高速列車軸箱軸承動力學(xué)分析*

蓋利森，張衛(wèi)華

（ 西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031）

高速列車軸箱軸承動力學(xué)分析*

蓋利森，張衛(wèi)華

（ 西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031）

考慮實(shí)際運(yùn)行工況，通過高速列車整車動力學(xué)仿真得到列車運(yùn)行時軸箱軸承所受外載荷，建立某型高速列車軸箱所用雙列圓錐滾子軸承三維動力學(xué)模型，對軸承進(jìn)行動力學(xué)仿真，分析軸承滾子與其他元件的接觸力、接觸應(yīng)力變化規(guī)律，分析保持架的運(yùn)動穩(wěn)定性。結(jié)果表明：滾子與內(nèi)圈滾道接觸狀態(tài)最惡劣，兩列滾子動力學(xué)性能具有顯著差異，兩列保持架質(zhì)心運(yùn)動趨于穩(wěn)定，不會產(chǎn)生高頻渦動現(xiàn)象，為高速列車軸箱軸承計(jì)算分析和應(yīng)用提供依據(jù)。

高速列車；軸箱軸承；動力學(xué)仿真

1　前言

高速列車軸箱軸承裝配于高速列車軸箱中，內(nèi)圈與列車車軸過盈配合，外圈與軸箱箱體間隙配合，是保證列車安全、平穩(wěn)、穩(wěn)定運(yùn)行的關(guān)鍵部件，時速250km以上高速列車的軸箱軸承多選用雙列圓錐滾子軸承。軸箱箱體與軸箱軸承合稱為軸箱裝置，軸箱裝置將車輛轉(zhuǎn)向架構(gòu)架和輪對聯(lián)系在一起，高速列車運(yùn)行時，軸箱軸承承受并傳遞著列車轉(zhuǎn)向架與輪對之間各個方向作用力，受力工況復(fù)雜。為了探究軸箱軸承在惡劣的運(yùn)行工況下的動力學(xué)性能，有必要對其進(jìn)行動力學(xué)分析。

近年來，高速滾子軸承動力學(xué)仿真研究取得了較突出的進(jìn)展［1-8］，所建立的軸承動力學(xué)模型能夠較精確地表述軸承各元件的動力學(xué)性能［1， 2］、軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)性能［3， 4］、彈性軸承元件［5， 6］及表面帶有缺陷的軸承元件［7， 8］對軸承動力學(xué)性能的影響等。但是這些研究沒有考慮高速列車系統(tǒng)對軸承的影響，不能反映在高速列車實(shí)際運(yùn)行工況下軸箱軸承的動力學(xué)特性。郝燁江［9］等考慮了高速列車運(yùn)行工況，利用ABAQUS - explicit計(jì)算模塊對簡化的單列軸承模型進(jìn)行了動力學(xué)計(jì)算分析，但對軸承元件的運(yùn)動設(shè)置了較多的約束，依然不能真實(shí)反映軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中各元件的動力學(xué)特性。

為了研究高速列車實(shí)際運(yùn)行工況下軸箱軸承各元件的動力學(xué)性能，以某型高速列車所用雙列圓錐滾子軸箱軸承為研究對象，基于SIMPACK軟件鐵路模塊對高速列車整車進(jìn)行動力學(xué)仿真得到了列車運(yùn)行時軸箱軸承所受外力并導(dǎo)入軸承動力學(xué)模型，基于舍弗勒公司滾動軸承動力學(xué)仿真軟件CABA3D建立了軸箱軸承三維動力學(xué)模型，對軸承進(jìn)行動力學(xué)仿真，探究了高速列車實(shí)際運(yùn)行工況下，軸箱軸承的動力學(xué)響應(yīng)。

2　高速列車軸箱軸承動力學(xué)建模

基于CABA3D建立高速列車軸箱軸承動力學(xué)模型，下面闡述建模過程。

2.1軸承動力學(xué)建模理論

基于多體系統(tǒng)動力學(xué)理論［10］對滾動軸承進(jìn)行動力學(xué)分析。根據(jù)這一理論，軸承系統(tǒng)動力學(xué)模型一般形式可表示為：

2.2建立幾何模型

以某型高速列車雙列圓錐滾子軸箱軸承為研究對象進(jìn)行分析，建立了高速列車軸箱軸承三維幾何模型，如圖1所示。軸承的基本幾何參數(shù)為：外徑 D=240mm，內(nèi)徑d=130mm ，寬度B=80mm 。

為了便于區(qū)分，稱初始時刻位于Xb軸負(fù)半軸的一列滾子與保持架為第一列滾子、第一列保持架，稱初始時刻位于Xb軸正半軸的一列滾子與保持架為第二列滾子、第二列保持架，以初始時刻處于軸承最下端的兩個滾子為滾子1，如圖1所示。

2.3定義各元件運(yùn)動自由度

高速列車軸箱軸承外圈與軸箱箱體間隙配合，外圈運(yùn)動不受到約束，因此定義軸承外圈具有空間全部六個運(yùn)動自由度。

圖1　高速列車軸箱軸承三維幾何模型

內(nèi)圈與列車車軸過盈配合，內(nèi)圈被約束在列車車軸上，繞列車車軸（圖1中Xb軸）轉(zhuǎn)動，因此定義內(nèi)圈僅具有一個自由度：繞Xb軸的轉(zhuǎn)動自由度。

滾子與保持架在軸承工作時不受到任何約束，定義軸承滾子和保持架具有空間全部六個運(yùn)動自由度。

2.4定義軸承元件間接觸

在軸承工作時，滾子與內(nèi)圈、外圈、保持架等元件會發(fā)生較復(fù)雜的接觸和碰撞，對軸承的動力學(xué)性能具有較大的影響。為了便于分析，在滾子/外圈滾道、滾子/內(nèi)圈滾道、滾子/內(nèi)圈擋邊、滾子引導(dǎo)面/保持架兜孔、滾子端面/保持架兜孔等區(qū)域定義了接觸，如圖2所示。

圖2　軸承各元件間接觸

2.5高速列車軸箱軸承所受外載荷

高速列車軸箱軸承通過內(nèi)圈、外圈與列車其它部件配合，由于內(nèi)圈運(yùn)動受到約束，將外圈承受的列車其它部件的作用力作為軸承所受外載荷。

高速列車軸箱軸承外圈與軸箱箱體配合，軸箱箱體與車輛轉(zhuǎn)向架構(gòu)架通過轉(zhuǎn)臂定位節(jié)點(diǎn)、一系彈簧、一系垂向減振器相連，如圖3所示。列車運(yùn)行時，車輛轉(zhuǎn)向架構(gòu)架向軸箱箱體施加作用力，軸箱箱體把這一作用力傳遞給軸箱軸承外圈，此即為外圈所受外載荷。由于軸箱軸承封閉于軸箱箱體之內(nèi)，外圈所受外載荷無法直接測量，需要通過高速列車動力學(xué)仿真計(jì)算得到。

基于多體動力學(xué)軟件SIMPACK建立高速列車動力學(xué)模型，模型包括車體、轉(zhuǎn)向架構(gòu)架、軸箱裝置（包含軸箱箱體、軸箱軸承兩部分）、輪對等列車主要部件。車體與轉(zhuǎn)向架構(gòu)架通過二系彈簧和減振器連接，轉(zhuǎn)向架構(gòu)架與軸箱裝置通過一系彈簧、減振器以及轉(zhuǎn)臂定位節(jié)點(diǎn)連接，軸箱裝置約束于輪對上。模型考慮了車體、轉(zhuǎn)向架構(gòu)架、輪對的全部6個空間運(yùn)動自由度，軸箱裝置隨輪對平動，但不能轉(zhuǎn)動。需要說明的是，模型中的所有列車部件均視為剛體，軸箱裝置略去了軸箱軸承元件，將軸箱箱體與軸箱軸承簡化為一個整體，故通過列車整車仿真計(jì)算直接得到的是車輛轉(zhuǎn)向架構(gòu)架作用于軸箱箱體的作用力。由于軸箱箱體自身質(zhì)量遠(yuǎn)小于其所承受的轉(zhuǎn)向架構(gòu)架質(zhì)量，可以假設(shè)轉(zhuǎn)向架構(gòu)架傳遞給軸箱箱體的作用力等于軸箱軸承外圈所承受的軸箱箱體傳遞的外載荷。

圖3　軸箱裝置與車輛轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的連接

以某高速鐵路實(shí)測軌道不平順位移譜為高速列車動力學(xué)仿真時的軌道不平順激勵。設(shè)置輸入高速列車動力學(xué)模型的軌道不平順位移譜開始平滑長度為0.02km，實(shí)測線路譜長度3.435km，終止平滑長度為0.545km，總長度4km，如圖4所示。

圖4　高速列車動力學(xué)仿真軌道不平順位移譜

設(shè)定高速列車運(yùn)行速度為300km/h，對所建立的高速列車動力學(xué)模型進(jìn)行仿真，計(jì)算得到了列車運(yùn)行過程中軸箱軸承外圈所受外載荷，如圖5所示。

3　計(jì)算結(jié)果分析

3.1軸箱軸承動力學(xué)仿真工況

對列車運(yùn)行速度300km/h工況下的高速列車軸箱軸承進(jìn)行動力學(xué)分析，該工況下軸箱軸承內(nèi)圈自轉(zhuǎn)角速度為1 938r/min，定義內(nèi)圈以此速度勻速轉(zhuǎn)動，定義外圈初始自轉(zhuǎn)角速度為0。此外，為了使軸承盡快進(jìn)入穩(wěn)定工作狀態(tài)，依據(jù)軸承運(yùn)動學(xué)理論計(jì)算公式［11］計(jì)算得到了純滾動情況下滾子自轉(zhuǎn)角速度、公轉(zhuǎn)角速度和保持架的自轉(zhuǎn)角速度，以之作為軸承動力學(xué)模型中滾子和保持架的初始速度，如表1所示。

表1　軸箱軸承各元件初始角速度

在第2部分中整車仿真計(jì)算得到的軸箱軸承外載荷中選取時長為1s的時間歷程，作為軸箱軸承動力學(xué)仿真的外載荷，輸入軸箱軸承動力學(xué)模型，如圖6所示。

圖5　列車運(yùn)行時軸箱軸承外圈所受外載荷

圖6　導(dǎo)入軸箱軸承動力學(xué)模型的軸承外圈外載荷

3.2軸承元件接觸作用計(jì)算結(jié)果分析

通過軸箱軸承動力學(xué)仿真計(jì)算得到了軸承各元件之間的接觸力、接觸應(yīng)力。

表2列出了位于第一列和第二列的滾子1、滾子7、滾子13（滾子編號按繞X軸逆時針旋轉(zhuǎn)方向排序）與軸承其它元件產(chǎn)生的最大接觸力、最大接觸應(yīng)力。

由表2可以看出：滾子與軸承套圈（內(nèi)圈或外圈）滾道產(chǎn)生的最大接觸力、最大接觸應(yīng)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于滾子在其余接觸區(qū)域產(chǎn)生的最大接觸力、最大接觸應(yīng)力。

表2　不同滾子與軸承其它元件的最大接觸力Fmax/ kN與最大接觸應(yīng)力σmax/ MPa

由表2可知：第一列滾子與內(nèi)圈滾道最大接觸力、最大接觸應(yīng)力分別為17.93kN、1 248MPa，而該列不同滾子與外圈滾道最大接觸力、最大接觸應(yīng)力差值最大分別僅為0.34kN、25MPa，這說明第一列不同滾子與外圈接觸作用沒有明顯差異。采用類似分析計(jì)算可以得知：位于同一列的不同滾子與軸承套圈滾道產(chǎn)生的最大接觸力、接觸應(yīng)力大體相同。

不失一般性，后續(xù)以兩列滾子中的滾子1作為對象探究高速列車軸箱軸承的動力學(xué)性能。

圖7a和圖7b展示了第一列滾子1和第二列滾子1（本節(jié)中下文將滾子1簡寫為滾子）與內(nèi)、外圈滾道在接觸區(qū)域的接觸力隨時間的變化規(guī)律。

滾子與內(nèi)、外圈滾道在接觸區(qū)域不同接觸點(diǎn)產(chǎn)生的接觸應(yīng)力值是變化的，為了便于分析，圖8a和圖8b展示了每一時刻軸承兩列滾子與內(nèi)、外圈滾道在接觸區(qū)域產(chǎn)生的最大接觸應(yīng)力隨時間的變化規(guī)律。

結(jié)合表2、圖7以及圖8可以得知：

滾子在徑向載荷作用區(qū)域與內(nèi)、外圈滾道均產(chǎn)生接觸，在非徑向載荷作用區(qū)域只與外圈產(chǎn)生接觸，這符合向心滾子軸承的運(yùn)動規(guī)律。此外，由于軸承承受的徑向載荷較大，載荷作用區(qū)域非常小，滾子公轉(zhuǎn)一周過程中與內(nèi)圈接觸時間約為0.01s，僅約占滾子公轉(zhuǎn)一周用時的1/6。

由圖7和圖8展示的滾子與軸承套圈滾道的接觸作用第一列和第二列對比可知：

滾子每公轉(zhuǎn)一周過程中，第一列滾子與軸承套圈滾道的最大接觸力、最大接觸應(yīng)力顯著大于第二列滾子。這說明在列車實(shí)際運(yùn)行工況下，軸箱軸承兩列滾子與軸承套圈的接觸作用具有顯著的差異。

由圖7a與7b、圖8a與圖8b展示的各列滾子與內(nèi)圈滾道和與外圈滾道的接觸作用對比可知：

圖7　滾子與軸承套圈滾道的接觸力隨時間變化曲線

各列滾子在每公轉(zhuǎn)一周過程中，與內(nèi)、外圈滾道的接觸力的最大值基本相同，這說明滾子自身運(yùn)動對內(nèi)圈滾道產(chǎn)生的作用力遠(yuǎn)小于外圈傳遞的外載荷；而與內(nèi)圈滾道最大接觸應(yīng)力的最大值顯著大于與外圈滾道，造成這個差異的原因是軸承外圈滾道的曲率半徑大于內(nèi)圈滾道，約為210mm，而內(nèi)圈滾道的曲率半徑約為160mm。

圖8　滾子與軸承套圈滾道的最大接觸應(yīng)力隨時 間變化曲線

3.3保持架質(zhì)心運(yùn)動計(jì)算結(jié)果分析

對軸箱軸承進(jìn)行動力學(xué)仿真得到了兩列保持架的質(zhì)心運(yùn)動位移隨時間變化規(guī)律，計(jì)算結(jié)果如圖9所示。

圖9a展示了兩列保持架質(zhì)心沿Xb坐標(biāo)軸的位移隨時間變化曲線，圖9b繪制出兩列保持架質(zhì)心在Yb-Zb平面內(nèi)的運(yùn)動軌跡，可以看出：

在經(jīng)歷初始時刻的小幅波動后，兩列保持架質(zhì)心在之后大多數(shù)時間內(nèi)在沿Xb軸方向穩(wěn)定在初始位置。

圖9　保持架質(zhì)心運(yùn)動規(guī)律

兩列保持架質(zhì)心沿Yb、Zb軸方向一開始呈現(xiàn)較劇烈的波動，之后運(yùn)動逐漸平緩，最后在某一位置附近波動。兩列保持架質(zhì)心在Yb- Zb空間內(nèi)的波動范圍大致相同。

結(jié)合圖9a和圖9b可以得知：高速列車運(yùn)行時，軸箱軸承兩列保持架質(zhì)心不會產(chǎn)生高頻渦動現(xiàn)象，而是逐漸穩(wěn)定下來，在某一位置附近作微幅波動。

4　結(jié)論

基于舍弗勒公司軸承三維動力學(xué)仿真軟件對在高速列車實(shí)際運(yùn)行工況下的高速列車軸箱軸承進(jìn)行了動力學(xué)仿真，仿真結(jié)果表明：

（1）軸承滾子與軸承套圈滾道接觸區(qū)域產(chǎn)生最大接觸力、接觸應(yīng)力遠(yuǎn)大于其它接觸區(qū)域，而滾子與內(nèi)圈滾道的最大接觸應(yīng)力顯著大于與外圈滾道最大接觸應(yīng)力，因此滾子與內(nèi)圈滾道接觸狀態(tài)最惡劣。

（2）軸承兩列滾子與軸承套圈滾道的接觸作用存在顯著的差異，因此在分析滾子的動力學(xué)性能時需要對兩列滾子都進(jìn)行分析。

（3）軸承兩列保持架質(zhì)心運(yùn)動規(guī)律大致相同：軸承開始運(yùn)行時兩列保持架質(zhì)心會產(chǎn)生較大的波動，隨著時間的推移，質(zhì)心逐漸趨于穩(wěn)定，不會產(chǎn)生高頻渦動現(xiàn)象。兩列保持架質(zhì)心在空間的波動范圍大致相同。

［1王風(fēng)濤，景敏卿，劉恒. 高速圓柱滾子軸承動力學(xué)分析［J］. 哈爾濱軸承，2014，4：3-9.

［2］胡廣存，魏鐵建，鄧四二等. 雙列圓錐滾子軸承動力學(xué)分析［J］. 河南科技大學(xué)學(xué)報：自然科學(xué)版，2014，6： 14-19.

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（編輯：林小江）

Dynamic analysis of axle box bearing of high-speed train

Ge Lisen， Zhang Weihua

（State Key Laboratory of Traction Power， Southwest Jiaotong University， Chengdu 610031， China）

A dynamic simulation of the high-speed train is carried out to acquire the external load acting on the axle box bearing of the train considering the train's actual operating conditions. A three-dimensional dynamic model of a two-row tapered roller bearing mounted in the axle box of one type of high-speed train is modeled. Dynamic simulation of the bearing is executed to research on the contact forces and contact pressures between the rollers and the other components of the bearing and the motion stability of the cages. It is concluded that the contact status between the rollers and the inner ring raceway is the worst. The dynamic properties of the rollers from the two rows are signifcantly different. The cages' mass centers tend to stabilize and won't whirl at a high frequency. A basis is provided for the calculation， analysis and application of the axle box bearing of the high-speed train.

high-speed train， axle box bearing， dynamic simulation

TH133.33+4

A

1672-4852（2016）01-0003-06

2016-03-10.

蓋利森（1992-），男，在讀碩士.

國家自然科學(xué)基金高鐵聯(lián)合基金 （編號：U1234208）；國家自然科學(xué)基金青年科學(xué)基金（編號：51105342）.