Содержание к диссертации
Введение
1 Анализ применения моторно-осевых подшипников в тяговом приводе локомотива 7
1.1 Статистические данные по выходу из строя моторно-осевых подшипниковых узлов локомотивов 8
1.2 Конструкции и системы смазки моторно-осевых подшипников в отечественном тяговом подвижном составе 12
1.2.1 Моторно-осевые подшипники тепловозов 13
1.2.2 Моторно-осевые подшипники электровозов 18
1.2.3 Особенности смазки моторно-осевых подшипников 19
1.3 Определение нагрузок, действующих на моторно-осевые подшипники... 20
1.4 Практические результаты опытов по совершенствованию конструк- ции моторно-осевых подшипниковых узлов локомотивов 27
1.5 Выводы, цели, задачи 41
2 Исследование динамических свойств механической коле бательной системы «колесно-моторный блок-путь» 43
2.1 Обоснование выбора возмущающих факторов для конструирования ма- тематических моделей динамической системы «экипаж - путь» 43
2.1.1 Модели случайных возмущений рельсового пути 43
2.1.2 Выбор характеристик пути при исследовании колебаний железнодо- рожного экипажа 49
2.2 Расчетные формулы для стыкового воздействия 51
2.3 Разработка математической модели механических колебаний системы «колесно-моторный блок—путь» и оценка ее динамических свойств 60
2.4 Формирование математической модели колебаний узлов колесно- моторного блока при импульсном воздействии со стороны стыка рельсов и алгоритма ее расчета 63
3 Уточнение методики расчета нагрузок, действующих на моторно-осевые подшипники 89
3.1 Факторы, не учитываемые существующими методиками расчета 89
3.1.1 Исследования нагруженности моторно-осевых подшипников в условиях эксплуатации89
3.1.2 Влияние износа тяговой передачи и динамических характеристик рельсового пути на нагруженность моторно-осевых подшипников,... 94
3.2 Совершенствование методики расчета нагрузок, действующих на мо- торно-осевые подшипники путем учета ударных нагрузок 98
3.3 Выводы 107
4 Конструктивные решения моторно-осевых подшипнико- вых узлов 108
4.1 Конструкции моторно-осевых подшипников скольжения 116
4.2 Система смазывания моторно-осевых подшипников 123
4.3 Конструкция моторно-осевых подшипников качения 127
5 Экспериментальное исследование разработанных конструк тивных решений моторно-осевых подшипниковых узлов 134
5.1 Постановка задачи экспериментального исследования моторно- осевых подшипниковых узлов локомотивов 134
5.2 Оборудование для проведения экспериментальных исследований и методика испытаний моторно-осевых подшипников 136
5.2.1 Стенд для испытания новых конструктивных решений подшипни- ков при радиальном и осевом нагружении 136
5.2.2 Методика проведения испытаний моторно-осевых подшипнико вых узлов с подшипниками качения и скольжения 140
5.3 Испытания моделей моторно-осевых подшипников качения и скольжения 142
5.3.1 Определение коэффициентов подобия моторно-осевых подшипников качения и скольжения 142
5.3.2 Испытание модели моторно-осевого подшипника качения на на грузочную способность и быстроходность 143
5.33 Экспериментальное исследование интенсивности износа модели моторно-осевого подшипника скольжения 147
5.3.4 Испытание моделей моторно-осевых подшипников качения искольжения при действии ударных нагрузок 150
5.4 Выводы 154
6 Технико-экономическая эффективность внедрения новых конструктивных решений моторно-осевых подшипников .. 155
Основные результаты и выводы 158
Список литературы 160
Приложение 176
- Конструкции и системы смазки моторно-осевых подшипников в отечественном тяговом подвижном составе
- Выбор характеристик пути при исследовании колебаний железнодо- рожного экипажа
- Совершенствование методики расчета нагрузок, действующих на мо- торно-осевые подшипники путем учета ударных нагрузок
- Система смазывания моторно-осевых подшипников
Введение к работе
Опорно-осевой привод, получивший широкое распространение на тяговом подвижном составе современных отечественных железных дорог, прост, имеет низкую стоимость изготовления, обладает высокой ремонтопригодностью и неприхотлив в эксплуатации. В то же время, используемые в опорно-осевом тяговом приводе моторно-осевые подшипники (МОП) обладают рядом существенных недостатков.
По данным анализа технического состояния локомотивного парка по сети железных дорог России на протяжении последних лет (1997 - 2003 гг.), в среднем около 5% заходов на неплановые ремонты электровозов и 3% тепловозов приходилось на неисправности моторно-осевого подшипникового узла. Это приводит к сбоям в графике движения и создает реальную угрозу безопасности движения поездов.
Основные причины неисправностей МОП, выявленные в эксплуатации:
загрязнение фитилей различными механическими примесями со стороны средней части оси и замасливание трущихся поверхностей польстера^_
при высоких скоростях движения локомотива подача жидкой смазки в зону трения фитилями, размещенными в рабочей камере и прижатыми к шейке оси колесной пары пластиной, не обеспечивает нормальные режимы трения в МОП из-за отрыва прижимного устройства от оси колесной пары;
замерзание фитилей и прижоги МОП из-за неустойчивости фитильной подачи масла при обводнении фитильной пряжи от попадания влаги в масляные ванны;
низкая несущая способность нижнего вкладыша МОП в зоне окна, предназначенного для размещения фитилей и польстера;
выброс значительной части жидкой смазки, подаваемой в зону трения, из малого зазора в неотработанном виде при низкой скорости движения локомотива.
Вместе с тем, опыт внедрения подшипников качения в моторно-осевые подшипниковые узлы не нашел распространения, что, в первую очередь, связано с превышением габаритов существующего тягового привода и, во вторую, с невозможностью осмотра подшипникового узла в эксплуатации без распрессовки оси колесной пары.
Анализ выявленных недостатков позволяет выделить три основных направления работ по совершенствованию моторно-осевого подшипникового узла тягового электродвигателя локомотива. Во-первых, это работы по увеличению несущей способности нижнего вкладыша МОП в зоне окна для подвода смазки. Во-вторых, разработка технического решения по сочетанию подшипников качения и скольжения в опорно-осевом подшипниковом узле. И, в-третьих, поиск новых приемов смазки шейки оси колесной пары в существующей конструкции МОП скольжения.
Целью работы является повышение долговечности моторно-осевых подшипников тягового электродвигателя тепловоза конструктивными методами.
Конструкции и системы смазки моторно-осевых подшипников в отечественном тяговом подвижном составе
Моторно-осевые подшипники скольжения локомотивов с опорно-осевым подвешиванием тяговых электродвигателей состоят из двух разъемных половин (вкладышей). Вкладыш с прямоугольным отверстием для подвода смазки (окном), по отношению к оси колесной пары, называют нижним, а без окна - верхним. По положению в остове тягового электродвигателя различают правый (расположенный со стороны тяговой зубчатой передачи) и левый (расположенный со стороны коллектора тягового электродвигателя) моторно-осевые подшипники (единственное конструкционное отличие заключается в 13 расположении шпоночного паза, препятствующего провороту МОП, в нижнем вкладыше). Конструкция обоих вкладышей представлена на рисунке 1.3, где 1 - несущий латунный корпус, 2 - баббитовая заливка толщиной 2-3 мм. Иногда вкладыши выполняют из свинцовистой бронзы (в основном, для тепловозов - БрОЦС5-5-5, БрОЦС4-4-17) без заливки баббитом [7, 14],
А-А Величины Р и Q на рисунке - переменные, зависящие соответственно от диаметра расточки моторно-осевой горловины ТЭД и диаметра шейки оси колесной пары под моторно-осевой подшипник.
Основным условием долговечности МОП является обеспечение хороших условий смазки. На первых серийных тепловозах ТЭ1, ТЭ2, ТЭЗ приме- 14 нялись моторно-осевые подшипники (рисунок 1.4, а), состоящие из двух разъемных половин, устанавливаемых с помощью правой и левой шапок 3, привинченных болтами 7 к остову электродвигателя 8. Шапки имели резервуары для заливки смазки 4 и установки фитилей 6.
В цилиндрических расточках диаметром 240 мм в шапках и остове расположены правая и левая пара вкладышей, которые выполнены как единое целое с упорными буртами и состоят из двух половин: верхней 10 без окна и нижней 12 с окном прямоугольной формы размером 180x120 мм. Расточка вкладышей цилиндрическая; шпонка 9 предотвращает их проворачивание.
Значительное число повреждений МОП происходило из-за неудовлетворительной подачи смазки в рабочую зону, что потребовало усовершенствовать этот узел.
С 1970 г. на тепловозах стали применять польстерную систему смазки в МОП (рисунок 1.4, б). Размер окна при этом уменьшается и становится 180x60 мм.
Польстерный механизм состоит из остова 13, привинченного к днищу шапки и снабженного U-образными направляющими пластинками. Внутри направляющих расположена коробка 14 с закрепленным в ней фитилем 6, собранным из трех пластин каркасного войлока или его заменителя. На верхней и нижней поверхностях коробки установлены пластинчатые пружины, которые скользят по U-образным направляющим. Фитиль прижимается к шейке оси двумя пружинами и рычагом 15, опирающимся на бурты польстерной коробки. Шапка МОП имеет увеличенный резервуар для смазки вместимостью 4 л, что обеспечивает пробег тепловоза между очередными дозаправками не менее 1000 км (при условии герметичности резервуара). Предусмотрены также сливная пробка и щуп для контроля уровня смазки. Кроме того, рабочая поверхность новых вкладышей растачивается по гиперболоиду вращения и диаметр увеличивается от середины к торцам на 0,6-0,8 мм, что улучшает прилегание вкладышей к шейкам оси колесной пары при их относительных перекосах.
Дальнейшее совершенствование конструкции МОП осуществлено на электродвигателе ЭД118Б - применена циркуляционная система смазки (рисунок 1.4, в). В одной общей шапке размещены, кроме вкладышей, два поль-стера, по устройству аналогичные ранее описанным, маслосборник 17 вместимостью 35 л и шестеренчатый насос, приводимый в действие от разъемного зубчатого колеса, установленного на оси колесной пары (в сечении не показаны). Смазка от него по специальным каналам подается в правую и левую верхние камеры 16, где постоянно обеспечивается ее необходимый уровень. В камерах установлены польстеры, с помощью которых смазка через окна во вкладышах непосредственно поступает в зону трения. Отработанная в подшипниках смазка, а также излишки ее в камерах 16 по специальным каналам и через окно В сливаются непосредственно в маслосборник 17. Польстеры обеспечивают смазку МОП при трогании тепловоза с места и малых скоростях движения, а также играют роль дублирующей системы смазки в тех случаях, когда выходит из строя шестеренчатый насос.
Для предотвращения утечки смазки предусмотрены двухкамерные лабиринтные уплотнения, которые на первых образцах МОП выполнялись как единое целое с вкладышами.
На современном тяговом подвижном составе в последнее время применяют более эффективные резиновые лабиринтные уплотнения (рисунок 1.4, д). Резиновое уплотнение 22 расположено между остовом тягового электродвигателя 21 и шапкой 25 на торце МОП и, с помощью маслогонного кольца 23, закрепленного на оси колесной пары 24, создает сопротивление вытеканию смазки, проникающей из МОП через зазор между его вкладышем 26 и кольцом 23. Кроме того, места разъема между шапкой и остовом уплотнены асбестовой нитью, пропитанной герметикой или жидкой резиной; нить уклады- 17 вают по плоскости разъема. В результате МОП с циркуляционной системой смазки обеспечивают пробег тепловоза между очередными дозаправками не менее 10 тыс. км.
Число отказов МОП с фитильной системой смазки в холодное время достигало 30% от числа отказов электродвигателей тепловоза 2ТЭ10Л (7-8 случаев на 1 млн. км пробега). Польстерная система смазки, примененная на электродвигателе ЭДП8А, снизила повреждаемость МОП более чем в 3 раза, циркуляционная система обеспечила наработку на отказ более 2 млн, км [8].
Кроме того, на электродвигателе ЭД118Б оказалось возможным применить вкладыши с заливкой баббитом марки Б83 толщиной 2,5 мм, которые неудовлетворительно работали при фитильной и польстерной системах смазки. В условиях же обильного смазывания интенсивность износа этих вкладышей стала в 5 раз ниже, чем при фитильной, и в 2 раза ниже, чем при польстерной системах смазки. Благодаря этому появилась возможность приурочить ремонт МОП к среднему и капитальному ремонтам электродвигателя после пробега 750-800 тыс. км. Ведутся работы по применению стальных вкладышей с пористым бронзографитовым покрытием, что снизит стоимость их изготовления, интенсивность изнашивания трущихся поверхностей и повысит надежность работы МОП в эксплуатации [4].
При монтаже новых МОП рекомендуется зазоры на масло выдерживать в пределах 0,5-0,8 мм для бронзовых вкладышей, 0,4-0,7 мм для вкладышей с баббитовой заливкой, 0,3-0,6 мм для вкладышей с пористым бронзографитовым покрытием. В эксплуатации максимальный зазор не должен превышать 2,5 мм [1,6, 18].
Для перспективного тягового подвижного состава и для модернизации эксплуатационного парка тепловозов разработаны и изготовлены тяговые электродвигатели ЭД125 и ЭД125Б, однако конструкция моторно-осевых подшипниковых узлов не претерпела сколько-нибудь существенных изменений [19]. 18 1.2.2 Моторно-осевые подшипники электровозов
Конструкция МОП электровозов, отливаемых из латуни марки ЛКС80-3-3, принципиально не отличается от МОП тепловозов.
Выбор характеристик пути при исследовании колебаний железнодо- рожного экипажа
При повышении скоростей движения, осевых нагрузок и жесткости пути исследования вибронагруженности узлов «кипажной части необходимо проводить с учетам реального возмущающего воздействия со стороны пути на экипаж. В настоящее время прослеживаются две тенденции в развитии исследований по динамике подвижного состава [39]. Во-первых, отход от простейших математических моделей и расчет сложных многомассовых систем с нелинейными характеристиками, более полный учет всех пространственных связей экипажа и пути с помощью ЭВМ. Во-вторых, учет характеристик пути как одного из важнейших факторов, формирующих математическую модель экипажа и рассмотрение единой динамической системы локомотив-путь.
Применяют в основном две модели пути:- дискретную, по которой характеристики пути учитываются в виде приведенных к колесу сосредоточен- ных масс, упругости и демпфирования, и континуальную, в которой путь моделируется балкой на сплошном упругом основании с распределенными массой и силой трения. Верхнее строение пути рассчитывают как балку бесконечной длины на сплошном упругом основании, поэтому и в динамических расчетах показателей качества экипажных частей тепловозов при учете пути в виде континуальной модели представляется возможным выявить важные особенности колебательного процесса системы тепловоз-путь по сравнению с дискретной моделью и получить результаты, соответствующие реальным условиям взаимодействия тепловоза и пути.
Сопоставим динамические характеристики КМБ с опорно-центровым подвешиванием при учете характеристик пути в виде двух моделей. При учете характеристик пути в виде дискретной модели получены [39] следующие частоты собственных и парциальных колебаний системы в Гц.
Указанные частоты собственных колебаний найдены для колебательной системы с пятью степенями свободы при учете основных характеристик пути (жесткости, массы, демпфирования) в виде сосредоточенных параметров. В колебательной системе с учетом пути в виде континуальной модели к частотам колебаний, зависящих от сосредоточенных масс, прибавятся частоты, обусловленные наличием распределенных параметров. Характеристики колебаний кузова, на частотах 1,24; 6 и 12 Гц имеют место резонансные режимы. При более высоких частотах возбуждающих воздействий амплитуды колебаний кузова не возрастают. Для АЧХ кузова результаты расчетов при дискретной и континуальной моделях пути совпадают. Таким образом, при исследовании низкочастотных колебаний надрессорного строения выбор модели пути для расчетов не имеет существенного значения, и можно использовать обычные расчетные схемы. Для расчетов динамических процессов процессов, возникающих в пути, следует применять континуальную модель.
Анализ теоретических и экспериментальных исследований динамических свойств железнодорожных экипажей [32, 34,38, 40 - 52] показывает, что интенсификация работы железнодорожного транспорта, требующая, в первую очередь, роста осевых нагрузок и повышения скоростей движения, обусловливает повышение уровня сил динамического взаимодействия между элементами механической колебательной системы «экипаж - железнодорожный путь». При этом установлено, что, в условиях скоростного движения, крайне необходимого для повышения конкурентоспособности Российских железных дорог, и, что также немаловажно, - в суровых климатических условиях Сибирского региона, особого внимания заслуживают проблемы получения адекватной математической модели воздействия стыковых неровностей на колесо экипажа, и формирования соответствующей математической модели системы «экипаж - путь».
Однако анализ работы механической части электровозов, эксплуатируемых на участках стыкового пути, показал, что наиболее опасными, с точки зрения надежности узлов локомотивов, являются короткие неровности (стыки, ползуны, выщербины и т.д.), действие которых носит выраженный ударный характер [53 - 57]. При этом подвижной состав подвергается интенсивному воздействию со стороны пути, В настоящее время накоплен богатый материал по вопросам колебательных процессов, возникающих при движении подвижного состава по рельсовому пути. В нем сформулированы идеи ударного взаимодействия колеса и рельса в зоне стыка. Установлены критические скорости для вагонов, определяемые частотой чередования рельсовых стыков. При этом не в полной мере проводились количественный и качественный анализы колебательных процессов, вызванных ударным воздействием.
По экспериментальным данным ВНИИЖТа, полученным при испытаниях всех видов подвижного состава, ускорения оси колесной пары, тележки и кузова при прохождении стыков имели величину большую, чем в середине рельсового звена [58, 59]. Если ускорения оси при прохождении звена имели величину 1,5-2,0 g, то на стыках они имели 5-7 g (рисунок 2.4). стык Рисунок 2.4 - Осциллограмма ускорений колесной пары
Исследованиями, выполненными в ДИИТе, выявлено, что при времени действия возмущающей силы 0,015 с возникают максимальные динамические силы, действующие как на подвижной состав, так и на путь. В этом случае процесс взаимодействия колеса и рельса носит ударный характер. Интенсивность нарастания сил существенно зависит от величины приведенной массы и жесткости пути.
На рисунке 2.5 представлен график спектральной мощности напряжений в раме тележки, на котором ясно видны «всплески» на частотах, характерных для стыкового воздействия. Кроме того, в зоне стыка наблюдаются наибольшие вертикальные нагрузки на шпалы [60
Совершенствование методики расчета нагрузок, действующих на мо- торно-осевые подшипники путем учета ударных нагрузок
Изучение спектра виброускорений, которым подвержены узлы КМБ тепловоза [27], показывает, что наиболее сильные возмущения вызываются двумя основными факторами: динамическим взаимодействием колес и рельсов; динамическим взаимодействием зубьев тяговой зубчатой передачи.
Динамические силы, вызванные внешними источниками при прохождении стыков и динамических неровностей пути, являются инерционными силами. Известно, что они практически не зависят от рабочей нагрузки и степени износа зубчатых колес, а полностью определяются состоянием верхнего строения пути и скоростью движения. К числу же наиболее сильных внутренних источников относятся периодические возмущения, возникающие при работе изношенной тяговой передачи.
Ряд исследований, проведенных в 80-х годах XX века во ВНИТИ, ВНИИЖТ, ЛИИЖТ, выявили особое влияние искажения профиля изношенных зубьев тяговой зубчатой передачи на вибронагруженность колесно-моторных блоков тепловозов в целом и их отдельных узлов в частности [2, 12,30,99, 100, 105, 116, 133, 134].
Методика же, приведенная в [23], не учитывает ударную нагрузку, возникающую в тяговом редукторе при износе зубьев зубчатых колес, рассматривая лишь кинематические погрешности зубчатого зацепления, отражающие лишь технологию изготовления редуктора и являющиеся сложными функциями углов поворота зубчатых колес [105, 129]. При этом дополнительные динамические нагрузки на зубья шестерен, возникающие из-за ошибок шага зацепления, определяются по формуле, использование которой корректно лишь для новой зубчатой передачи [116]. Вместе с тем, расчетные значения вертикального ускорения остова тягового электродвигателя и оси колесной пары, полученные по методике приведенной в [23], несколько отличаются от величин, полученных во время экспериментальных поездок локомотивов, как на опытных полигонах, так и на эксплуатационных участках железных дорог страны [4, 18, 25, 26, 29].
Учитывая все вышесказанное, было принято решение о совершенствовании методики расчета нагрузок, действующих на МОП, и их реакций путем учета ударных воздействий со стороны пути и со стороны изношенной тяговой зубчатой передачи.
Расчетное значение вертикального ускорения тягового двигателя определяется по эмпирическим зависимостям, полученным при летних испытаниях локомотивов на участках с высоким уровнем содержания верхнего строения пути. Безусловно, в расчетах нельзя ориентироваться на путь неудовлетворительного состояния, но в тоже время не учитывать динамические качества пути также невозможно; тем более что в зимнее время уровень динамического воздействия на элементы экипажной части локомотивов повышается, по сравнению с летними, в несколько раз [14, 30, 106 - 109, 130, 131].
Определение вертикального ускорения тягового электродвигателя над осью колесной пары необходимо осуществлять с помощью зависимости (2.64), полученной путем исследования свойств математической модели механической колебательной системы «КМБ - путь».
Вместе с тем, опыт эксплуатации магистральных тепловозов показал, что износ зубьев зубчатых колес тяговых передач обуславливает искажение их эвольвентного профиля. Исследованием форм износа зубьев по высоте установлено, что износ ведущих шестерен и ведомых зубчатых колес на ножке зуба на 10-35 % выше, чем на головке зуба, а максимальный износ зубьев колес наблюдается в зоне между полюсом и делительной окружностью [116]. Это вызывает ухудшение качества зацепления передач и, в конечном счете, приводит к увеличению динамических нагрузок в элементах колесно-моторного блока [99, 116]. На рисунке 3.6 представлен характер износа зубьев с указанием профиля зуба в интервале допускаемого износа.
Рисунок 3.6 - Профиль зуба: 1 - новый; 2 - частично изношенный; 3 - восстановленный; 4 - срезаемый слой металла; (S - 3) - предельно допускаемое утонение зуба, мм; S - толщина зуба по хорде делительного диаметра нового колеса, мм; A 5imx - предельная неэвольвентность (0,3...0,4) мм
В прямозубых передачах профиль подвергнутого износу зуба отличается от эвольвентного очертания. Это главная причина, обуславливающая возникновение высокочастотной вибрационной составляющей нагрузки на узлы КМБ у подвергнутых изнашиванию зубчатых колес.
В работе тяговых зубчатых передач тепловозов повсеместно наблюдается повышенный в 2 -3 раза износ зубьев шестерен по сравнению с износом спаренных с ними зубчатых колес. При замене изношенной шестерни часто происходит спаривание частично изношенного зубчатого колеса с новой или частично изношенной шестерней, частично изношенной шестерни с новым колесом. Возможны и другие варианты спаривания зубчатых пар. Указанные варианты комплектации до сих пор осуществляются при деповском (ТР-3) и заводском (КР-1, КР-2) ремонтах без учета искажения эвольвентного профиля рабочих поверхностей зубьев, имеющих износ, при величине предельного отклонения профилей зубьев ведомых колес от эвольвенты, составляющей 0,3-0,4 мм [100, 113].
Поэтому для корректировки методики расчета нагрузки, действующей на МОП в эксплуатационных условиях, предлагается формула, полученная из анализа работ [25, 99, 100, 105, 116, 132], для расчета ударной нагрузки, возникающей при пересопряжении пары зубчатых колес тягового редуктора тепловоза с опорно-осевым подвешиванием тягового электродвигателя
Система смазывания моторно-осевых подшипников
Для последней представленной конструкции моторно-осевого подшипника скольжения была специально разработана система смазывания учитывающая недостатки ранее разработанных систем.
Известны устройства для принудительного смазывания подшипника вала редуктора, включающие подпружиненный плунжер, постоянно контактирующий с неподвижной поверхностью, на которой выполнен кулачок, цилиндр плунжера, вращающийся вокруг оси вала смазываемых подшипников, каналы для всасывания жидкого смазочного материала в полость плунжера и нагнетания из полости плунжера к подшипникам вала (см., например, Япония, патент № 54-30468, кл. F 16 Н 57/04 от 24.06.75). Пульсирующая подача жидкостного смазочного материала в зону работы подшипника требует точного размещения канала нагнетания, а забивка каналов всасывания и нагнетания продуктами изнашивания может исключить подведение смазочного материала в требуемую зону и нарушить работоспособность подшипникового узла.
Известна и принудительная система смазывания моторно-осевых подшипников электродвигателя локомотива, представляющая собой замкнутый круг циркуляции жидкого смазочного материала через вкладыши МОП при помощи масляного насоса [161]. Устройство включает две польстерные камеры, маслосборник и насос, соединенные через МОП системой каналов. Насос, установленный на крышке маслосборника, приводится в действие от оси колесной пары через шестерню, выполненную разъемной. На валу насоса установлено зубчатое колесо, которое взаимодействует с шестерней на оси колесной пары. К корпусу насоса прикреплена клапанная коробка, в которой размещены шариковые клапаны для всасывания и нагнетания смазочного материала. При движении локомотива смазочный материал, нагнетаемый насосом по системе каналов, поступает в осевые подшипники, проникает в зазор между шейкой оси колесной пары и вкладышами подшипников, затем по каналам сливается в маслосборник, замыкая круг циркуляции.
Устройство системы смазывания МОП электродвигателя отличается сложностью конструкции. Это, прежде всего, обусловлено установкой насоса на крышке маслосборника, приводом его в действие от оси колесной пары через шестерню, смонтированную на оси колесной пары, необходи мостью регулирования зазоров в зацеплении зубчатых колес. Изнашивание вкладышей в процессе эксплуатации нарушает работу зубчатой передачи, что, в свою очередь, ухудшает работу системы смазывания подшипников.
Предлагаемое конструктивное решение направлено на упрощение конструкции устройства смазывания МОП, на повышение эксплуатационной надежности привода насоса системы смазывания, на обеспечение постоянного подведения в зону трения подшипников смазочного материала с требуемым давлением.
Предлагаемое устройство принудительной системы смазывания мотор-но-осевых подшипников электродвигателя локомотива жидким смазочным материалом, содержащее две польстерные камеры, маслосборник, насос, который приводится в действие от оси колесной пары, клапанную коробку с клапанами, соединенными системой каналов для всасывания и нагнетания смазочного материала с рабочими полостями подшипников, снабжено плунжерным насосом, корпус которого установлен посредством разъемных опор на оси колесной пары, подпружиненный плунжер взаимодействует торцовой поверхностью с кулачком, размещенным на оси колесной пары, при этом ось плунжера перпендикулярна оси колесной пары, а канал нагнетания от клапанной коробки содержит клапан, ограничивающий величину давления смазочного материала. Решение технической задачи показано на рисунке 4.5, на котором представлена конструктивная схема устройства.
Устройство принудительной системы смазывания моторно-осевых подшипников 1 и 2 на оси 3 содержит плунжерный насос 4 и кулачок 5. Насос 4 включает плунжер 6, клапанную коробку 7 и пружину 8. Корпус насоса 4 связан с осью 3 посредством разъемных опор 9. Конструктивно опоры 9 могут быть выполнены с опорными поверхностями скольжения или качения. Клапанная коробка 7 содержит всасывающий 10 и нагнетательный 11 клапаны. Кулачок 5 для монтажа на ось 3 может быть выполнен разъемным. Система смазывания включает каналы всасывания 12 и нагнетания 13. Канал агнетания соединен с клапаном 14, ограничивающим величину давления смазочного материала, подаваемого в подшипники. Перед работой системы смазывания регулируют минимальную величину сжатия пружины 8, например, подкладкой на торцовой поверхности плунжера 6, и максимальную величину давления нагнетания предохранительным клапаном 14.
Похожие диссертации на Повышение долговечности моторно-осевых подшипников тягового электродвигателя тепловоза
