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.