CC BY
73
66
Современные технологии - транспорту
УДК 62-233.21, 62-722.2
В. С. Майоров
ПОВЫШЕНИЕ НАДЁЖНОСТИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ, ИСПОЛЬЗУЕМЫХ НА ТЯГОВОМ ПОДВИЖНОМ СОСТАВЕ
Рассмотрены причины отказов тягового подвижного состава, связанные с недостаточной надёжностью работы гидродинамических подшипников скольжения, и способы повышения надёжности их работы. Предложена новая конструкция гидродинамического подшипника скольжения, составлена математическая модель, приведены данные компьютерного расчёта и моделирования, а также информация о физическом моделировании.
гидродинамический подшипник скольжения, несущая способность, гидродинамическое давление, эпюра давлений.
Введение
Одним из наиболее приоритетных направлений развития железных дорог на сегодняшний день является повышение уровня ресурсосбережения и конкурентоспособности железнодорожной отрасли. Эти показатели в значительной степени зависят от надёжности и отказоустойчивости эксплуатируемого оборудования: недостаточный ресурс машин и механизмов, используемых на железнодорожном транспорте, приводит к значительным затратам материалов и энергии. Это обусловливает актуальность исследований, направленных на повышение надёжности и внедрение новых технологий.
В России тепловозы распространены по всей сети железных дорог и выполняют около 98 % маневровой работы и около 40 % пассажирских и грузовых перевозок, поэтому важно поддерживать хорошее техническое состояние тепловозного парка, а также модернизировать его. Поскольку ремонт тепловозов требует значительных денежных и временных затрат, повышение надёжности этих машин позволит получить большой экономический эффект.
1 Повышение надёжности подшипников скольжения
Надёжность работы тепловоза обеспечивается безотказностью работы всех его узлов. Одним из наиболее важных узлов тепловоза является его первичный двигатель - дизель.
Ежегодно значительная доля отказов тягового подвижного состава происходит по причине неисправности дизеля. Ввиду труднодоступности данного узла и сложности технологии ремонта каждый случай отказа дизе-
2011/1
Proceedings of Petersburg Transport University
Современные технологии - транспорту
67
ля приводит к длительному простою подвижного состава и связанными с этим финансовыми потерями.
Надёжность дизеля в значительной степени определяется надёжностью работы вкладышей опорных подшипников коленчатого вала. Анализ статистических данных показывает, что большинство трещин и поломок коленчатых валов имеют усталостный характер и возникают вследствие неравномерного по длине вала износа рабочих вкладышей коренных подшипников [1].
Таким образом, в настоящее время актуальной является задача разработки новой конструкции подшипников скольжения, обеспечивающей повышенную износоустойчивость.
Работоспособность подшипников скольжения нарушается вследствие износа деталей в зоне трения. По мере износа деталей увеличивается зазор между ними, что приводит к появлению ударных нагрузок, а также к утечке смазки, т. е. к нарушению режима смазывания деталей и более интенсивному износу.
Работа гидродинамического подшипника скольжения в режиме жидкостного трения возможна, если смазка образует прочную, достаточно толстую плёнку. Контактное трение, являющееся вредным фактором, может возникать в подшипниках в случаях, когда выполняется неравенство
h < h
min min кр ’
где hmin - минимальная толщина смазочной плёнки, мм;
hmin кр - критическая толщина смазочной плёнки, мм.
Таким образом, основным условием правильной работы подшипника является условие полного разделения цапфы и вкладыша масляной плёнкой, толщина которой для заданных условий работы должна быть больше суммы неровностей обработки рабочих поверхностей цапфы и вкладыша.
Данные об экспериментальном исследовании подшипников с гидродинамическим режимом трения содержатся в работах [2], [3]. Возникновение контактного трения и износа подшипника в установившемся режиме работы объясняется тем, что для подшипников дизеля, внешняя нагрузка которых переменна по значению и направлению и на установившихся режимах носит периодический характер, каждая точка оси вала движется в пределах диаметрального зазора по некоторой замкнутой траектории. При этом реакция масляного слоя будет меняться (меняется как зона несущей способности, так и её границы) и возможна потеря смазочным слоем несущей способности несмотря на постоянство частоты вращения вала.
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
ISSN 1815-588 Х. Известия ПГУПС
2011/1
68
Современные технологии - транспорту
диаметром 5 = 0,5s, где s - зазор между цапфой и подшипником. При положении центра цапфы на этой кривой, называемой кривой подвижного равновесия [4], внешняя нагрузка и возникающие в смазочном слое гидродинамические силы находятся в равновесии.
Таким образом, центровку цапфы можно улучшить, изменив положение дуги подвижного равновесия за счёт изменения конфигурации рабочей поверхности подшипника.
Следовательно, можно оптимизировать конструкцию гидродинамического подшипника путём создания на его рабочей поверхности особого макрорельефа, обеспечивающего центровку цапфы относительно вкладыша и преимущественно равномерное распределение смазочной жидкости, разделяющей рабочие поверхности вала и вкладыша, а также давления в несущем смазочном слое без серьёзного уменьшения нагрузочной способности подшипника. Это позволит обеспечить стабильный режим смазывания с большей устойчивостью к внешним воздействиям, что уменьшит износ вкладыша и обусловит другие положительные эффекты.
Ниже исследуется влияние макрорельефа рабочей поверхности вкладыша на эксплуатационные характеристики подшипника.
2 Анализ работы и математическое моделирование гидродинамического подшипника
Рассмотрим гидродинамический подшипник скольжения, работающий в режиме жидкостного трения. На начальном этапе исследования ввиду сложности математического описания исследуемых процессов вместо аналитического решения целесообразно воспользоваться методами компьютерного моделирования.
Для оценки влияния геометрии вкладыша на характеристики смазочного слоя было произведено моделирование работы подшипника в условиях жидкостного трения с помощью модуля гидрогазодинамического анализа SolidWorks® Flow Simulation (COSMOSFloWorks). На основании анализа данных моделирования можно сделать вывод о том, что конструкция вкладыша с наклонными поперечными канавками, имеющими плавный выход на рабочую поверхность, является наиболее оптимальной с точки зрения распределения гидродинамического давления. Подробная информация о моделировании и его результаты были опубликованы в [5]. На рисунке 1 показан характер распределения избыточного гидродинамического давления в подшипнике с гладкой рабочей поверхностью (рис. 1, а) и в подшипнике предлагаемой конструкции (рис. 1, б).
Чтобы аналитически обосновать полученные данные, составим математическую модель выбранной оптимальной конструкции вкладыша для вычисления поля значений избыточного гидродинамического давления в несущем смазочном слое и нагрузочной способности подшипника.
2011/1
Proceedings of Petersburg Transport University
Современные технологии - транспорту
69
а)
б)
Рис. 1. Характер распределения гидродинамического давления в подшипниках различных конструкций
Для упрощения построим решение на основе уравнения Зоммерфель-да. С учётом всех допущений [6] получим следующее уравнение для расчёта избыточных гидродинамических давлений:
Др(0)
6р^ а2 sin 0
52 2а2 +1 а- cos 0
f а Л 1 +----------
^ а- cos 0 j
(1)
где а = 5/е - отношение радиального зазора к эксцентриситету.
Данная формула подходит для подшипника с гладкой рабочей поверхностью, однако для расчёта подшипника предлагаемой конструкции (рис. 2) в неё необходимо внести изменения.
Рис. 2. Расчётная схема подшипника предлагаемой конструкции
ISSN 1815-588 Х. Известия ПГУПС
2011/1
70
Современные технологии - транспорту
В подшипнике предлагаемой конструкции 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 найдём следующим образом:
s
2
п!
где у - угол охвата канавок, рад;
!кан - суммарная ширина канавок, мм;
! - длина подшипника, мм;
R2 - радиус подшипника, мм;
R3 - радиус канавок, мм;
8 - смещение центра кривизны канавок, мм. Радиус дуги траектории найдём как
62
2
f6l2
v 2 ,
l2 J
Таким образом, эксцентриситет для данного подшипника может быть вычислен по формуле:
e =
f
1 + cos
v
f
2ф + 2cos
v
f(S2/2)2 + (6/2)2 -(s J2)
S-62/2 J )J
Границы несущего слоя 01,2 определим по следующим формулам:
Qi
02
Г
= п- asin
R2 cosф
f
= - asin
R2 + e2 + 2 R2 e sin ф j
Л
R2 cosф
■sJr^ + e2 - 2R2e sin ф
(2)
(3)
Введём в расчёт дополнительный параметр 0кр, определяющий угловую координату точки выхода канавки на рабочую поверхность.
Если ф = у — п/2, то 0кр = 0.
Если ф < Y — п/2, то 0кр определяется как
2011/1
Proceedings of Petersburg Transport University
Современные технологии - транспорту
71
Если ф > у — п/2, то 0кр определяется как
0кр = asin
R2Cos(9-y)
- п.
Таким образом, при 0 — 02 ... 0кр избыточное гидродинамическое давление Ap(0) определяется по формуле (1), а при 0 — 0кр ... 01 - по следующей формуле:
В результате получим зависимость поля распределения избыточного гидродинамического давления Ap, несущей способности смазочного слоя P — f(Ap) и минимальной толщины смазочной плёнки hmin от нагрузки и скорости вращения вала.
Для демонстрации работы модели выполним расчёт подъёмной силы, создаваемой гидродинамическим смазочным слоем при разных положениях цапфы для подшипника предлагаемой конструкции радиусом 30 мм и отклонением центров 8 — 0,5 мм и радиусом канавок R3 — 30,5 мм. Результаты расчётов можно представить в виде графика (рис. 3).
Данная модель может быть использована при проектировании гидродинамических подшипников скольжения для расчёта устойчивых положений цапфы и минимальной толщины смазочного слоя при заданных геометрических характеристиках подшипника, нагрузках и скоростном диапазоне. Также предусмотрен режим имитации вибрационного воздействия на подшипник и динамических нагрузок для моделирования работы предлагаемых конструкций на тяговом подвижном составе.
. 6uvR а '2 sin(0 + ^)
Ap(0) = , 1-------------------—
5 '2 2а '2 +1 а'- cos(0 + A,)
где 5' = R3 - R;
AP(0)
v а'- cos(0 + ^) j
8 COs ф
ISSN 1815-588 Х. Известия ПГУПС
2011/1
72
Современные технологии - транспорту
Рис. 3. Зависимость подъёмной силы от окружной скорости вала для подшипника предлагаемой конструкции
Заключение
Исследования подшипников новой конструкции продолжаются. Возможно, описанная математическая модель будет скорректирована после проведения полномасштабных физических испытаний и анализа результатов опытов.
Для проверки полученных при моделировании и расчёте данных был разработан стенд для испытаний гидродинамических подшипников скольжения (рис. 4). Благодаря бесконтактной измерительной системе, состоящей из датчиков Холла и цифровой преобразовательной платы, данный стенд позволяет отслеживать отклонение осей вала и подшипника, а привод на основе инвертора с цифровым управлением - регулировать частоту вращения двигателя, что в совокупности даёт возможность исследовать характеристики смазочного слоя в зависимости от скорости вращения вала.
Рис. 4. Общий вид лабораторного стенда для испытаний подшипников скольжения
2011/1
Proceedings of Petersburg Transport University
Современные технологии - транспорту
73
Кроме того, было разработано программное обеспечение для расчёта характеристик смазочного слоя на основе полученных при измерении данных. Предварительные эксперименты показали сходимость расчётных данных, полученных с помощью предложенной математической модели, с результатами измерений. В данный момент ведётся работа по повышению разрешающей способности измерительной системы.
Библиографический список
1. Коленчатые валы тепловозных дизелей / Е. Г. Стеценко, Ю. Н. Конарев. -М. : Транспорт, 1985. - 110 с.
2. Тепловозные двигатели внутреннего сгорания / А. Э. Симсон и др. - М. : Транспорт, 1987. - 536 с.
3. Подшипники коленчатых валов тепловозных дизелей / С. М. Захаров, А. П. Никитин, Ю. А. Загорянский. - М. : Транспорт, 1981. - 181 с.
4. Подшипники скольжения / С. А. Чернавский. - М. : Машгиз, 1963. - 244 с.
5. Влияние макрорельефа поверхности скольжения подшипника на его характеристики / В. С. Майоров, К. Н. Войнов // Оборудование и инструмент для профессионалов. Сер. Металлообработка. - 2010. - № 4. - С. 78-80.
6. Техническая гидромеханика / Б. Т. Емцев. - М. : Машиностроение, 1978. -
464 с.
Статья поступила в редакцию 18.01.2011;
представлена к публикации членом редколлегии А. В. Грищенко.
УДК 656.25
А. Д. Манаков, Н. Н. Балуев
УСИЛЕНИЕ ЗАЩИТЫ ВВОДОВ ПИТАНИЯ УСТРОЙСТВ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОЙ АВТОМАТИКИ И ТЕЛЕМЕХАНИКИ ПРИ БЛИЗКИХ ГРОЗОВЫХ РАЗРЯДАХ
Для участков железных дорог с высокой грозовой активностью и интенсивным движением поездов предлагается усиление защиты вводов питания устройств ЖАТ при близких грозовых разрядах путём создания защищённых подходов.
грозовые разряды, перенапряжения, математические модели, вычислительный эксперимент.
ISSN 1815-588 Х. Известия ПГУПС
2011/1
