Конструкторско-технологическое повышение надежности подшипниковых узлов коленчатых валов среднеоборотных дизельных двигателей Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.43.01

Е. А. Чуфистов, Н. В. Родайкин, О. Е. Чуфистов КОНСТРУКТОРСКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЕ ПОВЫШЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ СРЕДНЕОБОРОТНЫХ ДИЗЕЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Аннотация. Рассматривается проблема повышения надежности подшипниковых узлов коленчатых валов среднеоборотных дизельных двигателей. Представлен анализ характера разрушений и отказов подшипников коленчатого вала. Предложены конструкторско-технологические решения, направленные на снижение температуры масла и повышение ресурса подшипников. Разработана математическая модель, позволяющая определить гидродинамическое давление и температуру в подшипниках скольжения коленчатого вала. Приведены результаты экспериментов и расчетов.

Ключевые слова: технология, среднеоборотный дизель, коленчатый вал, подшипник, вкладыш, шероховатость, твердость, точение, выглаживание, расточка.

Abstract. Problem of increase of reliability of crankshafts bearings units of medium-reverse diesel engines is considered. Analysis of type of destructions and faults of crankshaft bearings is represented. Constructor-technological decisions, directed to lowering of oil’s temperature and increase the bearings resource, are proposed. Mathematical model, permitted to determine hydrodynamic pressure and temperature in slip bearings of crankshaft, is developed. Results of experiments and calculations are shown.

Keywords: technology, medium-reverse diesel, crankshaft, bearing, shell, roughness, hardness, sharpening, cutting.

Введение

Поршневые комбинированные дизельные двигатели средней быстроходности по крайней мере еще 10-15 лет будут вне конкуренции на железнодорожном и морском транспорте. Они обеспечивают самый низкий расход топлива, а благодаря применению новых материалов, способов организации рабочего процесса, совершенствованию конструкции и технологии изготовления базовых узлов позволяют обеспечить ресурсные, экономические и экологические показатели на уровне лучших мировых образцов [1].

В последнее время в эксплуатации среднеоборотных дизелей участились случаи выхода из строя подшипниковых узлов коленчатого вала. Например, на дизеле 1-ПД4Д, который устанавливается на маневровый тепловоз ТЭМ18Д, за 2007 г. выявлено 47 отказов, связанных с подшипниками коленчатого вала. По данным за 2008 г. затраты на гарантийное обслуживание составили примерно 5 млн руб.

Для обеспечения конкурентоспособности среднеоборотных дизелей необходимо повышать надежность подшипниковых узлов коленчатого вала. В последние 5-8 лет исследования в области надежности подшипников коленчатых валов дизелей практически всех размерностей и назначений резко активизировались, что подтверждает актуальность выполненной работы.

1 Анализ характера разрушений и отказов подшипников

Исследование структуры баббита вкладышей, выполненное ЦЗЛ ОАО «Пензадизельмаш» показало, что его основу составляет твердый а-раствор на

основе свинца и включений РЬ3Са. Твердость бронзовой части шатунного вкладыша составляет 78 HB, а коренного вкладыша - 84 HB (по ТУ > 70 HB). Твердость баббитового слоя вкладышей - 18,6 НВ и 19,1 НВ, соответственно (по ТУ 20-26 Ш).

На рис. 1 приведены характерные примеры повреждений деталей подшипников.

Рис. 1 Разрушение баббитового слоя

Анализ повреждений деталей подшипников, проведенный с целью определения причин выхода из строя подшипников, позволил установить [2, 3] следующее:

1) степень износа рабочих поверхностей верхних и нижних вкладышей различная (рис. 1,а). Это свидетельствует о неравномерности распределения контактных нагрузок по баббитовому слою в процессе работы;

2) на фасках по буртам и в районе холодильника имеются наплывы выдавленного металла, а также участки с гладкой поверхностью, затертой до блеска, с рисками и надирами (рис. 1,б), что указывает на высокие контактные напряжения сопряженных поверхностей;

3) имеются две зоны разрушения поверхности баббитового слоя:

- зона эрозионного разрыхления и разрушения, вызванного химическим воздействием агрессивной среды (рис. 1,в);

- зона межкристаллитного усталостного растрескивания и выкрашивания баббита вплоть до бронзовой основы вкладышей, расположенная в области максимального износа (рис. 1,б);

4) на наружной поверхности бронзовой части вкладыша в районе масляного отверстия и по буртам имеется темная окисная пленка и пригар масла, что свидетельствует о воздействии высоких температур в условиях эксплуатации.

При распрямлении вкладышей под прессом растрескивания и отслаивания сохранившихся участков баббита эксплуатировавшихся вкладышей не обнаружено. Сцепление баббита с бронзой плотное, без видимых дефектов.

На рабочей поверхности вкладыша в зоне контакта с валом обнаружено два типа трещин: поверхностные, межкристаллитные, вызванные химической эрозией (рис. 2,а), и усталостные, распространяющиеся от поверхности почти до бронзы и далее параллельно границе раздела бронзы и баббита (рис. 2,б).

а) б)

Рис. 2 Структура (х16) баббита и бронзы

Таким образом, разрушение баббитового слоя вкладышей в процессе эксплуатации связано с химическим воздействием агрессивной среды на материал баббита в условиях высоких локальных температур. Глубокое меж-кристаллитное растрескивание и выкрашивание баббита является следствием резкого ускорения процесса эрозии под напряжением в областях с максимальными контактными нагрузками [2, 3].

Для выявления влияния температуры на интенсивность разрушения, вызванного химическим воздействием агрессивной среды, проведены испытания с постепенным увеличением температуры масла на входе в дизель (при этом температура масла в масляном клине возрастает примерно пропорционально).

Установлено, что повышение температуры масла на входе в среднеоборотный дизель с бронзобаббитовыми и некоторыми сталеалюминиевыми вкладышами свыше 90 °С приводит к ускоренному усталостно-коррозионному разрушению подшипников коленчатого и распределительного валов [4]. Полученные результаты позволяют сделать вывод, что один из основных путей повышения надежности подшипников скольжения коленчатого вала -снижение температуры масла в подшипнике.

Тепловые процессы оказывают существенное влияние на надежность подшипников коленчатого вала. Происходит это по следующим причинам. Во-первых, чрезмерное повышение температуры приводит к ухудшению физико-механических и электрохимических свойств масла и материалов деталей подшипника. Во-вторых, разогрев деталей подшипника вызывает их тепловые деформации, что приводит к увеличению зазора в подшипнике и соответственно к уменьшению несущей способности масляного слоя. В-третьих, поскольку вязкость смазочных масел в сильной степени зависит от температуры, то при нагреве изменяется гидравлическое сопротивление зазора в целом и его отдельных частей, что непосредственно отражается на характере эпюры давления и на гидравлической реакции.

Температуру поверхности трения подшипникового узла коленчатого вала можно определить по формуле [5]

где ^ - средняя температура узла трения; k - коэффициент, учитывающий теплопроводность корпуса подшипника; f - коэффициент трения скольжения; p - контактное давление; vs - средняя скорость скольжения.

Коэффициент трения зависит от режима трения в подшипниковом узле. Как следует из [6], при нормальной работе дизеля практически на всех позициях между шейкой коленчатого вала и вкладышем создается гидродинамическое давление и устанавливается режим гидродинамической смазки, при этом уменьшается тепловыделение в подшипнике. Гидродинамический расчет, выполненный на основе [7, 8] для дизеля 1-ПД4Д, подтверждает, что на всех шейках коленчатого вала имеет место режим гидродинамической смазки, температура масла на второй и пятой коренных шейках, больше других работающих при высоких давлениях, составляет 94-97 °С, а на всех шатунных шейках 103-107 °С.

Коэффициент трения скольжения в режиме гидродинамической смазки [7]:

где ц - динамическая вязкость масла; ю - угловая скорость вращения коленчатого вала; ^ - относительный зазор; p - гидродинамическое давление; d и l - диаметр и длина шейки коленчатого вала.

Следует отметить, что зачастую подшипниковые узлы коленчатых валов среднеоборотных дизелей работают в особо тяжелых условиях [1], таких как пуск и останов, быстрый набор мощности, работа на холостом ходу и

2 Снижение температуры масла в подшипниках конструкторско-технологическими способами

(1)

(2)

низших позициях (ввиду специфики работы маневрового тепловоза, на который устанавливается данный двигатель) и др., когда имеет место режим граничной смазки. При этом масло на поверхностях трения находится только в виде адсорбированной пленки. Молекулы смазочной пленки испытывают воздействие со стороны силовых полей, создаваемых сопряженными поверхностями трущихся тел, и их подвижность резко уменьшается. Коэффициент трения скольжения и потери на трение и тепловыделение в подшипнике для этого режима значительно выше, чем при гидродинамическом трении. В случае длительной работы происходят перегрев, схватывание и заедание подшипника, проворот вкладышей относительно их постелей.

Анализ режимов трения, конструкции подшипниковых узлов и технологии их изготовления позволил сделать вывод о возможности снижения температуры поверхностей трения и повышения надежности подшипниковых узлов коленчатого вала конструкторско-технологическими способами. В данной работе:

- с целью повышения площади контакта и уменьшения удельных давлений в режиме граничной смазки из технологического процесса исключена гиперболическая расточка рабочей поверхности вкладышей коленчатого вала, т.к. расчет на жесткость системы «коленчатый вал - корпус двигателя» показал, что перекос в опорах незначителен и полностью компенсируется зазором;

- с целью увеличения циркуляции масла и снижения его температуры увеличены зазоры в подшипниках коленчатого вала (с 0,12 до 0,2 мм в коренных и с 0,1 до 0,18 мм в шатунных), кроме того, повышено давление масла на входе в дизель за счет увеличения давления срабатывания регулирующего

клапана с 0,25 до 0,5 МПа;

- для обеспечения более благоприятной эпюры давления и увеличения толщины масляной пленки изменен способ подвода масла к шатунным подшипникам.

Для оценки влияния указанных конструкторско-технологических решений на надежность подшипниковых узлов коленчатого вала среднеоборотного дизеля 1-ПД4Д проведены его натурные испытания на номинальной мощности 830 кВт с измерением температуры масла масляного клина коренного нижнего вкладыша [9] (рис. 3, 4). Двигатель разгоняли до максимальной мощности и, когда температура масла на входе в двигатель достигала заданных значений, многократно в неизменном (статическом) режиме работы (при этом устанавливался гидродинамический режим смазки), измеряли температуру масла в масляном клине. Далее мощность снижали до мощности холостого хода, затем резко увеличивали нагрузку и частоту вращения (динамический режим) и непрерывно измеряли температуру масла в масляном клине. Выявлено, что:

- установка заглушек в зоне воздействия гидродинамического давления на шатунных и коренных шейках подшипников коленчатого вала приводит к снижению температуры в масляном клине на 3-5 °С (рис. 3);

- исключение из технологического процесса гиперболической расточки вкладышей приводит к уменьшению температуры в масляном клине

на 11-13 °С (рис. 4);

- увеличение циркуляции масла за счет увеличения зазора в подшипниках коленчатого вала и повышения давления масла на входе в дизель дает снижение температуры масла в масляном клине на 2-3 °С.

110

ІМ.КЛНН) °С

105

100

95

90

60 65 70 75 'м »х,°С 80

Рис. 3 Зависимости температуры масла в масляном клине tм клин коренного нижнего вкладыша от температуры масла на входе в дизель /м вх при различных способах подвода смазки: 1, 4 - с заглушкой в шатунной и коренной шейках;

2, 5 - с заглушкой в коренной шейке; 3, 5 - без заглушек (существующий вариант)

105

?М.Ю1ИК* °С 100

95

90

85

80

60 65 70 75 'м..*,°С 80

Рис. 4 Зависимости температуры масла в масляном клине tм клин коренного нижнего вкладыша от температуры масла на входе в дизель ^ вх при различных видах расточки вкладыша: 1 - коленчатый вал из стали 35, твердость 163 НВ, вкладыш без гиперболической расточки; 2 - коленчатый вал из стали 34ХН1М, твердость 250 НВ, вкладыш без гиперболической расточки; 3 - коленчатый вал из стали 34ХН1М, твердость 250 НВ, вкладыш с гиперболической расточкой; коленчатый вал из стали 35, твердость 163 НВ, вкладыш с гиперболической расточкой

Для расчетной оценки введенных конструкторско-технологических изменений на основе гидродинамической теории смазки разработан уточненный метод расчета подшипников коленчатых валов двигателей, учитываю-

щий конструктивные особенности, реальную геометрию деталей подшипникового узла, особенности подвода смазки и др. Это сделано потому, что применение классической гидродинамической теории смазки привело к слишком большому расхождению с экспериментальными данными ввиду специфической конструкции подшипникового узла дизеля, переменного по времени вектора нагрузок и допущения классической теории о том, что температура масла в клине постоянная по всей длине. Кроме того, на практике необходимо знать распределение гидродинамического давления и температурного поля на всей поверхности трения подшипника.

Расчет подшипников коленчатого вала строится на балансе расходов

масла

Q = Ях + Яу + &, (3)

где Q - общий расход масла, подводимого к коренному подшипнику из центральной масляной магистрали; Qx - окружной расход масла в подшипнике; Qy - расход масла в магистраль шатунного подшипника (учитывается для коренного подшипника) и в магистраль для смазки поршневой группы (учитывается для шатунного подшипника); Qz - торцевой расход масла в подшипнике;

Qx =

( /3 Л

ph vh

12пЬ ~2

V '

I, (4)

где p - текущее гидродинамическое давление в масляном клине; h - текущий зазор между шейкой коленчатого вала и вкладышем; Ь - длина рассматриваемого сегмента; Л - динамическая вязкость масла; v - окружная скорость шейки коленчатого вала; l - рабочая ширина подшипника;

Я: =

12лЬ

V У

где Рвх - давление масла на входе в подшипник;

I, (5)

я,=^^1, (6)

где ц - коэффициент расхода; А - площадь проходного сечения масляной магистрали для смазки шатунной шейки (поршня); Р2 - гидродинамическое давление в шатунной шейке или в магистрали для смазки поршня, р - плотность масла.

В свою очередь динамическая вязкость Л , определяется как

аР - Ро)

Л = Лое РР-Г°) , (7)

где Л о - динамическая вязкость при температуре масла в начальный период ^0; а, Р - коэффициенты пропорциональности; р0 - давление в начальный момент.

Соотношения (1)-(7) образуют математическую модель, позволяющую определить функцию распределения гидродинамического давления и температуры в подшипниках скольжения коленчатого вала с внесенными конструкторско-технологическими изменениями.

На рис. 5 приведены средние для пяти сечений по длине вкладыша значения температуры и давления (фу - угол поворота коленчатого вала), полученные расчетом в MathCad по описанной модели при следующих значениях параметров: рабочая длина шатунных вкладышей - 0,142 м, коренных -

0,1195 м; диаметр шатунной шейки - 0,21 м, коренной - 0,24 м, частота вращения коленчатого вала - 750 мин-1; масло М14В2, плотность при температуре 20 °С - 905 кг/м3; кинематическая вязкость при температуре 100 °С -14-10-6 м2/с, зазоры в коренных подшипниках - 0,2 мм, в шатунных - 0,18 мм.

14-106 Р, Па 1210й

10-1 о6

8-ю'’

6-ю6

4-Ю6 2 106

20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 300 Ф,град 360

------ — давление; — ■ — — температура

Рис. 5 Функция распределения гидродинамического давления (р, Па) и температуры (t, °С) по дуге трения вкладыша

На рис. 3, 4 штриховыми линиями показаны расчетные значения температуры в масляном клине, полученные аналогично для точки (угла поворота коленчатого вала) с наибольшей температурой, в которой температура как раз и измерялась. Кривые 5 и 6 на рис. 4 рассчитаны для вкладыша без и с гиперболической расточкой соответственно. Сравнение расчетных и экспериментальных зависимостей позволяет сделать вывод о достаточно высокой точности (адекватности) предлагаемой для прогнозирования теплового режима модели.

Заключение

Надежность подшипниковых узлов коленчатого вала с мягким антифрикционным слоем в сильной степени зависит от температуры поверхностей трения. При этом эксплуатация среднеоборотного дизеля с температурой масла на входе в него свыше 80 °С недопустима из-за коррозионного разрушения подшипников коленчатого и распределительного валов; хотя повыше-

ние температуры масла на входе в дизель приводит к снижению расхода топлива, увеличению мощности, снижению вредных выбросов и др.

Так как шестиколенные зеркальные коленчатые валы имеют достаточную жесткость, то исключение из технологического процесса операции гиперболической расточки вкладыша приводит к снижению температуры поверхностей трения на 11-13 °С и, кроме того, к снижению трудоемкости.

Изменение подвода и забора смазки в подшипниках коленчатого вала с целью увеличения толщины масляной пленки приводит к снижению температуры поверхностей трения на 3-5 °С.

На данный момент времени двигатели с внесенными конструкторско-технологическими изменениями проходят эксплуатационные испытания. Наработанные ресурсы составляют 500 мотор-часов, выходов из строя данных дизелей, связанных с работой подшипникового узла коленчатого вала, не наблюдалось. До этого двигатели выходили из строя, не дорабатывая до 250 мотор-часов.

Список литературы

1. Рыжов, В. А. Перспективы развития тепловозных дизелей коломенского завода / В. А. Рыжов // Двигателестроение. - № 4. - 2006. - С. 3-7.

2. Родайкин, Н. В. Анализ характера разрушений подшипников коленчатого вала дизелей / Н. В. Родайкин, Е. А. Чуфистов // Проблемы и достижения автотранспортного комплекса : сборник материалов шестой Всероссийской научнотехнической конференции. - Екатеринбург : УГТУ-УПИ, 2008. - С. 182-184.

3. Родайкин, Н. В. Повышение надежности подшипников коленчатого вала дизельных двигателей за счет снижения температуры масла в масляном клине / Н. В. Родайкин // Научно-технический конгресс по двигателестроению НТКД -2008 : сборник тезисов. - М., 2008. - С. 56-58.

4. Родайкин, Н. В. Экспериментальное исследование влияния температур масла на работоспособность подшипников коленчатого вала среднеоборотного дизеля / Н. В. Родайкин, Е. А. Чуфистов // Современные технологии в машиностроении : сборник статей XII Международной научно-практической конференции. - Пенза : Приволжский Дом знаний, 2008. - С. 213-216.

5. Крагельский, И. В. Узлы трения машин : справочник / И. В. Крагельский, Н. М. Михин. - М. : Машиностроение, 1984. - 280 с.

6. Вырубов, Д. Н. Двигатели внутреннего сгорания: Конструирование и расчет на прочность поршневых и комбинированных двигателей / Д. Н. Вырубов, С. И. Ефимов, Н. А. Иващенко [и др.] ; под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. -4-е изд., перераб. и доп. - М. : Машиностроение, 1984. - 384 с.

7. Коровчинский, М. В. Теоретические основы работы подшипников скольжения / М. В. Коровчинский. - М. : Машгиз, 1959. - 404 с.

8. Чернавский, С. А. Подшипники скольжения / С. А. Чернавский. - М. : Маш-гиз, 1963. - 242 с.

9. Миронов, В. А. Экспериментальное исследование температуры масла среднеоборотного дизеля / В. А. Миронов, Н. В. Родайкин, Е. А. Чуфистов, А. Г. Прохоров // Проблемы исследования и проектирования машин : сборник статей III Международной научно-технической конференции. - Пенза : Приволжский Дом знаний, 2007. - С. 99-102.

Чуфистов Евгений Алексеевич

кандидат технических наук, профессор, кафедра транспортных машин, Пензенский государственный университет

E-mail: tm@pnzgu.ru

Родайкин Николай Васильевич

аспирант, Пензенский государственный университет

E-mail: tm@pnzgu.ru

Чуфистов Олег Евгеньевич

кандидат технических наук, доцент, кафедра технического управления качеством, Пензенская государственная технологическая академия

E-mail: kurator@mail.ru

Chufistov Evgeny Alexeevich Candidate of technical sciences, professor, transport machines sub-department,

Penza State University

Rodaykin Nikolay Vasilyevich Postgraduate student,

Penza State University

Chufistov Oleg Evgenyevich Candidate of technical sciences, associate professor, sub-department of technical quality control, Penza State Technological Academy

УДК б21.43.01 Чуфистов, Е. А.

Конструкторско-технологическое повышение надежности подшипниковых узлов коленчатых валов среднеоборотных дизельных двигателей / Е. А. Чуфистов, Н. В. Родайкин, О. Е. Чуфистов // Известия высших учебных заведений. Поволжский регион. Технические науки. - 2009. -№ 2 (10). - С. 15б-1б5.