高速列車軸承可靠性評估關(guān)鍵力學(xué)參量研究進展1)

王曦 侯宇 孫守光 李強 任尊松

(北京交通大學(xué)機械與電子控制工程學(xué)院,北京 100044)

引言

通過引進、消化、吸收和再創(chuàng)新,我國在高速列車系統(tǒng)集成技術(shù)、轉(zhuǎn)向架技術(shù)、車體技術(shù)和制造技術(shù)等方面已處于世界先進水平,具備研發(fā)當(dāng)今最先進的高速列車并規(guī)?；圃齑蟛糠肿酉到y(tǒng)的能力.在“復(fù)興號”中國標(biāo)準(zhǔn)動車組平臺上,我國實現(xiàn)了車輪、車軸、齒輪箱、制動盤等輪軸系統(tǒng)核心部件的國產(chǎn)化.然而,作為高速列車關(guān)鍵基礎(chǔ)零部件之一的軸承,其核心技術(shù)目前我國尚不完全掌握.

圖1 展示了高速列車牽引傳動系統(tǒng)中軸承的種類和布置情況.如圖1 所示,包括軸箱軸承、齒輪箱軸承以及牽引電機軸承在內(nèi)的滾動軸承是高速列車牽引傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵基礎(chǔ)零部件.高速列車高性能滾動軸承的自主設(shè)計理論及制造技術(shù),直接體現(xiàn)了國家高端制造的能力和水平[1].目前,全國高速鐵路里程將達(dá)到3 萬千米以上,高速列車保有量超過3000 組標(biāo)準(zhǔn)列,關(guān)鍵軸承使用量達(dá)到30 萬套以上.然而,高速列車軸箱軸承、齒輪箱軸承和牽引電機軸承全部依賴進口,主要由德國FAG、瑞典SKF 和日本NTN等國外知名供應(yīng)商壟斷[2].軸承為壽命管理部件,需定期更換,如無國產(chǎn)化替代,一旦被國外封鎖“卡脖子”,高鐵列車將無法正常運行,嚴(yán)重影響國民經(jīng)濟的健康高效發(fā)展和產(chǎn)業(yè)安全,我國急需開展高速列車軸承部件的自主化研究.

圖1 高速列車牽引傳動系統(tǒng)軸承示意圖Fig.1 Schematic diagram of bearings in high-speed train traction system

我國高速列車軸承目前要求的軸承壽命為240萬千米,檢修周期為120 萬千米,但有些裝配在我國CRH2 和CRH3 型高速列車的進口軸承在運行60～90 萬千米后即出現(xiàn)由疲勞引起滾道剝離的現(xiàn)象[3].這些故障的連鎖反應(yīng)增大了維修的工作量,干擾列車運用和檢修的正常秩序,嚴(yán)重時甚至威脅列車運行安全.對于進口軸承“水土不服”的問題說明軸承結(jié)構(gòu)在實際線路環(huán)境中的承載、動力學(xué)行為以及潤滑特性比現(xiàn)有設(shè)計工況中的情況要復(fù)雜惡劣得多.究其根本原因,是我國高速列車運用條件極為復(fù)雜,表現(xiàn)為列車運用密度高、持續(xù)運行時間和運行里程長、隧道眾多、路譜載荷豐富,我國特有的高速列車運用條件對軸承部件的疲勞性能提出了更高的要求.

軸承涉及材料、力學(xué)、摩擦學(xué)、潤滑等基礎(chǔ)研究和交叉學(xué)科,是設(shè)計、制造、材料、檢驗等一系列關(guān)鍵技術(shù)自主創(chuàng)新能力的集中體現(xiàn).國外多個著名軸承供應(yīng)商積累了大量軸承實驗和運用數(shù)據(jù),但文獻(xiàn)和技術(shù)資料高度保密,我國在該領(lǐng)域的研究尚處于攻關(guān)階段.國內(nèi)洛軸和瓦軸等專業(yè)軸承制造企業(yè)聯(lián)合國內(nèi)高校和研究所對高速列車軸箱軸承進行了試制和試驗,在軸承材料制備、結(jié)構(gòu)設(shè)計與分析、高精度制造、臺架試驗考核等方面積累了一定經(jīng)驗.但是,國內(nèi)對高速列車軸承設(shè)計技術(shù)、制造技術(shù)、綜合評估技術(shù)尚未開展系統(tǒng)性研究,正向設(shè)計體系不完整.軸承可靠性的基礎(chǔ)理論和關(guān)鍵技術(shù)是我國軸承正向設(shè)計研發(fā)中的薄弱環(huán)節(jié).目前在可靠性設(shè)計層面缺乏對軸承使用環(huán)境的深入分析,在可靠性評估層面仍需加強試驗研究手段和測試技術(shù),在可靠性理論層面缺乏復(fù)雜激勵下滾動接觸疲勞理論的應(yīng)用指導(dǎo),這些成為制約我國高速列車軸承自主化研究的瓶頸問題.其中,高速列車軸承可靠性評估手段與技術(shù)旨在獲得使用環(huán)境中軸承可靠性評估的關(guān)鍵力學(xué)參量,并以此推動復(fù)雜激勵下軸承疲勞可靠性理論研究.因此,可靠性評估層面的相關(guān)研究在解決軸承可靠性研究的瓶頸問題中起到了承上啟下的關(guān)鍵作用.

本文首先對高速列車軸承在復(fù)雜使用環(huán)境中的典型失效模式進行總結(jié)概述,進一步分析導(dǎo)致高速列車發(fā)生這些典型失效的直接原因,從而論述在這樣的運用情況下進行軸承可靠性評估需要關(guān)注軸承內(nèi)部滾滑行為和載荷分布等關(guān)鍵力學(xué)參量.之后對軸承滾滑行為和載荷分布兩個方面的研究進展進行綜述.最后對高速列車軸承可靠性評估層面的研究進行總結(jié)與展望.

1 高速列車軸承典型失效模式

國際標(biāo)準(zhǔn)化組織(ISO) 提出一種對軸承損壞和失效進行分類的方法(ISO 15243)[4].基于滾動元件接觸表面和其他功能表面上可見的特征,該標(biāo)準(zhǔn)識別6 個主要的故障模式及與其造成的持續(xù)損壞子模式,并確定了每種故障類型涉及的機制.按照這一標(biāo)準(zhǔn),SKF 公司在其鐵路技術(shù)手冊中統(tǒng)計了國外運營中實際發(fā)生的高速列車軸箱軸承和齒輪箱軸承損傷及破壞,對相應(yīng)的損傷原因進行了分析,并分別給出了損傷失效分析矩陣[5-6].其中,SKF 給出的軸箱軸承損傷失效分析矩陣參見SKF 鐵路技術(shù)手冊第一卷135 頁[5],本文中表1 引用了SKF 鐵路技術(shù)手冊第二卷中齒輪箱軸承的損傷失效分析矩陣[6].由于運行工況、環(huán)境因素、潤滑條件、裝配操作等原因,軸箱軸承和齒輪箱軸承主要失效模式大體相同,均是表面材料的疲勞剝離、接觸面的摩擦磨損以及疲勞裂紋.同時,SKF 還對這些軸承失效最常發(fā)生的部位進行了統(tǒng)計,發(fā)現(xiàn)外圈滾道是最頻繁發(fā)生損傷失效的部位[6].

表1 高速列車軸承損傷失效模式及可能原因[6]Table 1 Damage and failure matrix of high-speed train bearings[6]

相較于國外,我國有著特有的高速列車運行工況,我國高速列車運行環(huán)境更加復(fù)雜惡劣.具體表現(xiàn)為:(1)列車運用密度高、持續(xù)運行時間和運行里程長.以京廣高鐵為例,京廣高鐵總里程超過2000 km,每趟高鐵列車要持續(xù)高速運行8 h 以上;(2) 線路條件復(fù)雜多樣.我國幅員遼闊,一條高速鐵路線可能穿過平原、丘陵、山區(qū)等眾多地形,同時線路隧道橋梁眾多,這些多樣的線路條件都給高速列車帶來了復(fù)雜的外部激擾;(3) 列車運行環(huán)境溫差大.冬季南北地區(qū)溫差可能超過50?C.在這樣復(fù)雜的運行環(huán)境中,隨著高速列車速度的不斷提高,來自輪軌相互作用產(chǎn)生的激擾頻率范圍已顯著高于普通軌道機車車輛,如果考慮列車使用過程中輪對踏面的多邊形磨耗、擦傷以及扁疤等變化,將會使來自輪軌的激勵更加復(fù)雜.這些因素的共同作用勢必導(dǎo)致高速列車軸承部件的使用環(huán)境變得非常惡劣,從而引起軸承的損傷及早期失效[3].通過對國內(nèi)各型高鐵軸箱軸承檢修統(tǒng)計分析發(fā)現(xiàn),損傷部位及損傷形式多種多樣,其中發(fā)生頻率最高的損傷形式為軸承外圈滾道材料的剝離[7].圖2 中給出了一些高鐵軸箱軸承外圈滾道材料剝離失效的典型案例.這種外圈材料的疲勞剝離均集中發(fā)生在外圈滾道的軸承承載區(qū).承載區(qū)范圍的外圈滾道持續(xù)不斷的承受交變應(yīng)力及沖擊載荷,這使得外圈承載區(qū)成為了疲勞剝離的高發(fā)區(qū)域.

圖2 高鐵軸箱軸承外圈材料的剝離.(a)(c)(e)外圈失效試樣.(b)(d)(f)分別為(a)(c)(e)紅圈位置放大圖[7]Fig.2 Spalling in outer ring of high-speed train axle-box bearings.(a)(c)(e)Outer ring failure specimens,(b)(d)(f)Magnified view of red circle region in(a)(c)(e)respectively[7]

總的來說,影響高速列車軸承可靠性的軸承損傷主要有兩種形式:以摩擦磨損為主的損傷,以及以疲勞裂紋、剝落為主的破壞,而運行工況、環(huán)境因素、潤滑條件等都會不同程度的影響高速列車軸承可靠性.為避免軸承運行過程中發(fā)生損傷失效,需要實時掌握軸承運行狀態(tài),利用可靠性相關(guān)關(guān)鍵力學(xué)參量進行使用軸承的可靠性驗證與評估.

2 軸承可靠性評估關(guān)鍵力學(xué)參量

為了揭示復(fù)雜使用條件和軸承壽命之間的關(guān)系,需要獲取一些關(guān)鍵力學(xué)參量來對高速列車軸承進行性能評估和壽命預(yù)測,以此推動復(fù)雜激勵下軸承疲勞可靠性理論研究.一套完整的滾動軸承包括內(nèi)外圈、滾動體和保持架,而這些部件之間的接觸行為和相互作用力是軸承運轉(zhuǎn)過程中的關(guān)鍵力學(xué)參量.因此,造成高速列車軸承滾道磨損和疲勞剝落的直接原因可以分別追溯到軸承內(nèi)部部件間的滾滑行為[8-10]和滾動接觸載荷[11-13].一方面軸承內(nèi)部的磨損是由于一定條件下軸承內(nèi)部的打滑行為造成的,另一方面,軸承內(nèi)部變化的載荷及其分布是影響軸承疲勞可靠性的重要參數(shù),交變的徑向載荷及切向載荷不僅會對軸承的滾動接觸疲勞性能造成影響[14],其中由滑動摩擦引起的切向載荷還會加劇軸承內(nèi)部的磨損[15].

打滑作為軸承內(nèi)部的異常運動,經(jīng)常出現(xiàn)于輕載高速的工況下[16-17].在輕載高速的情況下,軸承內(nèi)部滾子無法實現(xiàn)運動學(xué)上純滾動時的行星運動,從而出現(xiàn)保持架及滾子的打滑.高速列車牽引電機最大轉(zhuǎn)速可以達(dá)到6000 r/min,使得輸入端軸承工作在輕載高速環(huán)境中.而軸箱軸承雖然承受載荷較大,但由于外部激擾的原因,在轉(zhuǎn)動過程中也存在打滑現(xiàn)象,同時外部激擾的加強會增大軸箱軸承的打滑程度[18].打滑不僅加速滾動軸承的磨損,破壞滾動軸承的旋轉(zhuǎn)精度,還將導(dǎo)致滾動軸承及潤滑油溫度劇增[19],局部高溫破壞潤滑油膜,導(dǎo)致滾動軸承壽命的縮短.由于打滑對滾動軸承的工作性能影響的嚴(yán)重性,滾動軸承的打滑問題得到了軸承行業(yè)的高度重視,已成為該領(lǐng)域的關(guān)鍵共性科學(xué)問題,如何預(yù)測、檢測、減輕或消除打滑對軸承性能的影響成為高精度、長壽命軸承研發(fā)的技術(shù)瓶頸.

軸承內(nèi)部的載荷分布是軸承最重要的運行參數(shù)之一[20].向心軸承內(nèi)部的載荷包括徑向載荷及切向載荷.其中徑向載荷分布在軸承的徑向剛度[21-23],承載能力[24-25],疲勞壽命[26-28],振動和動力學(xué)特征[29-30]等方面扮演著重要的角色.同時,由于軸承內(nèi)部的疲勞剝落或裂紋多發(fā)生在承載區(qū)最中間的外圈內(nèi)滾道上[7],了解這一位置的接觸載荷變化對可靠性評估和疲勞壽命預(yù)測有著重要意義.然而軸承內(nèi)部徑向載荷的計算與測試均存在一定困難.理論計算方面,首先軸承內(nèi)部的滾動體以不同的方式參與到載荷傳遞中,每個滾動體承受的載荷是不均勻的;其次軸承內(nèi)部游隙及外加載荷與載荷分布之間存在復(fù)雜的關(guān)系[31-32].這些都使得在計算軸承內(nèi)部徑向載荷分布時要考慮大量因素.載荷測試方面,受配合量影響的徑向游隙以及隨時間變化的動態(tài)外加載荷給軸承內(nèi)部的載荷分布帶來了很大的不確定性[32].此外軸承在位運行環(huán)境的空間限制[25,33]、軸承壓裝引起的預(yù)加載荷[26]以及實際測試中通常不允許對軸承進行較大改造的限制條件,這些都增加了軸承內(nèi)部徑向載荷分布測試的難度.直接測量軸承內(nèi)部單個滾動體與滾道之間的切向載荷通常也是非常困難的,但它與滾動體與滾道之間的總的摩擦力或摩擦力矩有關(guān).綜上所述,研究并檢測軸承運行過程中滾滑行為及載荷分布特性對軸承性能評估和壽命預(yù)測具有重要的科學(xué)價值和實際工程意義.

3 軸承內(nèi)部滾滑行為研究

滾動軸承內(nèi)部的運動關(guān)系比較復(fù)雜,滾動體既要繞自身軸線旋轉(zhuǎn),又要繞軸承軸線公轉(zhuǎn);在滾動的同時,沿滾道還伴隨著一定的滑動.目前,滾動軸承的運動學(xué)分析廣泛采用假設(shè)滾動體與內(nèi)外圈之間均為純滾動的簡單運動學(xué)關(guān)系假設(shè),來計算保持架轉(zhuǎn)速和滾動體自轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速,但這種假設(shè)只適用于低速重載情況[34].對于軸承滾子打滑的運動行為研究,Jones[35]提出的套圈控制理論在早期的軸承設(shè)計中得到相對簡單且廣泛應(yīng)用.該理論假定滾動體在一個套圈滾道上無自旋運動僅發(fā)生純滾動,采用擬靜力學(xué)方法建立滾動體的力學(xué)平衡方程組.套圈控制理論一般適用于摩擦系數(shù)足夠大的高速軸承[16],20 世紀(jì)60年代高速軸承幾乎都依此方法進行設(shè)計.之后Walters[36]假定滾動體的運動是穩(wěn)定不變的,以此建立滾動體的運動微分方程,提出了滾動體的動力學(xué)分析方法.但由于滾動軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷和轉(zhuǎn)速的變化導(dǎo)致滾動體接觸角和離心力的改變,使得滾動體運動穩(wěn)定不變的假設(shè)不適用于承受外加激勵的滾動軸承的動態(tài)過程[37].

此后,隨著考慮影響因素的增多,軸承滾滑行為特征的研究得到逐漸完善.Harris[34]采用擬靜力學(xué)法建立了高速滾子軸承的打滑預(yù)測模型,研究了軸承載荷、轉(zhuǎn)速以及滾動體數(shù)目對滾動軸承打滑的影響,這里他綜合考慮滾動體受到的與內(nèi)外圈之間的摩擦力、接觸力、滾動體所受的離心力以及流體阻力等因素.Gupta[37]采用動力學(xué)分析方法建立了止推角接觸軸承中球的6 自由度運動微分方程,考慮了彈流潤滑的影響,研究了球的瞬態(tài)運動行為,實現(xiàn)了潤滑狀態(tài)下軸承的打滑仿真.Hirano[38]通過實驗研究了軸向載荷下角接觸球軸承球的運動及打滑發(fā)生的條件.試驗通過測量磁化球的磁通量的改變來進行,結(jié)果表明當(dāng)軸向載荷和離心力之比小于10 時,軸承內(nèi)部將發(fā)生打滑.Liao 等[39-41]通過對球軸承進行幾何分析和力平衡分析,同時考慮離心力的影響,獲得了球的接觸力和接觸角,然后利用Hirano 法則[38]研究了球軸承在徑向和軸向載荷同時作用下的打滑行為.Boness[42]研究了影響軸承內(nèi)部保持架和滾動體滑動的因素,并提出了用于防止高速角接觸球軸承中滾動體和保持架打滑所需的最小軸向載荷的經(jīng)驗公式.Ghaisas 等[43]為仿真所有滾動體的運動,提出了圓柱滾子軸承6 自由度模型,研究了內(nèi)圈轉(zhuǎn)速的變化、不對中、滾子大小和保持架的不對稱性對保持架運動的影響.結(jié)果表明,在輕載高速情況下,保持架的不穩(wěn)定性是滾子與內(nèi)、外圈間隙及滾子與保持架兜孔間隙的函數(shù).Wang 等[44]發(fā)展了一套動態(tài)模型,研究了角接觸球軸承軸向載荷、轉(zhuǎn)動速度等對軸承內(nèi)部滾子打滑的影響,并討論了打滑狀態(tài)下軸承內(nèi)部滾動體和滾道接觸力的變化.李軍寧等[8,19,45]進行了一系列實驗,研究了不同滑差率下打滑引起的溫升效應(yīng)以及接觸面溫度變化對打滑行為的影響.涂文兵等[17,46]提出了滾動體咬入軸承承載區(qū)的動力學(xué)模型,并討論了打滑狀態(tài)對軸承運行振動噪聲的影響.

針高速列車軸箱軸承,查浩等[18]在車輛與軌道耦合動力學(xué)模型基礎(chǔ)上,考慮軸承與列車耦合運動關(guān)系,建立了6 自由度滾子和6 自由度保持架的雙列圓錐滾子軸承模型,研究了高速動車組軸箱軸承在有無軌道激擾的情況下內(nèi)部動態(tài)打滑情況.其模型如圖3 所示.在車速300 km/h,軌道隨機激擾采用實測的“京津譜”激擾時,軸箱軸承保持架打滑情況如圖4 所示.結(jié)果表明,不論是否有外加軌道激擾,軸承在高速運行時內(nèi)部都存在一定的打滑現(xiàn)象.另一方面,在軌道激擾條件下,保持架打滑速度的均值略大于無激擾條件下保持架打滑速度的均值,且動態(tài)變化幅度上前者明顯大于后者,說明激勵會使軸承內(nèi)部發(fā)生更嚴(yán)重的打滑現(xiàn)象.

圖3 包含軸箱軸承的車輛?軌道系統(tǒng)動力學(xué)模型[18]Fig.3 Vehicle-track system dynamic model including the axle box bearing[18]

圖4 有無軌道激擾情況下軸箱軸承保持架打滑速度對比[18]Fig.4 Comparison of cage slip speed of axle box bearing with or without track excitation[18]

在滾滑行為檢測方面,之前的研究采用的方法按照直接測量的物理量的不同可以分為三類,即電磁傳感器法、光學(xué)傳感器法和振動傳感器法.Boness[47]利用磁傳感器和電子脈沖計數(shù)器來監(jiān)測保持架和滾子轉(zhuǎn)速,進而得到軸承內(nèi)部保持架及滾動體的滾滑狀態(tài).O’Brien 等[48]通過帶有磁性拾取器的保持架鉚釘來獲得保持架速度,從而進行滾滑行為表征.Qu等[49]運用改進的磁巴克豪森噪聲技術(shù),提出了一種用于檢測軸承鋼滑動損傷的無損檢測方法.Ford等[50]通過記錄軸和保持架上的逆向反射標(biāo)記的脈沖,用光學(xué)方法測量軸和保持架的速度并計算得到保持架打滑率.Selvaraj 等[51]在研究軸承內(nèi)部保持架及滾動體打滑影響因素時,使用了3 個由光電傳感器和光柵盤組成速度傳感器來分別獲得內(nèi)圈,保持架和滾子的速度.Prashad[52]為檢測軸承內(nèi)部缺陷,測量了軸承的加速度信號,并使用信號的頻率表征保持架滑移,研究了保持架打滑對缺陷檢測的影響.Markho 等[53]應(yīng)用激光多普勒儀測量了保持架和滾子速度.Han 等[54]在保持架上黏貼反射板,并使用激光轉(zhuǎn)速計確定保持架轉(zhuǎn)速以及保持架滑動.Li 等[55]搭建了軸承部件打滑損傷檢測試驗臺,通過對加速度信號進行快速傅里葉變換和離散小波變換,分析了徑向載荷、溫度分布、打滑率等因素對滾子滾道打滑損傷的影響.

盡管上述方法和實驗系統(tǒng)可以有效地用于檢測保持架打滑并探究其影響因素,但由于這些方法大都需要對軸承本身進行一定改造或者對傳感器的布置空間有較大要求,這些方法都僅適用于實驗室環(huán)境中.目前研究及工程應(yīng)用中缺乏對實際使用中軸承的滾滑行為進行有效監(jiān)控的方法,這也是高速列車軸承在位測試技術(shù)發(fā)展的關(guān)鍵問題.

圖5 基于應(yīng)變響應(yīng)的保持架打滑檢測方法Fig.5 Method for detecting the cage slip based on the strain response

針對上述問題,提出了一種基于應(yīng)變響應(yīng)檢測的軸承滾滑行為在位檢測方法,這種方法通過在軸承外圈表面引入一個槽口并在槽口處粘貼應(yīng)變片來獲取軸承運行時的打滑情況.同時設(shè)計了原理性實驗對這一方法的有效性進行了驗證[56].圖5(a)和圖5(b)展示了實驗用的圓柱滾子軸承試樣及軸承外圈開槽情況.實驗中的軸承試驗臺被設(shè)計為能夠同時測量圓柱滾子軸承外圈的應(yīng)變以及軸和保持架的轉(zhuǎn)速,如圖5(c) 所示.保持架打滑不僅可以由速度信號進行表征,也可以由應(yīng)變信號進行表征.而在軸承使用狀態(tài)下,應(yīng)變信號比軸承內(nèi)部部件的轉(zhuǎn)速信號更容易獲取.實驗中基于應(yīng)變信號獲得的打滑率與基于速度信號獲得的打滑率呈現(xiàn)很好的一致性(如圖5(d)所示),這也證明了提出的基于應(yīng)變響應(yīng)的軸承內(nèi)部滾滑行為檢測方法的可行性.由于這種軸承滾滑行為在位檢測方法還是需對軸承或軸承座進行微小改造,該方法在實際軸承使用環(huán)境中的應(yīng)用效果還有待進一步研究和驗證.

4 軸承內(nèi)部載荷分布研究

4.1 徑向載荷

4.1.1 計算方法

在軸承內(nèi)部載荷分布計算方法方面,Stribeck[57]的工作被認(rèn)為是最早的研究.以Hertz 接觸理論為基礎(chǔ),Stribeck[57]在1901 年建立了軸承靜力學(xué)模型,給出了游隙為零且承受單一徑向載荷的球軸承以及向心滾子軸承的最大滾子負(fù)載和徑向外載荷之間的關(guān)系.由于徑向間隙為零,軸承的載荷區(qū)大小范圍為π.基于這個假設(shè),Stribeck 推導(dǎo)出一個計算滾動體上最大載荷的方程.[58]提出了一種積分方法來計算載荷分布.在的研究中,基于在載荷區(qū)域中存在大量具有極小直徑的滾動元件的假設(shè),用于計算載荷分布的表達(dá)式中的總和被積分代替.這個積分被稱為積分.指出,這一積分受軸承接觸類型以及徑向游隙與內(nèi)圈徑向跳動位移之比的影響.為了確定隨上述比例變化的積分值,將橢圓積分的變量引入到計算中.以積分為基礎(chǔ),Harris[20]發(fā)展了一個適用于任何游隙情況的軸承內(nèi)部載荷分布計算綜合模型.在這個模型中,Harris 提出了載荷分布因子的概念,同時利用數(shù)值方法對積分的值進行了調(diào)整并在后來的研究中被廣泛采用[59-60].Oswald 等[32]、Houpert[61]和田榮[62]各自利用多項式及分段函數(shù)對Sjov?ll 積分進行了擬合,簡化了軸承內(nèi)部載荷分布積分的計算方法.Tomovi?[31,63]定義了一個用于衡量邊界外部徑向載荷的系數(shù),以確定參與外部載荷傳遞的滾動體數(shù)量.Ren 等[64]提出了不需要計算接觸剛度的載荷分布計算模型.在此模型中,僅使用軸承的變形和幾何參數(shù)就可以確定徑向載荷分布.Aschenbrenner 等[65]提出了一種可以考慮軸承幾何尺寸偏差及其統(tǒng)計參數(shù)的圓柱滾子軸承徑向載荷分布和滾動體徑向偏移的計算方法.魏延剛等[66]比較了離散法、積分法和有限元法這3 種方法在軸承內(nèi)部載荷分布計算方面的優(yōu)劣性.Chen 等[67]研究了滾子尺寸偏大對圓柱滾子軸承內(nèi)部載荷分布的影響,分別考慮了1 個滾子偏大、多個滾子偏大和全部滾子偏大的情況,發(fā)現(xiàn)僅1 個滾子偏大時,軸承內(nèi)部載荷分布的改變最明顯.Zhou 等[68]建立了一種載荷分布計算模型,用于研究滾動體尺寸的微小差異對軸承內(nèi)部載荷分布的影響,其結(jié)果表明軸承內(nèi)部滾動體較小的尺寸差異會對明顯改變軸承內(nèi)部載荷分布.

盡管所有方法都能夠計算徑向載荷分布,但是這些方法大多數(shù)都有各自特定的應(yīng)用條件.例如,在Stribeck 的方程[57]中假定載荷區(qū)為π 并固定,這意味著Stribeck 的方法不適用于非零游隙軸承的計算.Tomovi?[31,63]和Ren 等[64]提出的離散模型不能用于獲得承荷區(qū)的角度范圍.在這些徑向載荷分布的所有計算方法中,由于適用范圍廣,由提出并由Harris 改進了的徑向載荷分布積分得到了研究者們的廣泛認(rèn)可與使用.但是,使用現(xiàn)有的徑向載荷分布積分值來計算載荷分布仍存在一些問題.首先,在通過積分的原始值或改進值獲得的載荷分布結(jié)果中,所計算的各滾動體載荷的垂直分量之和與外部徑向載荷不完全相等[20].這表明通過現(xiàn)有的徑向載荷分布積分值來計算徑向載荷分布是不準(zhǔn)確的,并且初始誤差將引入基于載荷分布的一系列相關(guān)計算中.其次,當(dāng)載荷分布系數(shù)大于0 且小于0.1 時,之前的研究沒有給出徑向載荷分布積分的值或計算積分的方法,這表明積分方法不適用于承載區(qū)較小的情況.而同時,承載區(qū)較小時的載荷分布對于確定滾動體的打滑行為[17]和軸承疲勞壽命[27]來說很重要.

上述計算方法都可以較好地獲得軸承內(nèi)部的靜態(tài)載荷分布,也可以用于高速列車軸承靜載狀態(tài)下的載荷分布求解.而針對軸承內(nèi)部動態(tài)載荷分布情況,尤其是對高速列車軸承這樣復(fù)雜使用環(huán)境中的承受內(nèi)外系統(tǒng)激勵的軸承來說,動力學(xué)模型則是解決軸承內(nèi)部動態(tài)載荷及其分布計算的有效方法.Petersen等[21-22]和Sawalhi 等[69-70]將軸承當(dāng)作質(zhì)量－彈簧－阻尼系統(tǒng)處理,通過非線性多體動力學(xué)模型計算得出了軸承內(nèi)部的動態(tài)載荷分布.Singh 等[71]建立了復(fù)雜的顯式動力學(xué)有限元模型,用來計算軸承內(nèi)部的動態(tài)接觸力.針對高速列車軸箱軸承系統(tǒng),考慮高速列車軸箱軸承復(fù)雜的使用環(huán)境,查浩等[72]基于包含軸箱軸承的車輛?軌道動力學(xué)模型(如圖3 所示),研究了軌道激擾和不同列車運行速度下滾子滾道接觸載荷特征.研究結(jié)果表明,軌道激擾對承載區(qū)內(nèi)的載荷分布影響不大,但是會使非承載區(qū)內(nèi)滾子與外圈滾道發(fā)生接觸,從而增大非承載區(qū)內(nèi)的分布載荷(如圖6(a)所示).另外對外圈受到的接觸載荷最大的區(qū)域進行研究發(fā)現(xiàn),隨著速度的增大,軌道激擾造成的振動越大,滾子滾道接觸載荷數(shù)據(jù)波動越大(如圖6(b)所示).基于考慮軸承的車輛軌道耦和動力學(xué)模型的載荷分布結(jié)果,查浩等[73]還對高速列車軸箱軸承運行過程中的累計損傷進行了計算,對軸承運行疲勞壽命進行了預(yù)測.

圖6 軌道激擾和運行速度對軸箱軸承內(nèi)部載荷分布和動態(tài)接觸載荷的影響[72]Fig.6 Effect of track excitation and running speed and on load distribution and dynamic contact load of axle box bearing[72]

4.1.2 測試技術(shù)

在軸承內(nèi)部載荷分布測試方法方面,20 世紀(jì)80年代,Frayer 等[74]發(fā)明了一種使用延性線插入件測量軸承載荷分布的方法.這種方法可以通過直接測量變形來獲得圓柱或圓錐滾子軸承內(nèi)部載荷分布.之后,Bailey 等[75]采用這種方法獲得圓錐滾子軸承的載荷分布,并通過修改圓錐滾子軸承外圈幾何形貌進一步優(yōu)化了這種分布.近年來,一些研究者利用不同類型的傳感器研究了滾動軸承內(nèi)部載荷分配問題[26,33,76-78].Monahan 等[78]將壓電薄膜傳感器布置在軸承、軸承支撐結(jié)構(gòu),或者機械連接到軸承的單獨部件上以監(jiān)控軸承的性能.這個發(fā)明可以檢測由壓力波引起的軸承或支撐結(jié)構(gòu)的彈性變形,并進一步預(yù)測滾子軸承的失效.Kwapisz 等[77]開發(fā)了一種應(yīng)變式的儀表軸承,用于測量軸承支撐的力,可以獲得隨雙列球軸承中的角位置變化的外圈載荷.Nagatomo等[26]提出了一種僅使用一個應(yīng)變片就能獲得軸承內(nèi)部動態(tài)載荷分布的方法.他在軸承內(nèi)圈內(nèi)表面引入一個凹槽,并將光纖應(yīng)變傳感器布置在軸承內(nèi)圈的凹槽內(nèi)表面.隨著軸承的旋轉(zhuǎn),光纖應(yīng)變傳感器可以檢測到變化的應(yīng)變信號,檢測到的應(yīng)變信號在軸承每轉(zhuǎn)中是不同的,這是因為在槽口位置處滾子通過內(nèi)滾道的方位角位置在每個內(nèi)圈轉(zhuǎn)動周期內(nèi)通常是不相同的.然后,內(nèi)圈每轉(zhuǎn)一圈測量的疊加應(yīng)變波的包絡(luò)正好是軸承承載區(qū)內(nèi)應(yīng)變的分布.當(dāng)軸承座的形狀和載荷支撐方法變化時,通過這種方式可以獲得不同的載荷分布,從而證實了軸承壽命受負(fù)載分布的顯著影響.Marconnet 等[33]提出將電容探頭放在軸承外圈內(nèi)部,以確定軸承在外圈上傳遞的載荷.對于一個16 滾子的圓柱滾子軸承,他在外圈中等間距加工了16 個電容探針外殼,使得電容探針有足夠的空間形成具有可變間距的電容器.當(dāng)負(fù)載通過滾子傳遞到外圈時,由負(fù)載引起的變形改變了電容器的電容,從而導(dǎo)致測量電壓的變化.因此,可以通過電壓測試以及電壓和力之間的關(guān)系來識別分布在每個滾子上的載荷.但對比實際實驗獲得的載荷分布和理論載荷分布可以發(fā)現(xiàn),Marconnet 等的方法獲得的載荷分布和相同工況下軸承的理論載荷分布差別較大,這可能是由于Marconnet 等沒有完整考慮各個測點處電壓和載荷傳遞關(guān)系所導(dǎo)致的.Liu 等[76]建立了單列四點接觸式回轉(zhuǎn)支承軸承的有限元模型,以研究軸承中的載荷分布,并在靜態(tài)加載條件下進行了實驗驗證了有限元結(jié)果.實驗中應(yīng)變傳感器安裝在內(nèi)圈的內(nèi)圓周上以獲得載荷分布.

然而,現(xiàn)有的方法和設(shè)備都是在實驗室而不是軸承的實際運行環(huán)境中設(shè)計、開發(fā)和使用的,更不可能直接用于高速列車軸承的載荷測試,這是由下面幾個原因造成的:(1)幾乎所有軸承都必須進行不同程度的改造,以便為傳感器創(chuàng)造足夠的空間,這些改造主要是引入外圈或內(nèi)圈,而這種改造會一定程度上改變軸承內(nèi)部的載荷分布情況;(2)現(xiàn)有的測試方法大多關(guān)注軸承內(nèi)部靜態(tài)載荷分布的情況,很少有研究關(guān)注軸承外滾道承載區(qū)某特定位置的動態(tài)載荷變化,而外滾道承載區(qū)這種動態(tài)載荷的變化恰恰是導(dǎo)致軸承疲勞剝離的重要因素.

針對上述問題,為獲得實際使用狀態(tài)下的高速列車軸箱軸承承受的動態(tài)載荷,劉德昆等[79-80]提出了一種間接獲得軸箱軸承徑向及軸向載荷的測試方法.該方法基于軸箱彈簧及轉(zhuǎn)臂載荷測試技術(shù),將軸箱軸承所受的軸向載荷用轉(zhuǎn)臂載荷來近似,而徑向載荷可近似由下式表達(dá)

式中,Fr為軸箱軸承所受徑向力;Fs為軸箱彈簧作用載荷;Ft為牽引制動載荷;Fz為轉(zhuǎn)臂效應(yīng)載荷,是轉(zhuǎn)臂受到軸向載荷作用導(dǎo)致軸承偏轉(zhuǎn)產(chǎn)生的.實際測試中利用應(yīng)變片傳感器化的軸箱軸承及轉(zhuǎn)臂如圖7所示.實際測試前,先利用試驗臺對測力傳感器進行標(biāo)定,得到相應(yīng)的應(yīng)變?載荷轉(zhuǎn)換系數(shù),之后就可以根據(jù)實測的應(yīng)變信號轉(zhuǎn)換得到軸箱彈簧和轉(zhuǎn)臂所受的各種載荷.利用這種方法,對動車組動力轉(zhuǎn)向架軸箱進行線路實測,獲取了典型線路段彈簧和轉(zhuǎn)臂的載荷時間歷程,并以測試載荷為基礎(chǔ)對軸箱軸承使用可靠性進行了評估.這種測試方法雖然獲得了實際使用環(huán)境中軸箱軸承的載荷,但由于這種載荷是通過間接的形式獲取的,其準(zhǔn)確度會受到一定程度的影響,使其無法準(zhǔn)確描述運轉(zhuǎn)過程中軸承內(nèi)部的載荷分布.

為實現(xiàn)實際使用環(huán)境中軸承載荷的準(zhǔn)確獲取,又提出了一種通過檢測外圈外表面的應(yīng)變響應(yīng)的軸承內(nèi)部載荷分布直接測試方法.為了獲得不同滾動體上不均勻的載荷分布,必須測量通過每個滾子傳遞的載荷.為此,一系列凹槽被引入到軸承座的內(nèi)表面,如圖8(a) 所示,為應(yīng)變片提供了足夠的空間,從而實現(xiàn)檢測軸承外圈的應(yīng)變信號.由于存在槽口,外圈的相應(yīng)部分可以視為梁結(jié)構(gòu).根據(jù)梁理論,每當(dāng)有一個滾子在凹槽位置上滾動時,就會在外圈的外表面產(chǎn)生應(yīng)變響應(yīng).在圖8(a)所示的狀態(tài)下,測得的應(yīng)變與載荷分布之間的關(guān)系可以借助一個剛度矩陣來表示

圖7 線路測試中的軸箱彈簧及轉(zhuǎn)臂傳感器[79]Fig.7 Axle box spring load sensor and tumbler load sensor for the track test[79]

圖8 基于應(yīng)變的載荷分布測試方法示意圖及實驗測試結(jié)果Fig.8 Schematic diagram and experimental results of the bearing load distribution measurement method based on the strain response

式中α 和β 代表諸如0,1R,1L,2R,2L 等的滾子編號.εα是測試得到的應(yīng)變分布,Fβ為滾動體上的載荷分布,kα?β代表僅由滾子位置β 處的單位載荷在滾子位置α 處造成的應(yīng)變值,這個由載荷到應(yīng)變的轉(zhuǎn)換系數(shù)可以通過圖8(b)所示的使用特制加載軸的標(biāo)定實驗來獲取.這樣只要測試得到了軸承外圈的應(yīng)變分布并得到了剛度矩陣,軸承內(nèi)部的載荷分布就可以按照式(3)計算得到

這種對軸承座的改造方式不會改變軸承內(nèi)部的載荷分布,能夠準(zhǔn)確地獲取圓柱滾子軸承的靜態(tài)和動態(tài)載荷分布,而無需對軸承本身進行修改.原理驗證性實驗測得的軸承內(nèi)部靜態(tài)和動態(tài)載荷分布結(jié)果分別如圖8(c)和圖8(d)所示.由試驗軸承座測得的靜載荷分布與理論結(jié)果吻合良好,這證明了該方法的有效性.此外,實驗獲得了軸承旋轉(zhuǎn)過程中施加在外滾道加載區(qū)域中特定位置的實時交變載荷.接觸力的動態(tài)變化可歸因于由于滾子之間的差異而導(dǎo)致的滾子與外滾道之間接觸剛度的變化.所提出的方法為滾動軸承的結(jié)構(gòu)健康監(jiān)測提供了有效的途徑.

4.2 摩擦力矩

4.2.1 計算方法

在軸承內(nèi)部摩擦力矩計算方法方面,國外各大軸承廠商都發(fā)展了自己的計算方法.Timken 公司的Houpert 解釋了如何計算滾珠軸承和圓錐滾子軸承的軸承扭矩[81],并基于該計算方法,進行軸承扭矩的比較,用于指導(dǎo)在不同應(yīng)用環(huán)境中選擇最佳軸承.而且,Houpert 已經(jīng)開發(fā)了一種數(shù)值計算方法和一種名為SYSx 的數(shù)值工具[82].他認(rèn)為軸承內(nèi)部摩擦力矩可分為彈流滾動阻力、曲率效應(yīng)、彈性阻力和自旋效應(yīng)四部分,并提出了每一部分的計算方法.Timken工程手冊[83]分別給出了各種軸承內(nèi)部摩擦力矩的計算方法,手冊中認(rèn)為不同類型的軸承內(nèi)部摩擦力矩的組成有所差別.NSK 軸承手冊[84]中認(rèn)為軸承內(nèi)部的動態(tài)扭矩由兩部分組成:載荷項和速度項,并分別給出了載荷項和速度項的計算公式.SKF[85]為了準(zhǔn)確計算滾動軸承中的總摩擦力矩,考慮了以下來源及其摩擦學(xué)影響:(1)滾動摩擦力矩和高速饑餓和入口剪切加熱的最終影響;(2)滑動摩擦力矩及其對潤滑質(zhì)量的影響;(3)密封件的摩擦力矩;(4)拖曳損失,攪動,飛濺等的摩擦力矩.Koyo 公司的Matsuyama[86]針對圓錐滾子軸承提出了一個計算內(nèi)部摩擦力矩的無量綱公式,定義了無量綱速度、材料及載荷參數(shù).此外,還有許多學(xué)者針對不同工況下的不同軸承內(nèi)部的摩擦力矩提出了相應(yīng)地計算方法.Aihara[87]推導(dǎo)了軸向載荷作用下的圓錐滾子軸承內(nèi)部摩擦力矩的計算公式.Aihara 認(rèn)為圓錐滾子軸承內(nèi)部摩擦力矩由四部分組成:(1) 滾子與滾道之間的滾動摩擦;(2)滾子端部與內(nèi)圈擋邊的滑動摩擦;(3)滾子與保持架之間的滑動摩擦;(4)由潤滑油黏度引起的拖拽力.Kanatsu 等[88]考慮了聚合物潤滑劑及軸向載荷作用下的深溝球軸承內(nèi)部摩擦力矩的計算方法.Balyakin等[89]推導(dǎo)了考慮內(nèi)圈偏心的滾動軸承內(nèi)部摩擦力矩計算公式,并討論了軸承內(nèi)圈偏心對內(nèi)部摩擦力矩的影響.

總的來說,雖然上述方法都能獲得一定條件下特定軸承的內(nèi)部摩擦力矩,但是在滾動軸承內(nèi)部摩擦力矩計算方面還有些問題沒有解決:(1)上述大多方法的推導(dǎo)相對獨立,對于同一工況下的同一種軸承,不同的方法得到的結(jié)果不盡相同;(2) 現(xiàn)有方法基本上都是針對軸承純滾動情況下提出的,目前還沒有一套針對軸承打滑狀態(tài)下的內(nèi)部摩擦力矩的完整計算方法.

4.2.2 測試技術(shù)

在軸承內(nèi)摩擦力矩測試方面,Matsuyama 等[86]建立了一個試驗臺,它可以分別測量圓錐滾子軸承中滾道接觸和擋邊接觸產(chǎn)生的摩擦力矩.其中,擋邊與內(nèi)圈分離,以獲得由應(yīng)變儀給出的純擋邊接觸中的摩擦力矩,根據(jù)平衡力矩法從載荷傳感器給出總摩擦力矩.來自Timken 公司的Gradu[90]比較了圓錐滾動軸承和浮動球軸承的摩擦力矩.通過測試臺測量扭矩,用于由Timken 建立的軸承效率測量體系.Biyiklioglu等[91-92]開發(fā)了一種新的試驗裝置和方法,用于動態(tài)載荷下軸頸軸承的摩擦力測量.測試裝置的機械系統(tǒng)和測量單元設(shè)計用于確定軸頸和軸承系統(tǒng)在不同速度,載荷和潤滑條件下的動態(tài)載荷下的摩擦性能.為了測量滾動軸承的摩擦力矩,Cousseau 等[93-94]使用了改進的四球機,其中四球布置由滾動軸承組件代替.該機器經(jīng)過改造,僅適用于軸向加載的滾動軸承.實驗得到了不同類型潤滑脂的推力球軸承的摩擦力矩,證明了潤滑劑對摩擦力矩的影響.Hammami等[95]使用上述相同的測試機器給出了圓柱推力軸承和圓錐滾子軸承的扭矩測量.Mihaela 等[96]使用CETR UMT 2 摩擦儀測試了混合潤滑工況下推力球軸承內(nèi)部摩擦力矩,討論了不同轉(zhuǎn)速、不同潤滑條件對推力球軸承內(nèi)部摩擦力矩的影響,并將實驗數(shù)據(jù)與模型計算結(jié)果進行了對比.Popescu 等[97]開發(fā)了一種實驗方法,以確定在干摩擦條件和非常低的軸向載荷下運行的改進型角接觸球軸承中的摩擦扭矩.上述研究工作大多是針對推力軸承或承受軸向載荷的軸承開展的摩擦力矩測試,對于承受徑向載荷的軸承內(nèi)部摩擦力矩測試來說,由于徑向載荷通常通過接觸的方式來施加,這會對測試軸承引入干擾力矩,從而影響扭矩的測試.為了解決這一問題,Bouyer 等[98]利用靜壓軸承代替了徑向載荷施加時的機械接觸來進行外加載荷傳遞,從而利用扭矩計和軸承套圈相連,實現(xiàn)了徑向載荷下的軸承內(nèi)部摩擦力矩的測試.此外,Kim 等[99]基于平衡力矩原理提出了測量微型軸承摩擦系數(shù)的線張力法,并設(shè)計了如圖9 所示的實驗裝置.實驗中線材繞過軸承套圈并固定在適當(dāng)?shù)奈恢?配重在線材的一端連接,以向軸承施加徑向載荷,而重量傳感器在另一端連接.當(dāng)電機帶動主軸沿逆時針方向旋轉(zhuǎn)時,軸承會產(chǎn)生摩擦力,并且砝碼會向鋼絲施加初始張力.根據(jù)平衡力矩原理,重量傳感器的數(shù)值變化與軸承套圈外徑的乘積就是軸承內(nèi)部的摩擦力矩.陳會航等[100]在Kim 等[99]提出的線張力法的基礎(chǔ)上做了改進,用兩個力傳感器代替了原方法中的配重和重量傳感器,從而實現(xiàn)了徑向外加載荷下對正常尺寸大小向心滾動軸承的摩擦力矩測試.陶潤等[101]設(shè)計了一套用于測量徑向載荷下小型軸承摩擦力矩的實驗裝置,并利用這套裝置對某乘用車發(fā)動機傳動系統(tǒng)中典型滾動軸承在不同徑向力和轉(zhuǎn)速下的摩擦力矩進行了測量.針對更大尺寸的軸承,Wittenberghe 等[102]開發(fā)了一種新的測試裝置,以研究大型復(fù)合軸頸軸承在往復(fù)運動和靜態(tài)或動態(tài)載荷下的摩擦學(xué)行為.這種新的測試裝置可以僅測量測試軸承的摩擦力矩,而不會受到主軸支承軸承的任何干擾.

圖9 基于平衡力矩法的徑向軸承摩擦力矩測試裝置[99]Fig.9 Bearing friction torque testing device based on balanced torque method[99]

總的來說,雖然現(xiàn)有的測試方法都能在一定條件下獲得軸承內(nèi)部的摩擦力或摩擦力矩,但現(xiàn)有的測試很少關(guān)注軸承內(nèi)部摩擦力的分布情況,沒辦法準(zhǔn)確獲得軸承內(nèi)外圈滾道上某點的摩擦力分布和變化情況.而作為評估軸承可靠性的關(guān)鍵力學(xué)參量之一,軸承內(nèi)部摩擦力的分布即滾道某點的切向載荷的準(zhǔn)確獲取是能否對軸承可靠性進行準(zhǔn)確評估的關(guān)鍵所在.另外,由于實際使用環(huán)境空間的限制,現(xiàn)有的軸承內(nèi)部摩擦力矩測試方法局限于實驗室測試,針對高速列車軸承這種復(fù)雜使用環(huán)境中的軸承的摩擦力矩的測試手段還有待開發(fā).

5 結(jié)論與展望

高速列車軸承可靠性評估作為高速列車軸承正向設(shè)計中承上啟下的關(guān)鍵部分,旨在借助一些測試技術(shù)獲得復(fù)雜使用環(huán)境中軸承可靠性評估的關(guān)鍵力學(xué)參量,并以此推動復(fù)雜激勵下軸承疲勞可靠性理論研究.其中,針對軸承可靠性評估所需關(guān)鍵力學(xué)參量特征和獲取方法的研究對于評估高速列車軸承可靠性、檢測軸承運行狀態(tài)來說十分重要.

本文從概述我國高速列車軸承復(fù)雜的使用環(huán)境及運用中的主要失效模式出發(fā),分析了高速列車軸承可靠性評估所需的關(guān)鍵力學(xué)參量,強調(diào)了軸承內(nèi)部滾滑行為和載荷分布這些關(guān)鍵力學(xué)參量在評估軸承壽命、進行軸承運行狀態(tài)檢測方面的重要意義.回顧了目前為止軸承內(nèi)部滾滑行為和載荷分布相關(guān)的研究工作,重點總結(jié)了這些關(guān)鍵力學(xué)參量獲取方法方面的研究進展.但是由于高速列車軸承使用環(huán)境的限制,盡管目前已經(jīng)在軸承關(guān)鍵力學(xué)參量測試技術(shù)方面取得了一定成果,但這些成果大多還局限于實驗室條件下的軸承力學(xué)參量測試,關(guān)于實際使用環(huán)境中的軸承可靠性評估關(guān)鍵力學(xué)參量特征和測試手段的研究仍需大力發(fā)展.具體來說,針對軸承內(nèi)部滾滑行為和載荷分布等高速列車軸承可靠性評估關(guān)鍵力學(xué)參量的研究還需在以下幾方面大力加強:

(1) 結(jié)合高速列車軸承使用環(huán)境結(jié)構(gòu)特征,開發(fā)適用于軸承使用狀態(tài)的滾滑行為和載荷分布檢測方法.

(2)發(fā)展軸承滾道動態(tài)徑向載荷與切向載荷分布測試與檢測技術(shù),實現(xiàn)軸承滾道失效高危位置交變載荷的實時測試,從而實現(xiàn)軸承疲勞可靠性評估.

(3)由于線路條件復(fù)雜多變,載荷激勵耦合作用,需要利用實驗室臺架實驗分別研究內(nèi)、外激勵對軸承性能的影響規(guī)律.