雙列圓錐滾子軸承內圈大擋邊仰角對軸承發(fā)熱影響的研究

□葛世東 □趙 輝 □韓 成

上海聯(lián)合滾動軸承有限公司 上海 200240

1 研究背景

鐵路列車在運行過程中，軸承的溫升將直接影響軸承系統(tǒng)的工作性能和列車運行的安全性，隨著列車運行速度的不斷加快，列車軸承滾子與滾道間的摩擦會產生大量熱量，如果熱量得不到及時有效散發(fā)，軸承將處于高溫工作狀態(tài)，易造成潤滑油膜被破壞、軸承磨損，并會引發(fā)斷軸等惡性事故。為此，鐵路系統(tǒng)通過采用車輛軸承溫度智能探測系統(tǒng)來檢測軸承的運行溫度，進而確保軸承的工作性能。

據(jù)統(tǒng)計，2016年鐵路貨車系統(tǒng)共發(fā)生軸承溫度報警事件136起，熱軸故障對于鐵路交通的正常運行和安全運輸產生了較大影響。

因此，對軸承的摩擦發(fā)熱進行分析研究，確認軸承發(fā)熱的主要原因，控制軸承的運行溫度是非常有必要的。

圓錐滾子軸承不僅可以承受較大的徑向載荷，而且可以承受軸向載荷，必要時還可承受較大的力矩載荷，因此在貨車輪對支承系統(tǒng)中均采用雙列圓錐滾子軸承。由于圓錐滾子軸承自身結構的復雜性，研究分析難度較大，因此很多學者將圓柱滾子軸承的分析模型應用于分析圓錐滾子軸承，以降低分析難度。在20世紀60年代，文獻[1]采用擬靜力學方法，建立了球軸承和滾子軸承的擬靜力學模型。這一模型考慮了離心力、陀螺力矩和內部結構影響，忽略潤滑劑的影響，并采用迭代法求解非線性方程組，首次完成了圓錐滾子軸承的性能分析。文獻[2-4]采用矢量和矩陣方法表示接觸變形和擬動力學平衡方程，采用非牛頓流變模型計算油膜摩擦力，分析了在純軸向力下的單列圓錐滾子軸承內部負荷分布、軸承摩擦力矩和保持架打滑率等，同時在忽略保持架運動的情況下，分析初始軸向壓縮量對雙列圓錐滾子軸承接觸負荷分布、疲勞壽命和熱量的影響。文獻[5]推導了在徑向、軸向聯(lián)合載荷下的圓錐滾子軸承力矩公式。文獻[6]提出了一種新的估算圓錐滾子軸承摩擦力矩的方法。文獻[7]對圓錐滾子軸承內圈擋邊與滾子間的接觸進行了分析。文獻[8]對滾子端面與內圈大擋邊接觸的摩擦力，以及滾子表面切向力做了大量分析，建立了能預測圓錐滾子軸承滾子歪斜角的模型，但是忽略了滾子歪斜后與保持架的碰撞因素。

國內對滾動軸承的動力學仿真研究起步相對較晚，對圓錐滾子軸承的分析研究則更少。文獻[9]從彈性接觸問題的基本方程出發(fā)，給出了圓錐滾子軸承接觸應力的簡化計算方法和步驟。文獻[10]給出了圓錐滾子軸承負荷分布的計算方法，建立了軸承系統(tǒng)承載運行時的平衡方程。文獻[11]推導了軸向定位預緊狀態(tài)下圓錐滾子軸承的剛度計算方法。文獻[12]通過建立圓錐滾子軸承的非線性平衡方程，研究分析軸承在聯(lián)合載荷下的受載變形規(guī)律。文獻[13]通過計算聯(lián)合載荷下的圓錐滾子軸承負荷分布，獲得在不同偏斜狀態(tài)下的滾子與滾道受力變形趨勢。

軸承的發(fā)熱來源主要是滾動體與滾道的摩擦、滾動體與保持架的摩擦、滾動體與內圈大擋邊的摩擦[14]，這些發(fā)熱與軸承的設計參數(shù)、潤滑狀態(tài)、運行工況都有很大關系。由于圓錐滾子軸承的運動比較復雜，摩擦發(fā)熱理論還不太成熟，因此關于圓錐滾子軸承發(fā)熱的研究并不多。筆者主要基于圓錐滾子軸承擬動力學平衡方程，以353130X2鐵路貨車輪對雙列圓錐滾子軸承為研究對象，重點對軸承內圈大擋邊仰角對軸承的發(fā)熱影響進行計算分析，確認對于在固定工況下的軸承設計，存在一個使影響發(fā)熱量最小的圓錐滾子軸承內圈大擋邊仰角角度。

2 雙列圓錐滾子軸承結構及受載情況

圖1所示為雙列圓錐滾子軸承結構。軸承兩端面帶有迷宮式密封結構，外圈為雙滾道，兩個內圈間有中間隔圈。套圈材料為G20CrNi2MoA滲碳鋼，滾子材料為GCr15軸承鋼，保持架材料為玻璃纖維增強聚酰胺。軸承內圈大端面由前蓋和后擋壓緊，軸承內圈小端面中間有中間隔圈支撐，內圈孔與貨車車輪軸相配合。中間隔圈主要起調整軸承內部間隙的作用。軸承外圈上裝配承載鞍，貨車箱體通過轉向架和承載鞍相連接，載荷通過承載鞍傳遞到軸承外圈的表面上。

圖1 雙列圓錐滾子軸承結構示意圖

3 計算分析

綜合參考國內外相關資料，筆者提出圓錐滾子軸承內部發(fā)熱的計算方法，并建立圓錐滾子軸承發(fā)熱分析模型，結合圓錐滾子軸承內部的受力分析，編制雙列圓錐滾子軸承發(fā)熱分析程序?；趪鴥韧庀嚓P資料的數(shù)據(jù)，驗證圓錐滾子軸承發(fā)熱分析程序計算結果的正確性。

為了分析鐵路貨車軸承內部的發(fā)熱情況，以典型的353130X2鐵路貨車輪對雙列圓錐滾子軸承為例，采用軸承發(fā)熱分析程序，對軸承內部發(fā)熱情況進行對比分析，研究軸承內部摩擦發(fā)熱狀態(tài)的分布，并重點對比分析雙列圓錐滾子軸承內圈大擋邊仰角對軸承內部發(fā)熱的影響。

3.1 軸承設計參數(shù)及工況

圖2、表1所示為雙列圓錐滾子軸承主要設計參數(shù)。

圖2 雙列圓錐滾子軸承設計參數(shù)

353130X2雙列圓錐滾子軸承的基本工況為：軸承最大工作轉速758 r/min，徑向載荷118 750 N，最大軸向載荷93 410 N。

表1 雙列圓錐滾子軸承設計參數(shù)

3.2 計算結果

按以上力學環(huán)境條件，對353130X2雙列圓錐滾子軸承內圈大擋邊仰角分別為 7.5°、7.75°、8°、8.25°、8.5°、8.75°時軸承內部的發(fā)熱情況進行計算分析，具體結果見表2和表3。由于保持架與滾子之間的摩擦發(fā)熱量很小，因此未統(tǒng)計在表3中。

表2 軸承內部發(fā)熱量計算結果W

表3 軸承內部發(fā)熱量占比

4 結論

對以上計算結果進行分析，可以得出如下結論。

（1）軸承發(fā)熱主要產生在軸承內外圈滾道與滾子之間，以及滾子大端球基面與內圈大擋邊之間。潤滑劑的剪切發(fā)熱量，以及保持架與滾子之間的摩擦發(fā)熱量只占總發(fā)熱量的5%以下，對軸承內部總體發(fā)熱的影響不大。這一結論雖然來自于筆者的發(fā)熱計算模型與軸承受力工況，但是通過不同工況的計算，確認軸承內部總體發(fā)熱分布比例具有一定的普遍性。

（2）不同內圈大擋邊仰角角度對軸承滾子與內外圈滾道間的發(fā)熱量影響變化不大。

由表2可以看出，隨著內圈大擋邊仰角的增大，軸承內外圈滾道與滾子摩擦的發(fā)熱量略有變化，但變化幅度不大。這是由于內圈大擋邊仰角大小的變化對軸承內外圈滾道與滾子之間作用力的影響不大，因此滾子與滾道之間的發(fā)熱量對內圈大擋邊仰角大小的變化不敏感。

（3）不同內圈大擋邊仰角對軸承內部潤滑劑剪切發(fā)熱量，以及保持架與滾子間的摩擦發(fā)熱沒有影響。

由表2可以看出，隨著內圈大擋邊仰角的增大，軸承內部潤滑劑剪切發(fā)熱量，以及保持架與滾子間的摩擦發(fā)熱量沒有變化，主要原因是，在軸承分析模型中沒有考慮不同內圈大擋邊仰角大小的變化可能會使?jié)L子在運轉時出現(xiàn)傾斜的情況。

（4）不同內圈大擋邊仰角大小對滾子大端面與內圈大擋邊的摩擦發(fā)熱量影響較大。

由表2可以看出，內圈大擋邊仰角為8°時，滾子與內圈大擋邊的摩擦發(fā)熱量最小，內圈大擋邊仰角大于和小于8°時，都會導致軸承滾子大端面與內圈大擋邊的摩擦發(fā)熱量急劇增大，顯示出內圈大擋邊仰角大小的變化對滾子大端面與內圈大擋邊的摩擦發(fā)熱量有較大影響。同時，內圈大擋邊仰角在小于最優(yōu)值8°時，發(fā)熱量的增量明顯大于內圈大擋邊仰角大于最優(yōu)值8°時的增量。所以，軸承內圈大擋邊仰角略大于最優(yōu)值時，軸承發(fā)熱情況要好于軸承內圈大擋邊仰角小于最優(yōu)值時，這對確定內圈大擋邊仰角的加工公差具有重要的指導意義。

（5）不同內圈大擋邊仰角會導致軸承內部發(fā)熱占比的急劇變化。

由表3可以看出，在不同內圈大擋邊仰角的條件下，軸承內部各發(fā)熱源所占的比例會發(fā)生很大的變化，內圈大擋邊仰角為8°時，軸承的發(fā)熱主要是內外圈滾道與滾子之間的摩擦發(fā)熱，此時軸承總體的發(fā)熱量最低。當內圈大擋邊仰角大于和小于8°時，滾子大端面與內圈大擋邊之間的摩擦發(fā)熱量占總發(fā)熱量的比例明顯增大，且軸承總發(fā)熱量也大幅增大。可見，控制軸承的內圈大擋邊仰角大小，對于控制軸承內部總體發(fā)熱量是非常重要的。

5 結束語

綜上所述，雙列圓錐滾子軸承的發(fā)熱主要由內外圈滾道與滾子間摩擦發(fā)熱、滾子大端面與內圈大擋邊間摩擦發(fā)熱組成。其中內外圈滾道與滾子之間的摩擦發(fā)熱在正常潤滑狀態(tài)下比較穩(wěn)定，滾子大端面與內圈大擋邊間摩擦發(fā)熱與內圈大擋邊仰角的大小有較大關系，合適的內圈大擋邊仰角可以明顯降低軸承內部的總發(fā)熱量。鑒于內圈大擋邊仰角對軸承內部發(fā)熱的影響，在設計和加工軸承時應高度重視內圈大擋邊仰角的優(yōu)化與加工尺寸精度的控制。

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