双列圆锥滚子轴承内圈大挡边仰角对轴承发热影响的研究

□葛世东 □赵 辉 □韩 成

上海联合滚动轴承有限公司 上海 200240

1 研究背景

铁路列车在运行过程中，轴承的温升将直接影响轴承系统的工作性能和列车运行的安全性，随着列车运行速度的不断加快，列车轴承滚子与滚道间的摩擦会产生大量热量，如果热量得不到及时有效散发，轴承将处于高温工作状态，易造成润滑油膜被破坏、轴承磨损，并会引发断轴等恶性事故。为此，铁路系统通过采用车辆轴承温度智能探测系统来检测轴承的运行温度，进而确保轴承的工作性能。

据统计，2016年铁路货车系统共发生轴承温度报警事件136起，热轴故障对于铁路交通的正常运行和安全运输产生了较大影响。

因此，对轴承的摩擦发热进行分析研究，确认轴承发热的主要原因，控制轴承的运行温度是非常有必要的。

圆锥滚子轴承不仅可以承受较大的径向载荷，而且可以承受轴向载荷，必要时还可承受较大的力矩载荷，因此在货车轮对支承系统中均采用双列圆锥滚子轴承。由于圆锥滚子轴承自身结构的复杂性，研究分析难度较大，因此很多学者将圆柱滚子轴承的分析模型应用于分析圆锥滚子轴承，以降低分析难度。在20世纪60年代，文献[1]采用拟静力学方法，建立了球轴承和滚子轴承的拟静力学模型。这一模型考虑了离心力、陀螺力矩和内部结构影响，忽略润滑剂的影响，并采用迭代法求解非线性方程组，首次完成了圆锥滚子轴承的性能分析。文献[2-4]采用矢量和矩阵方法表示接触变形和拟动力学平衡方程，采用非牛顿流变模型计算油膜摩擦力，分析了在纯轴向力下的单列圆锥滚子轴承内部负荷分布、轴承摩擦力矩和保持架打滑率等，同时在忽略保持架运动的情况下，分析初始轴向压缩量对双列圆锥滚子轴承接触负荷分布、疲劳寿命和热量的影响。文献[5]推导了在径向、轴向联合载荷下的圆锥滚子轴承力矩公式。文献[6]提出了一种新的估算圆锥滚子轴承摩擦力矩的方法。文献[7]对圆锥滚子轴承内圈挡边与滚子间的接触进行了分析。文献[8]对滚子端面与内圈大挡边接触的摩擦力，以及滚子表面切向力做了大量分析，建立了能预测圆锥滚子轴承滚子歪斜角的模型，但是忽略了滚子歪斜后与保持架的碰撞因素。

国内对滚动轴承的动力学仿真研究起步相对较晚，对圆锥滚子轴承的分析研究则更少。文献[9]从弹性接触问题的基本方程出发，给出了圆锥滚子轴承接触应力的简化计算方法和步骤。文献[10]给出了圆锥滚子轴承负荷分布的计算方法，建立了轴承系统承载运行时的平衡方程。文献[11]推导了轴向定位预紧状态下圆锥滚子轴承的刚度计算方法。文献[12]通过建立圆锥滚子轴承的非线性平衡方程，研究分析轴承在联合载荷下的受载变形规律。文献[13]通过计算联合载荷下的圆锥滚子轴承负荷分布，获得在不同偏斜状态下的滚子与滚道受力变形趋势。

轴承的发热来源主要是滚动体与滚道的摩擦、滚动体与保持架的摩擦、滚动体与内圈大挡边的摩擦[14]，这些发热与轴承的设计参数、润滑状态、运行工况都有很大关系。由于圆锥滚子轴承的运动比较复杂，摩擦发热理论还不太成熟，因此关于圆锥滚子轴承发热的研究并不多。笔者主要基于圆锥滚子轴承拟动力学平衡方程，以353130X2铁路货车轮对双列圆锥滚子轴承为研究对象，重点对轴承内圈大挡边仰角对轴承的发热影响进行计算分析，确认对于在固定工况下的轴承设计，存在一个使影响发热量最小的圆锥滚子轴承内圈大挡边仰角角度。

2 双列圆锥滚子轴承结构及受载情况

图1所示为双列圆锥滚子轴承结构。轴承两端面带有迷宫式密封结构，外圈为双滚道，两个内圈间有中间隔圈。套圈材料为G20CrNi2MoA渗碳钢，滚子材料为GCr15轴承钢，保持架材料为玻璃纤维增强聚酰胺。轴承内圈大端面由前盖和后挡压紧，轴承内圈小端面中间有中间隔圈支撑，内圈孔与货车车轮轴相配合。中间隔圈主要起调整轴承内部间隙的作用。轴承外圈上装配承载鞍，货车箱体通过转向架和承载鞍相连接，载荷通过承载鞍传递到轴承外圈的表面上。

图1 双列圆锥滚子轴承结构示意图

3 计算分析

综合参考国内外相关资料，笔者提出圆锥滚子轴承内部发热的计算方法，并建立圆锥滚子轴承发热分析模型，结合圆锥滚子轴承内部的受力分析，编制双列圆锥滚子轴承发热分析程序。基于国内外相关资料的数据，验证圆锥滚子轴承发热分析程序计算结果的正确性。

为了分析铁路货车轴承内部的发热情况，以典型的353130X2铁路货车轮对双列圆锥滚子轴承为例，采用轴承发热分析程序，对轴承内部发热情况进行对比分析，研究轴承内部摩擦发热状态的分布，并重点对比分析双列圆锥滚子轴承内圈大挡边仰角对轴承内部发热的影响。

3.1 轴承设计参数及工况

图2、表1所示为双列圆锥滚子轴承主要设计参数。

图2 双列圆锥滚子轴承设计参数

353130X2双列圆锥滚子轴承的基本工况为：轴承最大工作转速758 r/min，径向载荷118 750 N，最大轴向载荷93 410 N。

表1 双列圆锥滚子轴承设计参数

3.2 计算结果

按以上力学环境条件，对353130X2双列圆锥滚子轴承内圈大挡边仰角分别为 7.5°、7.75°、8°、8.25°、8.5°、8.75°时轴承内部的发热情况进行计算分析，具体结果见表2和表3。由于保持架与滚子之间的摩擦发热量很小，因此未统计在表3中。

表2 轴承内部发热量计算结果W

表3 轴承内部发热量占比

4 结论

对以上计算结果进行分析，可以得出如下结论。

（1）轴承发热主要产生在轴承内外圈滚道与滚子之间，以及滚子大端球基面与内圈大挡边之间。润滑剂的剪切发热量，以及保持架与滚子之间的摩擦发热量只占总发热量的5%以下，对轴承内部总体发热的影响不大。这一结论虽然来自于笔者的发热计算模型与轴承受力工况，但是通过不同工况的计算，确认轴承内部总体发热分布比例具有一定的普遍性。

（2）不同内圈大挡边仰角角度对轴承滚子与内外圈滚道间的发热量影响变化不大。

由表2可以看出，随着内圈大挡边仰角的增大，轴承内外圈滚道与滚子摩擦的发热量略有变化，但变化幅度不大。这是由于内圈大挡边仰角大小的变化对轴承内外圈滚道与滚子之间作用力的影响不大，因此滚子与滚道之间的发热量对内圈大挡边仰角大小的变化不敏感。

（3）不同内圈大挡边仰角对轴承内部润滑剂剪切发热量，以及保持架与滚子间的摩擦发热没有影响。

由表2可以看出，随着内圈大挡边仰角的增大，轴承内部润滑剂剪切发热量，以及保持架与滚子间的摩擦发热量没有变化，主要原因是，在轴承分析模型中没有考虑不同内圈大挡边仰角大小的变化可能会使滚子在运转时出现倾斜的情况。

（4）不同内圈大挡边仰角大小对滚子大端面与内圈大挡边的摩擦发热量影响较大。

由表2可以看出，内圈大挡边仰角为8°时，滚子与内圈大挡边的摩擦发热量最小，内圈大挡边仰角大于和小于8°时，都会导致轴承滚子大端面与内圈大挡边的摩擦发热量急剧增大，显示出内圈大挡边仰角大小的变化对滚子大端面与内圈大挡边的摩擦发热量有较大影响。同时，内圈大挡边仰角在小于最优值8°时，发热量的增量明显大于内圈大挡边仰角大于最优值8°时的增量。所以，轴承内圈大挡边仰角略大于最优值时，轴承发热情况要好于轴承内圈大挡边仰角小于最优值时，这对确定内圈大挡边仰角的加工公差具有重要的指导意义。

（5）不同内圈大挡边仰角会导致轴承内部发热占比的急剧变化。

由表3可以看出，在不同内圈大挡边仰角的条件下，轴承内部各发热源所占的比例会发生很大的变化，内圈大挡边仰角为8°时，轴承的发热主要是内外圈滚道与滚子之间的摩擦发热，此时轴承总体的发热量最低。当内圈大挡边仰角大于和小于8°时，滚子大端面与内圈大挡边之间的摩擦发热量占总发热量的比例明显增大，且轴承总发热量也大幅增大。可见，控制轴承的内圈大挡边仰角大小，对于控制轴承内部总体发热量是非常重要的。

5 结束语

综上所述，双列圆锥滚子轴承的发热主要由内外圈滚道与滚子间摩擦发热、滚子大端面与内圈大挡边间摩擦发热组成。其中内外圈滚道与滚子之间的摩擦发热在正常润滑状态下比较稳定，滚子大端面与内圈大挡边间摩擦发热与内圈大挡边仰角的大小有较大关系，合适的内圈大挡边仰角可以明显降低轴承内部的总发热量。鉴于内圈大挡边仰角对轴承内部发热的影响，在设计和加工轴承时应高度重视内圈大挡边仰角的优化与加工尺寸精度的控制。

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