IV. Эксплуатация коленчатых валов

11. 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 тепловозо­ремонтных 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. 23) 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. 23).

1 2 3 Ч 5 В 7 8 Э 10 11 12 13 Ш 15 1Б 17 18 19 20

Рис. 23. Распределение повреждений коленчатых валов по щекам, %: а — верхнего вала; б — нижнего вала

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 в верхней 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 Увоо расстояния 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.

Отмеченная равнопрочность коленчатых валов рядных дизе­лей типа Д100 все же не обеспечивает в эксплуатации примерно равную частоту поломок по всем щекам верхнего коленчатого вала. Особенно это относится к щекам 19 и 20 (10-ому колену), где частота поломок достигает 56,3% всех случаев, зарегистри­рованных по верхнему валу.

Для выявления характера нагружения верхнего коленчатого вала в зоне колеса 10 и выявления причин повышенного числа случаев его поломок по указанному колену был произведен пол­ный расчет этого вала с учетом сил, возникающих от верти­кальной передачи и роторной воздуходувки. При этом было установлено, что условия работы верхнего коленчатого вала от­личаются необычным характером распределения сил, действую­щих на коренные шейки 11 и 12 (рис. 24). При работе дизеля эти шейки нагружают рабочий 11 и нерабочий 12 вкладыши. Различное направление вертикальных составляющих сил, дей­ствующих на указанные вкладыши, особенно проявляется при угле поворота вала а = 72°, при этом сумма их достигает 12,2 т. Специфическая конструкция вала и наличие конической шес­терни в зоне колена 10 для передачи мощности на нижний вал и условия его нагружения таковы, что на коренных шейках 10 и 12 вал испытывает значительный прогиб. В трех из десяти расчетных положениях направление нагрузки на шейках 10 и

Рис. 24. Схема установки верхнего коленчатого вала на участке между десятой и двенадцатой опорами при работе дизеля типа Д100

12 противоположны направле­ниям нагрузки на шейке 11; еще в четырех положениях на­правления нагрузки на двух соседних шейках (на 10 и 11 или на 11 и 12) противополож­ны направлениям нагрузки со­ответственно на шейках 12 или 10. Векторы результирую­щих сил коренных шеек 11 и 12 верхнего коленчатого вала направлены при работе дизеля в разные стороны и вызывают

прогиб вала на величину зазо­ра в подшипниках, предусмот­ренного конструкцией, и вели­чину суммарного износа рабо­чего вкладыша 11 подшипника и нерабочего вкладыша 12 подшипника.

Рис. 25. Взаиморасположение рабо­чих и нерабочих вкладышей корен­ных подшипников верхнего коленча­того вала дизеля типа ДЮО перед его капитальным ремонтом:

1 — рабочие вкладыши; 2 — нерабочие вкладыши

Таким образом, на участке колена 10 верхнего коленчато­го вала 70% времени его ра­боты вал работает с изгибом на величину зазора «на мас­ло», что по своим последстви­ям равносильно влиянию сту­пенчатости, равному примерно 0,2 мм. При износе, т. е. сту­пенчатости, по подшипникам и шейкам вала это значение соот­ветственно увеличивается.

Проведенные расчеты показали, что при зазоре «на масло», равного 0,15—0,23 мм, запас прочности этого участка снижает­ся с 2,8 до 1,92 и с 2,0 до 1,78 соответственно. При достижении браковочной величины зазора «на масло», равного 0,45 мм, за­пасы прочности снижаются до 1,50, т. е. до значения менее допустимого для чугунных коленчатых валов.

Применение упрочняющего накатывания галтелей коленча­того вала обеспечивает повышение запаса прочности его на 60%. Поэтому при максимально допустимом зазоре «на масло» 0,45 мм и при отсутствии чрезмерной ступенчатости между не­рабочими вкладышами И и 12 коренных подшипников запас прочности вала на этом участке будет достаточным. При сумми­ровании зазора «на масло» со ступенчатостью между смежными опорами запас прочности на участке колена 10 будет меньше 1,50, т. е. не будет удовлетворять требованиям, обеспечиваю­щим необходимый уровень надежности тепловозного дизеля.

На рис. 25 показан характерный случай взаиморасположе­ния рабочих и нерабочих вкладышей десятого, одиннадцатого и двенадцатого коренных подшипников верхнего коленчатого вала, выявленный при поступлении дизеля в капитальный ре­монт, т. е. после пробега тепловоза около 650 тыс. км.

До 1966 г. при эксплуатации дизелей типа ДЮО наблюда­лась интенсивная поломка нижних коленчатых валов около шей­ки под антивибратор. Средний пробег тепловоза, при котором происходили поломки коленчатого вала на шейке под антиви­братор, равен 408 тыс. км, а наиболее часто встречающаяся (модальная) величина этого пробега составляет 414 тыс. км.

Наибольшее количество случаев повреждений как по эмпи­рическому, так и по теоретическому распределению имеет место в интервалах 300—400 и 400—500 тыс. км пробега тепло­

воза (по теоретической кривой 24%)- Высокий процент случа­ев поломки шейки под антивибратор объясняется прежде всего несовершенством ее конструктивных форм. В первые годы по­стройки дизелей типа Д100 они были оборудованы коленча­тыми валами, у которых переходная поверхность на шейке под антивибратор имела радиус 8 мм при диаметре шейки 120 мм. Малый радиус галтели вызывал значительную концентрацию напряжений и, следовательно, приводил к понижению предела выносливости коленчатого вала по данному сечению.

Анализ большого количества поломок и характер развития трещин показали, что все они имеют чисто усталостный харак­тер и возникают в результате наличия концентраторов напря­жения (галтель малого радиуса и кромка шпоночного паза, расположенная в непосредственной близости у галтели), сов­падающих с зоной наибольших изгибных напряжений.

Эти данные явились основанием для изменения конструк­тивных элементов шейки под антивибратор. Диаметр шейки и радиус ее галтели были значительно увеличены.

Проведенные конструктивные изменения — повышение диа­метра шейки с 120 до 130 мм, радиуса галтели с 8 до 15 мм и укорочение шпоночного паза на 20 мм — обеспечили значитель­ное снижение поломок шейки под антивибратор нижнего ко­ленчатого вала дизеля типа ДЮО с 40,8%’ в 1961 г. до 3,2% в 1968 г., а в дальнейшем почти полную ликвидацию такого ви­да поломок.

Таким образом, из перечисленных факторов, как показа­ли исследования свойств различных материалов, применяющихся для изготовления коленчатых валов дизелей, большое влия­ние на величину запаса прочности вала оказывает коэффици­ент концентрации напряжений в галтели при изгибе. Этот ко­эффициент зависит от радиуса галтели и его формы. Так, при увеличении радиуса галтели с 8 до 12 мм эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (Ка ) уменьшался с 3,3 до 2,3, что привело к повышению запаса проч­ности по нормальным напряжениям п„ примерно в 1,4 раза и общего запаса прочности п в 1,27 раза, т. е. на 27%.

Работа азотированных коленчатых валов V-образных ди­зелей первых выпусков отличалась также низкой надеж­ностью в основном из-за поломки его шеек по первому ко­лену.

Первые зафиксированные поломки азотированных валов дизелей типа 11Д45 показали, что износы их шеек и подшип­ников за пробег тепловоза около 600 тыс. км составили незна­чительную величину (0,015—0,02 мм), а поэтому происшед­шие поломки могли быть объяснены только тем, что в эксплу­атации на этих дизелях создаются такие условия, при кото­рых напряжения в элементах вала превышают допустимые, т. е. предел выносливости его не обеспечивал длительной ра- 70 боты. Подобные разрушения происходили по первому колену, первой щеке (со стороны антивибратора).

Проведенные в связи с этим расчеты коленчатого вала, вы­полненные по неразрезной схеме, показали, что наименьший запас прочности относится именно к первой щеке, а при де­фектах литья этот показатель может иметь недопустимые зна­чения. Одновременно для выявления более детальных причин разрушений коленчатых валов по первому колену производ­ственным объединением «Коломенский завод» был проведен комплекс исследований напряженности коленчатого вала при работе дизеля. Эти исследования показали, что в коленчатом вале с частотой вращения 650—725 об/мин развиваются такие резонансные колебания, которые приводят к значительному повышению напряжений в элементах первого колена вала. Для устранения явления резонанса и снижения напряженности пер­вого колена был разработан новый комбинированный антивиб­ратор, что позволило снизить уровень изгибных напряжений в галтелях первой шатунной шейки на 20—25%.

Кроме разрушений по первому колену, за этот период за­фиксировано несколько случаев разрушений и по другим шей­кам коленчатого вала, так как общий наименьший запас проч­ности валов первой конструкции не превышал значения 1,68.

Для повышения изгибной жесткости щек, снижения коэффи­циента концентрации напряжений в галтелях, улучшения ус­ловий работы вала и уменьшения количества поломок были внесены конструктивные и технологические изменения:

увеличена ширина щеки в плоскости среднего сечения пере­крытия коренной и шатунной шеек, а также толщина щеки примерно на 10% (см. рис. 8);

применена механическая обработка боковых поверхностей щек, что обеспечило стабильность их толщины;

изменена форма галтели шатунных и коренных шеек путем доводки ее радиуса соответственно до 8 и 12 мм;

введено измерение в эксплуатации ступенчатости постелей коленчатого вала в блоке по подвескам при помощи оптиче­ских приборов типа КГИ-2 (ступенчатость не допускается вы­ше по смежным постелям 0,03 мм и по несмежным — 0,05 мм) и восстановление диаметра постели и профиля зубчатого сты­ка подвесок и бугелей (при ремонте дизеля прилегание зуб­чатого стыка подвески коренного подшипника допускается не менее 75—80% общей поверхности);

регламентирован обязательный осмотр и ремонт попереч­ных маятников комбинированного антивибратора при каждом ремонте дизеля.

Сменяемость разрушенных валов в зависимости от срока их службы приведена на рис. 26. Среднее значение приведенных кривых соответствует седьмому году работы дизеля или про­бегу примерно 900 тыс. км, что соответствует интервалу рабо­

ты тепловоза между капиталь­ными ремонтами, а наимень­ший пробег тепловоза до вы­хода из строя коленчатых ва­лов по разрушению составля­ет около 80 тыс. км. По этим данным также сделано рас­пределение всех случаев раз­рушения валов по шейкам (в % от общего числа забрако­ванных валов).