Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и постановка задачи исследования
1.1. Краткие сведения о конструкции моторно-осевых подшипников
1.2. Обзор теоретических и экспериментальных исследований работы моторно-осевых подшипников 25.
1.3. Постановка задачи исследования 39.
2. Условия работы моторно-осевых подшипников и методы их расчета 42.
2.1. Нагруженность моторно-осевых подшипников и анализ факторов, влияющих на ее величину. Методика определения эквивалентной нагрузки 42.
2,2. Методика определения контактных параметров моторно-осевых подшипников 60.
2.3. Анализ условий режима гидродинамической смазки в моторно-осевых подшипниках различной конструкции и оценка их работоспособности 104.
2.4. Выводы
3. Методы повышения эксплуатационной надежности моторно-осевых подшипников 138.
3.1. Цричины отказов моторно-осевых подшипников в эксплуатации 138.
3.2. Исследование маслоподающей способности польстерных устройств моторно-осевых подшипников 151.
3.3. Методика стендовых испытаний моторно-осевых подшипников, выбор критериев их работоспособности и оценка антифрикционных свойств новых подшипниковых и смазочных материалов 163
3.4. Методы обслуживания моторно-осевых узлов тяговых электродвигателей, обеспечивающие высокую эксплуатационную надежность подшипника 17?.
3.5. Выводы 184.
4. Эксплуатационные испытания опытных моторно-осевых узлов
4.1. Методика испытаний моторно-осевых подшипников 187.
4.2. Результаты испытаний моторно-осевых подшипников с заливкой поверхности трения баббитом марки и подшипников, плакированных бронзографитовой лентой
4.3. Результаты испытаний моторно-осевых подшипников тяговых электродвигателей ЭД-118Б с принудительной системой смазки
4.4. Выводы 205.
5. Расчет технико-экономической эффективности внедрения результатов работы 207.
Основные результаты и выводы 2/5.
Список литературы 216.
- Обзор теоретических и экспериментальных исследований работы моторно-осевых подшипников
- Методика определения контактных параметров моторно-осевых подшипников
- Исследование маслоподающей способности польстерных устройств моторно-осевых подшипников
- Результаты испытаний моторно-осевых подшипников с заливкой поверхности трения баббитом марки и подшипников, плакированных бронзографитовой лентой
Введение к работе
Одной из главных задач, вытекающих из решений ХХУІ съезда КПСС, Пленумов ЦК КПСС, постановления ЦК КПСС и Совета Министров СССР "О мерах по ускорению научно-технического прогресса в народном хозяйстве", в достижении плановых заданий и удовлетворении народного хозяйства по перевозкам, является осуществление крупных мер по дальнейшему развитию железнодорожного транспорта.
Локомотивное хозяйство - сложная и ответственная отрасль железнодорожного транспорта, в которую привлечены значительные трудовые и материальные ресурсы. Экономия упомянутых ресурсов может осуществляться, прежде всего, путем повышения эксплуатационной надежности оборудования. Затраты труда и средств на техническое обслуживание и ремонт тепловозов составляет три четверти, в то время, как на изготовление идет четвертая часть суммарных расходов /72/.
Тепловозная тяга обслуживает около ста тысяч километров стальных магистралей. На её долю приходится почти половина перевозочной работы сети. Поэтому от технического состояния тепловозного парка, умелого его использования зависит успех в выполнении плановых заданий и в целом эксплуатационная деятельность железных дорог.
В последние годы наблюдавшиеся сбои в перевозочной работе, происходившие из-за неудовлетворительного технического состояния тепловозов, объясняются, прежде всего, нарушениями технологии, системы планово-предупредительного ремонта и обслуживания тепловозов / 103 /.
Однако не следует совершенно исключать при рассмотрении данного вопроса уровень надежности, определяемый совершенством
-tt-
конструкции, уровнем производства, а затем и правильной эксплуатацией. С другой стороны, надежность машин, режим эксплуатации, система планово-предупредительного ремонта определяются, как правило, узлами и агрегатами, детали которых работают с износом поверхностей,трения, характером их износа. В первую очередь, к таким деталям относятся подшипники скольжения. Подшипники скольжения обладают следующими преимуществами по сравнению с подшипниками качения:
большей долговечностью при условии обеспечения жидкостного трения;
способностью выдерживать значительные динамические нагрузки и частоты вращения;
незначительными габаритными радиальными размерами; бес -шумностью работы;
простотой и дешевизной изготовления.
В табл.1 приведены основные характеристики некоторых подшипников скольжения, применяемых в машиностроении и на подвижном составе железных дорог. Из табл.1 видно, что моторно-осевые и вагонные подшипники скольжения отличаются от подшипников общего машиностроения, прежде всего, системой подачи смазки и существенным (на порядок) относительным зазором, характеризующим качество изготовления узла трения.
Данная работа направлена на повышение надежности моторно-осевых подшипников. В ней дается детальное исследование влияния различных факторов на контактные параметры подшипника. Разработаны: инженерный метод расчета контактных параметров подшипников скольжения, работающих в режимах граничной смазки с учетом технологических и конструктивных особенностей, и метод экспериментального определения угла контакта с помощью фотографирования.
Таблица I
Основные характеристики некоторых подшипников скольжения
-/-
Рассмотрены основные эксплуатационные, конструктивные, технологические факторы, оказывающие влияние на безотказность и технический ресурс моторно-осевых подшипников скольжения, обобщен передовой опыт обслуживания моторно-осевого узла.
Выполненная работа затрагивает не только серийные узлы моторно-осевого подшипника, но и опытные, рассчитанные на перспективу. В ней приведены полученные впервые гидродинамические характеристики моторно-осевого подшипника, необходимые при проектировании и модернизации моторно-осевого узла. Внедренные усовершенствования моторно-осевого узла с принудительной системой смазки позволят эксплуатировать его до капитального ремонта.
В результате аналитического решения задачи теплового состояния моторно-осевого узла и экспериментально установленных расчетных коэффициентов разработана методика оценки надежности подшипника в эксплуатации и его ресурса. Дана оценка режима смазки в моторно-осевом подшипнике.
По результатам работы предложена технологическая инструкция на техническое содержание моторно-осевых узлов с применением средств диагностики.
Годовой экономический эффект в расчете на один тепловоз от внедрения результатов данной работы составляет 1016 руб.
Обзор теоретических и экспериментальных исследований работы моторно-осевых подшипников
Развитие исследований работы моторно-осевых подшипников, начавшееся широко вестись в конце 50-х, начале 60-х годов можно сгруппировать в несколько крупных направлений, хотя следует иметь в виду, что такое разделение условно, выполнено в произвольном порядке, не преследует цель охарактеризовать их по степени важности. Первое направление - накопление, обработка и анализ статистического материала по отказам моторно-осевых подшипников / 7,8,9,21,22,28,66,112,113,128 /. Анализ этих работ показывает, что ни одна из них не рассматривала всех факторов, которые могли бы влиять на надежность моторно-осевых подшипников. Нет и таких работ, которые бы изучили и определили круг факторов, имеющих существенное влияние на надежность подшипников. Вместе с тем, надо признать большую полезность проведенных работ, вскрывавших технический уровень моторно-осевого узла и наметивших тенденцию его конструктивной надежности, однако, все же в целом они не открывали пути повышения надежности уже выпущенных конструкций моторно-осевого узла и в больших количествах.
Второе направление. Расчет силового нагружения моторно-осевых подшипников / 9,10,24,66,69,71,75,89,113 /, что является основной для проведения анализа режимов работы подшипников. Подавляющее большинство исследований выполнено применительно к тепловозу серии ТЭЗ и только в работе / 89 / выполнен расчет сил, действующих на моторно-осевые подшипники тепловозов серии 2ТЭЮЛ, М62, 140 ( У 400), 130 (V 300) и 115 с применением ЭВМ иМинск-22М" для тяговых электродвигателей типа ЭД-107 - ЭД-118А. Достоинством этих работ является то, что они показали зависимость удельных нагрузок, воспринимаемых вкладышами, от того, в каком направлении движется колесно-моторный блок: тяговым двигателем вперед или колесной парой вперед. В результате этих расчетов было определено, что при движении колесно-моторного блока тяговым электродвигателем вперед шейка оси колесной пары прижимается действующими силами к окну вкладышей, через которое подается смазка. Тем самым резко увеличивается давление на подшипник и ухудшаются условия подачи смазки в зону трения. Также было показано, что подшипники со стороны привода более нагружены, чем подшипники со стороны коллектора. В работе / 71 / показано, что применение на электровозах двухстороннего тягового редуктора способствует выравниванию нагрузок в моторно-осевых подшипниках, в результате чего удельные нагрузки электровозных вкладышей при большем крутящем моменте на валу тягового электродвигателя в 1,5 раза ниже, чем у тепловозных. Очевидно, именно работам этого направления обязаны подшипники тяговых электродвигателей ЭД-118А уменьшением окна под польстер в два раза по сравнению с тяговыми электродвигателями выпуска 1947-1970 гг. Однако работы этой группы не лишены общего недостатка, который в какой-то мере искажает действительные условия работы моторно-осевого подшипника, а именно: все авторы представляют силы, действующие на подшипники в зависимости от скорости движения тепловоза, и связывают их с внешней тяговой характеристикой, что создает трудности в определении эквивалентной нагрузки, действующей на подшипник, поскольку не учитываются условия работы тепловоза.
Третье направление. Третье направление включает в себя накопление, обработку и анализ статистического материала по износу поверхности трения вкладышей, определение интенсивности роста зазора и факторов, влияющих на интенсивность износа; определение и разработку геометрических характеристик вкладышей моторно-осевых подшипников. Под обозначенный круг вопросов попадают работы / 5,8,9,28,46,66,68,71,80,89,94,107,113 /, анализ которых представляет собой нелегкую задачу по той причине, что область затронутых в них проблем касается многих факторов, изменяющихся во времени (например: материал вкладышей; качества литья, изготовления, сборки, обслуживания и т.п.; режимы вождения и веса поездов; конструкция моторно-осевого узла и маслопо-дающего устройства). Кроме того, на конечные результаты исследования влияют и такие параметры, как начальные зазоры, шероховатость поверхностей трения и т.п., которые могут изменяться в совсем незначительном интервале времени. Тем не менее, некоторые бесспорные выводы на основании выполненных работ можно сделать. Начиная с первых тяговых электродвигателей и до тягового электродвигателя типа ЭДГ-200 поверхность трения вкладышей представляла собой цилиндр (рис.1.2а). С вводом в эксплуатацию тяговых электродвигателей типа ЭДТ-200, мощность которых в 1,5 раза выше предшествующих, участились случаи нагревов моторно-осевых подшипников. Анализ этих случаев показал, что прижог вкладышей чаще всего происходил в местах, близких к торцам. В результате была предложена конфигурация поверхности трения вкладышей, показанная на рис.1.16 / ИЗ /, чем значительно снижено число отказов. В дальнейшем цилиндрическая расточка вкладышей по ширине пряжной подбивки или польстера с увеличенным диаметром от окна к торцам (получивших название холодильников) нашли самое широкое распространение. Очевидно, что применение такой геометрии рабочей поверхности оправданно, т.к. увеличение нагрузки на вкладыши и незначительное количество смазки, подаваемой пряжей или польстером, ухудшали режим трения на периферии вкладыша, что приводило в них к повышенному тепловыделению при сохранявшихся условиях теплоотвода и, как результат, аварийный режим работы. Когда же оставили цилиндрическую часть по ширине пряжной подбивки или польстера, появилась возможность гарантировать подвод смазки в зону трения.
Методика определения контактных параметров моторно-осевых подшипников
Следующим этапом (после определения сил) оценки нагружен-ности пбдшипников скольжения является определение удельной нагрузки - основного параметра, по которому производится расчет опор скольжения: выбор материала, размерных характеристик, типа смазки, срока службы / 20 /. К контактным параметрам относятся: площадь контакта, определяемая углом контакта и шириной подшипника; распределение нормального давления по площади контакта и величина максимального давления. Несмотря на существенное значение задачи определения контактных параметров в подшипниках скольжения, методика их расчета на протяжении 100 лет, как правило, основывается на упрощенной гипотезе, не соответствующей действительности / 64 /. Так, удельные нагрузки, как критерий нагруженности подшипников скольжения, обычно определяются величиной действующей силы, отнесенной к диаметральному сечению шейки вала. Тем самым принимается, что угол контакта равен примерно 120 и значительно занижаются действительные значения удельных нагрузок.
К одним из первых разработок в области определения контактных параметров оопрягаемых тел относятся работы Герца / 123 /. Согласно этим работам, при контакте двух цилиндрических тел и их деформации под действием нагрузки угол контакта определяется осью эллипса деформации, перпендикулярной линии центров.
Метод определения угла контакта упругих тел, ограниченных цилиндрическими поверхностями, одно из которых находится внутри другого, разработал И.Я.Штаерман / 119 /. В своей работе он показал, что в случае сжатия двух круговых цилиндров, радиусы которых почти равны, задача нахождения контакта сводится к решению интегродифференциального уравнения типа Прандпя из теории крыла конечного размаха, при выводе которого были приняты следующие допущения: 1. Равнодействующая сжимающих сил проходит через точку первоначального касания сжимаемых тел и центры круговых цилиндров. 2. Силы трения между круговыми цилиндрами отсутствуют, относительный поворот не происходит, возникает лишь относительное поступательное перемещение. 3. Равнодействующая сжимающих сил приложена к наружной поверхности внутреннего цилиндра.
В работах, выполненных Снеговским Ф.П. / 95, 96 /, проведено сравнение опытных и расчетных значений углов контакта, вычисленных по различным формулам, структура которых сходна с выражениями Герца. В результате этих сопоставлений делается вывод, что лучшим согласием с экспериментом обладают эмпирические формулы, полученные В.А.Дмитриевым, отклонение расчетных значений угла контакта от экспериментальных составляет 24-46%.
Так как общая постановка задачи определения контактных параметров, выполненная И.Я.Штаерманом, для практических целей затруднительна даже с применением ЭВМ, в ряде работ было выполнено аппроксимирование функции зависимости угла контакта цилинд-рических поверхностей от безразмерного параметра т- на осно-ве решения задачи И.Я.Штаермана / 31, 64, 93 /. Однако полученные зависимости имеют ограниченное применение, так как были рассчитаны для конкретных пар трения. Кроме того, схема нагруже-ния контактирующих тел, выбранная И.Я.Штаерманом при выводе уравнения, не соответствует схеме нагружения подшипников скольжения (равнодействующая сжимающих сил приложена к наружной поверхности вала), что внесло погрешность в конечные результаты расчетов.
Уточнение задачи И.Я.Штаермана было выполнено М.В.Коровчин-ским и впоследствии Ф.П.Кочановым, оно касается схемы нагружения и учета сил трения в зоне контакта. Однако авторы ограничиваются выводом уравнения этой задачи / 55,58 /. Попытка дать численное решение контактной задачи с учетом различных материалов и сил трения для подшипников скольжения была сделана Добы-чиным М.Н. и Гафнером С.Л. / 34 /. В этой работе для решения интегродифференциального уравнения с сингулярным ядром выбран метод, который неприменим к сингулярным уравнениям. В работах, выполненных Усовым П.П. и Дроздовым Ю.Н. / НО, III /, рассматривается связь контактных напряжений с износом. Авторы в результате решения выведенного ими интегродифференци-ального уравнения получают приближенные выражения для угла контакта и контактных напряжений при определенных ограничениях на область изменения исходных параметров. В отдельных случаях значений полученные выражения переходят в формулы Герца.
Таким образом, можно отметить, что работы рассмотренного направления характеризуются сложным математическим аппаратом, численная реализация которого довольно затруднительна даже при использовании ЭВМ. В результате, большинство авторов предлагает для расчетов контактных параметров аппроксимирующие функции результатов вычислений интегродифференциального уравнения. Вместе с тем, даже сложные методы определения контактных параметров, как было показано выше, дают значительные погрешности при расчетах угла контакта относительно полученных экспериментальным путем.
Как видно из анализа выполненных работ, к настоящему времени нет простых методов, позволяющих рассчитывать угол контакта в зависимости от конструктивных и режимных параметров работы подшипников скольжения. Все вышеперечисленные методы расчета контактных параметров оперируют с идеальными цилиндрическими телами, имеющими идеальные поверхности.
Исследование маслоподающей способности польстерных устройств моторно-осевых подшипников
Как было показано в разделе 2, несущая способность моторно-осевого подшипника существенно зависит от скорости скольжения шейки оси и количества подаваемой смазки в зону трения (см. рис.2.28). В связи с этим представляет большой интерес оценить влияние различных факторов на количество смазки, подаваемой польстером.
Польстер моторно-осевого подшипника тепловоза представляет собой пакет ламповых фитилей между двумя войлочными пластинами, вставленных в металлическую коробку прямоугольного сечения, которая затем устанавливается в направляющие корпуса польстера. Фитили, применяемые для польстеров в локомотивных депо, могут быть нескольких разновидностей: в виде ленты или рукава с шириной 0,069; 0,08; 0,12; 0,16 м.
Фитиль состоит из шнуров, представляющих собой закрученные нитки. Шнуры в поперечном сечении в центре фитиля плотно упакованы, а по бокам чередуются с пустотами. В продольном сечении шнуры, изгибаясь по синусоиде, в местах впадин перехвачены двумя поперечными нитками. Таким образом, нитки (показанные на рис.3.6 окружностями малых диаметров) образуют систему микрокапилляров, а шнуры - систему макрокапилляров с непостоянным сечением - уширением и сужением.
Исходя из вышеизложенного, фитиль можно уподобить капиллярно-пористому телу, для которого по классификации Л.А.Ребиндера имеем физико-механическую связь, обусловленную капиллярным давлением, вызванным кривизной поверхности жидкости. Обычно при аналитических расчетах поры тела рассматривают как систему цилиндрических капилляров, связанных между собой / 65 /.
Из входящих в выражение (3.3) величин видно, что для его использования следует определить радиус капилляров в фитиле и их количество. Так как система капилляров в фитиле представляет собой набор капилляров различных радиусов, то для упрощения решения поставленной задачи условно заменяем систему на сумму элементарных цилиндрических капилляров, размещенных в объеме фитиля, и имеющих радиусы такой величины, которые бы имели кинетику впитывания масла, равную реальному польстеру. То-есть, задача сводится к определению эквивалентного радиуса капилляров, который можно найти расчетно-экспериментальным путем.
Квадратное уравнение (3.5) по сравнению с выражением (3.4) требует меньших затрат времени на проведение экспериментов с целью получения исходных данных для выполнения расчетов. Кроме того, оно позволяет рассчитывать как минимальные, так и максимальные эквивалентные радиусы капилляров по сравнению с выражением (3.4), дающим только минимальные радиусы.
Решая полученное квадратное уравнение (3.5) относительно 72 , определяем минимальные и максимальные значения эквивалентных радиусов капилляров фитиля. Среднее значение скорости подъема жидкости по капиллярам находилось экспериментальным путем. Результаты определения эквивалентных радиусов капилляров в фитилях сведены в табл.3.3.
С целью определения количества капилляров в фитиле польсте-ра перед испытанием производилось взвешивание единицы длины фитиля. После проведения испытания вырезался кусок, пропитанный смазкой, который затем взвешивался.
С целью изучения влияния таких факторов как радиус капилляра, длина столба смазки в капилляре и вязкость смазки на производительность польстера были выполнены расчеты по формуле (3.3). Результаты расчетов представлены на рис.3.8, анализируя которые можно заметить, что производительность польстера существенно зависит от вязкости смазки. Так, повышение вязкости смазки с 0,092 Па.с до 0,25 Па.с (в 2,7 раза) приводит к снижению производительности во столько же раз. Существенное влияние на подачу смазки польстером оказывает уровень смазки в ванне. Так, при расходе смазки, когда уровень ее снижается на 0,05 м относительно максимального, производительность польстера уменьшается в 2,3 раза. Причем,в зависимости от уровня смазки находится оптимальный радиус капилляров, обеспечивающий при данных условиях максимальную производительность. При максимальном уровне смазки, соответствующем 0,1 м смазки в капилляре, величина оптималь ного радиуса равна 6,8 . 10 м, а при минимальном уровне смаз -5 ки 3,2 . 10 м.
Так как количество подаваемой смазки в зону трения оказы -вает большое влияние на несущую способность подшипника (см. рис.2.28), то поддержание максимального уровня смазки в шапке способствует более высокому уровню надежности моторно-осевого подшипника.
Результаты испытаний моторно-осевых подшипников с заливкой поверхности трения баббитом марки и подшипников, плакированных бронзографитовой лентой
Опытная эксплуатация моторно-осевых подшипников с заливкой поверхности трения баббитом проводилась в локомотивных депо Красноуфимск Горьк.ж.д. и Иловайск Дон.ж.д. на тяговых электродвигателях типа ЭД-107А. Основные данные по опытным и контрольным моторно-осевым подшипникам даны в таблице 4.1.
Измерения диаметров шеек оси колесных пар показали, что величина износа может достигать до 0,5 мм (указанная величина износа допускается правилами деповского ремонта) на ширине 0,15 м после работы в паре с вкладышами, имевшими цилиндрическую расточку. Было установлено, что постановка вкладышей с корсетной расточкой на ось с износом шейки 0,3 мм, приводит к задиру подшипника даже на стадии обкаточных испытаний в результате образования кромочного давления.
Результаты измерения износа слоя баббита опытных вкладышей представлены на рис.4.2 а,откуда видно, что, как этого и следовало ожидать, интенсивность изнашивания поверхности трения вкладышей со стороны привода значительно выше, чем со стороны коллектора. Сопоставление изменения величины диаметрального зазора в зависимости от пробега тепловоза серийных вкладышей из бронзы марки БрОЦС4-4-17 и со слоем баббита показано на рис.4.26, из которого видно, что интенсивность изнашивания баббита БІ6 может обеспечить пробег тепловоза до ремонта по циклу ТР-3.
. Износ вкладышей (а) и изменение зазора (б) моторно-осевых подшипников тяговых электродвигателей ЭД-107А в зависимости от пробега тепловоза: а - заливка поверхности трения баббитом Біб (I - сторона привода, 2 - сторона коллектора); б - подшипник со стороны привода (I - баббит БІ6, 2 - бронза БрОЦС4-4-17).
Анализ полученных данных показывает, что расположение сечений с наибольшим износом хорошо согласуются с результатами расчетов нагруженности моторно-осевых подшипников (см.раздел 2), т.е. они находятся в области наибольшего давления как по величине, так и по времени воздействия. Кроме того, износ поверхности по образующей вкладыша преимущественно идет по цилиндру (см.рис.4.3). Вместе с тем видно, что с перемещением вектора нагрузки в сторону ІУ и Ш сечений (см.рис.4.3), когда возрастает ее величина, явственнее проявляется в характере износа перекос осей подшипника и шейки оси. Таким образом, за пробег 173 тыс.км корсетная расточка практически исчезает и поверхность трения принимает почти цилиндрическую форму. Кроме того, эксплуатационные испытания показали, что износ слоя баббита может отклоняться от среднего значения в широких, до 40% пределах. Такое отклонение интенсивности изнашивания слоя баббита легко объясняется состоянием польстерного устройства, его мас-лоцодающей способностью.
Сравнение эксплуатационной надежности серийных и опытных подшипников производилось за пробег до ремонта ТР-3. Основные показатели надежности подшипников представлены в табл.4.2, откуда видно, что число отказов, приходящихся на I млн.км пробега, для подшипников, вкладыши которых имели заливку баббитом марки БІ6, более чем в 3 раза меньше, чем для серийных из бронзы марки БрОЦС4-4-177
В процессе эксплуатации опытных моторно-осевых подшипников с заливкой баббитом БІ6 выявлено, что на состояние слоя баббита влияет технология изготовления, сборки и обслуживания моторно-осевого узла. В частности, было отмечено следующее: отслаивание баббита от основы в результате нарушения технологии заливки вкладышей; усталостное изнашивание, усугубляющееся в результате попадания на поверхность полуды окисных пленок или остатков флюса и других: инородных включений; попадание крупных абразивных частиц способствует образованию на поверхности трения эрозионного изнашивания и т.д.
В целом испытания баббита БІ6 показали, что он способен повысить безотказность моторно-осевого узла в три раза по сравнению с бронзой марки Бр0ЦС4-4-17 и обеспечить технический ресурс до 300-400 тыс.км. Цри этом на текущем ремонте ТР-3 40% вкладышей будут нуждаться в перезаливке, а в случае отказа подшипника в работе баббит предохраняет шейку оси от задира и необходимости ее протачивать.
Опытная эксплуатация моторно-осевых подшипников, плакированных бронзографитовой лентой, осуществлялась в локомотивном депо Сольвычегодск Сев.ж.д. на тяговых электродвигателях типа ЭД-118А. Опытные моторно-осевые подшипники, плакированные бронзографитовой лентой, ввиду ее пластичности растачивались под диаметральный зазор в среднем 0,36 мм, а серийные - 0,7 мм. Сравнительным эксплуатационным испытаниям было подвергнуто всего 24 подшипника, 12 из которых были плакированы бронзографитовой лентой. Общий пробег тепловоза с опытными подшипниками составил 181,5 тыс.км. За это время отказов моторно-осевых узлов как опытных, так и серийных не наблюдалось.
Результаты эксплуатационных испытаний сводятся к следующему. При осмотре все серийные подшипники были признаны годными для дальнейшей эксплуатации, а из опытных забракованы семь вкладышей с окном и пять без окна (из общего числа 24 вкладыша). Основными дефектами опытных подшипников были: отслаивание бронзографитовой ленты от бронзовой основы вкладыша (рис.4.4а); трещины и выкрашивание плакирующего слоя (рис.4.46). Диаметральный зазор после пробега 181,5 тыс.км находился в пределах 0,5-0,9 мм при предельно допустимом в эксплуатации 2 мм. Средний износ антифрикционного слоя со стороны привода составил 0,26 мм, со стороны коллектора - 0,15 мм, износ шейки оси -0,01-0,04 мм. Было отмечено, что бронзографитовый материал хорошо приспосабливается к условиям работы, особенно, к перекосам. Средний износ поверхности трения серийного подшипника составил 0,4 мм.
Отслаивание (а), трещины и выкрашивание (б) плакирующего слоя бронзографита моторно-осевых подшипников тяговых электродвигателей типа ЭД-118А. Металлографический анализ, проведенный лабораторией цветных металлов ВНИИЖТа, показал, что основной причиной трещино-образований в теле бронзографитовой ленты является крупная структура плакирующего слоя, неравномерное распределение вводимых твердых смазок (графит, олово, свинец). Как правило, развитие трещин идет через включения твердых смазок и поры. В результате металлографического анализа сделан вывод, что изменение характера распределения включений твердых смазок,округление их границ за счет изменения состава опеченного материала и изменения технологии изготовления позволило бы повысить сопротивляемость плакирующего слоя усталостному изнашиванию и существенно повысить его работоспособность. Кроме того, прочностные характеристики антифрикционного слоя можно повысить за счет формирования вкладыша из стальной биметаллической полосы, что позволит сократить потребление бронзы.
Таким образом, эксплуатационные испытания моторно-осевых подшипников, плакированных бронзографитовой лентой, показали хорошие приработочные свойства бронзографита, его высокую износостойкость. При условии повышения сопротивляемости бронзогра-фитового слоя усталостному изнашиванию и применив стальную осно-ву, бронзографит можно рассматривать как перспективный материал для антифрикционного слоя моторно-осевых подшипников.
