ЗАВИСИМОСТЬ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ХАРАКТЕРИСТИК РОЛИКОВОГО ПОДШИПНИКА ОТ ПРИМЕНЯЕМОГО МАТЕРИАЛА Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.822.841.1

DOI: 10.25206/1813-8225-2021-179-41-45

Д. Б. ГРИЦ

Омский государственный университет путей сообщения, г. Омск

ЗАВИСИМОСТЬ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ХАРАКТЕРИСТИК РОЛИКОВОГО ПОДШИПНИКА ОТ ПРИМЕНЯЕМОГО МАТЕРИАЛА

Основными материалами для изготовления подшипниковых узлов подвижного состава являются стали ШХ15, ШХ15СГ, ШХ4. В статье рассматривается возможность использования сталей 20Х2Н4А, 95Х18-Ш, 12Х18Н9Т в качестве альтернативных материалов, дается оценка возникающих контактных напряжений на поверхностях дорожек качения колец подшипников и тел качения. При использовании стали 12Х18Н9Т максимальные контактные напряжения снижаются на 4 % в сравнении с типовыми материалами, что может обеспечить увеличение ресурса подшипникового узла.

Ключевые слова: подшипниковый узел, сталь, контактные напряжения, ресурс, усталостное выкрашивание.

Статическая и динамическая грузоподъемности являются одними из важнейших эксплуатационных характеристик роликовых подшипников, в зависимости от которых определяется рабочий ресурс узла. Критерием расчета ресурса для подшипников подвижного состава является усталостное выкрашивание дорожек качения, поскольку частота вращения внутреннего кольца подшипника превышает 10 об/мин. Одним из возможных направлений для увеличения ресурса является применение при изготовлении колец и роликов подшипника материалов, менее склонных к усталостному выкрашиванию.

Основным материалом для изготовления буксовых подшипников вагонов (рис. 1) служат хромистые и хромомарганцовистые высокоуглеродистые стали (марки ШХ15 или ШХ15СГ) со сквозной закалкой колец и роликов [1].

Подшипники из хромистых сталей при сквозной закалке имеют склонность к хрупкому разрушению вследствие чрезвычайной чувствительности к концентраторам напряжений, которыми являются загрязнение металла неметаллическими включениями и различного рода повреждения, возникающие как при изготовлении колец, так и в эксплуатации.

Чтобы повысить долговечность деталей буксовых вагонных подшипников, был разработан новый способ их изготовления, который основан на применении метода поверхностной закалки при глубинном индукционном нагреве стали регламентированной прокаливаемости [2].

Определяющими параметрами новой стали являются содержание углерода в ней, а также глубина закаленного слоя изделия. Для обеспечения высокой стойкости подшипников в условиях высоких контактных нагрузок содержание углерода в стали было принято 0,95—1,05 %.

Для регулирования прокаливаемости и улучшения структуры сталь легируется небольшим количе-

ством хрома (0,35 — 0,50 %). Стали была присвоена марка ШХ4.

Эксплуатационные и лабораторные испытания показали повышенную прочность и малую чувствительность к возможным поверхностным концентраторам напряжений колец, изготовленных из стали ШХ4. Срок службы колец из стали ШХ4, определяемый контактно-усталостной выносливостью, увеличился минимум в два раза по сравнению со сроком службы колец из стали ШХ15СГ.

о

го

Рис. 1. Подшипниковый узел буксы грузового вагона: 1 — передний подшипник; 2 — задний подшипник; 3 — приставное кольцо

Для подшипников, работающих в других областях, применяют следующие стали: 20Х2Н4А, 95Х18-Ш, 12Х18Н9Т.

Поскольку основным критерием расчета ресурса подшипниковых узлов является усталостное выкрашивание дорожек качения, обусловленное контактными напряжениями, для оценки возможности использования указанных материалов для изготовления подшипников подвижного состава рассмотрим максимальные возникающие контактные напряжения на поверхностях дорожек качения типового подшипникового узла.

Рассматривая движение твердого цилиндра по поверхности, предполагается, что контакт происходит по линии. Таким образом, реакция со стороны поверхности действует на область нулевой площади и может быть представлена в виде сосредоточенной силы. Фактическое взаимодействие цилиндра и поверхности характеризуется взаимным деформированием. В этом случае возникает площадка контакта, для которой необходимо учитывать распределение напряжений [3]. Такая модель описывается одномерной моделью Кельвина — Фойгта [4] при движении цилиндра по вязкоупругому основанию. Для возможности учета частоты вращения, перекосов колец и тел качения используется модифицированный метод Хартнетта [5].

Зная механические характеристики материалов, в зависимости от вида контакта (линейный, либо точечный), максимальные контактные напряжения могут быть определены для тела качения и дорожки качения, а также площади контакта:

— при приложении нагрузки в случае точечного контакта точка превращается в площадку эллиптической формы, размеры полуосей деформации которой можно определить по формулам [6], мм:

a = ц •

3F

2 • Zp I E

1-8, 1 1 + -

я,

3Fr

i-,2 -

(i)

(2)

b =

4F-7=./-ZP

(1 - 82 ),(1 - 82) В1 В 2

(3)

__ = —T 4-I-OL 7 d»] f 1 + У

(4)

1 2y

f 1 + у cos T = -;-75- ,

i 1 + У

где f, у — вспомогательньге вел+чины.

f = _= y = Dzpos-x D= ' D„

(6)

где г — радиус до рожки каче ния, мм; Вт — диаметр тела качения, мм; В0 — средний диаметр по,шипника (на котором расположены тела качечия), мм.

Максимальные чонтактные нагфеееения для точечного контакта, Ж Па:

0,31,

27t • а • b

(7)

Максимальные конт=коные напряжения для линейного контакта, МПа:

0,22 F,

71 • 1 •b

(8)

— при линеином контакте при приложении нагрузки линия контакта ттевращтется в площадку прямоугольной формы длиной 1 и малой полуосью прямоугоньыой площадки колтакта, определяемой по формуле, мм:

В фор_у_ах 11). (-1 и (3 ) ч,, s2 — коэффициенты Пуассона контактиркоощих тел; Е,, Е2 — модули упругости контактирующих тел; Ер — сумма кривизны повертнастей; зтз!ения коэффициентов |i, v выбиракося по табл2це 4 [7], в зависимости от рассчитакного з^че-ия разности кривизны cost контактирующих пов ерхностей, Fr — действующ ая на подпипн=к =едиольная нагрузк+. Механические и физеческие сво2ства матерталов вриведены в справочникт [8]. Сумта и р азность кривизны поверхностей ролика 12 дорожек каче ния рассчитываются сооткетс=веннз по _ормуоом | мм-В

Для подшипникоы подвчжвого сонтава диаметр тела качения составляет Зн мм, среяний оиаметр подшипника — 19Ж мм, длина тела качения — 50 мм, действующоя радиальная нагрузка на ось колесной пары составляет 235000 Н. При растете принято, что 60 % нагрузки воспринимает задний подшипник и 40 % — переднай [9], такдм оДра-зом, нагрузка на переднпк попшипник составлгет 47000 Н, на задний — 70500 Н.

По данным Пин%гина С. В. [10], при анижонии величины контактных накфкже ний в 1,25 раз а происходит снижение сопротивления качения в 4 — 5 раз. Анализируя пилу! еноые результаты (табл. 1), оптимальным, с точки зретия минимальной величины возникающи контактных напряжений, сочетанием материалов для изготовления колец и роликов подшипника является сталь 12Х18Н9Т. Кроме того, при изготовлении подшипника из указанного материала, обеспечивается минимальная разность между максимальными контактными напряжениями на поверхностях дорожек качения внутреннего и наружного колец. Сравнивая возникающие контактные напряжения рассматриваемых материалов и типовых [11], снижение контактных напряжений для приведенных материалов составляет от 1,5 % до 4 %. Тем не менее разность контактных напряжений между рядами тел качения негативно сказывается на работе подшипникового узла. В то время как передний подшипник имеет остаточный ресурс, его необходимо менять вместе с задним подшипником.

Помимо контактных напряжений, действующих в контакте ролика и дорожек качения, следует рассмотреть возникающие контактные напряжения между торцами роликов и направляющими буртами колец подшипника.

Работа трения торцов роликов с бортом кольца, имеющим различную конфигурацию, анализировалась с учетом положения торца ролика по отношению к борту в момент действия на него осевых нагрузок. Экспериментальными исследованиями [12] было установлено, что ролики, находящиеся в нагруженной зоне и воспринимающие как радиальные, так и осевые нагрузки, могут располагаться

с»______ =

8

з

b

1/2

42

Максимальные контактные напряжения

Таблица 1

Контактирующие элементы Материалы (К — кольцо, Р — ролик) Тип контакта Максимальные контактные напряжения для подшипника, МПа

Передний Задний

Наружное кольцо — ролик К — 20Х2Н4А, Р — 20Х2Н4А Линейный 421,2 515,8

Точечный 2654,3 3038,4

К — 20Х2Н4А, Р — 95Х18-Ш Линейный 422,4 517,3

Точечный 2664,4 3049,9

К — 20Х2Н4А, Р — 12Х18Н9Т Линейный 416,2 509,8

Точечный 2613,1 2991,2

К — 95Х18-Ш, Р — 95Х18-Ш Линейный 423,6 518,8

Точечный 2674,5 3061,2

К — 12Х18Н9Т, Р — 95Х18-Ш Линейный 417,4 511,2

Точечный 2622,8 3002,3

К — 12Х18Н9Т, Р — 12Х18Н9Т Линейный 411,5 504

Точечный 2573,4 2945,9

Внутреннее кольцо — ролик К — 20Х2Н4А, Р — 20Х2Н4А Линейный 499,2 611,4

Точечный 2663,4 3048,9

К — 20Х2Н4А, Р — 95Х18-Ш Линейный 500,6 613,2

Точечный 2673,5 3060,4

К — 20Х2Н4А, Р — 12Х18Н9Т Линейный 493,4 604,3

Точечный 2622,1 3001,5

К — 95Х18-Ш, Р — 95Х18-Ш Линейный 502,1 614,9

Точечный 2683,7 3072,1

К — 12Х18Н9Т, Р — 95Х18-Ш Линейный 494,8 606

Точечный 2631,8 3012,6

К — 12Х18Н9Т, Р — 12Х18Н9Т Линейный 487,8 591,4

Точечный 2582,3 2956

Рис. 2. Положение ролика между бортами кольца подшипника

под некоторым углом к оси подшипника (рис. 2). Сочетание высоких удельных давлений с высокими скоростями относительного перемещения при проскальзывании поверхностей колец и роликов, сделанных из одного и того же металла, создает условия для заедания и схватывания рабочих поверхностей. Слой смазки перестает разделять поверхности трения скольжения, и конечные результаты этих процессов могут быть различны: в лучшем случае незначительные задиры торцовых поверхностей («елочка»),

в худшем — трещины бортов, которые в дальнейшем могут привести к возникновению сколов металла, к попаданию их между телами и, в конечном счете, — к разрупению всего подшипника.

В том случае, е ели роли к устанавди вает ся без перекоса в зоне восприятия осевой нагрузки, теоретическая площадь касания торца ролика и бортов колец составляет: 138 мм2 при контакте с бортом наружного кольца и 121,8 мм2 при контакте с бортом внутреннего кольца.

Исходя из особенностео типа подшипника, роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами предназначен для восприятия только радиальной нагрузки. Фактически, подшипники подвижного состава возприалмают как радиальные, так и ос ев ые нагрузки. Для действия осевых нагрузок возможны три варианта: постоянное на-гружение, периодическое и прерывное, ударное. При пластичной смазке, используемой для подшипников подвижного состава, осевая нагрузка, которую может восприниивть подшипник, определяется по формуле [6], Н:

Ра = Н • нь • зи

2 н л3к

100000

(9)

где — коэффициент, зависящий от условий на-гружения;

fь — кьэффиьиент, зависящий от типк и серии подшипника;

— диаметр дорнжки качения наружного кольца, мм;

п — чаьтона врещения, об.Змон.

Коэффициенты 2 и вы6ираютти ие таблиц Н7 и 28 [6] соответственно.

Выполним расчет дад зкороетей движения 40, 50, 60, 70 и 80 к./ч ]та3л. 2).

Ввиду изгиба оси и поворота кенения еса[ от действующей [«Диаьькой нсгрузки тсевая да-грузка, действующая на букоовый узел, смещается от геонетреческой иск врищения на величину изгиба оси, а угол крилаикения увеличивается на величину поворота сечения осм. Таким обратом, нагрузка на торцы розиков Нмдет ]кмспределена неравномерно:

Таблица 2

Лц =Qm

-•(i-2е 4

S^)

(10)

где у — угловое положение тела качения в зоне нагружения;

n — коэффициент, зависящий от типа контакта, при тнчечнон л =1,5; при пинейном контакте n =1,11; s = 0,5;

Q — нагрузна, восплинимлемая максимально нагруженным телом качения:

л

л + И

J(н)е а1:!

-./a(H)-sir

1---(1 - cos ил)

2н v ;

dv|/ .

(11)

(12)

Согласно ФОСТ 1857ф-2014 [к3], осевей зрзср в подшипнике не должен превышати 150 мкм. Таким образом, зная величину прогиба оси и осевой зазор, можно опред8лить угол ионы нагружения торцов роликов (табл. 3).

Напряжения смятия, возникающие при контакте торца ролика с бортами колец, южно алреде-лить, МПа [14]:

Значения допустимой осевой нагрузки

Характер нагружения Допустимая осевая нагрузка, Н

40 км/ч 50 км/ч 60 км/ч 70 км/ч 80 км/ч

Постоянное 35 708 32 485 29 262 26 039 22 816

Периодичное и прерывное 71 416 64 971 58 525 52 079 45 633

Ударное 107 125 97 456 87 788 78 119 68 450

Таблица 3

Действующая нагрузка на торцы роликов

Подшипник Угол зоны нагружения Число нагруженных торцов роликов Максимальная нагрузка

Передний 257 10 10153

Задний 282 11 9820

н

(13)

Рис. 3. Модернизированный подшипниковый узел: 1 — наружное кольцо; 2 — внутреннее кольцо; 3 — ролики; 4 — сепаратор; 5 — шарики; 6 — стопорное кольцо; 7 — разделительное кольцо

где в — площадь смятия, м2.

Исходя из площа и контакта и максимальных осевых сил, величина напряжений смятия составит для переднего подшипника 83,4 МПа для наружного кольца, 73,6 МПа для внутреннего кольца. Для заднего подшипника: 80,6 МПа для наружного кольца, 71,2 МПа для внутреннего кольца. Такие напряжения возникают в случае установки ролика без относительного перекоса, при уменьшении площади контакта, возникающие напряжения будут значительно увеличиваться, что требует исключения из схемы передачи осевой нагрузки торцов роликов и бортов колец подшипников. Кроме того, при взаимном перекосе колец и тел качения увеличиваются краевые давления [15], негативно сказывающиеся на ресурсе подшипникового узла.

С целью выравнивания контактных напряжений и, как следствие, ресурса рядов подшипника, а также исключения из схемы передачи торцов роликов и бортов колец, предлагается конструкция сдвоенного подшипникового узла со ступенчато

увеличенным посадочным диаметром [16] (рис. 3). В данной конструкции посадочный диаметр под кольцо переднего ряда тел качения составляет 145 мм, для заднего — 150 мм. Используется три ряда разделяющих шариков. Эффективная длина контакта ролика и дорожки качения остается неизменной и составляет 50 мм. В предложенной конструкции исключаются из схемы передачи осевых сил торцы роликов и борта колец подшипников, позволяя избежать износа соответствующих торцевых поверхностей и исключить возможность образования задиров типа «елочка». За счет увеличения посадочного диаметра уменьшается изгиб оси, следовательно, взаимный перекос колец подшипников, что ведет к выравниванию контактных напряжений, возникающих на поверхностях дорожек качения и увеличению долговечности подшипника в целом.

Благодаря выполнению общего наружного кольца нагрузка по рядам тел качения распределяется более равномерно, несмотря на внецентренное приложение радиальной нагрузки. Более равномерное распределение нагрузок по рядам тел качения ве-

1

ст

см

s

см

дет к выравниванию ресурса рядов подшипника. Выполнение ступенчатой оси позволяет избежать «разглаживания» посадочной поверхности, сохраняя натяг, тем самым снижая вероятность прово-рота внутреннего кольца подшипника. Габаритные размеры корпуса остаются неизменными, что благоприятно сказывается на технико-экономическом эффекте внедрения предложенной конструкции.

Выводы.

Фактические условия работы подшипниковых узлов отличаются от нормальных, а расчетные зависимости определения ресурса дополняются вспомогательными коэффициентами, которые не способны в полной мере учесть реальные условия эксплуатации. Применение при изготовлении колец подшипника и тел качения стали 12Х18Н9Т может обеспечить снижение возникающих контактных напряжений до 4 %, но не решается проблема преждевременного выхода из строя заднего подшипника. Кроме того, в условиях действия осевой нагрузки возникает необходимость исключения торцов роликов из схемы передачи нагрузки.

Библиографический список

1. Harris T. A., Kotzalas M. N. Essential Concepts of Bearing Technology. 5th ed. CRC Press, 2006. 392 p. DOI: 10.1201/9781420006599.

2. Поляков А. И., Девятков В. Ф. Результаты испытаний подшипников повышенной прочности и долговечности из стали ШХ4 // Пути совершенствования конструкций буксовых узлов вагонов с подшипниками качения. Труды ВНИИЖТ. 1982. Вып. 654. С. 31-37.

3. Журавлев В. Ф. О модели сухого трения в задаче качения твердых тел // Прикладная математика и механика. 1998. Т. 62, № 5. С. 762-767.

4. Кулешов А. С., Трещев Д. В., Иванова Т. Б., Наймуши-на О. С. Твердый цилиндр на вязкоупругой плоскости // Нелинейная динамика. 2011. Т. 7, № 3. С. 601-625.

5. Клебанов Я. М., Петров В. Р., Адеянов И. Е. Численное исследование влияния профиля ролика и перекоса колец на нормальное давление в области контакта ролика с дорожками качения цилиндрического роликового подшипника // Инженерный журнал: наука и инновации. 2019. № 10 (94). С. 1-18. DOI: 10.18698/2308-6033-2019-9-1927.

6. Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. Подшипники качения: справочник / под общ. ред. Р. Д. Бейзельмана. 6-е изд., перераб. и доп. Москва: Машиностроение, 1975. 572 с.

7. ГОСТ 18572-2014. Подшипники качения. Подшипники буксовые роликовые цилиндрические железнодорожного под-

вижного состава. Технические условия (с Изменением № 1). Введ. 2014 — 01 — 01. Москва: Изд-во стандартов, 2014. 25 с.

8. Драгунов Ю. Г., Зубченко А. С., Каширский Ю. В. [и др.]. Марочник сталей и сплавов / под общей ред. Драгу-нова Ю. Г., Зубченко А. С. 4-е изд., перераб. и доп. Москва: Машиностроение, 2014. 1216 с.

9. Волков Н. Н., Родзевич Н. В. Подшипники качения колесных пар вагонов и локомотивов: Исследование, расчет и конструирование. Москва: Машиностроение, 1972. 168 с.

10. Пинегин С. В. Контактная прочность и сопротивление качению. Москва: Машиностроение, 1969. 203 с.

11. Бородин А. В., Гриц Д. Б. Снижение контактной напряженности в подшипниках букс грузовых вагонов // Транспорт Урала. 2016. № 4 (51). С. 87-90.

12. Бруско Б. Т. Исследование потерь на трение в железнодорожных буксовых роликоподшипниках // Труды ВНИИП. 1964. Вып. 1 (37). С. 79-107.

13. ГОСТ 18572-2014. Подшипники качения. Подшипники буксовые роликовые цилиндрические железнодорожного подвижного состава. Технические условия (с Изменением № 1). Введ. 2014-01-01. Москва: Изд-во стандартов, 2014. 25 с.

14. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3 т. / под ред. И. Н. Жестковой. 9-е изд., перераб. и доп. Москва: Машиностроение, 2006. Т. 2. 960 с.

15. Цвик Л. Б., Тармаев А. А., Бочаров И. С. О влиянии гладкости профиля цилиндрического роликоподшипника на его усталостный ресурс // Авиамашиностроение и транспорт Сибири: сб. ст. XV Всерос. науч.-техн. конф., 22 декабря 2020 г. Иркутск, 2021. С 174-179.

16. Пат. 144172 Российская Федерация, МПК Б 16 С 19/49, Б 16 С 19/20, В 61 Б 15/12. Роликовый подшипник / Бородин А. В., Гриц Д. Б. № 2014110988/11; заявл. 21.03.14; опубл. 10.08.14, Бюл. № 22.

ГРИЦ Дмитрий Борисович, старший преподаватель

кафедры «Теоретическая и прикладная механика».

БРНЧ-код: 6873-3926

ЛиШотГО: 723966

ОЯСГО: 0000-0002-0730-3368

Адрес для переписки: gritstmdm@mail.ru

Для цитирования

Гриц Д. Б. Зависимость эксплуатационных характеристик роликового подшипника от применяемого материала // Омский научный вестник. 2021. № 5 (179). С. 41-45. БОН 10.25206/1813-8225-2021-179-41-45.

Статья поступила в редакцию 22.09.2021 г. © Д. Б. Гриц