Модернизация тепловозных вкладышей

Рис

 

Рис. 4. Эпюры нагрузок на подшипники коленчатого вала: а – коренные; б – шатунные

Далее во второй главе предлагается математическая модель, объясняющая положительный  эффект, получаемый за счет указанных  изменений конструкции подшипника, при помощи гидродинамической теории смазки.

Надежность  работы гидродинамического подшипника скольжения характеризуется коэффициентом  запаса надежности:

  (1)

где hmin – минимальная толщина смазочного слоя, мм;

hmin кр – критическая толщина смазочного слоя, при которой происходит разрыв масляной пленки, мм.

Устойчивое  положение цапфы в смазочной  жидкости характеризуется равновесием  внешней нагрузки, передаваемой цапфой на опору, и гидродинамическими силами слоя смазки. При изменении скорости вращения центр цапфы перемещается по траектории, близкой к полуокружности с диаметром, равным радиальному  зазору δ между цапфой и подшипником. При положении центра цапфы на этой кривой, называемой кривой подвижного равновесия, внешняя нагрузка и возникающие  в смазочном слое гидродинамические  силы находятся в равновесии.

Таким образом, центровку цапфы можно улучшить, изменив положение дуги подвижного равновесия за счет изменения конфигурации опорной поверхности подшипника.

Положение центра цапфы O1 относительно вкладыша подшипника определяется углом φ между линией действия нагрузки P и линией центров O1O2, проведенной через центр цапфы и центр кривизны опорной поверхности подшипника О2, и величиной эксцентриситета е.

Для подшипника с гладкой опорной поверхностью, где цапфа при увеличении скорости движется по полуокружности радиуса  δ, эксцентриситет можно вычислить  как

  (2)

Для исследования свойств подшипника новой конструкции  составим его математическую модель. Расчетная схема показана на рис. 5.

Построим  решение на основе уравнения Зоммерфельда. С учетом всех допущений получим  следующее уравнение для расчета  гидродинамических давлений:

  (3)

где θ –  угловая координата;

α = δ/e –  отношение радиального зазора к  эксцентриситету;

R1 – радиус цапфы, м;

V – окружная скорость цапфы, м/с.

Рис. 5. Расчетная схема подшипника предлагаемой конструкции

Данная  формула описывает распределение  давления в гидродинамическом подшипнике с гладкой опорной поверхностью, однако для расчета подшипника предлагаемой конструкции в нее необходимо внести изменения.

В предлагаемом варианте подшипника, благодаря наличию  канавок с радиусом кривизны, отличным от радиуса кривизны опорной поверхности, конечная точка траектории движения цапфы при увеличении скорости вращения не будет совпадать с центром  опорной поверхности. Положение  этой точки относительно центра кривизны опорной поверхности найдем как  расстояние от нее до центра кривизны опорной поверхности:

  (4)

где lк – суммарная ширина канавок, м;

l – длина подшипника, м;

R2 – радиус подшипника, м;

R3 – радиус канавок, м;

ε –  смещение центра кривизны канавок, равное расстоянию между центром кривизны опорной поверхности подшипника О2 и центром кривизны канавок О3, м.

Радиус дуги траектории движения центра цапфы при увеличении скорости вращения в подшипнике предлагаемой конструкции найдем по формуле:

  (5)

Таким образом, эксцентриситет для данного подшипника может быть вычислен по формуле:

  (6)

Границы несущего слоя θ1,2 определим по формулам:

  (7)

  (8)

Введем  в расчет дополнительный параметр θкр, определяющий угловую координату точки выхода канавки на опорную поверхность.

Если  то Если то

  (9)

Если то определяется как:

  (10)

Таким образом, при θ = θ2…θкр избыточное гидродинамическое давление Δp(θ) определяется по формуле (3), а при θ = θкр…θ1 – следующим образом:

   (11)

Где

     

     

В результате получим зависимость поля распределения  гидродинамического давления Δp, несущей способности смазочного слоя P и положения цапфы вала в подшипнике от геометрии опорной поверхности подшипника и скорости вращения вала. Наибольший практический интерес представляет функция e = f(P), позволяющая наглядно оценить улучшение центровки цапфы при сравнении подшипника предлагаемой конструкции с типовым.

Исследования  проводились на образцах с радиусом опорной поверхности R2 = 30 мм. Угол охвата канавок подшипника предлагаемой конструкции γ = 90., максимальная глубина канавок 0,4 мм. График e = f(P) для этих образцов при частоте вращения вала n = 2750 об/мин приведен на рис. 6.

Рис.

Рис. 6. График зависимости эксцентриситета  от подъемной силы для исследуемых  подшипников:

1 – для типового подшипника; 2 – для подшипника предлагаемой конструкции

Из графика  видно, что подшипник предлагаемой конструкции при одинаковых значениях  подъемной силы обеспечивает лучшую центровку цапфы по сравнению  с подшипником с гладкой опорной  поверхностью, и, следовательно, большее  значение минимальной толщины смазочного слоя hmin и коэффициента запаса надежности x.

При помощи данной математической модели можно  также спрогнозировать повышение  надежности подшипников, используемых в тепловозных двигателях. Значения расчетного коэффициента надежности для  некоторых двигателей приведены  в табл. 1.

 

 

 

                                                                                                               Таблица 1

Запас надежности подшипников

Параметр	Тип дизеля
	Д50	10Д100	Д70	Д49
Номинальный коэффициент  запаса надежности	2,64	2	1,75	2,6
Угол охвата канавок , град	90	66,4	90	90
Радиус канавок , мм	120,09	102,13	115,13	110,12
Смещение центра кривизны канавок , мм	0,04	0,05	0,04	0,05
Расчетный коэфициент запаса надежности подшипника предлагаемой конструкции	2,72	2,08	1,98	2,67

 

В третьей главе описан разработанный лабораторный испытательный стенд (рис. 7) и комплекс программ для записи, обработки и анализа результатов измерений, а также приведена методика испытаний гидродинамических подипников скольжения.

Рис. 7. Общий вид стенда

Для проверки адекватности математической модели были проведены испытания четырех  образцов подшипников в одиннадцати  скоростных режимах.

На рис. 8 приведена схема стенда. Общий  вид исследуемых образцов показан  на рис. 9. Технические характеристики стенда приведены в табл. 2.

Рис. 8. Схема лабораторного стенда для испытаний подшипников скольжения:

1 – двигатель; 2 – рама; 3 – муфта; 4 – устройство натяжное;

5 – рукоятка; 6 – подвес; 7 – весы; 8 – крестовина; 9 – обойма; 10 – крышка обоймы боковая; 11 – крышка обоймы нижняя; 12 – корпус опорного подшипника; 13 – вал;

14 – резервуар для смазочного материала; 15 – полка;

16 – колесо; 17 – вкладыш; 18 – магнит; 19 – датчик; 20 – подшипник опорный

 

Принцип работы стенда заключается в следующем. Двигатель 1 вращает вал 13 с заданной оператором скоростью, управление скоростью вращения двигателя производится автоматически с помощью инвертора. Закрепленное на валу 13 колесо 16 вводится в сопряжение с испытываемым вкладышем 17, закрепленным в обойме 9 с помощью крышек 10, 11. Оператор может регулировать нагрузку, изменяя степень натяжения подвеса 6 с помощью рукоятки 5 натяжного устройства 4, при этом весы 7 регистрируют воспринимаемую подвесом нагрузку. Также подвес 6 препятствует опрокидыванию обоймы 9. Крестовина 8 обеспечивает

равновесное положение обоймы 9, необходимое для того, чтобы подвес 6 не искажал результатов измерения. На обойме 9 закреплены четыре магнита 18. Каждому магниту 18 соответствует закрепленный на раме 2 датчик Холла 19, регистрирующий относительное перемещение магнита, таким образом измеряется смещение оси вкладыша относительно оси вала. Сигналы с датчиков 19 поступают на преобразовательную плату и автоматически заносятся в компьютер.

Таблица 2

Технические характеристики стенда

Диапазон смещений по одному каналу, мм	-1 - 2,2
Дискрета измерения, мм	0,003
Максимальная частота  вращения вала, об/мин	3300
Шаг регулировки частоты  вращения вала, об/мин	5,5
Диапазон регулировки  нагрузки, кг	0 - 1
Шаг регулировки нагрузки, кг	0,005

 

 

Рис. 9. Общий вид испытываемых образцов

В данной главе  экспериментально определены и обработаны значения отклонения центров вала и  подшипника при различных вариантах  исполнения опорной поверхности  подшипников. Сравнение результатов  измерений с расчетными данными  показано на рис. 10. Расхождение результатов расчетов и экспериментальных данных не превышает 10%, что позволяет утверждать о весьма высокой сходимости результатов математического и физического моделирования.

 

 

Рис. 10. Сопоставление результатов  измерений 

с расчетными данными:

а – для образца №1; б – для образца №2; в – для образца №3; г – для образца №4

Полученные  в ходе эксперимента данные подтверждают адекватность предложенной математической модели влияния макрорельефа опорной поверхности подшипника на его эксплуатационные характеристики.

В четвертой главе представлены результаты технико-экономических расчетов. Для подтверждения целесообразности внедрения подшипников предлагаемой конструкции на тяговом подвижном составе был спрогнозирован уровень повышения износостойкости подшипников при помощи компьютерного эксперимента. В ходе эксперимента была использована описанная в главе 2 и проверенная в главе 3 математическая модель. Исследовались опорные подшипники коленчатого вала дизеля 5Д49, используемого на тепловозах ТЭП70. Контролируемый параметр – расстояние от поверхности вала до границы критической зоны. Вероятность возникновения износа подшипника определяется вероятностью нахождения поверхности цапфы в критической зоне, что соответствует нарушению режима смазки. Данный эксперимент показал прогнозируемое повышение надежности не менее чем на 6 %.

Также в  четвертой главе была проведена  оценка экономической эффективности  применения подшипников предлагаемой конструкции в качестве опор коленчатого  вала дизельного двигателя тепловоза  ТЭП70. Годовой экономический эффект составит 414,87 тыс. руб. на парк тепловозов ремонтного локомотивного депо Санкт-Петербург-Сортировочный-Витебский в количестве 53 единиц. Полученные результаты подтвердили целесообразность применения подшипников предлагаемой конструкции.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ 

Основные  результаты теоретических и экспериментальных  исследований сводятся к следующему.

1. Выявлены  основные причины неплановых  ремонтов двигателей тепловозов, вызванные отказами подшипников  скольжения.

2. Разработан  метод повышения надежности подшипников  скольжения за счет улучшения  центровки цапфы благодаря специальному  макрорельефу опорной поверхности  подшипника. Новая конструкция подшипника  обеспечивает практически вертикальное  всплытие цапфы при увеличении  скорости вращения. Получено решение  о выдаче патента РФ на изобретение. 

3. Разработана  математическая модель, описывающая  работу подшипников новой конструкции  с точки зрения гидродинамической  теории смазки, и методика определения  основных параметров указанных  подшипников. 4. Определены рациональные параметры конструкции подшипников скольжения нового типа.