Федеральное агентство железнодорожного транспорта

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего образования

Омский государственный университет путей сообщения

(ОмГУПС, (ОмИИТ))

Кафедра «Локомотивы»

ИЗУЧЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ НАДЕЖНОСТИ

КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ И ИХ ПОДШИПНИКОВ

Тематический реферат

по дисциплине «Надежность подвижного состава»

Выполнил: студенты гр. 32 А

____________И.А. Алексеев

____________А.Ф. Левченко

_____________Р.С. Кузнецов

Руководитель –

к.т. н., доцент кафедры «Локомотивы»

______________Д. В. Балагин

Омск 2016

Оглавление

Введение. 3

1.    Назначение, конструкция и техническая характеристика коленчатых валов и их подшипников на примере дизеля Д100. 4

2.    Характеристика работ при техническом обслуживании и текущих ремонтах коленчатых валов. 6

3.    Виды повреждений коленчатых валов рядных и V-образных дизелей. 8

4.    Методы повышения предела выностливости и изнсостойкости коленчатых валов  13

5.    Анализ проблемы надежности подшипников. 15

Библиографический список. 19

ВВЕДЕНИЕ

Коленчатый вал дизеля работает в очень сложных и тяжелых условиях. Он испытывает значительные усилия давления газов, передающиеся шатунно-поршневым механизмом, от сил инерции поступательно и вращательно движущихся масс, а также усилия моменты, возникающие вследствие крутильных колебаний.

Учитывая сложность изготовления большую трудоемкость при замене коленчатых валов, к материалу и качеству их изготовления предъявляют высокие требования. Коленчатые валы дизелей изготовляют из стали ковкой или штамповкой либо из высокопрочного чугуна путем отливки. Стальные валы более надежны в эксплуатации, но трудоемки в изготовлении. Поэтому на тепловозах получили распространение литые валы из высокопрочного модифицированного чугуна (дизели типов Д100, Д49). За счет уменьшения отходов на их изготовле­ние затрачивается в три раза меньше металла, чем на изготовление сталь­ных валов. (При изготовлении сталь­ного вала дизеля ПД1М из заготовки массой 13 т в отходы идет около 86 % металла.)

Изготовление коленчатых валов литьем позволяет с наименьшими затратами получить наиболее приемле­мую форму щек кривошипов и более рациональное распределение металла за счет выполнения коренных и шатунных шеек пустотелыми, что умень­шает массу валов при сохранении относительно высокой прочности. Для повышения прочности вала на изгиб галтели шеек вала специально упроч­няют накаткой роликами. Шейки коленчатого вала дизелей типа Д49 азо­тируют для повышения износостойкости.

1.     НАЗНАЧЕНИЕ, КОНСТРУКЦИЯ И ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ И ИХ ПОДШИПНИКОВ НА ПРИМЕРЕ ДИЗЕЛЯ Д100

Коленчатый вал вращающееся звено кривошипного механизма, состоящее из нескольких соосных коренных шеек, опирающихся на подшипники, и 1 или нескольких колен, каждое из которых составлено из 2 щек и 1 шейки, соединяемой с шатуном.

Коленчатый вал вместе с блоком цилиндров является важнейшей базовой деталью дизеля, в значительной степени, определяющей срок его службы. Основными неисправностями коленчатых являются: сверхнормативный шеек; трещины и изломы, которые могут быть следствием нарушений при изготовлении или ремонте вала, в частности неправильной установки в подшипниках; выкрашивание, коррозия и износ баббитовой заливки вкладышей; износ вкладышей и потеря торцового натяга; трещины крышек кодах подшипников.

У дизелей типа Д100при техническом обслуживании ТО-3 открывают верхней крышки блока и картера, убеждаются в отсутствии частиц баббита вблизи подшипников и трещин крышках, проверяют крепление гаек подшипников путем их остукивания молотком, состояние шплинтов. Шплинты в прорезях гаек должны сидеть плотно, а их концы должны быть разведены в горизонтальной плоскости. Определяют плотность посадки вкладышей в подшипниках положению стыков вкладышей, ко­торые должны совпадать с плоскостью разъема крышки подшипника. Кроме того, плотность посадки контролируют путем обстукивания боковых поверхностей вкладышей медным молотком, прикладывая при этом пальцы руки к вкладышу и корпусу подшипника.

Осматривают маслопровод в картере и трубки, подводящие масло на смазку подшипников. Через одно ТО-3 вверяют провисание нижнего коленчатого вала для коренных шеек с 1-й 7-ю, которое не должно превышать 0,005 мм.

Рис.1- Общий вид коленчатого вала

2.     ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТ ПРИ ТЕХНИЧЕСКОМ

ОБСЛУЖИВАНИИ И ТЕКУЩИХ РЕМОНТАХ

КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ

Коленчатый вал в паре с блоком цилиндров являются основными базовыми деталями, определяющими срок службы дизеля. Поэтому вопросам их содержания, ухода и качественного ремонта придается большое значение. Исправная работа коленчатого вала с подшип­никами зависит от правильности укладки коленчатого вала, состоя­ния поверхности его шеек и вкладышей, подачи смазки в нужном количестве и необходимого качества и других условий. Основными неисправностями коленчатых валов являются: излом вала по шейкам или щекам (рис. 1), трещины в шейках вала, чаще по галтели, задир шеек вала, повышенная овальность коренных или шатунных шеек, повреждения элементов соединения вала с антивибратором, приво­дом насосов и распределительных валов, изгиб вала.

Рис. 2 – Излом коленчатого вала по щеке

Причинами излома коленчатых валов являются: высокий уровень знакопеременных напряжений от изгиба или крутильных колебаний вала, литейные дефекты и дефекты обработки вала (рыхлоты, пори­стости, плены, подрезы). Повышение уровня напряжений на изгиб в шейках и щеках вала происходит в результате образования ступен­чатости смежных опор, увеличен­ного изгиба вала, нарушения урав­новешенности вала (неправиль­ный подбор поршней и шатунов по массе).

Изгиб вала бывает двух видов: упругий и остаточный. Упругий изгиб вала происходит под действием сил, действующих от шатунов и вала якоря тягового генератора, при неправильной укладке колен­чатого вала в постелях блока и нарушении центровки валов: колен­чатого и якоря генератора.

Остаточный изгиб коленчатого вала образуется в результате неправильной шлифовки коренных шеек (несоосность шеек) или ре­лаксации остаточных внутренних напряжений, а также неправиль­ной укладки вала при его хранении.

При техническом обслуживании ТО-3 и текущем ремонте ТР-1 через открытые люки блока и картера проверяют: нет ли частиц баббита вблизи подшипников, трещин в крышках, крепления гаек коренных и шатунных подшипников коленчатого вала, положение стыков вкладышей (нет ли проворота), состояние шплинтов. При техническом обслуживании ТО-3 и текущих ремонтах проверяют целостность масляного коллектора и маслоподводящих трубок. При этом прокачку масла маслопрокачивающим насосом производят от постороннего источника тока.

Зазором «на масло» называют суммарный зазор между шейкой вала и вкладышами подшипника (верхним и нижним). При отсут­ствии провисания шейки вала весь зазор «на масло» будет располо­жен между шейкой вала и верхним вкладышем. Эти зазоры измеря­ют щупом вдоль оси вала в вертикальной плоскости с двух сторон (со стороны генератора и со стороны отсека управления), суммируют замеренные зазоры и делят сумму на два. Суммарный зазор «на масло» в опорных и упорном подшипниках дизеля типа Д100 должен быть 0,15—0,23 мм, при выпуске тепловоза из текущего ремонта ТР-3 — 0,15—0,30, из текущего ремонта ТР-2 — 0,15—0,35, из теку­щего ремонта ТР-1 и технического обслуживания ТО-3 — не более 0,45 мм.

3.     ВИДЫ ПОВРЕЖДЕНИЙ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ РЯДНЫХ И V-ОБРАЗНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

Несмотря на низкий процент поломок и отбраковки по тре­щинам коленчатых валов, их абсолютное количество, заменя­емое новыми, ежегодно достигает нескольких сотен. Большин­ство отбракованных коленчатых валов тепловозных дизелей является валами рядных дизелей типа Д100.

Анализ статистических данных, поступающих от тепловозо-­ремонтных заводов и линейных мастерских (локомотивных де­по), показывает, что большинство трещин и поломок коленчатых валов имеют усталостный характер и чаще всего возникают в галтелях, т. е. в сопряжении шейки со щекой. При продолжи­тельной работе вала с такими трещинами они распространяют­ся на щеки с выходом на противоположные галтели.

Большой опыт эксплуатации этих валов на магистральных тепловозах показывает, что трещины и места поломок валов распределяются хотя и неравномерно, но по всем без исклю­чения шейкам и щекам, т. е. по всей длине вала (рис.3) и это дает основание считать, что коленчатые валы дизелей ти­па Д100 являются достаточно равнопрочной конструкцией. Анализ причин разрушения, а также расчет коленчатого вала на прочность подтвердили указанный вывод.

Было также установлено, что разрушение валов происходит как при малых, так и при сравнительно больших пробегах тепловоза, т. е. при малых и больших износах коренных шеек и коренных вкладышей. Однако большая часть разрушений имела место после длительной работы дизеля, соответствующей четырем-пяти годам работы тепловоза.

Исследования большого количества изломов показали, что лишь небольшой процент общего числа поломок зависит от дефектов литья в виде пористости, шлаковых включений, плен и т. п. Изломы по перечисленным причинам происходят в ос­новном на ранней стадии работы вала, т. е. при пробеге теп­ловоза 50—150 тыс. км, что соответствует первому году работы дизеля.

Большая часть поломок валов, кроме случаев хрупких раз­рушений, вызванных повреждениями смежных узлов дизеля, происходит из-за низкого предела выносливости всего вала, который, как показали испытания натурных валов до их уп­рочнения, не превышает 350 МПа. Разрушения такого ха­рактера происходят после возникновения неравномерного по длине вала износа рабочих вкладышей коренных подшипников или коренных шеек и образования завышенной суммарной сту­пенчатости между смежными коренными шейками вала.

По данным статистики, установлено, что наибольший про­цент поломок коленчатых валов дизеля типа ДЮО происходит по щекам 19 и 20 верхнего коленчатого вала. Из общего ко­личества верхних коленчатых валов, вышедших из строя по трещинам и поломкам, 55—60% приходится на валы, забра­кованные по указанным двум щекам. Значительное количество разрушений верхних и нижних коленчатых валов встречается в щеках 14, 15, 16 и 6, 7, 8 обоих валов (см. рис. 3).

Изучение характера и причин разрушения валов по этим сечениям показало, что почти во всех случаях они связаны с интенсивным износом рабочих канавочных коренных вклады­шей соответствующих шеек. Эта выработка вкладышей всегда предшествует возникновению трещин вала. Возникновение уста­лостных трещин может быть только на тех шейках, где суммар­ная разница (ступенчатость), состоящая из износа смежных ко­ренных рабочих вкладышей и соответствующих коренных шеек, достигает значительных величин. Дальнейшее развитие трещин снижает жесткость вала по данному сечению и увеличивает ин­тенсивность износа соответствующих вкладышей. Нередко мож­но видеть, что при длине трещины 100 мм и более разница в толщинах вкладышей уже достигает 0,3—0,5 мм и более.

Частые разрушения нижнего вала в щеках 19, 20 имеют другую причину. Эти разрушения вызваны не столько разницей в интенсивности износа смежных рабочих вкладышей коренных шеек 10 и 11, сколько износом рабочих вкладышей шейки 12. Установлено, что рабочий вкладыш коренной шейки 12 нижне­го вала изнашивается в несколько раз интенсивней, чем шейки 11. Вследствие этого ступенчатость между 11-й и 12-й опорами вала в период работы дизеля до первой переборки (текущего ремонта тепловоза) только по вкладышам достигает 0,1—0,15 мм (при норме 0,08), причем опора 11 всегда оказывается выше опоры 12. Это происходит в связи с тем, что коренная шейка 12 нижнего вала поддерживает тяжелый ротор тягового генера­тора. Под действием веса ротора эта шейка всегда находится прижатой к нижнему (рабочему) вкладышу, что и вызывает из­гиб вала на участке коренных шеек 10—12 с провисанием его на опоре 10. Такое провисание достигает порядка 0,12—0,16 мм и более и складывается из износа шейки и вкладыша этой опоры. При работе дизеля под действием цилиндровых сил это провисание полностью выбирается, что приводит к циклическо­му знакопеременному изгибу на участке щек 19—20. Такой из­гиб коленчатого вала способствует возникновению и развитию по указанным сечениям усталостных трещин и изломов колен­чатого вала. Как и в предыдущем случае, такие трещины раз­виваются по галтелям коренных шеек с выходом через щеку на галтель шатунной шейки 10.

Сокращение числа поломок вала по коренным шейкам 10 и 11 может быть достигнуто недопущением в эксплуатации сту­пенчатости, превышающей 0,08 мм между вкладышами 11 и 12, а также опорами 10 и 11, т. е. своевременной заменой рабочих вкладышей этих постелей.

Важным фактором, способствующим сокращению таких по­ломок, является и соблюдение соосности якоря тягового гене­ратора и коленчатого вала на всем протяжении эксплуатации тепловоза. Эта несоосность контролируется разностью в толщи­не эластичной муфты тягового генератора вверхней и нижней ее частях. Большая величина разнотолщинности свидетельству­ет о значительном износе шейки 12 нижнего коленчатого вала и ее рабочего вкладыша, т. е. о нарушении соосности якоря и коленчатого вала.Исследования напряженного состояния изношенных коленча­тых валов дизелей типа Д100 показали, что при суммарной сту­пенчатости по смежным опорам вала, равной 0,14 мм, запас прочности снижается на 25%, а при ступенчатости 0,53 мм — почти в 2 раза. Ориентировочно можно считать, что наличие суммарной ступенчатости по смежным опорам, равной расстоянию между серединами двух смежных коренных шеек, приводит к снижению запаса прочности этого вала на 100%.

Таким образом, строгое соблюдение установленных допусков на износ коренных шеек вала и коренных рабочих вкладышей способствует значительному снижению числа случаев поломок коленчатого вала.

4.     МЕТОДЫ ПОВЫШЕНИЯ ПРЕДЕЛА ВЫНОСТЛИВОСТИ И ИЗНСОСТОЙКОСТИ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ

Повысить прочность коленчатых валов можно путем поверх­ностного упрочнения.

В практике дизелестроения существуют хорошо зарекомен­довавшие себя способы упрочнения коленчатых валов, изготов­ленных из высокопрочного чугуна с глобулярным графитом, к которым относятся прежде всего накатывание (пластическая деформация) галтелей роликами, азотирование, а также хро­мирование рабочих поверхностей шеек.

Накатывание роликами галтелей чугунных коленчатых валов, изготовленных из ВПЧ, повышает их предел выносливо­сти на 50% и более.

На заводе «Русский дизель» чеканка галтелей крупных многоопорных стальных коленчатых валов значительно увели­чила их надежность. Для упрочняющей обработки этих валов был применен метод поверхностного упрочнения при помощи вибрирующего ролика. Кроме того, для повышения износостой­кости и предела выносливости коленчатых валов из высокопроч­ного чугуна широкое распространение получило азотирование. Установлено, что предел выносливости образцов, вырезанных из натурных коленчатых валов, в результате их азотирования повышается со 165 до 355 МПа, т. е. в два с лишним раза. Однако горячая правка образцов снижает их предел выносли­вости с 355 до 255—235 МПа, т. е. на 28—34%, в зависимости от остаточной стрелы прогиба после правки.

Процент снижения предела выносливости на образцах мо­жет быть отнесен и к натурным коленчатым валам, так как в процессе правки вала на поверхности его шеек, особенно в местах концентрации напряжений, могут возникнуть остаточ­ные растягивающие напряжения, а также микротрещины.

Чтобы избежать прогиба вала во время его азотирования, в настоящее время разработан такой технологический процесс, который предусматривает вращение вала в период всего цикла азотирования, что почти полностью исключает необходимость его правки.

Как показывает практика применения различных методов поверхностного упрочнения шеек валов против износа, хоро­шие результаты дает хромирование, которое наряду с повы­шением износостойкости шеек уменьшает интенсивность нара­стания ступенчатости между соседними опорами вала, снижа­ет величину изгибающих моментов и замедляет усталостные процессы. Хромирование не вызывает коробления вала, что очень важно при его упрочнении. Однако этот способ упрочне­ния валов дизелей большой и средней мощности не получил широкого распространения из-за высоких затрат на его выпол­нение. Но учитывая успехи физики металлов и гальванотехни­ки, значительное увеличение производства электроэнергии и хромового ангидрида признано целесообразным; для дизелей малой мощности более широко применять хромирование как при изготовлении новых валов, так и при их ремонте.

5.     АНАЛИЗ ПРОБЛЕМЫ НАДЕЖНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

«ВНИИЖТом» был выполнен анализ проблемы надёжности подшипников дизелей тепло­возов. В результате исследований была выявлена связь дефектов подшипни­ков с параметрами дизеля и системы охлаждения, а также с нововведениями, реализо­ванными изготовителями в целях повышения топливной экономичности. Предложен­ные для устранения дефектов технические решения были рассмотрены заказчиком, специалисты которого в дальнейшем контролировали выполнение согласованных ме­роприятий.

Увеличение интенсивности впрыска топлива путём применения шайб топлив­ных насосов высокого давления (ТНВД) с «вогнутым» профилем при одновременном повышении максимального давления сгорания 7,0 до 8,2 МПа вызвало увеличение удельных давлений в шатунных и коренных подшипниках. Критерием механической нагруженности шатунных подшипников коленчатого вала является значение макси­мальной нагрузки на подшипник, отнесённое к площади проекции подшипника на плоскость, нормальную направлению усилия:

Р = р2 х F/ D х L,

где    p_z - максимальное давление сгорания в цилиндре дизеля; 

F - площадь поршня; 

D, L - диаметр и ширина рабочей поверхности вкладыша подшипника соответственно.

При максимальном давлении сгорания p_z, равном 8,2 МПа, величина среднего удельного давления Р в шатунных подшипниках достигла 19,4 МПа вместо 15,6 МПа при p_z = 7,0 МПа. Увеличение нагруженности подшипников на 18% не могло не ска­заться на их работоспособности, поскольку рекомендуемые значения среднего удельного давления для вкладышей с заливкой баббитом БК2 не превышают 14,0 - 15,0 МПа.

При работе на 7 и 8 позициях контроллера машиниста средние значения удельных давлений превысили указанный предел. Поэтому было рекомендовано по­нижение максимального давления сгорания до 7,5 - 7,7 МПа путём уменьшения угла опережения подачи топлива, поскольку в этом случае снижается и скорость нарастания давления в цилиндре при сгорании - «жёсткость» рабочего процесса.

Снижение максимального давления сгорания восстановило соответствие уровня механической нагруженности подшипников физическим свойствам материала антифрикционного слоя при температурах, на превышающих 90 ⁰С. Поскольку умень­шение опережения впрыска топлива увеличивает кпд дизеля на режимах с низкими и средними частотами вращения коленвала, эксплуатационный расход топлива теплово­зов, работающих на маневровых режимах, при этом не возрастает.

Анализ температурных условий работы подшипников, в том числе непосред­ственные измерения температуры баббита в зоне несущего масляного клина, выпол­ненные в условиях заводского дизельного стенда, показали, что повышение темпера­туры масла в несущем слое подшипника по отношению к температуре поступающего масла, составляет 20 - 22 ⁰С. При температуре масла на входе в подшипники, равной 80 - 85 ⁰С, рабочая температура антифрикционного слоя может превышать 100 - 105 ⁰С, т. е. быть на 10 - 15 ⁰С выше уровня, допустимого для баббита БК2.

ОАО ВНИКТИ было предложено ограничить рабочую и максимальную тем­пературу масла на входе в двигатель величинами соответственно 70 ⁰С и 75 ⁰С, для чего на всех тепловозах типа ТЭМ18(Д, ДМ) в эксплуатации релейная система регули­рования температуры масла была дооборудована. На тепловозах новой постройки ох­ладители масла дизеля включены в холодный контур охлаждения дизеля, что исклю­чило возможность превышения установленного ограничения температуры масла. Было установлено, что указанное ограничение температуры должно строго соблюдаться так же при ручном управлении системой охлаждения, допускаемом в случае нештатных ситуаций.

Рост температуры в нагруженной зоне подшипника вследствие тепловыделе­ния, равный 20 - 22 ⁰С, мог быть ограничен увеличением протока масла через под­шипник. С этой целью были предложено и реализовано увеличение давления масла на входе в дизель путём увеличения затяжки пружины стравливающего клапана нагнета­тельной масляной магистрали. Открытие клапана при давлении 0,3 МПа ограничивало расход масла через подшипники дизеля при работе на верхних позициях контроллера. Повышение давления открытия клапана до 0,45 - 0,50 МПа сократило бесполезный слив масла в масляную ванну. Проток масла через подшипники был увеличен на 10 -15 %, что способствовало увеличению теплоотвода и стабилизации масляного клина в подшипниках.

На вновь изготавливаемых дизелях были в два раза увеличены проходные се­чения трубок, подводящих масло из нагнетательного канала к коренным подшипникам коленчатого вала. Установка реле остановки дизеля по давлению масла в конце масляной магистрали изменена с 0,15 до 0,18 МПа.

Снижение температуры масляного слоя в подшипниках повысило вязкость масла и толщину несущего масляного клина. Механические свойства антифрикционно­го сплава в нагруженной зоне подшипника также улучшились. По экспериментальным данным твёрдость баббита, равная 18 - 20 НВ при температуре до 90 ⁰С, с повышением температуры выше 100 ⁰С уменьшается до 11-13 НВ - до границы работоспособности. Соответственно зависят от температуры предел текучести и усталостная прочность сплава.

Было установлено, что содержание кальция в баббитовой заливке, меньшее 0,15%, в случае выхода вкладыша из строя даёт основание для рекламационных пре­тензий изготовителю. Учитывая предстоящую многолетнюю эксплуатацию тепловозов этого типа, вполне обосновано предложение о лабораторной и эксплуатационной на партии тепловозов проверке вкладышей с повышенным до 0,25% - 0,35% содержанием кальция в баббите антифрикционного слоя. При этом содержание в сплаве натрия должно оставаться в ранее установленном диапазоне 0,20 - 0,40 %, что исключает старение сплава.

Исследования условий смазки подшипников в предпусковой и пусковой пери­од выявили необходимость увеличения времени предпусковой прокачки дизеля мас­лом, что было реализовано изменением установки реле времени (не менее 40 с). При предпусковой прокачке дизеля маслопрокачивающим насосом отсутствие клапана на линии отвода масла к центробежному фильтру приводило к бесполезному сливу 30 -40% масла через фильтр. Установка перед центрифугой клапана, закрывающего про­ход масла к центрифуге в период работы маслопрокачивающего насоса перед запуском дизеля и открывающегося под давлением, превышающим 0,2 МПа, позволила исполь­зовать для предпусковой смазки подшипников дизеля производительность маслопрокачивающего насоса полностью.

Выводы. При анализе причин дефектов подшипников было обращено внима­ние на завышенное значение допускаемой величины дисбаланса коленчатого вала, равное 15 кг см. Технология статической балансировки не обеспечивала контроля дисбаланса по длине вала. Следствием являлась дополнительная нагрузка на коренные подшипники в зоне повышенного дисбаланса. Рекомендация о снижении допуска вдвое была реализована введением динамической балансировки коленчатых валов. Допуск на дисбаланс, измеряемый в трёх поперечных плоскостях, был уменьшен до 6 кгсм. При этом требования к ограничению разновеса комплектов шатун - поршень, устанавливаемых на дизель, не были снижены.

Библиографический список

1.     ПУШКАРЕВ И. Ф., ПАХОМОВ Э. А. Контроль и оценка технического состояния тепловозов. — М.: Транспорт, 1985, 120с.