復(fù)雜機(jī)車振動(dòng)環(huán)境下牽引電機(jī)軸承服役壽命評(píng)估1)

劉禹清 陳再剛 閤 鑫 王開云

(西南交通大學(xué)牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,成都 610031)

引言

隨著我國(guó)軌道交通事業(yè)不斷發(fā)展,為滿足“高速化”、“重載化”的發(fā)展需求,鐵路機(jī)車的牽引功率不斷提高,為機(jī)車牽引動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的穩(wěn)定性和可靠性帶來(lái)嚴(yán)峻的挑戰(zhàn).作為鐵路機(jī)車的動(dòng)力源,牽引電機(jī)的動(dòng)態(tài)特性和服役壽命直接影響機(jī)車的運(yùn)行品質(zhì)和安全性.據(jù)統(tǒng)計(jì),軸承故障約占牽引電機(jī)故障的44%[1].滾動(dòng)軸承故障將影響電機(jī)傳動(dòng)效率,產(chǎn)生異常振動(dòng)[2],甚至卡死導(dǎo)致切軸,嚴(yán)重威脅機(jī)車的運(yùn)行安全.因此,為保證牽引電機(jī)的服役性能和使用壽命,必須探明電機(jī)軸承在復(fù)雜機(jī)車振動(dòng)環(huán)境中的動(dòng)力學(xué)特性,準(zhǔn)確評(píng)估其疲勞壽命.

作為極易失效的部件,滾動(dòng)軸承的動(dòng)力學(xué)特性研究及其疲勞壽命預(yù)測(cè)獲得了研究學(xué)者們的廣泛關(guān)注,其中,滾動(dòng)軸承內(nèi)部動(dòng)態(tài)載荷分布是軸承動(dòng)力學(xué)研究的核心問(wèn)題.例如,涂文兵等[3]分析了加速工況下滾動(dòng)軸承的動(dòng)態(tài)載荷特性,研究了角加速度、徑向游隙等外部激勵(lì)及結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)軸承內(nèi)部動(dòng)態(tài)載荷的影響.Liu 等[4]研究了保持架柔性對(duì)滾動(dòng)軸承打滑特性的影響,并根據(jù)滾子與滾道間的切向摩擦分析了徑向載荷與內(nèi)圈角加速度間的匹配關(guān)系.Liu 等[5]建立了關(guān)于角接觸球軸承的聲振耦合動(dòng)力學(xué)模型,研究了存在滾道表面缺陷時(shí)軸承的聲學(xué)特性.馬帥軍等[6]基于ADAMS 軟件編寫了Gfosub 作用力子程序,建立了角接觸球軸承的動(dòng)力學(xué)模型.李志農(nóng)等[7]提出了一種滾動(dòng)體表面點(diǎn)蝕變形漸變釋放模型,分析了滾動(dòng)體局部點(diǎn)蝕時(shí)的故障特征.由于滾動(dòng)軸承工作環(huán)境密閉,現(xiàn)有技術(shù)手段無(wú)法直接觀測(cè)其內(nèi)部零部件的服役狀態(tài),上述研究充分考慮了軸承各部件間的相互作用,通過(guò)建立可靠的滾動(dòng)軸承動(dòng)力學(xué)模型,獲得了較為準(zhǔn)確的軸承內(nèi)部作用力.但是,恒定外部載荷的理論假設(shè)對(duì)于工業(yè)裝備,尤其是鐵路機(jī)車、汽車等受到復(fù)雜、強(qiáng)烈外部激擾的移動(dòng)裝備,不足以反映其支承軸承的真實(shí)動(dòng)力學(xué)響應(yīng).因此,部分學(xué)者已經(jīng)開始關(guān)注外部振動(dòng)環(huán)境對(duì)滾動(dòng)軸承服役狀態(tài)的影響.Wang 等[8]和Liu 等[9]分別研究了軌道車輛軸箱軸承和電機(jī)軸承的動(dòng)力響應(yīng),分析了車輪多邊形、軌道隨機(jī)不平順等外部激擾對(duì)滾動(dòng)軸承服役性能的影響.耿自林等[10]分析了軌道不平順激擾下高速列車軸箱軸承的摩擦功耗,研究了車輪多邊形、軸承內(nèi)、外圈故障對(duì)軸箱軸承溫升的影響.

在工業(yè)領(lǐng)域,滾動(dòng)軸承的服役壽命是裝備設(shè)計(jì)、壽命分析的重要依據(jù).1947 年,Lundberg 和Palmgren[11-12]根據(jù)Weibull 金屬疲勞概率分布提出了軸承壽命計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)理論,即L-P 理論.經(jīng)過(guò)眾多研究學(xué)者的不斷完善和修正[13-14],形成了ISO 標(biāo)準(zhǔn)[15],并得到廣泛應(yīng)用,因此,我國(guó)于2011 年將其引入成為新的國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)[16].然而,該標(biāo)準(zhǔn)基于額定外部載荷,通過(guò)修正系數(shù)對(duì)復(fù)雜外部激擾下的軸承服役壽命進(jìn)行修正,評(píng)估結(jié)果與工程實(shí)踐仍存在較大差距[17].為克服該問(wèn)題,眾多學(xué)者開展了大量的理論研究.例如,劉德昆等[18]基于實(shí)測(cè)軸箱動(dòng)載荷,參考ISO 標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算方法,提出了一種高速列車軸箱軸承疲勞壽命的評(píng)估方法.趙禮輝等[19]基于實(shí)測(cè)輪心載荷譜獲得了汽車輪轂軸承動(dòng)態(tài)外載荷,分析了輪轂軸承的服役壽命.然而,基于實(shí)測(cè)外部載荷的壽命評(píng)估方法因試驗(yàn)周期長(zhǎng)、成本高、影響因素復(fù)雜等難以廣泛應(yīng)用.Li 等[20]采用有限元方法研究了時(shí)變外載荷對(duì)軸承疲勞壽命的影響.但有限元方法計(jì)算效率低,不適用于長(zhǎng)時(shí)間、大里程的動(dòng)力學(xué)仿真.隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的不斷發(fā)展,眾多以數(shù)據(jù)驅(qū)動(dòng)的新型預(yù)測(cè)方法[21-23]被不斷提出,為滾動(dòng)軸承疲勞壽命預(yù)測(cè)和評(píng)估指出了新的路徑.

綜上所述,為準(zhǔn)確評(píng)估電機(jī)軸承的服役壽命,應(yīng)充分考慮其工作環(huán)境的影響.對(duì)于架懸式牽引電機(jī),其一端懸吊于構(gòu)架上,一端通過(guò)抱軸承與輪對(duì)連接.牽引力矩通過(guò)齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)置傳遞至輪對(duì),產(chǎn)生縱向蠕滑力驅(qū)動(dòng)車輛克服運(yùn)行阻力前進(jìn).由軌道隨機(jī)不平順引起的輪軌作用力通過(guò)機(jī)車結(jié)構(gòu)振動(dòng)傳遞和齒輪嚙合作用傳遞至牽引電機(jī).基于車輛與軌道耦合動(dòng)力學(xué)理論[24],Chen 等[25]建立了考慮齒輪動(dòng)態(tài)嚙合作用的機(jī)車與軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型,齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)置與車輛-軌道系統(tǒng)通過(guò)齒輪嚙合和振動(dòng)傳遞耦合起來(lái).Zhou 等[26]進(jìn)一步考慮機(jī)車牽引電機(jī)電系統(tǒng)與機(jī)械系統(tǒng)間的耦合效應(yīng),通過(guò)電機(jī)電流信號(hào)分析車輛系統(tǒng)的振動(dòng)特性.在這些模型中,牽引電機(jī)被視作一個(gè)質(zhì)量塊懸吊于構(gòu)架上,無(wú)法獲得電機(jī)內(nèi)部的動(dòng)力學(xué)響應(yīng).實(shí)際上,牽引電機(jī)由轉(zhuǎn)子、定子、支承軸承、小齒輪組成,電機(jī)軸承被安裝于牽引電機(jī)轉(zhuǎn)子與定子之間.因此,Liu 等[9,27-28]根據(jù)牽引電機(jī)及其支承軸承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn),建立了更精細(xì)的牽引電機(jī)模型,并將其與機(jī)車-軌道系統(tǒng)耦合為一個(gè)整體.該模型可以準(zhǔn)確獲得在轉(zhuǎn)子自身重力、由轉(zhuǎn)子動(dòng)態(tài)偏心導(dǎo)致的離心力和不平衡磁拉力、齒輪嚙合力等復(fù)雜外部激勵(lì)作用下的電機(jī)軸承內(nèi)部載荷,為電機(jī)軸承的疲勞壽命評(píng)估提供了理論基礎(chǔ).

為準(zhǔn)確評(píng)估機(jī)車牽引電機(jī)軸承的服役壽命,本文建立了具有牽引動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)車與軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型,考慮了牽引電機(jī)及其支承軸承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn),通過(guò)軸承、電機(jī)、車輛的耦合作用,計(jì)算了軌道隨機(jī)不平順和齒輪時(shí)變嚙合剛度激勵(lì)下的電機(jī)軸承動(dòng)態(tài)接觸載荷.基于ISO 標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算方法和線性損傷累積準(zhǔn)則,分析了機(jī)車振動(dòng)環(huán)境中滾動(dòng)軸承的瞬時(shí)疲勞損傷,評(píng)估了其疲勞壽命,揭示了線路狀態(tài)、車輛運(yùn)行速度對(duì)電機(jī)軸承壽命的影響.

1 牽引電機(jī)軸承服役壽命評(píng)估方法

1.1 機(jī)車-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型

本文采用Liu 等[2,9]建立的具有牽引動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)車與軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型.如圖1 所示,耦合動(dòng)力學(xué)模型包括車輛系統(tǒng),軌下結(jié)構(gòu)和牽引動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng).其中,車輛系統(tǒng)由車體,構(gòu)架,輪對(duì)和軸箱組成,被視為一個(gè)多剛體系統(tǒng).一、二系懸掛系統(tǒng)、牽引拉桿等機(jī)車各部件間的連接單元等效為彈簧(K)-阻尼(C)單元.

圖1 機(jī)車-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型示意圖Fig.1 Stamic of locomotive-track coupled dynamics model

牽引動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)由牽引電機(jī)、齒輪箱和輪對(duì)組成,該系統(tǒng)通過(guò)振動(dòng)傳遞和齒輪嚙合與車輛系統(tǒng)耦合為一體.牽引力矩通過(guò)齒輪副傳遞至輪軌界面,產(chǎn)生縱向蠕滑力驅(qū)動(dòng)機(jī)車克服運(yùn)行阻力前進(jìn).牽引電機(jī)與齒輪箱通過(guò)螺栓剛性連接,可視作一個(gè)整體.齒輪箱小齒輪裝配或加工在電機(jī)轉(zhuǎn)軸上,大齒輪與輪對(duì)固結(jié).對(duì)于架懸式牽引電機(jī),其一端通過(guò)電機(jī)吊桿懸吊于構(gòu)架上,另一端由輪對(duì)通過(guò)抱軸承支承.電機(jī)軸承安裝于轉(zhuǎn)子與定子之間,起到支承轉(zhuǎn)子、減小轉(zhuǎn)子與定子間的摩擦、保證轉(zhuǎn)子回轉(zhuǎn)精度的作用.根據(jù)電機(jī)軸承與小齒輪橫向距離的遠(yuǎn)近,電機(jī)軸承被分別命名為非傳動(dòng)端軸承和傳動(dòng)端軸承.考慮仿真計(jì)算效率,軌下結(jié)構(gòu)僅考慮鋼軌,由鋼軌膠墊和扣件提供垂向和橫向支承.鋼軌柔性采用Euler 梁進(jìn)行模擬.該耦合動(dòng)力學(xué)模型的動(dòng)力學(xué)方程、數(shù)值積分方法等詳細(xì)內(nèi)容可參考文獻(xiàn)[9].

1.2 牽引傳動(dòng)系統(tǒng)作用力

機(jī)車牽引傳動(dòng)系統(tǒng)包括:牽引電機(jī)、齒輪箱和輪對(duì),承受多種復(fù)雜的內(nèi)、外部激勵(lì).輪軌相互作用是連接車輛系統(tǒng)與軌下結(jié)構(gòu)的紐帶.機(jī)車車輪與鋼軌接觸區(qū)域的法向非線性接觸力P(t)可表示為[29]

式中,G為輪軌接觸常數(shù),δZ(t)為車輪與鋼軌間的瞬時(shí)法向彈性壓縮變形量.

齒輪時(shí)變嚙合剛度是齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的固有內(nèi)部激勵(lì)[29-30].在機(jī)車的復(fù)雜振動(dòng)環(huán)境中,輪軌激擾將顯著影響大、小齒輪的運(yùn)動(dòng)狀態(tài),甚至發(fā)生反向嚙合,此時(shí),時(shí)變齒輪嚙合力Fm可表示為[9]

式中,Km為齒輪副的時(shí)變嚙合剛度,Cm為齒輪嚙合阻尼.本文采用Chen 等[30-31]基于勢(shì)能原理提出的一種改進(jìn)的直齒輪嚙合剛度計(jì)算方法,計(jì)算機(jī)車齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)中齒輪副時(shí)變嚙合剛度.相應(yīng)的嚙合剛度計(jì)算公式可參考文獻(xiàn)[30-31].

齒輪副的動(dòng)態(tài)傳遞誤差δ可表示為[9]

式中,腳標(biāo)p 和g 分別表示小齒輪和大齒輪,θ為旋轉(zhuǎn)角位移,R為節(jié)圓半徑,X和Z分別表示縱向和橫向,αm為嚙合角,b0為齒間間隙,e和er為由加工和裝配導(dǎo)致的誤差.

牽引電機(jī)是鐵路機(jī)車的動(dòng)力源,考慮加工精度、裝配誤差、轉(zhuǎn)軸及支承軸承的彈性變形等因素的影響,牽引電機(jī)因定轉(zhuǎn)子間氣隙分布不均和轉(zhuǎn)子質(zhì)量偏心而誘發(fā)產(chǎn)生的內(nèi)部動(dòng)態(tài)作用力包括:轉(zhuǎn)子離心力,不平衡磁拉力和定子與轉(zhuǎn)子碰摩力.轉(zhuǎn)子碰摩現(xiàn)象通常在電機(jī)發(fā)生嚴(yán)重故障時(shí)產(chǎn)生,本文研究機(jī)車正常運(yùn)行狀態(tài)下的電機(jī)軸承的服役壽命,因此定-轉(zhuǎn)子偏磨力暫未考慮.轉(zhuǎn)子離心力Fω可表示為

式中,Mrot為轉(zhuǎn)子質(zhì)量,θrot為轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)角位移,r(t)為轉(zhuǎn)子動(dòng)態(tài)偏心距.

軌道機(jī)車通常采用4 極鼠籠式三相異步電機(jī),此類電機(jī)負(fù)載運(yùn)行時(shí)的不平衡磁拉力FUMP在縱向和垂向分力可表示為[32]

式中,腳標(biāo)x 和z 分別表示縱向和垂向,γ為轉(zhuǎn)子中心偏移的方位角,各分量幅值f1,f3c,f3s,f4c,f4s的取值可參考文獻(xiàn)[32].

滾動(dòng)軸承被安裝在牽引電機(jī)轉(zhuǎn)子和定子之間,定-轉(zhuǎn)子通過(guò)電機(jī)軸承傳遞相互作用.軸承內(nèi)、外圈分別裝配在轉(zhuǎn)子、定子上,因此,如圖2 所示,滾動(dòng)軸承內(nèi)、外圈在第j個(gè)滾子處的徑向相對(duì)位移δ可表示為

圖2 滾動(dòng)軸承動(dòng)力學(xué)示意圖Fig.2 Stamic of rolling bearing

式中,X和Z分別為軸承內(nèi)、外圈的縱向和垂向相對(duì)位移,σ為滾子角位置,e為徑向游隙,hm為滾子與滾道間的中心油膜厚度,腳標(biāo)i 和o 分別表示內(nèi)圈和外圈.

根據(jù)Hertz 接觸理論,考慮滾子繞軸承形心公轉(zhuǎn)過(guò)程中的離心效應(yīng),滾動(dòng)軸承內(nèi)滾子與內(nèi)、外圈滾道間的徑向非線性接觸力可表示為[3]

式中,Ke為內(nèi)、外圈滾道在滾子處的等效接觸剛度,可由滾子與內(nèi)、外圈滾道間的接觸剛度Ki,Ko獲得;χ為接觸參數(shù),當(dāng)徑向位移δ≥0 時(shí),取值為1,當(dāng)δ＜0 時(shí),取值為0;ωcr為滾子的公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速,可根據(jù)滾動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)通過(guò)內(nèi)圈轉(zhuǎn)速獲得;Mr為滾子質(zhì)量.

因此,滾動(dòng)軸承的縱向、垂向的支承合力可表示為

式中,j為滾子編號(hào),Nb為滾子個(gè)數(shù),C為滾動(dòng)軸承等效阻尼.

1.3 滾動(dòng)軸承壽命評(píng)估方法

目前,為評(píng)估滾動(dòng)軸承的疲勞壽命,工程領(lǐng)域普遍采用基于L-P 理論改進(jìn)的ISO 標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算方法.該標(biāo)準(zhǔn)引入了壽命修正系數(shù)a1和aISO,滾動(dòng)軸承的修正額定壽命LISO可表示為[15-16]

式中,a1為可靠性壽命修正系數(shù);aISO為基于壽命計(jì)算系統(tǒng)方法的壽命修正系數(shù),該系數(shù)考慮了潤(rùn)滑、污染等軸承服役條件的影響,其取值可參考文獻(xiàn)[15-16];PISO為當(dāng)量動(dòng)載荷,可根據(jù)式(7)和式(8)獲得;基本額定動(dòng)載荷CISO可表示為[15-16]

式中,bm,fc為滾動(dòng)軸承材料、加工、結(jié)構(gòu)相關(guān)參數(shù),k為滾子列數(shù),α為公稱接觸角,Rr為滾子半徑.

根據(jù)Palmgren-Miner 線性損傷累積準(zhǔn)則,滾動(dòng)軸承的疲勞失效可視為服役過(guò)程中動(dòng)載荷作用下軸承疲勞損傷的累積過(guò)程.假設(shè)滾動(dòng)軸承服役過(guò)程中,每一微小時(shí)刻內(nèi)承受恒定的外部載荷,滾動(dòng)軸承的累積疲勞損傷可表示為

式中,εi為第i個(gè)積分步內(nèi)滾動(dòng)軸承的瞬時(shí)疲勞損傷值,m為積分步個(gè)數(shù),li為第i個(gè)積分步內(nèi)軸承內(nèi)圈的回轉(zhuǎn)圈數(shù),Li為第i個(gè)積分步內(nèi)軸承的額定內(nèi)圈回轉(zhuǎn)圈數(shù).當(dāng)累積疲勞損傷值D大于1 時(shí),滾動(dòng)軸承發(fā)生疲勞失效.

相應(yīng)的,滾動(dòng)軸承的預(yù)測(cè)壽命里程Xpre可表示為

式中,Xc為車體縱向位移,即車輛行駛距離.

綜上所述,考慮軌道隨機(jī)不平順、齒輪時(shí)變嚙合剛度、電機(jī)內(nèi)部動(dòng)態(tài)激勵(lì)、軸承內(nèi)部相互作用等復(fù)雜內(nèi)、外激擾的影響,本文提出了機(jī)車牽引電機(jī)軸承服役壽命的評(píng)估方法,其流程如圖3 所示.

圖3 機(jī)車牽引電機(jī)軸承服役壽命評(píng)估流程圖Fig.3 Flow chart of service life evaluation of traction motor bearings in a locomotive

2 機(jī)車牽引電機(jī)軸承服役壽命評(píng)估

本文以某HX 型電力機(jī)車為例,采用美國(guó)5 級(jí)譜作為車輛系統(tǒng)外部激勵(lì),運(yùn)行速度為80 km/h,仿真時(shí)長(zhǎng)為5 s,詳細(xì)的機(jī)車主要?jiǎng)恿W(xué)參數(shù)、牽引特性曲線、齒輪時(shí)變嚙合剛度等詳見(jiàn)文獻(xiàn)[9].牽引電機(jī)傳動(dòng)端與非傳動(dòng)端軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1 所示.相應(yīng)的軌道不平順和齒輪時(shí)變嚙合剛度曲線如圖4 所示.為突出提出的壽命評(píng)估方法的準(zhǔn)確性,提取了輪軌垂向力、齒輪嚙合力、轉(zhuǎn)子離心力和不平衡磁拉力等系統(tǒng)內(nèi)、外部激勵(lì),同時(shí),為不失一般性,提取了傳動(dòng)端和非傳動(dòng)端電機(jī)軸承的第一個(gè)滾動(dòng)體與內(nèi)圈滾道的接觸力,以均方根值和最大值為統(tǒng)計(jì)指標(biāo),對(duì)比分析了軌道隨機(jī)不平順對(duì)牽引電機(jī)服役壽命的影響.

圖4 系統(tǒng)主要激勵(lì)Fig.4 Main excitation of system

表1 牽引電機(jī)軸承參數(shù)Table 1 Main parameters of the traction motor bearings

在機(jī)車運(yùn)行過(guò)程中,輪軌接觸、齒輪嚙合、電機(jī)定與轉(zhuǎn)子相互作用是機(jī)車及其牽引動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的主要激勵(lì),其時(shí)程曲線如圖5 所示.當(dāng)不考慮軌道隨機(jī)不平順激擾時(shí),輪軌垂向力、齒輪嚙合力、轉(zhuǎn)子離心力和不平衡磁拉力由于齒輪時(shí)變嚙合剛度和滾動(dòng)軸承時(shí)變支承剛度等內(nèi)部激勵(lì)存在微小的波動(dòng),但基本保持恒定.此時(shí),電機(jī)軸承外部載荷與理論推導(dǎo)出的靜載荷一致,可視作采用ISO 標(biāo)準(zhǔn)評(píng)估額定靜載荷下的電機(jī)軸承服役壽命.在軌道隨機(jī)不平順的影響下,輪軌垂向力、齒輪嚙合力、轉(zhuǎn)子偏心力和不平衡磁拉力等內(nèi)、外部激勵(lì)均產(chǎn)生劇烈波動(dòng),其均方根值各增大0.94,0.35,0.01 和0.01 kN,最大值各增大2.13,6.48,0.08 和0.08 kN,牽引電機(jī)軸承服役環(huán)境明顯惡化.

圖5 機(jī)車系統(tǒng)動(dòng)態(tài)激勵(lì)Fig.5 Dynamic excitation of the locomotive system

圖5 機(jī)車系統(tǒng)動(dòng)態(tài)激勵(lì)(續(xù))Fig.5 Dynamic excitation of the locomotive system (continued)

如圖6 所示,輪軌激擾將加劇電機(jī)軸承滾子和滾道間的接觸作用,傳動(dòng)端電機(jī)軸承的滾子與滾道接觸力的均方根值和最大值分別增大0.09 和2.19 kN.預(yù)測(cè)壽命里程從192.34 萬(wàn)公里降低至142.71 萬(wàn)公里.在軌道隨機(jī)不平順的影響下,非傳動(dòng)端軸承滾子與滾道間接觸力僅為傳動(dòng)軸承的1/10,其預(yù)測(cè)壽命里程遠(yuǎn)高于傳動(dòng)端軸承.因此,對(duì)于機(jī)車牽引電機(jī)檢修和維護(hù)應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注傳動(dòng)端軸承.

圖6 電機(jī)軸承服役狀態(tài)及疲勞損傷Fig.6 Service conditions and fatigue damage of motor bearings

3 運(yùn)行條件對(duì)電機(jī)軸承服役壽命的影響

3.1 線路狀態(tài)對(duì)電機(jī)軸承服役壽命的影響

軌道隨機(jī)不平順是車輛-軌道系統(tǒng)的重要激勵(lì).隨著服役時(shí)間的增加,線路狀態(tài)的不斷惡化,輪軌相互作用將逐漸加劇,引起機(jī)車系統(tǒng)的劇烈振動(dòng),加劇齒輪傳動(dòng)裝置的嚙合沖擊,惡化牽引電機(jī)及其支承軸承的服役環(huán)境.本節(jié)選用4 種軌道隨機(jī)不平順載荷譜(工況1:無(wú)軌道不平順,工況2:美國(guó)6 級(jí)譜,工況3:美國(guó)5 級(jí)譜,工況4:美國(guó)4 級(jí)譜)模擬不同惡化程度的線路狀態(tài),機(jī)車運(yùn)行速度為80 km/h.

機(jī)車系統(tǒng)內(nèi)、外部動(dòng)態(tài)激勵(lì)及牽引電機(jī)軸承的內(nèi)部接觸載荷、預(yù)測(cè)服役壽命的統(tǒng)計(jì)指標(biāo)(均方根值和最大值)隨線路狀態(tài)的變化趨勢(shì)如圖7 所示.隨著線路狀態(tài)的不斷惡化,不斷增大的輪軌垂向作用力導(dǎo)致齒輪傳動(dòng)裝置振動(dòng)沖擊加劇,在轉(zhuǎn)子定子機(jī)電動(dòng)態(tài)相互作用和齒輪時(shí)變嚙合力影響下,電機(jī)傳動(dòng)端和非傳動(dòng)端支承軸承滾子和滾道接觸力明顯增大.相較于工況1,仿真工況2、工況3、工況4 的傳動(dòng)端電機(jī)軸承滾子與滾道間的接觸力最大值依次增大2.51 kN,4.19 kN 和8.13 kN;非傳動(dòng)端軸承最大值依次增大0.97 kN,1.14 kN 和1.9 kN.工況4 傳動(dòng)端電機(jī)軸承的預(yù)測(cè)壽命里程僅為理論壽命里程的62.03%,服役壽命嚴(yán)重縮短(請(qǐng)注意圖7(d)中傳動(dòng)端與非傳動(dòng)端對(duì)應(yīng)的左右縱坐標(biāo)范圍).線路狀態(tài)嚴(yán)重威脅機(jī)車牽引電機(jī)軸承的服役壽命.

圖7 軌道隨機(jī)不平順對(duì)機(jī)車系統(tǒng)和牽引電機(jī)軸承的影響Fig.7 Effect of track random irregularity on locomotive system and traction motor bearings

3.2 相對(duì)恒定車速對(duì)電機(jī)軸承服役壽命的影響

行車速度的提升可以有效提高運(yùn)營(yíng)效率,但也將提高輪軌間的作用頻率.此外,更高的牽引功率將直接加劇齒輪間的嚙合沖擊,對(duì)于牽引電機(jī)及其支承軸承的可靠運(yùn)行十分不利.本節(jié)采用美國(guó)5 級(jí)譜,在不同牽引力矩下使機(jī)車保持50,60,70,80 和90 km/h 的恒定車速,分析不同車速下機(jī)車的內(nèi)、外部激勵(lì)和牽引電機(jī)軸承服役壽命的變化規(guī)律.

機(jī)車系統(tǒng)動(dòng)態(tài)激勵(lì)、牽引電機(jī)軸承內(nèi)部載荷的統(tǒng)計(jì)指標(biāo)及電機(jī)軸承的預(yù)測(cè)壽命里程如圖8 所示.隨著機(jī)車車速的不斷提升,輪軌相互作用增大,齒輪嚙合、牽引電機(jī)定子與轉(zhuǎn)子間機(jī)、電相互作用加劇,電機(jī)軸承承受的動(dòng)載荷不斷增大.與車速為50 km/h工況相比,當(dāng)機(jī)車運(yùn)行速度達(dá)到90 km/h 時(shí),傳動(dòng)端和非傳動(dòng)端電機(jī)軸承滾子與滾道間的接觸力最大值分別增大49.93%和145.45%,預(yù)測(cè)壽命里程分別減少92.48%和72.08% (請(qǐng)注意圖8(d)中傳動(dòng)端與非傳動(dòng)端對(duì)應(yīng)的左右縱坐標(biāo)范圍).

圖8 相對(duì)恒定車速對(duì)機(jī)車系統(tǒng)和牽引電機(jī)軸承的影響Fig.8 Effect of relatively constant velocity on locomotive system and traction motor bearings

圖8 相對(duì)恒定車速對(duì)機(jī)車系統(tǒng)和牽引電機(jī)軸承的影響(續(xù))Fig.8 Effect of relatively constant velocity on locomotive system and traction motor bearings (continued)

4 結(jié)論

為準(zhǔn)確評(píng)估復(fù)雜機(jī)車振動(dòng)環(huán)境下牽引電機(jī)軸承的服役壽命,本文建立了基于牽引動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)車-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型,考慮了軌道隨機(jī)不平順、時(shí)變齒輪嚙合剛度、牽引電機(jī)內(nèi)部動(dòng)態(tài)激勵(lì)、滾動(dòng)軸承時(shí)變支承剛度等復(fù)雜內(nèi)、外激擾.基于本文分析條件的研究結(jié)果表明:

(1)在軌道隨機(jī)不平順的影響下,輪軌力、齒輪嚙合力、轉(zhuǎn)子偏心力和不平衡磁拉力等內(nèi)、外部激勵(lì)產(chǎn)生劇烈波動(dòng),瞬時(shí)沖擊載荷導(dǎo)致電機(jī)軸承的服役環(huán)境顯著惡化,疲勞壽命明顯降低,此外,牽引電機(jī)傳動(dòng)端軸承疲勞壽命遠(yuǎn)低于非傳動(dòng)端軸承;

(2)隨著線路狀態(tài)的不斷惡化,輪軌相互作用不斷加劇,加劇了齒輪嚙合裝置的嚙合沖擊,縮短了牽引電機(jī)軸承的服役壽命;

(3)相同線路條件下,機(jī)車運(yùn)行速度的提升將加劇輪軌相互作用和齒輪嚙合沖擊,影響電機(jī)軸承的服役狀態(tài),縮短服役壽命.

此外,限于篇幅,本文僅評(píng)估了軌道隨機(jī)不平順影響下的電機(jī)軸承疲勞壽命,可采用本文提出的方法進(jìn)一步開展車輪踏面損傷(車輪多邊形、扁疤和剝離等)及軌道結(jié)構(gòu)激勵(lì)(波磨、鋼軌接頭和道岔等)對(duì)牽引電機(jī)軸承的服役壽命的影響研究.