速度400 km/h 高速列車軸箱軸承技術(shù)研究

段耀凱，楊 晨，張玉梅，吳興文，姚雪松，石 磊，周 國，池茂儒，梁樹林，劉志恒

（1 舍弗勒貿(mào)易（上海）有限公司，上海 201804；2 西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031）

高速列車轉(zhuǎn)向架是軌道車輛結(jié)構(gòu)中最為重要的部件之一，轉(zhuǎn)向架的各種參數(shù)也直接決定了車輛的穩(wěn)定性和車輛的乘坐舒適性。其主要作用是承受車體載荷，并安裝車輛的動力驅(qū)動裝置和軸箱系統(tǒng)，如圖1 所示。軸箱軸承是轉(zhuǎn)向架的重要機械運轉(zhuǎn)部件。軸箱軸承傳遞整個車體載荷到車軸并同時進行高速運轉(zhuǎn)。車輪的多邊形磨耗以及鋼軌的不平順導(dǎo)致了車輪的振動，引起軸箱軸承載荷的波動。同時輪軸在承受車體載荷后產(chǎn)生撓曲變形，也會影響到軸箱軸承內(nèi)部的滾子和滾道的載荷分布［1-2］。軸箱軸承的工況條件包含高速、重載、高溫、大溫差和高振動沖擊等。因此，從車輛運行的安全性出發(fā)，軸箱軸承是高速列車的關(guān)鍵技術(shù)之一。

圖1 高速列車轉(zhuǎn)向架和軸箱

為研發(fā)更高速度、更加安全、更加環(huán)保、更加節(jié)能、更加智能的復(fù)興號動車組新產(chǎn)品，國鐵集團啟動運營速度為400 km/h 的高速鐵路項目。如何通過軸箱系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計提升其速度能力達到400 km/h 的運營速度成為軸承和軸箱設(shè)計者的新挑戰(zhàn)。

1 現(xiàn)有高速列車軸箱軸承設(shè)計形式分析和檢修情況

當前，在中國高速列車上應(yīng)用的軸箱軸承主要有兩種設(shè)計形式：一種是雙列圓錐滾子軸承，另一種是雙列圓柱滾子軸承，如圖2 所示。兩類軸承在中國高鐵線路都有長期的運行使用經(jīng)驗。從軸承滾道的幾何設(shè)計形式和承載方式看，雙列圓錐軸承通過小傾角設(shè)計的斜面滾道承受橫向載荷和垂向載荷。雙列圓柱軸承的垂向載荷由直面滾道承擔，而橫向載荷則通過滾子的端面和套圈擋邊承擔［3］。

圖2 現(xiàn)有軸箱軸承

滾動軸承的滾動體和滾道需要相對運動速度和壓力形成潤滑油膜，但是由于軌道車輛蛇行運動的特點，作用在輪軸上的橫向載荷方向不斷發(fā)生改變［4］。所以，軸箱軸承承受的橫向載荷是瞬時交變載荷。在瞬時交變載荷作用下，雙列圓柱滾子軸承的滾子相對滾道左右竄動，套圈擋邊和滾動體端面瞬時接觸脫離，不是穩(wěn)定接觸狀態(tài)，因此，擋邊的接觸部位無法形成有效的潤滑油膜，容易導(dǎo)致接觸部位的磨損和材料剝離。與之相反，雙列圓錐軸承的橫向載荷通過斜面滾道傳遞，在車體垂向載荷的作用下，即使橫向載荷改變方向，承載區(qū)的滾動體和滾道也可以始終保持接觸，因此更利于滾道面潤滑油膜的建立。某些高鐵線路軸箱軸承檢修數(shù)據(jù)統(tǒng)計結(jié)果顯示：某型號雙列圓柱軸箱軸承總檢修7 314 套，修復(fù)5 623 套，修復(fù)率77%，報廢的主要原因是軸承滾動體端面和擋邊磨損。與此對比，某公司的雙列圓錐軸箱軸承檢修12 245 套，修復(fù)11 675 套，修復(fù)率95%。因此，從軸承承載方式和設(shè)計選型角度出發(fā)，雙列圓錐軸承更適合高速列車的應(yīng)用工況。

然而雙列圓錐軸承也并不是完美的解決方案。為了防止圓錐軸承運轉(zhuǎn)過程中滾動體在離心力作用下脫離滾道，其內(nèi)圈需要設(shè)計擋邊。擋邊和滾子端面的接觸是滑動摩擦。雖然接觸載荷很小，但是對于速度400 km/h 的高速列車，此處仍然會產(chǎn)生大量的摩擦熱，而摩擦熱恰恰是導(dǎo)致軸承高溫的主要因素。

在高鐵現(xiàn)有線路的運營記錄中，也有一定數(shù)量的雙列圓錐軸箱軸承高溫報警的記錄，特別是在炎熱的夏季和某些特殊的路段。軸箱軸承發(fā)生高溫報警后，車輛需要降速運行，嚴重影響高鐵線路運行的效率和可靠性［5-6］。因此，如何優(yōu)化現(xiàn)有雙列圓錐軸箱軸承的設(shè)計參數(shù)以降低摩擦熱，對于提升高速列車速度能力達到400 km/h，確保在其在炎熱季節(jié)安全高效運行，非常有意義。

2 基于軸承—車輛—軌道耦合動力學(xué)模型的載荷計算

車輛在服役過程中，輪軌載荷往往伴隨著高頻成分，由于輪對、軸箱等部件并非嚴格的剛體，且直接承受輪軌激擾，因此會產(chǎn)生一定的柔性變形和彈性振動［7］。此外，軌道結(jié)構(gòu)在輪軌力的作用下，撓性變形和模態(tài)振動同樣不可避免［8］。因此，文中建立了車輛—軌道剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型，該模型是一個自由度數(shù)目較多的系統(tǒng)，軸承作為一個非線性極強的時變剛度系統(tǒng)，如果直接嵌入上述模型，勢必增大計算量，影響仿真速度，因此文中提出了一種等效剛度建模的方式，對軸承模型進行簡化，進一步建立了軸承—車輛—軌道耦合動力學(xué)模型，如圖3 所示，并基于該模型計算并統(tǒng)計了典型服役工況下的軸承服役載荷譜。

圖3 軸承—車輛—軌道耦合動力學(xué)模型

2.1 軸承—車輛—軌道耦合動力學(xué)模型

2.1.1 等效軸承模型

滾動軸承在組合載荷作用下由于滾動體和套圈之間的接觸彈性變形，軸承內(nèi)、外圈在載荷方向上發(fā)生相對彈性位移。一般情況下，軸承受徑向、軸向和力矩載荷聯(lián)合作用時，內(nèi)、外圈將發(fā)生相應(yīng)的徑向位移δr，軸向位移δa和角位移θ。滾動軸承的剛度定義為在載荷方向上軸承內(nèi)，外圈產(chǎn)生的相對彈性位移量所需的外加載荷，滾動軸承的彈性變形影響軸系的剛性。

根據(jù)載荷和位移的方向不同，軸承徑向剛度表示為式（1）：

軸承軸向剛度表示為式（2）：

軸承的角剛度表示為式（3）：

車輛系統(tǒng)動力學(xué)中軸承模型的拓撲圖如圖4所示。建立軸承質(zhì)量體，軸承體與車軸之間采用2號鉸連接，即僅有點頭自由度。轉(zhuǎn)臂軸箱與軸承體之間，采用Simpack 軟件中的43 號力元模擬軸承的等效剛度，等效剛度值采用某公司的BearingX 軟件計算。軸箱相對大地采用7 號鉸，即擁有縱向、橫向、垂向、側(cè)滾、點頭、搖頭6 個自由度。

圖4 軸承—車輛動力學(xué)拓撲模型

2.1.2 車輛—軌道剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型

該模型中，車輛系統(tǒng)為我國某型高速列車，由1 個車體、2 個構(gòu)架、4 個輪對、8 個轉(zhuǎn)臂、4 個電機、4 個齒輪箱組成，車體通過二系懸掛支撐在轉(zhuǎn)向架構(gòu)架上，而構(gòu)架和軸箱間則通過一系懸掛相連，軸箱通過軸承分別安裝在輪對兩側(cè)，電機直接連結(jié)固定在構(gòu)架上，齒輪箱一端鉸接在車軸上，一端通過彈性吊桿與構(gòu)架相連。車體、構(gòu)架、輪對和軸箱均取6 個自由度，即縱向、橫向、垂向、側(cè)滾、點頭、搖頭；齒輪箱考慮1 個自由度，即點頭。模型中考慮了懸掛的非線性特征，輪軌法向力采用Hertz 接觸理論進行計算，切向力通過Kalker 簡化理論獲得［9］。

使用文獻［10］中的模態(tài)綜合法將車輛模型中的輪對和軸箱考慮為柔性。采用文獻［11］的方法，將軌道系統(tǒng)中的鋼軌考慮為離散支撐的鐵摩辛柯梁，軌道板則采用有限元的方法建模，它們的響應(yīng)利用模態(tài)疊加法進行計算，扣件和軌道板下的彈性水泥砂漿層則用線性彈簧—阻尼單元模擬。

2.2 典型軸承載荷的計算結(jié)果

基于2.1 節(jié)的軸承—車輛—軌道耦合動力學(xué)模型，計算中軸承的徑向剛度、軸向剛度和角剛度分別為6 997.6 MN/m、602.6 MN/m 和24 797 304.0 N·m/rad，以旋修后24 萬km 的實測車輪多邊形磨耗施加于導(dǎo)向位車輪周向，在此基礎(chǔ)上，考慮了京津軌道譜對車輛系統(tǒng)的激勵作用，同時考慮了實測車輪踏面，最后計算了車輛的軸承載荷與振動加速度。其中，多邊形化車輪的實測表面不平順與階次如圖5 所示。

圖5 實測車輪多邊形磨耗

某車型在400 km/h 時多體動力學(xué)仿真的軸箱軸承載荷數(shù)據(jù)如圖6 所示，分別給出了仿真得到的軸承橫向載荷時域圖及其對應(yīng)的載荷分布直方圖、軸承垂向載荷時域圖及其對應(yīng)的載荷分布直方圖。對得到的載荷利用公式（4）等效簡化計算后，獲得的軸箱軸承等效載荷見表1。等效橫向載荷和等效垂向載荷比值為0.05，可見軸箱軸承的載荷特點是徑向大載荷，軸向交變小載荷。

表1 軸箱軸承載荷等效計算 單位：kN

圖6 軸箱軸承載荷多體動力學(xué)仿真結(jié)果

式中：Fq為等效載荷絕對值（垂向和橫向）；Fn為第n個載荷分量的絕對值；an為第n個載荷分量對應(yīng)的百分比；q為滾子系數(shù)，對于圓錐滾子軸承取10/3。

3 軸箱軸承系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計方案

提高現(xiàn)有軸箱軸承的速度能力，需要從兩方面進行：一方面是對現(xiàn)有軸承進行優(yōu)化設(shè)計降低軸承摩擦發(fā)熱；另一方面要對軸箱系統(tǒng)的散熱結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計。

3.1 軸承摩擦功耗計算

軸承摩擦功耗計算采用Kispert 計算方法，主要考慮了潤滑脂黏性和軸向載荷的相關(guān)影響因素，因為高速列車軸箱軸承采用的是非接觸式密封，所以不考慮密封引起的摩擦功耗損失［12-13］。

3.2 軸箱軸承減摩擦設(shè)計

X-life 系列軸承產(chǎn)品是某公司低摩擦、長壽命、高可靠性設(shè)計的新軸承產(chǎn)品。X-life 設(shè)計的雙列圓錐軸箱軸承產(chǎn)品在下列幾個方面進行了減摩擦優(yōu)化系統(tǒng)化設(shè)計：

首先，潤滑油脂的攪動發(fā)熱是影響高速列車下軸承發(fā)熱的重要因素，降低潤滑油脂的基礎(chǔ)黏度也可以有效降低軸承摩擦發(fā)熱。根據(jù)高速列車軸箱軸承高速工況的具體特性，在保證軸承充分潤滑的前提下，將原有40 °C 對應(yīng)基礎(chǔ)油黏度為82 mm2/s 的潤滑油脂更換為基礎(chǔ)油黏度為42 mm2/s 的低摩擦油脂。

其次，優(yōu)化軸承內(nèi)部設(shè)計參數(shù)。對于圓錐滾子軸承，內(nèi)圈擋邊和滾子端面的滑動摩擦Ts的理論計算為式（5）［14］：

式中：e為滾子擋邊接觸點距離；μ0為滾子端面與擋邊之間的摩擦系數(shù)；β為滾子半錐角；Fa為軸向載荷；Λ 為油膜參數(shù)；t為溫度參數(shù)；σ為擋邊粗糙度。

從公式（5）中看到，軸承擋邊的接觸點位置e和擋邊的摩擦系數(shù)是影響擋邊滑動摩擦的關(guān)鍵因素，X-life 設(shè)計的軸箱軸承通過優(yōu)化這2 個參數(shù)來降低圓錐滾子軸承的摩擦發(fā)熱。

另外，軸承套圈和滾動體的表面摩擦系數(shù)也是影響軸承摩擦功耗的關(guān)鍵因素，通過優(yōu)化滾道表面加工工藝，綜合利用表面粗糙度參數(shù)Rk、Rpk和Rvk評價和控制滾道表面質(zhì)量［15］，可以將軸承的摩擦發(fā)熱進一步降低。

根據(jù)表1 中載荷數(shù)據(jù)計算的雙列圓錐設(shè)計的軸箱軸承的摩擦發(fā)熱功耗與運轉(zhuǎn)速度的關(guān)系如圖7 所示。X-life 設(shè)計的雙列圓錐滾子軸箱軸承，同原有設(shè)計相對比，可以有效降低軸箱軸承的摩擦發(fā)熱。特別是車速越高，兩者的摩擦發(fā)熱差值越大。當車速為400 km/h，X-life 設(shè)計軸承的摩擦發(fā)熱功耗為1 561 W，原設(shè)計軸承的摩擦發(fā)熱功耗為2 055 W，前者比后者降低了494 W，大約降低了24%。

圖7 軸箱軸承車速和摩擦功耗的關(guān)系

3.3 軸箱軸承臺架試驗對比

根據(jù)DIN EN 12082 標準對軸箱軸承進行臺架測試，臺架試驗示意如圖8 所示。在軸箱殼體靠近軸承外圈位置設(shè)置溫度檢測點。測試過程中，對測試軸承施加恒定的數(shù)值為91.5 kN 的垂向載荷FR和周期方向交替改變的數(shù)值為16.7 kN 的橫向載荷FA。設(shè)計雙列圓錐軸箱軸承的臺架測試的溫度如圖9 所示，測試軸轉(zhuǎn)速2 461 r/min，對應(yīng)車速350 km/h，軸箱監(jiān)測點溫度在75 °C 上下波動，瞬時最大溫度點接近90 °C 的溫度報警線。X-life 設(shè)計的雙列圓錐軸箱軸承的臺架測試外圈溫度如圖10所示。測試軸轉(zhuǎn)速2 668 r/min，對應(yīng)車速400 km/h，軸箱監(jiān)測點溫度在60 °C 上下波動。對比發(fā)現(xiàn)，X-life設(shè)計的雙列圓錐軸箱軸承在更高的運轉(zhuǎn)速度下，運轉(zhuǎn)溫度大概降低了15 °C。

圖8 軸箱軸承臺架試驗示意圖

圖9 當前設(shè)計雙列圓錐滾子軸箱軸承臺架試驗溫度

圖10 X-life 設(shè)計雙列圓錐滾子軸箱軸承臺架試驗溫度

臺架測試的結(jié)果表明，X-life 設(shè)計的雙列圓錐軸箱軸承完全可以滿足高速列車更高運營速度的技術(shù)要求。

3.4 軸箱體材料優(yōu)化及軸箱系統(tǒng)溫度特性分析

為了研究軸箱系統(tǒng)線路運營的熱穩(wěn)定性，軸箱軸承需要和軸箱系統(tǒng)集合為一個整體，進行系統(tǒng)的熱平衡計算。用CERO 軟件建立軸箱系統(tǒng)熱仿真分析簡化模型，包括軸箱體、軸箱端蓋、軸箱軸承、前后擋圈和部分車軸，如圖11 所示。各部件的熱仿真參數(shù)見表2，軸承套圈、滾動體和軸箱擋圈材料設(shè)置為結(jié)構(gòu)鋼，軸箱體和軸箱端蓋在不同計算中分別設(shè)置為鑄鐵和鋁合金。不考慮軸承溫度分布的不均勻性，將車速400 km/h 時計算的原有雙列圓錐滾子軸承發(fā)熱量2 055 W 作為熱源設(shè)置在軸承體外圈表面。系統(tǒng)散熱主要考慮列車高速運行時空氣的對流散熱。為了考慮炎熱夏季這一極端工況，將環(huán)境溫度設(shè)置為40 °C。

表2 不同材料的熱仿真模型輸入?yún)?shù)

采用簡化計算方法估算空氣對流換熱系數(shù)為式（6）［16］：

式中：h為對流換熱系數(shù)，W/（m2·K）；v為空氣流速，m/s；l為空氣流經(jīng)路徑上的距離，m。

根據(jù)公式（6）計算得出車速400 km/h 時的軸箱系統(tǒng)外表面各處的空氣對流換熱系數(shù)見表3。將其施加到熱仿真模型對應(yīng)部件表面。

表3 軸箱表面的空氣對流系統(tǒng)參數(shù)計算（車速/風(fēng)速：400 km/h 對應(yīng)111 m/s）

現(xiàn)有鑄鐵軸箱系統(tǒng)熱仿真結(jié)果，軸箱體和端蓋材料設(shè)置為鑄鐵材料。當列車持續(xù)運行在400 km/h 時，軸箱系統(tǒng)的最大溫度是109.1 °C，如圖12 所示。根本原因是由于單位時間內(nèi)軸承的摩擦發(fā)熱大于軸箱體表面空氣對流散失的熱量。熱量積聚在箱體內(nèi)而導(dǎo)致軸箱軸承溫度持續(xù)升高。

圖12 現(xiàn)有鑄鐵軸箱系統(tǒng)熱平衡仿真

簡單提高軸箱散熱性能的措施是把軸箱體材料從鑄鐵換成導(dǎo)熱性更好的鋁合金，采用鋁合金作為箱體材料的軸箱熱仿真結(jié)果如圖13 所示，在相同的車速和環(huán)境溫度下，箱體的最高溫度89.3 °C，相比鑄鐵軸箱體，箱體系統(tǒng)最高溫度降低了約20 °C。

圖13 鋁合金軸箱系統(tǒng)熱平衡仿真

可見通過軸箱系統(tǒng)的散熱優(yōu)化設(shè)計，也可以在不降低軸承摩擦發(fā)熱前提下大幅降低軸箱的運轉(zhuǎn)溫度。從而保證了整個系統(tǒng)在極端工況如環(huán)境高溫和高速下的熱穩(wěn)定性。

但是在高速列車上應(yīng)用鋁合金軸箱，還要考慮下列影響因素：

首先，由于鋁合金的強度要遠低于鑄鐵，需要在軸箱關(guān)鍵承載部位采用加強設(shè)計增加鋁合金軸箱的強度。

其次，鋁合金軸箱比鑄鐵軸箱的熱膨脹系數(shù)更大，導(dǎo)致運轉(zhuǎn)過程中，軸承外圈和軸箱孔的配合間隙改變，所以軸箱的配合孔徑需要重新設(shè)計。

4 結(jié)論

通過分析高速列車的實際路譜下的動態(tài)載荷特性，結(jié)合現(xiàn)有雙列圓錐和雙列圓柱軸箱軸承的線路運行檢修修復(fù)率數(shù)據(jù)，明確了雙列圓錐軸箱軸承的幾何設(shè)計結(jié)構(gòu)更適合高速列車運轉(zhuǎn)工況。

針對現(xiàn)有某系列動車組提速至400 km/h 運營速度這一課題，圍繞雙列圓錐軸箱軸承低摩擦優(yōu)化設(shè)計和軸箱體散熱優(yōu)化設(shè)計進行研究。軸箱軸承的摩擦功耗仿真計算結(jié)果表明：車速400 km/h，X-life設(shè)計的雙列圓錐軸箱軸承摩擦發(fā)熱功耗比原設(shè)計的雙列圓錐軸箱軸承大約降低了24%。臺架測試的結(jié)果表明：在更高的車速下，X-life 設(shè)計的雙列圓錐軸箱軸承的運轉(zhuǎn)溫度比原有雙列圓錐軸箱軸承的運轉(zhuǎn)溫度降低了大約15 °C。

穩(wěn)態(tài)熱分布計算結(jié)果表明：在環(huán)境溫度均為40 °C，同樣的熱源（軸承發(fā)熱功耗2 055 W）和散熱條件下，鋁合金軸箱體的最高溫度89.3 °C，相比鑄鐵軸箱體的最高溫度109.1 °C，箱體系統(tǒng)最高溫度降低了約20 °C。

綜上所述，采用低摩擦X-life 設(shè)計的雙列圓錐軸箱軸承和優(yōu)化軸箱的散熱性能均可有效降低高速列車軸箱軸承的運轉(zhuǎn)溫度，保障高速列車軸箱軸承在400 km/h 速度下的安全高效運行。