高速列車軸箱軸承動(dòng)力學(xué)行為及溫度分析

耿自林，宋冬利*,，張衛(wèi)華，謝名源

高速列車軸箱軸承動(dòng)力學(xué)行為及溫度分析

耿自林1，宋冬利*,1，張衛(wèi)華1，謝名源2

（1.西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031； 2.上海鐵路局 高鐵運(yùn)維技術(shù)中心，上海 201812）

為探究高速動(dòng)車組運(yùn)行過程中軸箱軸承的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)和軸箱內(nèi)部溫度分布，以某型高速動(dòng)車組為例，建立了車輛軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型及雙列圓錐滾子動(dòng)力學(xué)模型。通過車輛動(dòng)力學(xué)模型分析了實(shí)測(cè)軌道譜激勵(lì)下軸箱軸承的受載情況和振動(dòng)工況，并以此作為輸入分析軸承動(dòng)力行為，基于摩擦生熱理論計(jì)算了軸承內(nèi)各接觸部位的摩擦功耗。在熱源計(jì)算的基礎(chǔ)上建立了軸箱單元的熱網(wǎng)格模型以求解軸箱內(nèi)部各節(jié)點(diǎn)的溫度分布。研究結(jié)果表明，車輪多邊形會(huì)使軸箱軸承保持架質(zhì)心運(yùn)動(dòng)變得雜亂且伴隨著很強(qiáng)的沖擊，滾動(dòng)體與內(nèi)外圈的接觸應(yīng)力也隨之增大。軸箱內(nèi)部溫度最高部位為滾動(dòng)體和內(nèi)圈擋邊接觸區(qū)，車輪多邊形化對(duì)軸箱軸承溫升幾乎無(wú)影響，但對(duì)軸承保持架沖擊較大，會(huì)影響軸箱軸承的使用壽命。軸承的外圈故障會(huì)使軸承溫度顯著升高，而內(nèi)圈故障對(duì)軸承溫升的影響則相對(duì)較小。

軸承動(dòng)力學(xué)、熱源計(jì)算、軸箱軸承、熱網(wǎng)格法、溫度分布

作為連接輪對(duì)和構(gòu)架的關(guān)鍵部件，高速動(dòng)車組軸箱軸承在服役過程中，不僅承受著較高的載荷，還直接受到輪軌接觸所產(chǎn)生的劇烈振動(dòng)的影響。標(biāo)準(zhǔn)動(dòng)車組上線以來(lái)發(fā)生多起因軸溫超限而臨時(shí)停車或更換備用車的情況，經(jīng)檢查未發(fā)現(xiàn)軸箱軸承存在明顯故障。軸箱軸承溫升機(jī)理亟待研究，而對(duì)軸箱軸承溫度影響較大的主要是軸箱散熱狀態(tài)和軸承內(nèi)部的摩擦生熱量。日常運(yùn)行中軸箱散熱的變化不大，軸承異常溫升主要和軸箱軸承的摩擦熱相關(guān)。要分析軸承內(nèi)部摩擦熱則需要對(duì)軸箱軸承進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析。

現(xiàn)代設(shè)備載荷和轉(zhuǎn)速的提高，以及對(duì)傳動(dòng)過程中低能量損耗的要求促使研究人員開始進(jìn)行滾動(dòng)軸承動(dòng)力學(xué)分析。Gupta[1-2]開發(fā)了基于Fortran的大型軸承動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算程序ADORE（Advanced Dynamics of Rolling Elements）以用于滾子軸承和球軸承的動(dòng)力學(xué)計(jì)算及軸承匹配性設(shè)計(jì)，并在軸承動(dòng)力學(xué)分析的基礎(chǔ)上研究了軸承內(nèi)部溫度傳遞路徑，在ADORE中加入了滾動(dòng)軸承溫度分析模塊。蔣興奇[3]以熱傳學(xué)、滾動(dòng)軸承摩擦學(xué)和轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)為基礎(chǔ)，建立了考慮摩擦熱的機(jī)床主軸軸承擬動(dòng)力學(xué)分析模型，研究了軸承熱特性、設(shè)計(jì)參數(shù)等對(duì)其動(dòng)力學(xué)性能的影響，為主軸軸承設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。Bercea和Nelias等[4-5]建立了雙列圓錐滾子軸承的擬靜力學(xué)和擬動(dòng)力學(xué)模型，分別用于計(jì)算軸承內(nèi)部載荷分布、剛度、疲勞壽命和摩擦力、熱量損耗，并以軸承剛度、疲勞壽命和熱量損失來(lái)量化初始軸向預(yù)緊載荷對(duì)滾動(dòng)軸承性能的影響?；诖擞?jì)算了不同工況下的最佳預(yù)緊載荷值，經(jīng)過分析還發(fā)現(xiàn)預(yù)緊力過大會(huì)降低軸承壽命。Hannon等[6-8]建立了軸、軸承、軸承座的軸承系統(tǒng)熱傳遞偏微分方程組，在軸承熱量傳遞計(jì)算時(shí)考慮了三維熱傳遞，通過積分變換，求解偏微分方程組得到軸承系統(tǒng)的溫度分布，與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比誤差在±5℃以內(nèi)。

高鐵軸承工作工況尤為惡劣。蓋利森等[9]將京－津軌道譜激勵(lì)下軸箱軸承所受載荷作為輸入，對(duì)軸箱軸承進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析以期獲得軸箱軸承服役過程中的動(dòng)力學(xué)行為，結(jié)果表明兩列滾子動(dòng)力學(xué)性能有明顯差距，滾子與內(nèi)滾道接觸狀態(tài)最為惡劣，保持架質(zhì)心運(yùn)動(dòng)趨于穩(wěn)定。李鐸[10]建立了軸箱軸承擬靜力學(xué)模型用于計(jì)算軸箱軸承滾子與滾道間的摩擦力，使用熱網(wǎng)格分析模型研究了載荷、轉(zhuǎn)速、潤(rùn)滑等參數(shù)對(duì)高鐵軸箱軸承溫度的影響。Tarawneh等[11]建立了某鐵路用雙列圓錐滾子軸承的有限元模型，對(duì)軸承內(nèi)部溫度分布進(jìn)行了仿真分析，結(jié)果表明即使某幾個(gè)滾子溫度達(dá)到異常（過高）的工作溫度，軸承外圈表面溫度也未達(dá)到觸發(fā)溫度報(bào)警的溫度。

現(xiàn)有學(xué)者對(duì)滾動(dòng)軸承動(dòng)力學(xué)和溫度分布研究做了較多的研究，但大多只考慮了時(shí)變載荷的作用，未考慮軸承所處的振動(dòng)工況，而動(dòng)車組軸箱軸承服役過程中受到輪軌接觸所產(chǎn)生的強(qiáng)烈沖擊，在分析時(shí)應(yīng)予以考慮。因此本文針對(duì)高速動(dòng)車組軸箱軸承，基于車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)求解軸箱軸承所受動(dòng)載荷和內(nèi)圈位移（振動(dòng)激勵(lì)）作為軸箱軸承動(dòng)力學(xué)分析的輸入，進(jìn)而計(jì)算軸箱軸承的熱源進(jìn)行軸承溫度分布計(jì)算，并分析了軸承內(nèi)外滾道故障和車輪多邊形化對(duì)軸箱軸承溫度分布的影響，為基于軸溫的軸承溫度預(yù)警系統(tǒng)提供參考意義。

1 車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)－軸承動(dòng)力學(xué)計(jì)算

傳統(tǒng)的車輛軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型大多只關(guān)注輪軌接觸、車輛穩(wěn)定性與平穩(wěn)性等，故而較多地將軸箱結(jié)構(gòu)處理成一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)副。在對(duì)軸箱軸承進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析時(shí)，為考慮作用在軸箱軸承的載荷和振動(dòng)，故需要在車輛模型中加入軸箱軸承結(jié)構(gòu)。車軸與軸承內(nèi)圈的作用力較難獲取，而軸承外圈上的作用力較易獲得，故提取內(nèi)圈的位移和作用在外圈上的載荷作為軸箱軸承動(dòng)力學(xué)分析計(jì)算的輸入。

與傳統(tǒng)車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型相比，本文所用模型的主要區(qū)別在于加入了簡(jiǎn)化的軸箱軸承模型以獲取輪軌激勵(lì)下軸箱軸承所受載荷和振動(dòng)工況，將軸承等效成一個(gè)具有三個(gè)平動(dòng)剛度和兩個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)剛度的力源，從而較為準(zhǔn)確地獲得軸承內(nèi)圈的位移和作用在軸承外圈上的載荷。本文所選外部激勵(lì)為武－廣線實(shí)測(cè)軌道譜，以某型高速動(dòng)車組為例，仿真時(shí)速設(shè)置為其最高運(yùn)行時(shí)速（300 km/h）以模擬列車實(shí)際運(yùn)行過程中軸箱軸承的服役環(huán)境，從而較好地分析高速列車服役過程中軸箱軸承動(dòng)力學(xué)行為和溫度特性。同時(shí)也分析了高階車輪多邊形（20階0.01 mm波深）、滾動(dòng)體內(nèi)外滾道故障（對(duì)應(yīng)圓心角為0.02°，深度0.05 mm的裂紋）對(duì)軸箱軸承溫度的影響。

由于求解的難度和計(jì)算的復(fù)雜性，傳統(tǒng)的軸承動(dòng)力學(xué)研究一般不考慮軸承所處的振動(dòng)環(huán)境，只考慮軸承的轉(zhuǎn)速和所受載荷。而動(dòng)車組運(yùn)行過程中軸箱軸承所處振動(dòng)環(huán)境較為惡劣，常常達(dá)到100 m/s2，在進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析時(shí)已不能忽略振動(dòng)帶來(lái)的影響，因此本文在對(duì)軸箱軸承進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析時(shí)加入了軸箱的振動(dòng)。只限制了軸承外圈的軸向轉(zhuǎn)動(dòng)，在外圈上施加了如圖1所示隨時(shí)間變動(dòng)的外載荷，內(nèi)圈在轉(zhuǎn)動(dòng)的同時(shí)還有如圖2所示的徑向和軸向位移激勵(lì)。

圖1 軸箱軸承所受外載荷隨時(shí)間變化歷程

圖2 軸承內(nèi)圈位移隨時(shí)間變化歷程

2 軸箱軸承動(dòng)力學(xué)計(jì)算結(jié)果分析

為探究軸承內(nèi)部各部件間的接觸情況，分析了軸箱軸承滾動(dòng)體、內(nèi)外滾道以及保持架間的接觸力和接觸應(yīng)力情況。以軌道譜激勵(lì)下軸承滾動(dòng)體與內(nèi)、外滾道間接觸力和接觸應(yīng)力為例，由圖3、圖4可以看出，滾動(dòng)體與內(nèi)、外滾道最大接觸應(yīng)力大小相差不大，由于外滾道曲率半徑大于內(nèi)滾道曲率半徑，滾動(dòng)體與內(nèi)滾道接觸應(yīng)力要大于與外滾道接觸應(yīng)力。滾子與外圈的接觸應(yīng)力始終大于零，而與內(nèi)滾道的接觸應(yīng)力約有5/6的時(shí)間為0，即表明在重力和離心力作用下，滾子在轉(zhuǎn)動(dòng)過程中始終與外滾道接觸，而在非承載區(qū)時(shí)與內(nèi)滾道處于分離狀態(tài)，且承載區(qū)角度約為60°。

圖3 滾動(dòng)體與內(nèi)外滾道接觸力隨時(shí)間變化歷程

圖4 滾動(dòng)體與內(nèi)外滾道接觸應(yīng)力隨時(shí)間變化歷程

保持架運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性是軸承動(dòng)力學(xué)分析的一個(gè)重要研究?jī)?nèi)容，保持架渦動(dòng)會(huì)產(chǎn)生高頻嘯叫導(dǎo)致保持架磨損加劇，影響軸承的使用壽命。本文主要對(duì)軌道不平順激勵(lì)和車輪多邊形化兩種工況下軸箱軸承保持架的運(yùn)動(dòng)規(guī)律進(jìn)行分析。以軸箱軸承左列保持架質(zhì)心的運(yùn)動(dòng)軌跡為例，由圖5可知，高速動(dòng)車組以300 km/h時(shí)速運(yùn)行時(shí)，軸箱軸承轉(zhuǎn)速未達(dá)到使保持架產(chǎn)生渦動(dòng)的轉(zhuǎn)速，但由于軌道不平順激勵(lì)，輪軌接觸產(chǎn)生的沖擊一直存在，保持架的運(yùn)動(dòng)無(wú)法處于一個(gè)穩(wěn)定的狀態(tài)，而在加入車輪多邊形故障（20階波深0.01 mm）后，高頻沖擊使軸箱軸承保持架質(zhì)心處于極其不穩(wěn)定的狀態(tài)，運(yùn)動(dòng)中伴隨著劇烈沖擊。

3 軸箱軸承溫度分布計(jì)算

滾動(dòng)軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的溫度與很多因素有關(guān)，主要有轉(zhuǎn)速、載荷、潤(rùn)滑特性、軸箱設(shè)計(jì)和工作環(huán)境等。在動(dòng)車組穩(wěn)定運(yùn)行過程中，當(dāng)軸箱軸承內(nèi)部摩擦產(chǎn)生熱量的速率與軸箱系統(tǒng)的散熱量達(dá)到一個(gè)平衡，即熱穩(wěn)定狀態(tài)時(shí)，系統(tǒng)溫度即達(dá)到穩(wěn)態(tài)。由于穩(wěn)態(tài)溫度在工程實(shí)際運(yùn)行中具有較大意義，故本文只討論軸箱軸承的穩(wěn)態(tài)溫度分布。

3.1 軸箱軸承摩擦熱計(jì)算結(jié)果分析

軸承內(nèi)部熱量主要來(lái)源有：滾動(dòng)體與內(nèi)、外滾道間的摩擦，滾動(dòng)體與內(nèi)圈擋邊的摩擦，滾動(dòng)體引導(dǎo)面保持架兜孔的摩擦，滾動(dòng)體端面與保持架兜孔間的摩擦。由于后兩者的摩擦功率損耗較低，故作為一個(gè)整體而不單獨(dú)考慮。

使用梯形積分計(jì)算1.1 s內(nèi)不同工況下各接觸部位的摩擦功耗結(jié)果如表1所示。正常工況下，由于滾動(dòng)體始終與外滾道接觸，而只在承載區(qū)與內(nèi)滾道接觸，故滾動(dòng)體與外圈接觸產(chǎn)生的摩擦功耗要大于與內(nèi)圈摩擦功耗。滾動(dòng)體與內(nèi)圈擋邊為點(diǎn)接觸，且它們之間為滑動(dòng)摩擦，而同樣接觸條件下，滑動(dòng)摩擦力遠(yuǎn)大于滾動(dòng)摩擦力，故滾子與內(nèi)圈擋邊接觸區(qū)的摩擦功耗最大。整體來(lái)看，車輪多邊形激勵(lì)對(duì)軸箱軸承摩擦熱總量幾乎無(wú)影響，內(nèi)滾道故障的影響較大，而外滾道故障則會(huì)導(dǎo)致摩擦產(chǎn)生的熱量大量增加。軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，滾動(dòng)體與外圈始終接觸，而在非承載區(qū)與內(nèi)圈處于分離狀態(tài)，故當(dāng)故障發(fā)生在軸承外圈時(shí)，沖擊將一直存在，導(dǎo)致滾子打滑嚴(yán)重，經(jīng)過故障部位的滾動(dòng)體與滾道接觸部位將變成滑動(dòng)摩擦，摩擦熱量急劇增加；而當(dāng)故障發(fā)生在軸承內(nèi)圈時(shí)，只有當(dāng)故障部位進(jìn)入承載區(qū)時(shí)才存在沖擊，故內(nèi)圈發(fā)生故障對(duì)軸承摩擦熱影響有限。外滾道故障使?jié)L動(dòng)體與各接觸部位的摩擦功耗分別增加了834.6%、403.8%、913.2%，總摩擦功耗增加了296.2%，其中對(duì)滾動(dòng)體與保持架接觸所產(chǎn)生的摩擦熱量影響最大。

表1 不同工況下軸箱軸承內(nèi)各接觸部位間的摩擦功耗

3.2 軸箱軸承溫度計(jì)算

軸箱軸承的溫度分布不僅與軸承內(nèi)部摩擦熱有關(guān)，還與軸箱系統(tǒng)的熱量傳遞有關(guān)。本文中軸箱軸承熱傳遞的計(jì)算采用Harris[12]提出的熱網(wǎng)格法，利用熱傳學(xué)相關(guān)理論，求解各部件的等效熱阻，結(jié)合各節(jié)點(diǎn)的摩擦熱建立軸箱組件的熱傳遞模型及熱傳遞方程。

軸承摩擦熱和溫度分布均為三維，在計(jì)算時(shí)做以下合理簡(jiǎn)化：

（1）由于滾動(dòng)體和內(nèi)圈均處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)，故忽略各單元圓周方向的溫度分布；

（2）滾動(dòng)體等效為以其水力直徑為直徑的圓柱體，軸箱和軸承內(nèi)外圈等效為圓筒；

（3）兩列滾動(dòng)體溫度對(duì)稱分布；

（4）由于滾動(dòng)體與保持架的摩擦熱相比其它接觸區(qū)較小，在溫度分析時(shí)忽略。

熱傳導(dǎo)阻抗的計(jì)算如下：

軸承內(nèi)外圈和軸箱均是圓筒形。文獻(xiàn)[3]中給出，對(duì)內(nèi)外半徑分別為r和r、寬度為的薄圓筒，其等效熱阻為：

式中：為熱導(dǎo)率。

計(jì)算圓柱體熱阻時(shí)，假定溫度沿半徑方向線性分布，則半徑為、長(zhǎng)為圓柱體的徑向熱阻抗為：

計(jì)算軸向熱阻時(shí)，將其視為半徑為、厚度的平壁，則其軸向熱阻為：

自由對(duì)流和強(qiáng)迫對(duì)流下，熱流熱阻計(jì)算公式均為：

式中：為對(duì)流換熱系數(shù)，是固體表面溫度、液體溫度、流體熱導(dǎo)率、固體表面流體流速、表面尺寸、流體粘度等因素的函數(shù)，軸承內(nèi)熱對(duì)流難以準(zhǔn)確描述，常用經(jīng)驗(yàn)公式確定；為對(duì)流換熱面積，m2。

文獻(xiàn)[13]給出平板在層流中的對(duì)流換熱系數(shù)為：

式中：P為普朗特?cái)?shù)；u為流體或者平板速度，m/s；0為流體運(yùn)動(dòng)粘度，m2/s；為軸方向的距離，m。

而當(dāng)車輛運(yùn)行時(shí)，軸箱等同于在速度為車速的空氣里強(qiáng)迫對(duì)流，此時(shí)：

式中：D為軸箱直徑，mm。

Palmgren[12]給出了軸箱外部面積的近似計(jì)算公式：

軸箱系統(tǒng)各單元間熱傳遞如圖6所示，主要包括軸箱與空氣間的強(qiáng)迫對(duì)流、各接觸部件間的熱傳導(dǎo)、軸端的對(duì)流散熱等。各單元的等效熱阻計(jì)算如式（8）～式（13）所示。

（13）

根據(jù)廣義歐姆定律，各節(jié)點(diǎn)溫度熱阻和熱源滿足式（14）～式（18），利用高斯塞德爾迭代法求解可得環(huán)境溫度25℃時(shí)相應(yīng)工況下節(jié)點(diǎn)溫度如表2所示。

式中：0為環(huán)境溫度，℃；1～6為各節(jié)點(diǎn)溫度；R1、R2分別為軸箱箱體及軸端與空氣對(duì)流散熱的等效熱阻；R＝R＋R＋R2，為軸承內(nèi)圈與車軸接觸部位到軸端與空氣對(duì)流路徑總的等效熱阻，℃/W；內(nèi)外滾道經(jīng)滾子與內(nèi)圈擋邊接觸點(diǎn)熱阻滿足等式R1＋R2＝R，R1、R2分別為滾動(dòng)體與內(nèi)外圈接觸點(diǎn)到滾到體與內(nèi)圈擋邊接觸部位的等效熱阻；下標(biāo)分別表示軸箱箱體、軸承外圈、滾動(dòng)體、內(nèi)圈、軸以及軸向方向；H、H、H分別為軸承滾動(dòng)體與外滾道、內(nèi)圈擋邊、內(nèi)滾道接觸所產(chǎn)生的摩擦功耗，W。

表2 不同工況下各節(jié)點(diǎn)溫度

由表2可知，正常運(yùn)轉(zhuǎn)工況下，由于熱源密集以及散熱條件相對(duì)較差，最高溫度出現(xiàn)在軸承內(nèi)圈擋邊和滾動(dòng)體接觸點(diǎn)，其次是軸承滾動(dòng)體和軸承內(nèi)圈接觸部位，由于軸箱表面與空氣發(fā)生強(qiáng)迫對(duì)流，散熱條件較好，軸箱表面溫度最低。對(duì)比不同工況下軸箱軸承的溫度可知，車輪多邊形化對(duì)軸箱軸承溫升幾乎無(wú)影響，而軸承內(nèi)外滾道的故障則對(duì)軸箱軸承溫度有較大的影響，其中軸承外圈故障會(huì)使軸箱溫升異常高，最高部位溫度達(dá)到了196.9℃，而內(nèi)圈故障對(duì)軸承溫升的影響則相對(duì)要小。

4 車載溫度驗(yàn)證

為對(duì)車輪多邊形對(duì)軸承溫升無(wú)影響這一結(jié)論進(jìn)行驗(yàn)證，選取高速動(dòng)車組實(shí)測(cè)溫度數(shù)據(jù)和輪對(duì)鏇修數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比分析。溫度數(shù)據(jù)源于車載信息無(wú)線傳輸系統(tǒng)（Wireless Transmit Device System，WTDS），多邊形數(shù)據(jù)源于動(dòng)車所輪對(duì)鏇修記錄。由于鏇修后，動(dòng)車組運(yùn)行線路會(huì)有所調(diào)整，故選取鏇修前同側(cè)有無(wú)多邊形輪對(duì)情況下的軸溫進(jìn)行分析。

查閱鏇修記錄發(fā)現(xiàn)，2019年1月30日某車組6車4軸右側(cè)車輪存在20階波深為25.35 dB的多邊形故障，2018年7月25日另一車組3車1軸右側(cè)車輪和3車2軸左側(cè)車輪分別存在19階波深20.8 dB和26.61 dB的多邊形。選取同一行程中有無(wú)車輪多邊形故障軸溫?cái)?shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比如圖7所示。

圖7 輪對(duì)軸溫對(duì)比圖

圖7（a）中兩測(cè)點(diǎn)溫度曲線基本重合，相差不大，計(jì)算兩軸溫度差的均方根值為1.79 ℃，且3軸右側(cè)軸溫略高于4軸右側(cè)的溫度。圖7（b）、（c）也有類似結(jié)果，相似位置測(cè)點(diǎn)溫度差的均方根值分別為3.48 ℃和3.51 ℃，同樣是無(wú)車輪多邊形故障的軸溫略高。以上幾組數(shù)據(jù)對(duì)比可知，車輪多邊形故障對(duì)軸箱軸承溫升幾乎無(wú)影響，與理論計(jì)算所得結(jié)論相吻合。

5 結(jié)論

（1）基于車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)獲取軸箱軸承上的外載荷及其振動(dòng)，建立同時(shí)考慮振動(dòng)和載荷變化的滾動(dòng)軸承動(dòng)力學(xué)模型，在此基礎(chǔ)上分析了軸箱軸承內(nèi)部溫度分布及不同工況下軸箱軸承的溫升情況。

（2）高速動(dòng)車組軸箱軸承的轉(zhuǎn)速不足以使其保持架質(zhì)心產(chǎn)生渦動(dòng)，但在軌道不平順激勵(lì)下，軸箱軸承保持架質(zhì)心仍處于不穩(wěn)定運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。由于內(nèi)外滾道曲率半徑的差異，在滾子與內(nèi)外滾道最大接觸力相差不大的情況下，滾動(dòng)體與內(nèi)滾道的接觸應(yīng)力要大于與外滾道的接觸應(yīng)力，此接觸區(qū)接觸狀態(tài)最差。滾動(dòng)體與內(nèi)圈擋邊摩擦產(chǎn)生的熱量最多，與外圈摩擦熱次之，與保持架的摩擦熱最低。

（3）軸箱軸承內(nèi)部溫度最高點(diǎn)在滾動(dòng)體與軸承內(nèi)圈接觸處。車輪多邊形化對(duì)軸箱軸承內(nèi)部溫升幾乎無(wú)影響，軸承外圈故障對(duì)軸承溫度影響最大，內(nèi)滾道故障對(duì)軸承內(nèi)部溫度的影響則相對(duì)較小。

（4）盡管車輪多邊形化對(duì)軸箱軸承內(nèi)部溫升影響不大，但會(huì)使軸承保持架質(zhì)心在某一范圍內(nèi)劇烈且雜亂無(wú)章的振動(dòng)，對(duì)軸承保持架的沖擊較大，影響軸承的使用壽命。由于現(xiàn)有軸溫監(jiān)控?zé)o法識(shí)別車輪多邊形故障，而其對(duì)行車安全及軸承使用壽命有較大影響，故現(xiàn)有車載監(jiān)控設(shè)備需要改善（加裝振動(dòng)加速度傳感器）或是定期檢測(cè)車輪是否存在多邊形故障。

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Dynamic and Temperature Analysis of Axle Box Bearing of High-speed Train

GENG Zilin1，SONG Dongli1，ZHANG Weihua1，XIE Mingyuan2

( 1.State Key Laboratory of Traction Power, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China; 2.Operation and Maintenance of High-speed Railway Technical Center, Shanghai Railway Bureau, Shanghai 201812, China )

A vehicle-track coupled dynamics model and a double-row tapered roller bearing dynamics model of a certain type of high speed EMU is built to study the dynamic behavior and internal temperature distribution of the axle box bearing. Forces applied to the axle box and the vibration condition of the bearing is analyzed according to the vehicle dynamic model under measured track spectrum excitation, which is chosen as the input of bearing dynamic analysis. And the friction loss is calculated based on theory of friction heat generation. And then the internal temperature distribution of the axle box is obtained through a thermal network model. The results show that wheel polygonalization makes the mass center movement of the cage disordered and accompanied by strong impact, and the contact pressure between the rollers and raceways increases as well. And it is found that the highest temperature is recorded at the contact region between the rollers and inner rib. And wheel polygonalization hardly has any effect on temperature rising of the axle box bearing, while it brings great impact to the cage, which will no doubt shorten the bearing's useful life. Outer raceway fault increases bearing temperature significantly while inner raceway fault has a relatively smaller effect on it.

bearing dynamics；heat generation；axle box bearing；thermal network method；temperature distribution

U238

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2020.11.009

1006－0316 (2020) 11－0054－09

2020－04－02

中國(guó)鐵路總公司“動(dòng)車組PHM總體技術(shù)研究”課題（K2018J018）

耿自林（1992－），男，湖北黃岡人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)檐囕v系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)；通訊作者：宋冬利（1971－），女，貴州銅仁人，碩士導(dǎo)師，主要研究方向?yàn)閯?dòng)車組健康管理（PHM），E-mail：sdl.cds@163.com。