軸箱軸承缺陷狀態(tài)下的高速車(chē)輛振動(dòng)特性分析

劉國(guó)云， 曾　京, 羅　仁， 高　浩

(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)

軸箱軸承缺陷狀態(tài)下的高速車(chē)輛振動(dòng)特性分析

劉國(guó)云， 曾京, 羅仁， 高浩

(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)

摘要：采用SIMPACK動(dòng)力學(xué)軟件，建立了一高速車(chē)輛出現(xiàn)軸箱軸承早期缺陷的動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型，將軸承假設(shè)為只有外圈和內(nèi)圈兩者之間的相互作用，軸承中的滾子直接等效成若干個(gè)力元，分別考慮了軸承的內(nèi)、外圈以及滾子表面早期缺陷對(duì)車(chē)輛垂向振動(dòng)特性的影響。仿真結(jié)果表明：當(dāng)軸承表面出現(xiàn)早期缺陷時(shí)，軸箱振動(dòng)加速度顯著增大，而構(gòu)架的加速度變化不大；當(dāng)內(nèi)外圈以及滾子缺陷尺寸(缺陷寬度和深度)相等時(shí)，軸承外圈缺陷對(duì)軸箱的加速度幅值影響最大，軸承滾子缺陷對(duì)軸箱加速度幅值影響最??；隨著早期缺陷寬度的增加，3種軸承缺陷下的軸箱加速度幅值均逐漸變大；軸承早期缺陷能夠引起軸箱的高頻振動(dòng)，但對(duì)車(chē)輛的平穩(wěn)性影響甚微。

關(guān)鍵詞：軸承缺陷；高速車(chē)輛；振動(dòng)

車(chē)輛運(yùn)行時(shí)，車(chē)輛系統(tǒng)的各個(gè)部件難免會(huì)出現(xiàn)各種故障，這會(huì)嚴(yán)重影響到車(chē)輛系統(tǒng)的穩(wěn)定性和安全性。特別是隨著列車(chē)速度的提高，車(chē)輛系統(tǒng)出現(xiàn)故障的頻率也會(huì)增多。其中，車(chē)輪的不圓順與帶有扁疤的車(chē)輪會(huì)引起振動(dòng)沖擊，對(duì)車(chē)輛和軌道會(huì)產(chǎn)生有害的影響[1-2]；空簧失氣和彈簧折斷都將改變懸掛系統(tǒng)的參數(shù)，影響車(chē)輛系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)性能；在25K型客車(chē)檢修中發(fā)現(xiàn)軸箱軸承滾子端面及活動(dòng)擋圈工作面上均有不同程度的燒傷或出現(xiàn)明顯的凹痕[3]。

當(dāng)軸承表面出現(xiàn)局部損傷時(shí)，損傷點(diǎn)通過(guò)軸承表面要產(chǎn)生突變的沖擊脈沖力[4]。目前，國(guó)內(nèi)外很多文獻(xiàn)研究了軸承單點(diǎn)故障所產(chǎn)生的振動(dòng)沖擊力，并且總結(jié)出了沖擊力的計(jì)算公式。Sassi等[5]建立了滾動(dòng)軸承表面故障的數(shù)值模型，認(rèn)為沖擊力大小與軸承的材料以及幾何結(jié)構(gòu)有關(guān)，而且與表面缺陷寬度的平方成正比。Sharma[6]通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究了內(nèi)外圈和滾子剝離時(shí)圓錐滾子軸承的振動(dòng)響應(yīng)，對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)處理發(fā)現(xiàn)：缺陷尺寸相等時(shí)，外圈故障時(shí)振動(dòng)影響最劇烈，滾子故障對(duì)振動(dòng)幅值的影響最小。Shao等[7]通過(guò)FEA方法對(duì)軸承的表面缺陷進(jìn)行了仿真，驗(yàn)證了Sorav Sharma 的這個(gè)結(jié)論。為了研究有表面故障球軸承的動(dòng)力學(xué)，Betea等[8]建立軸承表面缺陷的數(shù)學(xué)模型，并證實(shí)了軸承故障的各種診斷方法。

車(chē)輛軸箱滾動(dòng)軸承經(jīng)過(guò)一個(gè)時(shí)期的使用，不可避免地會(huì)出現(xiàn)某種形式的損傷，如發(fā)生剝離、麻點(diǎn)、裂紋，這種故障對(duì)行車(chē)安全威脅很大。作為高速列車(chē)中工作環(huán)境惡劣的部件，軸承一旦出現(xiàn)故障，會(huì)導(dǎo)致熱軸、燃軸和切軸等事故的發(fā)生。據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)統(tǒng)計(jì)，輪對(duì)軸承故障是列車(chē)的主要故障類(lèi)型[9]。在近10年內(nèi)，由軸承引起的列車(chē)出軌事故每年都會(huì)發(fā)生50起左右[10-11]。中國(guó)鐵路總公司運(yùn)輸局運(yùn)輛動(dòng)車(chē)電[2013]1696號(hào)文件顯示：BST公司對(duì)南昌局擔(dān)當(dāng)?shù)腄6242次(廈門(mén)-福州)CRH1126A的動(dòng)車(chē)組的00車(chē)1軸1位異響軸承進(jìn)行分解(軸承號(hào)：20307)，發(fā)現(xiàn)軸承異音為外圈內(nèi)排內(nèi)滾道剝離所致[12]。

由于軸箱軸承在車(chē)輛日常運(yùn)用檢修中僅做外觀檢查，不作解體檢查。因此，對(duì)軸承在運(yùn)用中出現(xiàn)的各類(lèi)故障就不易事先發(fā)現(xiàn)．不利于消除事故隱患。因此研究軸承各種異常狀態(tài)的檢測(cè)手段，以便及時(shí)發(fā)現(xiàn)軸承缺陷故障，并把這種方法應(yīng)用到檢查鐵路車(chē)輛軸箱軸承方面，就可以實(shí)現(xiàn)不分解軸承而能發(fā)現(xiàn)其缺陷故障，對(duì)及時(shí)、準(zhǔn)確地發(fā)現(xiàn)車(chē)輛系統(tǒng)中的故障狀態(tài)具有重大意義。在以上研究的基礎(chǔ)上，本文根據(jù)軸承的缺陷故障頻率公式，以及內(nèi)外圈和滾子缺陷的特點(diǎn)，建立了高速列車(chē)軸箱軸承早期缺陷狀態(tài)下的動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型，分析了軸承早期缺陷狀態(tài)下的高速列車(chē)的振動(dòng)特性。

1圓錐滾子軸承受力分析

目前，高速列車(chē)所采用的輪對(duì)軸承主要是圓柱滾子軸承和圓錐滾子軸承，因圓錐滾子軸承在高速、高負(fù)荷工況下產(chǎn)生的熱量要低于圓柱滾子軸承，所以高速車(chē)輛采用圓錐滾子軸承較多，其結(jié)構(gòu)如圖1所示[13]，包括若干個(gè)滾子、內(nèi)外圈以及保持架。

圖1　圓錐滾子軸承結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Structure of tapered roller bearing

如圖2所示，當(dāng)圓錐滾子軸承承受徑向載荷Fr和軸向載荷Fa后，其內(nèi)圈相對(duì)于外圈將產(chǎn)生徑向位移δr和軸向位移δa。注意到滾子與外圈只有一個(gè)接觸載荷Qe，因此可以將滾子-內(nèi)圈作為力學(xué)分析的隔離體(見(jiàn)圖3)。這樣，將各個(gè)滾子的接觸載荷Qe分別往徑向和軸向進(jìn)行疊加，并與外載荷平衡，就可以得到軸承的平衡方程。

圖2　圓錐滾子軸承受力示意圖Fig.2 The loads acting on tapered roller bearing

對(duì)于對(duì)數(shù)曲線修形的圓錐滾子，當(dāng)滾道的接觸角和滾子的半錐角都較小時(shí)，根據(jù) Palmgren公式可以求出外滾道接觸處的總剛度系數(shù)Kne[14]。

Kne=8.06×104l0.89[1+ci0.9cos(αe-αi)]-10/9

(1)

(2)

式中，l為滾子的有效長(zhǎng)度；αe為滾子與外圈的接觸角；αi為滾子與內(nèi)圈的接觸角；αf為滾子與擋邊的接觸角。

假設(shè)雙列滾子軸承的兩個(gè)軸承運(yùn)動(dòng)狀態(tài)完全一樣，因此可以將兩個(gè)外圈視為一體，兩個(gè)內(nèi)圈也視為一體?？紤]軸承的初始徑向間隙hφ和表面缺陷產(chǎn)生的間隙h(見(jiàn)式(13))，以徑向位移作為參考方向(定義方位角φj=0的位置)，在方位角φj處，滾子眼外滾道接觸法線方向的總位移為(與外圈接觸的法線方向)[15]：

δ1nj=[δrcosφ1j-0.5hφ(1-

cosφ1j)]cosαe+δasinαe-h

(3)

δ2nj=[δrcosφφ2j-0.5hφ(1-

cosφφ2j)]cosαe-δasinαe-h

(4)

根據(jù)每個(gè)滾子的接觸變形，可以得到每個(gè)滾子處的接觸載荷：

(5)

式中，m為列數(shù)，m=1,2。

如圖3所示，Qmej在Fr和Fa方向上的分量分別為：

Qmerj=Qmejcosαecosφmj

(6)

Qmeaj=Qmejsinαe

(7)

因此，軸承的平衡方程可以表示為：

(8)

圖3　力的平衡Fig.3 The balance of forces

2車(chē)輛動(dòng)力學(xué)模型的建立

軸承在實(shí)際工作過(guò)程中，內(nèi)部運(yùn)動(dòng)及相互之間的作用十分復(fù)雜。本文對(duì)于軸箱軸承的建模，將其等效成只有外圈和內(nèi)圈兩者之間的相互作用模型，沒(méi)有考慮滾子、保持架、多種潤(rùn)滑狀態(tài)下的接觸面油膜厚度、軸承各元件表面粗糙度、潤(rùn)滑油流變特性引起的拖動(dòng)力等因素，且假設(shè)雙列滾子軸承的兩個(gè)軸承運(yùn)動(dòng)狀態(tài)完全一樣，因此可以將兩個(gè)外圈視為一體，兩個(gè)內(nèi)圈也視為一體。本文采用的軸承等效模型如圖4所示，將軸承中的滾子直接等效成力元，這樣，軸承外圈和內(nèi)圈之間的相互作用就通過(guò)若干個(gè)力元來(lái)傳遞，這些力的大小可通過(guò)式(1)～(8)來(lái)計(jì)算，在SIMPACK軟件中可通過(guò)自帶的expression功能實(shí)現(xiàn)。

本文軸承模型的相關(guān)參數(shù)如表1所示[15]，正常工況下仿真所得到某兩個(gè)位置處滾子的徑向接觸載荷如圖5所示，內(nèi)外圈之間的縱向相對(duì)位移如圖6所示，其中車(chē)輛運(yùn)行速度為300 km/h，軌道譜采用武廣譜。

表1　仿真模型中軸承參數(shù)

圖4　軸承等效模型Fig.4 The equivalent bearing model

圖5　軸承滾子處的徑向接觸載荷Fig.5 The radial contact loads acted on bearing rollers

圖6　內(nèi)外圈之間的縱向相對(duì)位移Fig.6 The relative longitudinal displacement between the inner and outer rings

因此，所建立的車(chē)輛系統(tǒng)模型由車(chē)體(1個(gè))、構(gòu)架(2個(gè))、軸箱(8個(gè))、輪對(duì)(4個(gè))、軸承外圈(1個(gè))、軸承保持架(1個(gè))和軸承內(nèi)圈(1個(gè))組成。車(chē)體和構(gòu)架分別有6個(gè)自由度，輪對(duì)有4個(gè)獨(dú)立自由度(縱向、橫向、點(diǎn)頭、搖頭)，軸箱有1個(gè)獨(dú)立自由度，軸承內(nèi)圈與輪對(duì)之間沒(méi)有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，軸承外圈與軸承內(nèi)圈之間有4個(gè)自由度(x，y和z三個(gè)方向的平動(dòng)以及繞y軸的轉(zhuǎn)動(dòng))，保持架與軸承內(nèi)圈只有1個(gè)自由度(繞y軸轉(zhuǎn)動(dòng))，外圈與車(chē)箱箱體配合，外圈與軸箱之間的相對(duì)轉(zhuǎn)速可設(shè)置為0。

車(chē)輛采用轉(zhuǎn)臂定位，一系安裝有鋼簧和減振器，二系由空氣彈簧、橫向止擋、抗蛇行減振器、橫向減振器、牽引拉桿和抗側(cè)滾扭桿等組成。

3軸承缺陷的模擬

圓錐滾子軸承在工作時(shí)，內(nèi)、外圈以及滾子出現(xiàn)表面缺陷時(shí)的故障頻率為[16]：

(9)

(10)

(11)

式中，fout為外圈損傷的特征頻率；fin為內(nèi)圈損傷的特征頻率；fb為滾子損傷的特征頻率；fr為內(nèi)圈與外圈的相對(duì)旋轉(zhuǎn)頻率；nb為滾動(dòng)體個(gè)數(shù)；Db為滾動(dòng)體的直徑；Dp為滾動(dòng)軸承的節(jié)徑；α為接觸角。

當(dāng)滾子軸承滾道表面出現(xiàn)剝落等局部缺陷時(shí)，表面會(huì)出現(xiàn)“凹坑”，假設(shè)表面形狀如圖7所示。根據(jù)滾道表面缺陷尺寸和所處位置的不同，滾子與缺陷表面接觸時(shí)可能會(huì)出現(xiàn)如圖8所示的3種情況：圖8(a)滾道表面缺陷尺寸大于或等于滾子長(zhǎng)度，且滾子在長(zhǎng)度方向與表面缺陷全部接觸；圖8(b)表面缺陷尺寸小于滾子長(zhǎng)度，滾道缺陷表面在長(zhǎng)度方向上只有一部分會(huì)與滾子接觸；圖8(c)表面缺陷尺寸小于滾子長(zhǎng)度，且缺陷表面在長(zhǎng)度方向上會(huì)全部與滾子接觸[17]。

圖7　滾道表面損傷示意圖Fig.7 The raceway surface defect

圖8　滾子與滾道缺陷表面接觸的3種類(lèi)型Fig.8 Three contact types between roller and raceway surface defect

本文所分析的軸承內(nèi)、外圈表面缺陷為第1種情況，且為早期缺陷，如圖9所示[18]，由于寬度較小，滾子在通過(guò)該缺陷的過(guò)程中，只與缺陷的起始邊和結(jié)束邊接觸，而不與缺陷的2條側(cè)邊和底面接觸滾子與缺陷表面接觸，這樣所引起的軸承間隙變化量小于缺陷深度。從圖9可以看出，由軸承滾道表面損傷引起的軸承間隙最大變化量h為：

(12)

式中，rb為滾子平均半徑。因此，在某時(shí)刻t，軸承內(nèi)、外圈表面缺陷在第j個(gè)滾子處產(chǎn)生的軸承間隙變化量H為：

(13)

圖9　滾道表面損傷展開(kāi)示意圖Fig.9 The unfolded raceway surface defect

式中，MOD為求余運(yùn)算；U=arcsin(W/D)，D為內(nèi)圈或外圈直徑；θ0為內(nèi)圈和外圈表面缺陷起始邊在初始時(shí)刻時(shí)的角位置；假設(shè)第1個(gè)滾子在初始時(shí)刻的角位置為0，則θj的表達(dá)式為：

(14)

式中，ωc為保持架旋轉(zhuǎn)角速度，ωin為內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)角速度，nb為滾子個(gè)數(shù)。

對(duì)于滾子表面缺陷，假設(shè)缺陷長(zhǎng)度等于滾子長(zhǎng)度，且深度a大于h，損傷橫截如圖10所示。從圖10可以看出，當(dāng)滾子缺陷起始邊開(kāi)始與內(nèi)圈或者外圈接觸時(shí)，隨著滾子的轉(zhuǎn)動(dòng)，引起的軸承間隙變化量逐漸變大；當(dāng)起始邊和結(jié)束邊都與內(nèi)圈或者外圈接觸時(shí)，引起的軸承間隙變化量達(dá)到最大，其大小h如式(12)所示；當(dāng)結(jié)束邊與內(nèi)圈或者外圈保持接觸，隨著滾子的轉(zhuǎn)動(dòng)，引起的軸承間隙量逐漸變小。

圖10　滾子表面損傷展開(kāi)示意圖[18]Fig.10 The unfolded roller surface defect

假設(shè)第k個(gè)滾子有缺陷，且初始時(shí)刻缺陷起始邊角度位置和用于測(cè)量滾子自旋角度的X-O-Z坐標(biāo)系如圖11所示。從圖11可以看出，當(dāng)自旋所轉(zhuǎn)動(dòng)的角度為0.5π時(shí)，滾子缺陷起始邊便開(kāi)始與內(nèi)圈接觸；當(dāng)自旋所轉(zhuǎn)動(dòng)的角度為1.5π時(shí)，滾子缺陷起始邊便開(kāi)始與外圈接觸。

圖11　滾子缺陷初始位置示意圖Fig.11 The initial position of roller surface defect

因此，在某時(shí)刻t，滾子表面缺陷與內(nèi)、外圈接觸時(shí)產(chǎn)生的軸承間隙變化量H1為：

(15)

因此，對(duì)于表面有缺陷的軸承，在式(3)和式(4)的基礎(chǔ)上再減去因缺陷所引起的軸承間隙變化量H或者H1，就可以得到實(shí)際的接觸法向變形量。

4仿真結(jié)果

本文只分析了軸承表面早期損傷對(duì)車(chē)輛垂向振動(dòng)的影響，根據(jù)表1的參數(shù)，可以計(jì)算出相應(yīng)的缺陷故障特征頻率如表2所示。假設(shè)在外圈、內(nèi)圈和滾子上所產(chǎn)生的表面的缺陷尺寸都相等，即寬度L=0.6 mm，深度a=0.1 mm，滿足早期缺陷的條件。通過(guò)仿真，對(duì)軸箱軸承的幾種早期缺陷進(jìn)行了分析，車(chē)輛的運(yùn)行速度為300 km/h，軌道譜采用武廣線路譜。仿真結(jié)果如圖12～圖15所示。因?yàn)檩S承缺陷的尺寸很小，而軸承內(nèi)圈轉(zhuǎn)速很高，因此仿真中采樣頻率要設(shè)置成很大，積分步長(zhǎng)要很小。

表2　軸承表面缺陷故障頻率(單位： Hz)

圖12　軸箱垂向加速度頻譜(外圈表面缺陷)Fig.12 The spectrum of axle box vertical acceleration(outer ring defect)

圖13　軸箱垂向加速度頻譜(內(nèi)圈表面缺陷)Fig.13 The spectrum of axle box vertical acceleration(inner ring defect)

圖14　軸箱垂向加速度頻譜(滾子表面缺陷)Fig.14 The spectrum of axle box vertical acceleration(roller defect)

圖15　不同缺陷寬度下的軸箱垂向振動(dòng)加速度Fig.15 The axle box vertical acceleration under different width of surface defects

從結(jié)果可以看出，在各種缺陷下的軸箱加速度的幅頻圖中都能找到各自的故障頻率成分。圖12中，在外圈缺陷故障頻率f=283.06 Hz的倍頻處出現(xiàn)峰值；圖13中，在f=364.8 Hz的各階倍頻處有故障特征譜峰存在，且在它們的旁邊存在著調(diào)制邊帶，調(diào)制頻率為內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)頻率30.844 Hz；圖14中，在f=2fb=238.2 Hz的各階倍頻處有缺陷故障特征譜峰存在，且在它們的旁邊存在著調(diào)制邊帶，調(diào)制頻率為保持架的旋轉(zhuǎn)頻率13.48 Hz。根據(jù)表3和表4，軸箱軸承缺陷對(duì)轉(zhuǎn)向架軸箱的加速度的影響很大，而對(duì)構(gòu)架的加速度影響不大；且當(dāng)三種表面缺陷尺寸相等時(shí)，軸承外圈表面缺陷對(duì)軸箱的加速度幅值影響最大，軸承滾子表面缺陷對(duì)軸箱加速度幅值影響最小。表5列出了車(chē)輛在300 km/h速度下的平穩(wěn)性指標(biāo)，從表5看出，所考慮的表面缺陷故障對(duì)車(chē)輛運(yùn)行平穩(wěn)性影響甚微。這是由于軸承早期損傷的振動(dòng)沖擊處于高頻段，而車(chē)輛系統(tǒng)采用二系懸掛，車(chē)體的自振頻率都很低，通過(guò)一系和二系懸掛系統(tǒng)的隔振，軸承缺陷所產(chǎn)生的高頻強(qiáng)迫振動(dòng)都已被隔離掉，不會(huì)傳遞給車(chē)體。表6和圖15為不同軸承缺陷寬度對(duì)振動(dòng)加速度的影響，可以看出，隨著軸承早期缺陷寬度的增加，3種軸承缺陷下的軸箱加速度幅值均逐漸變大。

表3　各種表面缺陷故障下的軸箱垂向振動(dòng)加速度(單位：m/s2)

表4　各種表面缺陷故障下的構(gòu)架垂向振動(dòng)加速度(單位：m/s2)

表5　車(chē)輛運(yùn)行平穩(wěn)性指標(biāo)

表6　不同缺陷寬度下的軸箱垂向振動(dòng)加速度(單位：m/s2)

通過(guò)對(duì)仿真所得到的軸箱振動(dòng)加速度進(jìn)行FFT變換，能夠在頻譜圖上發(fā)現(xiàn)相應(yīng)軸承缺陷的故障頻率。但是在高速動(dòng)車(chē)組實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中，軸箱軸承輕微的局部表面缺陷所產(chǎn)生的振動(dòng)信號(hào)往往會(huì)被干擾信號(hào)淹沒(méi)，對(duì)軸承故障的識(shí)別有一定影響。這樣的話，通過(guò)在軸箱設(shè)置加速度傳感器，需采用合適的振動(dòng)診斷分析技術(shù)來(lái)抑制干擾信號(hào)，提取需要的故障特征信息，就可以對(duì)運(yùn)行中的車(chē)輛軸箱軸承進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)，及時(shí)發(fā)現(xiàn)、確定軸箱軸承缺陷類(lèi)型并采取相應(yīng)措施，避免因軸箱軸承故障所導(dǎo)致的嚴(yán)重安全事故，以便保證安全、可靠、有效、經(jīng)濟(jì)地完成旅客運(yùn)輸任務(wù)。

5結(jié)論

本文建立了只有外圈和內(nèi)圈兩者之間的相互作用的軸箱軸承等效模型，沒(méi)有考慮滾子、保持架、多種潤(rùn)滑狀態(tài)下的接觸面油膜厚度、軸承各元件表面粗糙度、潤(rùn)滑油流變特性引起的拖動(dòng)力等因素，且假設(shè)雙列滾子軸承的兩個(gè)軸承運(yùn)動(dòng)狀態(tài)完全一樣。通過(guò)對(duì)軸箱軸承的內(nèi)、外圈以及滾子早期缺陷進(jìn)行仿真分析，分析了早期缺陷所產(chǎn)生的沖擊力對(duì)車(chē)輛垂向加速度的影響，可以得出以下結(jié)論：

(1) 軸箱軸承內(nèi)外圈以及滾子出現(xiàn)早期缺陷時(shí)，軸箱的加速度明顯增大，但對(duì)構(gòu)架的加速度影響不大。

(2) 當(dāng)內(nèi)外圈缺陷以及滾子缺陷尺寸相等時(shí)，軸承外圈缺陷對(duì)軸箱的加速度幅值影響最大，軸承滾子缺陷對(duì)軸箱加速度幅值影響最小。

(3) 軸箱軸承內(nèi)外圈以及滾子的表面早期缺陷故障對(duì)車(chē)輛運(yùn)行平穩(wěn)性沒(méi)什么影響。

(4) 隨著軸承表面早期缺陷寬度的增加，3種軸承缺陷下的軸箱加速度幅值均逐漸變大。

參 考 文 獻(xiàn)

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Vibration performance of high-speed vehicles with axle box bearing defects

LIU Guo-yun, ZENG Jing, LUO Ren, GAO Hao

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

Abstract:A computational model for a high speed vehicle with early defects in its axle box roller bearings was established using the dynamic package SIMPACK. It was assumed that there only exist interactions between outer ring and inner one for a bearing, so bearing rollers were directly equivalent to several force elements. Then，the effects of early defects located at inner and outer rings and roller surfaces on the vertical vibration features of the vehicle system were analyzed. The simulation results showed that the axle box bearing defects make the axle box vibration acceleration increase significantly, but they have little effect on the bogie frame acceleration; when the defect sizes of the three kinds of defects are equal, the defect located at outer ring has the largest influence on the amplitude of the axle box acceleration, but the defects at roller surfaces have the least effect; with increase in defect width, the amplitudes of the axle box accelerations under three kinds of defects all increase gradually; the bearing early defects can cause high-frequency vibrations of the axle box, but they have little effect on the vehicle ride comfort.

Key words:bearing defect; high speed vehicle; vibration

基金項(xiàng)目：國(guó)家自然科學(xué)基金重點(diǎn)項(xiàng)目(61134002)；高鐵聯(lián)合基金(U1334206)；自然基金(51475388)

收稿日期：2014-12-24修改稿收到日期：2015-05-06

通信作者曾京 男，博士，教授，1963年生

中圖分類(lèi)號(hào):U271.91

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.09.007

第一作者 劉國(guó)云 男，博士生，1989年生

E-mail:zeng@swjtu.edu.cn