我国重载铁路货车车轴及轴承的技术发展

专题报道　铁道车辆　第４４卷第６期２ＯＯ６年６月　文章编号：１００２—７６０２（２００６）０６—０００７—０５　我国重载铁路货车车轴及轴承的技术发展　刁克军　，陈　雷　（１．中国北车集团四方车辆研究所研究试验部．山东青岛２６６０３１；　２．铁道部运输局装备部货车处，北京１００８４４）　摘要：介绍了国外重载货车车轴及轴承的概况．论述了我国重载铁路货车车轴及轴承的技术发展状况。　关键词：货车；车轴；轴承；技术；发展　中图分类号：Ｕ２７ｏ．３３１　．２　文献标识码：Ｂ　随着对车辆载重及使用可靠性要求的进一步提　称ＡＡＲ）制定的标准　ＡＡＲ在从滑动轴承车辆到滚　高，近年来国内外各铁路运输公司都在不断地改进车　动轴承车辆的转换过程中，为降低成本，要求利用原有　轴、轴承结构，如：缩短了车轴轴颈载荷中心到根部的　的转向架和原有滑动轴承车轴，因此，ＡＡＲ早期标准　距离，降低了车轴轴颈根部应力和弯曲变形；对轴承内　中规定的Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ｅ、Ｆ、Ｇ等型车轴都是在原滑动轴承　圈及密封装置进行了优化设计，使结构设计紧凑，有效　车轴基础上形成的，这就使得车轴载荷中心到轴颈根　地改善了微动磨损对轴承性能的影响，极大地提高了　部的距离都比较长。运用证明，该尺寸过长不仅削弱　车轴、轴承的使用可靠性。　了车轴的强度，而且运用中轴颈弯曲变形大，使轴承内　ｌ车轴的发展　部各零件间的接触关系恶化，导致车轴和轴承故障增　加。　１．１　国外车轴　为提高车轴和轴承的可靠性，ＡＡＲ对目前大量使　美国、澳大利亚、巴西及南非等国家的铁路重载运　用的车轴进行了修改，主要是缩短了车轴载荷中心到　输比较发达，其货车的轴重达到了３０　ｔ及以上，实现　轴颈根部的距离，缩短后的Ｅ、Ｆ、Ｇ轴分别称为Ｌ、Ｋ、　重载运输的铁路绝大多数执行北美铁道协会（以下简　Ｍ型，其中Ｋ型轴已纳入了ＡＡＲ标准。另外，随着　运输发展的需要，在新修订的ＡＡＲ标准中取消了Ｂ、　收稿日期：２００６—０４—０３　Ｃ型车轴。　作者简介：刁克军（１９６１一），男，高级工程师。　其中：ｎ　一　Ｏｆｋｏ　３ｆｋｏ　一１＇２，…，　）　４　结论　ｋ＝ｌ　ｆｋｏ（　一　（　＿１＇２，…，　）　将现场实测与有限元分析相结合，得到了车轴的　ｎ　一客　３载荷谱；按照等损伤理论得到了车轴的等效载荷谱。本　求解方程（１０）即可得到分布参数：　一一３７．２３，　文所给出的等效载荷谱可用于车轴疲劳设计或室内疲　＝２５．３２１，Ｋ一０．０２１　５。图４表示了拟合结果。　劳试验。　参考文献：　Ｅｌｉ　高镇同．疲劳应用统计学［Ｍ］．北京：国防工业出版社，１９８６．　［２］　赵少卞，王中保，抗疲劳设计——方法与数据［Ｍ］．北京：机械　工业出版社，１９９７．　［３］　李　强，缪龙秀，等．提速客车转向架动应力分布拟合的研究　［Ｊ］．铁道学报，２００１，２１（４）：１Ｏ５—１Ｏ８．　（编辑：田玉坤）　图４　拟合结果　・７。　维普资讯 http://www.cqvip.com

铁道车辆　第４４卷第６期２００６年６月　１．２国内车轴　我国最早用于２５　ｔ轴重铁路货　一　车的滚动轴承车轴为ＲＥ　型，车轴载　暑　０　墓　一　一　荷中心距为１　９５６　ｍｍ，车轴载荷中心　鲁　唔　号　ＲＥ２型　到轴颈根部的距离为１３５　ｍｍ。因车　、　—＼　ｌ３５　４８　１　２２８　轴载荷中心距短增加了转向架结构的　ｌ９　ｌ　９５６　５　６　设计难度，且当时设计的轴承外形比　较大，过于笨重，故ＲＥ。型车轴仅进行　——　了装车运用考验而未大量推广使用。　宝　０　一　二１９９８年设计了ＲＥ　型车轴，车　电　电　电Ｒ　Ｅ２＾　型　　轴载荷中心距为１　９８１　ｍｍ，车轴载荷　一　——　　ｌ　２５一　１　２２８　中心到轴颈根部的距离为１２５　ｍｍ。　１９８１与ＲＥ　型车轴相比，载荷中心距增加　了，方便了转向架结构设计；缩短了载　．．．　．．　．　　／　荷中心到轴颈根部的距离，降低了轴　宝葛　一ｏ　一颈根部应力和弯曲变形；在轴颈根部　电号嘻Ｒ　Ｅ２Ｂ　　型是成型磨削的形式下，过渡圆弧由　、　ｌ　ｌ　Ｏ　８３　ｌ　２２８　Ｒ２５　ｍｍ增加到Ｒ４０　ｍｍ，应力集中　系数降低了３．１　；该轴代替了ＲＥ　型车轴用于重载车辆。　图１　ＲＥ　、ＲＥ　、ＲＥ　型３种车轴的结构示意图　在ＲＥ　、ＲＥ　型车轴设计中，既　荷槽）的应力进行计算。计算弯矩的截面选在过渡圆　考虑了国内现有设备条件，又考虑到今后的技术进步，　弧起点后的１／３圆弧处，计算过程如下。　对车轴轴颈根部和防尘板座根部设计了２种有卸荷槽　１．３．１作用在轮对上的力　和１种无卸荷槽的加工形式。　车辆质量引起的作用在轮对上的载荷如图２所　为满足货车提速、重载的需要，提高车轴使用可靠　示。　性，防止货车车轴冷切事故的发生，２００５年为７０　ｔ级　车设计了ＲＥ　型车轴，车轴载荷中心距仍为１　９８１　ｍｍ，车轴载荷中心到轴颈根部的距离为１１０　ｍｍ，进　ｂ　ｂ　．　．　一步降低了轴颈根部应力和弯曲变形。　Ｊ　Ｌ　！　另外，随着我国车轴加工技术水平的提高，ＲＥ　ｅ　ｌ　Ｈ　型车轴轴颈和防尘板座仅采用了无卸荷槽１种形式，　龟其与成型磨削的先进加工工艺结合可以保证加工后的　Ｑ１　Ｉ　，　轴颈根部形状和粗糙度严格符合图样要求，消除了过　去车轴在轴颈加工时因设备落后造成的卸荷槽深度、　形状和粗糙度不符合图样要求而给货车运用安全带来　图２载荷示意图　的隐患，以及因有多种卸荷槽形式及加工形状不符合　图样要求给检修带来的不便，同时提高了车轴制造和　图中各载荷值如下：　检修的合格率。　・　增载侧轴颈载荷：Ｐ。一（Ｏ．６２５＋０．０８７　５ｈ－／ｂ）ｍ　ｇ　ＲＥ　、ＲＥ　、ＲＥ　型３种车轴的结构见图１。　减载侧轴颈载荷：Ｐｚ一（Ｏ．６２５－－０．０８７　５ｈ－／ｂ）ｍ－ｇ　１．３各型车轴轴颈根部处应力值　增载侧车轮受轨道的横向反力：Ｙ　一０．３５　ｍ　ｇ　根据欧洲ＥＮ　１３１０３：２００１《铁路应用一轮对轴箱　减载侧车轮受轨道的横向反力：Ｙｚ一０．１７５　ｍ　ｇ　车轴所受横向力：Ｈ—ｙ　一Ｙｚ一０．１７５　ｇ　一非动轴一设计方法》标准，对符合ＡＡＲ标准的Ｅ、　式中：ｍ　——作用在轴颈上的质量，等于车辆轴重减　Ｆ、Ｋ型车轴及国内的ＲＥ　、ＲＥ　Ａ、ＲＥｚｅ、ＲＤｚ及ＲＤｚｎ　轮对质量；　（完成设计但未推广使用）型车轴轴颈根部（原形、无卸　・　８　‘　维普资讯 http://www.cqvip.com

我国重载铁路货车车轴及轴承的技术发展　刁克军，陈　雷　ｈ。——载荷中心到车轴中心线的高度；　１．４各型车轴的弯曲变形　２６——车轴载荷作用点的距离。　按照欧洲ＥＮ　１３１０３：２００１《铁路应用一轮对轴箱　１．３．２轴颈根部的弯矩　非动轴一设计方法》标准计算作用在轮对上的力，采　（１）各力在轴颈根部处引起的弯矩：　用有限元方法计算了各型车轴的弯曲变形。因各型车　Ｍ　一Ｐ１Ｙ　轴的弯曲变形分布基本一样，故仅给出ＲＥ。　型车轴的　（２）制动在轴颈根部处引起的附加弯扭矩：　变形示意图（见图３）；各型车轴在相关部位的弯曲变　对于单侧踏面制动　形量见表２。　Ｍ　一ＦｓＦｙ　Ｍｙ　一０　表２各型车轴在相关部位的弯曲变形　ｍｍ　Ｍ　一Ｆｆ　１＋ｒ　轴型　轴　大　轴端　轴端相对　式中：Ｆ，——１个车轮与闸瓦之间的总压力；　变形　根部变形　卜＿＿车轮与闸瓦之间的摩擦因数；　Ｅ　１．２４１　１．３０５　计算截面距Ｐ。的距离。　Ｆ　１．１７１　１．２００　（３）在轴颈根部处的合成弯矩：　Ｋ　ｌ＿１５０　０．８９８　ＭＲ一［（Ｍ　＋　）。＋Ｍ　地＋Ｍ　地］　ＲＥ２　０．８３５　０．７５６　１．３．３轴颈根部处应力值　ＲＥ２　０．９００　０．７５１　—Ｋ・ＭＲ　７Ｗ　ＲＥ２　０．８９６　０．６８２　式中：ｗ——截面抗弯模量，Ｗ一丌　。／３２；　ＲＩ）２　０．８８７　０．７８６　车轴轴颈名义直径；　Ｒ　Ｄ２Ｂ　０．８７４　０．６８２　Ｋ——应力集中系数，根据ＥＮ　１３１０３：２００１标准　中的图５查得，与系数ｒｉｄ、Ｄｉｄ有关，其　中，ｒ为截面过渡处的圆弧半径，Ｄ为防　尘板座直径。　ＥＮ　１３１０３：２００１标准中规定Ａ１Ｎ钢的轴颈许用　应力为１００　ＭＰａ，我国的ＬＺＷ钢及ＡＡＲ标准的Ｆ类　｝１　１｛　钢的性能与欧洲标准的Ａ１Ｎ钢相当，计算中的许用应　１　ｎ　８　Ｏ　５　¨　３　Ｏ　１　７　加　力取值与Ａ１Ｎ钢相同。计算结果见表１。　图３轮对的弯曲变形　表１　各型车轴主要参数及轴颈根部应力值　从表２可以看出，对轴重和载荷中心距相同　的轴型，在车轴载荷中心之间，相互间的弯曲变形　．．　轴重轴颈中心到根轴颈直　全长　中心距轴颈根部安全　轴犁　…　／ｔ　部距离／ｍｍ　径／ｍｍ　／ｍｍ　／ｍｍ　应力／ＭＰａ系数　量基本变化不大；对轴重或载荷中心距不相同的　Ｅ　２４．９　１５Ｏ．８　１４４．５４　２　２３５．２　１　９８１．２　８５．０８　１．１８　轴型，相互间的变形量存在较大差异。　Ｆ　３２．４　１６３．５　１５７．２４　２　２７６．５　２　００６．６　９３．６３　１．０７　从表２还可以看出，因各型车轴的轴颈长度　Ｋ　３２．４　１２３．３　１５７．２４　２　２１３．８　２　００６．６　６７．１６　１．４９　不同，轴颈范围的相对弯曲变形量存有差异，其中　ＲＥ，　２５　１３５　１５Ｏ　２　１６６　１　９５６　７４．１４　１．３５　ＲＥ。　、ＲＤ。　型轴变形量最小。Ｋ型轴相对于Ｆ型　ＲＥ２Ａ　２５　１２５　１５０　２　１９１　１　９８１　６３．５４　１．５７　轴弯曲变形量降低了２５．２　；ＲＥｚｓ型轴相对于　ＲＥ２Ｂ　２５　１１０　１５０　２　１８１　１　９８１　５４．６７　１．８３　ＲＥ。、ＲＥ。　型轴弯曲变形量分别降低了９．８　、　ＲＤ，　２１　１２５　１３０　２　１４６　１　９５６　９２．７７　１．０８　９．２　９／６。　ＲＤ２Ｂ　２１　１００　１３０　２　１４６　１　９５６　６８．１８　１．４７　轴颈弯曲变形的减少，除降低了各件端面间　的微动磨损外，还改善了轴承内部各件间的接触　从表１可以看出，缩短车轴载荷中心到轴颈根部　关系，提高了轴承和车轴的可靠性。　的距离，降低了车轴轴颈根部的应力值，其中Ｋ型轴　相对于Ｆ型轴应力降低了２８．３　，ＲＥ。　型轴相对于　２轴承的发展　ＲＥ。　、ＲＥ。型轴应力分别降低了１４．０　、２６．３　，大大　对铁路货车，一般采用无轴箱双列圆锥滚子轴承　增加了车轴安全裕量。　单元，通过承载鞍与转向架侧架直接连接。该无轴箱　・９・　维普资讯 http://www.cqvip.com

铁道车辆　第４４卷第６期２００６年６月　双列圆锥滚子轴承单元因具有结构轻、组装和运用检　内部，使轴承产生早期故障。　修方便等特点，在铁路货车上得到了广泛的应用。　（４）密封唇口与密封座过盈产生的旋转扭矩，易　虽然各轴承制造公司在轴承设计中都有不同的理　造成轴承密封罩松动。　念，但为保证设计的轴承单元具有通用性，对于相同轴　（５）早期各公司生产的密封结构基本上是压装而　重的货车，一般都遵循相应的标准（如ＡＡＲ）来保证产　不是硫化在一起的，油封还存在从密封罩内脱落问题。　品的互换性，因此轴承的内外公称尺寸基本相同，内部　虽然各轴承制造公司都对油封内径上的单或双主　结构参数也相差不大，主要差别是在密封装置。各轴　副唇口的形式及弹簧抱紧力的大小做了大量研究（如　承制造商都在通过不断改进密封装置来提高轴承的密　ＴＩＭＫＥＮ轴承公司），但由于该密封结构存在先天缺　封性能，改善轴承的润滑状态，缩短轴承单元的轴向宽　陷，现在货车上采用的比例已经降低。　度，使轴承结构更趋于合理。图４为各轴承公司的轴　２．２　迷宫式密封的轴承单元　承结构图。　针对接触式密封存在的先天缺陷，各轴承制造公　２．１接触式密封的轴承单元　司都投入了极大的精力从降低轴承温度和提高密封性　该密封形式的轴承单元由内圈、外圈、滚子、保持　能等方面进行研究，开发了迷宫式密封装置。　架、密封座、油封等零件及前盖、后挡附件组成。密封　ＳＫＦ轴承公司的密封结构为低摩擦的Ｉ　Ｌ型密　原理是采用接触式密封，靠油封主副唇口与密封座间　封，橡胶直接硫化在密封罩并压装在相对静止的轴承　产生过盈配合（有弹簧或无弹簧）而达到接触密封的目　外圈上，金属冲压件压装在旋转的密封座上，与前盖或　的（见图４（ａ）、（ｂ））。　后挡一起组成２道轴向密封和２道径向密封（见图４　该形式轴承的密封结构在使用后暴露出以下问　（ｃ））。　题：　ＴＩＭＫＥＮ轴承公司的结构为低转距的ＨＤＩ　型　（１）密封唇口与密封座过盈配合，在旋转时产生　密封圈，橡胶直接硫化在密封罩并压装在相对静止的　热量，造成轴承运转温度过高，最高温升可达７０　Ｃ。　轴承外圈上，金属冲压件压装在旋转的密封座上，组成　（２）轴承温度过高，加快了轴承内部油脂老化，降　２道轴向密封和２道径向密封，油封靠冲压件保护（见　低了油脂使用寿命。　图４（ｄ））。　（３）由于轴承温度过高和油脂的存在，造成油封　中国的轴承结构为橡胶迷宫式密封，外油封压装　唇１：３老化，降低了弹性，加快了磨耗。虽然弹簧产生抱　在密封罩上，内油封压装在旋转的密封座上，与前盖或　紧力，但在运用１年后，密封唇１：３与密封座仍可能产生　后挡一起组成４道轴向密封和３道径向密封，且前盖　间隙，在没有其他辅助密封结构时，密封效果大幅度下　或后挡与外油封组成的第１道轴向密封首先阻挡了大　降，轴承内部的油脂泄露，外界的灰尘及水会进入轴承　部分外界物质侵入轴承内部（见图４（ｅ））。　（ｃ）　（ｄ）　（ａ）ＳＫＦ，ＴＩＭＫＥＮ、ＮＳＫ、ＮＴＮ轴承公司及中国轴承结构；（ｂ）ＦＡＧ轴承公司轴承结构；（ｃ）ＳＫＦ轴承公司　轴承结构；（ｄ）ＴＩＭＫＥＮ轴承公司轴承结构；（ｅ）中国轴承结构；（ＤＮＴＮ轴承公司轴承结构；（ｇ）ＳＫＦ轴承　公叫轴承结构；（ｈ）ＴＩＭＫＥＮ轴承公司轴承结构；（ｉ）中国的轴承结构之一；（ｊ　巾同的轴醺结构之一　图４各轴承公司的轴承结构　・　ｌ０　・　维普资讯 http://www.cqvip.com

我国重栽铁路货车车轴及轴，ｇｅｊ技术发展　刁克军。陈　雷　ＮＴＮ轴承公司在原接触式密封设计的基础上又　增加了密封罩与前盖或后挡组成的密封，虽然密封性　能得到了提高，但原密封的其他问题仍然存在（见图４　（ｆ））。　上述密封基本上属于迷宫式密封形式，通过增加　轴向、径向通道，改变流动方向及扩大空间而使物质流　动阻力变大，从而达到密封性能。该密封形式轴承单　元的轴承结构基本上未改变。　因该密封结构的油封唇口与接触面间为过渡配　合，其余部分不接触，所以使用后轴承的运转温度低，　密封性能稳定，增加了轴承使用的可靠性。除ＮＴＮ　轴承公司外，其他迷宫式密封的轴承单元在国内铁路　货车上已经采用。　２．３紧凑型轴承单元　为满足铁路货车提速、重载的需要，提高轴承使用　可靠性，采用紧凑型轴承技术成为铁路货车轴承的发　展方向。由于迷宫式密封的密封性能已得到共识，因　此各轴承公司对迷宫式密封轴承单元的改进重点又放　在轴承结构上。改进后的紧凑型轴承的主要特点是减　少了轴承的零件，如取消了密封座，缩短了轴承单元的　轴向宽度，以适应与之组装的车轴轴颈长度。轴颈长　度越短，越有利于降低车轴轴颈根部的应力，提高轴颈　刚度，减少轴颈弯曲变形，改善微动磨损对轴承性能的　影响，从而提高车轴及轴承的可靠性（见图４（ｇ）、（ｈ）、　（ｉ）、（ｊ））。　从图４（ｇ）、（ｈ）、（ｉ）可以看出，紧凑型轴承单元取　消了密封座，缩短了轴承单元的轴向尺寸，轴承内圈大　挡边外径面起到了原密封座的作用，与油封构成密封，　消除了微动磨损产生的物质对轴承内部润滑脂的污　染；另外，ＳＫＦ轴承公司还在内圈和后挡间安装了塑　钢垫圈，改善了微动磨损。　图４（ｊ）的轴承特点是轴承外圈、内圈、滚子及中隔　圈与现有的３５３１３０Ｘ２－－２ＲＺ型轴承完全相同，密封装　置是通过改变前盖、后挡的结构和橡胶件组成混合迷　宫密封，取消了密封座和内油封，缩短了轴承单元的轴　向尺寸，使用性能成熟、可靠，并适应现有的检修体制　和检修设备。　由院、所、铁路轴承公司、铁路局和铁路货车制造　公司等专家的组成的审查组对上述结构的轴承进行了　技术审查。一致认为：除ＴＩＭＫＥＮ轴承公司外，其他　３种现有的轴承设计图样均可满足ＲＥ：　型车轴的使　用要求。　３　ＲＥ：　型轮对　ＲＥ　型车轴与图４（ｇ）（ＳＫＦ轴承公司的轴承结　构），图４（ｉ）、（ｊ）（中国的轴承结构）中的轴承单元组成　的ＲＥｚ　型轮对结构符合可靠性、可用性、可维护性及　安全性（ＲＡＭＳ）系统的内容，并与现有的ＲＥ　型轮对　可以互换使用，二者均可满足转Ｋ５型、转Ｋ６型转向　架的使用要求。　图４（ｊ）的中国轴承在２００５年６月通过了台架运　转性能试验，２００５年９月装车运用考验，至２００５年年　底共装车２　５００辆，到目前为止，运用情况正常；图４　（ｇ）的ＳＫＦ轴承公司的轴承现在正在试制中，２００６年　３月进行台架试验，２００６年５月装车运用考验。　ＲＥｚ　型轮对的应用，延长了轮轴的检修周期，降　低了轮轴的检修成本。　４　ＲＥ：　型轮对技术的应用　ＲＥ　型轮对技术能够指导我们对现行的２１　ｔ轴　重铁路货车用ＲＤ。型车轴和３５２２２６Ｘ２－－２ＲＺ型轴承　进行改进设计及今后３０　ｔ及以上轴重铁路货车轮对　开发设计。　２１　ｔ轴重铁路货车新设计的车轴为ＲＤ　型，车轴　载荷中心距仍为１　９５６　ｍｍ，车轴载荷中心到轴颈根部　的距离由ＲＤ　型的１２５　ｍｍ缩短为１００　ｍｍ，更大幅度　地降低了车轴轴颈根部应力和弯曲变形（见表１、表　２），ＲＤ　型轴相对于ＲＤ　型轴应力降低了２６．５　，弯　曲变形量降低了１３．２　。在保证原轴承后挡使用的　前提下，根部过渡圆弧也由Ｒ２０　ｍｍ增加到Ｒ２５　ｍｍ，　应力集中系数降低了２．３　。轴颈根部取消了卸荷槽　形式，采用成型磨削加工方式，保证了车轴轴颈的加工　质量。　５　结束语　本文介绍了国内外重载货车用车轴及轴承的概　况，计算了缩短轴颈前后的车轴强度和弯曲变形量．从　理论上证明了缩短轴颈对提高车轴、轴承可靠性的作　用。通过对现有各种轴承密封形式的比较，确认了我　国２５　ｔ轴重铁路货车选用紧凑型轴承的合理性。新　设计的ＲＥ　型车轴与选用的紧凑型轴承的组合，必将　减少微动磨损对轴承、车轴的污染，有效遏制货车车轴　冷切事故，提高我国重载货车车轴及轴承的可靠性，保　证货车运行安全。这些决策和实践标志着我国铁路货　车轮轴技术已进入国际先进水平。　（编辑：田玉坤）　・　ＪＪ　・