В эксплуатации основным видом изнашивания деталей узла подшипников является абразивный. Размеры частиц, поступающих в узел подшипников, зависят от качества фильтрации масла и находятся в широком диапазоне. 

Основной фракцией являются частицы размером от 10 до 150 мкм. В то же время практика показывает, что для обеспечения необходимого ресурса узла подшипников, величина абразивных частиц, находящихся в масле, не должна превышать 25—30 мкм.

По качественному составу абразив различен: литейная земля, кварцевые частицы, продукты износа деталей. Причинами поступления абразива в узел подшипников являются:

недостаточная очистка всех масляных каналов, маслопроводов перед сборкой;

несоблюдение требований технического обслуживания системы смазки. К ним следует отнести несвоевременную смену масла и фильтрующих элементов, заправку дизеля загрязненным маслом, применение фильтрующих элементов и сортов масел не соответствующих инструкции.

В результате длительного контроля за эксплуатацией партии дизелей с наддувом были получены зависимости износа узла подшипников от продолжительности работы /рис. 3.10/. Здесь δ_О — относительное изменение осевого зазора /люфта/, а δ_р — относительное изменение суммарного радиального зазора в подшипниках. Относительное значение зазора получено делением текущего значения зазора на его значение перед началом эксплуатации.

Рис. 3.10 Изменение относительного осевого зазора δО суммарного радиального δр от продолжительности работы турбокомпрессора в эксплуатации.

Анализ этих данных позволяет сделать следующие выводы: в радиальных подшипниках больше изнашиваются поверхности, образующие наружный зазор, что связано с наличием в полости между подшипниками эффекта центрифугирования масла;

скорости изменения наружного и внутреннего зазоров в радиальных подшипниках различны и их соотношение равно примерно 2÷1;

детали турбинного и компрессорного радиальных подшипников изнашиваются примерно одинаково;

скорость изменения осевого зазора в 3—5 раз больше скорости изменения зазоров в радиальных подшипниках. Износ упорного фланца происходит, в основном, со стороны турбины, что согласуется с характером нагруженности подшипника;

как в радиальном, так и в упорном подшипниках детали, изготовленные из бронзы, изнашиваются в большей степени, чем сопряженные с ними стальные и чугунные. Это вызвано тем, что при высоких относительных скоростях (25—30 м/с) и быстроменяющихся зазорах /частота колебаний втулки составляет до 300 Гц/, происходит срезание абразивными частицами материалов обеих деталей, причем, в большей степени мягкого материала.

Из-за «плавающего» состояния втулки отсутствуют условия для внедрения твердых частиц абразива в мягкий материал и последующего воздействия закрепленных частиц на поверхности вала и корпуса /процесс шаржирования/. Об этом свидетельствуют и формы поверхностей втулок после работы в эксплуатационных условиях. Чаще всего у изношенной втулки встречается бочкообразная форма, реже — конусная. У расточки корпуса подшипников форма в большинстве случаев конусная с большим основанием со стороны входа масла. Последнее обстоятельство значительно осложняет проведение микрометража деталей и получение достоверных результатов по износу деталей. В связи с этим для оценки степени износа узла подшипников без его разборки в эксплуатации удобно проводить по величине радиального и осевого люфтов ротора. Для замера радиального люфта ротора необходимо навернуть на конец ротора со стороны компрессора цилиндрическую втулку. Индикатором замерить перемещение конца ротора вверх — вниз. Если перемещение конца ротора находится в диапазоне 0,5—0,8 мм, а осевой люфт не превышает 0,19, зазоры в подшипниковом узле не достигли предельного значения.

Для унификации корпусов подшипников ТКР 11, устанавливаемые на различные дизели, в нем имеются два параллельных маслоподводящих канала. При работе ТКР один из маслоподводящих каналов является тупиковым. В результате анализа отложений в этом тупиковом канале установлено, что с маслом к радиальным подшипникам поступают частицы размером до 0,5 мм. Рассмотрим влияние крупных частиц на процессы износа в узле подшипников и особенности процесса износа в высокооборотных подшипниках плавающего типа.

Для этого на заводе были разработаны методика и стенд, позволяющие исследовать работу узла подшипников при введении в масло кварцевого порошка различного фракционного состава от 0,07 до 0,4 мм. Продолжительность работы ТКР до отказа была в несколько раз сокращена при совпадении качественных и количественных показателей износа.

Наиболее быстрый отказ был получен при введении порошка с довольно крупным размером зерен 0,18—0,32 мм. Объясняется это следующим: при соосном расположении вала втулки и корпуса внутренний радиальный зазор составляет в среднем около 25 мкм, наружный — 50 мкм. При установившемся режиме работы вал описывает устойчивую круговую коническую прецессию с расположением узловой точки или между подшипниками, или за турбинным колесом, что определяется частотой вращения ротора, величиной давления масла и начального дисбаланса, а также величиной зазоров в подшипниках. При относительном смещении вала ротора равном 0,3 изменение зазоров в подшипнике может достигать 15—30 мкм, т.е. в одно и то же время наружный зазор может быть 20 и 80 мкм. Следует учесть, что положение плавающей втулки в этом случае определить довольно трудно. Можно так объяснить механизм поступления крупных частиц в зазоры плавающих подшипников. При торцовом подводе масла в условиях наличия центробежного поля абразивные частицы скапливаются перед втулкой в основном в периферийной зоне /у наружного зазора/. Вибрация втулки с амплитудой около 60 мкм /по расчету/, наличие фасок на торце создают условия для входа крупных частиц в зазор. Попав в зазор, крупная частица совершает двойное воздействие на плавающую втулку — отжимает ее и врезается в металл, на что указывает наличие бронзовой стружки на сливе. При высокой относительной скорости вращения втулки в условиях быстроменяющихся зазоров происходит дробление частицы, причем этот процесс происходит в начальном участке зазора со стороны входа масла. Это подтверждается и бочкообразной формой изношенной поверхности втулки и конусностью в расточке корпуса. При использовании зерен абразива менее 100 мкм уменьшается скорость износа радиальных подшипников, но возрастает скорость износа деталей упорного подшипника. Это косвенно также характеризует наличие процесса дробления крупных частиц в зазоре втулка—корпус. Все отказы узла подшипников при введении порошка с размером зерен 0,07—0,1 мм произошли из-за чрезмерного износа упорного подшипника и увеличения осевого зазора вплоть до касания лопатками колеса компрессора за корпус.

При поступлении в узел подшипников абразива с размером зерен больше 0,3 мм, продолжительность работы будет результирующим двух вероятностных процессов — с одной стороны, уменьшается вероятность проникновения в зазор крупных частиц, что должно сказаться на увеличении времени работы. С другой стороны, поступившие в зазор частицы дробятся на большее число осколков, что интенсифицирует изнашивание. Какой из этих процессов преобладает — оценить трудно. Из анализа опытных данных можно предположить, что уменьшение количества частиц, поступающих в зазор, с избытком компенсируется увеличением их числа в результате дробления.

Абразивный износ приводит к увеличению, в основном, наружного зазора в радиальных подшипниках, т.е. зазора втулка-корпус. При увеличении этого зазора ухудшается устойчивость вращения ротора.

Известно, что износ поверхностей определяется не только количеством и качеством абразива и поверхностей деталей, но зависит также от режима работы пары трения.

Режим работы узла подшипников ТКР определяется, главным образом, частотой вращения ротора. При изменении частоты вращения изменяются нагрузки на подшипники, характер процессирования ротора, гидроскопический момент и т.д.

Исследования износа узла подшипников от частоты вращения ротора дали интересные результаты. В обычных подшипниках скольжения, например, подшипниках коленчатого вала, повышение частоты вращения увеличивает интенсивность изнашивания при прочих равных условиях.

Изнашивание быстроходных подшипников с плавающими элементами имеет свои особенности, которые обусловлены сложным взаимодействием вала, плавающего подшипника, распределением абразива по зазорам и т.д. В конечном итоге износ определяется величиной зазоров в подшипниках, которые, в свою очередь, зависят в основном от скорости вращения ротора, давления масла и мало зависят от нагрузки на подшипники, определяемой величиной остаточного дисбаланса ротора.

Максимальная интенсивность износа осевого и радиального подшипников соответствует частоте вращения ротора ~30000 мин.^-1 и объясняется увеличением общей амплитуды перемещения ротора /а, следовательно, и уменьшением минимального зазора в подшипнике/ в результате наличия 1-ой формы изгибных колебаний ротора именно в этом диапазоне частоты вращения. Это хорошо подтверждается данными, приведенными на рис. 3.11. Здесь I — удельный относительный износ

где G — масса абразивного порошка, г.

Рис. 3.11 Изменение удельных относительных износов осевого (1) и радиального (3) подшипников, суммарной амплитуды перемещения конца ротора (2) A∑ в зависимости от частоты вращения ротора. Порошок с размером зерна 0,18—0,32 мм

Уменьшение износа с возрастанием частоты вращения связано со стабилизацией зазоров, несмотря на возрастание центробежных нагрузок. Приведенное ранее объяснение процесса износа подшипника эффектом дробления частиц абразива подтверждается. Действительно, на режимах 30 и 60 тыс. мин.^-1 условия дробления частиц совершенно различны из-за различного изменения зазоров. При большой частоте вращения ротор перемещается в поперечном направлении на относительно небольшую величину /А=0,3/ в связи с чем, во-первых, уменьшается вероятность попадания частиц в зазор, и, во-вторых, ее дробление прекращается при достижении равенства размера осколков величине минимального зазора. При 30 тыс. мин^-1 /А=0,4/ количество осколков частицы увеличивается, их размер уменьшается, и это сказывается не только на возрастании износа радиального подшипника, но и осевого, куда поступают уже раздробившиеся абразивные частицы. Следовательно повышенный по сравнению с радиальным подшипником износ осевого подшипника есть прямое доказательство как увеличения числа абразивных частиц в результате их дробления после прохода через радиальный подшипник, так и зависимости интенсивности их дробления от величины поперечного перемещения ротора.

Поперечное перемещение ротора при вращении является следствием неравенства масс и центробежных сил от неуравновешенности ротора, при наличии которых ротор с консольным расположением колес вращается в плавающих подшипниках с перекосом и совершает процессионное движение. Под характером сложного процессионного движения ротора принято понимать «устойчивость его вращения». Для оценки устойчивости вращения ротора разработан метод, основанный на измерении перемещения конца вала ротора со стороны компрессора с помощью двух пар датчиков, установленных в горизонтальной и вертикальной плоскостях с зазором относительно конца вала.

Естественно, что при такой методике оценить устойчивость вращения ротора в каждом подшипнике, определить нагруженность каждого подшипника можно лишь приняв допущение, что поперечные колебания ротора представляют собой угловые с точкой пересечения в центре масс ротора. Это допущение было проведено специальными опытами, при которых производилось одновременное измерение параметров вращения ротора на его открытом конце и у каждого подшипника. В результате установлено, что лишь в диапазоне частоты вращения до 10 тыс. мин^-1 ротор совершает колебания по цилиндрической форме. На остальных режимах и при различных параметрах подаваемого масла /температура, давление/ сохраняется коническая форма поперечных колебаний ротора.

Устойчивость вращения ротора исследовалась в диапазоне частот вращения от 15 до 70 тыс.мин^-1. Проверялось влияние давления масла в диапазоне от 0,075 до 0,6 МПа и температуре масла от 20 до 110° С при различных сочетаниях внутреннего и наружного зазоров, величины которых были выбраны из условия обеспечения работоспособности узла подшипников с учетом рассеивания величин зазоров при серийном изготовлении, а также с учетом износа деталей при эксплуатации. Величина балансировки ротора составляла 0,15; 0,75 и 1,5 г-см. Величину балансировки измеряли без разборки ТКР путем вворачивания в тело колес грузиков определенной массы. Было исследовано также поведение ротора в неблагоприятных условиях работы ТКР при пуске дизеля и в аварийных ситуациях, таких как резкое снижение давления масла перед подшипниками.

В результате исследований установлено, что внутренний и наружный зазоры в узле подшипников оказывают различное влияние на устойчивость вращения ротора. Увеличение внутреннего зазора /вал-втулка/ от 0,05 до 0,11 мм при частоте вращения нормально отбалансированного ротора равной 60 тыс.мин^-1, приводит к резкому увеличению амплитуды перемещения конца вала А до значений, равных 0,8—0,9 от предельных. Здесь А относительная величина траектории конца вала ротора, равная отношению измеренной величины траектории к максимально возможному перемещению конца вала ротора при его перекосе в подшипниках, собранных без смазки.

Увеличение наружного зазора /втулка-корпус/ приводит к появлению неустойчивых режимов работы. Причина достаточно сильного влияния изменения зазоров в узле подшипников заключается в изменении демпфирующих свойств подшипника при изменении частоты вращения плавающей втулки.

При вращении втулки в каждом зазоре возникает гидродинамическая несущая сила. Демпфирующая сила в зазорах будет складываться из двух сил — вязкостной, являющейся функцией скорости изменения зазора и вязкости масла, и гидродинамической, определяемой угловой скоростью. При увеличении внутреннего зазора угловая скорость вращения втулки уменьшается, следовательно, будет уменьшаться и несущая сила в наружном зазоре. Суммарная демпфирующая сила будет также уменьшаться. Во внутреннем зазоре наоборот: несущая сила будет возрастать при снижении вязкостной составляющей из-за увеличения зазора. Аналогичные явления будут происходить и при уменьшении наружного зазора. При увеличении наружного зазора угловая скорость втулки будет возрастать и произойдет перераспределение несущей и вязкостных сил в зазоре. Очевидно, роль несущей силы в общем балансе демпфирования довольно существенная, что подтверждается результатами опытов с изменяемой величиной давления масла. При больших давлениях масла, когда втулка прижата к торцу, влияние зазоров на ее угловую скорость меньше, чем при малых давлениях. Если при давлении масла 0,3 МПа увеличение наружного зазора на 0,07 мм приводит к увеличению величины траектории всего на 8%, то при давлении 0,075 МПа то же изменение зазора делает узел подшипников практически неработоспособным из-за резкого возрастания А почти до 1.

Влияние величины и направления векторов дисбаланса исследованы в узле подшипников: внутреннем 0,05 и наружном 0,11 мм зазорах. Установлено, что наиболее неблагоприятное расположение векторов дисбаланса на колесах — совпадающее в одну сторону положение или под углом 90°. При максимальной частоте вращения 70 тыс. мин^-1 увеличение дисбаланса в 10 раз приводит к увеличению величины А лишь на 34% при противоположном расположении векторов и на 69% при совпадающем. Причина этого заключается в том, что совпадающее направление центробежной нагрузки изгибает консольный ротор по первой форме изгиба, что способствует резонансу с собственной частотой колебаний ротора на критических частотах вращения. Противоположное направление дисбалансов способствует возбуждению второй формы изгибных колебаний ротора, совпадение которой в рабочем диапазоне с резонансовой частотой вращения ротора не достигается.

Как уже отмечалось, демпфирующие свойства подшипников зависят от гидродинамических и вязкостных составляющих сил в масляном слое. При изменении вязкости масла меняется траектория вращения конца вала ротора. При пониженной вязкости масла значительно возрастает жесткость масляной пленки и ухудшаются вязкостные демпфирующие свойства наружного зазора.

Проведенные комплексные исследования узла подшипников с плавающими вращающимися втулками позволили не только выявить особенности физической сущности абразивного износа, но и установить предельные зазоры, при которых сохраняется работоспособность узла подшипников. Такими зазорами для узла подшипников ТКР 11 являются: внутренний зазор 0,09 — 0,1 мм, наружный 0,16 — 0,17 мм. При дальнейшем увеличении зазоров наступает потеря устойчивости вращения ротора и возникает отказ турбокомпрессора.

Таким образом, повышение эксплуатационной надежности узла подшипников целиком зависит от качества фильтрации масла. Отсутствие абразива в масле — гарантия высокого ресурса узла подшипников соразмеримого с ресурсом дизеля в целом. И наоборот, попадание абразива в масло — гарантированный отказ турбокомпрессора. Для подтверждения сказанного, на рис. 3.12 показан внешний вид деталей узла подшипников турбокомпрессора К 36. При введении абразива в масло, турбокомпрессор проработал на дизеле ЯМЗ-238 Б всего 3 часа. Профилограммы с левой стороны рисунка подтверждают изложенную выше концепцию абразивного износа узла подшипников. При относительно большей окружной скорости втулки подшипника 3 по сравнению с валом 1 наблюдается и повышенный износ наружной поверхности втулки, чем вала /кривые 1 и 3/. Внутренняя поверхность втулки 3 изнашивается меньше, чем наружная /кривые 2 и 3/. Износ поверхности чугунного корпуса подшипников /кривая 4/ незначителен, так как в большей мере изнашивается более мягкий материал втулок /бронза/.

Подвод масла к упорному подшипнику этого ТКР индивидуален, т.е. осуществляется по отдельному каналу от общего подвода масла в ТКР. Частицы абразива на выходе из 3-х отверстий упорного подшипника 5 вовлекаются в круговое движение стальной упорной шайбой 6, внедряются в более мягкую бронзу упорного подшипника и оставляют канавку глубиной 0,04 мм /кривая 5/. Стальная, высокой твердости упорная шайба 6 имеет менее глубокие риски по всей поверхности. Все детали узла подшипников к дальнейшей работе не пригодны.

Г. М. Савельев, Б. Ф. Лямцев, Е. П. Слабов
ПОВЫШЕНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННОЙ НАДЕЖНОСТИ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДИЗЕЛЕЙ ЯМЗ С НАДДУВОМ
1988