潤滑脂類型對高速列車軸箱軸承溫度場影響的仿真研究

韓慶利，姜久林，劉 超，劉 闖

(1.中車長春軌道客車股份有限公司，吉林 長春 130062；2.北方工業大學，北京 100144)

隨著我國高速列車運行速度的不斷提升，列車運行過程中軸箱軸承溫度預警情況時有發生，嚴重影響列車的正常運行。為此，國內外學者相繼開展了軸承溫度場分布和產生機理的研究，如艾思源[1]建立了圓錐滾子軸承在脂潤滑條件下的熱網絡模型，研究了圓錐滾子軸承的溫度場與軸承轉速和潤滑脂注入量之間的關系；YAN K等人[2]對雙列圓錐滾子軸承的溫度場進行了有限元仿真計算，研究了溫度對雙列圓錐滾子軸承使用壽命的影響；REHMAN S M等人[3]對鐵路圓錐滾子軸承進行了有限元分析，研究了軸承座與滾子之間的溫度分布情況；XU J等人[4]對雙列圓錐滾子軸承的溫度場進行了有限元仿真分析，研究了軸承溫度場與臨界轉速之間的關系。而對于不同種類潤滑脂對軸箱軸承溫度場影響的研究很少有報道。

本文將以某高速列車圓錐滾子軸箱軸承為研究對象，利用Fluent軟件仿真分析L055和L218 2種型號潤滑脂對軸箱軸承溫度場的影響，探究軸箱軸承溫度分布規律，為高速列車軸箱軸承潤滑脂的選型和制定溫度預警措施提供參考。

1 溫度場的熱源及傳熱計算

1.1 溫度場的熱源計算

在列車運行過程中，軸箱軸承的熱源主要來自軸承內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，其結構如圖1所示。

圖1 軸箱軸承結構圖

軸承磨擦生熱量P計算一般采用工程上常用的經驗公式[5]：

P=1.05×10-4M·n

(1)

式中：M——軸承運行過程中所受的摩擦力矩，N·m；

n——軸承轉速，r/min。

軸承摩擦力矩M近似采用Palmgren公式計算：

M=M0+M1

(2)

(3)

M1=f1·F1·Dm

(4)

F1=2Y·Fa

(5)

式中：M0——與軸承載荷無關的摩擦力矩，N·m；

M1——與軸承載荷有關的摩擦力矩，N·m；

Dm——軸承平均直徑，mm；

f0——與軸承類型和潤滑有關的系數；

ν——潤滑脂的運動黏度，mm2/s；

f1——與軸承類型和載荷有關的系數；

F1——計算軸承摩擦力矩時的軸承載荷，N；

Fa——軸承橫向載荷，N；

Y——軸承載荷的相關系數。

為提高仿真計算精度，采用局部熱源加載方法對軸箱軸承熱源進行加載。加載原則為：圓錐滾子軸承的內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圖2，軸承承載區最高點處滾子受力最大，兩側滾子受力依次降低，且兩側對稱滾子所承受的載荷大小相同。

Fr.徑向載荷；Q1.1號滾動體法向載荷；Q2. 2號滾動體法向載荷；Qmax.0號滾動體法向載荷；φ1.1號滾動體位置角；φ2. 2號滾動體位置角。

根據文獻[6]計算滾子所承受的力，結果見表1。計算時軸承徑向載荷為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 溫度場的傳熱計算

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

在列車運行過程中，軸承摩擦產生的大量熱量會通過熱傳導及熱對流的方式傳遞至軸箱體和車軸上，軸箱體再通過熱對流的方式將熱量散發到外界中。熱量在固體內部之間、固體與固體之間、固體與流體之間不斷地進行傳遞，最終達到平衡狀態，熱量傳遞路線見圖3。

圖3 熱量傳遞路線

在計算軸承各零部件與潤滑脂接觸部分的對流換熱系數時，潤滑脂按與空氣的混合物考慮，其物性參數為[8]：

ξf=[αa+(1-d)αo]ξa+αodξo

(6)

式中：ξa、ξo——分別是單相流狀態下空氣和潤滑脂的物性參數；

αa、αo——分別為軸承腔內空氣和潤滑脂所占平均體積的比例；

d——試驗確定的比例因素，取1.5。

滾動體圓錐表面對流換熱系數h1按經驗公式計算[9]：

(7)

(8)

(9)

(10)

(11)

式中：k——潤滑脂導熱系數，W/(m·K)；

Pr——普朗特數；

Re——雷諾數；

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l——特征長度，取滾子平均直徑，m；

μ——潤滑脂流動特征速度，m/s；

ρ——潤滑脂密度，kg/m3；

c——潤滑脂比熱，J/(kg·K)；

ωbc——滾動體公轉角速度，rad/s；

D——軸承節圓直徑，m；

dbc——滾動體的平均直徑，m；

α——軸承接觸角；

ωi——軸承內圈角速度，rad/s。

(12)

當計算內圈與保持架之間流體表面的對流換熱系數時，R為內圈滾道半徑，ω為內圈角速度，C為內圈滾道與保持架之間的間隙；當計算外圈與保持架之間流體表面的對流換熱系數時，R為軸承節圓半徑，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置

2.1 有限元建模

對軸承、車軸和軸箱建立裝配模型。由于軸箱結構較為復雜，將圓角、倒角、螺栓及螺栓孔等非必要結構簡化。將處理好的模型導入Fluent模塊進行網格劃分，采用四面體非結構性網格，網格相關度為-75，中等平滑。有限元網格模型如圖4所示，網格節點為3 217 391個，網格單元為16 400 245個，最大扭曲度為0.78，網格質量良好，能夠滿足計算要求。

圖4 有限元網格模型

2.2 有限元仿真模型求解器設置

選用雙精度并行的計算方式，壓力基穩態算法，開啟能量方程，采用RNGk-ε湍流模型模擬軸承內脂氣混合物之間的流動。各部件的材料屬性賦予對應零部件上，對流換熱系數添加到各對流面上，入口邊界采用速度進口，出口邊界采用壓力出口。在保證計算收斂的前提下，將迭代步數設置為1 000步。

2.3 計算參數

軸箱及軸承各部件的材料屬性見表2，潤滑脂物性參數見表3。

表2 軸箱及軸承各部件的材料屬性

表3 潤滑脂物性參數

3 有限元結果對比分析

3.1 工況參數設置

為了對比L055和L218潤滑脂對軸箱軸承溫度場的影響，在行車速度為350 km/h、車軸轉速為2 186 r/min、風速為9 m/s的情況下，共設置了16種潤滑脂環境工況，各工況參數如表4所示。

表4 計算各工況參數

3.2 溫度場計算結果

對16種工況下的軸箱溫度場分別進行有限元仿真計算，觀察各工況下的軸箱軸承溫度場分布，并提取關鍵部位的最高溫度值。由軸箱軸承溫度場分布可以看出：裝用L055潤滑脂的軸箱軸承與裝用L218潤滑脂的軸箱軸承溫度分布基本一致；滾子與內外圈接觸區的最高溫度高于其他部位，軸承承載區的最高溫度高于非承載區；內圈的溫度高于外圈，軸承的最高溫度發生在滾子最大受力位置處；軸箱的最高溫度發生在測溫孔附近。其中工況1和工況9的軸箱軸承溫度場分布見圖5。

圖5 工況1和工況9軸箱軸承溫度場分布

為了便于對比2種潤滑脂對軸箱軸承溫度場的影響情況，把所提取的最高溫度值進行兩兩對比形成直方圖，結果見圖6～圖11。

由圖6～圖11可知：在行車速度、環境溫度、注脂量和風速均相同的情況下，裝用L055潤滑脂的軸箱軸承溫度均高于裝用L218潤滑脂的軸箱軸承，2種潤滑脂對外圈、內圈、滾子及保持架最高溫度的影響差別為4.2～5.6 ℃，對測溫孔最高溫度的影響差別為4.0～5.1 ℃，對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。環境溫度升高10 ℃，軸箱軸承及各零部件溫度升高約5 ℃。

圖6 測溫孔最高溫度對比

圖7 軸承滾子最高溫度對比

圖8 軸承保持架最高溫度對比

圖9 軸承內圈最高溫度對比

圖10 軸承外圈最高溫度對比

圖11 軸箱體最高溫度對比

從溫度場仿真計算可以看出，2種潤滑脂對軸箱軸承溫度場產生不同影響的主要原因是：L055潤滑脂黏度高于L218，相應的軸承運轉產生熱量高；L055潤滑脂的流動性低于L218，相應的軸承熱交換能力弱。

綜上所述，L218潤滑脂比L055潤滑脂更容易形成油膜和散熱，從而減小軸承運轉摩擦力和降低軸承運轉溫度。

4 結論

本文利用Fluent軟件仿真分析不同潤滑脂對軸箱軸承溫度場的影響，得出以下結論：

(1) Fluent軟件具有效率高、成本低等優點，可用于潤滑脂選型前的計算。

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

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

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