減壓閥放大板；14—電磁閥； 15—過濾器；16—風冷卻器；17—無泄漏閥；18，19—液控單向閥 ；20—潤滑泵組； 21—精密過濾器；22—軸向加壓缸；23—徑向加壓缸

如圖3所示，開始時，徑向油缸有桿腔充滿油液，壓力達到所需壓力，同時蓄能器儲壓，換向閥換向處于中位，徑向油缸處于保壓狀態。隨著時間的推移，壓力降到設定值之后，高精密小流量無泄漏閥換向，繼續給徑向油缸充壓，如此循環交替進行。

1.3 潤滑部分

試驗機采用油液循環自動潤滑系統，如圖4所示。油箱設在機體內部，空間大，散熱快，可減少換油頻率。潤滑油泵流量為6 L/min，壓力可調范圍為0.5～2 MPa,采用精密吸油過濾器對油液進行循環過濾。流量通過流量閥調節，油箱初次加油量為100 L。主軸軸承在高速旋轉下實現油液潤滑，可產生一個良好的運行環境，也利于主軸軸承的散熱，提高主軸軸承的使用壽命。

1—油箱；2 —濾油器；3— 潤滑泵組；4—溢流閥；5—流量閥；6—工作軸承

1.4 電氣部分

鐵路軸承試驗機測控系統的硬件配置如圖5所示，包括工控機、高速數據采集板、普通數據采集板、開關量輸入輸出板及其他輔助部分。其中，高速數據采集板采集軸承的振動信號，監測軸承的振動特性。普通數據采集板包括D/A轉換和A/D轉換兩部分，A/D轉換部分用來采集各種溫度信號、液壓系統的壓力信號以及軸承的載荷信號等；D/A轉換部分輸出標準的電信號，用來控制比例閥和變頻器，實現變載變速。開關量板卡用來處理系統的開關量輸入輸出，包括液壓系統的啟停、報警等等。

圖5 試驗機電氣硬件配置圖

2 電動機功率計算選擇

2.1 設計參數

試驗軸承外形尺寸：Φ150 mm×Φ260 mm×187 mm(353130X3-2RS-ZC)；Φ160 mm×Φ270 mm×195 mm(353132X2-2RS)。最大徑向試驗載荷：250 kN。最大軸向試驗載荷：100 kN。最高試驗轉速：1 100 r/min(相當于180 km/h)。

2.2 摩擦力矩

試驗機加載如圖6所示,圖中Fa為軸向載荷；Fr為徑向載荷；F1，F2分別為工作軸承1，2的支反力。以30 t軸重353132X2-2RS設計參數為計算依據，確定出工作軸承d=220 mm，分別計算工作軸承和試驗軸承在載荷下的摩擦力矩。取圓錐滾子軸承摩擦因數為0.003 5，圓柱滾子軸承摩擦因數為0.002[1]。

圖6 大軸重鐵路貨車軸承試驗機加載簡圖

由圖6可知，F1=F2=Fr=250 kN，則工作軸承(圓柱滾子軸承)摩擦力矩為

M=0.5F1dμ

=0.5×250 000×0.22×0.002×2(2套軸承)

=110 N·m。

圓錐滾子軸承摩擦力矩為

=269 258 N，

M=0.5F合dμ

=0.5×269 258×0.16×0.003 5×2(2套軸承)

=151 N·m，

M總=110+151=261 N·m。

2.3 電動機功率

由已知參數計算得電動機功率為[2]

P=Mn/9 550

=261×1 100/9 550=30 kW 。

因此，選擇電動機功率為45 kW。

3 試驗機工作原理

如圖1所示，試驗機可模擬機車車輛軸承實際工作狀態，自動施加線路載荷譜、速度譜及環境風速譜，施加如正弦波、三角波、矩形波及梯形波等各種波形的載荷，對機車車輛軸承實現動態模擬試驗。測量和控制部分由工控機統一完成。測量部分包括溫度、振動、載荷、風速等信號的采集和實時顯示，所有測量的數據存入數據庫統一管理；控制部分包括對軸向、徑向載荷的閉環控制和對主軸轉速的變頻控制。

大軸重鐵路貨車軸承試驗機軸向加壓油缸利用作用力與反作用力原理，通過雙導桿，對2套被試軸承同時加壓，軸兩端的2套被試軸承所受的拉力或壓力同時作用在軸上，大小相等，方向相反。工作軸承、機架理論上不承受軸向力。如圖1b所示，液壓缸前腔進油時，通過活塞桿、拉壓傳感器、T形塊和加壓座把力傳到被試軸承上，左端被試軸承受拉。同時，油液沿著相反方向也把力通過左連接板、雙導桿、右連接板和右加壓座加到右試驗軸承上，因此，右端被試軸承也受拉。當液壓缸后腔進油時，油液的作用原理和前腔進油的原理相同，方向相反，2套被試軸承同時受壓。

當2套軸承同時試驗時，2個導桿上的脹緊套(4個)處于松弛狀態，此時導桿起傳遞力的作用，左、右試驗軸承同時被加載。當單套軸承獨立試驗時，被試軸承應安裝在左端位置上，2個導桿上的脹緊套處于脹緊狀態，且其端面必須靠在兩導桿支座的相應外端面上，此時導桿不起傳遞力的作用，只起反向拉桿作用。這時，右側一端要選用軸向游隙較小不需試驗的相同型號軸承，并且把右T形塊軸向2個端面的間隙用墊片消除，用以抵抗來自對面施加的軸向載荷, 避免主軸支承座軸承受軸向力。

如圖1b所示，組裝2個導桿兩端的左、右連接扳時，由于導桿可能會竄位，造成組裝后位置與理論位置不符，影響正常工作。因此，組裝后要檢查油缸后出桿的位置，當油缸后出桿的棱邊距缸筒后端面為45 mm時，這時活塞的位置處于缸筒的正中位置，工作可靠。當發現軸向加壓油缸后出桿的棱邊距缸筒后端面位置不對(或大或小)時，可以通過調整無缸側的連接板內、外螺母，借助點動開關，通過油缸調整后出桿位置。

4 試驗結果及分析

以30 t軸重鐵路貨車軸承353132X2-2RS為例，對其在各工況條件下的運轉溫度和溫升進行數據記錄，結果見表1。

表1 鐵路貨車軸承353132X2-2RS運轉溫度和溫升

由表1可知，在初始“運行1”的20～30 h內，軸承的溫度較高，在第1個110 km/h速度級下2套軸承的溫度均達到最高，左軸承最高溫度為72.29 ℃，右軸承最高溫度為71.95 ℃。在“運行2”階段，第1個和第10個20 h循環試驗中兩軸承的溫度、溫升曲線如圖7所示。由圖可知，試驗軸承的溫度、溫升基本趨于穩定。

1—左軸承溫度；2—左軸承溫升；3—右軸承溫度；4—右軸承溫升;5—環境溫度

5 結束語

大軸重鐵路貨車軸承試驗機可以對裝車前軸承的性能質量進行預判，可依據試驗規范對軸承的旋轉性能、載荷作用下工作狀態、磨損疲勞壽命等進行檢驗，為軸承失效分析、壽命計算等提供依據，可以形成完整的生產、檢測、試驗保證體系，不斷完善和指導軸承產品的生產過程。