大軸重鐵路貨車軸承保持架動力學特性分析

孫岳松, 宋濱,劉宏利,溫保崗

(1.瓦房店軸承集團有限責任公司,遼寧 瓦房店 116300;2.大連工業大學 機械與自動化學院,遼寧 大連 116034)

隨鐵路運輸事業的不斷發展，特別是鐵路實現5次大提速以來，對鐵路貨車在高速和復雜載荷工況下的壽命與可靠性有了更高的要求。軸承是大軸重鐵路貨車的關鍵零部件之一，其保持架與滾動體之間存在著摩擦和碰撞[1],工程實踐中保持架運動會出現不良狀態，如質心運動軌跡不穩定[2]，受力不均等，從而導致保持架斷裂，故有必要對大軸重鐵路貨車軸承保持架動力學特性進行分析。

國內外學者對保持架動力學特性做了大量研究，文獻[4]基于彈流潤滑邊界條件建立了球軸承平面運動保持架模型，分析了軸承保持架摩擦和潤滑對保持架運動的影響；文獻[5]建立了非對稱保持架平面分析的動力學模型，分析了保持架與滾動體之間摩擦對保持架運動的影響；文獻[6]建立了球軸承動力學分析模型，分析了軸承零件的速度對慣性力的影響；文獻[7]基于ADMAS軟件平臺建立圓錐滾子軸承動力學模型，分析了不同轉速、軸向載荷下保持架的質心運動及渦動半徑的變化規律；文獻[8]建立了圓柱滾子軸承六自由度動力學模型(DBM)，分析了游隙、內圈不對中、滾子尺寸差別等因素對圓柱滾子軸承保持架運動穩定性的影響；文獻[9]基于建立的滾動軸承動力學模型分析了軸承加速階段的軸向載荷與徑向載荷對保持架運動的影響；文獻[10]分析了變轉速、變載荷等工況下角接觸球軸承保持架的運動；文獻[11]基于ADMAS建立了柔性保持架球軸承擬動力學分析模型，分析了保持架動力學特性。

上述研究大多針對單列軸承，對鐵路貨車軸承用雙列圓錐滾子軸承保持架動力學特性的研究較少。鑒于此，基于ADAMS建立雙列圓錐滾子軸承動力學模型，分析聯合載荷工況下軸承保持架動力學特性，并進一步分析轉速、徑向載荷對軸承保持架動力學特性的影響。

1 大軸重鐵路貨車軸承動力學模型

鐵路貨車用某型雙列圓錐滾子軸承如圖1所示，其中外圈一體，內圈分左、右兩部分，中間采用隔套隔開。圖中：αi為內圈滾道接觸角；αe為外圈滾道接觸角；αf為滾子大端面與擋邊接觸角；B為內圈寬度；D為軸承外徑；d為軸承內徑；Dpw為滾子組節圓直徑。軸承主要結構參數見表1。

圖1 雙列圓錐滾子軸承結構示意圖

表1 某型雙列圓錐滾子軸承主要結構參數

軸承套圈材料為G20CrNi2MoA，滾子材料為GCr15，保持架材料為玻璃纖維強化聚酰胺66，材料參數見表2。

表2 軸承材料參數

在Pro/E中建立大軸重鐵路貨車軸承三維模型，將其導入ADAMS，如圖2所示。

圖2 大軸重鐵路貨車軸承三維模型

滾子與內、外圈及保持架之間的接觸采用impact函數提供的非線性等效彈簧阻尼模型進行接觸力的計算，碰撞力為

(1)

式中：q0為2個碰撞體的初始距離；q為2個碰撞體碰撞過程中的實際距離；dq/dt為2個物體間距離隨時間的變化率，即速度；K為接觸剛度；e為碰撞指數；cmax為最大阻尼系數，通常取接觸剛度的0.1%～1.0%；h為阻尼最大時滾子侵入內、外圈滾道的深度。

基于Hertz接觸理論可得滾子與內、外圈滾道的接觸剛度為

(2)

式中：nδ為與接觸主曲率差函數F(ρ)有關的系數；η為綜合彈性常數；∑ρ為接觸點的主曲率和函數。

接觸摩擦基于庫倫公式，摩擦因數由靜摩擦因數、動摩擦因數和指數衰減系數組成，并認為μc與接觸表面相對速度Vrel有關，即

(3)

式中：μD為動摩擦因數；μS為靜摩擦因數；D′為指數衰減系數。

將滾子與內、外圈及保持架之間的靜摩擦因數分別設為0.35，0.35 和0.20，動摩擦因數分別設為0.16，0.16和0.10。接觸剛度為6.3×106N/mm，零件之間碰撞指數為1.11，最大阻尼系數為630，刺入深度為0.01 mm。

大軸重鐵路貨車軸承外圈固定，內圈旋轉并施加載荷，工況見表3，根據工況條件可計算得到軸承最高轉速約為720 r/min。

表3 軸承工況條件

2 保持架動力學特性分析

2.1 運動分析

大軸重鐵路貨車軸承兩列保持架質心位移如圖3所示。由圖可以看出：兩列保持架x方向(軸向)、y或z方向(徑向)運動相差不大。

圖3 保持架位移

保持架轉動角速度如圖4所示，由圖可知：角速度ωc相差較大，第1列保持架轉速波動比第2列更劇烈，這是由于軸向載荷作用大，第2列滾子與內、外圈接觸載荷較第1列更均勻，保持架轉動角速度波動較小。如圖5所示，兩列保持架質心運動軌跡差別不大，均呈無規則運動。

圖4 保持架轉動角速度

圖5 保持架質心運動軌跡

2.2 接觸載荷

兩列保持架與滾子的接觸載荷如圖6所示，由圖可以看出：保持架軸向接觸載荷小于徑向，且兩列保持架與滾子的接觸載荷差別不大，保持架運動(質心運動軌跡)也相差不大。

3 動力學特性影響因素分析

3.1 轉速

兩列保持架動力學特性差別不大，以其中一列保持架為研究對象，在轉速為480，960 r/min時保持架運動與接觸載荷分別如圖7、圖8所示。由圖可以看出：隨轉速增大，保持架軸向運動、徑向運動、轉速波動幅值逐漸增大，且保持架接觸載荷逐漸增大。

圖7 不同轉速下保持架的運動

圖8 不同轉速下保持架與滾子的接觸載荷

3.2 徑向載荷

徑向載荷為100，150 kN時保持架運動與接觸載荷分別如圖9、圖10所示。由圖可以看出：隨徑向載荷增大，保持架軸向運動、徑向運動、轉速幅值及接觸載荷均無明顯變化，說明徑向載荷對保持架動力學特性無明顯影響。

圖9 不同徑向載荷下保持架的運動

圖10 不同徑向載荷下保持架與滾子的接觸載荷

4 結論

建立大軸重鐵路貨車軸承動力學分析模型，分析了不同轉速、徑向載荷下保持架的動力學特性，得出如下結論：

1) 大軸重鐵路貨車軸承兩列保持架軸向、徑向運動及接觸載荷差別不大，而保持架轉動角速度相差較大。

2) 隨轉速增大，大軸重鐵路貨車軸承保持架運動及接觸載荷幅值明顯增大；徑向載荷對保持架動力學特性無明顯影響。