潤(rùn)滑脂類型對(duì)高速列車軸箱軸承溫度場(chǎng)影響的仿真研究

韓慶利，姜久林，劉 超，劉 闖

(1.中車長(zhǎng)春軌道客車股份有限公司，吉林 長(zhǎng)春 130062；2.北方工業(yè)大學(xué)，北京 100144)

隨著我國(guó)高速列車運(yùn)行速度的不斷提升，列車運(yùn)行過(guò)程中軸箱軸承溫度預(yù)警情況時(shí)有發(fā)生，嚴(yán)重影響列車的正常運(yùn)行。為此，國(guó)內(nèi)外學(xué)者相繼開(kāi)展了軸承溫度場(chǎng)分布和產(chǎn)生機(jī)理的研究，如艾思源[1]建立了圓錐滾子軸承在脂潤(rùn)滑條件下的熱網(wǎng)絡(luò)模型，研究了圓錐滾子軸承的溫度場(chǎng)與軸承轉(zhuǎn)速和潤(rùn)滑脂注入量之間的關(guān)系；YAN K等人[2]對(duì)雙列圓錐滾子軸承的溫度場(chǎng)進(jìn)行了有限元仿真計(jì)算，研究了溫度對(duì)雙列圓錐滾子軸承使用壽命的影響；REHMAN S M等人[3]對(duì)鐵路圓錐滾子軸承進(jìn)行了有限元分析，研究了軸承座與滾子之間的溫度分布情況；XU J等人[4]對(duì)雙列圓錐滾子軸承的溫度場(chǎng)進(jìn)行了有限元仿真分析，研究了軸承溫度場(chǎng)與臨界轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系。而對(duì)于不同種類潤(rùn)滑脂對(duì)軸箱軸承溫度場(chǎng)影響的研究很少有報(bào)道。

本文將以某高速列車圓錐滾子軸箱軸承為研究對(duì)象，利用Fluent軟件仿真分析L055和L218 2種型號(hào)潤(rùn)滑脂對(duì)軸箱軸承溫度場(chǎng)的影響，探究軸箱軸承溫度分布規(guī)律，為高速列車軸箱軸承潤(rùn)滑脂的選型和制定溫度預(yù)警措施提供參考。

1 溫度場(chǎng)的熱源及傳熱計(jì)算

1.1 溫度場(chǎng)的熱源計(jì)算

在列車運(yùn)行過(guò)程中，軸箱軸承的熱源主要來(lái)自軸承內(nèi)部各摩擦副之間的摩擦熱。本文所研究的軸箱軸承為雙列圓錐滾子軸承，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 軸箱軸承結(jié)構(gòu)圖

軸承磨擦生熱量P計(jì)算一般采用工程上常用的經(jīng)驗(yàn)公式[5]：

P=1.05×10-4M·n

(1)

式中：M——軸承運(yùn)行過(guò)程中所受的摩擦力矩，N·m；

n——軸承轉(zhuǎn)速，r/min。

軸承摩擦力矩M近似采用Palmgren公式計(jì)算：

M=M0+M1

(2)

(3)

M1=f1·F1·Dm

(4)

F1=2Y·Fa

(5)

式中：M0——與軸承載荷無(wú)關(guān)的摩擦力矩，N·m；

M1——與軸承載荷有關(guān)的摩擦力矩，N·m；

Dm——軸承平均直徑，mm；

f0——與軸承類型和潤(rùn)滑有關(guān)的系數(shù)；

ν——潤(rùn)滑脂的運(yùn)動(dòng)黏度，mm2/s；

f1——與軸承類型和載荷有關(guān)的系數(shù)；

F1——計(jì)算軸承摩擦力矩時(shí)的軸承載荷，N；

Fa——軸承橫向載荷，N；

Y——軸承載荷的相關(guān)系數(shù)。

為提高仿真計(jì)算精度，采用局部熱源加載方法對(duì)軸箱軸承熱源進(jìn)行加載。加載原則為：圓錐滾子軸承的內(nèi)圈及外圈分別占總熱源的1/4；軸承滾子占總熱源的1/2。滾子的熱量按照滾子的受力大小分配到各受力滾子上。

軸承各滾子受力分布見(jiàn)圖2，軸承承載區(qū)最高點(diǎn)處滾子受力最大，兩側(cè)滾子受力依次降低，且兩側(cè)對(duì)稱滾子所承受的載荷大小相同。

Fr.徑向載荷；Q1.1號(hào)滾動(dòng)體法向載荷；Q2. 2號(hào)滾動(dòng)體法向載荷；Qmax.0號(hào)滾動(dòng)體法向載荷；φ1.1號(hào)滾動(dòng)體位置角；φ2. 2號(hào)滾動(dòng)體位置角。

根據(jù)文獻(xiàn)[6]計(jì)算滾子所承受的力，結(jié)果見(jiàn)表1。計(jì)算時(shí)軸承徑向載荷為91.4 kN，軸向載荷為16.7 kN。

表1 軸承各滾子承受的力的大小 N

1.2 溫度場(chǎng)的傳熱計(jì)算

熱量的傳遞方式一般有3種[7]：熱傳導(dǎo)、熱對(duì)流、熱輻射。由于軸箱和車軸與外界溫差不是很高，可忽略熱輻射現(xiàn)象，按熱對(duì)流的方式進(jìn)行能量交換；軸承潤(rùn)滑脂與內(nèi)圈、外圈、滾子、保持架之間接觸的部分按熱對(duì)流的方式進(jìn)行熱量交換；軸箱與軸承接觸的部分按熱傳導(dǎo)的方式進(jìn)行熱量交換。

在列車運(yùn)行過(guò)程中，軸承摩擦產(chǎn)生的大量熱量會(huì)通過(guò)熱傳導(dǎo)及熱對(duì)流的方式傳遞至軸箱體和車軸上，軸箱體再通過(guò)熱對(duì)流的方式將熱量散發(fā)到外界中。熱量在固體內(nèi)部之間、固體與固體之間、固體與流體之間不斷地進(jìn)行傳遞，最終達(dá)到平衡狀態(tài)，熱量傳遞路線見(jiàn)圖3。

圖3 熱量傳遞路線

在計(jì)算軸承各零部件與潤(rùn)滑脂接觸部分的對(duì)流換熱系數(shù)時(shí)，潤(rùn)滑脂按與空氣的混合物考慮，其物性參數(shù)為[8]：

ξf=[αa+(1-d)αo]ξa+αodξo

(6)

式中：ξa、ξo——分別是單相流狀態(tài)下空氣和潤(rùn)滑脂的物性參數(shù)；

αa、αo——分別為軸承腔內(nèi)空氣和潤(rùn)滑脂所占平均體積的比例；

d——試驗(yàn)確定的比例因素，取1.5。

滾動(dòng)體圓錐表面對(duì)流換熱系數(shù)h1按經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算[9]：

(7)

(8)

(9)

(10)

(11)

式中：k——潤(rùn)滑脂導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；

Pr——普朗特?cái)?shù)；

Re——雷諾數(shù)；

一方面，由于互聯(lián)網(wǎng)金融采用線上交易模式，具有一定的虛擬性質(zhì)，在操作過(guò)程中如果由于人為操作失誤將會(huì)對(duì)用戶造成損失。另一方面，互聯(lián)網(wǎng)金融依托計(jì)算機(jī)技術(shù)，平臺(tái)內(nèi)相關(guān)業(yè)務(wù)的完成依靠對(duì)應(yīng)的軟件和硬件，如果平臺(tái)由于自身系統(tǒng)漏洞故障、信息傳輸故障或者遭遇黑客攻擊和病毒等問(wèn)題，都會(huì)使得用戶蒙受損失。除此之外，平臺(tái)內(nèi)部存有大量的投融資各方信息，一旦失竊將會(huì)導(dǎo)致用戶個(gè)人信息的泄露，對(duì)用戶平臺(tái)內(nèi)的財(cái)產(chǎn)和用戶的其他財(cái)產(chǎn)以及人身權(quán)利造成威脅。

l——特征長(zhǎng)度，取滾子平均直徑，m；

μ——潤(rùn)滑脂流動(dòng)特征速度，m/s；

ρ——潤(rùn)滑脂密度，kg/m3；

c——潤(rùn)滑脂比熱，J/(kg·K)；

ωbc——滾動(dòng)體公轉(zhuǎn)角速度，rad/s；

D——軸承節(jié)圓直徑，m；

dbc——滾動(dòng)體的平均直徑，m；

α——軸承接觸角；

ωi——軸承內(nèi)圈角速度，rad/s。

(12)

當(dāng)計(jì)算內(nèi)圈與保持架之間流體表面的對(duì)流換熱系數(shù)時(shí)，R為內(nèi)圈滾道半徑，ω為內(nèi)圈角速度，C為內(nèi)圈滾道與保持架之間的間隙；當(dāng)計(jì)算外圈與保持架之間流體表面的對(duì)流換熱系數(shù)時(shí)，R為軸承節(jié)圓半徑，ω為保持架角速度，C為外圈滾道與保持架之間的間隙。

2 有限元建模及求解器設(shè)置

2.1 有限元建模

對(duì)軸承、車軸和軸箱建立裝配模型。由于軸箱結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，將圓角、倒角、螺栓及螺栓孔等非必要結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化。將處理好的模型導(dǎo)入Fluent模塊進(jìn)行網(wǎng)格劃分，采用四面體非結(jié)構(gòu)性網(wǎng)格，網(wǎng)格相關(guān)度為-75，中等平滑。有限元網(wǎng)格模型如圖4所示，網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)為3 217 391個(gè)，網(wǎng)格單元為16 400 245個(gè)，最大扭曲度為0.78，網(wǎng)格質(zhì)量良好，能夠滿足計(jì)算要求。

圖4 有限元網(wǎng)格模型

2.2 有限元仿真模型求解器設(shè)置

選用雙精度并行的計(jì)算方式，壓力基穩(wěn)態(tài)算法，開(kāi)啟能量方程，采用RNGk-ε湍流模型模擬軸承內(nèi)脂氣混合物之間的流動(dòng)。各部件的材料屬性賦予對(duì)應(yīng)零部件上，對(duì)流換熱系數(shù)添加到各對(duì)流面上，入口邊界采用速度進(jìn)口，出口邊界采用壓力出口。在保證計(jì)算收斂的前提下，將迭代步數(shù)設(shè)置為1 000步。

2.3 計(jì)算參數(shù)

軸箱及軸承各部件的材料屬性見(jiàn)表2，潤(rùn)滑脂物性參數(shù)見(jiàn)表3。

表2 軸箱及軸承各部件的材料屬性

表3 潤(rùn)滑脂物性參數(shù)

3 有限元結(jié)果對(duì)比分析

3.1 工況參數(shù)設(shè)置

為了對(duì)比L055和L218潤(rùn)滑脂對(duì)軸箱軸承溫度場(chǎng)的影響，在行車速度為350 km/h、車軸轉(zhuǎn)速為2 186 r/min、風(fēng)速為9 m/s的情況下，共設(shè)置了16種潤(rùn)滑脂環(huán)境工況，各工況參數(shù)如表4所示。

表4 計(jì)算各工況參數(shù)

3.2 溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果

對(duì)16種工況下的軸箱溫度場(chǎng)分別進(jìn)行有限元仿真計(jì)算，觀察各工況下的軸箱軸承溫度場(chǎng)分布，并提取關(guān)鍵部位的最高溫度值。由軸箱軸承溫度場(chǎng)分布可以看出：裝用L055潤(rùn)滑脂的軸箱軸承與裝用L218潤(rùn)滑脂的軸箱軸承溫度分布基本一致；滾子與內(nèi)外圈接觸區(qū)的最高溫度高于其他部位，軸承承載區(qū)的最高溫度高于非承載區(qū)；內(nèi)圈的溫度高于外圈，軸承的最高溫度發(fā)生在滾子最大受力位置處；軸箱的最高溫度發(fā)生在測(cè)溫孔附近。其中工況1和工況9的軸箱軸承溫度場(chǎng)分布見(jiàn)圖5。

圖5 工況1和工況9軸箱軸承溫度場(chǎng)分布

為了便于對(duì)比2種潤(rùn)滑脂對(duì)軸箱軸承溫度場(chǎng)的影響情況，把所提取的最高溫度值進(jìn)行兩兩對(duì)比形成直方圖，結(jié)果見(jiàn)圖6～圖11。

由圖6～圖11可知：在行車速度、環(huán)境溫度、注脂量和風(fēng)速均相同的情況下，裝用L055潤(rùn)滑脂的軸箱軸承溫度均高于裝用L218潤(rùn)滑脂的軸箱軸承，2種潤(rùn)滑脂對(duì)外圈、內(nèi)圈、滾子及保持架最高溫度的影響差別為4.2～5.6 ℃，對(duì)測(cè)溫孔最高溫度的影響差別為4.0～5.1 ℃，對(duì)軸箱體最高溫度的影響差別為3.9～5.3 ℃。軸箱軸承溫度隨著注脂量的減少呈升高趨勢(shì)。環(huán)境溫度升高10 ℃，軸箱軸承及各零部件溫度升高約5 ℃。

圖6 測(cè)溫孔最高溫度對(duì)比

圖7 軸承滾子最高溫度對(duì)比

圖8 軸承保持架最高溫度對(duì)比

圖9 軸承內(nèi)圈最高溫度對(duì)比

圖10 軸承外圈最高溫度對(duì)比

圖11 軸箱體最高溫度對(duì)比

從溫度場(chǎng)仿真計(jì)算可以看出，2種潤(rùn)滑脂對(duì)軸箱軸承溫度場(chǎng)產(chǎn)生不同影響的主要原因是：L055潤(rùn)滑脂黏度高于L218，相應(yīng)的軸承運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生熱量高；L055潤(rùn)滑脂的流動(dòng)性低于L218，相應(yīng)的軸承熱交換能力弱。

綜上所述，L218潤(rùn)滑脂比L055潤(rùn)滑脂更容易形成油膜和散熱，從而減小軸承運(yùn)轉(zhuǎn)摩擦力和降低軸承運(yùn)轉(zhuǎn)溫度。

4 結(jié)論

本文利用Fluent軟件仿真分析不同潤(rùn)滑脂對(duì)軸箱軸承溫度場(chǎng)的影響，得出以下結(jié)論：

(1) Fluent軟件具有效率高、成本低等優(yōu)點(diǎn)，可用于潤(rùn)滑脂選型前的計(jì)算。

(2) 裝用L055潤(rùn)滑脂的軸箱軸承與裝用L218潤(rùn)滑脂的軸箱軸承溫度場(chǎng)分布規(guī)律基本一致；軸承最高溫度為承載區(qū)中接觸力最大位置。

(3) 在相同的使用條件下，裝用L055潤(rùn)滑脂的軸箱軸承溫度高于裝用L218潤(rùn)滑脂的軸箱軸承。

(4) 軸箱軸承溫度隨著注脂量的減少呈升高趨勢(shì)。環(huán)境溫度升高10 ℃，軸箱軸承溫度升高約5 ℃。