Подшипники качения колёсных пар вагонов и локомотивов - Волков Н.Н., Родзевич Н.В.

Автор: Волков Н.Н. Родзевич Н.В.

Теги: детали машин передачи (механические) подъемно-транспортное оборудование крепежные средства смазка дороги железные дороги железнодорожное строительство автомобильные дороги дорожное строительство механика железнодорожный транспорт локомотивы

Год: 1972

Похожие

Устройство и ремонт тепловозов

Техническое обслуживание и ремонт локомотивов

Теория и конструкция локомотивов.

Технология ремонта тепловозов

Текст

н. н. ВОЛКОВ, Н. В. РОДЗЕВИЧ
ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ
КОЛЕСНЫХ ПАР ВАГОНОВ
И ЛОКОМОТИВОВ
ИССЛЕДОВАНИЕ, РАСЧЕТ
И КОНСТРУИРОВАНИЕ
ИЗДАТЕЛЬСТВО
„МАШИНОСТРОЕНИЕ
Москва 1972
УД к.621.822.6 : [625.23/. 24+625.282]
Волков Н. Н. и Родзевич Н. В. Подшипни-
ки качения колесных пар вагонов и локомотивов. М., «Машино-
строение», 1972, стр. 168.
В книге обобщен отечественный и зарубежный опыт иссле-
дования, расчетов и конструирования подшипниковых узлов
колесных пар вагонов и локомотивов с подшипниками качения.
Описаны условия работы и требования, предъявляемые
к буксам, моторно-осевым подшипникам и опорам на ось осевых
редукторов; показано развитие конструкций подшипниковых
узлов колесных пар отечественного и зарубежного подвижного
состава. Рассмотрены результаты исследования букс, моторно-
осевых подшипников и подшипников осевых редукторов с точки
зрения повышения срока службы, уменьшения габаритных раз-
меров и выяснения отдельных параметров подшипниковых узлов
колесной пары. Даны указания по выбору и расчету подшипни-
ков, по подбору смазки для подшипниковых узлов.
Книга рассчитана на инженеров-конструкторов, но будет
также полезна сотрудникам исследовательских лабораторий
заводов и институтов, а также инженерам и механикам, работаю-
щим в области эксплуатации подшипниковых узлов колесных
пар подвижного состава. Многие результаты описанных в книге
исследований представляют интерес для специалистов общего
машиностроения. Табл. 11, илл. 101, библ. 53 назв.
Рецензент канд. техн, наук В. С. Шаронин
3-18-2
162-72
Предисловие
Железнодорожный транспорт является важнейшей отраслью
народного хозяйства страны. Требования, предъявляемые к по-
движному составу железных дорог, в последние годы значительно
повысились. Основное из этих требований — обеспечение высокой
надежности вагонов и локомотивов в условиях интенсивной экс-
плуатации. Возросли скорости движения, увеличились нагрузки.
Планируется дальнейшее повышение скоростей движения пасса-
жирских поездов до 200—250 км!ч, а грузовых до 100—120 км!ч.
Предполагается также увеличить нагрузку от колесной пары на
рельсы.
Решение этих задач невозможно без создания для вагонов и
локомотивов узлов и деталей, имеющих достаточную работоспо-
собность и долговечность. Безопасность движения вагона и локо-
мотива зависит прежде всего от надежности колесных пар. Боль-
шим достижением, значительно улучшившим конструкцию колес-
ных пар подвижного состава, явилось применение подшипников
качения. В 1952 году начато массовое переоборудование отече-
ственного подвижного состава на роликовые подшипники. Пол-
ностью доказаны преимущества подшипников качения по сравне-
нию с подшипниками скольжения. К главным из этих преимуществ
относятся: уменьшение сопротивления движению; снижение силы
тяги при трогании поезда в 7—10 раз; удлинение сроков службы
между периодическими осмотрами и ремонтами; почти полное
устранение отцепок вагонов и остановок локомотивов по причине
перегрева букс.
Для создания надежных и легких опор качения колесных пар
современных вагонов и локомотивов необходим учет комплекса
вопросов. Сюда прежде всего входят условия работы: нагрузки,
скорости и ускорения, которым подвергаются элементы букс,
моторно-осевых подшипников и опор осевых редукторов. Необхо-
димо также четко представлять основные этапы развития этих
конструкций и результаты научно-исследовательских работ в этой
области, так как современная конструкция не может соответство-
вать лучшим мировым образцам, если она спроектирована в отрыве
от научных достижений. Очевидно, что разработке подшипнико-
вого узла колесной пары должны предшествовать расчеты, бази-
рующиеся на результатах исследований последних лет.
Известны работы, посвященные исследованию, расчету и кон-
струированию опор качения машин и механизмов. К ним прежде
всего следует отнести труды С. В. Пинегина, Н. А. Спицына,
Р. Д. Бейзельмана, Б. В. Цыпкина, В. Н. Трейера, М. 3. Народец-
кого. Однако эти работы или дают общие направления в создании
опор качения, или, конкретизируя и уточняя рекомендации, не
касаются детально такой ответственной и массовой конструкции
1* 3
с крупногабаритными подшипниками, какой является колесная
пара подвижного состава железных дорог. В то же время С. В. Пи-
негин и Н. А. Спицын неоднократно указывают на крайнюю необ-
ходимость дифференцированного подхода к созданию опор с под-
шипниками качения, к глубокому изучению и разработке конкрет-
ного подшипникового узла.
В книгах А. А. Амелиной, а также А. В. Лосева, Е. П. Кон-
нова, И. М. Семенова, Б. А. Генича и К. Ф. Экгольма, В. Ф. Де-
вяткова рассмотрены главным образом вопросы эксплуатации и
ремонта буксовых узлов вагонов и локомотивов. Отсутствует лите-
ратура по моторно-осевым подшипникам качения и опорам осевых
редукторов.
Настоящая работа представляет собой попытку восполнить
пробел и дать краткие сведения по исследованию, расчету и кон-
струированию подшипниковых узлов колесных пар, в том числе
букс, моторно-осевых подшипников и опор осевых редукторов.
Основное назначение книги — оказать помощь конструктору
в создании надежного и легкого подшипникового узла колесной
пары, обладающего достаточной долговечностью.
Главы и отдельные разделы, посвященные буксам вагонов, на-
писаны Н. Н. Волковым, а разделы, относящиеся к буксо-
вым узлам локомотивов, моторно-осевым подшипникам и опорам
осевых редукторов, Н. В. Родзевичем.
Замечания и пожелания читателей просим направлять по ад-
ресу: Москва, Б-66, 1-й Басманный пер., 3, издательство «Маши-
ностроение».
Глава I
Условия работы подшипников качения
колесных пар и требования к ним
§ 1. Условия работы букс, моторно-осевых подшипников
и опор осевых редукторов
Подшипниковые узлы колесных пар подвижного состава рабо-
тают в тяжелых условиях: подвергаются действиям значительных
статических и динамических нагрузок; находятся в условиях по-
стоянной вибрации. В зависимости от характера и состояния
пути могут возникать кратковременные перекосы колесных пар
относительно рам тележек, и тогда нагрузка на буксы прила-
гается нецентрально. Подшипниковые узлы колесных пар под-
вижного состава в отличие от узлов машин, работающих в ста-
ционарных условиях, эксплуатируются в районах с различным
климатом, в результате чего температура окружающего воздуха
колеблется в пределах от —50 до +50° С. Среда, в которой рабо-
тают подшипниковые узлы, в той или иной степени постоянно
содержит пыль, снег или воду.
Если наблюдения за подшипниковыми узлами машин, рабо-
тающих в стационарных условиях, можно проводить постоянно,
то в таких машинах, как автомобили и тракторы, осмотр выпол-
няют только после работы механики или водители машин. Раз-
борку и осмотр подшипниковых узлов колесных пар подвижного
состава можно выполнять только при ремонтах в депо или на за-
воде. Следовательно, к подшипниковым узлам колесных пар
должны предъявляться более высокие требования, чем к ана-
логичным узлам большинства других машин.
Буксы вагонов. На буксы вагонов действуют статические и
динамические радиальные, а также пульсирующие и кратковре-
менные постоянные осевые нагрузки. Буксы работают в условиях
вибраций, вызывающих ускорения и дополнительные нагрузки
на подшипники и шейки осей. Вертикальная статическая нагрузка
на буксу может достигать у грузового вагона 9,75, а у пассажир-
ского 8,5 Т. В связи с колебаниями вагона вертикальные нагрузки
на буксу изменяются в пределах 0,67—1,4 статической нагрузки
в пассажирских вагонах и 0,16—1,7 статической нагрузки в гру-
зовых вагонах. Нагрузки в пределах 0,92—1,08 статической на-
грузки в пассажирских и 0,63—1,16 в грузовых вагонах являются
наиболее характерными; их повторяемость составляет 80—95%
спектра нагрузок.
Горизонтальные осевые силы, действующие на буксу, состав-
ляют 0,2—1,8 Т. В отдельных случаях в грузовых вагонах эти
силы достигают большей величины. Наиболее характерна осевая
5
нагрузка, составляющая для пассажирских вагонов 0,2—0,4 Т,
для грузовых 0,2—0,7 Т.
При прохождении вагоном стрелочных переводов, кривых
участков пути и неровностей возможны перекосы рам тележек
относительно колесных пар и букс, вследствие чего радиальные
и осевые нагрузки могут быть приложены к буксе нецентрально.
Горизонтальные нагрузки, направленные на подшипник ра-
диально, возникают во время торможения вагонов, при влиянии
и вписывании в кривые. Эти нагрузки действуют кратковременно;
нагрузка на каждую буксу может достигать в пассажирских
вагонах 0,15, а в грузовых вагонах с односторонним торможе-
нием 0,3 нагрузки, действующей от колесной пары на рельсы.
Вертикальные ускорения букс вагонов обычно составляют
5—8 g, но иногда достигают 45—50 g.
Буксы локомотивов. Величина максимальной радиальной на-
грузки на буксы тепловозов, электровозов и моторных вагонов
некоторых электропоездов меньше, чем на буксы грузовых вагонов.
Например, у локомотивов 2ТЭ10Л, ТЭП60 и ВЛ60 наибольшая
радиальная статическая нагрузка на буксу не превышает 9,3 Т.
Динамическая составляющая вертикальной радиальной нагрузки
также меньше — динамический коэффициент равен 1,37—1,6.
Наибольшие вертикальные ускорения букс локомотивов состав-
ляют 12 g, что также меньше, чем у букс грузовых вагонов.
В отличие от подшипников вагонов буксовые подшипники ло-
комотивов испытывают еще и радиальную горизонтальную на-
грузку от силы тяги. Эта нагрузка, например, на электровозе ВЛ60
может достигать 3,7 Т. Но, суммируясь, радиальные нагрузки от
силы тяги и веса тепловоза увеличивают общую нагрузку на бук-
совый узел локомотива в среднем на 5—10% по сравнению с верти-
кальной статической нагрузкой. Осевые силы при движении в пря-
мой у локомотивов с трехосными тележками могут достигать 5,5 Т.
Осевые силы в буксах носят пульсирующий характер; при дви-
жении в кривых величина толчков возрастает, а иногда образуется
кратковременная постоянная осевая сила. У локомотивов, имею-
щих многоосные тележки без устройств, существенно улучшаю-
щих горизонтальное воздействие на путь, например у электро-
возов ВЛ8 и тепловозов ТЭЗ первых выпусков, осевые силы до-
стигали 8—9 Т. Частота пульсаций осевой нагрузки в буксах тепло-
возов при высоких скоростях движения превышает 1,5—2,0 гц.
Моторно-осевые подшипники. Моторно-осевые подшипники пере-
дают необрессоренную нагрузку от тягового двигателя. Стати-
ческая составляющая этой нагрузки при весе тягового двигателя
около 5 Т достигает 2 Т. Вертикальные ускорения тягового дви-
гателя вместе с колесной парой при прохождении стыков при ско-
рости 100—130 км/ч составляют 5—12 g. Соответственно этому
масса тягового двигателя воздействует на подшипниковые узлы,
создавая в них радиальную динамическую нагрузку. Эта нагрузка
может достигать значений, превышающих вес двигателя.
6
Моторно-осевые подшипники также воспринимают постоянно
действующую при движении локомотива радиальную нагрузку
от сил, возникающих в зубчатой передаче тягового редуктора.
Эта нагрузка для подшипника, расположенного у шестерни, при
односторонней передаче может достигать 8—9 Т во время трога-
ния. Колебания тягового двигателя на оси и неточности изготовле-
ния зубчатого зацепления шестерен приводят к возникновению
вибраций и дополнительных динамических нагрузок, достигаю-
щих 1,5 Т на каждый из подшипников.
На подшипники действует также пульсирующая осевая на-
грузка переменного направления, вызываемая перемещениями
тягового двигателя вдоль оси. Величина осевых сил существенна.
Например, у тепловоза ТЭ10 при весе тягового двигателя ЭД-104А,
равном 2850 кг, расчетные максимумы осевых сил по средним зна-
чениям ускорений при скорости 100 км/ч по данным Всесоюзного
научно-исследовательского тепловозного института (ВНИТИ) со-
ставляют около 2,2 Т. В это время горизонтальные осевые уско-
рения тягового двигателя в отдельных случаях могут возрастать
до 1,2 g, а при плохом состоянии пути и более.
Вибрации в подшипниках, достигающие 80 гц, ухудшают
условия работы моторно-осевой опоры. На работе моторно-осевых
подшипников, особенно подшипников с цилиндрическими роли-
ками, сказывается также деформация оси под нагрузкой. При этом
ось, изгибаясь в средней части, создает постоянный перекос поса-
дочных мест под подшипники относительно корпуса тягового
электродвигателя. В совокупности с неточностями оси, подшип-
ников качения и посадочного отверстия корпуса тягового двига-
теля деформация оси может вызвать перекос до 40•10"4 ряд,
среднее значение его составляет около 20-10"4 рад. При таком
перекосе один из краев цилиндрического подшипника может пере-
гружаться, отчего резко снижается его срок службы.
Подшипники осевых редукторов. Опоры осевых редукторов
тепловозов с гидропередачей находятся в еще более тяжелых усло-
виях нагружения, чем моторно-осевые подшипники. У мощных
редукторов, передающих нагрузки до 1000 л. с., подшипники
несут статическую нагрузку до 0,5 Т от веса собственно редуктора.
Вследствие вибраций и перемещений корпуса редуктора с колес-
ной парой в опорах возникает дополнительная динамическая на-
грузка, вызванная инерцией корпуса.
На подшипники осевых редукторов действует радиальная на-
грузка от сил в зацеплении вследствие передачи крутящего мо-
мента. С учетом динамических воздействий от неравномерного
движения колесной пары по рельсам и колебаний в системе вало-
провода наибольшая нагрузка на опору у шестерни может до-
стигать 15 Т у мощных редукторов.
Крутящий момент, передаваемый осевым редуктором, создает
реакции до 4 Т на подшипнике, воспринимающем осевую на-
грузку.
7
Осевому редуктору, а следовательно и его опорам, передаются
колебания и вибрации от работающего карданного вала. Осевой
редуктор мощного тепловоза при малых скоростях движения
передает постоянный крутящий момент до 3500 кГм. Динамиче-
ский коэффициент при этом достигает 1,35, а при скоростях дви-
жения до 120 км/ч, когда крутящий момент снижается до
1000 кГм, — возрастает до 2,8.
В момент боксования динамические нагрузки в карданном валу
и соответственно на опорах осевого редуктора резко возрастают
вследствие крутильных колебаний. Момент при этом увеличи-
вается в 3—5 раз по сравнению со статическим номинальным мо-
ментом, рассчитанным из условия трогания тепловоза.
Вследствие деформации средней части оси колесной пары внут-
ренние кольца подшипников перекашиваются относительно на-
ружных. Это вызывает концентрацию контактных нагрузок и при-
водит к снижению срока службы колец и роликов.
§ 2. Требования к подшипникам качения колесных пар
Требования, предъявляемые к подшипникам колесных пар,
определяются условиями их работы с учетом перспективы даль-
нейшего развития вагонов и локомотивов. Эти требования сле-
дующие: безотказность; достаточный срок службы основных и
вспомогательных деталей; обеспечение рациональных динами-
ческих характеристик ходовой части экипажа; малая масса;
ремонтопригодность и удобство в обслуживании; небольшое со-
противление вращению; простота конструкции и техническая
эстетика; унификация и нормализация узлов и деталей; перспек-
тивность констру кции.
Безотказность подшипниковых узлов колесных пар зависит
от ряда факторов. Наиболее важные из них следующие: сопро-
тивляемость колец и сепараторов подшипников к трещинообразо-
ванию; стойкость колец к возникновению преждевременных уста-
лостных раковин на дорожках качения; защита полости подшип-
ника от вытекания смазки и попадания в нее воды и пыли.
Количество разъемных соединений должно быть сведено до
минимума; через них не должна попадать в подшипники пыль,
вода, а также вытекать смазка. Очень важно сохранение стабиль-
ности размеров колец, насаженных с натягом, обеспечение проч-
ности их посадки. Совершенно недопустимо наличие закалочных
трещин на рабочих поверхностях колец, так как они увеличи-
ваются в процессе эксплуатации и приводят к разрушению под-
шипника.
Необходимый срок службы букс, моторно-осевых подшипни-
ков качения и подшипников осевых редукторов определяется стой-
костью элементов подшипников к действию значительных стати-
ческих и динамических нагрузок и к воспринятию ударов и ви-
браций. Техническими условиями ТУ-34-02-Ж—61 предусмотрена
8
расчетная долговечность подшипников букс вагонов и локомоти-
вов не менее 1,4-106 км пробега подвижного состава. Желательно,
чтобы срок службы подшипников опор тяговых двигателей и осе-
вых редукторов достигал срока службы оси колесной пары.
Долговечность подшипников зависит от распределения на-
грузки между элементами качения, а в цилиндрических подшип-
никах еще и от распределения нагрузки по длине роликов. Приме-
нение корпусов арочного типа (с распределенной нагрузкой) и мо-
дифицированных форм роликов позволяет существенно увеличить
срок службы подшипников. Наибольшее давление на ролик под-
шипника в буксах не должно превышать 25—30% общей нагрузки
на подшипник. Чтобы не было заметного увеличения потерь на
трение, сумма радиальных давлений на ролики подшипника не
должна превышать 1,2 нагрузки на подшипник.
Увеличение радиальных зазоров в буксовых подшипниках при-
водит к ухудшению распределения нагрузки по роликам. Поэтому
не следует стремиться к необоснованному повышению их вели-
чины. Наиболее оптимальным зазором для новых подшипников
можно считать 0,12—0,25 мм.
Колесная пара подвержена изгибу, вызывающему перекос
колец. Это накладывает на подшипники требование обеспечения
необходимой долговечности при возникновении значительной кон-
центрации контактных давлений. Кроме этих факторов, на долго-
вечность подшипников влияет стойкость к коррозии поверхностей
их деталей. Поэтому, учитывая длительный срок службы подшип-
ников, необходимо предусматривать тщательную защиту поверх-
ностей от коррозии. Качество смазки, ее антикоррозионные свой-
ства и соответствующий срок службы играют здесь важную роль.
Подшипники моторно-осевых опор должны быть надежно
защищены от проникновения в них смазки из кожуха тяговой
передачи. Подшипники осевых редукторов требуют хорошей цир-
куляции смазки. Учитывая, что подшипниковые узлы колесных
пар находятся под воздействием температур от +50 до —50° С,
следует предусматривать обеспечение в таких условиях соответ-
ствующей работоспособности смазки, резиновых элементов, дета-
лей, насаженных с натягом, и винтовых соединений. Необходимо
надежно защищать контактирующие поверхности от коррозии
трения. Срок службы букс, моторно-осевых подшипников и под-
шипников осевых редукторов должен соответствовать сроку
службы колесной пары. Необходимо конструировать и изготов-
лять подшипники для колесной пары так, чтобы они безотказно
работали в течение 4—5 лет (время пробега локомотива до завод-
ского ремонта).
Подшипники должны надежно работать при числе оборотов до
1000—1200 в минуту, что соответствует скорости движения около
200 км!ч. При этом они не должны нагреваться свыше 80—85° С.
Учитывая, что подшипниковые узлы колесной пары опре-
деляют ее надежность, а сама колесная пара полностью является
9
элементом, от которого в первую очередь зависит безопасность
движения вагона или локомотива, следует особое внимание уде-
лять качеству изготовления букс, моторно-осевых подшипников
и опор осевых редукторов.
На буксу возлагается все больше функций, направленных на
снижение вертикального и горизонтального воздействия на путь
подвижного состава.
Буксы вагонов должны иметь направляющие элементы для
обеспечения соответствующего положения колесной пары в раме
тележки. В буксах крайних осей тележек локомотивов осевые
нагрузки смягчаются упругими элементами, например аморти-
заторами осевых упоров или резино-металлическими вкладышами
поводков. Кроме этого, буксы локомотивов должны обеспечивать
свободный или упругий разбег на оси до ±15 мм и более. Необ-
ходимо, чтобы буксовые узлы тепловозов и электровозов макси-
мально ограничивали перемещение колесной пары вдоль оси локо-
мотива, способствовали снижению виляния и подергивания,
уменьшали возможность возникновения продольных и поперечных
колебаний экипажа.
Следует ограничивать массу букс, моторно-осевых подшипни-
ков и подшипников осевых редукторов, так как они представляют
собой необрессоренную массу, повышающую динамическую на-
грузку на ось и подшипники при прохождении неровностей пути.
Снижение массы подшипниковых узлов колесной пары представ-
ляет ценность и с точки зрения уменьшения металлоемкости и стои-
мости изготовления конструкции.
Для узлов вагонов и локомотивов ремонтопригодность яв-
ляется одним из важнейших требований. Это объясняется тем, что
срок службы подвижного состава исчисляется десятками лет и за
этот период проходит большое количество осмотров и ремонтов.
Подшипниковые узлы колесных пар должны быть удобными
в осмотре, а число текущих осмотров — минимальным. Следует
предусматривать как можно меньше заправок смазкой, а замена
смазки не должна быть связана с большими затруднениями. Не
менее важным является удобство в сборке и разборке. Необхо-
димо, чтобы конструкция букс, моторно-осевых подшипников и
подшипников осевых редукторов позволяла легко менять детали,
выходящие из строя.
От сопротивления вращению колесной пары зависят потери на
трение и сопротивление движению подвижного состава. Для букс
вагонов величина коэффициента трения, определяемая конструк-
цией подшипников, нагрузкой, температурой нагрева и числом
оборотов, не должна превышать 0,004. У букс локомотивов, осо-
бенно скоростных, также желательно сохранять коэффициент
трения на этом пределе. Большое тепловыделение в осевых редук-
торах магистральных тепловозов при работе на длинных перего-
нах и с высокими скоростями движения также ставит задачу
максимального снижения трения в опорах валов этих узлов.
10
Не менее важным, выдвигаемым в последние годы требованием
к конструкции, является ее эстетичность. При конструктивном
оформлении буксового узла, моторно-осевых опор и осевых редук-
торов необходимо гармонически сочетать эти узлы с элементами
тележки и всего экипажа, уделяя наибольшее внимание буксовому
узлу, находящемуся, как правило, снаружи тележки.
Унификация подшипниковых узлов колесных пар имеет также
важнейшее значение. Единообразие элементов конструкций поз-
волит существенно удешевить постройку узлов, упростит ремонт-
ные работы, сократит количество наименований мерительного
инструмента и приспособлений. В итоге стандартизация и унифи-
кация дадут возможность сократить расходы на постройку и экс-
плуатацию вагонов и локомотивов и повысят их надежность.
Требование перспективности конструкции выдвигается в связи
с ростом технического прогресса. Расширяющиеся торговые связи,
обмен товарами с зарубежными странами заставляют проектиро-
вать буксу, моторно-осевой подшипник и осевой редуктор с соблю-
дением правил «патентной чистоты». Наилучшим решением при-
знается то, которое имеет возможность быть представленным как
изобретение или быть запатентованным.
Глава II
Развитие конструкций узлов с подшипниками качения
колесных пар
§ 3. Буксы вагонов
Отечественные конструкции. Вагоны широкой колеи обору-
дованы буксами, выпущенными в 1952, 1954 и 1963 гг. Кроме этих
серийных букс, на вагонах ставились и опытные буксовые узлы.
В буксе, выпущенной в 1952 г., установлено два подшипника:
цилиндрический ЦКБ530 и сферический 93627 (рис. 1) или два
Рис. 1. Букса (выпуска 1952 г.) для грузовых вагонов
сферических 93627 (рис. 2). Подшипники смонтированы на втулке.
Торцовое крепление подшипников на шейке оси осуществлено
корончатой гайкой, стопорной планкой и двумя болтами. Диа-
метр шейки оси 135 мм\ наружный диаметр подшипников 300 мм
(табл. 1). Буксы имеют два вида уплотнений: лабиринтное и уплот-
нение фетровым кольцом (от фетрового кольца впоследствии отка-
зались) . Масса буксового узла с шейкой и предподстуличной частью
оси составляет: у пассажирских вагонов 300 кг, у грузовых —
215 кг. Расстояние между осями надбуксовых пружин пассажир-
ских вагонов 640 мм. В первых партиях грузовых вагонов, обору-
дованных роликовыми подшипниками, тележки вагонов опирались
на буксы через прокладки со сферической поверхностью. В даль-
нейшем надбуксовые сферические прокладки были сняты.
В буксах, выпущенных в 1954 г., по сравнению с предыдущей
конструкцией подшипники имеют меньшие размеры, уменьшены
также размеры корпуса. Здесь применены цилиндрические под-
12
Рис. 2. Букса со сферическим под-
шипником 93627 для пассажирских
вагонов
шипники 72727 и сферические подшипники 73727 (табл. 1); на-
ружный диаметр подшипников 280 мм. Эти буксы также вначале
имели уплотнение лабиринтное и с фетровым кольцом; в дальней-
шем было оставлено только лабиринтное уплотнение. Масса бук-
сового узла с шейкой и пред-
подступичной частью оси для
пассажирских вагонов выпуска
до 1958 г. составляет 220 кг,
а для вагонов выпуска после
1958 г. — 205 кг. Расстояние
между осями надбуксовых
пружин составляет соответ-
ственно 640 и 580 мм.
Некоторое количество гру-
зовых и пассажирских вагонов
было оборудовано в 1954—
1955 гг. следующими опытными
буксовыми узлами:
с одним сферическим под-
шипником ЦКБ553 диаметром
320 мм (грузовые вагоны) или
одним сферическим подшипни-
ком ЦКБ551 диаметром 300 мм
(пассажирские вагоны); посадка подшипников на втулке. Буксы
(рис. 3) имеют переднюю и заднюю крышки, стягиваемые болтами;
с двумя цилиндрическими подшипниками ЦКБ561 и ЦКБ562
диаметром 280 мм (грузовые и пассажирские вагоны); подшип-
Рис. 3. Букса с подшипником ЦКБ551 для грузовых вагонов
ники смонтированы на шейке оси тепловым способом. Эти буксы
явились прототипом малогабаритных букс, принятых в дальней-
шем к серийному производству;
с двумя сферическими подшипниками ЦКБ554 диаметром
300 мм, насаженными при помощи втулки на шейку оси диа-
метром 145 мм (грузовые вагоны);
13
Подшипники, применяемые в буксах вагонов
Наименование
93627 73727 ЦКБ530 72727Л2
Тип подшипника Сферический
Внутренний диаметр в мм 135 135 135 135
Наружный диаметр в мм 300 280 300 280
Ширина в мм 102 93 102 93
Способ монтажа на шейку оси На втулке
Количество роликов 28 32 14 13
Диаметр роликов в мм 42 35 40 36
Таблица 1
Серия подшипника
ЗН42726Л (ЗН232726Л1) ЗН32726Л ЗНЗО42226Л1 (ЗН3232226Л2) ЗН42622Л (ЗН232622Л1) ЗН42822Л (ЗН232822Л1) ЗН42315Л (ЗН232315Л1)
Цилиндрический
130 130 130 110 110 75
250 250 230 240 215 160
80,0 80 80 80 76 37,0
81,2 * 81,2 * 37,7 *
Тепловой
14 14 16 14 14 12
32 32 28 32 26 22
Наименование Серия подшипника
93627 ЦКБ530 04 g 04 04 ЗН42726Л (ЗН232726Л1) ЗН 32726Л ЗНЗО42226Л1 (ЗН3232226Л2) ЗН42622Л (ЗН232622Л1) ЗН42822Л (ЗН232822Л1) ЗН42315Л (ЗН232315Л1)
Полная длина роликов в мм 37,184 33,762 65 58 52 52 52 52 40 22
Рабочая длина роликов в мм — — 35 46 42 42 42 42 36 17
Радиальный зазор в мм мм 0,12 — 0,17 0,12 — 0,17 0,12 — 0,17 0,12 — 0,17 0,115—0,17 0,115 — 0,17 0,115-0,17 0,08 — 0,13 0,08 — 0,13 0,08 — 0,12
Масса в кг 36,0 29,1 38,0 27,9 18,9 18,5 14,6 15,2 * ** 19,1 13,3 14,0 ** 3,93 3,94 **
Область применения Пассажирские и грузовые вагоны Пассажир- ские и гру- зовые ваго- ны, а также вагоны по- езда «Авро- ра» Вагоны поезда «Аврора» Пассажир- ские и гру- зовые опыт- ные вагоны Вагоны метропо- литена Вагоны для ко- леи ши- риной 750 мм
* В знаменателе приведена суммарная ширина внутреннего и упорного колец подшипников ЗН232726Л1, ЗН3232226Л2 и ЗН232315ЛГ.
** В знаменателе приведена масса подшипников ЗН3232226Л2, ЗН232822Л1 и ЗН232315Л1.
с одним сферическим подшипником 73727 на втулке и одним
цилиндрическим подшипником ЦКБ559 (передний) без втулки.
Наружный диаметр подшипников составляет 280 мм.
В 1958—1959 гг. были созданы новые опытные буксовые узлы:
с двумя цилиндрическими подшипниками 42726Л (ЦКБ 1521) и
Рис. 4. Буксы для грузовых вагонов с цилиндрическими подшип-
никами диаметром 280 мм
232726Л1 (ЦКБ 1522) отечественного производства, а также ав-
стрийской фирмы Steyr. Размеры как тех, так и других подшипни-
ков одинаковы и указаны в табл. 1. Подшипники отечественного
производства имели массивные латунные беззаклепочные сепера-
Рис. 5. Буксы для грузовых вагонов с подшипниками 42726Л
и 232726Л1
торы, а подшипники фирмы Steyr — массивные стальные клепа-
ной конструкции. Расстояние между осями надбуксовых пружин
составляло 550 мм. Этими буксами были оборудованы грузовые и
пассажирские вагоны;
с двумя сферическими подшипниками ЦКБ 1520 отечественного
производства для грузовых и пассажирских вагонов или шведской
16
фирмы SKF для пассажирских вагонов. Подшипники насажены
на втулках. Торцовое крепление выполнено гайкой со стопорной
планкой. Эти сферические подшипники, в отличие от ранее приме-
нявшихся, имеют ролики в форме симметричной бочки с контакт-
ной площадкой по всей длине ролика, а также плавающий сред-
ний борт;
с двумя подшипниками диаметром 250 мм и шириной 88 мм
для грузовых вагонов (рис. 5). Передний подшипник цилиндри-
ческий с массивным беззаклепочным сепаратором, задний — сфе-
Рис. 6. Букса пассажирских вагонов
со сферическим подшипником ЦКБ 1523
Рис. 7. Универсальная букса для ваго-
нов с подшипниками диаметром 250 мм
рический. Подшипники смонтированы на втулках; торцовое креп-
ление осуществлено осевой гайкой со стопорной планкой;
с одним сферическим подшипником ЦКБ 1523 диаметром 280 мм
и шириной 93 мм (рис. 6) отечественного производства и шведской
фирмы SKF (для пассажирских вагонов). Диаметр шейки оси
130 мм.
В 1963 г. на основании результатов эксплуатационных и
стендовых испытаний выбрана новая конструкция буксового узла
для пассажирских (рис. 7) и грузовых вагонов серийного произ-
водства. В этой конструкции установлено два цилиндрических
подшипника 42726Л (ЦКБ1521) и 232726Л1 (ЦКБ1522) диамет-
ром 250 мм и шириной 80 мм, насаженных тепловым способом.
Диаметр шейки оси 130 мм. Расстояние между осями надбуксо-
вых пружин пассажирских вагонов 580 мм.
ВНИИ вагоностроения разработал также конструкцию нового
буксового узла (рис. 8) с двумя цилиндрическими подшипниками.
Торцовое крепление подшипников выполнено при помощи спе-
циальной шайбы, центрированной по оси и прикрепленной к ней
тремя болтами диаметром 20 мм. В табл. 2 приведены сравни-
2 Н. Н. Волков 17
тельные данные нового и типовых узлов, имеющих подшипники
диаметром 300, 280, 250 и 230 мм.
Буксовый узел с подшипником диаметром 230 мм, обладая
необходимой долговечностью при работе как на пассажирских,
Рис. 8. Малогабаритная унифицированная букса с подшипниками диа-
метром 230 мм
Характеристика подшипников вагонных букс
Таблица 2
Наименование Годы выпуска букс
1952 — 1953 1952- 1953 1954 — 1962 1954 — 1962 С 1963 по настоящее время 1961 — 1964 (опытные)
Тип подшипника переднего заднего Цилин- дриче- ский ЦКБ530 Сфериче- ский 93627 Сфе- риче- ский 93627 То же Цилин- дриче- ский 7272Л2 Сфериче- ский 73727 Сфе- риче- ский 73727 То же Цилиндри- ческий ЗН232726Л1 Цилиндри- ческий ЗН42726Л Цилиндри- ческий ЗН3232226Л2 Цилиндри- ческий ЗНЗО42226Л1
Основные размеры подшипников в мм 135Х 300Х 102 135X 280X 93 130Х 250Х 80 130Х 230Х 80
Способ монтажа внутреннего кольца на шейку оси На втулке Тепловой
Способ крепления подшипников на оси Специальной гайкой и стопорной планкой Упругой торцовой шайбой
Масса буксового узла с шейкой и предподступичной частью оси для вагонов: грузовых пассажирских 215 300 215 300 195 205 195 205 145 185 120 130
18
так и грузовых вагонах, имеет ряд преимуществ по сравнению
с типовыми буксовыми узлами: меньшие габаритные размеры
и массу, малый коэффициент трения, невысокую стоимость.
Колесные пары, оборудованные такими буксовыми узлами,
взаимозаменяемы с колесными парами, имеющими буксы
серийного производства.
У подшипников диаметром 230 мм отношение диаметра роли-
ков к высоте рабочего сечения увеличено; это повысило их
долговечность. По сравне-
нию с цилиндрическим под-
шипником диаметром 250 мм
масса подшипника диаметром
230 мм уменьшилась на
21,5%, а долговечность сни-
зилась лишь на 3,5% [7, 9].
Скоростные поезда «Ав-
рора» оборудованы опытными
буксами (рис. 9) с двумя
цилиндрическими подшип-
никами ЗН32726Л и ра-
диальным шариковым под-
шипником ЗН228Л, воспри-
нимающим осевые нагрузки.
В целях взаимозаменяемости
здесь применен корпус се-
рийного производства; букса
монтируется на стандартную
ось. Конструктивной перера-
Рис. 9. Букса скоростного поезда «Аврора»
ботке подвергнута осевая гайка, детали ее стопорения и основ-
ная крышка. Благодаря большому зазору между гайкой и внут-
ренним кольцом шариковый подшипник не должен воспринимать
радиальные нагрузки. Наружное кольцо шарикового подшип-
ника насажено по скользящей посадке в корпус буксы и в спе-
циальную крышку, которая прижимает подшипник к наружному
кольцу цилиндрического подшипника.
Буксы зарубежных вагонов. Строго обоснованного единого
метода выбора подшипников качения для букс вагонов пока еще
нет. Часто выбор типа подшипников зависит от того, какие под-
шипники в преобладающем количестве производят в данной стране.
Иногда размеры подшипников принимают различными даже при
равных нагрузках от колесной пары на рельсы и одинаковой ин-
тенсивности эксплуатации.
В Польской Народной Республике, Англии, США и Японии
некоторые железнодорожные вагоны оборудуют буксами с двух-
рядным цилиндрическим подшипником, имеющим одно широкое
внутреннее и одно широкое или два узких наружных кольца.
Такие буксы для тяжелых условий работы дополняют роликовыми
или шариковыми подшипникамих воспринимающими осевые на-
2*
19
грузки. На рис. 10 показаны опытные конструкции буксовых уз-
лов, примененных на железных дорогах ПНР. В дальнейшем кон-
струкции букс с двумя цилиндрическими подшипниками, имею-
щими в качестве упора дополнительный шариковый подшипник,
в ПНР не применялись.
Фирма SKF рекламирует двухрядные сферические подшип-
ники с удлиненными роликами, имеющими форму симметричной
бочки, с плавающим средним бортом и штампованными полусепа-
Рис. 10. Опытные конструкции букс, примененных на железных доро-
гах ПНР:
а — без осевого разбега; б — с осевым разбегом
раторами. Благодаря тому, что площадь касания роликов с до-
рожками качения увеличена, эти подшипники по данным фирмы
стали в 2 раза долговечнее обычных сферических подшипников.
Однако такие подшипники имеют повышенный коэффициент тре-
ния, ифирмаБКР в последние годы стала изготовлять для букс
вагонов не только сферические, но и цилиндрические подшипники.
В США на колесных парах грузовых вагонов получили рас-
пространение бескорпусные узлы с коническими (фирма Timken)
или цилиндрическими (фирмы SKF и Bower) подшипниками.
В США бескорпусные буксы грузовых вагонов имеют ролико-
вые подшипники следующих диаметров: 127x228,6; 139,7x254;
152,4x279,5; 165,1X304,8 мм. Эти буксовые узлы подшипнико-
вые заводы поставляют комплектно. Буксы могут быть установлены
в буксовый проем тележки или в корпус, отлитый заодно с рамой
тележки и предназначающийся для подшипников скольжения;
при этом применяют специальные вкладыши, а заднюю стенку
20
корпуса буксы срезают. Если тележки имеют широкие буксовые
проемы, то дополнительно применяют вкладыши-державки. На
рис. 11 изображен общий вид бескорпусного буксового узла с ци-
линдрическим, а на рис. 12 — с коническими подшипниками.
Рис. 12. Бескорпусная букса
с коническими подшипниками
(США)
Рис. 11. Бескорпусная букса с цилиндри-
ческими подшипниками (США)
В такой бескорпусной буксе наружное кольцо обоих подшип-
ников общее и является одновременно корпусом подшипникового
узла; передняя крышка прикреплена к оси тремя болтами; перед-
нее и заднее фасонные уплотнительные кольца входят внутрь на-
ружного кольца подшипника. На рис. 13 показана установка бес-
Рис. 13. Установка бескорпус-
ного узла в буксовом проеме
грузовых вагонов
Рис. 14. Установка подшипникового
узла в буксе, предназначенной для
подшипников скольжения
корпусного подшипникового узла в буксовом проеме грузовых
вагонов, а на рис. 14 — в буксе для подшипников скольжения.
В Швеции для вагонов типовой является букса с двумя сфери-
ческими подшипниками, насаженными на ось без втулок (рис. 15)
или с втулками. Подшипники пассажирских вагонов имеют
21
ние крышки букс съемные.
Рис. 15. Типовая букса с двумя сфери-
ческими подшипниками (Швеция)
размеры 130x230x80 мм, а грузовых вагонов с нагрузкой 20 Т
от колесной пары на рельсы — 130x220x73 мм. Торцовое креп-
ление подшипников осуществлено шайбой и тремя болтами. Зад-
при обточках колес колесные
пары можно было устанавли-
вать в центры станков без
снятия букс, спереди у букс
имеются съемные заглушки,
а в торцовых шайбах — от-
верстия для прохода центра
станка к торцу оси. На
рис. 16 показан буксовый
узел пассажирских вагонов
с одним сферическим подшип-
ником без торцового креп-
ления.
Представляет интерес кон-
струкция букс японских экс-
прессов «Токайдо», курси-
рующих на специально построенной линии со скоростью до
210 км/ч (во время испытаний была показана скорость 250 км/ч).
Эти буксы (рис. 17) имеют один двухрядный цилиндрический
и один радиальный шариковый подшипники с габаритными
размерами соответственно 130 X 280 X 215/210 и 125 X 260 X
Рис. 16. Букса пассажирских вагонов без торцового
крепления
Х55 мм. Для предотвращения воспринятая радиальной нагрузки
шариковым подшипником между его наружным кольцом и крыш-
кой буксы, в которой он находится, предусмотрен зазор 0,5 мм.
Для смягчения ударов, направленных вдоль оси буксы, имеется
упругий осевой упор, состоящий из двух тарельчатых пружин.
Пружины устанавливают в буксу сжатыми на 5 мм; в эксплуата-
ции пружины дополнительно деформируются еще на 3,5—5 мм.
22
км/ч —
ско-
1340
1600
Рис. 17. Букса японского экспресса
«Токай до»
В каждую буксу наливают 1,8 кг жидкой смазки. В статическом
состоянии уровень смазки должен проходить по центру нижнего
ролика подшипника.
Статическая радиальная нагрузка на буксу составляет 7,5 Т\
максимальная радиальная нагрузка при движении принята рав-
ной 12,75 Т. Среднее значение пульсирующей осевой нагрузки —
2,3 Т\ в течение 3% общей продолжительности работы подшип-
ника допустима осевая нагрузка, равная 3,75 Т. Число оборотов
оси при минимальном диаметре колес 830 мм
(номинальный диаметр 910 мм) при
рости движения 210 км/ч составляет
в минуту, а при скорости 250
в минуту. Расчетная долговеч-
ность роликовых подшипников
соответствует пробегу, равному
3,8 млн. км, а шариковых —
1,2 млн. км.
Тепловой способ монтажа
подшипников вытесняет вту-
лочный. Натяг колец при
тепловом способе составляет
0,04—0,08 мм.
Торцовое крепление под-
шипников осуществляют корон-
чатой гайкой, которую стопорят
специальной шайбой, или при
помощи шайбы с болтами, цен-
трируемой на шейке оси. По-
следний способ крепления по-
лучает все более широкое распространение.
Конические подшипники обычно не имеют торцового крепления,
так как при действии осевых сил ролики дополнительно удержи-
вают внутреннее кольцо на шейке оси.
Имеются буксы с двумя сферическими подшипниками, монти-
руемыми на ось тепловым способом, у которых торцовое крепление
отсутствует. На железных дорогах Англии в вагонах дизель-
поездов были применены буксы с цилиндрическими подшипни-
ками без торцового крепления; при этом разбег колесной пары
в тележках составлял 1,6 мм.
В Австрии применяют буксы (рис. 18) с двумя цилиндрическими
подшипниками, которые также не имеют осевого упора и выпол-
нены так, что могут воспринимать силы только в одном направле-
нии — со стороны торца оси. Эти буксы эксплуатируются на мо-
торных вагонах дизель-поездов на участках с большим количе-
ством кривых и показали хорошие результаты.
Применяются буксы (рис. 19), в которых осевая сила пере-
дается от переднего подшипника через упорное кольцо /, кольцо 2
и резино-металлическую коническую подушку 3 на кольцо 4,
23
укрепленное на оси со стороны торца тремя болтами. Во время
испытаний такое крепление выдержало 3-106 циклов осевой пуль-
сирующей нагрузки, равной 5000 кГ при частоте нагружения
8 гц.
Корпуса букс применяют разъемные и неразъемные. Разъем-
ные корпуса более трудоемки в изготовлении и сборке и тяжелее.
Поэтому предпочтительнее неразъемные корпуса. Отливают кор*
пуса букс главным образом из стали, очень редко из чугуна.
Имеются опытные корпуса, отлитые из алюминиевых сплавов.
Рис. 18. Букса с двумя цилиндриче-
скими подшипниками без торцового
крепления
Рис. 19. Букса с амортизатором осе-
вых сил
Спереди буксы, как правило, устанавливают одну крышку. В гру-
зовых вагонах применяют корпуса букс с передним дном, имеющим
в центре заглушку; в таких корпусах букс задняя крышка съем-
ная. Передние и задние крышки обычно прикрепляют к буксе
четырьмя болтами. Имеются буксы, к которым крышки крепят
тремя болтами.
Буксы старых конструкций уплотняли со стороны задней
крышки свободными или пружинящими фетровыми кольцами,
размещенными в пазах корпуса. В более поздних конструкциях
стали применять лабиринтные уплотнения, заполняемые конси-
стентной смазкой. В конструкциях некоторых букс применяют
одновременно лабиринтные и фетровые уплотнения.
Смазку для букс, как правило, применяют консистентную.
Срок службы смазки от 2 до 6 лет. Буксы с подшипниками фирмы
SKF заправляют специальной консистентной смазкой, сменяемой
через три года у пассажирских вагонов и через четыре — у грузо-
вых. За это время пробег пассажирских вагонов обычно состав-
ляет около 540 тыс. км, а грузовых — 200 тыс. км. Ведутся работы
по увеличению срока службы смазки.
24
§ 4. Буксовые узлы локомотивов
Известно большое разнообразие конструкций локомотивных
букс, отличающихся элементами, передающими силу тяги, и
способами направления корпусов в раме тележки, типами под-
шипников и другими характеристиками.
Наибольшее распространение получили буксы, которые удер-
живаются и направляются в раме тележки «челюстями», так назы-
ваемые «челюстные» буксы. Им свойственен ряд недостатков.
Вследствие износа направляющих возрастают продольный и попе-
речный разбеги колесных пар, обуславливающие увеличение виля-
ния экипажа и повышение износа бандажей и рельсов. Сила
трения между направляющими буксы и рамы мешает свободному
вертикальному перемещению буксы вместе с колесной парой в раме
тележки, что особенно заметно у электровозов. Продольные, а при
отсутствии упругого осевого упора — и поперечные толчки пере-
даются жестко на раму тележки. Буксовые и рамные наличники,
работающие в условиях полусухого трения, сильно изнашиваются.
В последние годы разработаны и успешно применяются повод-
ковые буксовые узлы, в том числе конструкции французской фирмы
Alstom. К достоинствам поводковых букс относятся: беспрепят-
ственность вертикальных перемещений, смягчение продольных
и поперечных толчков, сравнительно небольшой объем механиче-
ской обработки при изготовлении. Одноповодковые буксы обеспе-
чивают большую точность установки осей колесных пар при коле-
баниях рессорного подвешивания, улучшают динамические каче-
ства тележки и имеют небольшую стоимость.
Используются также буксовые узлы с балансирами, соеди-
няющими жестко две буксы каждой стороны двухосной тележки.
Они не имеют изнашивающихся частей, требующих специального
ухода, сохраняют параллельность осей и способствуют снижению
износа рельсов в кривых. Кроме того, применяют буксы с цилин-
дрическими направляющими, создающими точное направление
колесной пары, и другие конструкции.
В буксах отечественных тепловозов и электровозов постройки
последних лет устанавливают главным образом цилиндрические
подшипники. За рубежом отдают предпочтение цилиндрическим
и сферическим двухрядным роликовым подшипникам.
Буксы отечественных тепловозов и электровозов. Буксы
с цилиндрическими подшипниками. На отече-
ственных локомотивах наибольшее распространение получил бук-
совый узел, показанный на рис. 20. Эта конструкция применена
на тепловозах ТЭЗ, ТЭ7, ТЭМ1, ТЭМ2, ТГМЗ, ТГ102. Радиаль-
ную нагрузку здесь воспринимают два роликовых подшипника
32732Г и 52732Г с габаритными размерами 160x320 X108 мм
(табл. 3). Расчетный срок службы подшипников соответствует
пробегу около 4-Ю6 км. Ролики имеют по краям разгружа-
ющие скосы для устранения концентрации контактных давлений.
25
Вертикальная нагрузка передается от двух балансиров рессорно-
го подвешивания через их опоры на края корпуса и подшипников.
Осевые нагрузки воспринимаются осевым упором с демпфи-
рующей пружиной. Бронзовая наплавка упора и торец оси сма-
Рис. 20. Букса теплово-
зов ТЭЗ, ТЭ7, ТЭМ1,
ТЭМ2, ТГМЗ и ТГ102
Характеристики подшипников,
подвергавшихся эксплуатационной проверке в
Тепловоз ТЭ2 Тепло
Параметры 32630, 52630 ЦКБ547, ЦКБ548 ЦКБ557, ЦКБ558 73930 (ЦКБ534) * 46418 2Н32732Г, 2Н52732Г ЦКБ578, (ЦКБ579)
Габаритные размеры в мм: внутренний диаметр наружный диаметр ширина Поверхность тела ка- чения Число рядов роликов (шариков) Количество роликов (шариков) в ряду Диаметр и длина роли- ков (диаметр шари- ков) в мм Угол контакта роликов (шариков) Способ монтажа на оси Масса в к Коэффициент работо- способности С•10~с 150 320 108 Ци 1 14 42X65 Тег 38,7 ** 41,7 1,26 150 300 102 пиндрическ; 1 15 38Х 62 1ЛОВОЙ 35,5 37 1,1 160 320 108 ая 1 14 42Х 65 39/37 1,26 150/155 320 108 Бочкооб- разная 2 15 39,35Х 42 14° На втулке 44,9 1,44 90 225 54 Шаровая 1 10 (41,28) 26° 10 0,27 160 320 108 Цил 1 14 42X65 41,37 44,27 1,28
* В скобках указаны ранее принятые обозначения подшипников.
** В числителе масса подшипника, расположенного у галтели оси, в знаменателе — под
26
зываются при помощи войлочного фитиля, нижний конец которого
находится в масляной ванне. Торцовая шайба наружного подшип-
ника 52732Г не подвержена действию осевых сил, а служит для
предотвращения сползания буксы с оси при транспортировке и
во время монтажных работ. В буксе предусмотрен осевой разбег
(±12 мм) в обе стороны от среднего положения, который сов-
местно с пружиной осевого упора существенно улучшает горизон-
тальное воздействие локомотива на путь. На средних осях теле-
жек буксы не имеют пружин осевого упора, а их разбег сохранен
равным ±12 мм. Уплотнение задней крышки выполнено с рези-
новыми манжетами, имеющими пружины.
Такую буксу считают одним из самых надежных узлов локо-
мотива. Но, несмотря на безотказность, большой срок службы
подшипников и удобство в ремонте, эта конструкция устарела и
имеет некоторые недостатки. К ним относятся: большая масса (для
буксы крайних осей тележки 267 кг, для средней оси — 258 кг),
краевое центральное нагружение подшипников, жидкая смазка,
буксах тепловозов и электровозов
Таблица 3
воз ТЭЗ Тепловоз ТЭП60 Электровоз ВЛ22М Электровоз ВЛ60
ЦКБ1527 ЦКБ1562 8Н1000940Л 42532Л, ЗН232532Л1 (ЦКБ1555) ЗН52532Л1 (ЦК Б1554) 3H32532ЛI 8Н232Л1 Ий Tf SZlQ SZ сч-^сч-^ 7536К 1Н73536. (ЦКБ560) 2Н42536Г, 2Н52536Г
160 290 206/220 индрическая 160 290 176 200 280 38 Шаро- вая 160 290 80 Цил 160 290 94 [ИНДрК 160 290 80 [ческая 160 290 48 Шаро- вая 180 320 86 Ци- лин- Дри- че- ская 180 320 91 Кониче- ская 180 340 92 Бочко- образ- ная 180 320 86 Ци- лин- Дри- че- ская
4 2 1 1 1 1 1 1 1 2 1
16 18 17 18 18 18 11 18 16 19 18
34 X 34 и 34Х 44 (в одном окне се- паратора) 64,9 2,0 32X52 49 1,41 (23,813) Теп 7,64 0,165 32 X Х52 ловой 24,4 0,9 32 X Х52 25,4 0,9 32X52 23,9 0,9 (34,925) 15 0,28 34Х 55 31,1 32,5 1,1 36,5Х Х62,6 13° 40' 27,4 1,16 33,4Х Х37 10° 57' На втулке 41 1,26 34Х 55 Те- пло- вой 31,1 32,5 1,1
шипника у торца оси.
27
резиновое изнашиваемое уплотнение, жесткая установка фитиля
осевого упора и др.
Более совершенна челюстная букса тепловоза 2ТЭ10Л (рис. 21).
Радиальную нагрузку здесь воспринимают два подшипника
ЗН32532Л1 с безбортовыми внутренними кольцами (табл. 3).
Пружинное кольцо крепления препятствует сползанию внутрен-
них колец подшипников с оси при их разрушении или ослаблении
посадки. Нагрузка на подшипники от балансиров передается
через арку, которая, снижая максимальное давление на ролики
и устраняя краевое нагружение, повышает срок службы дорожек
качения колец и роликов. На посадочной поверхности корпуса
предусмотрены разгружающие проточки для уменьшения концен-
трации контактных нагрузок у краев роликов.
Фитиль для смазки осевого упора укреплен на пластинчатой
пружине так, что касается торца оси до вступления его в контакт
с упором. Это существенно улучшает условия смазки трущихся
поверхностей. Фитиль пропитывается жидкой смазкой; нижняя
его часть опущена в масляную ванну, имеющуюся в крышке буксы.
В буксах крайних осей тележки предусмотрены свободный до
±1,5 мм и упругий до ±10 мм разбеги. На средней оси тележки
пружину осевого упора не устанавливают, и букса может свободно
28
перемещаться по оси на 14 мм в обе стороны от среднего положе-
ния. Смазка подшипников консистентная УТВ (1-13) ГОСТ
1631—61 или 1ЛЗ ВТУ НП 21-59. Это позволило применить лаби-
ринтное уплотнение вместо изнашивающихся резиновых манжет.
Число болтов крепления крышек уменьшено до четырех. От спол-
зания с оси буксу предохраняет ограничительная планка, при-
крепленная к задней крышке.
По сравнению с буксой тепловоза ТЭЗ масса буксы тепловоза
2ТЭ10Л уменьшена на 88 кг. Предусмотрена возможность уста-
новки буксы тепловоза 2ТЭ10Л на колесные пары тепловозов ТЭЗ,
Рис. 22. Опытная малогабаритная букса с четырехрядным подшипником
ЦКБ 1527
ТГ102, ТГМЗ, ТЭМ1, ТЭМ2, ТЭ10 и М62; для этого расстояние
между лобовыми наличниками принято равным 368 мм и сохране-
ны посадочные размеры под балансиры рессорного подвешивания.
Представленная на рис. 22 опытная малогабаритная букса
имеет четырехрядный цилиндрический подшипник ЦКБ 1527 с га-
баритными размерами 160x290x220/206 мм. У подшипника два
сепаратора, каждый из которых несет два ряда коротких (34 мм)
и длинных (44 мм) роликов диаметром 34 мм. Короткий и длин-
ный ролики в сепараторе располагаются в шахматном порядке
для получения равномерного износа дорожек качения.
Арочное нагружение корпуса и большой коэффициент работо-
способности (2,00 • 106) этого подшипника позволили увеличить его
расчетный срок службы до пробега, равного 10-Ю6 км. Осевой
упор трения скольжения опирается на резиновый амортизатор.
Букса имеет разбег до ±15 мм. Болтовое крепление облегчает
замену боковых наличников при ремонте и исключает коробление
корпуса, возникающее в случае крепления наличников сваркой.
При числе оборотов до 400 в минуту( эквивалентно скорости движе-
ния тепловоза около 80 км/ч) плавающее кольцо, ролики и сепа-
раторы не получают повреждений. Подшипник одинаково хоро-
шо работает на жидкой смазке — масло автотракторное АКЮ
29
(автол 10) ГОСТ 1862—63, а также на консистентной (1-13; 1-ЛЗ).
Недостатком буксы следует считать чрезмерно большой расчетный
срок службы подшипника ЦКБ 1527.
Опытная букса с двухрядным подшипником ЦКБ 1562, рабо-
тающая на консистентной смазке, показана на рис. 23. Осевые
нагрузки передаются осевому упору с резиновым амортизатором,
выполненному в двух вариантах: с шарикоподшипником
8Н1000940Л (рис. 23, а) или с бронзовой наплавкой (рис. 23, б).
Наружное кольцо шарикоподшипника установлено неподвижно
Рис. 23. Опытная малогабаритная букса с двухрядным подшип-
ником ЦКБ 1562:
а — осевой упор с шарикоподшипником 8Н1000940Л; б — с осевым
упором трения скольжения; k — смещение корпуса относительно оси
подшипника
в передней крышке буксы, внутреннее — напрессовано на наруж-
ном конусе авмортизатора и вращается при помощи штифтов,
увлекающих внутренний конус и амортизатор. Предварительно
амортизатор затягивают гайкой на трубчатой части внутреннего
конуса. Буксы имеют разбег до ±14 мм.
Буксовый узел электровоза ВЛ60 (рис. 24) относится к двух-
поводковым. Цилиндрические подшипники 42536Г (задний, с упор-
ным бортом на внутреннем кольце) и 52536Г (передний, с при-
ставной шайбой) воспринимают и радиальную и осевую нагрузку.
Конструкция корпуса создает условия для благоприятного рас-
пределения нагрузки по роликам. Осевые силы воспринимаются
торцами роликов диаметром 34 и длиной 55 мм. Смазка в буксе
консистентная. К раме тележки букса присоединяется поводками
с резино-металлическими блоками. В буксах средних осей тележек
свободный разбег достигает ± 14 мм, а перемещение буксы по оси
ограничено приставными шайбами. Уплотнение в буксах средних
осей однокамерное с войлочным кольцом.
30
Рис. 24. Букса электровоза ВЛ60
290
Рис. 25. Букса крайних осей тележек пассажирского тепловоза ТЭП60
31
Двухповодковую буксу имеет тепловоз ТЭП60 (рис. 25). В отли-
чие от предыдущей конструкции, радиальную нагрузку в этой
буксе несут подшипники ЗН32532Л1, а для осевых сил предназна-
Рис. 26. Букса с коническими под-
шипниками электровоза ВЛ22М
чен радиальный шарикоподшип-
ник 8Н232Л1 (табл. 3). Наруж-
ное кольцо шарикоподшипника
центрировано и установлено
неподвижно в корпусе и ук-
реплено передней крышкой;
внутреннее кольцо насажено
на оси свободно и закреплено
торцовой гайкой. В другом
варианте буксы тепловоза
ТЭП60 шарикоподшипник цен-
трирован по вращающемуся
внутреннему кольцу. Букса
крайних осей тележки тепло-
воза ТЭП60 может переме-
щаться вдоль оси на величину
осевого зазора шарикоподшип-
ника. Букса средней оси те-
лежки имеет разбег ± 14 мм
как и букса электровоза ВЛ60.
Буксы с коническими подшипниками.
Число конструкций букс с коническими подшипниками отече-
и электровозов крайне ограничено. Среди
ственных тепловозов
Рис. 27. Букса внутренних шеек осей тепловозов ТГМ1 и ТГМ23
(1150 и 1140 мм— расстояния между серединами соответственно
рессор и подшипников)
них известны: букса наружных шеек осей электровоза ВЛ22М
(рис. 26) и букса внутренних шеек осей тепловозов ТГМ1 и ТГМ23
(рис. 27).
В буксе электровоза ВЛ22М применены два однорядных под-
шипника 7536К (табл. 3). Смазка подшипников консистентная.
32
Основным недостатком буксы считают сложность регулирования
осевого и радиального зазоров, которые в конических подшип-
никах взаимозависимы. Отрицательной стороной конструкции
такой буксы является также центральная передача нагрузки на
верхнюю часть свода корпуса. Такую буксу для установки на
строящихся и перспективных локомотивах не рассматривают.
Применение конических подшипников на внутренних шейках
осей, где их демонтаж и осмотр крайне затруднены, является вы-
нужденным решением. В буксе
тепловозов ТГМ1 и ТГМ23 уста-
новлены два однорядных под-
шипника 7536К на консистент-
ной смазке. Осевой зазор под-
шипников регулируют двумя
кольцевыми прокладками, рас-
положенными между корпусом
и торцами наружных колец под-
шипников. Корпус массивный
разъемный на призонных болтах,
предотвращающих смещение
полукорпусов. Нагрузка пере-
дается на верхнюю центральную
часть свода корпуса.
Буксы со сфериче-
скими подшипниками. Рис. 28. Букса электровозов ВЛ23
На электровозах ВЛ23, ВЛ8 и и ВЛ8
на партии тепловозов ТЭ2 при-
менены буксы со сферическими двухрядными роликоподшипниками.
На рис. 28 показана букса электровозов ВЛ23 и ВЛ8. На цилин-
дрической шейке оси установлено на втулках два двухрядных
сферических роликоподшипника 1Н73536, габаритные размеры
которых 180/190x340x92/117 мм. Смазка подшипников конси-
стентная, уплотнение выполнено в виде двухкамерного лабиринта
с маслосборными канавками. Наличники изготовлены из стали 40
(ГОСТ 1050—60) или Ст.5 (ГОСТ 500—58), их поверхность зака-
ливают до твердости HRC 40—45. Наличники смазываются из
масленок, расположенных в карманах верхней части корпуса.
Произвольное отвертывание болтов крышек корпуса предотвра-
щают пружинные шайбы. В отличие от описанных выше букс, где
дополнительно к пружинным шайбам использована проволока
(см. рис. 21 и 25), здесь применены пластинки, которые отогнуты
на крышку и гайку и позволяют надежно застопорить последнюю.
Четыре ряда роликов в буксах с двумя двухрядными сфери-
ческими роликоподшипниками представляют статически неопре-
делимую систему, находящуюся под действием радиальной на-
грузки. На практике наличие неточностей в подшипниках и бук-
совом узле приводит к неравномерному распределению нагрузки
между рядами роликов, что снижает срок службы подшипников.
3 Н. Н. Волков
33
Буксы зарубежных локомотивов. Буксы с цилиндри-
ческими подшипниками. Буксы с цилиндрическими
подшипниками зарубежных локомотивов можно классифицировать
по типам подшипников и способам передачи осевой нагрузки.
Различают буксы с двухрядными и однорядными подшипниками.
Как те, так и другие делят на конструкции, имеющие осевой упор
трения скольжения или шарикоподшипник для передачи осевой
нагрузки.
Показанная на рис. 29 букса американской фирмы Hyatt
имеет двухрядный цилиндрический подшипник, легко разбираю-
щийся для промывки и осмотра. Корпус (сравнительно тонко-
Рис. 29 Букса фирмы Hyatt типа
' JMR (США)
Рис. 30. Букса фирмы Hyatt с двух-
рядным цилиндрическим подшипни-
ком и фитилем для смазки осевого
упора
стенный в верхней своей части) воспринимает нагрузку по краям
подшипника.
У торца внутреннего кольца подшипника, обращенного к гал-
тели оси, имеется конический переход для снижения концентрации
посадочных напряжений в оси. Осевой упор с коническим рези-
новым амортизатором предохраняется от проворачивания болтом,
установленным в нижней части передней крышки.
Для жидкой смазки в нижней части корпуса предусмотрена
масляная ванна. К осевому упору смазка подается при помощи
маслоотбрасывающего козырька, выполненного заодно с ограни-
чительным передним торцовым кольцом подшипника. Поступая
из подшипника в зазор между сеператором и козырьком, масло
стекает по козырьку в углубление на верхней части осевого упора
и оттуда проходит к трущимся поверхностям. Лабиринтное уплот-
нение имеет камеры, а в нижней части — отверстие для выхода
воды и загрязненной смазки. В буксе фирмы Hyatt нельзя при-
знать рациональным направление роликов торцами задней крышки
и переднего упорного кольца. К недостаткам конструкции можно
также отнести криволинейную форму сечения лабиринтного
кольца оси. Это приводит к перемещению смазки к наружной
34
стороне буксы по лабиринтному кольцу, в результате чего утечки
масла возрастают. Сомнительна надежность этого уплотнения
и с точки зрения предотвращения вытекания жидкой смазки.
Другая разновидность буксы фирмы Hyatt представлена на
рис. 30. В отличие от предыдущей, эта конструкция имеет улуч-
шенное нагружение корпуса через упругую прокладку, торец оси
дополнительно смазывается фитилем, помещенным в масляную
ванну. Сверху, на передней крышке предусмотрен люк для осмотра
и извлечения осевого упора. Отверстие для заливки масла выне-
сено к передней крышке, что более удобно. Изменена также кон-
струкция уплотнения.
Рис. 31. Букса английской фирмы
Hoffmann с фитилем на пружине
Рис. 32. Букса Hoffmann с шарикопод-
шипником для передачи осевой нагрузки
Буксовые узлы, работающие на консистентной смазке, с двух-
рядными и однорядными цилиндрическими подшипниками (рис. 31
и 32), выпускает фирма Hoffmann (Англия). Одна из букс с двух-
рядным подшипником (рис. 31) предназначена для тепловозов CJE.
Подшипник имеет общее внутреннее кольцо и передает только
радиальную нагрузку. Осевой упор входит в переднюю крышку
и может быть легко демонтирован для осмотра и ремонта. Торец
оси смазывается войлочным фитилем, который прижат к трущейся
поверхности пластинчатой пружиной. Задняя крышка представ-
ляет собой часть корпуса, а примененное уплотнение — простей-
шей конструкции. Смазка в буксе консистентная, фитиль упора
пропитывается жидким маслом. По сведениям фирмы пробеги
тепловозов с такими буксами к 1966 г. достигли 1 • 106 км. Этот
буксовый узел является одним из простейших на зарубежных ло-
комотивах, однако конструкцию уплотнения нельзя признать
надежной.
В буксе фирмы Hoffmann с двумя однорядными цилиндри-
ческими подшипниками (рис. 32) осевые силы передаются шарико-
подшипником с разъемным наружным кольцом. Шарикоподшип-
ник центрирован на шейке оси, что уменьшает биение вращающе-
3* 35
получило распространения, так как
Рис. 33. Букса фирмы SKF (Швеция)
гося внутреннего кольца. Букса работает на жидкой смазке и
имеет лабиринтное уплотнение. Корпус в верхней части массив-
ный, его элементы, не несущие нагрузку, тонкостенные. Благо-
даря этому существенно уменьшается масса конструкции. Перед-
няя крышка укреплена на шпильках с пружинными шайбами и
корончатыми гайками.
В отечественной практике крепление крышек на шпильках не
при повреждении шпилек
их трудно извлекать из
корпуса.
Известная шведская
фирма SKF, ранее спе-
циализировавшаяся толь-
ко на выпуске сферических
роликоподшипников, в по-
следние годы спроектиро-
вала и построила несколько
вариантов буксовых узлов
с цилиндрическими под-
шипниками для маги-
стральных и маневровых
тепловозов и электровозов.
Букса, показанная на
рис. 33, имеет довольно
сложную конструкцию.
В двухрядном цилиндрическом подшипнике наружное кольцо
выполнено с раздельными дорожками качения, что делает
затруднительным его изготовление с высокой точностью. Наруж-
ное кольцо шарикоподшипника установлено неподвижно, внутрен-
нее — насажено на наружный конус амортизатора и имеет воз-
можность вращаться благодаря пазам в конусе, соединенным с вы-
ступами на втулке, напрессованной на ось. Предварительная за-
тяжка амортизатора осуществлена гайкой, навинчиваемой на ци-
линдрическую часть внутреннего конуса и закрепляемой прово-
локой. Связь наружного конуса амортизатора с осью позволяет
избежать проскальзывания и повышенного износа контактирую-
щих поверхностей торца оси и внутреннего конуса. Подшипники
заправляют консистентной смазкой. Лабиринтное уплотнение со-
стоит из четырех деталей, одну из которых перед сборкой буксы
предварительно запрессовывают в заднюю крышку. Камеры
уплотнения достаточных размеров. Перегородка, отделяющая
полости подшипника от наружной среды, размещена непосред-
ственно в зоне торцов роликов и края внутреннего кольца под-
шипника.
Несколько отличается от предыдущей букса, показанная на
рис. 34. Двухрядный подшипник с габаритными размерами 150X
X280x198/180 мм имеет раздельные наружные кольца. Посадоч-
ные поверхности в корпусе под подшипники раздельные. Верти-
36
кальная нагрузка передается через проушины в нижней части
корпуса, что улучшает распределение нагрузки по роликам.
Массивный шарикоподшипник с габаритными размерами 120 X
X 260x55 мм насажен на оси и закреплен торцовой шайбой с бол-
тами. Наружное кольцо шарикоподшипника несет кольцо со
шпонкой, препятствующей вращению этих колец, что исключает
проскальзывание торца вспомогательного кольца по внутреннему
конусу амортизатора и сохраняет возможность осевого перемеще-
ния шарикоподшипника на амортизаторе осевого упора. Рези-
Рис. 34. Букса фирмы SKF с шарикоподшипником на оси
новому амортизатору придана обтекаемая форма, что уменьшает
концентрацию нагрузки и повышает срок службы резины.
Уплотнение задней крышки лабиринтное, неизнашиваемое с
демпфирующей камерой большого объема. Напрессованное на
ось лабиринтное кольцо состоит из двух деталей. В заднюю крышку
вмонтировано специальное кольцо из мягкого антифрикционного
материала. Это кольцо позволяет существенно уменьшить зазор
в уплотнении, избежав повреждения поверхностей в случае каса-
ния лабиринтного кольца о заднюю крышку. Лобовые наличники
укреплены на болтах.
Для дальнейшего максимального снижения габаритных раз-
меров и массы буксы фирма SKF использует многорядные цилин-
дрические подшипники. В буксе, показанной на рис. 35, применен
четырехрядный цилиндрический подшипник с двумя сепараторами,
каждый из которых имеет два ряда роликов. Вертикальная на-
грузка передается на подшипник через арку; для воспринятая
осевых сил служит шарикоподшипник с фасонным внутренним
кольцом; конструкция уплотнения простая — задняя крышка,
37
имеющая уплотнительные зазоры, размещена непосредственно
над внутренним кольцом подшипника.
Сравнительно недавно фирма SKF сконструировала буксовый
узел (рис. 36) для построенного в ФРГ скоростного (конструкцион-
ная скорость 200 км/ч) электровоза. Вертикальная нагрузка на
буксу передается на проушины в нижней части корпуса. Букса
крайних осей тележки благодаря перемещению наружного кольца
шарикоподшипника в передней крышке имеет свободный осевой
разбег, равный ±1 мм. На наружном кольце шарикового подшип-
ника напрессовано кольцо со шпонкой, заходящей в паз передней
Рис. 35. Малогабаритная букса фирмы
SKF с четырехрядным цилиндрическим
подшипником и шарикоподшипником для
передачи осевой нагрузки
Рис. 36. Букса фирмы SKF для
скоростного электровоза Е.ОЗ
(ФРГ); верхняя часть до осевой
линии — для букс крайних осей
тележек; нижняя часть — для
буксы средней оси
крышки и предохраняющей наружное кольцо подшипника от вра-
щения
Средняя колесная пара тележки не имеет шарикового подшип-
ника (см. рис. 36, нижнюю часть относительно осевой линии), и
букса имеет возможность перемещаться по оси на 8,5 мм в каждую
сторону. В буксе применена оригинальная защита полости от
попадания воды и пыли; задняя крышка отсутствует, а в корпус
вложено лабиринтное кольцо, прижатое передней крышкой через
проставку и наружные кольца цилиндрических подшипников;
дополнительно к корпусу буксы укреплен на болтах козырек
для защиты зоны уплотнения от прямого попадания воды и пыли.
Уплотнение задней крышки — лабиринтное, подшипники смазы-
ваются консистентной смазкой.
Второй вариант буксы для электровоза Е.ОЗ, сконструирован-
ной немецкой фирмой FAG, показан на рис. 37. Осевую нагрузку
в этой буксе воспринимает торцовая шайба подшипника и пере-
дает ее через наружный конус на резиновый амортизатор с метал-
лическими кожухами. Амортизатор опирается на внутренний ко-
38
нус, который закреплен на торце оси неподвижно. Разбег буксы
крайних осей (в том числе и упругий) незначителен — ±2 мм.
Передняя крышка для установки привода скоростемера — свар-
ная.
Двухрядный цилиндрический подшипник в буксе электровоза
серии 40.100 (рис. 38) применили французские локомотивострои-
тели. Букса имеет довольно сложный узел передачи осевой на-
грузки, состоящий из смонтированного на оси радиального шари-
коподшипника и массивного резинового амортизатора. Втулка
Рис. 37. Букса фирмы FAG (ФРГ) для
скоростного электровоза Е.ОЗ с переда-
чей осевой нагрузки на упругую при-
ставную шайбу подшипника:
верхняя часть до осевой линии — для букс
крайних осей; нижняя часть — для буксы
средней оси
Рис. 38. Букса французского
электровоза 40.100 с массивным
амортизатором осевого упора
наружного кольца шарико-
подшипника имеет отверстие
с резьбой для выпрессовки
кольца при демонтаже. Для крепления передней и задней кры-
шек применены длинные сквозные болты.
Сложный буксовый узел с цилиндрическими направляющими,
разработанный швейцарской фирмой SLM, также имеет двухряд-
ный цилиндрический подшипник с общим внутренним кольцом
(рис. 39). Для передачи осевых сил служит радиальный шарико-
подшипник. Пружинное устройство демпфирует динамические
осевые силы. Цилиндрические направляющие обеспечивают точное
положение буксы в раме тележки, их трущиеся поверхности на-
дежно защищены от внешнего воздействия.
Буксы с коническими и сферическими
подшипниками. Среди букс с коническими подшипниками
для наружных шеек осей наибольшее распространение получили
конструкции, одна из которых представлена на рис. 40. Такие
буксы производят фирмы Timken (США) и Nachi (Япония).
Осевой разбег подшипников можно регулировать изменением
толщины наружного дистанционного кольца, установленного
39
между наружными кольцами подшипников. Подшипники рабо-
тают на жидкой смазке, которую заливают в отверстие передней
крышки.
В буксе французского электровоза серии 68.000 (рис. 41) при-
менены два двухрядных подшипника, воспринимающих радиаль-
Рис. 39. Букса с цилиндрическими направляющими швейцарской
фирмы SLM
ную и осевую нагрузки. При такой схеме расположения подшип-
ники не могут полностью самоустанавливаться и не используется
главное преимущество сферических подшипников. Наличие сквоз-
ных болтов крышек облегчает корпус и упрощает его изготовление.
Рис. 40. Букса с коническими под-
шипниками японской фирмы Nachi
Рис. 41. Букса французского элек-
тровоза 68.000 с двумя сфериче-
скими роликоподшипниками
Для подшипников применена консистентная смазка. Уплотнение
состоит из простейшего лабиринта и фетрового кольца. В таких
буксах при отсутствии маслосъема затруднен демонтаж подшип-
ников с оси.
По одному сферическому подшипнику с габаритными разме-
рами 180x400x132 мм имеют буксы (рис. 42) электровоза ЧС1
40
(ЧССР). Применение только одного сферического подшипника
позволяет буксе самоустанавливаться и компенсировать дефор-
мацию оси и неточности изготовления сопряженных элементов.
Корпус буксы имеет «крылья», на которые опираются амортизи-
Рис. 42. Буксовый узел электровоза ЧС1 (ЧССР) с одним
сферическим подшипником
Рис. 43. Буксы для внутренних шеек осей:
а — тепловоза V2OO0; б — тепловоза V200'
рующие устройства с направляющими. Подшипник работает на
консистентной смазке; полость буксы защищена уплотнением,
состоящим из лабиринта и войлочного кольца.
На рис. 43 показана букса внутренних шеек осей тепло-
возов V2000 и V200' (ФРГ). В буксе тепловоза V200' установлен
41
сферический подшипник фирмы SKFс роликами, называемыми «сим-
метричная бочка», и специальным отверстием в наружном кольце
для запрессовки свежей консистентной смазки. Корпус и крышки
буксы разъемные, что позволяет осматривать подшипники при
ремонтах.
§ 5. Моторно-осевые подшипники
Несмотря на значительные преимущества моторно-осевых под-
шипников качения, они еще не получили должного распростра-
нения и число их конструкций невелико как в нашей стране, так
и за рубежом.
Опоры с подшипниками качения отечественного подвижного
состава. Опытная конструкция опор тягового двигателя НБ-412Р
Рис. 44. Моторно-осевые подшипники электровоза ВЛ60-801
электровоза ВЛ60-801 показана на рис. 44. Два подшипника 9
(№ 3003148), имеющих габаритные размеры 240x360x92 мм,
установлены на оси тепловым способом. Подшипники восприни-
мают как радиальную, так и осевую нагрузки. В правой опоре
корпус 2 двигателя может перемещаться в осевом направлении
по наружному кольцу подшипника. Это позволяет компенсировать
температурные деформации и неточности сборки. Наружные кольца
подшипников размещены в кольцевых втулках 3, фиксирующих
подшипники в корпусе при помощи стопорного кольца 4. Одно-
временно втулка 3 образует гребенку уплотнения, отделяющего
полость подшипника от наружной среды. Другая часть лаби-
ринтного уплотнения выполнена в ступице 6 зубчатого колеса
тяговой передачи.
Чтобы не повредить внутренние кольца подшипников при
напрессовке колесного центра 7, между ним и кольцом подшип-
ника 9 установлено кольцо 8 из материала, по твердости значи-
тельно уступающего стали (бронза, медь, латунь). При монтаже
на ось колесного центра сила напрессовки достигает значительной
величины, кольцо 8 деформируется и гасит опасные перемещения.
42
Подшипники работают на консистентной смазке 1-ЛЗ. При
сборке этой смазкой заполняют также лабиринтное уплотнение.
Войлочное кольцо 5 уплотнения кожуха тяговой передачи сопри-
касается с корпусом 2 двигателя. Для исключения попадания
смазки из подшипников в тяговый двигатель труба, охватывающая
ось, имеет маслосборные канавки 1.
При разработке конструкции моторно-осевых подшипников
для тепловоза 2ТЭ10Л-110 главной задачей было приспособить
с минимальными переделками к роликовым подшипникам двига-
тель ЭД107 и колесную пару. В опорах (рис. 45) были использо-
Рис. 45. Опоры тягового двигателя на ось тепловоза 2ТЭ10Л-110 с ци-
линдрическими подшипниками, имеющими габаритные размеры
240X360X37 мм-.
1 — зубчатое колесо; 2 — колесная пара
ваны узкие цилиндрические роликоподшипники 2Н7042 с габарит-
ными размерами 240x360x37 мм. Подшипники передают осевые
нагрузки торцами роликов и упорными бортами внутренних колец.
Наружные кольца запрессованы во втулки, на которые монти-
руется разъемный корпус тягового двигателя. Для предотвраще-
ния проворачивания втулок в корпусе предусмотрены штифты,
один из которых показан на левой опоре. С целью компенсации
температурных деформаций и неточностей сборки, а также для
обеспечения нормальной работы подшипников предусмотрен осе-
вой зазор, равный 1—2,1 мм.
Конструкция (проект) колесной пары с моторно-осевыми под-
шипниками качения, разработанная Ворошиловоградским тепло-
возостроительным заводом им. Октябрьской революции и ВНИТИ
для тепловозов 2ТЭ10Л с электродвигателем ЭД-107, показана
на рис. 46. В опорах использованы подшипники трех типоразме-
ров. В наиболее нагруженном месте — у шестерни 10 установлен
цилиндрический роликовый подшипник 6 с габаритными разме-
рами 240x320x48 мм и коэффициентом работоспособности
около 460 000. Подшипник воспринимает только радиальные силы.
У колеса 16 локомотива применены цилиндрический 4 и шарико-
вый 15 подшипники; первый предназначен для передачи только
радиальных нагрузок, а второй — воспринимает лишь осевые
43
Рис. 46. Колесная пара с моторно-осевыми подшипниками для тепловозов 2ТЭ10Л и М62 с тяговым двигателем ЭД-107 (проект)
силы. Шариковый подшипник 15 с габаритными размерами 240X
X320x38 мм имеет разъемное внутреннее кольцо, что по сравне-
нию с обычными радиальными шарикоподшипниками несколько
увеличивает долговечность.
Внутренние кольца подшипников фиксированы от осевого сме-
щения дистанционными кольцами 13. В опоре шестерни 10 вну-
треннее кольцо цилиндрического подшипника дополнительно за-
креплено лабиринтным кольцом 12, насаженным на оси с натягом.
Наружные кольца подшипников установлены во втулках 3 и 8.
Рис. 47. Опоры тягового двигателя с однорядными кониче-
скими подшипниками для тепловозов 2ТЭ10Л и М62 (проект)
Для предотвращения проворачивания втулок 3 и 8 в корпусе
двигателя 5 служат штифты 7.
Уплотнение в опоре у шестерни 10 состоит из двух лабиринтов.
Внутренний лабиринт образован кольцами 11 и 12\ наружный —
гребенкой на втулке 8 и лабиринтным кольцом 9, насаженным с на-
тягом на уступ зубчатого колеса. Подшипник у колеса 16 локо-
мотива имеет один лабиринт из двух колец 1 и 2. Кольцо 2 укреп-
лено болтами ко втулке 3 подшипника. Подшипники смазываются
консистентной смазкой 1-13 или 1-ЛЗ. При сборке лабиринты за-
полняются этой же смазкой. Через канал 14 в корпусе 5 двигателя
подается смазка в подшипники.
Вариант опоры с коническим подшипником (рис. 47) имеет неко-
торые преимущества. Основными из них можно считать малые
габаритные размеры и использование подшипника одного типо-
размера. Конический однорядный роликоподшипник 4 (2007948,
коэффициент работоспособности около 650 000) насажен на оси 7
с натягом. Наружное кольцо подшипника заключено во втулку 2
и при демонтаже разъемного корпуса 5 тягового двигателя может
быть передвинуто к середине оси для осмотра подшипника.
45
В корпусе 5 предусмотрен вкладыш 8 с маслосборными канавками
для защиты тягового двигателя от проникновения смазки из под-
шипников. Осевой зазор можно регулировать калиброванным
кольцом 6, устанавливаемым в одном из подшипников. Лаби-
ринтные кольца 1 и 3 и гребенка на втулке 2 образуют сложную
систему лабиринтов.
Малые габаритные размеры данной конструкции позволяют
использовать ее без существенной переработки сопряженных эле-
ментов колесной пары и двигателя, а положительный опыт экс-
плуатации конических подшипников в буксах постройки Коло-
менского тепловозостроительного завода им. В. В. Куйбышева
дает основание рассчитывать на удовлетворительные результаты
в случае применения конических подшипников в качестве мо-
торно-осевых.
Опоры с подшипниками качения зарубежного подвижного
состава. Фирма SKF рекомендует конструкцию опор тягового
двигателя, показанную на рис. 48. В литом корпусе двигателя
установлено по одному сферическому двухрядному подшипнику
с роликами, имеющими форму «симметричная бочка». Подшипник
у зубчатого колеса не фиксирован в корпусе в осевом направле-
нии и может обеспечивать свободу осевого перемещения при те-
пловых деформациях корпуса и оси.
46
Кожух тяговой передачи отделен от опорного подшипника
и имеет самостоятельное уплотнение, что полностью предотвра-
щает возможность проникновения смазки от шестерен в моторно-
осевой подшипник. В результате отпадает необходимость в спе-
циальном уплотнительном устройстве между полостями подшип-
ника и кожуха передачи. Смазка подшипников консистентная.
Уплотнение имеет простую конструкцию без лабиринта и войлоч-
ного кольца.
Эскиз моторно-осевых подшипников фирмы Hoffmann показан
на рис. 49. Опоры спроектированы как самостоятельный узел,
имеющий два цилиндрических подшипника 5, соединенных тру-
Рис. 49. Конструкция опоры для тягового двигателя с цилиндрическими
подшипниками, смонтированными в общей трубе (фирма Hoffmann,
Англия)
бой 2. Внутренние кольца подшипников насажены на оси 1 с на-
тягом. Такую трубу с опорами качения монтируют на колесной
паре, а затем электродвигатель устанавливают на изготовленную
ось с подшипниками, как при подшипниках скольжения.
§ 6. Опоры осевых редукторов
Осевые редукторы отечественных тепловозов. Осевой редуктор
тепловоза ТГМ5 (рис. 50), предназначаемый в качестве унифици-
рованного для тепловозов ТГ102, ТГ106 и ТГМ10, имеет одну
опору на цилиндрическом подшипнике 7, другую— комбиниро-
ванную — с цилиндрическим подшипником 4 и шариковым 3.
Для передачи радиальных нагрузок применен цилиндрический
роликоподшипник 32144. Осевые силы воспринимаются радиаль-
ным шарикоподшипником ЦКБ-861.
Подшипники смонтированы в неразъемных корпусах 2, что
позволяет упростить монтаж редуктора, облегчить регулирование
зазоров, улучшить подачу смазки и упростить конструкцию разъ-
емного корпуса 5. Наружное кольцо шарикоподшипника не кон-
тактирует с корпусом по цилиндрической посадочной поверхности.
Уплотнение 1 — лабиринтное сборное. Внутренний лабиринт
смонтирован на специальном кольце <?, которое предназначается
также для дополнительного крепления внутреннего кольца под-
шипника. Наружный лабиринт уплотнения укреплен к корпусу
47
болтами и одновременно служит в качестве крышки, закреп-
ляющей подшипник. Положение подшипников регулируют при
помощи прокладок, размещенных между крышкой корпуса и кор-
пусами подшипников и редуктора.
На опоре у шестерни в корпусе подшипника выполнены отвер-
стия Р, по которым от масляного насоса масло подается в под-
шипник. Подшипники получают смазку из общей масляной ванны,
наполняемой смесью масел МС20 ГОСТ 1013—49 (50%) и АУ
Рис. 50. Подшипниковые узлы унифицированного осевого
редуктора тепловоза ТГМ5
ГОСТ 1642—50 (50%) с присадками ЛЗ 6/9 (50%) и ПМС 200А
(0,005% массы всей смазки).
Опоры осевого редуктора дизель-поезда ДР1 показаны на
рис. 51. Аналогичную конструкцию имеют опорные подшипнико-
вые узлы редукторов тепловозов ТГП50 и ТГ16. Здесь в менее на-
груженной опоре применен конический двухрядный роликопод-
шипник 3 (209 7140), габаритные размеры которого 200Х310Х
X 152/120 мм. В опоре у конического зубчатого колеса установлен
цилиндрический подшипник 8 (32140Л1) с габаритными разме-
рами 200x310x51 мм.
Для упрощения регулирования конический подшипник уста-
новлен в неразъемном корпусе 4, на котором смонтирован разъем-
ный корпус 7 осевого редуктора. Во избежание утечек масла между
корпусом 7 редуктора и корпусом 4 конического подшипника 3
в пазу корпуса 4 помещено уплотнительное кольцо 2. Аналогич-
48
ные уплотнительные кольца имеются между крышкой корпуса 4
подшипника и корпусом 4, а также под лабиринтной крышкой 10
цилиндрического подшипника. Лабиринтные кольцо 9 и крышка 10
образуют уплотнение. Положение осевого редуктора относи-
тельно корпуса подшипника регулируется разъемным проста-
вочным кольцом, а осевой зазор конического подшипника — коль-
Рис. 51. Опоры осевого редуктора дизель-поезда ДР1 на двух-
рядном коническом и однорядном цилиндрическом подшипниках
цом, устанавливаемым между торцами крышки и наружного
кольца подшипника.
Подшипники смазываются маслом из общей масляной ванны
редуктора, в которую летом заливают смазку MCI4 ГОСТ
1013—49, а зимой — масло автотракторное АКЗ-6 ГОСТ
1862—63. При максимальном уровне смазки в редукторе (до ниж-
него края пробки) нижние ролики подшипников касаются масла.
В цилиндрический подшипник масло поступает дополнительно
за счет циркуляции при работе редуктора. Конический подшип-
ник получает смазку от масляного насоса 5, приводимого в движе-
ние шестерней /, насаженной на оси колесной пары. Масло по-
ступает по отверстиям 6. Для прохода смазки в наружном кольце
подшипника предусмотрены специальные отверстия.
4 Н. Н. Волков 49
Двухрядные сферические роликоподшипники 3540 установлены
в опорах осевого редуктора тепловоза ТГ102 (рис. 52). Подобная
конструкция применена также на тепловозах ТГМЗ. Оба подшип-
Рис. 52. Опоры осевого редуктора тепловоза ТГ102
ника 5 помещены в неразъемных тонкостенных втулках 4, облег-
чающих монтаж корпуса редуктора. Подшипник, воспринимаю-
щий радиальную и осевую нагрузки (на чертеже показан слева),
заключен в глухую втулку 4, а подшипник у шестерни помещен
во втулке свободно, что обеспе-
чивает относительное перемеще-
ние втулки и подшипника при
тем п ер ату р ных деформ аци я х.
Регулирование положения кор-
пуса редуктора относительно
неподвижного подшипника 5
осуществляют прокладками 6.
Подшипники получают смазку
только из общей масляной ванны.
Уплотнительное устройство ка-
ждого подшипника имеет войлоч-
ное кольцо Дзаключенноемежду
двумя металлическими кольца-
ми, которые на болтах укреп-
лены к крышке 3 втулки 4.
п ~ Кроме войлочного кольца в уп-
Рис, 53. Опоры на ось редуктора r J
трпттпнпзя тгк2 лотнении находится резиновая
манжета 2 с пружинным брас-
летом .
В осевых редукторах маневрового тепловоза ТГК2 (рис. 53)
применены конические подшипники 2007138 с габаритными раз-
мерами 190x290x60 мм. Подшипники 5 смонтированы непосред-
ственно в разъемном корпусе 6 редуктора. Осевой зазор регули-
руют при помощи гаек, находящихся в крышках корпуса 6.
— о
50
Рис. 55. Осевой редуктор типа С34 фирмы Maybach
для тепловоза V200'
Рис. 54. Осевой редуктор тепловоза ТГ300 фирмы МАК
Подшипники смазываются солидолом УС-1 ГОСТ 1033—51.
Полость подшипников отделена от полости редуктора металли-
ческими шайбами, предохраняющими вымывание солидола транс-
миссионным автотракторным маслом ГОСТ 542—50, заливаемым
в картер редуктора. С наружной стороны подшипники имеют про-
стое уплотнение, состоящее из крышки 2 с грязевыми канавками
и войлочного кольца /, размещенного в крышке 4. Крышка 2
укреплена к крышке 4 болтами; самоотворачивание крышки 4
предотвращает стопор 3.
Осевые редукторы зарубежных конструкций. На рис. 54 пока-
зан редуктор тепловоза ТГ300 фирмы МАК. Однорядные кониче-
ские подшипники 9 передают и радиальную и осевую нагрузки.
Наружные кольца подшипников размещены в неразъемных кор-
пусах 8. Для регулирования осевого зазора подшипников пред-
назначены прокладки 7, позволяющие перемещать в осевом на-
правлении корпус 8 с наружными кольцами относительно разъем-
ного корпуса 1 редуктора. Подшипники получают смазку из
общей масляной ванны редуктора, откуда масло подается насосом,
приводимым в движение зубчатым колесом 10, установленным
на оси.
В отличие от отечественных конструкций редуктор тепловозов
ТГ300 фирмы МАК имеет сложное уплотнительное устройство, со-
стоящее из маслоотбрасывающих кольцевых выступов на кольцах 2
и 6, двухручьевого лабиринта, образованного лабиринтными
кольцами 2 и 4, а также фетрового кольца 5, размещенного
в крышке 3. Как показывают испытания и эксплуатация редук-
торов, усложнение уплотнений необходимо для предотвращения
утечки масла.
Редуктор С34 фирмы Maybach (рис. 55), примененный на тепло-
возах V200', спроектирован на базе редуктора СЗЗ тепло-
воза V2000. Радиальную и осевую нагрузки несут конические одно-
рядные подшипники с внутренним диаметром 220 мм. В более
нагруженной опоре у шестерни применен подшипник больших
размеров. Массивные наружные кольца подшипников устанавли-
вают непосредственно в разъемном корпусе редуктора. По сведе-
ниям фирмы использование конических подшипников позволило
существенно повысить грузоподъемность опор при данных габа-
ритных размерах и сократить ширину корпуса редуктора. Осевой
зазор подшипников регулируют прокладками, помещаемыми
между крышками корпуса и наружными кольцами подшипников.
Подшипники получают смазку из масляной ванны редуктора,
куда заправляют около 6,5 кг смазки. Циркуляцию смазки осу-
ществляет насос, приводимый от вспомогательного зубчатого
колеса, напрессованного на оси колесной пары. Уплотнение имеет
кольцо с маслоотбрасывающей гребенкой, фетровое кольцо,
разъемное кольцо и наружный защитный кожух, прикрепленный
на болтах к крышке корпуса редуктора.
Глава III
Исследование подшипниковых узлов колесных пар
Создание тяжелонагруженных подшипниковых узлов колесной
пары, имеющей высокую эксплуатационную надежность, требует
проведения комплекса различных исследований. К ним относятся
стендовые и эксплуатационные испытания буксовых узлов, мо-
торно-осевых подшипников и опор осевых редукторов, работы по
повышению надежности роликовых подшипников, испытания
корпусов букс, определение надежности уплотнений и измерение
трения в буксах.
§ 7. Определение надежности и долговечности
при стендовых испытаниях
Стендовые испытания являются важным этапом в создании
надежной конструкции подшипникового узла колесной пары.
Кроме испытаний на долговечность подшипников и других эле-
ментов, на стендах можно проводить специальные исследования,
благодаря которым представляется возможным уточнить расчет-
ные характеристики, например эмпирические коэффициенты
в формулах для расчета долговечности подшипников и т. п. Осо-
бое значение имеют натурные стендовые испытания, так как
в этом случае удается наиболее полно отразить работу подшип-
никового узла в сочетании с работой оси и корпуса, испытать под-
шипник в действительных условиях его контакта с сопряжен-
ными элементами.
Стенды для испытания букс, моторно-осевых подшипников
и осевых редукторов. Для испытания букс, моторно-осевых под-
шипников и осевых редукторов разработаны и построены различ-
ные стенды. Стенды для испытания букс имеются во ВНИИ ваго-
ностроения, ВНИИЖТ и ВНИТИ (г. Коломна), стенды для испы-
тания моторно-осевых подшипников и осевых редукторов соз-
даны во ВНИТИ.
Стенд ВНИИВ-1 (ВНИИВ-2, ВНИИВ-3), показанный на
рис. 56, позволяет проверять работоспособность букс вагонов,
а также испытывать подшипники на долговечность и выполнять
ряд других работ.
Стенды ВНИИВ-1, 2 иЗ позволяют также давать статическую
радиальную нагрузку до 18 Т на буксу и, кроме того, осуществлять
постоянную или знакопеременную осевую нагрузку до 2 Т с ча-
стотой пульсаций 0,5—1 гц. Буксы можно подвергать вертикаль-
ным вибрациям с частотой 50 гц, создающим ускорение буксового
узла до 15 g. Максимальное число оборотов осей стендов
эквивалентно скорости движения вагона, равной 160—250 км!ч.
Радиальная нагрузка на буксы осуществляется домкратом
53
2000
Рис. 56. Стенд ВНИИВ-1 (ВНИИВ-2, ВНИИВ-3) для испытания букс
Рис. 57. Малогабаритный стенд ВНИИВ-6 для испытания букс
и тарированными пружинами; для осевого нагружения имеется
воздушный цилиндр с воздухораспределительным устройством.
Вибрацию буксы вызывают вибратором, работающим по принципу
пары зубчатых колес с неуравновешенным грузом.
Малогабаритный стенд ВНИИВ-6 (рис. 57) предназначен для
испытания букс с подшипниками диаметром 230 мм. Для испыта-
ния подшипников диаметром 215 и 230 мм служат стенды
Рис. 58. Стенд ВНИИВ-7 (ВНИИВ-8) для испытания подшипни-
ков диаметром 215 и 230 мм
ВНИИВ-7 и ВНИИВ-8 (рис. 58). Эти стенды позволяют нагружать
буксы только радиальными силами. Также для исследования
букс с подшипниками диаметром 215 и 230 мм построен стенд
ВНИИВ-9 (рис. 59). На этом стенде буксы нагружаются при по-
мощи тарированных пружин, затягиваемых гайками. При форси-
рованных режимах работы на стендах ВНИИВ буксы обдувают
сжатым воздухом из магистрали во избежание их перегрева.
Во ВНИТИ разработаны и построены два стенда для испы-
тания буксовых узлов локомотивов. Один из них позволяет испы-
тывать буксы при статической радиальной нагрузке. Нагружать
буксу можно до 12 000 к1\ число оборотов вала можно изменять
от 100 до 600 в минуту, что соответствует скорости движения
тепловоза, равной 20—120 км!ч. Этот же стенд можно использо-
56
вать для испытания букс при статической осевой нагрузке. Для
этого установлен механизм осевого нагружения, главными эле-
ментами которого являются тарированная пружина и нажимной
винт.
Стенд для исследования букс при статической радиальной и
пульсирующей осевой нагрузках показан на рис. 60. Радиальная
Рис. 59. Стенд ВНИИВ-9 для испытания подшипников
диаметром 215 и 230 мм
нагрузка создается нажимным винтом с тарированными пружи-
нами, пульсирующая осевая — специальным рычажно-эксцен-
триковым механизмом. Этот механизм обеспечивает как знако-
переменную осевую нагрузку, так и осевую нагрузку, направлен-
ную лишь на торцы вала. Допустимая нагрузка на буксу до 20 Т,
наибольшая осевая сила 4 Т. Число пульсаций осевой нагрузки
96 в минуту, наибольшее осевое перемещение букс 4 мм. Стенд
развивает 800 об/мин, что примерно соответствует скорости дви-
жения тепловоза, равной 160 км/ч, а электровоза — 190 км/ч.
Для испытания моторно-осевых подшипников качения во
ВНИТИ использовали этот же стенд (см. рис. 60), смонтировав
57
Рис. 60. Стенд для исследования буксовых узлов при пульсирующих осевых нагрузках
1560
на одной из шеек оси специальное устройство, схема которого
приведена на рис. 61. Устройство позволяет нагружать подшип-
ники радиальной силой до 10 Т. Величину пульсирующей осевой
нагрузки представляется возможным изменять от нуля до 4000 кГ\
Рис. 61. Схема нагружения моторно-осевых подшипников на стенде:
Ррад ~ радиальная нагрузка; Рцил — нагрузка на цилиндрический подшипник;
Ршар — нагрузка на шариковый подшипник; Рос — осевая нагрузка
частота ее пульсаций и число оборотов вала такие же, как и
у стенда, показанного на рис. 60.
Схема стенда, спроектированного и построенного во ВНИТИ
для исследования работоспособности узлов и деталей осевых ре-
дукторов, показана на рис. 62. Два предназначенных для испыта-
ния осевых редуктора 2 и 4 соединены в замкнутую систему при
помощи карданного вала 3 и вспо-
могательного редуктора 6 с муф-
тами 7. Один из осевых редукто-
ров (редуктор 2) неподвижно за-
креплен и не поворачивается
относительно оси колесной пары.
Другой редуктор 4 можно пово-
рачивать вокруг оси, на которой
насажено ведомое зубчатое колесо
колесной пары. Поворот редук-
тора 4 осуществляют гидравличе-
ским нагружателем 5. Когда
в результате поворота редуктора 4
система будет нагружена крутя-
щим моментом определенной вели-
чины, а узлы и детали исследуе-
мых редукторов получат соответ-
Рис. 62. Принципиальная схема стенда
для исследования работоспособности
осевых редукторов тепловозов
59
ствующую нагрузку, систему приводят во вращение от электро-
двигателя /, присоединенного к ведущему входному валу редук-
тора 2. На стенде использован асинхронный электродвигатель
переменного тока мощностью 55 кет с числом оборотов 750 в ми-
нуту.
Конструкция испытательной установки позволяет проводить
длительное исследование осевых редукторов при крутящем мо-
менте до 4000 кГм. При таком моменте величина радиальной на-
грузки на опорные осевые подшипники редукторов достигает
10 000 кГ,
Испытание на долговечность букс вагонов. Испытания на дол-
говечность подшипников букс вагонов проводят во ВНИИ вагоно-
строения с 1953 г. В первые годы испытывали сферические под-
шипники ЦКБ529 и ЦКБ545 и цилиндрические подшипники
ЦКБ530 и ЦКБ550 диаметрами 300 и 280 мм, В дальнейшем
испытаниям подвергали только цилиндрические подшипники
42726Л и 232726Л1 (ЦКБ1521 и ЦКБ1522) диаметром 250 мм,
подшипники 3042226Л1 и 3232226Л2, а также 42526 диаметром
230 мм и подшипники 42524 диаметром 215 мм (см. табл. 1).
В 1966—1968 гг. проведены испытания букс с двумя цилин-
дрическими подшипниками 3H32726 и радиальным шариковым
подшипником диаметром 250 мм в качестве упорного (см. рис. 9).
На каждую буксу действовала радиальная нагрузка 12,6 Т, что
в 1,94 раза превышает эквивалентную нагрузку на буксу пасса-
жирского вагона и в 1,26 раза — нагрузку на буксу грузового
вагона.
Часть подшипников испытывали при пульсирующих осевых
нагрузках до 2,0 Т\ другую часть подшипников подвергали ви-
брациям с ускорениями до 12 g. Осевые нагрузки прилагали
к буксе центрально и нецентрально на расстоянии 290 мм от
вертикальной оси буксы и 120 мм от ее горизонтальной оси.
Таким образом, при нецентрально приложенной осевой нагрузке
на подшипники буксы действовал также и момент. Числа оборотов
осей стендов равнялись числам оборотов колесных пар с колесами
диаметром 900 мм при скоростях движения вагона 160, 180, 200
и 250 км!ч.
Буксы испытывали ежедневно в течение трех смен; каждую
неделю они работали непрерывно около 120 ч. Температура под-
шипников, измеренная при помощи термопар, как правило, не
превышала 100° С.
Буксы не менее 2 раз в год подвергали осмотрам без снятия
внутренних колец подшипников. Если обнаруживали усталостные
выкрашивания рабочих поверхностей или трещины деталей, под-
шипники снимали с испытаний, а срок их работы считался окон-
ченным. При каждой полной разборке смазку в буксах заменяли
новой. Как правило, при пуске стенда после монтажа букс наблю-
дается их повышенный нагрев, так как происходит приработка
подшипников, разжижение смазки и распределение ее по тру-
60
щимся поверхностям. Приработка подшипников на стендах обычно
продолжается 20—30 ч, т. е. в течение 4000—7000 км условного
пробега. При каждом пуске стенда после монтажа букс давали
более легкий режим работы за счет временного уменьшения ра-
диальной нагрузки.
Стендовые испытания показали, что цилиндрические подшип-
ники значительно долговечнее сферических. Сферические подшип-
ники ЦКБ529 начали выходить из строя после условного пробега,
равного 0,7 млн. км при нагрузке на буксу 6,5 Т (пассажирский
вагон ) или 0,2 млн. км при нагрузке на буксу 10,0 Т (грузовой
вагон). Максимальный пробег одного из подшипников в каждой
из букс достиг соответственно 9,4 и 2,2 млн. км. В результате
испытаний все сферические подшипники ЦКБ529 вышли из строя.
Цилиндрические подшипники во время стендовых испытаний до-
стигли условного пробега 2,8—20,6 млн. км при нагрузке на
буксу 6,5 Т или 0,7—4,9 млн. км при нагрузке на буксу 10 Г;
при этом ни один испытуемый подшипник не вышел из строя.
Все испытанные сферические подшипники ЦКБ545 вышли
из строя при достижении условного пробега 0,4—12,4 млн. км
при нагрузке на буксу 6,5 Т или 0,1—2,9 млн. км при нагрузке
на буксу 10 Т. Цилиндрические подшипники ЦКБ550 при испы-
таниях достигли условных пробегов соответственно 4,0—30,3 и
1,0—7,3 млн. км\ при этом только два подшипника вышли из
строя.
Цилиндрические подшипники ЗН42726Л и ЗН232726Л1 диа-
метром 250 мм и ЗНЗО42226Л1 и ЗН3232226Л2 диаметром 230 мм,
собранные на оси тепловым способом, достигли наибольших про-
бегов по сравнению со сферическими и цилиндрическими подшип-
никами диаметрами 300 и 280 мм, установленными на втулках.
18 цилиндрических подшипников ЗН42726Л и ЗН232726Л1 до-
стигли пробега 1,2—33,2 млн. км при работе под нагрузкой пасса-
жирских вагонов и 0,3—7,9 млн. км при работе под нагрузкой
грузовых вагонов; при этом только один подшипник вышел из
строя. Цилиндрические подшипники ЗНЗО42226Л1 и ЗН3232226Л2
достигли условного пробега соответственно 1,5—44,4 и 0,36—
10,6 млн. км*, из 45 подшипников вышло из строя только три.
Цилиндрические подшипники 42526 диаметром 230 мм и ши-
риной 64 мм и 42522 диаметром 215 мм и шириной 58 мм, не-
смотря на значительно меньшие размеры по сравнению со сфери-
ческими подшипниками, также являются более долговечными
в буксах.
Наиболее характерным дефектом, выводящим роликовые под-
шипники из строя, является усталостное выкрашивание дорожек
качения наружных колец; дорожки качения внутренних колец
повреждаются реже.
Установлена не только высокая долговечность цилиндрических
подшипников под радиальной нагрузкой, но и их способность вос-
принимать значительные пульсирующие осевые нагрузки без
61
снижения долговечности. Буксы с двумя цилиндрическими под-
шипниками на консистентной смазке способны надежно работать
при числах оборотов, эквивалентных скорости движения вагона,
равной 200 км!ч.
Цилиндрические подшипники ЗН32726Л и шариковые под-
шипники 6Н228Л в буксах вагонов поезда «Аврора» достаточно
работоспособны при высоких скоростях движения. Однако в ци-
линдрических подшипниках как с шариковым подшипником, так
и без него в отдельных случаях на торцовых поверхностях бортов
и роликов имелись небольшие задиры; на бортах наружных колец
в нагруженной зоне — следы износа. Имелись также диагонально
расположенные следы износа перемычек сепаратора. Шариковые
подшипники после стендовых испытаний были в удовлетвори-
тельном состоянии. В двух буксах наблюдалось ослабление тор-
цового крепления колец подшипников гайкой, вследствие чего
внутренние кольца шариковых подшипников проворачивались
относительно гайки.
Испытания ролико- и шарикоподшипников букс локомотивов.
Во ВНИТИ испытанию подвергали малогабаритную буксу с четы-
рехрядным подшипником ЦКБ1527 (см. рис. 22), буксу с двух-
рядным подшипником ЦКБ 1562 и шарикоподшипником
8Н1000940Л (см. рис. 23), а также несколько вариантов буксового
узла для тепловоза ТЭП60.
При испытаниях буксы с подшипником ЦКБ 1527 ставили
задачу проверить, сможет ли работать на консистентной смазке
четырехрядный подшипник, имеющий два отдельных комплекта
роликов со своими сепараторами, разделенными плавающим ди-
станционным кольцом. В буксу, показанную на рис. 22, заправ-
ляли около двух килограммов консистентной смазки 1-13.
Испытания проводили на стенде, представляющем собой буксу
с валом, нагруженным вертикальной нагрузкой. Статическая
нагрузка равнялась 9000 кГ, число оборотов вала составляло 400
в минуту, что приблизительно соответствовало скорости дви-
жения тепловоза около 80 км!ч. Букса работала около 180 ч, что
составило примерно 15 000 км условного пробега локомотива.
Температура буксы не превышала 55—65° С за весь период испы-
таний. Вскрытие буксы и разборка подшипника показали, что
дорожки качения в хорошем состоянии, плавающее кольцо не имеет
царапин и задиров, смазка в подшипнике светлая и пригодна
к дальнейшему использованию.
Буксовый узел с подшипниками ЦКБ 1562 и 8Н1000940Л испы-
тывали на этом же стенде при числе оборотов оси 500 в минуту,
что примерно соответствует скорости движения тепловоза, рав-
ной 100 км!ч.
Подшипники испытывали в течение 2100 ч. За это время букса
совершила условный пробег около 210 тыс. км. Контрольный
осмотр и измерения не обнаружили заметных изменений состояния
и размеров подшипников и их деталей. Этот опыт дал возможность
62
рекомендовать буксу с шарикоподшипником для эксплуатацион-
ной проверки на тепловозах.
Для сравнения работоспособности при статической осевой
нагрузке испытанию подвергли три варианта буксового узла
тепловоза ТЭП60: с подшипниками 42532Л (см. табл. 3), с подшип-
никами 42536Г и с осевым упором трения скольжения, имеющим
фитиль на пружине. Подшипники 42532Л буксы тепловоза ТЭП60
испытывали на смазке 1-13 и на масле автол 10 (АК-10); для
смазки фитиля упора применяли также автол. Буксу электровоза
ВЛ60 испытывали на консистентной смазке. Радиальная нагрузка
на буксы составила 9000 кГ, величину статической осевой на-
грузки изменяли от нуля до 2000 кГ, через каждые 250 кГ. Число
оборотов оси изменяли в пределах 400—750 в минуту. Разность
длин роликов в трех подшипниках 42532Л составляла 10,75—
13,5 мкм, максимальное биение торцов отдельных роликов рав-
нялось 6,7—20 мкм. В подшипнике 42536Г разность длин роликов
не превышала И мкм, а биение торцов — 8 мкм.
При доведении осевой нагрузки на подшипник 42532Л до
2500 кГ и числа оборотов до 750 в минуту (соответствует ско-
рости движения тепловоза около 150 км!ч) через 1 ч 40 мин
подшипник нагрелся до 130° С, упорные борты колец покрылись
цветами побежалости на участке шириной 13—15 мм от торца
кольца. Другие два подшипника 42532Л вышли из строя через
1,5—2 ч при нагрузке 500 кГ и той же скорости.
Испытание букс при статической нагрузке позволило сделать
следующие выводы:
цилиндрические подшипники и осевой упор трения скольже-
ния с бронзовой наплавкой не обеспечивают работоспособности
буксы при статических осевых нагрузках, равных 500—2000 кГ,
и числах оборотов свыше 400 в минуту;
осевая грузоподъемность подшипников 42532Л и 42536Г прак-
тически равноценна;
с увеличением числа оборотов интенсивность нагрева подшип-
ников возрастает, увеличение осевой нагрузки также приводит
к повышению нагрева подшипников;
по сравнению с консистентной смазкой применение жидкой
смазки не повышает работоспособность цилиндрических подшип-
ников при передаче ими осевой нагрузки.
Опыты по исследованию работоспособности букс при пульси-
рующей осевой нагрузке и числах оборотов оси, соответствующих
скорости движения тепловоза, равной 160 км/ч (800 обIмин), про-
водили на стенде, показанном на рис. 60. Испытывали пять ва-
риантов узла, передающего осевую нагрузку: торцами роликов
цилиндрического подшипника 42532Л, торцами роликов цилиндри-
ческого подшипника 42536Г, осевым упором с бронзовой наплав-
кой и фитилем на пружине, шарикоподшипником 8Н1000940Л, уста-
новленным в крышке буксы, и шарикоподшипником 230Л, наса-
женным на ось у ее торца.
63
В процессе испытаний осевую нагрузку на буксы изменяли
от нуля до 3000 кГ через каждую 1000 кГ. В качестве критерия
для оценки работоспособности буксы принимали температуру под-
шипников, передающих осевую нагрузку. Было установлено, что
подшипники 42532Л, выход которых из строя имел место в буксах
Рис. 63. Кривые нагрева буксовых под-
шипников, передающих осевую нагрузку
в буксе тепловоза ТЭП60:
тепловозов ТЭП60, перегре-
ваются и выходят из строя
при нагрузке около 1000 кГ
(рис. 63). При работе только
с радиальной нагрузкой ци-
линдрические подшипники не
перегреваются и не выходят
из строя, большую работо-
способность имеют буксы с
шарикоподшипниками.
Во время испытаний и при
анализе результатов выяви-
лось, что цилиндрические
подшипники, температура
которых повышалась до 120—
130° С и более, получали
характерные повреждения.
На торцах упорных бортов
колец возникали риски и
задиры, в зоне торца борта
покрывались цветами побе-
жалости; торцы роликов
также получали характерное
повреждение в виде рисок и
задиров. В случае установки
шарикоподшипника на оси
с перекосом или с биением
1 — подшипник 42532Л при осевой нагрузке
1000 кГ\ 2 — осевой упор при нагрузке
3000 кГ; 3 — подшипник 42536Г при осевой
нагрузке 1000 кГ\ 4 — шарикоподшипник
8Н1000940Л при осевой нагрузке 3000 кГ;
5 — осевой упор при осевой нагрузке
2000 кГ\ 6 — подшипники 42532Л только
при радиальной нагрузке; 7 — шарикопод-
шипник 230Л при осевой нагрузке 3000 кГ
внутреннего кольца на сепа-
раторе, центрированном по
внутреннему кольцу, образо-
вывался износ до 0,4—0,5 мм
за 10—20 ч работы.
Второй этап работ пресле-
довал цель получить данные
о работоспособности буксы с двумя вариантами шариковых под-
шипников при условии их пробега примерно до подъемочного
ремонта тепловоза.
Подшипники 230Л, имеющие габаритные размеры 150 X 270 X
X 45 мм, устанавливали на конце оси с зазором 0,05 мм, а в кор-
пусе с зазором 1,5—2,0 мм по диаметру и закрепляли с торцов
шайбой с болтами. Сепаратор этого подшипника центрирован по
внутреннему кольцу, зазор между сепаратором и внутренним
кольцом составлял 0,6—1,0 мм.
64
Подшипник 8Н232Л1 на оси имел зазор 0,5—0,7 мм, в корпус
наружное кольцо монтировали по скользящей посадке с зазором.
Сепаратор подшипника центрирован по наружному кольцу и
между ними имеется зазор 0,7—0,9 мм. Установка подшипника
в буксе соответствовала применяемой на тепловозах ТЭП60
(см. рис. 25).
Опыты проводили при двусторонней осевой нагрузке, равной
2400—2500 кГ. За 1 ч работы стенда буксы проходили условный
пробег по числам оборотов оси, соответствующий 160 км, а по
пульсациям осевой нагрузки — около 110 км.
Испытания шарикоподшипников 230Л дали отрицательный ре-
зультат. После 350 ч (около 56 400 км условного пробега по числу
оборотов оси) температура подшипников возросла до 130—140° С
и обнаружился большой износ сепаратора. На обоих полусепара-
торах появились пояски выработки шириной 10—11 мм, глубиной
1,5—2,0 мм с наплывом металла у краев выработки. Вторая пара
подшипников 230Л также была забракована после 220 ч работы
по тем же повреждениям.
Подшипники 8Н232Л1 работали на стенде около 1270 ч с не-
большими остановками на осмотр стенда и прошли условный про-
бег около 140 тыс. км по числу пульсаций осевой нагрузки. За
это время температура подшипников не поднималась выше 70—
90° С. Разборка буксы показала хорошее состояние подшипников
и смазки. Вследствие длительного воздействия пульсирующих на-
грузок торцовая гайка, закреплявшая внутреннее кольцо подшип-
ника, несколько смялась и крепление ослабло.
Последним этапом работ по исследованию букс при пульсирую-
щих осевых нагрузках явилось длительное испытание букс тепло-
воза ТЭП60 с шарикоподшипником. На стенде одновременно ра-
ботали две буксы. Режимы испытаний были такие же, как и в пре-
дыдущих опытах. Стенд эксплуатировали круглосуточно с крат-
кими остановками на осмотр и текущий ремонт. Буксы с шарико-
подшипником находились на стенде в общей сложности около
4120 ч. За это время их условный пробег по числам оборотов оси
составил около 660 тыс. км, что примерно соответствует пробегу
тепловоза до заводского ремонта. Температура подшипника за
весь период работы не превышала 80—90° С. Существенных дефек-
тов в работе букс не было.
Как уже отмечалось, торцовые гайки сминались от внутренних
колец шарикоподшипников и посадка колец ослаблялась. Это при-
вело к проворачиванию внутренних колец и к износу их торцов
до 0,2—0,4 мм. В остальном шарикоподшипники были в хорошем
состоянии и пригодны к дальнейшей работе. Радиальный и осевой
зазоры увеличились соответственно на 0,070 и 0,25 мм и в конце
испытаний составляли: для первой буксы соответственно 0,1 и
0,7 мм\ для второй буксы 0,085 и 0,6 мм.
Испытание моторно-осевых подшипников. Моторно-осевые под-
шипники качения были испытаны во ВНИТИ на стенде, схема
5 Н. Н. Волков 65
которого показана на рис. 61. Испытанию подвергали цилиндри-
ческий подшипник 1032948 для установки у шестерни и шарико-
вый подшипник 7Н148Л для воспринятия радиальной и осевой на-
грузок в противоположной опоре. Одновременно проверяли не-
сколько вариантов уплотнения.
Подшипники испытывали при радиальной нагрузке: на ци-
линдрический подшипник 6000 кГ, на шариковый 3000 кГ. Осевую
пульсирующую с частотой 1,6 гц нагрузку изменяли от нуля до
2,5 Т. Смазку подшипников применяли консистентную 1-13, смазку
в кожухе тяговой передачи — осерненную по ВТУ МПС 06-58.
После 1420 ч работы условный пробег цилиндрического под-
шипника составил 226 700 км, что соответствовало пробегу тепло-
воза до подъемочного ремонта. За это же время шарикоподшипник
совершил условный пробег около 190 тыс. км. Температура под-
шипников не превышала 80° С, отклонений в их работе не наблю-
далось. Осмотр подшипников показал хорошее их состояние.
Испытание осевых редукторов. Осевые редукторы тепловозов
с гидропередачей испытывают комплексно, чтобы получить данные
о работоспособности всех узлов и деталей редуктора и в первую
очередь зубчатых передач, которые, как показал опыт эксплуата-
ции и стендовых испытаний, повреждаются быстрее. Однако на
стенде при испытании редукторов подвергают исследованию и под-
шипниковые опоры, в частности — опоры корпуса редуктора
на ось.
Во ВНИТИ был испытан унифицированный осевой редуктор
тепловоза ТГМ5 (см. рис. 50) на стенде, показанном на рис. 62.
Испытания проводили при числах оборотов оси, соответствующих
скорости движения тепловоза, равной 50 км!ч. Число оборотов
оси с опорными подшипниками было равно 250 в минуту. Крутя-
щий момент на оси изменяли ступенчато, он составлял 500, 1500
и 3000 кГм. Соответственно крутящему моменту на осевых опорах
редуктора возникала нагрузка: на цилиндрический подшипник
у шестерни 1300, 3900 и 7900 кГ, на подшипник другой опоры 260,
780 и 1470 кГ.
Максимальный крутящий момент в редукторах в 3 раза пре-
вышал значение крутящего момента при скорости движения тепло-
воза 50 км!ч. При работе под воздействием момента, равного
3000 кГм, возникал увеличивающийся нагрев редукторов. Поэтому
было применено дополнительное охлаждение масла при помощи
холодильника МХД-22, через который прокачивали масло масля-
ным насосом производительностью 100 л!мин. Температуру редук-
торов измеряли лепестковыми термометрами сопротивления, на-
клеиваемыми на корпус в зоне установки подшипников. Для кон-
троля нагрева смазки служили термометры сопротивления, кото-
рые ввинчивали в отверстия для слива масла и на смотровом люке.
Показания термометров регистрировали самопишущим прибором
МС-1-11. Редукторы работали при каждой из нагрузок соответ-
ственно 200, 200 и 400 ч, в общей сложности 800 ч.
66
При длительной работе стенда температура подшипниковых
узлов не превышала 55° С, однако в начальный период испытаний
достигала 80° С. Подшипники, сидящие на оси колесной пары,
и их уплотнения не имели повреждений после цикла испытаний
и были пригодны к дальнейшей работе.
§ 8. Эксплуатационные испытания букс,
моторно-осевых подшипников и осевых редукторов
Задачи испытаний. Наряду со стендовыми испытаниями новые
конструкции подшипниковых узлов колесной пары, как правило,
подвергают эксплуатационной проверке. Такая проверка является
одним из важнейших этапов работ, направленных на определение
качества узла для дальнейшего его совершенствования.
Основные задачи эксплуатационных испытаний следующие:
получение данных об отказах узла и выяснение слабых мест
конструкции;
в случае выпуска нескольких вариантов конструкции — выбор
наиболее надежного и экономически выгодного в производстве и
эксплуатации варианта для оборудования серийных вагонов или
локомотивов;
определение действительного срока службы подшипников и
других деталей и узлов опор колесной пары для корректирования
и совершенствования методов расчета подшипникового узла и его
элементов.
Буксы вагонов. Эксплуатация показала большие преимущества
вагонов, оборудованных роликовыми подшипниками. Однако на-
ряду с положительными качествами выявились и недостатки при-
нятых конструкций роликовых букс. Главным недостатком сфери-
ческих подшипников 93627 диаметром 300 мм является невысокая
долговечность дорожек качения колец и преждевременный износ
и разрушение сепараторов (табл. 4).
Аналогичные дефекты имеют и сферические подшипники 73727.
Основной недостаток цилиндрических подшипников ЦКБ530 и
Т1ТП (см. табл. 1) — слабая конструкция заклепочного сепара-
тора, в результате чего наблюдалось массовое ослабление и раз-
рушение заклепок. После того как были введены беззаклепочные
массивные сепараторы, образования дефектов не наблюдалось.
Выход из строя цилиндрических подшипников по другим причи-
нам незначителен (см. табл. 4). Наибольший выход из строя сфе-
рических подшипников 131Т1 происходит в том случае, когда они
расположены у колеса.
Крепление подшипников на втулках имело неодинаковую плот-
ность сопряжения по поверхности прилегания вследствие образо-
вания граней на поверхностях втулок. Отсутствие со стороны
тонкого конца некоторых втулок плавного перехода приводило
к концентрации напряжений в наиболее напряженном сечении
шейки оси. Как правило, плохо сопрягаемые поверхности втулок,
5* 67
Таблица 4
Результаты эксплуатации подшипников вагонных букс (количество ежегодно
повреждаемых подшипников в процентах к числу осмотренных)
Вид повреждения Цилиндрические подшипники Сферические подшипники
ЦКБ530 72727 93627 73727
Выкрашивание на до- рожках качения на- ружных колец 0,2—1,1 0—0,4 3—8,5 1,7—15,5
Выкрашивание на до- рожках качения вну- тренних колец 0—0,2 0—0,1 2,4—6,9 0,1—1,2
Выкрашивание на роли- ках 0—0,3 0—0,8 0—0,6 0—0,5
Трещины в роликах 0,03—0,07 0,0—0,06 0,5—0,7 0—0,7
Износ и разрушение се- параторов Ослабление и разру- шение заклепок 7,8 1,7
колец подшипников и шеек осей корродируют. Коррозия приводит
к дополнительной концентрации напряжений и снижению уста-
лостной прочности шеек осей. По этим причинам были случаи
появления трещин и изломов в шейках осей. Имеются случаи
износа резьбы торцового крепления, в результате чего гайки на-
чинают вибрировать и еще более ускорять износ резьбы. Иногда
по этой причине стопорная планка срывается и гайка отворачи-
вается .
В зависимости от направлений, на которых курсируют вагоны,
количество дефектов в буксах может быть различным. Наибольшее
количество дефектов приходится на поезда, работающие на пере-
гонах большой протяженности (например, дальневосточные). Наи-
больший выход из строя подшипников происходит в зимнее время.
Из построенных в 1958—1959 гг. лучшими оказались буксовые
узлы с двумя цилиндрическими подшипниками 42726 и 232726Л1
(см. табл. 1) имеющими беззаклепочный массивный латунный сепа-
ратор (см. рис. 7).
Аналогичные буксовые узлы, но с подшипниками фирмы Steyr,
имевшими заклепочные сепараторы, после пробега, не превышав-
шего 100 тыс. км, были изъяты из эксплуатации в связи с массо-
вым разрушением сепараторов.
Буксы пассажирских вагонов с двумя сферическими подшип-
никами отечественного производства (ЦКБ 1520) или шведского
(23228СК фирмы SKF), имеющими удлиненные ролики в форме
симметричной бочки, были изъяты из эксплуатации по следующим
68
причинам. Наблюдалось массовое разрушение сепараторов и ин-
тенсивный износ дорожек качения. Подшипники фирмы SKF,
кроме этого, имели цвета побежалости на дорожках качения и слу-
чаи проворачивания внутренних колец на шейках осей.
Буксовые узлы с одним сферическим подшипником 22326СК
после пробега 10—184 тыс. км были изъяты вследствие массового
разрушения сепараторов.
В буксах с цилиндрическими подшипниками были случаи за-
клинивания роликов в бортах колец из-за недостаточного зазора
между роликами и бортами колец; значение этого зазора было
увеличено с 40 до 60 мкм.
Одна из причин преждевременного выхода из строя буксовых
подшипников — коррозия дорожек качения и роликов во время
длительных стоянок (например, в запасе) вагонов и колесных пар,
так как смазка 1-ЛЗ недостаточно предохраняет подшипники. При
работе подшипников на кольцах образуются раковины, расстоя-
ние между которыми равно расстоянию между местами контактов
роликов с кольцами.
Опыт эксплуатации большого количества пассажирских и гру-
зовых вагонов подтвердил преимущества цилиндрических подшип-
ников, смонтированных на оси тепловым способом.
Цилиндрические подшипники ЗН42726Л и ЗН232726Л1 диамет-
ром 250 жж, насаженные тепловым способом, несмотря на меньшие
размеры оказались значительно долговечнее сферических и цилин-
дрических подшипников диаметрами 280 и 300 жж, установленных
на втулках.
Хорошие результаты показали буксы с двумя цилиндрическими
подшипниками диаметром 230 жж. 15 пассажирских вагонов с этими
подшипниками имели к 1970 г. средний пробег 900 тыс. кж, а макси-
мальный — 1,1 млн. км. За это время из 240 подшипников забра-
ковано только 16, один забракованный подшипник приходится на
13,5 млн. км пробега.
Из другой партии в десять пассажирских вагонов пять вагонов
были оборудованы подшипниками, которые имеют 18 роликов диа-
метром 25 жж взамен 16 роликов диаметром 28 жж с внутренними
кольцами соответственно увеличенной толщины. Эти десять ваго-
нов находятся в эксплуатации с 1965—1966 гг.; их средний пробег
к 1969 г. составил 300 тыс. км. За это время из 160 подшипников
забракован только один по причине шелушения роликов малого
диаметра.
С 1964 г. эксплуатируются четырех-, шести- и восьмиосные гру-
зовые вагоны, имеющие в общем 90 осей с подшипниками диаметром
230 жж. К 1970 г. пробег четырех- и шестиосных грузовых вагонов
составил 790 тыс. км. За время эксплуатации этих вагонов при ре-
монтах в депо было забраковано только 20 подшипников, из ко-
торых 14 по отколу бортов и трещинам колец. Появление этих
дефектов объясняется возможным заклиниванием роликов между
бортами колец вследствие недостаточного зазора, равного 0,04 мм.
69
Пробег восьмиосных вагонов к 1970 г. составил 450 тыс. км\ было
забраковано четыре подшипника. На каждый забракованный под-
шипник приходится в среднем 7,9 млн. км пробега.
При эксплуатации серийных букс с цилиндрическими подшип-
никами диаметром 250 мм один забракованный подшипник при-
ходится в среднем на 1,4 млн. км пробега в пассажирских вагонах
и на 3,0 млн. км — в грузовых вагонах.
Из сопоставления приведенных данных следует, что цилиндри-
ческие подшипники диаметром 230 мм более надежны и долго-
вечны, чем подшипники диаметром 250 мм. Это достигнуто благо-
даря лучшему использованию рабочего сечения и увеличению за-
зора между роликами и бортами колец. Кроме того, подшипники
nJh ,/Пйа
а) б)
Рис. 64. Эпюра напряжений в зоне галтели шейки оси
при посадке внутреннего кольца подшипника:
1 — величина натяга; 2 — зона накатки
диаметром 230 мм более полно отвечают требованиям ГОСТа и
ТУ 34-02-Ж-61 и поэтому имеют лучшее качество.
Буксы тепловозов. С 1951 по 1954 гг. Харьковский завод
транспортного машиностроения им. В. А. Малышева построил
24 тепловоза ТЭ2 с семью вариантами опытных буксовых узлов.
Характеристики этих буксовых узлов приведены в табл. 5.
Эксплуатация позволила выявить недостатки в конструкции
большинства вариантов букс тепловозов ТЭ2. К главным из этих
недостатков относятся: образование трещин в зоне галтели на
шейках осей; ослабление натяга посадки внутренних колец под-
шипников на шейке оси; повышенный износ и задиры осевых упо-
ров и торцов осей; выкрашивания на дорожках качения колец и
по краям роликов; ослабление и излом заклепок сепараторов;
повреждение радиально-упорных шарикоподшипников 46418; кор-
розия деталей подшипников; передача нагрузки от корпуса на
края подшипников; коробление посадочной поверхности корпуса;
трещины и отрыв наличников по сварным швам; недостаточная
подача смазки к наличникам; износ и трещины опор балансиров;
утечки смазки и проникновение воды в корпус через уплотнение
в задней крышке.
Причиной нескольких случаев возникновения трещин на шей-
ках оси явилась концентрация напряжений у насаженного на ось
с натягом внутреннего кольца подшипников (рис. 64, а). Устране-
70
Таблица 5
Характеристики опытных букс тепловоза ТЭ2
Наименование Вариант букс
1 2 3 4 5 6 7
Подшипники, вос- принимающие ра- диальную нагрузку Цилиндрические 32630 и 52630 Передний (у торца оси) сфе- рический ЦКБ534, зад- ний (у галтели оси) цилиндри- ческий 32630 Сферический ЦКБ534 (два под- шипника) Цилиндри- ческий ЦКБ547 и ЦКБ548 Цилиндри- ческий ЦКБ557 и ЦКБ558
Подшипники, вос- принимающие осе- вую нагрузку Осевой упор трения сколь- жения с брон- зовой наплавкой Осевой упор трения сколь- жения с брон- зовой наплав- кой, торец оси смазывается фитилем Осевой упор с шарикопод- шипником 46418 Сферический ЦКБ534 ЦКБ547 и ЦКБ548 ЦКБ557 и ЦКБ558
Способ монтажа подшипников на шейку оси Тепловой Сферического — на втулке; ци- линдрическо- го — тепловой На втулках Тепловой
Диаметр шейки оси в мм 150 150 150 150 150 150 160
Смазка Консистентная 1-13 Жидкая МС-14 Консистентная 1-13
Конструкция уплотнения Двухручьевой лабиринт Двухручьевой лабиринт с фетровым кольцом Одноручье- вой лаби- ринт с фет- ровым коль- цом Двухручье- вой лаби- ринт с фет- ровым коль- цом
Прочие особенности Для баланси- ров в корпусе предусмотрены пластинки из марганцовистой стали Для балансиров в корпусе предусмотрены съемные закаленные опоры Упорная шайба переднего подшипника закреплена торцовой гайкой
Рис. 65. Опытная букса тепловозов ТЭ2-187
и ТЭ2-188 с шариковым радиально-упорным
подшипником 46418
ние острой грани у торца кольца подшипника и применение на-
катки шейки оси с галтелью специальной формы (рис. 64, б) поз-
волили предотвратить в дальнейшем возникновение трещин в шей-
ках осей.
Партия букс с цилиндрическими подшипниками (рис. 65) была
выпущена с натягом при посадке внутренних колец, наименьшая
величина которого составила 0,013 мм. Этот натяг оказался недо-
статочным. Кольца подшипников увеличивались в размерах вслед-
ствие повышенного содержания в закаленной стали остаточного
аустенита, который, пре-
вращаясь в мартенсит,
вызывал рост объема ма-
териала. Ослабление по-
садки приводило к прово-
рачиванию колец и повре-
ждению буксового узла.
Поэтому минимальный на-
тяг колец подшипников
диаметром 150—160 мм
был увеличен до 0,025 мм.
В буксах с осевым
упором трения скольже-
ния, который смазывался
консистентной смазкой
1-13 без специальных
устройств для ее подачи
(см. табл. 5, вариант 1),
оси сравнительно быстро
бронзовая наплавка упора и торец
истирались. Имелись случаи повышенного (до 4 мм) износа нап-
лавки, что приводило к заклиниванию буксы в лабиринтном уплот-
нении. В буксе же, представленной на рис. 65 (см. табл. 5, ва-
риант 3), упор, контактирующий с торцом оси, был изготовлен из
стали и поэтому на оси получалась выработка или сильные задиры.
Контактное выкрашивание на кольцах возникало главным об-
разом в сферических роликоподшипниках ЦКБ534 (см. табл. 5,
варианты 4 и 5). По выкрашиванию главным образом дорожек ка-
чения наружных колец в первое же время эксплуатации до подъ-
емочного ремонта было забраковано около 20% подшипников
ЦКБ534. Исследование распределения повреждений элементов
сферических подшипников вдоль оси буксового узла показало,
что подшипники в буксе загружены неравномерно вдоль оси
(рис. 66).
Выкрашивание по краям цилиндрических роликов явилось
следствием высокой концентрации контактной нагрузки в зоне
края ролика, имеющего неровно обработанную нескругленную
грань. В связи с деформацией оси и передачей нагрузки на края
корпуса буксы цилиндрические подшипники также повреждаются
неравномерно по оси буксы (рис. 67).
72
Массовое повреждение подшипников вследствие ослабления и
излома стальных заклепок составных сепараторов явилось одной
из серьезных проблем, которую пришлось решать при внедрении
цилиндрических подшипников в буксах локомотивов. Заклепки
сепараторов ослабевали, а затем в большинстве случаев ломались
на участке, отстоящем от плоскости стыка шайбы с перемычкой
полусепаратора на 5—6 мм внутрь перемычки.
Как уже упоминалось, радикальной мерой повышения надеж-
ности цилиндрических подшипников явилось применение безза-
клепочных массивных латунных или стальных сепараторов.
Рис. 66. Распределение поврежде-
ний подшипников (в % к общему
числу повреждений) по оси буксо-
вого узла со сферическими под-
шипниками на тепловозах ТЭ2:
1 — усталостные раковины на дорож-
ках качения наружных колец; 2 —
общее число повреждений
Рис. 67. Распределение поврежде-
ний подшипников (в % к общему
числу повреждений) по оси бук-
сового узла с цилиндрическими
подшипниками тепловозов ТЭ2:
1 — выкрашивания по краям роликов;
2 — общее число повреждений
Радиально-упорные подшипники 46418 буксы, показанной на
рис. 65 (см. табл. 5, вариант 3), получали неравномерный износ
дорожек качения и износ сепаратора вследствие горизонтального
расположения оси подшипника. Недостаток усугублялся тем, что
внутреннее кольцо подшипника свободно провисало и перекаши-
валось на шариках, не имея надежного предварительного постоян-
ного осевого поджатия.
Примененная для подшипников консистентная смазка УТВ
(1-13 жировая) ГОСТ 1631—61 (универсальная тугоплавкая водо-
стойкая) оказалась недостаточно стабильной и не обеспечила над-
лежащей защиты подшипников от коррозии. До 25% подшипников
имели окисление сепараторов и примерно 20% — полоски кор-
розии на неконтактирующих поверхностях колец и роликов.
73
В эксплуатации корпуса с течением времени получали дефор-
мацию посадочной поверхности. Разность между наибольшим и
наименьшим диаметрами достигала 0,15 мм. Такой деформации
корпусов придавали весьма существенное значение, считая ее
ухудшающей работу подшипника. Однако при передаче верти-
кальной нагрузки в одной точке корпуса это не может заметно
ухудшить работу подшипника. При увеличении диаметра поса-
дочной поверхности в вертикальном направлении корпус способ-
ствует улучшению распределения нагрузки в подшипнике, дефор-
мируя наружное кольцо. Аналогичная идея улучшения распре-
деления нагрузки и повышения срока службы подшипников пред-
ложена А. М. Ковалевским.
Крепление при помощи сварки закаленных наличников, из-
готовленных из марганцовистой стали 60Г, оказалось ненадеж-
ным, так как в зоне сварных швов возникали трещины. Образова-
нию трещин в значительной степени способствовало то, что в зоне
шва уже при сварке образовывались мелкие трещины.
Масло к наличникам подается при помощи шерстяного фитиля,
помещенного в трубку. Часто фитиль или отверстие загрязнялись
продуктами износа или пылью и подача смазки уменьшалась или
совсем прекращалась. Следствием этого были задиры и увеличение
износа наличников.
Опоры балансиров (см. рис. 65) в буксах тепловоза ТЭ2 изго-
товлены в виде грибка, на верхнюю цилиндрическую часть ко-
торого устанавливается балансир. Хвостовик опоры входит в от-
верстие корпуса. На первых партиях опытных букс ставились
опоры из стали 45 (ГОСТ 1050—60); хвостовик опоры запрессовы-
вался в корпус. В эксплуатации обнаружился интенсивный износ
головок, контактирующих с балансиром. Кроме того, возникали
трещины в месте перехода хвостовика в головку. Впоследствии
головки подвергли закалке токами высокой частоты, а посадку
хвостовика выполнили с зазором. В результате износ опор и тре-
щинообразование уменьшились.
В буксовом узле (см. табл. 5, вариант 1) применялось уплот-
нение, состоящее из двухручьевого лабиринта с канавками. Это
уплотнение, работавшее с разбегом около 3 мм, не предохраняло
от утечек смазки, и в буксы попадали вода и пыль. В последующих
вариантах букс конструкторы Харьковского завода транспорт-
ного машиностроения дополнительно установили войлочное кольцо
(см. рис. 65). Усовершенствованное уплотнение стало работать на-
дежнее, однако потери смазки не были ликвидированы полностью.
Опытные буксовые узлы тепловозов ТЭ2 эксплуатировались
под специальным наблюдением около пяти лет (1951—1955 гг.).
За это время они совершили пробег в пределах 130—470 тыс. км.
Буксы с цилиндрическими подшипниками, габаритные размеры
которых 150 X 320 X 108 мм, работали под наблюдением до за-
водского ремонта. Наилучшей была признана букса (см. табл. 5,
вариант 2) с цилиндрическими подшипниками и осевым упором
74
с фитилем. Эта букса положена в основу конструкции буксового
узла тепловоза ТЭЗ.
Несмотря на ряд обнаруженных недостатков в опытных буксах
тепловозов ТЭ2, при создании буксы для тепловоза ТЭЗ не все они
были устранены (см. рис. 20). С учетом этого проводились дальней-
шие работы по совершенствованию букс тепловозов ТЭЗ. Харьков-
ским заводом транспортного машиностроения и Ворошиловоград-
ским тепловозостроительным заводом совместно с ВНИПП и
ВНИТИ были разработаны конструкции букс (см. рис. 20, 22 и 23),
характеристики которых приведены в табл. 6.
Усовершенствованная букса тепловоза ТЭЗ (см. табл. 6, ва-
риант 2) отличается от буксы первых тепловозов ТЭЗ пружинным
амортизатором осевого упора и уплотнением из резиновых ман-
жет с пружинами. Букса с четырехрядным подшипником
(см. рис. 22) имеет дополнительные отличия, состоящие в снижении
ее массы и повышении срока службы подшипников. Эта букса ра-
ботала как на жидкой, так и на консистентной смазках.
С целью дальнейшего усовершенствования конструкции была
создана букса с двухрядным подшипником ЦКБ1562 (см. рис. 23).
Тепловозы ТЭЗ начали поступать в эксплуатацию в 1955 г.,
модернизация буксового узла произошла в 1960 г. (см. табл. 6,
вариант 2). Буксы с четырехрядным подшипником были установ-
лены на тепловозы ТЭЗ в 1958—1959 гг., а тепловоз ТЭЗ-2171 был
переоборудован на буксы с подшипником ЦКБ 1562 в 1960 г. На-
блюдения за буксовыми узлами вели до 1964 г. За это время пробег
тепловозов с опытными буксами составил 150—900 тыс. км.
Опытные буксы имели ряд преимуществ, но в эксплуатации об-
наружились и недостатки: утечка смазки из букс, осповидный из-
нос роликов, интенсивный износ закаленных буксовых налични-
ков при работе без смазки, недостаточная надежность осевого упора
с шарикоподшипником, износ бронзовой наплавки осевых упоров
и износ фитилей.
Масло вытекало из букс с резиновым уплотнением, показанных
на рис. 20 и 22. Это происходило главным образом по причине
небрежностей монтажа, в результате которых одна из манжет, как
правило задняя (у колесной пары), подворачивалась или с ман-
жеты соскакивала пружина.
Осповидный износ (рис. 68) роликов при работе на консистент-
ной смазке наблюдался в подшипниках ЦКБ578К и ЦКБ579К
(2Н32732Г и 2Н52732Г) со стальными сепараторами, имеющими
просверленные окна. Причина явления состояла в недостатке
смазки на роликах. Острые кромки окон, плотно соприкасаясь
с роликом, счищали с него смазку, и контакт колец и роликов про-
исходил при недостатке смазки. В подшипниках с латунными
или беззаклепочными сепараторами с прошивными окнами оспо-
видного износа не наблюдалось.
Во время эксплуатационных испытаний букс с подшипни-
ками ЦКБ 1562 (см. табл. 6, вариант 5) был поставлен опыт по
75
о>
Таблица 6
Характеристики букс тепловоза ТЭЗ
Наименование Вариант буксы
1 2 3 1 1 4 1 5 1 6
Подшипники, воспри- нимающие радиальную нагрузку Цилиндрический однорядный 2Н32732Г и 2Н52732Г Цилиндрический четырехряд- ный ЦКБ 1527 Цилиндрический двухряд- ный ЦКБ 1562
Подшипники, воспри- нимающие осевую на- грузку Осевой упор трения скольжения с фити- лем Осевой упор трения скольжения с маслосъемным ребром (см. рис. 22) Осевой упор трения скольжения с фитилем на пружине, пропитанным маслом (автол 10) Осевой упор с шарикопод- шипником 8Н1000940Л
Способ передачи вер- тикальной нагрузки на подшипники На края корпуса При помощи арки
Конструкция осевого упора Осевой упор непо- движно укреплен к передней крышке бук- сы Осевой упор с пружинным амор- тизатором (см. рис. 20) Осевой упор с резиновым амортизатором
Наибольшая величи- на суммарного осевого разбега в мм На крайних осях тележек — 3, на сред- них — 10 +12 * +12 * ±12 * +12 * +12 *
Смазка Жидкая АК-Ю (автол 10) ГОСТ 1862—57 Консистентная УТВ (1-13) ГОСТ 1631—52
Конструкция уплот- нения Двухручьевой лаби- ринт с войлочным кольцом Две резиновые манжеты с браслетными пружинами Одноручьевой лабиринт
* Буксы средних осей тележек не имеют амортизаторов осевых упоров и свободный разбег их достигает +14 — 15 мм.
применению наличников без масленок. Боковые наличники имели
трущуюся пару сталь 60Г — сталь 45 (ГОСТ 1050—52) со сквоз-
ной закалкой токами высокой частоты. Эксплуатация показала, что
совершенно без смазки наличники работать не могут, так как воз-
никал интенсивный износ поверхностей и при движении тепловоза
слышался скрип. Осевой упор с шарикоподшипником 8Н1000940Л
(см. табл. 6, вариант 6) имел ненадежное крепление амортизатора
на конусе — винты, входившие в прорези конуса, отвинчивались,
Рис. 68. Осповидный износ роликов 42X65 мм под-
шипников 32732Г со стальными сепараторами, имею-
щими просверленные окна, при работе на консистент-
ной смазке
что приводило к самоотвертыванию гаек. Дефект был устранен
при помощи шплинтов.
На буксах тепловозов ТЭЗ, ТЭ7, ТГ102, ТГМЗ и ТЭМ1 в ряде
случаев наблюдался повышенный износ бронзовой наплавки упо-
ров. Такой износ возникал вследствие неправильного подбора
фитиля как по качеству войлока, так и по толщине (толщина фити-
лей из войлока была зачастую ниже, чем глубина паза под фитиль
в упоре). Этот дефект был устранен после применения фитилей на
пружине (см. рис. 23).
В 1960 г. Коломенский тепловозостроительный завод выпустил
партию тепловозов ТЭП60 с буксой, в которой осевые нагрузки
передавались торцами роликов и упорными бортами колец ци-
линдрических подшипников ЗН232532Л1 и ЗН42532Л (см. табл. 7,
вариант 1). В первое же время эксплуатации после незначитель-
ного пробега подшипники стали повреждаться; главным дефектом
оказались трещины внутренних колец. Изучение причин повре-
ждений показало, что основными из них являются: низкое качество
77
00
Таблица 7
Характеристики букс тепловоза ТЭП60
Наименование Вариант буксы
1 2 3 4 1 5 1 6 1 7
Цилиндрический подшипник, воспри- нимающий радиаль- ную нагрузку ЗН232532Л1 и ЗН42532Л ЗН52532Л1 2Н42536Г и 2Н52536Г ЗН52532Л1 ЗН32532Л1
Подшипники, вос- принимающие осе- вую нагрузку ЗН232532Л1 и ЗН42532Л ЗН52532Л1 2Н42536Г и 2Н52536Г Бронзовый осе- вой упор тре- ния скольже- ния с фитилем на пружине, пропитанным смазкой (ав- тол 10) 8Н232Л1 8Н232Л1 *
Суммарный осе- вой разбег в мм 0,2 —0,7 До ±14 2,5—2,7 В сторону тор- ца оси — 5; в сторону коле- са — 14 1,1 ±0,25
Расположение букс по осям те- лежки На крайних осях На средних осях На кра йних осях
Прочие особен- ности — Перемещение буксы на оси ограничено приставными шайбами под- шипников — — Шарикоподшип- ник насажен на клее ГЭН-150 между цилин- дрическими под- шипниками Внутреннее кольцо ша- рикоподшип- ника наса- жено у тор- ца оси на клее ГЭН-150 Подшипник 8Н232Л1 центрирован по наруж- ному коль- цу в корпу- се буксы
Вариант буксы, переоборудуемой на эксплуатируемых тепловозах из буксы варианта 1.
подшипников и наличие постоянных осевых сил в буксах край-
них осей в результате неточностей сборки тележек. Развитию
повреждений способствовали также значительные динамические
силы, возникавшие при движении локомотива вследствие жестких
поводков. Имели место единичные повреждения колец и торцов
роликов в буксах средних осей с разбегом ±14 мм (см. табл. 7,
вариант 2).
С целью выбора наилучшей конструкции буксы, которая обес-
печила бы надежную работу, были разработаны еще пять вариан-
тов букс крайних осей с различными способами передачи осевых
сил (см. табл. 7). Эксплуатация показала, что наилучшей является
букса, выполненная по вариантам 6 или 7. При простоте конструк-
ции этот буксовый узел надежно работает на консистентной смазке
и не имеет повреждений. Применение подшипников электровозных
букс, имеющих внутренний диаметр 180 мм (см. табл. 7, вариант 3),
не дало ощутимых преимуществ в повышении работоспособности
конструкции. Эти подшипники также имели износ торцов роли-
ков, были зафиксированы и единичные случаи трещин в кольцах.
Вариант 5 буксы с шарикоподшипником, насаженным на клее
на ось между цилиндрическими подшипниками, не позволяет раз-
бирать их без нарушения правил демонтажа: шариковый под-
шипник приходится извлекать за наружное кольцо; усложнена
также сборка и разборка буксы.
Буксы электровозов. Несколько вариантов опытных буксовых
узлов для электровозов ВЛ22М были выпущены Новочеркасским
электровозостроительным заводом в 1952—1954 гг. (табл. 8). Как
и в буксах вагонов и тепловозов, здесь наряду с известными пре-
имуществами роликовых букс обнаружились и недостатки кон-
струкций.
Кроме уже хорошо известных по предыдущим разделам кон-
тактных выкрашиваний на кольцах сферических подшипников и
осповидного износа контактных поверхностей роликов в подшип-
никах со стальными сепараторами с просверленными окнами, были
зафиксированы следующие недостатки: ожоги электрическим то-
ком дорожек качения колец и роликов; небольшая долговечность
конических подшипников; сложность регулирования зазоров ко-
нических подшипников; нерациональная схема нагружения кор-
пуса букс; раковины на дорожках качения наружных колец ци-
линдрических подшипников.
Во время прохождения электрического тока через контактную
площадку поверхность колец и роликов претерпевает структурные
изменения, получает дополнительную закалку и сравнительно
быстро выкрашивается при работе подшипника. Повреждаемость
подшипников от ожогов обычно составляет 90% от всего числа
забракованных подшипников. За период опытной эксплуатации из
партии конических подшипников, вышедших из строя, забраковано
по раковинам: на наружных кольцах 21,4%, на внутренних коль-
цах 18,4%, на роликах 22,4%; около 13,6% подшипников имели
79
Таблица 8
Характеристики опытных букс электровоза ВЛ22М
Наименование Вариант буксы
1 | 2 | 1 3 4 5
Подшипник Сферический ЦКБ560 или IH73536 (два подшипника) Цилиндриче- ские ЦКБ552 и ЦКБ553 Кониче- ский 7536К (два под- шипника)
Торцовое крепле- ние подшипника Шайбой с ми тремя болта- Гайкой Шайбой с тремя болтами
Конструкция уп- лотнения Одноручьевой лабиринт с войлочным кольцом Двух- ручьевой лабиринт Одноручье- вой лаби- ринт с вой- лочным кольцом Одно- ручьевой лабиринт
Суммарный осе- вой разбег в мм 1,35 — 1,85 1,35 — 1,85 1,35 — 1,85 0,5 —1,5 0,15 — 0,3
Способ монтажа подшипников на оси На втулке Тепловой
Прочие особен- ности Осевую на- грузку в обоих на- правлениях воспринима- ет только задний под- шипник Задний под- шипник вос- принимает осевую на- грузку толь- ко со сторо- ны колеса — — —
выкрашивания на краях роликов. Сборка и разборка конических
подшипников вызывала затруднения в связи с необходимостью
регулирования осевого зазора. Для подшипников с коническими
роликами требовалась повышенная точность изготовления узла
с целью предотвращения перекосов и исключения ошибок при
установке зазоров.
Рессорные стойки, передающие нагрузку на буксу, опирались
на края корпуса и в связи с небольшой толщиной свода нагру-
жали главным образом наружные края подшипников. Кроме этого,
нагрузка прилагалась практически сосредоточенно на верхние
ролики подшипников от рессорной стойки, имеющей малое рас-
стояние между опорами. Такая конструкция корпусов создавала
повышенные нагрузки на ролики и снижала срок службы под-
шипников.
Цилиндрические роликоподшипники не имели существенных
дефектов. Из 96 осмотренных подшипников ЦКБ552 и ЦКБ553
после пробега около 650 тыс. км было забраковано всего девять
подшипников ЦКБ552 и два подшипника ЦКБ553 по различным
80
дефектам, в том числе по причинам, зависящим от качества сборки
и разборки буксовых узлов.
Хорошие результаты получены при эксплуатации цилиндри-
ческих подшипников в буксах, воспринимающих осевые нагрузки.
На электровозах ВЛ22М после пробега около 600 тыс. км с под-
шипниками ЦКБ552 и ЦКБ553 торцы роликов и упорные борта
колец имели следы незначительного износа и царапины. В отдель-
ных случаях наблюдались небольшие раковины, не препятствую-
щие дальнейшему использованию подшипников. В то же время
были отдельные случаи повреждения цилиндрических подшипни-
ков в буксах электровозов: на наружных кольцах обнаружива-
лись раковины.
Раковины располагались закономерно: расстояние между сере-
динами раковин приблизительно соответствовало расстоянию
между площадками контакта роликов, удерживаемых сепарато-
ром. На дне раковин была характерная поверхность со следами
оплавления. Одной из причин столь интенсивного выхода из строя
подшипников также можно считать повреждение дорожек качения
электрическим током.
Моторно-осевые подшипники. Отечественный опыт эксплуата-
ции моторно-осевых подшипников качения основан на данных,
полученных по трем колесным парам тепловоза 2ТЭ10Л и по че-
тырем колесным парам электровоза ВЛ60.
Подшипники тепловоза 2ТЭ10Л. В 1966 г.
Ворошиловоградским тепловозостроительным заводом совместно
с Харьковским заводом транспортного машиностроения были обо-
рудованы три колесные пары с моторно-осевыми подшипниками
качения (см. рис. 45). Эти колесные пары эксплуатировали в гру-
зовой службе на тепловозе 2ТЭ10Л.
В первое же время эксплуатации после пробега около 25 тыс. км
осмотры выявили плохую работу лабиринтного уплотнения (двух-
ручьевой лабиринт) со стороны тяговой передачи. Осерненная
смазка шестерен интенсивно проникала в полость подшипника и
вымывала из него консистентную смазку 1-ЛЗ.
Дальнейшая эксплуатация показала, что конструкция этого
узла ненадежна и непригодна к оборудованию тепловозов. После
пробега около 83 тыс. км разрушился подшипник шестой колес-
ной пары со стороны, противоположной шестерне.
Следующая колесная пара после пробега около 200 тыс. км
также получила разрушение подшипника у шестерни. В подшип-
нике были срезаны борта на внутреннем и наружном кольцах,
внутреннее кольцо разорвано на несколько частей, сепаратор и
наружное кольцо разрушены, ролики деформированы. Аналогич-
ное разрушение произошло и на третьей, последней колесной паре,
пробег которой к этому времени составил около 230 тыс. км, В ре-
зультате все опытные конструкции были сняты с эксплуатации.
Главной причиной непригодности конструкции с двумя ци-
линдрическими подшипниками (см. рис. 45) следует считать
6 Н. Н. Волков 81
перекосы и недостаточную надежность крепления. Расчеты показы-
вают, что вследствие деформации оси наружные кольца подшип-
ников перекашиваются относительно внутренних на угол, при
котором между упорными бортами колец и торцами роликов обра-
зуется зазор до 0,3 мм. Поэтому осевую нагрузку воспринимает
лишь часть роликов. Перекос ухудшает и распределение нагрузки
в подшипниках и их кинематику. Этот дефект усугублялся недо-
статочной жесткостью крепления
подшипников стаканом.
Опыт эксплуатации этих мо-
торно-осевых подшипников был
учтен при разработке конструкции
моторно-осевых подшипников, по-
казанной на рис. 46.
Подшипники элек-
тровоза ВЛ60. Узлы опор
тяговых двигателей на ось на
электровозе ВЛ60-801 (см. рис. 44)
также имели ненадежное уплот-
нение. При осмотре после про-
бега около 150 тыс. км было
установлено, что в подшипни-
ках со стороны коллектора вся
консистентная смазка вымыта
Рис. 69. Усовершенствованная кон- осерненной смазкой, поступаю-
струкция уплотнения моторно-осе- щей из кожуха тяговой пере-
вых подшипников электровоза
ВЛ80к д . О1С-
После пробега 315 тыс. км
опытные узлы были подвергнуты
полной разборке и тщательному осмотру. Дефектоскопия и метал-
лографический анализ показали хорошее состояние двухрядных
сферических подшипников 3003148. К марту 1968 г. семь опытных
подшипников имели пробег около 470 тыс. км и состояние узлов
было удовлетворительным.
Работники Новочеркасского электровозостроительного завода
учли недостатки конструкции, и при оборудовании моторно-осе-
выми подшипниками партии электровозов ВЛ80к было усовершен-
ствовано уплотнение и обеспечена возможность поворота наруж-
ных колец для осмотра подшипников (рис. 69).
Опытные подшипники осевых редукторов. Эксплуатация осе-
вых редукторов на различных тепловозах также выявила неко-
торые недостатки конструкции подшипниковых узлов и их уплот-
нительных устройств. В ряде случаев эти замечания несуще-
ственны; некоторые же дефекты потребовали коренной переделки
узлов.
В редукторах маневровых тепловозов ТГК2 (см. рис. 53) вой-
лочное уплотнение требует контроля за его состоянием и своевре-
менного подтягивания.
82
На дизель-поездах ДР1 (см. рис. 51) расположение трубопро-
водов, подающих смазку к подшипникам, таково, что при трога-
нии локомотива, когда насос подает мало смазки, она не попадает
к верхним опорам, что создает условия для повышенного износа
узла.
Редуктор первой партии тепловозов ТГ102 (см. рис. 52) имел
ряд существенных недостатков в подшипниковых узлах. Трехто-
чечный шариковый подшипник с разъемным внутренним кольцом,
рассчитанный на передачу радиальных и осевых сил, при дей-
ствии знакопеременных нагрузок, возникающих при боксовании,
имел контакт шариков по двум точкам. В результате этого в одной
из точек контакта возникало проскальзывание шарика относи-
тельно кольца, что приводило к преждевременному выходу под-
шипников из строя.
При модернизации редукторов этот подшипник был разгружен
от радиальных сил установкой дополнительного цилиндрического
подшипника. Наблюдалось проворачивание внутренних колец ра-
диальных подшипников, имеющих небольшой минимальный натяг
(0,003 мм), что в ряде случаев приводило к разрушению подшип-
ника. После увеличения натяга до 0,03 мм ослабление колец пре-
кратилось.
Недостатком конструкции осевых редукторов тепловозов
ТГМЗ является применение раздельной смазки осевых подшипни-
ков и зубчатых колес. В консистентную смазку подшипников про-
никает жидкое масло из масляной ванны редуктора.
На магистральных тепловозах ТГ102 применялась смазка раз-
брызгиванием. Она не обеспечивала нормальной работы подшип-
никовых узлов при максимальных скоростях движения тепловоза,
от этого увеличивался износ подшипников и нагрев редуктора.
Анализ повреждения осевых редукторов тепловозов ТГ102 по-
казал, что 40—50% неисправностей приходится на подшипнико-
вые узлы входного и промежуточного валов. Осевые подшипники,
как правило, не повреждаются.
§ 9. Повышение грузоподъемности и срока службы
цилиндрических роликоподшипников
Наибольшее распространение на колесных парах подвижного
состава железных дорог получили подшипники с цилиндрическими
роликами. Работоспособность этих подшипников можно повысить
различными путями: снижением контактных напряжений, усовер-
шенствованием колец и роликов, воспринимающих осевые силы,
повышением надежности сепараторов и выбором оптимальных за-
зоров в подшипниках.
Снижение контактных напряжений от радиальных нагрузок.
Методы исследования распределения на-
грузки. Снижения контактного напряжения можно достиг-
нуть улучшением распределения нагрузки между роликами по
6* 83
окружности и вдоль оси подшипников, уменьшением концентра-
ции контактных давлений, повышением эффективности заполне-
ния роликами рабочего сечения.
Чтобы улучшить распределение нагрузки и контактных давле-
ний в подшипнике, требуется знать, как распределяется нагрузка
между телами качения вдоль оси подшипников и по длине роликов.
Для решения этой задачи применяют различные методы. С целью
получения эпюры нагружения роликов по окружности подшип-
ника используют метод проворачивания роликов [8], методы ро-
ликов-мессдоз [25] и полых роликов [311. Распределение нагрузки
вдоль оси подшипникового узла может быть выявлено при помощи
роликов-мессдоз, путем измерения давлений на посадочной по-
верхности внутреннего кольца подшипников [1]. Для исследова-
ния динамических нагрузок в цилиндрических подшипниках
можно применить специально оборудованные ролики-мессдозы.
При методе проворачивания роликов [8] давления на ролики
определяются на основании замеров моментов сил трения сколь-
жения роликов по кольцам, возникающих в результате провора-
чивания роликов. Для измерения этих давлений предварительно
отдельными испытаниями устанавливают величины коэффициен-
тов трения скольжения роликов по кольцам. При этом давления
колец на поворачиваемые ролики определяют заранее, устанавли-
вая в буксу только один подшипник с двумя роликами, располо-
женными в верхней зоне и на одинаковом расстоянии от вертикаль-
ной оси.
На основании установленных величин моментов сил трения и
коэффициентов трения скольжения вычисляют давления на от-
дельные ролики в нагруженном подшипнике, исходя из условия
равновесия каждого ролика и наружного кольца подшипника:
О . О dph ' dPh ’ ~ dpf3 ’ • ' ~ 2М/.. (1) dpfi ’
R = R x + 27? 2 cos a + 2R3 cos 2a +
+ • • • + 2R( cos (i — 1) a, (2)
где Rlt R2, R3, . . . , Rj — силы, действующие на каждый ро-
лик;
Mlt M2, M3, . . . , Mi — соответствующие моменты сил тре-
ния;
fi, /з, • • •, ft —соответствующие коэффициенты
трения скольжения;
а — центральный угол между соседними
роликами подшипника.
После преобразования этих формул получается следующее вы-
ражение для силы, действующей на любой ролик:
jR, _______________________RMj_______________________ /J)
ft [-7^-+ 2-^-cosa+ 2-^2-cos 2a +-1- 2-^-cos (i— 1) a]
L /1 /2 /3 ti
84
Вертикальная составляющая этой нагрузки
Rig = Ri cos (i — 1) a. (4)
Метод роликов-мессдоз основан на принципе измерения про-
волочными датчиками деформаций и напряжений на натурном ро-
Рис. 70. Ролик-мессдоза
лике в зоне контакта с кольцами подшипника [25]. Ролик-месс-
доза состоит из собственно ролика 1 (рис. 70), проволочных
датчиков 5, стальной крышки 2, бумажной прокладки 4 и прово-
дов 3 в изолирующей оболочке. На рис. 71 представлена электри-
ческая схема соединения дат-
чиков ролика-мессдозы для че-
тырех роликов двухрядного
подшипника.
Для роликов-мессдоз выби-
рают ролики подшипника, диа-
метр которых равен или незна-
чительно отличается от диа-
метра наибольшей группы
роликов, имеющих одинаковые
размеры. Для оборудования
роликов-мессдоз следует при-
менять проволочные датчики
с базой 5 мм и сопротивлением
41—42 ом.
Ролик-мессдоза обеспечивает
практически прямолинейную
зависимость между показаниями
и нагрузкой.
Ролики-мессдозы включают
в измерительную цепь с исполь-
Рис. 71. Схема включения четырех
роликов-мессдоз в электрическую из-
мерительную цепь:
П — переключатель; Г — гальванометр;
СП — прибор для измерения статических
деформаций с регулируемыми сопротив-
лениями полумоста; В — вольтметр; 1, 2,
3 и 4 -— ролики
85
зованием схемы моста сопротивлений (см. рис. 71). Переключаемые
поочередно переключателем ПТ2 конструкции ВНИТИ ролики
образуют рабочий полумост. Другой полумост находится в раз-
работанном ВНИТИ приборе ИН-4 для измерения статических
деформаций (на схеме прибор обозначен как СП) *. Сопротивле-
ния RK1 и RK2 предназначались для устранения дополнительного
тока небаланса в цепи, возникаю-
щего вследствие разности сопро-
тивлений датчиков роликов-месс-
доз и проводов.
Процесс измерения роликами-
мессдозами состоит в следующем.
Вал приводится в медленное вра-
щение, вследствие чего мессдозы
входят в нагруженную зону под-
шипника. При нахождении ро-
лика-мессдозы в положении макси-
мального показания (оси датчиков
совпадают с направлением ради-
альной силы) стрелка гальвано-
метра максимально отклоняется от
нуля, и в этот момент фиксируют
по шкале положение ролика-месс-
дозы в подшипнике. Полученное
показание откладывают на пря-
мой, проходящей через центры
подшипника и мессдозы. По точ-
кам строят кривую распределения
нагрузки по окружности в опре-
деленном сечении подшипника
(рис. 72).
Способ роликов-мессдоз позво-
ляет измерить давление в непо-
средственной близости от дорожек
качения деталей в наиболее нагру-
женных участках подшипников:
у краев роликов. При помощи роликов-мессдоз легко фиксиро-
вать неточности изготовления и сборки подшипников. Ролики-
мессдозы имеют высокую чувствительность.
Способ с применением полых роликов опубликован И. В. Слуш-
киным [31 ]. Сущность его состоит в применении для тензометриро-
вания подшипников специально изготовленных роликов со сквоз-
ным отверстием, в котором в трех сечениях по длине ролика на-
клеивают проволочные датчики. Для получения одинаковой жест-
кости полого ролика и ролика подшипника необходимо заполнять
Рис. 72. Кривые распределения
контактного давления в подшип-
нике буксы тепловоза ТЭЗ:
1 — при центральном нагружении (см.
рис. 20); 2 — при арочном нагружении
(сплошные линии соответствуют наруж-
ным, а штрих-пунктирные — внутрен-
ним краям роликов)
* Возможно применение и других приборов, обеспечивающих измерение
деформаций.
86
отверстие особым составом. Полые ролики позволяют исследовать
распределение нагрузки не только между роликами, но и по их
длине.
Изучение распределения нагрузки вдоль оси подшипника из-
мерением давлений на посадочной поверхности внутреннего кольца
предложено Б. 3. Акбашевым. На посадочной поверхности вну-
треннего кольца подшипника наклеивают проволочные датчики,
а затем и датчики и выводные провода покрывают слоем цинка,
Рис. 73. Схема устройства для исследования нагружения цилиндрического
буксового подшипника при вращении оси
осажденного электролитическим способом. Для анализа резуль-
татов используют выполненное М. 3. Народецким исследование
напряженного состояния внутренних колец цилиндрических под-
шипников, устанавливающее зависимость между нагрузкой на
подшипник и удельным давлением на посадочной поверхности
внутреннего кольца.
Перечисленные способы исследования нагрузки в подшипни-
ках относятся к статическому состоянию узла, когда ось вала вра-
щается крайне медленно для перемещения роликов в нагружен-
ной зоне подшипника.
Во ВНИТИ разработана методика, позволяющая определять
нагруженность ролика цилиндрического подшипника при враще-
нии вала. На рис. 73 показано устройство, при помощи которого
можно получить картину нагружения подшипника наружной буксы.
Ролик-мессдоза 8 с крышкой 7 установлен в подшипнике 10. Для
прохода трубки крышки 7 ролика в сепараторе 9 имеется отвер-
стие. Провода от датчиков мессдозы присоединены к ртутному
токосъемнику 5, который находится на стойке, неподвижно
87
закрепленной насепараторе. Провода от токосъемника ^направлены
к токосъемнику /, закрепленному винтом в трубке кронштейна И,
также укрепленного болтами на сепараторе. Чтобы сделать ротор
токосъемника 1 неподвижным, приспособлен кронштейн 4 с план-
кой 3. К планке 3 на болтах укреплены два захвата 2 из плотной
резины. Кроме кронштейна 4, к корпусу 12 укреплен отметчик 13
числа оборотов сепаратора.
Во избежание перегрузки сепаратора центробежными силами,
а также на случай повреждения одного из роликов-мессдоз в под-
Л--------------1--I------------
1
Рис. 74. Осциллограмма давлений на ролик-мессдозу в подшипнике
32630 (ролики 42X65 мм, число оборотов 500 в минуту, нагрузка на
буксу 9000 кГ):
1 и 2 — отметки чисел оборотов соответственно сепаратора и оси; 3 — показа-
ния ролика-мессдозы; 4 — отметка времени
шипник устанавливают два ролика-мессдозы 8 и к сепаратору
крепят два токосъемника 5. Ось токосъемника 5 должна проходить
по оси ролика. Для устранения влияния вибраций ролика на токо-
съемник ротор последнего соединен с роликом-мессдозой плотно
насаженной резиновой трубкой 6. Ось токосъемника 1 также
должна совпадать с осью вращения подшипника.
Показания ролика-мессдозы записывают на осциллограмму.
Пример записи показан на рис. 74. Осциллограмма позволяет изу-
чить кинематику подшипников и определить характер нагрузок,
воспринимаемых роликами при их вращении в подшипнике, ра-
ботающем под нагрузкой.
Улучшение распределения нагрузки
между роликами по окружности подшип-
ник а. С целью улучшения распределения нагрузки между ро-
ликами по окружности подшипника можно использовать упру-
гость корпуса. Этот способ применим лишь для буксовых узлов,
где преобладающее значение имеет вертикальная статическая на-
грузка, направление которой практически не изменяется. В мо-
торно-осевых подшипниках и в подшипниках осевых редукторов
88
такой способ не даст эффекта в связи с отсутствием постоянного
направления максимальных рабочих нагрузок на опоры. Способ
предусматривает разнесение нагрузки по сторонам от средней пло-
скости подшипника и передачу нагрузок на подшипник не сосре-
доточенно на центральную часть свода корпуса, а при помощи
податливой верхней части свода одновременно на несколько ро-
ликов.
Одна из конструкций, разработанных на основе этого способа,
так называемая «арочная», была опубликована фирмой SKF
в 1947 г. У нас этот способ получил развитие в работах А. М. Ко-
валевского [15], И. В. Слушкина [31] и других авторов [8,
25, 26].
Описанные конструкции корпусов букс пассажирских и грузо-
вых вагонов обеспечивают существенное улучшение нагружения
роликов и снижение максимальной нагрузки на ролик. Для пас-
сажирских вагонов предложен корпус буксы с более тонким сво-
дом; у подшипников с наружным диаметром 230—250 мм толщину
свода стального корпуса принимают равной 18 мм. В буксах гру-
зовых вагонов, где нагрузка передается на верхнюю часть свода,
а не на крылья, как в пассажирских вагонах, применены приливы
на своде (см. рис. 8), уменьшившие максимальную нагрузку на
ролики и повысившие срок службы подшипников. Расчетная
долговечность подшипников в новых корпусах букс возросла
в 1,33—1,69 раза.
А. М. Ковалевский [15] предложил изготовлять серповидную
выемку в верхней зоне посадочной поверхности корпуса буксы.
В этом случае корпус охватывает наружное кольцо подшипника,
деформирует его и оно вступает в контакт с большим числом роли-
ков. Метод не получил распространения в буксах подвижного со-
става из-за усложнения изготовления корпуса, а также вследствие
опасений потерять со временем упругость корпуса, что вызвало бы
ухудшение распределения нагрузки между роликами.
В опытах с буксой тепловоза ТЭЗ (см. рис. 20) подтверждена
эффективность арочного нагружения, существенно улучшающего
нагрузку роликов и снижающего примерно на 40% нагрузку на
верхний ролик (см. рис. 72). Во ВНИТИ также проведены опыты
с буксами тепловозов ТЭП60, ТГ106 и др. Установлено, что
распределение нагрузки на крылья корпуса или передача ее на
прилив в нижней части корпуса (букса тепловоза ТЭП60) создает
нагружение пяти—семи роликов, вместо трех-четырех в буксе теп-
ловоза ТЭЗ, а закон распределения нагрузки приближается к опти-
мальному .
И. В. Слушкин [31 ] предложил корпус с переменным сечением
свода, благодаря чему улучшается кривая распределения нагрузки
на ролики.
Улучшение распределения нагрузки
вдоль оси подшипникового узла.В ряде случаев
в упругих корпусах нагрузка бывает распределена неравномерно
89
по оси подшипников. При переменной жесткости вдоль оси кор-
пуса буксы, имеющей свод, передающий нагрузку как упругий
элемент, больше нагружаются ролики того подшипника, который
расположен в зоне наибольшей жесткости [8]. Поэтому ВНИИВ
рекомендовано выполнять корпуса букс так, чтобы сечение свода
и прилегающих к своду участков было одинаково и симметрично
расположено по длине подшипника.
Опираясь на ось, буксовый узел соединяется с рамой тележки
при помощи рессорного подвешивания, создающего реакции, ко-
Рис. 76. Распределение контактных
давлений вдоль площадки контакта
цилиндров:
1 — для цилиндра; 2 — для плоской мо-
дели
торые перераспределяют нагрузку
между подшипниками буксы.
Вследствие этого подшипник,
Р
30
Рис. 75. Распределение контакт-
ного давления р в подшипнике
ЦКБ 1562 буксы тепловоза
ТГ106:
1 — при первоначальном исполне-
нии; 2 — со смещением на 4 мм
подшипника к галтели оси и с про-
точками (показаны штриховыми ли-
ниями) на посадочной поверхности
корпуса
расположенный ближе к колесу (рис. 75), несет большую
нагрузку [26]. Разность нагрузок по рядам роликов возрастает
с увеличением деформируемости оси и жесткости элементов
рессорного подвешивания. Выравнивания нагрузки между ря-
дами роликов можно достигнуть смещением подшипников
к колесу. Величина смещения составляет 5—7 мм, а срок слу-
жбы подшипников при этом повышается на 10—20%.
Снижение концентрации давлений. Кон-
центрацию контактных давлений следует считать наиболее важ-
ным фактором, влияющим на величину контактных напряжений
и долговечность подшипников. Она зависит от двух причин: при-
роды контакта цилиндров разной длины и перекосов. И. Я. Штаер-
ман теоретически доказал, что при сжатии тел неодинаковой длины
у краев короткого тела образуется большая концентрация контакт-
ных давлений (так называемый «краевой эффект»). Опытным путем
было установлено, что в зоне краев цилиндров разной длины воз-
90
никают контактные давления, примерно в 2—3 раза превышающие
давление в средней части цилиндров (рис. 76).
Перекосы возникают вследствие неточностей изготовления под-
шипников и контактирующих с ними оси и корпуса, по причине
деформации оси, а также при действии на корпус нагрузок, при-
ложенных несимметрично. К неточностям, влияющим на перекос
колец и роликов, относятся: конусность; неодинаковая толщина
%НК1 * t"K2
dpi * dpz
toKl tsrf
9i-9?
н^нг
п~о
*НК1 *^НК2
dpi* dP2
tfal *
д^9г
Hi-Hz
п-о
1нК1*1нК2
dpi* dP2
9i~ 92
H^H2
П*0
Рис. 77. Влияние неточностей из-
готовления и посадки внутренних
колец на распределение контакт-
ного давления р в подшипниках
буксы тепловоза ТЭП60 (см. рис. 25):
1, 2, 3 и 4 — варианты

Рис. 78. Схема влияния разности радиаль-
ных зазоров и разности высот рабочих
сечений на перекос в цилиндрических
подшипниках
стенок колец; выпуклость (кор-
сетность) колец; конусность роли-
образующих посадочной поверх-
ков; выпуклость (вогнутость)
ности корпуса и оси (рис. 77).
При парной установке цилиндрических подшипников неточ-
ности изготовления приводят к образованию разности высот ра-
бочих сечений, которая даже при отсутствии конусности деталей
создает перекос колец и роликов (рис. 78).
Перекосы вследствие неточностей изготовления достигают зна-
чительных размеров. Например, для пары буксовых подшипни-
ков с габаритными размерами 160 X 290 X 80 мм наибольший
перекос достигает 36-10"4 рад. Примерно такой же величины воз-
никает перекос в цилиндрических моторно-осевых подшипниках.
Меньшее значение (но достаточно большое) имеют перекосы, со-
здаваемые деформацией оси и несимметричным приложением
91
нагрузки на опоры. Например, у моторно-осевых подшипников наи-
больший перекос от деформации оси может достигать (15—20) X
X 10ч рад.
Несимметричное приложение осевой или радиальной нагрузки
на корпус подшипников может вызывать перекос подшипников на
угол, определяемый радиальным зазором. Так, в буксе с двумя
подшипниками, габаритные размеры которых 160 X 290 X 80 мм,
при расстоянии 125 мм между серединами подшипников и при ра-
диальном зазоре 0,1 мм перекос равен 5,6-10 "4 рад.
Чтобы иллюстрировать отрицательное влияние перекосов, сле-
дует подчеркнуть, что при перекосе (2—3) • 10"4 рад освобождается
полностью от контакта один из краев ролика длиной 50 мм, а в зоне
другого края возникают давления, в 2—3 раза превышающие
давления, найденные по формулам Герца—Динника—Беляева без
учета напряжений, связанных с краевым эффектом.
Для снижения отрицательного воздействия краевого эффекта
и перекосов на грузоподъемность и долговечность подшипников
разрабатывают различные способы, которые сводятся к уменьше-
нию неточностей изготовления и изменению формы роликов в про-
дольном сечении.
Применяемое при комплектовании и сборке парных цилиндри-
ческих подшипников правило о соблюдении определенной раз-
ности радиальных зазоров не обеспечивает снижения перекосов
и не способствует в максимальной степени повышению срока
службы подшипников. В практике применения буксовых подшип-
ников могут быть случаи, когда радиальные зазоры у них равны,
но перекос колец и роликов не устранен (см. рис. 78). Поэтому
при комплектовании парных цилиндрических подшипников сле-
дует обращать внимание не на разность радиальных зазоров, а на
разность высот рабочих сечений.
Требуемую величину разности высот рабочих сечений следует
выбирать применительно к данному узлу, чтобы создаваемый ею
перекос не приводил к нарушению контакта роликов по всей их
длине. Разность высот рабочих сечений подшипников будет зави-
сеть также от расстояния между подшипниками и от величины сбли-
жения наружного и внутреннего колец под нагрузкой.
Эффективной мерой для снижения перекосов от разности высот
рабочих сечений подшипников является применение двух- или
четырехрядных подшипников с общими наружным и внутренним
кольцами. Как показывают расчеты, двухрядный подшипник имеет
наименьшее значение перекосов по сравнению с двумя одноряд-
ными подшипниками и подшипником с общим внутренним кольцом
и раздельными наружными кольцами (типа ЦКБ 1562). Если при-
нять угол перекоса для двух однорядных подшипников за еди-
ницу, то перекосы для подшипника с общим внутренним кольцом
и двухрядного с двумя общими кольцами будут соответственно
равны: 0,833 и 0,189. Иными словами, в двухрядном подшипнике
перекосы приблизительно в 5 раз меньше, чем в двух однорядных.
92
Важнейшей мерой, направленной на снижение концентрации
нагрузки от краевого эффекта и перекосов, следует считать из-
менение формы ролика. Для этого можно применять различную
форму роликов в диаметральном сечении вдоль оси (рис. 79).
Прямые конические скосы (рис. 79, а) внедрены на отечествен-
ных железнодорожных подшипниках с 1954—1956 гг. и, как по-
казывают эксплуатационные наблюдения, почти полностью устра-
нили образование контактного выкрашивания краев роликов.
Рис. 79. Модифицированные формы роликов цилиндрических подшип-
ников для снижения концентрации контактных давлений
Сферические скосы (рис. 79, б) более плавно сопрягаются с ци-
линдрической поверхностью и создают лучшее распределение дав-
ления вдоль площадки.
Бомбина (рис. 79, в) лучше предохраняет от концентрации на-
грузки, чем скосы. Создавая эллиптическую эпюру распределения
давления вдоль площадки, бомбина сохраняет эту эпюру при пере-
косах больших размеров, чем ролик со скосами. Последний при
перекосах образует концентрацию давления даже при незначи-
тельных отклонениях поверхностей колец от параллельности.
Дополнительные преимущества имеет ролик, у которого, кроме
бомбины, имеется и сферический скос (рис. 79, г). Бомбину в этом
случае выполняют по большему радиусу, чем в предыдущей кон-
струкции, отчего размеры контактной площадки увеличиваются,
а напряжения снижаются. Во избежание технологических труд-
ностей такой ролик может быть заменен роликом со сферическими
скосами, выполненными по дуге окружности одного радиуса
(рис. 79, д), или роликом с коническими скосами (рис. 79, е).
93
Выемки на торцах роликов снижают концентрацию давления
от краевого эффекта. На рис. 79, ж показан ролик, предложенный
американской фирмой Hyatt. Несколько иную конструкцию имеет
ролик с выемкой в форме конуса со скругленной вершиной
(рис. 79, и). В отличие от роликов со скосами и выпуклостью, ро-
лик с выемками сохраняет близкую к прямоугольной площадку
контакта и более равномерно
Рис. 80. Эпюра давлений, форма
образующей и площадка контакта
ролика с учетом краевого эффекта
и перекосов:
1 — первоначальное положение пере-
кошенной поверхности кольца; 2 —
положение кольца под нагрузкой
центрация напряжений
распределяет давление при парал-
лельном контакте.
Наиболее совершенная форма
ролика представлена на рис. 79, к.
Наряду со снижением массы
ролика она устраняет краевой
эффект и снижает концентрацию
напряжений, возникающих в ре-
зультате перекосов. Первую функ-
цию выполняют оптимально по-
добранные выемки по торцам, а
вторую — выпуклость большого
радиуса.
Скругление у торца предохра-
няет ролик от концентрации на-
пряжений, когда возникает пере-
кос, приводящий к укорочению
эллиптической контактной пло-
щадки (рис. 80). У ролика без
скругления (кривая ADBC, рис. 80)
в случае перекоса грань АЕ внед-
ряется в поверхность кольца 1
и возникает уширение площадки
cbaa'. Кроме того, создается кон-
При наличии скругления радиусом
Т?б2 не возникает концентрации напряжений и ролик, внедрив-
шийся в кольцо (положение 2), образует плавно очерченную пло-
щадку ecd.
Целесообразность применения на роликах бомбины большого
радиуса взамен одних скосов по краям хорошо подтверждается и
данными эксплуатации. Для этой цели было проведено исследова-
ние изменения геометрии цилиндрических роликов из однорядных
подшипников 32732Г и 52732Г, а также из подшипника ЦКБ 1527
с четырьмя рядами роликов. Образующие роликов (рис. 81) ис-
кривляются, принимая выпуклую форму. Радиус выпуклости у ро-
лика 42 X 65 мм составляет около 75 л/, у роликов 34 X 34 и
34 X 44 мм из четырехрядного подшипника — соответственно
111 и 82 м.
Согласно расчетам для компенсации перекосов ролика 28 X
X 52 мм в буксовых подшипниках необходима бомбина с радиусом
около 58,5 м.
94
Размеры роликов перечисленных форм можно определить сле-
дующим образом. Суммарный радиальный съем металла у торца Ас
(в мм) для прямого скоса (рис. 79, а), компенсирующего краевой
эффект и перекосы,
Ас &кр ^пер б -р 0,2 ^>1рУсумм > (5)
где ДКр = б — съем металла, компенсирующий влияние крае-
вого эффекта, в мм\
^пер — съем металла, компенсирующий влияние пере-
коса, в мм\
Рис. 81. Образующая роликов 42X65 мм однорядных подшипников
32732Г и 52732Г после пробега 500—700 тыс. км
б — внедрение (в мм) ролика во внутреннее кольцо под-
шипника под максимальной расчетной статической
нагрузкой (в кГ) на ролик, определяемой по формуле
р _ . (6)
4,3 — коэффициент, принятый на основании анализа рас-
пределения нагрузки в буксах существующих вагонов
и локомотивов;
1Р —длина ролика без фасок в мм;
Усумм — среднее значение перекоса колец, возникающего от
действия описанных факторов, в рад.
Длина скоса
1ск - 0,16/р+ Ьф, (7)
где Ьф — ширина технологической фаски на ролике в мм.
Величина 0,16/р выбрана на основании анализа и сопоставле-
ния теоретических выводов В. И. Красненькова и опытных данных,
полученных Н. В. Родзевичем.
95
Длину сферического скоса (см. рис. 79, б) также можно опре-
делить по формуле (7); радиус скоса
R
(8)
Радиус бомбины
р ___ h
%Усумм
Радиус образующей у сферического скоса для ролика с бомби-
ной
(9)
0,0128^61
Кб2 =—7---------------------------------------------- .-------------. (Ю)
*61 + ^рУсумм - *61 + V *61 - °> 115*Р - 0,0543/2
Радиус скругления скосов
для ролика, показанного на
рис. 79, <Э, определяется из гео-
метрического построения (рис.
82). Согласно зависимостям для
равнобедренной трапеции abed,
вписанной в окружность ради-
уса RCK, получаем два уравне-
ния:
W)2 - ef (2RCK - ef);
М2 = + fg) [2RcK -
- (е/ + fg)l-
Пренебрегая за малостью ef
ef + fg> получим
0i
Рис. 82. Расчетная схема для радиуса
сферических скосов роликов с образу-
ющей, выполненной из дуг окружно-
стей различного радиуса И
(bf)2 = ef2RcK;
(agy = (ef + fg) 2RCK
Неизвестными в этих уравнениях являются ef и RCK. Высота
трапеции ______________
fg = (\пер + Дкр) - kf = (Акр + А„еР) - (Яб1 - .
Решая уравнения и преобразовывая их, получим окончательно
радиус скоса

Угол скоса для выпуклого ролика со скосами (см. рис. 79, е)
ad ЛкР+°-25/Р7^Лл< —^61+ ]/^61 —°.1I5ZP
а^= L adc = ---------------
96
(12)
Точные форму и размеры выемки со стороны торца роликов
определяют экспериментальным методом или на натурных образ-
цах, так как теоретическим путем это сделать крайне затрудни-
тельно.
Приблизительные размеры выемки на торце ролика можно
определить расчетом, исходя из предпосылки равенства прогиба
краев роликов под нагрузкой величинам зазоров между плоско-
стью и телом, обеспечивающим при его нагружении равномерное
распределение контактных давлений вдоль площадки. Высота се-
Рис. 83. Расчетная схема выемки
на торцах ролика
1 — расчетная кривая; 2 — профиль стандарт-
ного ролика; 3 — предлагаемый профиль ро-
лика
чения (в мм), необходимая для построения очертания выемки
(рис. 83),
L, з Г________х4 — 4д3х Зд4_____ /1 q\
/ 4/(1 —ц2) !
I / л 1 (х — а)2
а2
где t — толщина материала (расчет относится к плоской модели
ролика) в мм;
ц — коэффициент Пуассона.
Расчетное очертание выемки получается непригодным для прак-
тического использования (рис. 84). Поэтому ее приходится выпол-
нять таким образом, чтобы сохранить технологичность ролика и
способность передавать осевую нагрузку (рис. 84, кривая 3).
Кроме модификации роликов, можно рекомендовать проточки
на посадочном месте корпуса для снижения концентрации нагрузки
у края подшипника (рис. 85). Надежность посадки наружных ко-
лец при этом не снижается. Опыты, поставленные на оптически-
активных моделях и на натурных буксовых подшипниках, под-
тверждают эффективность проточек. Эксплуатация подшипников
ЦКБ 1562 в буксах с проточками также дала положительные ре-
зультаты.
7 Н. Н. Волков 97
Повышение эффективности заполнения рабочего сечения роли-
ками. Если дополнительно увеличить количество и размеры
роликов в подшипнике за счет сокращения свободного объема, то
суммарная площадь контакта колец и роликов возрастет и кон-
тактные напряжения станут меньше. Этого можно достигнуть со-
кращением толщины колец, увеличением отношения длины роли-
ков к ширине колец в однорядных подшипниках, применением
многорядных подшипников, уширением однорядных подшипни-
ков за счет устранения дистанционных колец и установки их вплот-
Рис. 85. Варианты проточек на
корпусе для снижения концентра-
ции нагрузки на краях роликов
ную друг к другу и использованием бессепараторных конструкций
подшипников.
Посадка внутренних колец с помощью нагрева позволяет ра-
циональнее использовать рабочее сечение подшипника не только
за счет изъятия конусной втулки, но и благодаря некоторому
уменьшению толщины внутреннего кольца. Если прежде, как пра-
вило, отношение диаметра ролика к высоте рабочего сечения под-
шипника составляло 0,5, то теперь оно достигает 0,55—0,60. У ва-
гонных буксовых подшипников диаметром 230 мм отношение диа-
метра роликов к высоте рабочего сечения составляет 0,56.
У тепловозных букс, где цилиндрические подшипники не вос-
принимают осевых сил, имеется резерв повышения грузоподъем-
ности за счет увеличения диаметра роликов. Например, в под-
шипниках 32732Г и 52732Г с габаритными размерами 160 X 320 X
X 108 мм ролики имеют диаметр 42 мм, а отношение диаметра
ролика к высоте сечения составляет 0,525. В унифицированном
малогабаритном подшипнике ЗН32532Л1 с роликами диаметром
32 мм (габаритные размеры подшипника 160 X 290 X 80 мм) это
отношение равно 0,492.
В вагонных подшипниках 42726Л и 232726Л1, а также
3042226Л1 и 3232226Л2 отношение длины ролика к полной ширине
подшипника составляет 0,650, а в подшипниках прежних кон-
98
струкций 72727, ЦКБ-561 и ЦКБ-562 это отношение равнялось
0,624. То же наблюдается и в подшипниках локомотивных букс.
Например, подшипники 32732Г имели отношение //В, равное 0,601,
а у малогабаритных подшипников ЗН32532Л1 это отношение воз-
росло до 0,65.
Существенных результатов можно добиться, применив много-
рядные подшипники, позволяющие наиболее эффективно исполь-
зовать рабочее сечение. В многорядных, например, двух- или
четырехрядных подшипниках с цилиндрическими роликами пред-
ставляется возможным значительно увеличить отношение суммар-
ной длины роликов к общей ширине подшипника. Это достигается
за счет устранения упорных бортов на наружных кольцах благо-
даря применению общего наружного кольца, а также за счет изъ-
ятия дистанционных колец. Например, два цилиндрических под-
шипника 32732Г и 52732Г при установке в буксе тепловоза ТЭЗ
имеют общие габаритные размеры 160 X 320 X 276 мм, массу
85,64 кг и суммарный коэффициент работоспособности 1,28 • 106,
а опытный четырехрядный подшипник ЦКБ-1527 с габаритными
размерами 160 X 290 X 220/206 мм обеспечил коэффициент рабо-
тоспособности 2,0 • 106 и масса его уменьшилась до 64,9 кг
(см. табл. 3).
Применение многорядных подшипников с цилиндрическими ро-
ликами целесообразно лишь в буксах, где осевая нагрузка вос-
принимается специальным подшипником. Такое ограничение свя-
зано с малой вероятностью возможности передачи торцами роли-
ков многорядных подшипников осевых нагрузок значительной
величины.
Некоторое снижение габаритных размеров конструкции можно
получить, установив два однорядных цилиндрических подшип-
ника вплотную друг к другу без дистанционных колец.
Сепаратор занимает значительную часть объема подшипника.
Если вместо сепаратора применить дистанционные пластинки, то
можно дополнительно разместить два-три ролика и тем самым
повысить грузоподъемность и срок службы подшипника. Надеж-
ность при этом, как показали опыты ВНИИвагоностроения, также
увеличится, так как из подшипника по существу удаляется сепа-
ратор, во многом определяющий работоспособность цилиндриче-
ского подшипника.
Усовершенствование колец и роликов для передачи осевых сил.
Повышения осевой грузоподъемности цилиндрических подшип-
ников можно достигнуть уменьшением разности размеров роликов
по длине, выравниванием площадей касания торцов роликов по
упорным бортам внутреннего и наружного колец, повышением
качества обработки фасок роликов и упорных бортов колец.
Повышенные требования к точности изготовления торцов роли-
ков и к комплектованию подшипников роликами предусмотрены
в ТУ № 3402-Ж-61. Удвоенное биение торца ролика не должно
превышать 10 мкм с каждой стороны для роликов диаметром до
7* 99
32 мм и 15 мкм для роликов больших размеров. Введено допол-
нительно требование — допустимая разность длин цилиндриче-
ских роликов в одном подшипнике не должна превышать 10 мкм.
Следует отметить, что эти требования зачастую не выполняют
заводы-изготовители. Н. Д. Ершков [14] при анализе результатов
эксплуатации букс тепловозов ТЭП60 и электровозов ВЛ60 обна-
ружил наличие большой, до 27 мкм, разницы длины роликов в под-
шипниках. Этот дефект существенно снижает грузоподъемность
подшипника. Стендовыми испытаниями установлено, что ролики
разной длины, будучи в одном подшипнике, крайне неравномерно
воспринимают осевую нагрузку. При отклонении от номинальной
длины на 20 мкм и выше величина нагрузки, приходящейся на та-
кой ролик, снижается до 20% нагрузки на ролик, имеющий откло-
нение 6 мкм, а при отклонении 38 мкм при полной осевой нагрузке
на буксу до 2 Т такой ролик совсем не передает сил.
Существенным недостатком в геометрии цилиндрических вагон-
ных подшипников ЦКБ561 и ЦКБ562 и подшипников ЗН4272Л,
ЗН42726 и ЗН232726Л1 является большая разница площадей ка-
сания торцов роликов о борты внутренних и наружных колец.
В подшипниках ЦКБ-561 и ЦКБ-562 площади контакта роликов
о борта внутренних колец в 1,65—1,7 раза меньше площадей кон-
такта с наружными кольцами. Это привело к различным условиям
контакта и трения роликов при воспринятии осевых сил. В про-
цессе проектирования подшипников 3042226Л1 и 3232226Л2 этот
недостаток устранен. Стендовые испытания и эксплуатация пока-
зали преимущества подшипников 3042226Л1 и 3232226Л2 перед
подшипниками ЗН42726 и ЗН232726Л2 в отношении воспринятия
осевых нагрузок.
В подшипниках недостаточна площадь контакта торцов роли-
ков с кольцами. Н. Д. Ершков [14] приводит данные, согласно ко-
торым радиусы фасок на роликах составили 2—3 мм при чертеж-
ном размере 1,5 мм\ высота канавки для выхода шлифовального
камня при наибольшем чертежном размере 1,5 мм составила 3—
4 мм. Расчетом было установлено, что при фаске 2,3 мм и высоте
канавки для шлифовального камня, равной 3 мм, площадь кон-
такта между торцами роликов и бортами колец в подшипниках
букс тепловозов ТЭП60 по внутреннему кольцу уменьшается на 55,
а по наружному — на 50%.
Очевидна необходимость увеличения общей площади контакта
торцов роликов с бортами колец. При создании новых подшипни-
ков для вагонных букс в этом отношении достигнуты некоторые
результаты. Если в подшипниках ЗН42726Л и ЗН232726Л1 старой
конструкции общая расчетная площадь контакта торцов роликов
с бортами колец равнялась 2075 жж2, то у подшипников ЗН42726Л
и ЗН2Н2726Л1 новых конструкций она составила 2825 мм2, т. е.
увеличилась почти на 35 %.
Несомненно, что перечисленные меры способствуют повышению
осевой грузоподъемности цилиндрических роликоподшипников.
100
Однако наибольший эффект увеличения грузоподъемности и долго-
вечности подшипникового узла с цилиндрическими роликами до-
стигается переложением этой задачи на специально сконструиро-
ванный подшипник или осевой упор.
Выбор радиального зазора и зазора по торцам роликов. Ради-
альный зазор является важным параметром, влияющим на долго-
вечность цилиндрических подшипников. От величины зазора
прежде всего зависит распределение нагрузки по роликам. Чем
больше радиальный зазор, тем больше максимальная нагрузка
на ролики, при увеличении которой срок службы подшипников
снижается.
Вагонные подшипники диаметрами 230, 250 и 280 мм постав-
ляются с одинаковыми радиальными зазорами, хотя значение
оптимального зазора зависит от размеров подшипника [18]. По
действующим техническим условиям минимальные значения на-
чального радиального зазора для вагонных подшипников 42726 и
73727 соответственно равны 0,09 и 0,12 мм. Коллектив авторов
ВНИИЖТ, МИИТ и ВЗИИТ [18] предложил формулу для опре-
деления минимального рабочего зазора *, исключающего закли-
нивание роликов вследствие неточностей подшипника и темпера-
турных деформаций, связанных с различной степенью нагрева
наружного и внутреннего колец:
£« min = °Н Y °S + + &gt — ^g&, (И)
где Он — овал дорожки качения наружного кольца в мм;
Ов — то же для внутреннего кольца в мм;
kgH — уменьшение радиального зазора от натяга при посадке
в мм; для теплового способа монтажа Agw = 0,8А;
л Ну
для посадки на втулке i\gH =
A — натяг при посадке в мм;
Ну — упругое осевое перемещение конусной втулки в мм;
Agt — уменьшение радиального зазора вследствие различия
температур колец в мм,
Agt = a (De + dp) \t; (15)
ос — коэффициент линейного расширения металла колец (для
стали ШХ15 и ШХ15СГ равен 12,2 -10~6);
De — диаметр дорожки качения внутреннего кольца в мм;
d — диаметр ролика в мм;
А / — перепад температур колец в °C;
Ag6 — упругая деформация подшипника в мм.
Величина Ag6 зависит от нагрузки на подшипник, жесткости
корпуса и характера распределения нагрузки по роликам. Ав-
торы [18] считают необходимым определять Ag6 опытным путем
* Зазор (в мм) в подшипнике, собранном на оси.
1250
101
для каждого корпуса. Они установили, что упругая деформация
корпуса буксы грузового вагона составляет 0,01—0,04 мм.
Также экспериментальным путем определяется перепад тем-
ператур. Авторы нашли, что максимальный перепад температуры
колец при скоростях движения 140—160 км/ч не превышает 25° С
(корпус буксы алюминиевый, наружная температура воздуха
50° С), а при 100—120 км/ч составляет 8—10° С.
Найденные по формуле (14) значения наименьшего радиального
зазора для подшипников ЗН42726Л и ЗН232726Л1 составляют:
у пассажирских вагонов 0,134 мм, у грузовых 0,106 мм, а для
подшипников 73727 — соответственно 0,166 и 0,146 мм.
Описанная методика относится к буксам вагонов, однако она
может быть распространена и на буксы локомотивов. Аналогичным
способом наименьшие зазоры можно определить и для моторно-
осевых подшипников и подшипников осевых редукторов.
С учетом некоторого увеличения радиальных зазоров в экс-
плуатации, а также для обеспечения интервала зазора, необхо-
димого по условиям сборки, авторы [18] рекомендуют: для новых
подшипников 42726 и 232726 зазоры принимать равными 0,115—
0,17 мм, а для находящихся в эксплуатации —до 0,25 мм\ у но-
вых подшипников 73727 — равными 0,16—0,2 мм, а в эксплуа-
тации — не более 0,3 мм.
Для новых вагонных подшипников диаметром 250 мм преду-
смотрен радиальный зазор 0,115—0,170 мм, при ремонте допу-
скаются зазоры 0,09—0,250 мм\ рабочие зазоры соответственно
равны 0,05—0,130 и 0,03—0,220 мм.
Требование повысить радиальные зазоры для обеспечения без-
отказности подшипников находится в противоречии с требованием
снизить зазоры для повышения срока службы. Однако авторы [18]
подсчитали по методике Б. В. Цыпкина, что предлагаемое ими не-
которое увеличение радиального зазора снижает расчетный срок
службы всего на 10%. В то же время это увеличение дает суще-
ственное снижение потерь на трение.
При недостаточных осевых зазорах между роликами и бортами
наружных колец, как правило, происходит заедание и заклинива-
ние роликов. Это подтверждено стендовыми испытаниями ВНИИ
вагоностроения. При зазоре 0,03 мм вскоре после пуска стенда
ролики подшипников были заклинены.
При определении оптимального значения осевых зазоров между
роликами и бортами колец ВНИИвагоностроения предлагает
иметь в виду зависимость этого значения от рабочих радиальных
зазоров. Более приемлемо такое соотношение радиального и осе-
вого зазоров в подшипниках, при котором во всех случаях пере-
коса букс гарантировано отсутствие защемления роликов по их
торцам.
Случай, показанный на рис. 86, допускает касание торцов роли-
ков о борта колец при угле перекоса а, а случай, приведенный
на рис. 87, допускает касание роликов с дорожкой качения при
102
угле перекоса р. Для исключения заклинивания роликов в бортах
внутреннего кольца необходимо, чтобы угол а был больше угла Р
или tga > tg р. Подставляя в это выражение размеры, показан-
ные на рис. 86 и 87, получим
2а b
d I '
При работе подшипника могут быть случаи, когда ролики на-
греваются на 60° С больше, чем наружные кольца [22], и факти-
Рис. 86. Схема защемления роликов в бортах наружных колец,
когда радиальный зазор b велик, а осевой зазор а мал
Рис. 87. Схема защемления роликов между дорожками качения,
когда радиальный зазор b мал, а осевой зазор а велик
103
ческий осевой зазор уменьшается за счет удлинения роликов на
0,03 мм. Поэтому соотношение зазоров для пары подшипников
одной буксы составит
-^- +°,06 мм- (17)
При условии (17) в случае перекоса буксы ролики защемляются
в дорожках качения колец, а не в бортах наружного кольца.
Рассмотрим соотношение зазоров в подшипниках ЗН42726Л и
ЗН232726Л1, а также в подшипниках ЗНЗО42226Л1 и ЗН3232226Л2.
Для подшипников диаметром 250 мм размер d равен 219 мм, а для
подшипников диаметром 230 мм составляет 205 мм; размер I для
тех и других подшипников равен 122 мм. В зависимости от этих
размеров наиболее благоприятное соотношение радиальных и осе-
вых зазоров будет следующее:
а 0,906 + 0,06 мм —для подшипников диаметром 250 мм;
а 0,846 + 0,06 мм — для пары подшипников диаметром
230 мм.
Так, при рабочем радиальном зазоре 0,1 мм подшипника диа-
метром 250 мм необходим осевой зазор равный 0,15 мм, а для
подшипника диаметром 230 мм — 0,14 мм.
Повышение надежности сепараторов. Первые партии цилин-
дрических подшипников для букс вагонов и локомотивов имели
клепаные сепараторы из латуни ЛС59-1 (ГОСТ 1019—47) или из
стали 30 (ГОСТ 1050—60). Сепараторы состояли из собственно
сепаратора с просверленными гнездами, шайбы и заклепок, со-
единяющих эти детали. Такие сепараторы явились наиболее сла-
бым элементом подшипников. Для повышения прочности латун-
ные сепараторы заменили стальными. Это позволило сэкономить
цветные металлы. Но стальные сепараторы также имели ряд не-
достатков.
С целью их устранения ВНИИЖТ [1] в свое время рекомен-
довал: обеспечить плавное сопряжение элементов сепаратора; не
допускать наличия острых кромок; соблюдать допуски на изготов-
ление гнезд; обеспечить параллельность гнезд и оси сепаратора;
осуществить посадку без зазора и холодную клепку заклепок;
применить заклепки с переходом по конусу от стержня к головке;
увеличить прочность перемычек наклепом. В настоящее время
клепаные сепараторы в буксах вагонов не применяются.
Наиболее существенное повышение надежности достигнуто при-
менением в цилиндрических подшипниках массивных беззакле-
почных сепараторов [1, 7, 11, 26, 30]. Беззаклепочный сепаратор
представляет собой неразъемную конструкцию, в которой ролики
удерживаются от выпадания местными утолщениями его перемы-
чек, образованными чеканкой. Это крепление не препятствует
полной разборке подшипника. Беззаклепочный сепаратор имеет
очертание перемычек, обеспечивающее надежное поступление
104
смазки к поверхности качения ролика. Как уже указывалось
в § 8, такое очертание перемычек исключило образование на
роликах осповидного износа, появляющегося в подшипниках, имею-
щих просверленные окна сепараторов с острыми краями пере-
мычек.
Для изготовления беззаклепочных сепараторов, кроме латуни
ЛС59-1 и стали 30, ВНИИЖТ [1] рекомендует магниевый перли-
товый чугун, в структуре которого должно содержаться не менее
20—30% перлита. К этим чугунам относятся марки ВЧ 45-0,
ВЧ 50-1,5, ВЧ 60-2, ВЧ 45-5, ВЧ 40-10 (ГОСТ 7293—54).
Наилучшим вариантом является массивный сепаратор без при-
менения чеканки с роликами, заложенными с внешней стороны.
Площадь опасного сечения латунного сепаратора (поперечное се-
чение шайбы между перемычками), по данным ВНИИВ, не должна
быть меньше 140 мм2.
Во избежание преждевременного выхода из строя беззакле-
почные сепараторы должны иметь плавное сопряжение перемычек
с основанием радиусом не менее 0,8 мм, не иметь острых кромок
и надрезов на перемычках и основании, разность в толщине пере-
мычек и шайб, а также непараллельность торцов не должна пре-
вышать 0,2 мм. Отклонение положения гнезд вдоль оси сепаратора
от плоскости, перпендикулярной к оси, не должно превышать
0,2 мм. Чистота поверхности гнезд должна быть не ниже 6-го
класса [ 1 ].
Перечисленные способы увеличения грузоподъемности и долго-
вечности цилиндрических подшипников разработаны и исследо-
ваны в основном применительно к буксам вагонов и локомотивов.
Но после соответствующих уточнений их можно применить и к мо-
торно-осевым подшипникам, а также к подшипникам опор осевых
редукторов.
§ 10. Определение статической и вибрационной прочности
корпусов букс
Корпуса букс вагонов и локомотивов являются ответственными
деталями, а поэтому должны обладать достаточным запасом проч-
ности. Однако тяжелые буксы, являясь неподрессоренной массой,
создают дополнительные динамические нагрузки на шейки осей.
Для улучшения условий работы такой ответственной детали, как
ось, следует максимально, насколько это возможно, снижать
массу буксового узла и, в частности, корпуса буксы. Чтобы убе-
диться в достаточной прочности облегченной конструкции кор-
пуса, необходимы статические и динамические испытания.
Буксы вагонов. Исследования напряженного состояния букс
пассажирских вагонов были проведены на стендах ВНИИвагоно-
строения под радиальной нагрузкой 18 Т. Напряжения опреде-
ляли в 45—50 точках корпуса проволочными датчиками с базой
20 мм и сопротивлением примерно 185 ом. Перед испытаниями
105
корпус подвергали выдержке под нагрузкой 18 Т в течение 20 мин.
В процессе испытаний каждый корпус нагружали 3 раза. На
рис. 88 показана эпюра напряжений в корпусе буксы для подшип-
ников диаметром 230 мм под нагрузкой 18 Т.
Наряду с определением напряжений проводили испытания
корпусов букс до разрушения. Корпус буксы устанавливали в спе-
циальном приспособлении на гидравлическом прессе. Остаточные
деформации в корпусах облегченной конструкции обычно появ-
Рис. 88. Эпюра напря-
жений в корпусе буксы
для подшипников диа-
метром 230 мм (в скоб-
ках показаны макси-
мальные значения на-
пряжений)
лялись при нагрузках 85—100 Т, а при нагрузках 165—230 Т
буксы разрушались по линиям сопряжения боковых ребер с та-
релями и с цилиндрической частью или деформировались крылья
настолько, что приходилось прекращать испытания.
Вибрационным испытаниям попарно в специальных приспо-
соблениях подвергали корпуса букс пассажирских вагонов для
подшипников диаметром 250 и 230 мм. При испытаниях был при-
нят асимметричный положительный цикл изменения нагрузок,
соответствующий эксплуатационному режиму работы корпуса
буксы. Коэффициент асимметрии цикла т определяли по формуле
т = т-г-ft, принимая динамический коэффициент^ равным 0,375.
База испытаний составляла 10 млн. циклов, частота изменения
нагрузки — 500 циклов в минуту.
Анализ результатов показал, что наименьший предел выносли-
вости Рпред для корпусов букс диаметром 230 мм первой партии
составил 35,7 Г; для корпусов второй партии — 50,0 Т, а для
106
корпусов букс диаметром 250 мм серийного производства —
47,0 Т. Исходя из этого, запас прочности /г, подсчитанный по
формуле
п _ Рпред
Pcm(l + kd) ’
для первой партии корпусов букс с подшипниками диаметром
230 мм составил 3,24, для второй партии — 4,54, а для корпусов
букс с подшипниками диаметром 250 мм — 4,25. Эти значения
пределов выносливости и запасов прочности получены при дина-
мическом коэффициенте 0,375 и коэффициенте асимметрии цикла
0,454.
Как показывает обработка результатов динамических испыта-
ний пассажирских вагонов со скоростями движения до 160 км/ч,
эквивалентный динамический коэффициент составляет 0,22 и ему
соответствует коэффициент асимметрии 0,64. Более «мягкий»
эксплуатационный режим нагрузок по сравнению с испытатель-
ным режимом свидетельствует, что в действительных условиях
значения пределов выносливости и запасов прочности корпусов
букс будут еще больше.
Значения запасов прочности и напряжений в элементах свиде-
тельствуют о возможности дальнейшего снижения массы корпусов
букс вагонов для подшипников диаметрами 230 и 250 мм.
Буксы тепловозов. Во ВНИТИ проведено исследование проч-
ности корпуса поводковой буксы тепловоза ТГ106 (рис. 89).
Работа включала определение напряженного состояния, а также
испытание на разрушение корпуса статической нагрузкой.
Напряжения измеряли проволочными датчиками с базой 5 мм
и сопротивлением около 42 ом. Датчики в количестве 70 шт. раз-
мещали в наиболее напряженных местах. Корпус буксы устанав-
ливали в специальном приспособлении, размещаемом на гидравли-
ческом прессе.
Напряженное состояние измеряли при нагрузке 9 и 18 Т.
Прочность корпуса проверяли при ступенчатом повышении на-
грузки через каждые 10 Т. На рис. 90 показана эпюра напряжений,
из которой следует, что общий уровень напряжений в корпусе
при удвоенной статической нагрузке на буксу не превышает
800—900 кПсм2. Однако в ребрах левого кронштейна максималь-
ные напряжения достигают 1360 кГ/см2. Запас прочности для этих
участков около 1,6, что недостаточно. Было предложено усилить
ребра левого кронштейна увеличением их высоты по периметру
тарели на 10—12 мм.
Во время испытаний корпуса под возрастающей статической
нагрузкой в ребре левого кронштейна в районе максимальных
напряжений образовалась трещина. К этому времени нагрузка
на буксу достигла 96 Т. Края трещины оказались поврежденными
коррозией, что свидетельствовало о наличии начальной трещины
как дефекта изготовления корпуса.
107
Рис. 89. Корпус буксы тепловоза ТГ106
+ 850
1359
Рис. 90. Эпюра напряжений в корпусе буксы тепловоза ТГ106
(сплошными линиями показаны напряжения растяжения, а штрихо-
выми — сжатия)
108
§ 11. Определение надежности
уплотнения
Работы, посвященные совершенствованию конструкции и по-
вышению надежности уплотнения, выполнены во ВНИИ вагоно-
строения и ВНИИЖТе.
Уплотнения в буксах без разбега. Уплотнительные устройства
с незначительным (менее 3 мм) осевым разбегом применяют, как
правило, в буксах вагонов и в буксах крайних осей трехосных
тележек некоторых локомотивов (см. рис. 25—28). Во ВНИИ
вагоностроения проведены стендовые испытания различных си-
стем таких уплотнений (рис. 91). На зазор уплотнения по всему
его периметру подавали песок в количестве 12 л в час и воду —
30 л в час, используя для этой цели сжатый воздух под давлением
2,5—3 ат. Зазоры в уплотнениях консистентной смазкой не за-
полняли.
Наилучший результат показали первые четыре варианта уплот-
нения (рис. 91, а, б, в, г); остальные конструкции (рис. 91, б, е, ж)
оказались ненадежны — пропускали большое количество воды
и механических примесей. Уплотнение с войлочным кольцом
(рис. 91, а) работает более надежно в первый период эксплуатации,
однако создает повышенное трение. Затем войлочное кольцо изна-
шивается и перестает быть уплотнением.
Уплотнительные устройства букс тепловозов и электровозов
показаны на рис. 92, а, в, е. Эти конструкции несущественно от-
личаются от испытанных на стенде ВНИИВ (сравни рис. 91 и 92).
Данные о надежности этих уплотнений получены в эксплуатации.
Уплотнение, показанное на рис. 92, а, применялось в буксах тепло-
возов ТЭ2 и ТЭЗ, оно не предотвращало утечек жидкой смазки,
и в буксу попадала вода. Конструкции, приведенные на рис.
92, в, е, использованы в буксах локомотивов ВЛ60 и ТЭП60, где
подшипники работают на консистентной смазке. Эти варианты
обеспечивают достаточную надежность.
Уплотнительные устройства букс, имеющих большой разбег.
На рис. 92, б, г, б, ж, и показаны конструкции уплотнений, приме-
няемые в буксах с большим разбегом на отечественных тепловозах
и электровозах. Уплотнениями, приведенными на рис. 92, б,
оборудованы буксы с жидкой смазкой трехосных тележек тепло-
возов ТЭЗ, ТЭ7, ТЭМ1, ТЭМ2, ТГМЗ и ТГ102 (см. рис. 20); такое же
уплотнительное устройство имеет букса с подшипником ЦКБ 1527
(см. рис. 22). В этой конструкции применены две резиновые ман-
жеты с браслетами из спиральных пружин. При сборке уплотне-
ние заполняют смазкой 1-13 или 1-ЛЗ.
Кроме вращательного движения, кольцо, с которым контакти-
рует резиновое уплотнение, совершает еще и поступательное пе-
ремещение. Величина этого перемещения достигает 30 мм. Окруж-
ная скорость скольжения манжет равна примерно 4,5 м/сек, при
скорости движения тепловоза 80 км/ч.
109

Рис. 91. Конструкции уплотнений вагонных букс, прошедших испытания
Рис. 92. Конструкции уплотнения букс отечественных локомо-
тивов
ПО
В эксплуатации обнаружена систематическая утечка масла
через такое уплотнение. В некоторых случаях при неправильной
сборке задняя манжета подворачивалась и пружина соскакивала.
Это приводило к росту утечек масла. Отмечалось проворачивание
манжет в задней крышке по причине недостаточного поджатия ее
упорным кольцом.
На трех секциях тепловозов ТЭЗ с опытными буксами (72 ман-
жеты) за пробег 150—300 тыс. км зафиксировано 48 случаев повре-
ждения уплотнений, из них 37,5% с повышенным износом. В пер-
вую очередь изнашивается задняя манжета, контактирующая
с наружной средой. С износом манжеты интенсивность утечки
масла возрастает.
В буксах с консистентной смазкой сам по себе решается вопрос
предотвращения утечек. Опыт эксплуатации подвижного состава
дал убедительные сведения об отсутствии утечек смазки 1-13
и 1-ЛЗ из букс с различной конструкцией уплотнений даже в слу-
чае ее некоторого разжижения при высокой температуре окру-
жающего воздуха.
На средних осях тележек электровоза ВЛ60 применен одно-
ручьевой лабиринт с войлочным кольцом (см. рис. 92, г), запол-
ненный смазкой 1-13 или 1-ЛЗ. Смазка хорошо удерживается этим
уплотнением, и значительного проникновения в буксу воды и ме-
ханических примесей не обнаружено.
Буксы средних осей тепловоза ТЭП60 имеют уплотнения из
двухручьевого лабиринта (рис. 92, д'). Наименьший радиальный
зазор между задней крышкой и лабиринтным кольцом составляет
0,75 мм; полости и зазоры заполнены смазкой 1-13 или 1-ЛЗ.
Эксплуатация показала хорошую работу уплотнения. В буксы
не проникает вода и пыль. Р. М. Девин [12] на основании расчетов
и экспериментальных данных подтверждает надежность такого
уплотнения. По его сведениям к. п. д. уплотнения букс крайних
(рис. 92, е) и средних осей электровоза ВЛ60 и тепловоза ТЭП60
примерно одинаков и составляет 0,97—0,98. По абсолютным зна-
чениям к. п. д. уплотнений букс электровоза ВЛ60 и тепловоза
ТЭП60 близки к к. п. д. уплотнения вагонных букс (0,95), которые
хорошо зарекомендовали себя в тяжелых условиях эксплуатации
на железных дорогах Средней Азии. Для локомотивов с высокими
скоростями, буксы которых имеют увеличенную частоту перемеще-
ния по оси, рекомендовано [12] повысить надежность уплотнения
с большим разбегом. На рис. 92, к показана конструкция состав-
ного уплотнения букс с подшипниками, имеющими небольшую
высоту рабочего сечения. В таких случаях трудно изготовлять
ручьи даже при одноручьевом лабиринте (рис. 92, и).
Уплотнение моторно-осевых подшипников и опор осевых
редукторов. В разделе, посвященном эксплуатации моторно-
осевых подшипников, упоминалось о недостаточной надежности
лабиринтных уплотнений, отделяющих полость подшипника от
кожуха тяговой передачи. Для выбора надежной конструкции
111
уплотнения во ВНИТИ проведены испытания на стенде, схема
которого дана в § 7. Испытанию подвергали несколько вариантов
уплотнения. Водяными манометрами измеряли давление в полости
кожуха и внутри корпуса подшипников. Условия испытаний были
такие же, как и во время испытаний букс тепловозов при пульси-
рующей осевой нагрузке.
При двухручьевом лабиринте смазка из кожуха тяговой пере-
дачи интенсивно проникала в подшипник. Наилучшие данные
имел вариант уплотнения, показанный на рис. 93.
Рис. 93. Уплотнение для моторно-осевых подшипников:
1 — вращающаяся часть; 2 — полость кожуха; 3 — неподвижная часть
Специальных исследований работоспособности уплотнитель-
ных устройств осевых подшипников осевых редукторов пока не
опубликовано. Надежность уплотнений определяют обычно при
обкаточных испытаниях на заводах, во время стендовых и эксплуа-
тационных испытаний.
Упрощая конструкции и стараясь избежать изнашиваемых
резиновых или войлочных колец, Людиновский тепловозострои-
тельный завод разработал лабиринтные уплотнения для редукторов
тепловозов ТГМ5 и ТГ16 (см. рис. 50 и 51). Во время стендовых
испытаний их работоспособности не обнаружено утечки масла
через эти уплотнения. При эксплуатации редукторов тепловозов
ТГ16 во время снежных заносов через лабиринтное уплотнение
в редуктор попадал снег, обводняя смазку, что нарушало работу
тепловозов. Дополнительно к лабиринту было установлено вой-
лочное кольцо, надежно защитившее полость редуктора от снега.
112
§12. Измерение трения букс
Буксы вагонов. Во ВНИИ вагоностроения на специальном
стенде определяли коэффициент трения букс с различными типами
подшипников отечественного и зарубежного производства. Испы-
таниям подвергали буксы, имеющие различный пробег. Буксы
предварительно прирабатывали на стендах. Значение коэффици-
ента трения определяли методом выбега (разгон и остановка оси
с маховиком).
При нагрузках на буксу от 4 до 12 Т, температурах нагрева
подшипников 15—80° С и числе оборотов 100—900 в минуту полу-
чили следующие коэффициенты трения: для букс со сферическими
подшипниками 73727 — 0,00135—0,00375, с цилиндрическими
подшипниками 72727Л2 — 0,00065—0,00325, ЗН42726Л и
ЗН232726Л1 — 0,0005—0,0022, ЗНЗО42226Л1 и ЗН3232226Л2—
0,00045—0,0024. Буксы с подшипниками ЗНЗО42446Л1 и
ЗН3232226Л2 после пробега 300 тыс. км имели коэффициент тре-
ния в пределах 0,0005—0,0027, а по достижении пробега
в 780 тыс. км коэффициент трения почти не изменился. После
пробега 1260 тыс. км без смены смазки антифрикционные качества
этих подшипников заметно ухудшаются.
На значительно меньшие величины коэффициента трения в ци-
линдрических подшипниках по сравнению со сферическими ука-
зывает и Б. Т. Бруско [5]. Полученные величины коэффициентов
трения цилиндрических и сферических подшипников значительно
ниже средних значений коэффициентов трения, приводимых в спра-
вочных руководствах.
ВНИИЖТ с участием ВНИИ вагоностроения и ВНИПП про-
водил испытания по определению сопротивления движению поездов
на роликовых подшипниках и подшипниках скольжения. Как и
при стендовых испытаниях, наилучшими по антифрикционным
качествам оказались буксы с двумя цилиндрическими подшипни-
ками. Сопротивление движению поезда, оборудованного этими
буксами, по сравнению с поездом на подшипниках скольжения
при скорости движения 50—70 км/ч, снижается на 17—25%, а по
сравнению с поездом, оборудованным буксами с одним цилиндри-
ческим и одним сферическим подшипниками,— на 5—12%. На ро-
ликовых подшипниках значительно уменьшаются силы трогания
поезда; в зимнее время по сравнению с поездом на подшипниках
скольжения они уменьшаются в 7—10 раз.
Буксы локомотивов. При опытах, проведенных на буксе тепло-
воза ТЭЗ (см. рис. 20) с осевым упором, не имеющим амортиза-
тора, был сконструирован и построен специальный стенд, схема
которого показана на рис. 94. На буксу 7 через проставку 6 сво-
бодно навешен груз 5, общий вес которого около 8 тыс. кГ. При
вращении оси буксы от электродвигателя 10 при помощи ремней <?,
букса 7, а вместе с ней и груз 3 отклонялись в сторону вращения
под действием момента трения. Навешивая грузы 11, возвращали
8 Н. H . Волков 113
буксу и груз 3 в нулевое положение. Грузы 1 служили для уравно-
вешивания системы в нулевом положении, причем нижний из них
явился противовесом. Угол отклонения измеряли по шкале 4
3200
Рис. 94. Схема
стенда для иссле-
дования сопротив-
ления вращению
букс
при помощи стрелки-указателя 2. Груз 11 крепили на тросике 9
к проушине 5. Момент трения измеряли как произведение веса
уравновешивающего груза И на половину диаметра круга, на
Рис. 95. Зависимость коэффи-
циента трения подшипников
букс тепловоза ТЭЗ от темпе-
ратуры буксы (арочное нагру-
жение):
1 — при п = 300 об/мин-, 2 — при
п = 500 об/мин-, 3 — при п —
= 800 об/мин
Рис. 96. Влияние способа нагружения буксы
на коэффициент трения:
1 — при арочном нагружении; 2 — при централь-
ной передаче нагрузки по оси буксы
котором подвешивали груз 3. При-
веденный к шейке оси коэффициент
трения находили из равенства
м
Ргв ’
(18)
где М — момент трения в кГсм\ Р — нагрузка на буксу в кГ\
гв — радиус шейки оси в см.
На рис. 95, 96 и 97 представлены результаты экспериментов.
Из них следует, что коэффициент трения подшипников ЦКБ578
и ЦКБ579 составляет 0,0037—0,0059. Разогрев буксы и содер-
114
осевым упором трения скольжения (см. рис. 97),
снижение коэффициента трения наступает при ис-
шарикопод-
упора.
сопротивле-
Рис. 97. Трение в буксе тепловоза ТЭЗ в за-
висимости от способа передачи осевой на-
грузки:
1 — осевой упор; 2 — торцы роликов; 3 — ша-
риковый подшипник
По данным ВНИИЖТа, наименьший
жащейся в ней смазки ведет к существенному снижению коэффи-
циента трения (см. рис. 95). Применение арочного нагружения,
когда под нагрузкой оказываются не три-четыре, как при централь-
ном нагружении, а пять-шесть роликов подшипников, повышает
примерно на 14—20% коэффициент трения буксы (см. рис. 96).
Букса имеет практически одинаковое сопротивление вращению
при передаче осевой нагрузки торцами роликов подшипника 52630
и бронзовым
значительное
пользовании
шипникового
Величина
ния вращению буксовых
роликоподшипников со
смазкой зависит и от на-
грузки: при увеличении
ее коэффициент трения
резко снижается. Пониже-
ние температуры буксового
узла в связи с низкой
температурой наружного
воздуха ведет к весьма су-
щественному увеличению
трения в подшипниках,
коэффициент трения получается при смазке 1-ЛЗ.
Б. Т. Бруско [5] показал, что уменьшение размеров подшип-
ников до оптимальной величины снижает энергетические потери.
Стальные и чугунные сепараторы дают незначительное увеличение
коэффициента трения подшипника по сравнению с латунными.
Увеличение радиальных зазоров до рациональных пределов при-
водит к существенному снижению потерь на трение; например,
для подшипников 2Н42726Л1 с облегченными сепараторами при
увеличении радиального зазора примерно вдвое (с 0,125 до
0,252 мм) средний момент трения снизился с 64 до 40 кГсм, но
при утроенном зазоре потери возросли до 46 кГсм.
Большое значение имеет чистота обработки поверхности тре-
ния: уменьшение шероховатости поверхностей деталей подшип-
ника на один класс чистоты от нормы для подшипников
2Н427226Л1 класса Н снижает потери на трение до 20%. Вы-
пуклость на дорожке качения наружного кольца цилиндрического
подшипника незначительно (в пределах 2—5%) влияет на энерге-
тические потери в подшипниках, выпуклость же на роликах
(бомбина) дает снижение потерь на трение в среднем на 25%.
Опыт эксплуатации подвижного состава на подшипниках ка-
чения, имеющих уменьшенные моменты трения, свидетельствует
о более высокой долговечности таких подшипников. В этой связи
исследования, направленные на снижение трения в подшипниках,
приобретают еще большее значение.
8*
115
Глава IV
Выбор типа и расчет подшипников
§ 13. Выбор типа подшипников для колесных пар
Подшипники для букс, опор тяговых двигателей и осевых ре-
дукторов выбирают с учетом условий работы и требований, из-
ложенных в главе I. В дополнение к этому следует указать на
практические соображения и рекомендации, учет которых дает
возможность облегчить создание рационального подшипникового
узла.
Подшипники букс вагонов. При создании буксового узла
вагона необходимо учитывать неблагоприятное сочетание нагрузок,
климатических условий и загрязненности среды.
Сферические и конические подшипники способны восприни-
мать как радиальные, так и осевые нагрузки. Однако сферические
подшипники имеют недостаточный для букс вагонов срок службы.
Конические подшипники по сравнению со сферическими более
долговечны. Однако при наличии двух подшипников в буксе в них
необходимо устанавливать одинаковые радиальные зазоры, иначе
подшипники будут работать с перекосом и неравномерно воспри-
нимать радиальные и осевые нагрузки. Монтаж конических под-
шипников трудоемок и требует усложнения технологического
процесса их сборки. По этой причине применять такие подшипники
в буксах вагонов нецелесообразно.
Наиболее приемлемым подшипником для букс является ци-
линдрический: он способен воспринимать радиальные, а также
пульсирующие и кратковременные постоянные осевые нагрузки.
При выборе способа монтажа подшипника на оси следует от-
дать предпочтение тепловому. Подшипники, устанавливаемые
на оси тепловым способом, удобны при монтаже и осмотре букс,
так как снятие внутренних колец в большинстве случаев стано-
вится необязательным. Если же съем внутренних колец по-
требуется, то его несложно осуществить при помощи индукцион-
ного нагревателя.
В буксах отечественных вагонов применяют подшипники диа-
метром 250 мм\ опытные конструкции букс имеют подшипники
диаметром 230 мм. При постановке в буксу двух цилиндрических
подшипников вплотную друг к другу их общая ширина будет
равна 160 мм. Этот размер следует считать минимальным, так как
при дальнейшем его уменьшении осложняются условия работы
роликов и дорожек качения по краям буксы.
Применение цилиндрических подшипников шириной менее
80 мм возможно, но для того, чтобы сохранить суммарную ширину
двух подшипников в буксе, между ними следует ставить дистан-
ционные кольца.
116
Подшипники букс локомотивов. Подшипник буксы локомотива
должен быть роликовым, так как он нагружен преимущественно
радиальной силой и должен обеспечивать большой срок службы
(около 40 000 ч или 2-Ю6 км пробега).
Требованиям одновременного воспринятия всех действующих
нагрузок, компенсации деформации оси и простоты конструкции
удовлетворяет сферический двухрядный роликоподшипник.
Однако применение сферического подшипника не позволяет осу-
ществить осевой разбег в буксе. Если же разбег выполнить вне
буксы со сферическими подшипниками, то это значительно услож-
нит конструкцию тележки, что практически неприменимо на
современных локомотивах. Кроме этого, один сферический двух-
рядный роликоподшипник имеет большие размеры и его обычно
не удается разместить в буксе, а установка двух таких подшипни-
ков лишает буксу следующих преимуществ: устраняется самоуста-
навливаемость буксы и не компенсируется деформация оси, воз-
никает неравномерное распределение нагрузки между четырьмя
рядами роликов; долговечность таких подшипников не соответ-
ствует современным требованиям эксплуатации.
Комбинированные нагрузки может воспринимать и кониче-
ский подшипник, но его конструкция требует специального регу-
лирования осевого зазора.
Таким образом, вопрос о выборе типа подшипника для буксы
локомотива решается практически однозначно — подшипник дол-
жен иметь цилиндрические ролики. Для обеспечения устойчиво-
сти конструкции в буксе должно быть не менее двух подшипников,
или двух рядов роликов.
Цилиндрический подшипник обеспечивает высокую расчет-
ную и действительную долговечность под радиальными нагруз-
ками, имеет сравнительно небольшие габаритные размеры и
массу. При установке цилиндрического подшипника в буксу
удается наиболее просто получить увеличенный осевой разбег.
Для этого при разбегах до ±14 мм не требуется практически из-
менять существующие размеры и конструкцию стандартных
колец, — ролики с наружным кольцом перемещаются в осевом
направлении по внутреннему кольцу на расстояние, равное тол-
щине упорного борта наружного кольца. Подшипник с цилиндри-
ческими роликами прост в изготовлении, сборке, и демонтаж
буксы при таких подшипниках проще, чем при сферических или
конических.
Наиболее надежно осевые нагрузки воспринимает шарикопод-
шипник. Он обеспечивает высокую работоспособность, в том числе,
при больших скоростях движения подвижного состава. В отличие
от осевых упоров трения скольжения упор с шарикоподшипником
не нуждается в жидкой смазке. Передавать осевую нагрузку на
шарикоподшипник целесообразно в буксах скоростных и мощных
локомотивов с трехосными тележками, при движении которых
осевые нагрузки достигают 5000—6000 кГ.
117
При установке в буксе шариковый подшипник должен компен-
сировать некоторый ее перекос относительно оси, возникающий
вследствие наличия зазоров в цилиндрических подшипниках и
неравномерного распределения нагрузки по рядам роликов.
Кроме того, зазор в шарикоподшипнике следует устанавливать
несколько больше обычного, чтобы предотвратить влияние ра-
диального биения внутреннего кольца.
Достоинством осевого упора трения скольжения является
простота конструкции и возможность удобного размещения амор-
тизатора осевого упора. Недостаток такого упора состоит в том,
что он требует более тщательного ухода в эксплуатации. Передача
осевой нагрузки торцами роликов оправдана в буксах локомо-
тивов, скорость движения которых не превышает 80 км/ч, а смеще-
ние приложения осевой нагрузки относительно середины буксы
незначительно. Важную роль также играет не только величина,
но и характер осевых нагрузок на подшипник.
Подшипник, предназначенный для передачи осевой нагрузки
торцами роликов, должен иметь строго ограниченную разность
длины роликов и достаточную площадь контакта роликов с бор-
тами колец. Цилиндрические буксовые подшипники практически
могут воспринимать лишь незначительную (300—500 кГ) постоянно
действующую осевую нагрузку.
После решения вопроса о способе передачи осевых сил окон-
чательно уточняют конструкцию подшипника. В буксах, где осе-
вая нагрузка передается шариковым подшипником или осевым
упором трения скольжения, следует отдать предпочтение цилин-
дрическим подшипникам с общими кольцами — двухрядным или
четырехрядным. Такие подшипники проще в изготовлении и мон-
таже, срок службы их больше благодаря меньшей концентрации
контактных нагрузок вдоль оси. Для передачи осевых нагрузок
торцами роликов следует использовать однорядные подшипники
с упорными бортами на кольцах.
Моторно-осевые подшипники. При выборе подшипника для
опоры тягового двигателя на ось следует учитывать дополнительно
два важных фактора. Это — ограничение по габаритным размерам
и самоустанавливаемость подшипника. Ограничения по габарит-
ным размерам относятся в основном к ширине подшипников, так
как размеры колесных пар строго регламентированы, а уменьше-
ние аксиальных размеров тяговых двигателей для установки
шариковых подшипников нецелесообразно, так как вызовет умень-
шение размеров электрической части двигателя и, следовательно,
снижение его мощности. По наружному диаметру размер подшип-
ников также ограничен, хотя и в несколько меньшей степени.
Необходимость в обеспечении самоустановки опорных подшип-
ников тягового двигателя, находящихся в одном корпусе, вы-
звана стремлением избежать перекосов вследствие деформации оси.
Перечисленные обстоятельства делают выбор подшипника для
моторно-осевой опоры более затруднительным, чем для буксо-
118
вого узла. С точки зрения простоты конструкции, удобства сборки
и разборки следовало бы остановить выбор на цилиндрических
подшипниках. Однако при этом потребуется дополнительный
шариковый подшипник для передачи осевой нагрузки. Кроме
того, ролики цилиндрического подшипника должны иметь обра-
зующую с выпуклостью, радиус которой составляет 5—7 м. При
таком радиусе изготовление роликов затруднительно и срок
службы подшипника уменьшается по сравнению со сроком службы
подшипника, не испытывающего перекосов.
Возможно также применение конических подшипников, вос-
принимающих радиальные и осевые нагрузки. Однако в этом
случае будут иметь место большие деформации в зоне посадки
подшипников. Следовательно, при использовании конических
моторно-осевых подшипников возможны два варианта: установка
обычного подшипника, срок службы которого будет снижен по
причине краевого нагружения роликов и вследствие передачи осе-
вой нагрузки на перекошенный подшипник, или применение под-
шипника с бомбиной, устраняющей влияние перекоса, но приво-
дящей к сокращению площадки контакта, что также уменьшает
срок службы подшипника.
Условиям работы в опорах тяговых двигателей на ось наиболее
полно удовлетворяет двухрядный сферический роликоподшипник.
Он хорошо воспринимает и радиальные и осевые нагрузки, ком-
пенсирует перекосы; для колесной пары требуется лишь один
типоразмер подшипника. Недостатки такого подшипника —
сравнительно большая ширина, затрудняющая его размещение,
сложность осмотра подшипников на колесной паре и сравнительно
невысокая долговечность.
Опоры осевых редукторов. Для воспринятия радиальных сил
в осевых редукторах можно использовать цилиндрические под-
шипники. На работу осевых подшипников редукторов деформации
оси оказывают значительно меньшее влияние, чем на работу мо-
торно-осевых подшипников, так как расстояние между опорами
редуктора примерно в 2 раза меньше, чем между опорами тягового
двигателя. Однако данное обстоятельство не устраняет необходи-
мость применения в цилиндрических подшипниках бомбины на
роликах для снижения концентрации контактных давлений.
Бомбину следует назначать с учетом величины деформаций оси
и влияния неточностей изготовления.
Поскольку обеспечения самоустановки опор не требуется,
нецелесообразно применять в осевых редукторах сферические
роликоподшипники, обладающие к тому же меньшей долговеч-
ностью и повышенным сопротивлением вращению.
Для передачи осевых нагрузок можно рекомендовать два
оптимальных варианта. При установке цилиндрической шестерни
на оси в одной из опор в паре с цилиндрическим подшипником,
воспринимающим радиальные силы, следует применять радиаль-
ный шарикоподшипник. Если же последней ступенью редуктора
119
является коническая зубчатая пара, то здесь лучше использовать
конический двухрядный подшипник в одной из опор. Однако
и в этом случае можно применять радиальный шарикоподшипник
в комбинации с цилиндрическим, передающим радиальную на-
грузку. Подшипник, воспринимающий осевую нагрузку, целе-
сообразнее размещать в опоре, которая находится на большем
расстоянии от ведомого зубчатого колеса и менее нагружена.
Это позволяет более равномерно распределять силы в корпусе
редуктора.
§ 14. Расчет подшипников
Общая методика расчета. Под расчетной долговечностью под-
шипников понимают число часов их работы при определенном
числе оборотов оси или пробег (в км) подвижного состава, который
могут выдержать 90% подшипников, не обнаруживая усталостных
выкрашиваний. Срок службы 90% подшипников, как правило,
значительно превышает расчетный, а долговечность отдельных
подшипников может достигать 10- и 20-кратного значения расчет-
ной величины. Средняя долговечность подшипников обычно
в 4—5 раз больше расчетной.
Техническими условиями ТУ 3402-Ж-61 установлена следу-
ющая требуемая расчетная долговечность подшипников в буксах
(в км пробега подвижного состава): пассажирских вагонов —
2-Ю6 км, грузовых вагонов — 1,4• 106 км, электровозов — 1,5Х
Х106 км и тепловозов — 1,8• 106 км.
Расчетная долговечность моторно-осевых подшипников и под-
шипников осевых редукторов не оговорена в ТУ 3402-Ж-61,
однако ее можно принимать равной долговечности буксовых под-
шипников. При этом желательно, чтобы действительный срок
службы этих подшипников был не менее срока службы колесной
пары, равного пробегу в (6—8)-106 км.
При расчете подшипников колесной пары могут быть постав-
лены следующие задачи: проверка долговечности выбранного
подшипника и выбор типа подшипника по заданной долговечности.
Если нужно проверить, соответствует ли выбранный подшипник
требуемой долговечности (в ч), то расчет выполняют по формуле
h==(~^r) Пэкв- (19)
Когда по заданной долговечности требуется подобрать под-
шипник соответствующих размеров, то определяют его коэффи-
циент работоспособности
с - (ПэкЛ)0'3 (20)
ИЛИ
C=l,65Q^(-^-)°’3. (20')
120
По коэффициенту работоспособности, пользуясь каталогом,
выбирают подшипник соответствующих размеров.
В формулы (19), (20) и (20') входят следующие величины:
h — расчетная долговечность подшипника, принимае-
мая согласно нормам;
С — коэффициент работоспособности;
для роликоподшипника
Ср = k^dplpcos Р; (21)
для шарикоподшипника
Сш = ^z0’7^ COS ₽; (22)
kr и k2—динамические коэффициенты; для радиальных одно-
рядных подшипников с короткими цилиндрическими
роликами kr = 70ч-80*; для сферических двух-
рядных роликоподшипников kr = 135; для кони-
ческих роликоподшипников kr = 80; для радиаль-
ных однорядных шарикоподшипников k2 = 65 [20];
z — число шариков или роликов в одном ряду;
dp — диаметр роликов (средний диаметр — для кониче-
ских подшипников и наибольший — для сфериче-
ских) в мм;
—диаметр шариков в мм;
1р — длина роликов без фасок в мм;
Р — угол контакта для сферических или конических
подшипников в град;
ф — корректирующий коэффициент, зависящий от раз-
мера и технологических особенностей шариков
, 1
различных диаметров, ф = t oo2d >
s — пробег вагона или локомотива в км;
DK—диаметр колеса по кругу катания в м.
Если внутренние размеры подшипника неизвестны (опреде-
лены лишь внешние габаритные размеры), но требуется получить
значение С, то вначале находят размеры и количество тел качения
в подшипнике согласно справочнику [20].
В формулы (19) и (20) входит также эквивалентное число обо-
ротов подшипника пэкв. За эквивалентное обычно принимают
число оборотов подшипника, соответствующее наиболее длитель-
ному режиму работы вагона или локомотива. Например, для
электровозов принимают около 300 об/мин, что соответствует
скорости 70 км/ч, для тепловозов — 300—350 об/мин, что соот-
ветствует скорости 60—70 км/ч.
Эквивалентная нагрузка Q3Ke представляет собой нагрузку,
действие которой на подшипник (по долговечности) равно суммар-
* По данным ВНИИ вагоностроения [7] коэффициент для таких под-
шипников можно увеличить до 90—100.
121
ному действию различных по величине и времени действия реаль-
ных нагрузок. В общем случае
О, же В-жв^д рад + tnA3Kekd 0Су (23)
где Яэкв — эквивалентная радиальная нагрузка в кГ;
т — коэффициент приведения осевой нагрузки к экви-
валентной (с точки зрения влияния на долговеч-
ность) радиальной нагрузке; для однорядных
шарикоподшипников т = 1,5; для подшипников
с цилиндрическими роликами т 0; для под-
шипников сферических двухрядных легкой широ-
кой серии т = 3,0; для таких же подшипников
средней широкой серии т = 2,0; для конических
подшипников легкой и легкой широкой серии
с отношением осевой нагрузки к радиальной,
равным 0,35—0,5, величина т = 1,2; для та-
ких же подшипников средней и средней широкой
серий с отношением осевой нагрузки к радиаль-
ной, равным 0,25—0,5, значение т = 1,30;
kg рад и kdoc—динамические коэффициенты соответственно для
радиальной и осевой нагрузок, выбираемые в пре-
делах 1,3—1,8 [20], если нет более точных зна-
чений, полученных при путевых и динамических
испытаниях локомотивов.
При расчете сферического двухрядного подшипника, воспри-
нимающего радиальную и осевую двустороннюю нагрузки, можно
воспользоваться формулой (23). Для такого же подшипника, не-
сущего только радиальную нагрузку, эта формула примет вид
Q/жв Кжв^д рад' (23 )
Расчет радиального шарикоподшипника, передающего только
осевые силы, следует вести по формуле
0,жв тА-жв^дос' (23 )
Конические однорядные подшипники рассчитывают по фор-
муле (23), цилиндрические подшипники при радиальных нагруз-
ках— по формуле (23'). А. И. Поляков [21] предлагает прове-
рять осевую работоспособность цилиндрических подшипников
по формуле
л _ DV ^fiF)KdpFezl (24)
Аа — PVC v{\ + q}Dohf. > '
где Aa—допустимая осевая нагрузка на подшипник в кГ;
р — удельное давление на торцах роликов в кПсм2;
vc — скорость относительного перемещения трущихся поверх-
ностей в м/сек;
Fe — расчетная площадь контакта торца ролика с внутрен-
ним кольцом в см2;
122
g — коэффициент распределения осевой нагрузки между
роликами; £ = 0,7;
v — скорость движения локомотива в км/ч;
п
~~2 Псеп
2
Do
п
— диаметр окружности центров роликов в мм;
1000г?
= ----число оборотов оси колесной пары в минуту;
псеп = ----число оборотов в минуту сепаратора;
h6 — высота упорного борта внутреннего кольца в мм.
Для оценки работоспособности цилиндрических подшипников
при действии осевых нагрузок рекомендован параметр pvc —
произведение удельного давления на скорость скольжения торцов
роликов. А. И. Поляков предлагает принимать pvc равным 70—
710 кГ!(см-сек). В частности, для буксовых узлов на консистентной
смазке рекомендуется pvc = 130^—160 кГ/(см • сек).
Все подшипники колесной пары, в том числе буксовые, рабо-
тают при переменных режимах. Поэтому эквивалентная нагрузка
R3Ke = ^сцИ'33 + а2₽2#23’33 + • • • + + СС^Х’33 ,
(25)
где az — продолжительность работы подшипника при r-м ре-
жиме в долях от общего времени работы,
ti — время работы подшипника в данном режиме в ч\
Тобщ — общее время работы подшипника в ч;
Pz — отношение числа оборотов подшипника при работе
в Лм режиме к числу оборотов, принятому за экви-
валентное;
₽/=
Пэке
(27)
7?z — нагрузка в соответствующем режиме.
Расчет буксовых роликоподшипников. Расчет буксовых под-
шипников выполняют с учетом результатов исследований ВНИИ
вагоностроения, ВНИИЖТ, ВНИТИ и ВНИПП, позволивших
уточнить влияние зазора и деформации колец на срок службы
подшипников. Кроме того, учитывают данные о долговечности
буксовых роликовых подшипников, полученные при испытаниях
на стендах.
В буксах с корпусами, обеспечивающими улучшенное распре-
деление нагрузки в подшипниках, можно подсчитать относитель-
ную долговечность подшипников по сравнению с подшипниками
123
работающими в жестких корпусах без зазоров. При сравне-
нии долговечности подшипников принимают за единицу долговеч-
ность подшипника, помещенного в жесткий корпус. При этом
наибольшую нагрузку на ролик (в кГ) подсчитывают по формуле
Штрибека
RUca = ~^o-, (28)
усл z cos |3 ’ ' 7
где Q — нагрузка на подшипник в кГ.
Тогда относительная долговечность подшипников (при работе
их в упругих корпусах)
homH— (29)
где Ry — нагрузка на наиболее нагруженный ролик подшипника
в улучшенном корпусе в кГ.
Величину нагрузки Ry (в кГ) определяют опытным путем при-
менительно к данному корпусу; приблизительно
Rv = 4,3-ъ- • (30)
у z cos |3 v 7
Лимитирующей рабочей поверхностью буксового подшипника
является наиболее нагруженная зона дорожки качения наружного
кольца. После каждой разборки наружное кольцо ставят в буксу
так, чтобы изменить положение рабочей зоны на поверхности
кольца. Это позволяет увеличить долговечность подшипника при-
мерно в 2 раза.
Вводя указанные уточнения в формулу (20'), получают сле-
дующие зависимости для определения срока службы (в км про-
бега подвижного состава) буксовых подшипников:
3 - ( 1,65QMe ) (31)
<32>
Следует подчеркнуть, что при расчете цилиндрических под-
шипников коэффициент kr в формуле (21) необходимо принимать
равным 90—100, а не 70—80, как указано в справочниках.
Расчет моторно-осевых подшипников. Моторно-осевые под-
шипники подвержены воздействию сложной системы нагрузок:
от веса тягового электродвигателя;
от окружной и радиальной сил в зацеплении передачи при
трогании и движении локомотива;
от инерционных сил, вызываемых вертикальными колебаниями
тягового двигателя относительно оси колесной пары, вертикаль-
ным перемещением тягового двигателя и поворотом двигателя
вокруг оси, проходящей через центр тяжести;
124
от окружной и радиальной динамических сил, действующих
на зубья передачи;
от динамических составляющих, возникающих в зубчатой
паре вследствие погрешностей шага зацепления;
от инерционных сил, вызываемых горизонтальными перемеще-
ниями тягового двигателя вдоль оси колесной пары.
Нагрузки первых пяти видов создают радиальные силы,
а перемещения двигателя вдоль оси вызывают осевые силы, дей-
ствующие на подшипники. Метод определения радиальных и осе-
подшипников колесно-моторного
вых нагрузок одинаков как для
блока
зубой
так и
блока
бой передачей (электровозы).
В первом случае учитываемых
расчетных осевых сил в зацеп-
лении не возникает, во втором —
осевые силы зубчатой передачи
взаимно уравновешиваются.
Рассмотрим метод определе-
ния нагрузок для тепловозного
тягового двигателя, у которого
передача создает несимметрич-
ные нагрузки на опоры.
Сила веса тягового двига-
теля направлена вертикально;
она приложена в центре тя-
жести и распределяется на три
точки — на два моторно-осевых
подшипника и на кронштейн
деляют исходя из уравнений
с односторонней прямо-
пер едачей (тепловозы),
для колесно-моторного
с двусторонней косозу-
z
ЦТ
у
Qm
Рис.
98. Схема распределения веса
тягового двигателя
двигателя. Реакции опор опре-
равновесия системы колесная
пара—тяговый двигатель—рама тележки (рис. 98):
— Raq + Rbq + Rcq — QM — 0;
Ъмх = Raqc + QMe — RBQ (/ — c) = 0;
Ж = RCqL -QM(A-f) = 0.
(33)
Решая систему уравнений, находят
RAa = -^-4<L— A + f)-clL-A + f)-Le;
= [e + c(l-
Окружное усилие в зацеплении шестерен также направ-
лено вертикально, но в зависимости от направления движения
125
локомотива может действовать снизу вверх или сверху вниз. Ста-
тическое окружное усилие (в кГ)
Р — F ~
1 окр. ст- 1 КОЛ >
(35)
где FK0Jl — сила тяги на одну колесную пару в кГ\
гк — радиус колеса по кругу катания в м\
гш — радиус начальной окружности зубчатого колеса, рас-
положенного на оси колесной пары, в м.
Силу тяги для данного режима работы определяют по тяговой
характеристике локомотива. Радиальная сила, направленная го-
ризонтально,
Ррад. ст — Рокр. cm tg (<Х -f" Р) — Ркол r tg (ОС -р р)> (36)
где а — угол зацепления передачи;
р — угол трения.
Опорные реакции подшипников от действия окружного усилия
в зацеплении находят из уравнений статики:
р' ____ р * +
гуДзп — г окр. ст
Рвзп — Рокр. cm j •
По аналогичным формулам определяют реакции
статического радиального усилия:
Рдзп — Ррад. ст
Рвзп, — Ррад. ст •
(37)
от действия
(38)
Динамическая инерционная сила от вертикального переме-
щения электродвигателя приложена в его центре тяжести. Ее на-
ходят (рис. 99) по формуле
Рэ = — z, (39)
где g — ускорение силы тяжести в м/сек2;
z — вертикальное ускорение оси колесной пары в м/сек2.
Эта сила приложена в центре тяжести двигателя, поэтому
опорные реакции на подшипники находят по формулам (34), заме-
няя в них QM на Рэ. Сила, возникающая от поворота тягового
двигателя вокруг оси, проходящей через центр тяжести (см.
рис. 98),
Pns =----(40)
где JKd — момент инерции корпуса двигателя в кГ-см-сек2.
126
возникают следующие реакции:
Рис. 99. Схема нагрузок на опоры
тягового двигателя для случая дви-
жения колесной пары двигателем впе-
ред с положительным ускорением
На подшипниках от этой chj
Рдпд ~---'
Рвпд
Окружное динамическое уси-
лие, действующее на зубья ше-
стерен,
р — (i + 1) у /дпх
^окр.дин т
L'ui
где — момент инерции якоря
двигателя в кГ • см • сек2-,
i — передаточное число
зубчатой пары.
Радиальная динамическая
сила, действующая на зубья
шестерен,
Ррад. дин Рокр. дин Ш (°& Р) ~
= 0-tg(a + p)- (43)
Реакции на подшипниках
от действия окружной (Д'лзпд
и Рвзпд) и радиальной (Рдзпд и Рвзпд) динамических сил в за-
цеплении находят по формулам (37) и (38), заменив в них соответ-
ствующие обозначения.
Дополнительные динамические нагрузки на зубья шестерен
вследствие ошибок шага зацепления определяют, вводя динами-
ческий коэффициент
kd = 0,4 + 0,кг + 0,025 v0Kp, (44)
где ст — порядковый номер степени точности зубчатой пары;
УОкр — окружная скорость в м!сек.
Полные окружная и радиальная силы [кроме сил, определяе-
мых по формулам (42) и (43) ] с учетом формул (35) и (36) будут
равны:
Рокр ~ k$Pокр.ст'ч 1
р ----- и р I (45)
град кдг рад.ст- )
Полные реакции от окружной и радиальной статических сил
будут равны:
Разпп ~ Рлзп^д ^дРокр. ст J ;
__ . __ я ’ (46)
Рв зпп, — Рвзп^д — k^Pокр. cm ;
127
Клзпп — ^Азп&д — kfiPрад. ст J
^Взпп == Рвзп^д == kdPpad.Ctn~i •
(47)
С целью упрощения расчета окружную скорость можно выби-
рать, исходя из скорости движения локомотива, равной 50—
70 км!ч, и применяя одно значение kd для всего диапазона ско-
ростей.
В формулы (39)—(43) входит вертикальное ускорение оси ко-
лесной пары г. По эмпирической формуле С. С. Зольникова для
максимального вертикального ускорения оси при прохождении
стыков
2+0’13ЖГ’
(48)
где v — скорость движения локомотива в км!ч\
QH — вес неподрессоренных частей, приходящийся на одну
ось, в Т.
Для максимального вертикального ускорения оси при про-
хождении рельсов между стыками
z" = 0,3 /2 + 0,13
-i/Q2
\ V
Расчет моторно-осевых подшипников выполняют по средним
значениям вертикальных ускорений, величина которых примерно
равна половине значений ускорения, найденных по формулам (48)
и (49).
По данным исследований ВНИИЖТ и ВНИТИ зона стыка
рельсов равна 2,7—3 ж, т. е. для рельсов длиной 12,5 м часть
длины (25%) приходится на зону стыка, а для рельсов длиной
25 м зона стыка составляет приблизительно 12,5%. Считая, что
локомотив работает на участке, где половина рельсов длиной
12,5 м, а другая половина — длиной 25 ж, получим, что зона сты-
ков составит около 18% общей длины пути. Тогда расчетное уско-
рение колесной пары
'zpm = 3’^ 0,18 (0,5z')3’33 + 0,82 (0,5?)3’33 =
128
Мы рассмотрели расчет значений всех составляющих радиаль-
ных нагрузок на моторно-осевые подшипники. Эти составляющие
складываются в разные комбинации в зависимости от режима
работы локомотива. Различают четыре режима. Величина и на-
правление горизонтальных реакций Ra и Rb остается одинаковой
для всех четырех случаев режима движения:
1. Колесная пара перемещается двигателем вперед с положи-
тельным ускорением (см. рис. 99), направленным по оси г. В этом
случае суммарные вертикальные и горизонтальные реакции на
подшипниках равны:
Ra = RaQ 4~ RAann + Ra9 4" RAnd — RAand',
Ra == RAann 4“ RAandi
(51)
Rb = Rbq — Rb ann + Rbs 4” RBnd “F RBand\ I
Rb = RBann + Rsand- )
2. Колесная пара перемещается двигателем вперед с отрица-
тельным ускорением. Здесь по сравнению с предыдущим случаем
все окружные силы направлены вниз, сила инерции двигателя
переменила направление на обратное и действует вверх. В соответ-
ствии с этим перераспределились и реакции опор:
Ra Raq 4~ RAann 4“ RAand RAnd Ras j I
, , , ? (52)
Rb = RbQ RBann Rbs RBnd Rsand- J
3. Колесная пара перемещается осью вперед с положительным
ускорением. Здесь в отличие от первого режима окружная сила
действует вверх, а следовательно, перераспределяются и верти-
кальные реакции:
Ra Raq RAann 4- Ras 4- RAnd RAand\ I
, , , (53)
Rb = Rbq 4~ RBann 4- Rb9 4- Rsnd 4~ Rsand- J
4. Колесная пара движется осью вперед с отрицательным уско-
рением. Здесь, в отличие от второго режима, окружная сила
от статических нагрузок с учетом вибраций в зубчатой паре
направлена вверх, и вертикальные реакции равны:
Ra Raq RAann Ra9 RAnd 4~ RAand>
(54)
Rb = Rbq 4~ RBann — Rb9 — RBnd — RBand-
Результирующие опорные реакции на подшипниках при всех
расчетных режимах определяют как геометрическую сумму вер-
тикальной и горизонтальной составляющих:
RApe3 = 1/(7?л)2+(7?д)2;
,__________(55)
Rb рез = ]/ (Rb)2 + (Rb)2•
9 Н. Н. Волков
129
Для определения радиальных результирующих нагрузок на
моторно-осевые подшипники необходимо разделить общее время
работы локомотива на ряд режимов. Для магистральных тепло-
возов ВНИИЖТ рекомендует режимы, анализ которых выполнен
применительно к тепловозам ТЭЗ (табл. 9). Аналогичные таблицы
можно разработать также применительно к магистральным элек-
тровозам и маневровым тепловозам и электровозам. При отсут-
ствии таких таблиц можно пользоваться (с некоторой степенью
приближения) данными, приведенными в табл. 9. Зная распределе-
ние скоростей и нагрузок, по тяговой характеристике локомотива
определяют касательную силу тяги, необходимую для расчета
нагрузки. Затем находят эквивалентную нагрузку для каждого
из четырех режимов.
Таблица 9
Распределение времени работы магистральных тепловозов (в % от общего времени
работы) в зависимости от скорости движения и реализуемой мощности
Скорость тепло- воза в % от итах Нагрузка (мощность) в % от максимальной
0 25 | 50 75 100
0 15,2
0—10 1,0 2,1 1,3 0,6 0,15
10—20 1,05 1,25 1,2 0,65 0,8
20—30 1,15 0,7 1,1 0,85 1,8
30—40 1,45 0,3 1,2 1,15 4,9
40—50 1,5 0,2 1,25 1,4 5,7
50—60 1,85 0,2 1,4 1,6 5,9
60—70 2,2 0,2 1,7 1,9 5,6
70—80 2,9 0,15 1,9 2,15 4,75
80—90 2,4 0,15 1,7 1,75 3,5
90—100 1,6 0,2 1,25 1,2 1,9
Суммарное время в % от общего 32,3 5,45 14 13,25 35
времени работы
Окончательно эквивалентная радиальная нагрузка на каждый
подшипник
з,зз_________
Кэкв А, В = а1Р1^зкв1 +
+ а2₽2в + а3₽з^3з + аД-в- (56)
Сложнее обстоит дело с определением эквивалентной осевой
нагрузки Аэкв, так как постоянная составляющая в этом случае
отсутствует, а импульсы от сил инерции корпуса двигателя дей-
ствуют различное время при движении в прямой и на кривых
участках пути. Еще недостаточно материалов для установления
закона действия этих сил на подшипники, поэтому приходится
130
пользоваться тем же принципом, как и при определении эквива-
лентной радиальной нагрузки.
Осевые силы (в кГ), вызванные инерцией тягового электро-
двигателя,
4=^» (57)
где z/z — горизонтальное поперечное ускорение тягового двига-
теля при скорости Vi в м!сек\
Значения ускорения (в м1сек2) можно рассчитать по формуле,
предложенной ВНИТИ для тепловозов ТЭ7 и 2ТЭ10Л,
i/~/o,2 + 0,015 V (58)
\ /«V
Эквивалентную осевую нагрузку Аэкв находят по формуле (25),
заменяя в ней на Д- в соответствии с режимами работы локо-
мотива.
Для расчета цилиндрических подшипников на осевую на-
грузку можно было бы использовать формулу (24). Однако сле-
дует иметь в виду, что наружное кольцо моторно-осевого подшип-
ника перекашивается относительно внутреннего и коэффициент
распределения осевой нагрузки между роликами в данном случае
имеет значительно меньшую величину, точного значения кото-
рой для таких условий работы пока нет. В связи с увеличением
удельного давления р резко возрастет и параметр pvc, значения
которого для данного случая также неизвестны. По этой причине
крайне ограничены возможности расчета осевой грузоподъем-
ности цилиндрических подшипников в опорах тяговых двигателей
на ось.
Расчет подшипников осевых редукторов. Подшипники осевых
редукторов рассчитывают на долговечность при действии стати-
ческих и динамических нагрузок, а также выполняют расчет на
прочность. Необходимость в проверке прочности колец и роликов
вызвана значительным увеличением нагрузок на опоры при боксо-
вании (см. главу I).
Определение долговечности выполняют аналогично расчету
моторно-осевых подшипников, используя формулы (19) и (20).
Эквивалентную нагрузку находят по формуле (23). Величину
динамического коэффициента для радиальных (kdpad) и осевых
(kdoc) нагрузок принимают равной 1,3—1,5 в зависимости от типа
локомотива. При этом необходимо учитывать результаты дина-
мических испытаний локомотивов. В случае отсутствия данных
целесообразно принимать наибольшие значения kd.
К опорным подшипникам осевого редуктора приложены на-
грузки:
от веса редуктора;
9* 131
от окружного, радиального и осевого усилий на ведомой
шестерне при трогании, движении и боксовании локомотива;
от инерционных сил, вызываемых вертикальными колебаниями
осевого редуктора вместе с колесной парой;
от вибрационных нагрузок в зубчатом зацеплении, возника-
ющих вследствие погрешностей основного шага;
от осевой силы в шлицевом соединении карданного вала;
от инерционных сил, вызываемых горизонтальными переме-
щениями редуктора вдоль оси колесной пары.
Рис. 100. Нагрузки в зацеплении зубчатых колес последней
ступени осевого редуктора
Нагрузки от осевой составляющей силы в зацеплении, а также
от инерционных сил вследствие горизонтальных поперечных
перемещений колесной пары создают осевые силы, действующие
на подшипники. Остальные перечисленные нагрузки вызывают
радиальные силы.
При цилиндрической прямозубой паре система сил довольно
проста (рис. 100, а). Более сложную систему сил имеет цилиндри-
ческая косозубая пара (рис. 100, б, в).
Рассмотрим наиболее сложную схему редуктора — с кони-
ческим косозубым (или со спиральными зубьями) колесом на оси
колесной пары (рис. 100, 5, ё). В прямозубой и косозубой кониче-
ских передачах сохраняются все три составляющие нагрузки:
окружная, радиальная и осевая (рис. 100, г, 5, г); в косозубой
передаче при изменении направления вращения направления
окружного и осевого усилий меняются на противоположные
(рис. 100, д и ё).
Вес осевого редуктора воспринимается опорными подшипни-
ками и реактивной тягой. В расчете можно пренебречь действием
132
реактивной тяги и считать, что вес редуктора поровну распреде-
ляется на обе опоры (рис. 101), т. е.
Raq = Rbq =
(59)
где Qp — вес редуктора в кГ.
Окружное усилие в зацеплении конической зубчатой пары,
расположенной горизонтально на оси колесной пары, направлено
вертикально. Статическое окружное усилие рассчитывают по
формуле (35).
Радиальное усилие направ-
лено горизонтально и всегда
к оси колесной пары; его опре-
деляют по формуле
Ррад. ст — Р окр. cm tg (°& “F Р) 81П 6 —
= Ркол tg (а + р) sin 6, (60)
Г Ill
где 6 — половина угла началь-
ного конуса ведущей
шестерни.
Опорные реакции подшип-
ников от статического окруж-
ного усилия находят из урав-
нений
Рис. 101. Схема нагрузок и реакций
опор в осевом редукторе с косозубой
конической парой в последней ступени
Ra зп — Рокр. ст \
Rb зп — Рокр. ст п \
(61)
Аналогично определяют реакции опор от статической радиаль-
ной силы
" ь
Ra зп ~ Ррад. cm а j ;
Rb зп — Ррад. ст а_^ •
(62)
Осевая сила Рос полностью воспринимается подшипником
одной из опор А или В; она равна
Рос = Рокр.ст tg (а + р) COS 6. (63)
Инерционная сила от вертикального перемещения редуктора
приложена в его центре тяжести. Как правило, центр тяжести
редуктора находится на незначительном расстоянии от оси ко-
лесной пары. Принимая вес редуктора приложенным на равном
расстоянии от опор по оси колесной пары, находят инерционную
силу и реакции от нее.
133
Инерционная сила (в кГ)
Q.P • •
Pu = -~z. (64)
Реакции
Rau = Rbu = -^. (65)
Вертикальное ускорение колесной пары определяют по фор-
мулам (48) и (49). При этом учитывают, что по данным ВНИТИ
величина вертикальных ускорений колесной пары достигает
(6-12) g.
Дополнительную динамическую нагрузку на зубья шестерен
от погрешностей шага зацепления находят по формуле (44),
определяя kd. С учетом этой нагрузки полные окружное усилие
и радиальная и осевая силы будут соответственно равны:
Рокр ~ kdPoKp. ст\ 1
Ррад kdPрад. ст, [ (66)
Рос &дРос. ст* '
Тогда полные реакции опор от действия этих сил будут равны:
Ra зпп — Ra зп^д — kdPокр. ст а fa \
Rb зпп “ Rb зпп^д :== kfiPокр. ст & । *,
Ra зпп — kdPрад. ст а । *
Rb зпп, ~ kfiPpad. ст п \ и j
>ос.п = kdP0Kp.ctn tg (а + р) cos 6.
(67)
(68)
(69)
Окружную скорость ведомого зубчатого колеса и вертикальное
ускорение оси находят так же, как и при расчете моторно-осе-
вых подшипников, заменяя в формулах (48), (49) и (50) вес тяго-
вого двигателя весом осевого редуктора.
Осевая сила в шлицевом соединении может достигать значи-
тельной величины, так как согласно исследованиям, проведенным
ВНИТИ, коэффициент трения в шлицах лежит в пределах 0,08—
0,3. Эту силу находят по формуле
) Мкр i
ОС. ШЛ № "Л U
иШв'1ШЛ
(70)
134
где |л — коэффициент трения в шлицевом соединении;
MKpi — крутящий момент, передаваемый карданным валом
при данной силе тяги, в кГм\
dtue — диаметр шлицевого вала посередине шлицевых вы-
ступов в ж;
Ъ,шл — высота шлицев в м.
Принимая осевую силу в карданном валу приложенной по-
середине между опорными подшипниками, получим реакции от
осевой силы в шлицевом соединении карданного вала
р _____ Р ____ Р°с- ШЛ /71 \
Ка шл — Кв шл — 2 \* 1 /
Эти реакции направлены вдоль оси карданного вала и ра-
диально к подшипникам. Наиболее часто встречаются конструк-
ции, где карданный вал осевого редуктора расположен горизон-
тально или весьма близко к этому положению, поэтому на схеме
рис. 101 реакции ЯАшл и Рвшл направлены также горизонтально.
При движении локомотива направление силы Рос.шл, а вместе
с ней и направление опорных реакций РАшл и Рвшл может изме-
няться на обратное. В связи с тем, что осевая сила в шлицах воз-
никает при сложных осевых перемещениях карданного вала и
закон этих перемещений не установлен, нельзя определить время
действия этих сил. Допустим, что осевая сила в шлицах действует
при движении постоянно, но меняет направление на обратное
при перемене направления движения тепловоза. Подсчитанные
составляющие складываются в различные комбинации в зави-
симости от режима работы тепловоза. Возможны четыре случая,
описанных при рассмотрении расчета моторно-осевых подшип-
ников.
1. Тепловоз движется вперед с положительным ускорением
(на рис. 101 силы и реакции обозначены сплошными стрелками).
В этом случае суммарные вертикальные и горизонтальные реакции
равны:
Ra — Raq Ra зп + Raid
Ra Rash. “Г- Ra шл)
Rb — Rbq + Rb зп + Rbu ?
Rb — Рвзп + Rb шл-
2. Тепловоз движется вперед с отрицательным ускорением,
тогда
Ra == Raq Ra зп Rau ?
Ra — Ra зп + Ra ШЛ) I
(73)
Rb — Rbq + Rb зп — Rbu J
Rb ~ Rb зп Rb uut
135
3. Тепловоз движется назад с положительным ускорением
(на рис. 101 силы и реакции, переменившие направление по сравне-
нию с предыдущими случаями, обозначены штриховыми стрел-
ками), тогда
Ra — Raq Ra зп Rau,
Ra = Ra зп. Ra ш,л>
(74)
Rb = Rbq — Rb зп — Rbu\
Rb — Rb зп Rb шг
4. Тепловоз движется назад с отрицательным ускорением,
в этом случае
Ra — Raq — Ra зп + Rau\
Ra — Ra зп Ra шл>
(75)
Rb — Rbq — Rb зп~\~ Rbu >
Rb — Rb зп Rb шл*
Результирующие опорные реакции находим по формуле (55),
так же как и для моторно-осевых подшипников. С учетом режимов
работы тепловоза определяют радиальную эквивалентную на-
грузку на каждую из опор А и В по формулам (25)—(27).
Осевая нагрузка складывается из двух составляющих:
At = Poci + Puoi. (76)
Значение Рос определяют по формуле (63), а величину Рио —
по формуле (57), заменяя в ней QM на Qp. Эквивалентную осевую
нагрузку Аэкв определяют по формуле (25), заменяя в ней
на At для соответствующих режимов работы локомотива.
Проверочный расчет на статическую прочность выполняют для
подшипников, воспринимающих как радиальные, так и осевые
нагрузки. Расчет сводится к определению максимальных контакт-
ных напряжений на внутренних кольцах при перегрузках, воз-
никающих во время боксования тепловоза. Эти напряжения
должны быть ниже допускаемых. Поскольку при боксовании ре-
шающее значение имеют нагрузки, возникающие в зубчатой
передаче, то другими нагрузками, показанными на рис. 101,
можно пренебречь.
Для цилиндрических подшипников при действии радиальной
нагрузки максимальные контактные напряжения (в кПсм2)
<77>
136
4£Rnkd
где P =------------нагрузка на наиболее нагруженный ро-
лик в яГ;
гвн — радиус дорожки качения внутреннего кольца в см\
RnA — радиальная нагрузка на подшипник в опоре А при
трогании тепловоза с коэффициентом сцепления ф =
= 0,33;
RnA = Pxnty --^ГТ /1 + [tg (“ + р) Sin 6]2;
RnB — радиальная нагрузка на опору В в кГ,
RnB = Лиф • -4^- + [tg (а + р) sin 6]2;
kd — коэффициент динамики при боксовании тепловоза *,
kd = 4,5ч-5,0;
РКп — нагрузка от колесной пары на рельсы в кГ.
Допустимое напряжение для цилиндрических и конических
подшипников не превышает 35 000 кПсм2 [20]. Для конических
подшипников максимальные напряжения находят по формуле (77),
но нагрузка на ролик имеет иные значения. При действии на
подшипник только радиальной нагрузки
рр = 4^Л(вЛ s.n (1801-Ф-т)
где RnA (В) — радиальная нагрузка
входящих в формулу
Ф — угол конуса ролика;
т — угол между образующей и торцом у большого
диаметра ролика.
При действии на подшипник только осевой нагрузки
Рос = РкпЦ — tg (а + р) cos Р — sin . (79)
гш v Z Sin Р sin т ' 7
При совместном действии радиальной и осевой нагрузок давле-
ние на ролик от внутреннего кольца подшипника будет равно
сумме нагрузок, найденных по формулам (78) и (79).
Радиальные шарикоподшипники, воспринимающие только осе-
вые силы, следует проверить на статическую грузоподъемность
от нагрузок, возникающих при боксовании локомотива:
Рос = Ркп^к'д у- tg (а + р) cos 6 < 1,5zd2M, (80)
г ш
где dM— диаметр шарика в мм.
* Величину динамического коэффициента в трансмиссии при боксовании
можно также принимать на основании динамических испытаний тепловозов;
здесь приведено максимальное значение, полученное ВНИТИ на тепловозе
ТГ102.
1250 137
cos р sin т ’ '
согласно значению величин
(77);
§ 15. Смазка подшипников
Работоспособность подшипников колесной пары нельзя рас-
сматривать без учета условий смазки, так как надежность кон-
струкции зависит от поведения всей совокупности «подшипник—
смазка». Смазку выбирают, исходя из предъявляемых к ней тре-
бований.
Требования к смазке. Прежде всего, смазка должна задер-
живать развитие износа и контактного выкрашивания колец и
роликов, не создавая повышенного сопротивления вращению
букс моторно-осевых подшипников и подшипников осевых ре-
дукторов.
Крайне желательно, чтобы смазка обеспечивала хороший теп-
лоотвод. Важным фактором считается предотвращение утечек
смазки в эксплуатации.
В осевых редукторах подшипники, как правило, питаются
маслом из общей ванны редуктора, предназначенной и для зубча-
тых передач. Поэтому смазка должна одинаково хорошо обслу-
живать и подшипники качения и зубчатые колеса.
Поскольку подшипники колесной пары предназначены для
длительной работы на открытом воздухе и в их полость может
проникать вода, смазка должна обладать защитным действием
от коррозии. Смазка должна также тормозить процесс фретинг-
коррозии на посадочных местах корпуса и в зоне посадки вну-
тренних колец подшипников.
Смазочное средство длительно находится в подшипнике (срок
службы подшипников достигает 10—20 лет, а промежуток между
ремонтами, при которых полностью разбираются подшипниковые
узлы, составляет 2—4 года). Поэтому необходимо, чтобы смазка
хорошо сопротивлялась окислительному воздействию воздуха
и имела хороший показатель стабильности.
Смазки для подшипников колесных пар. Для подшипников
качения колесных пар применяют широкий ассортимент смазок
(табл. 10).
Наибольшее распространение в буксах тепловозов получило
автотракторное масло. Из консистентных смазок хорошо известна
смазка 1-13 на кальциево-натриевой основе. Однако смазка 1-13
недостаточно стабильна; ее первоначальные физико-химические
свойства быстро ухудшаются в зимних условиях и возрастает
вязкость, что увеличивает сопротивление вращению. Кроме того,
смазка 1-13 не имеет необходимых антикоррозионных свойств [11].
В 1959 г. вместо смазки 1-13 начали внедрять смазку 1-ЛЗ,
которая представляет собой минеральное масло (смесь машинного
СУ и веретенного АУ), загущенное натриево-кальциевым мылом
рацинолевой кислоты. Смазка специально разработана для приме-
нения в буксах железнодорожного подвижного состава. По сравне-
нию со смазкой 1-13 смазка 1-ЛЗ улучшена введением присадки
дифениламина, повышающего ее антикоррозионные свойства.
138
Таблица 10
Смазочные средства подшипников колесных пар
Наименование Область применения Примечания
Масла Автотракторное АКЮ (Автол 10) Подшипники и осевые упоры букс тепловозов ТЭЗ, ТЭ7, ТЭ10, ТГ102, ТГМЗ, ТГМ5, ТЭМ1 и др. Допустимы следы воды. С этой смаз- ки постепенно переходят на автотракторное масло новых стандартов
Автотракторное АКп-10 (М10Б) по ГОСТу 1862—63 Подшипники и осевые упоры букс тепловоза ТГМЗ Допустимы следы воды. Масло имеет три при- садки
Дизельное Д-11 (ГОСТ 5304—54) Подшипники и осевые упоры букс те- пловозов ТЭ2 и ТЭЗ. Фитили осе- вых упоров букс с подшипниками, работающими на консистентной смазке —
Дизельное ДП-11 (ГОСТ 5304—54) Подшипники и осевые упоры букс тепловозов ТЭ2 и ТЭЗ. Фитили осе- вых упоров букс, подшипники ко- торых работают на консистентной смазке —
Авиационное МС-14 (ГОСТ 1013—49) Подшипники и зубчатые передачи реверс-режимного редуктора тепло- воза ТГМ23 и дизель-поезда ДР-1 —
ТС-14,5 (ТУ 110-61) Подшипники и зубчатые передачи осевых редукторов тепловоза ТГП50; редукторы тепловоза ТГ16 и дизель-поезда ДР-1 (в качестве летней смазки) Применяется с присадкой ОТ-1 в количестве 5%
ТС-10 (ВТУ TH 3126-63) Подшипники и зубчатые передачи осевых редукторов дизель-поезда ДР-1 Применяется в ка- честве зимней смазки
ТСП-10 (ВТУ НП 179-64) Подшипники и зубчатые передачи осевых редукторов тепловоза ТГ16 То же
Трансмиссионное автотракторное (ГОСТ 542—50) Подшипники и зубчатые передачи осевых редукторов тепловозов ТГК2 В состоянии по- ставки в масле допускаются следы воды
Смесь МС20 (50%) и АУ (50%) Подшипники и зубчатые передачи осевых редукторов тепловозов ТГ102 и ТГМ5 С присадками ЛЗ 6/9 (5%) и ПМС 200А (0,005%)
139
Продолжение табл. 10
Наименование Область применения Примечания
Консистентные смазки
1-ЛЗ (РТУ РСФСР НП 14-61) Буксы грузовых и пассажирских вагонов, буксы тепловозов 2ТЭ10Л, М62, ТЭП60, ТГМ23, ТГ16, ТГК, ТУ4, ТУ5 и других; буксы электровозов; опытные мо- торно-осевые подшипники; осевые подшипники редукторов тепловоза ТГМЗ; для заполнения уплотнений в буксах с жидкой смазкой, в осе- вых редукторах Допустимо содер- жание воды до 0,75%
Г13 жировая (ГОСТ 1631—61) То же Допустимо содер- жание воды до 0,75%
Смазка универ- сальная средне- плавкая УС-1 (ГОСТ 1033—51) Осевые подшипники осевых редук- торов тепловоза ТУ4 Допустимо содер- жание воды до 1,5%, а механи- ческих примесей до 0,3%
В технические условия на смазку 1-ЛЗ введено значение предела
прочности, величина которого обеспечивает хорошую сохранность
смазки в буксах при высоких температурах. Момент трения у под-
шипников со смазкой 1-ЛЗ примерно на 10% ниже, чем при смазке
1-13 [3].
Следует отметить, что в маслах автотракторных, в том числе
трансмиссионных, в смазках 1-13, 1-ЛЗ и, особенно, УС-1 до-
пустимо содержание воды.
Смазка 1-ЛЗ, хотя и значительно улучшена по сравнению
со смазкой 1-13, еще не является достаточно совершенной. Е. В. Се-
керин указывает, что при использовании в якорных подшипниках
тяговых электродвигателей тепловозов ТЭЗ эта смазка имеет не-
достаточно высокие защитные свойства и создает значительное
сопротивление вращению. Требуется добавлять смазку через
18—30 тыс. км пробега тепловоза. Применение смазки
ЦИАТИМ-203 (ГОСТ 8773—63) позволило увеличить пробеги
тепловозов между дополнительными заправками до 150—
200 тыс. км.
Для подшипников колесных пар имеется лишь один сорт кон-
систентной смазки — 1-ЛЗ. Следует упомянуть о том, что согласно
исследованиям ВНИТИ смазка ЦИАТИМ-203 существенно (в 2—
3 раза) повышает срок службы игольчатых подшипников кардан-
ных валов тепловозов, работающих в крайне тяжелых условиях
140
качательного движения с высокими контактными давлениями.
Представляют несомненный интерес консистентные смазки на
литиевой основе, обладающие стойкостью против коррозии и дру-
гими преимуществами. В консистентных смазках необходимо
использовать противозадирные присадки, повышающие в первую
очередь осевую грузоподъемность цилиндрических подшипников.
Обилие марок применяемых масел для букс на жидкой смазке
и отсутствие достаточных сведений о работоспособности и эффек-
тивности каждого из них затрудняют выбор масла для таких
букс. Наиболее широко известны автотракторные масла АК.
Не было отрицательных отзывов и об авиационных маслах МС-14
и МС-20, которые применялись в буксах опытных тепловозов ТЭ2.
В ряде случаев и теперь используют дизельные масла. Однако
общие тенденции развития ведут к отказу от жидких масел, ко все
большему распространению консистентной смазки в буксах вновь
проектируемых локомотивов.
По условиям работы, а также с точки зрения упрощения кон-
струкции узла и для облегчения создания уплотнения в моторно-
осевых подшипниках следует использовать консистентную
смазку.
Крайне осложняется выбор смазки для осевых редукторов,
у которых она должна соответствовать одновременно подшипникам
и зубчатым передачам. В справочных руководствах [24] отсут-
ствуют какие-либо определенные рекомендации по назначению
смазок для одновременного обслуживания подшипников качения
и зубчатых передач, работающих при весьма тяжелых нагрузках
и с высокими скоростями.
В осевом редукторе масло должно циркулировать от масляного
насоса по трубопроводам, поэтому к маслу предъявляется требо-
вание текучести. Если учесть, что редуктор работает в интервале
температур от +50 до —50° С, то становится понятной необхо-
димость в смазке, сохраняющей текучесть в диапазоне этих тем-
ператур. Нашей промышленностью и исследовательскими органи-
зациями для повышения несущей способности зубчатых передач
осевых редукторов предлагалась смесь масел МС20 и АУ в равных
количествах с добавкой 5% противозадирной присадки ЛЗ 6/9.
При стендовых испытаниях эта смазка улучшила условия работы
передач; отрицательного воздействия ее на подшипники не отме-
чалось. ВНИИНП проводит работу по созданию эффективных
масел для осевых редукторов; в частности им рекомендовано
масло ТС-14,5 с присадкой ОТ-1 в количестве 5% от веса масла.
При выборе смазок следует иметь в виду, что животные или
растительные масла не употребляются для подшипников качения
ни отдельно, ни в смеси с минеральными маслами, так как они
склонны к окислению и образованию смолистых веществ.
Глава V
Применение результатов исследований букс
при совершенствовании подшипников различного
назначения
При внедрении подшипников качения на колесных парах были
проведены многочисленные и длительные испытания, исследова-
ния и опытно-конструкторские работы, направленные на повыше-
ние надежности * букс, моторно-осевых подшипников и опор осе-
вых редукторов.
Наибольшее число работ выполнено в области совершенствова-
ния буксовых подшипников. Можно с уверенностью сказать, что
невелико число опор качения, которые бы подвергались столь
тщательному, всестороннему и длительному исследованию, как
буксы подвижного состава. Поэтому целесообразно распростра-
нить достижения в области совершенствования букс подвижного
состава в практику применения тяжелонагруженных подшипни-
ков в других областях техники. При совершенствовании подшип-
никовых устройств особое внимание должно быть обращено на
подшипники, корпуса и опоры, на выбор подшипников по усло-
виям трения и уточнение их расчета с учетом результатов иссле-
дований и испытаний.
§ 16. Подшипники
Выбор типа подшипника. В справочных руководствах отдель-
ные рекомендации по выбору и применению подшипников не кон-
кретизированы и не разграничены четко. Это особенно относится
к подшипникам, работающим в тяжелых условиях.
Подшипники букс вагонов и локомотивов работают при боль-
ших статических и динамических нагрузках, а их габаритные раз-
меры ограничены. Такие подшипники должны обеспечивать боль-
шой срок службы и малые потери на трение. Этим условиям и
требованиям наиболее полно соответствуют подшипники с ци-
линдрическими роликами, которые, кроме радиальных нагрузок,
могут воспринимать еще и небольшие (0,2—0,5 радиальной) пуль-
сирующие и кратковременно действующие постоянные осевые на-
грузки.
Более приспособленный для передачи осевых нагрузок кони-
ческий подшипник требует повышенной точности при изготовлении
его корпуса.
* Согласно ГОСТу 13377—67 надежность изделия обуславливается его без-
отказностью, ремонтопригодностью, сохраняемостью, а также долговечностью
его частей.
142
В случае применения крупногабаритных подшипников, а также
при использовании подшипников средних размеров их монтируют
в разъемных корпусах, что еще более усложняет и удорожает из-
готовление опор.
Сферические роликоподшипники казалось бы избавляют от не-
обходимости в точных корпусах и в операциях, связанных с ре-
гулировкой зазоров. К тому же сферический двухрядный ролико-
подшипник теоретически обладает высокой радиальной и осевой
грузоподъемностью. Но опыт использования этих подшипников
в буксах подвижного состава и их стендовые испытания показали
небольшую долговечность этих подшипников по сравнению с ци-
линдрическими. Это связано с недостаточной точностью изготов-
ления дорожек качения колец и роликов. Повышение же точности
деталей вызовет удорожание подшипников. Кроме этого, сфери-
ческие подшипники имеют повышенное трение. Данное обстоя-
тельство не позволяет предлагать сферические двухрядные роли-
коподшипники для работы при больших нагрузках в быстроходных
машинах, где требуется небольшое трение в подшипниках во избе-
жание перегрева опор, а также и в других случаях, когда необхо-
димо иметь минимальные энергетические потери.
Преимущества цилиндрического подшипника в передаче ради-
альных нагрузок не вызывают сомнений. Но этот подшипник не
может воспринимать длительные или постоянно действующие зна-
чительные осевые нагрузки. Однако эта проблема успешно ре-
шена в последние годы благодаря использованию обычных ра-
диальных шарикоподшипников. Шарикоподшипник, не усложняя
существенно конструкций и монтажа, позволяет резко увеличить
срок службы опоры с цилиндрическим подшипником, предназна-
ченной для передачи больших осевых нагрузок.
Проектируя опору с цилиндрическим подшипником, не сле-
дует приспосабливать подшипник на валы, испытывающие боль-
шие прогибы, так как иначе потребуется изготовить ролики, име-
ющие большую выпуклость. Если же на такой вал установить под-
шипник, в котором не предусмотрены меры по снижению влияния
краевого эффекта и перекосов, то его срок службы резко умень-
шится. Возможно размещение цилиндрических подшипников в по-
воротных корпусах, но такое решение приводит к значительному
усложнению и удорожанию конструкции.
Повышение надежности цилиндрических подшипников. В под-
шипниках, внутренние кольца которых монтируют на вал или
ось тепловым способом, необходимо обращать внимание на содер-
жание остаточного аустенита. Если аустенита в подшипниковой
стали будет больше 15—20% [11], то он, превращаясь в мартен-
сит, вызовет увеличение объема и размера колец, а затем и ослаб-
ление их посадки.
Для тяжелонагруженных подшипников необходим материал,
обладающий большой механической прочностью и высоким сопро-
тивлением контактному выкрашиванию. Волокна материала
143
должны быть расположены вдоль образующих или по окружности
колец и роликов. Важное значение для предотвращения прежде-
временного выкрашивания имеет чистота обработки дорожек ка-
чения. Оптимальным сточки зрения повышения срока службы под-
шипников и технологических возможностей следует считать де-
сятый класс чистоты.
Большим резервом повышения срока службы стандартных ци-
линдрических подшипников является снижение контактных на-
грузок. Их можно уменьшить снижением концентрации напряже-
ний, а также лучшим заполнением рабочего сечения роликами.
В первую очередь необходимо решить вопрос о модификации
роликов, так как этим достигается одновременное резкое снижение
концентрации напряжений от краевого эффекта и от перекосов
колец. Следует организовать производство роликов с прямолиней-
ными скосами, технология изготовления которых хорошо освоена.
В дальнейшем необходимо выпускать цилиндрические ролики
с бомбиной или с комбинированной образующей — с бомбиной и
скосами или с бомбиной и выемками на торцах.
С целью снижения концентрации нагрузки по краям роликов
при комплектовании парных подшипников следует перейти на
оценку точности сборки по величине разности высот рабочих сече-
ний. Для этого на подшипниковых заводах необходимо измерять
высоту рабочих сечений (трудоемкость этой операции не выше,
чем операции измерения радиальных зазоров).
Эффективной мерой по значительному снижению концентрации
контактных давлений в парных подшипниках является использо-
вание двухрядных конструкций с общими гладкими наружным и
внутренним кольцами. Применение этих подшипников рацио-
нально для таких устройств, где уже используют две однорядные
конструкции. Выпускаемые нашей промышленностью двухрядные
цилиндрические подшипники 3182000 менее эффективны с точки
зрения снижения концентрации контактных нагрузок по длине
роликов, чем подшипники с общими кольцами в виде гладких
труб, так как имеют две раздельных дорожки качения на внутрен-
нем кольце.
К снижению контактных нагрузок при помощи более полного
заполнения рабочего сечения подшипника можно прийти различ-
ными путями. В некоторых случаях в тяжелонагруженных опорах
следует отказаться от конусных втулок и перейти на монтаж
подшипников тепловым способом.
Следует подумать о дальнейшем дифференцировании цилинд-
рических подшипников и разделить их на два подтипа: на пред-
назначаемые для передачи радиальных и осевых нагрузок и на
работающие только при радиальных нагрузках. У последних
можно повысить относительную грузоподъемность, увеличив от-
ношение длины ролика к ширине подшипника.
При конструировании опор с двумя однорядными цилиндри-
ческими подшипниками их желательно устанавливать вплотную
144
друг к другу. В этом отношении наибольший эффект дает приме-
нение многорядных подшипников с кольцами, где роль бортов вы-
полняют приставные направляющие кольца.
Отечественный и зарубежный опыт подтвердил возможность
успешного применения двух- и четырехрядных подшипников
в буксовых узлах. За рубежом известно применение четырехряд-
ных цилиндрических подшипников в тяжелонагруженных высоко-
скоростных опорах валков тонколистовых прокатных станов.
Важнейшей характеристикой цилиндрического подшипника яв-
ляется его осевая грузоподъемность. Ранее считали, что цилинд-
рический подшипник может передавать лишь весьма малые на-
грузки торцами роликов, и не рекомендовали конструировать
опору с цилиндрическим подшипником, если осевая сила превы-
шала 0,1 радиальной нагрузки. Опыт эксплуатации буксовых уз-
лов показал, что цилиндрический подшипник более работоспосо-
бен . Грузоподъемность цилиндрических роликоподшипников
можно повысить, сократив разность длины роликов в одном под-
шипнике и уменьшив допуски на неперпендикулярность упорных
бортов к дорожкам качения колец. Целесообразно также выровнять
поверхность площадок контакта торцов роликов с упорными бор-
тами на наружном и внутреннем кольцах. Существенное значение
имеет чистота поверхности торцов роликов и упорных бортов ко-
лец, а также и качество (плавность закругления) фасок на роликах
и упорных бортах.
При работе в условиях ударных и вибрационных нагрузок
наиболее слабым элементом стандартного цилиндрического под-
шипника является латунный или стальной заклепочные сепара-
торы. Поэтому необходимо выделить специальную группу цилин-
дрических подшипников и изготовлять их по отдельным техниче-
ским условиям. Эти подшипники должны иметь стальные сепара-
торы с заклепками, посаженными без зазоров по диаметру. Необ-
ходимо применять заклепки с коническим переходом от стержня
к головке и клепать сепараторы холодным способом. Кроме того,
кромки сверленых окон сепараторов должны иметь скругления,
чтобы не счищалась смазка с роликов и не возникал осповидный
износ.
Для создания особо тяжелонагруженных опор, подвергающихся
постоянным динамическим нагрузкам и вибрациям, необходимы
цилиндрические подшипники с массивными беззаклепочными се-
параторами, сочетающими все необходимые качества для работы
в таких условиях.
При конструировании подшипников иногда не уделяют долж-
ного внимания их подбору по величине зазоров. В результате
этого создается опасность использования подшипника с недоста-
точным радиальным или осевым зазором. В таких случаях под-
шипник греется и преждевременно выходит из строя. По
этой причине тяжелонагруженные опоры, у которых создается
большой перепад температур между внутренним и наружным
Ю Н- Н. Волков 145
кольцом,должны иметь увеличенный начальный зазор подшипни-
ков,примерно в 2 раза больше, чем у стандартных подшипников. Ве-
личину зазоров надо выбирать в каждом случае применительно
к конструируемой опоре.
§ 17. Корпуса подшипников и опоры
Кроме конструкции и качества собственно подшипника, на
его долговечность существенно влияет конструкция корпуса, от
которой зависит распределение нагрузки между роликами (по
окружности подшипника), а также между рядами роликов и по
их длине.
Улучшение распределения нагрузки между роликами по окруж-
ности подшипника. Если опора нагружена главным образом ста-
тической нагрузкой постоянного направления, то следует исполь-
зовать в корпусе принцип арочного нагружения, т. е. передавать
нагрузку не сосредоточенно, а распределять ее по сторонам под-
шипника. При этом нужно руководствоваться правилом: делать
более податливой ту часть корпуса, на которую давит наружное
кольцо подшипника. Выбор формы и размеров свода арочного
корпуса зависит от многих факторов и это следует осуществлять
в каждом отдельном случае с учетом конкретных параметров.
Однако, базируясь на большом опыте проектирования и эксплуа-
тации букс подвижного состава, можно рекомендовать прибли-
зительные размеры свода. Толщина свода корпуса должна быть
равной 1,5—2,5 толщины наружного кольца подшипника, а линии
приложения нагрузки должны находиться от центра подшипника
на расстоянии, равном примерно половине его наружного диа-
метра.
Арочная конструкция или корпус с повышенной податливо-
стью свода могут быть выполнены как с отъемной деталью (аркой),
так и в виде устройства, которое устанавливается на опору и
прикрепляется к ней болтами. При конструировании корпусов
следует избегать резких переходов сечения от свода к остальным
элементам. Это дает возможность получить более равномерную
картину распределения нагрузки по роликам. Если по допусти-
мым габаритным размерам не удается разместить арочную кон-
струкцию, то можно воспользоваться способом, предложенным
А. М. Ковалевским, — выполнять на посадочной поверхности
корпуса серповидную выемку. Достоинство этого способа состоит
в том, что его можно использовать при модернизации существую-
щих опор. Для этого потребуется лишь расточка на токарном
станке серповидной выемки [15].
Снижение концентрации нагрузки вдоль оси подшипников.
Наиболее распространенной ошибкой при конструировании дета-
лей и узлов машин является недооценка так называемого прин-
ципа упругой самоустановки. Сущность этого принципа заклю-
чается в том, что нагруженные контактирующие детали должны
146
деформироваться совместно, чтобы не возникало концентрации
давления по поверхностям сопряжения. Несоблюдение этого пра-
вила приводит к преждевременному, быстрому повреждению в зо-
нах контакта или на других участках детали, подвергнутых ра-
стягивающим напряжениям. Обеспечение упругой самоустановки
достигается подбором жесткостей обеих деталей.
Расчетным путем крайне затруднительно определить податли-
вость деталей такой сложной конфигурации, как корпус подшип-
ника. Поэтому необходимо обеспечивать самоустановку (выравни-
вание контактных нагрузок) вдоль вала, подшипников, корпуса
и опоры на основании экспериментов. В некоторых случаях не-
равномерность распределения нагрузки между рядами роликов
можно устранить смещением точки приложения нагрузки в сторону
менее нагруженного подшипника или ряда роликов. Такой метод
значительно проще применения поворотных корпусов, ножевых
опор и т. п.
Для снижения концентрации нагрузки у краев опор можно
использовать уменьшение жесткости корпуса по краям подшип-
ников. И здесь форму и размеры краевых частей свода корпуса
следует выбирать отдельно для каждого случая. В общем случае
можно делать корпус у торцов примерно в 2 раза тоньше средней
части свода на протяжении от торца корпуса до середины под-
шипника при двух цилиндрических подшипниках в опоре или на
0,2—0,3 ширины подшипника при установке в опоре одного ци-
линдрического подшипника. Ощутимый эффект дают разгружаю-
щие проточки в корпусе над краями наружных колец цилиндри-
ческих подшипников. Для практического применения можно
воспользоваться вариантами проточек, предложенными на рис. 85.
Применение проточек целесообразно как в корпусах с двумя под-
шипниками, так и при установке однорядных конструкций. Кроме
улучшения распределения нагрузки в подшипниках, проточки
позволяют упростить обработку посадочной поверхности корпуса.
Снижение массы корпуса и опор. Одним из главных параметров
опоры является ее масса, в ряде случаев приобретающая решаю-
щее значение. Для облегчения конструкции требуется первона-
чально определить напряженное состояние корпуса с подшипни-
ком. В результате испытаний выявляют малонагруженные эле-
менты и уменьшают их сечение или используют другие обычные
меры, приводящие к уменьшению габаритных размеров и массы
конструкции. Обращаясь еще раз к опыту вагоностроителей, сле-
дует напомнить, что благодаря таким мерам и методам им удалось
снизить массу корпуса буксы цельнометаллического вагона больше
чем в 3 раза.
При конструировании корпуса для подшипников нужно распо-
лагать металл так, чтобы его наибольшие сечения и приливы при-
ходились посередине подшипника, а у краев снижались. Это по-
зволяет избежать неравномерной загрузки или перегрузки краев
подшипников. В общем соблюдается определенное правило: ббль-
10* 147
шая часть нагрузки на подшипник передается от большего сече-
ния. Например, если требуется снять часть нагрузки с краев под-
шипника и передать ее на середину, то необходимо не только
расположить корпус симметрично относительно подшипника и
передать расчетную нагрузку посередине последнего, но и скон-
струировать корпус таким образом, чтобы его часть, передающая
нагрузку на подшипник, была массивнее других элементов.
Изучение типовых конструкций корпусов подшипников говорит
о наличии реальной возможности их усовершенствования для
повышения срока службы подшипника и снижения его массы.
§ 18. Уплотнения
Подшипники с консистентной смазкой при работе на открытом
воздухе в запыленной среде следует снабжать лабиринтным
уплотнением с двумя гребнями. Лабиринт должен иметь грязе-
сборные и водоотводящие канавки. Зазоры в лабиринте принимают
минимально возможными с учетом допусков изготовления и запол-
няют консистентной смазкой. Эта конструкция дает положитель-
ный эффект как в подшипниках с небольшим осевым зазором, так
и при больших (до ±15 мм) относительных осевых перемещениях
наружного и внутреннего колец.
Обычные лабиринтные уплотнения без маслоотражательных ко-
лец с фетровым или войлочным кольцом не предохраняют от
утечек масла. При большом осевом разбеге (до ±20 жж) оказы-
ваются малоэффективными и резиновые манжеты с пружинными
браслетами.
В случае применения жидкой смазки подшипников, работаю-
щих в условиях значительного колебания уровня масла, необхо-
димо использовать лабиринтное уплотнение с маслоотражательным
кольцом и резиновой манжетой на пружине.
При конструировании уплотнений для подшипников, работаю-
щих на открытом воздухе, следует учитывать, что при жидкой
смазке более вероятны утечки масла, чем проникновение в под-
шипник воды и пыли.
§ 19. Выбор подшипников по условиям трения
В ряде случаев при проектировании подшипников необходимо
обеспечить минимальное трение в опорах. Следует иметь в виду,
что наименьшее трение создают подшипники с цилиндрическими
роликами. С этой точки зрения цилиндрические подшипники не-
обходимо рекомендовать для тяжелонагруженных быстроходных
опор, где есть опасность значительного повышения температуры
узла в процессе эксплуатации. В цилиндрических подшипниках
с уменьшением их размеров энергетические потери снижаются.
Следует также еще раз отметить, что цилиндрические подшип-
ники имеют значительно меньший коэффициент трения, чем это
148
указано в литературе. Значение этого коэффициента для подшип-
ников с цилиндрическими роликами можно принимать равным
0,0005—0,0030 в зависимости от величины нагрузки на подшип-
ник, числа оборотов и температуры.
Сферические двухрядные роликоподшипники имеют в 2—3
раза большие потери на трение, чем цилиндрические; еще большее
трение в подшипниках с коническими роликами.
§ 20. Расчет подшипников с учетом деформации
сопряженных элементов и испытаний на долговечность
В течение последних лет качество подшипников качения до-
полнительно улучшилось, что позволяет повысить коэффициент k
в формулах (21) и (22) для коэффициента работоспособности С.
Формула Штрибека (28), обычно используемая для определения
наибольшей расчетной нагрузки на ролик цилиндрического под-
шипника, не учитывает реальных условий. Для расчетов следует
пользоваться уточненной формулой с коэффициентом 4,0—4,3,
а не 4,6. Эта рекомендация относится к корпусам букс, имеющим
улучшенное распределение нагрузки, таким как арочный корпус
или корпус с передачей нагрузки на крылья.
Следует также иметь в виду, что периодическая смена рабочей
зоны невращающегося кольца подшипника может повысить фак-
тическую долговечность подшипников по меньшей мере в 2 раза.
Глава VI
Направления дальнейшего развития конструкций
узлов с подшипниками качения колесных пар
Одним из главных направлений развития колесных пар с под-
шипниками качения современных вагонов и локомотивов является
повышение надежности и снижение массы в условиях роста ско-
ростей движения и нагрузок. Этого можно достигнуть повышением
качества металла подшипников, улучшением их конструкции,
уменьшением габаритных размеров и снижением массы опор, соз-
данием подшипников, предназначенных для скоростного движения,
внедрением стандартизации и унификации.
§ 21. Повышение качества металла
Материал тяжелонагруженных подшипников качения должен
иметь высокую степень однородности и изотропности, т. е. одина-
ковые механические свойства во всех направлениях. После соот-
ветствующей обработки металл подшипников должен иметь до-
статочную твердость поверхностных слоев или всего сечения без
увеличения хрупкости. Для достижения требуемой однородности
стали колец и роликов необходимо соблюдение ряда специальных
требований относительно содержания и структуры карбидов.
В металле колец и роликов не должно быть усадочных раковин,
пузырей, неметаллических включений и т. п. пороков.
Для контактной прочности подшипников большое значение
имеет направление волокон заготовки. С целью повышения срока
службы подшипников необходимо добиться выполнения заготовки
колец таким образом, чтобы волокна были направлены вдоль об-
разующих или по окружности кольца. Необходимо совершенно
исключить поставку потребителям подшипников с мелкими зака-
лочными трещинами. Одновременно с предотвращением этого
дефекта следует установить проверку каждого кольца подшипника
на прочность при ударных нагрузках. С этой целью, например, в
в практике некоторых зарубежных фирм кольца сбрасывают
с определенной высоты на стальную плиту, убеждаясь таким об-
разом, что они выдержат без повреждений возможные в эксплуа-
тации и при ремонте механические воздействия.
Резервом повышения прочности колец подшипников, приме-
няемых на железнодорожном транспорте, следует считать исполь-
зование цементуемых сталей, таких как 08, 10, 18ХГТ, 15Х,
15НМ и др. Большая часть этих сталей хорошо поддается обра-
ботке штамповкой в холодном состоянии, удовлетворительно сва-
ривается и после выполнения операций цементации, закалки и
отпуска дает однородный поверхностный слой толщиной до 2 мм
150
с твердостью поверхности, равной HRC 62—64. Кольца, изготов-
ленные таким способом, сохраняют пластичную и достаточно проч-
ную сердцевину с твердостью HRC 30—45. Некоторые отечествен-
ные заводы и такие зарубежные фирмы, как Timken и Bauer
(США), выпускают значительное количество разнообразных под-
шипников из цементируемых малоуглеродистых сталей.
Кроме повышения механической прочности колец, примене-
ние «мягких» сталей позволяет расширить технологические воз-
можности производства. Из таких сталей можно изготовлять де-
тали холодной штамповкой или использовать сварку. Поверх-
ностные методы упрочнения позволяют придать различные меха-
нические свойства разным участкам колец. Например, посадочную
поверхность можно сделать мягче, а дорожке качения обеспечить
максимально возможную твердость. Сердцевину же можно оста-
вить мягкой, что предотвратит излом колец в эксплуатации.
Чрезвычайно важным параметром, определяющим срок службы
подшипника по контактному выкрашиванию колец и роликов,
является твердость поверхностного слоя. Хорошо известна зави-
симость, согласно которой при снижении твердости дорожек ка-
чения с HRC 62 до HRC 55 грузоподъемность подшипника умень-
шается почти в 2 раза. Твердость поверхностного слоя колец и
роликов зависит от температуры отпуска при термообработке,
поэтому очевидна важность тщательного соблюдения параметров
этих технологических операций при производстве подшипников.
Исследования показывают, что наиболее целесообразна твердость
HRC 60—62, а не HRC 60—63 для колец и HRC 61—64 для ро-
ликов. Строгое соблюдение характеристик твердости материала
подшипников обеспечивает снижение коэффициента рассеивания
долговечности и повышает срок их службы.
Как уже упоминалось, недостатком подшипников колесных пар
является рост размера колец. Этот недостаток усугубляется боль-
шим сроком службы колесных пар. Для стабилизации размеров
закаленных деталей необходимо стремиться к сокращению со-
держания в них остаточного аустенита и к увеличению стабиль-
ности мартенсита. На практике этого можно достигнуть повыше-
нием температуры отпуска после закалки или обработкой зака-
ленных деталей низкими температурами. Для контроля содержа-
ния остаточного аустенита необходимо воспользоваться прибо-
рами, разработанными во ВНИПП.
Значительно повышается качество материала колец и роликов
при электрошлаковом переплаве стали. В последние годы для
особо точных подшипников начали применять стали, выплавляе-
мые в вакуумных электропечах. Это обеспечивает еще более вы-
сокую чистоту и однородность материала. Опыты показали, что
срок службы подшипников с деталями, изготовленными из ва-
куумированной стали, повышается почти в 2 раза. Нет сомнения,
что применение такой стали резко повысит стоимость подшипни-
ков. Тем не менее необходимо приступить к решению проблемы
151
изготовления подшипников подвижного состава из сталей элек-
трошлакового переплава и вакуумированных сталей.
Важной задачей повышения надежности подшипников колесных
пар следует считать выбор рационального материала для сепара-
торов. Необходим материал, который обеспечивал бы высокую
механическую прочность в сочетании с минимальным трением
в паре с закаленной шлифованной сталью. Учитывая большую
ответственность опорных узлов колесной пары, не следует прежде-
временно уходить от использования для сепараторов более доро-
гих, но хорошо проверенных и надежных материалов, как латуни
ЛС-59, Л-80 и бронзы Бр.АЖМ-10-3-1,5. Заманчиво применение
сепараторов из алюминиевых сплавов; в этом случае облегчается
конструкция, снижаются динамические нагрузки, уменьшается
стоимость. Представляет интерес использование пластмасс для
сепараторов подшипников подвижного состава. Однако требуются
серьезные и длительные исследования для положительного реше-
ния задачи внедрения в подшипниках качения колесных пар сепа-
раторов из заменителей латуни и бронзы.
§ 22. Улучшение конструкции и совершенствование
расчетов подшипников
В ближайшие годы на грузовых вагонах могут получить рас-
пространение бескорпусные буксы, в которых наружное кольцо
подшипника одновременно служит защитой от попадания влаги
и пыли. Такая конструкция позволит значительно уменьшить
массу и стоимость изготовления буксы без снижения надежности.
Нужно приступить к разработке и всесторонним испытаниям та-
кого узла.
Только при бессепараторных конструкциях появится возмож-
ность максимального использования объема, занимаемого подшип-
ником. При этом увеличится не только количество роликов, но
и площадь касания их торцов о борта колец, а также повысится
осевая грузоподъемность. Поэтому необходимо продолжать на-
чатые ВНИИВ работы по бессепараторным цилиндрическим под-
шипникам.
Необходимо также продолжить исследования по снижению
габаритных размеров подшипников, в частности достигнуть умень-
шения ширины цилиндрических буксовых подшипников до раз-
мера, меньшего 80 мм. Это возможно осуществить без снижения
их грузоподъемности.
Следует учитывать и положительный опыт применения в бук-
сах локомотивов двух- и четырехрядных цилиндрических под-
шипников. Такие конструкции следует отработать и внедрить
в буксах с большим разбегом; по-видимому, также многорядные
подшипники найдут применение в бескорпусных буксах вагонов.
Важным вопросом, с которым приходится сталкиваться кон-
структору, является передача осевой нагрузки в подшипниках
152
букс, моторно-осевых подшипниках и подшипниках опор осевых
редукторов. Для передачи осевых сил необходимо выбрать шарико-
подшипник, определив его оптимальные параметры: угол
охвата, тип и размеры, минимально допустимый угол перекоса
колец.
Опоры тяговых двигателей и осевых редукторов смонтированы
на оси между колесами, что крайне усложняет их осмотр и замену
в случае повреждения. Для этих опор желательно иметь подшип-
ники с разъемными кольцами. Создание таких подшипников
является сложной проблемой вследствие технологических трудно-
стей их изготовления и снижения прочности подшипников в зонах
стыка колец. Однако преимущества подшипников с разъемными
кольцами обязывают преодолеть эти трудности.
Кроме исследовательских и опытно-конструкторских работ,
направленных на дальнейшее совершенствование подшипников
качения колесных пар, существенное значение имеют расчетно-
теоретические изыскания. К ним относится прежде всего создание
хорошо обоснованного расчета долговечности шарикоподшипни-
ков, воспринимающих осевую нагрузку. Трудность создания та-
кого расчета состоит не только в учете спектра пульсирующих и
кратковременно действующих нагрузок на основе тензометриро-
вания узлов в эксплуатации и статистического анализа этих дан-
ных, но и в не вполне достаточном объеме соответствующих
стендовых испытаний подшипников на долговечность при таких
или приближенных к ним условиях работы.
Необходимо уточнить расчет цилиндрических подшипников на
осевые нагрузки. При этом имеющиеся зависимости должны быть
скорректированы также на основании специально поставленных
стендовых и эксплуатационных испытаний.
Значительная часть локомотивных букс и опор тяговых двига-
телей работает с большим осевым перемещением. Пока еще от-
сутствуют расчетные зависимости для цилиндрических подшип-
ников, предназначенных для таких условий работы. Необходимо
разработать теоретические основы качения цилиндра со скольже-
нием при условии значительного осевого проскальзывания и по-
лучить представление о напряженном состоянии в районе кон-
такта. На основе этой теории можно будет разработать метод рас-
чета на долговечность подшипников подобного рода.
В расчетах на долговечность необходимо учитывать как можно
больше факторов, обусловливающих реальную работу подшипни-
кового узла. К ним относятся: направление нагрузок в моторно-
осевых подшипниках и опорах осевых редукторов и связанное
с перестановками подшипников различное положение их нагру-
женной зоны; наличие скосов или выпуклостей на роликах; де-
формация корпуса и оси, вид смазки и др.
Такие расчеты позволят более обоснованно подойти к выбору
подшипников, заранее и точнее определить надежность буксы,
моторно-осевого подшипника или опоры осевого редуктора.
153
§ 23. Уменьшение габаритных
размеров и снижение массы
подшипниковых узлов
Повышение грузоподъемности, компактность и малую массу
опор колесной пары при одновременном увеличении надежности
можно обеспечить лишь при условии комплексного решения целого
ряда задач.
Для этой цели прежде всего необходимо точное знание усло-
вий работы колесной пары и сопряженных с ней элементов. Важно
иметь четкое представление о процессах, происходящих при дви-
жении колесной пары по рельсовым путям различной балльности,
необходимо знать, каким нагрузкам подвержены подшипники, их
корпуса и элементы, передающие нагрузку. Поэтому нужно си-
стематически и полнее исследовать динамические и статические
характеристики экипажных частей существующих и создаваемых
вагонов и локомотивов. В первую очередь необходимо развивать
работы, касающиеся моторно-осевых подшипников и опор осевых
редукторов, так как имеющиеся данные получены применительно
к ограниченному числу конструкций и нуждаются в подтвержде-
нии и обобщении.
Нужно построить стенды, позволяющие проводить всесторон-
ние исследования подшипниковых узлов при различных, в том
числе высоких скоростях движения и больших нагрузках. При
этом желательно максимально приблизить условия работы опор
на стендах к условиям эксплуатации.
Только зная условия работы подшипников, можно получить
отчетливую картину напряженного состояния их элементов во
всех фазах работы. Это также даст возможность выбрать такую
форму и размеры подшипников, корпусов и других элементов,
которые не будут иметь лишнего «неработающего» материала, и,
следовательно, масса подшипников снизится.
За последние годы все больше увеличивается разрыв между
нагрузкой на ось у пассажирских и грузовых вагонов. Нагрузка
от колесной пары на рельсы в грузовых вагонах составляет 21 т
независимо от массы тары вагона, при этом предполагается ее
некоторое увеличение. Тара пассажирского вагона снижается из
года в год благодаря применению усовершенствованных конструк-
ций и легких материалов. Поскольку габаритные размеры вагона
останутся практически неизменными, нагрузка от колесной пары
на рельсы, а следовательно, и нагрузка на буксу будут снижаться.
Очевидно, что нагрузка от колесной пары на рельсы в недалеком
будущем составит 12—14 т.
Как известно, пассажирские и грузовые вагоны обслуживаются
разными депо, поэтому наличие взаимозаменяемых деталей ко-
лесных пар (кроме корпусов букс) уже теперь приводит к завы-
шению массы букс пассажирских вагонов. Следовательно, необ-
ходимо проработать вопрос о технической и экономической целе-
154
сообразности иметь различные буксы для пассажирских и грузо-
вых вагонов.
С решением вопроса о габаритных размерах и массе конструк-
ции буксы тесно связана проблема создания полых осей, главным
образом для вагонов. В процессе проводимых работ необходимо
решить, следует ли ориентироваться на максимальное снижение
массы оси. В этом случае необходимо увеличивать диаметр отвер-
стия оси и ее наружные диаметры или оставить сплошные оси
прежних размеров, применив накатку и уменьшив габаритные
размеры.
В первом случае общая масса колесной пары будет снижена,
габаритные размеры букс придется увеличить или оставить преж-
ними. Во втором случае, как уже было сказано, представляется
возможность дополнительного снижения габаритных размеров и
массы буксы.
Дальнейшее снижение массы букс грузовых вагонов может
быть получено при изготовлении их корпусов, крышек и лабиринт-
ных колец уплотнений из алюминиевых сплавов.
Применение пластических масс в различных отраслях машино-
строения в ряде случаев показало их преимущества перед метал-
лами. Замена стали пластмассами в таких деталях букс, как
передние и задние крышки, лабиринтные и дистанционные кольца,
корпуса букс грузовых вагонов, позволит значительно снизить
трудоемкость изготовления и уменьшить массу конструкции. Ис-
пользование пластмасс для сепараторов также позволит снизить
массу сепаратора цилиндрического подшипника.
§ 24. Рационализация конструкций букс,
моторно-осевых опор и опор осевых редукторов
В вагоно- и локомотивостроении четко намечается тенденция
к использованию букс в качестве одного из основных элементов,
активно способствующего улучшению динамических характери-
стик экипажной части. Поэтому целесообразно проанализировать
различные стороны и качества применяемых букс, оценивая их
способность снижать боковые давления в раме, влияние и гало-
пирование экипажа, выравнивать нагрузки в системе колес-
ных пар.
Необходимо всесторонне оценить достоинства и недостатки
челюстных и поводковых букс локомотивов, а также рассмотреть
и буксы с цилиндрическими направляющими. Все это следует
выполнять, решая задачу комплексно — с учетом конструкции
тележки, экипажа и всего локомотива. Важно углубить исследова-
ния по выбору оптимальных разбегов колесных пар и на основании
результатов этих исследований провести усовершенствование кон-
струкции букс.
При создании моторно-осевых подшипников следует решить
вопрос о перспективности опорно-осевой или опорно-рамной
155
подвески тягового двигателя. Если опорно-рамная подвеска найдет
широкое распространение, то потребуется создание моторно-осе-
вых подшипников с большим (до ±20 мм) осевым разбегом. Кроме
необходимости в собственно подшипниках с большим осевым раз-
бегом, возникнет надобность в бесконтактном уплотнении, гаран-
тирующем герметичность узла при тяжелых условиях работы
в запыленной и обводненной среде. В этой связи еще больших
трудностей можно ожидать при создании уплотнений со стороны
кожуха тягового двигателя.
Потребуются экспериментальные работы для изучения влия-
ния различных параметров корпуса данного подшипника на рас-
пределение нагрузки и контактных давлений в подшипниках и
получения оптимального закона нагружения, обеспечивающего
максимальный срок службы подшипников. При этом нужно будет
учесть нагружение не только по окружности, но и вдоль оси опоры.
Следует обратить внимание на сохранение формы посадочной
поверхности корпуса. Особенно важно это для корпусов, под-
вергающихся сварочным работам, например корпусов букс локо-
мотивов с челюстными тележками. Литые корпуса букс, моторно-
осевых подшипников и осевых редукторов нужно подвергать ис-
кусственному или естественному старению, чтобы избежать вред-
ного коробления посадочной поверхности в эксплуатации. Налич-
ники необходимо сваривать по технологии, позволяющей избежать
овализации расточки сверх допустимых норм. Возможно следует
вновь возвратиться к креплению наличников на болтах.
Нерешенной остается проблема снижения износа наличников
и предотвращения трещин в сварных швах. Следует продолжить
поиски материала повышенной износостойкости для наличников,
используя для этой цели как стали, так и пластмассы. Задача
повышения износостойкости трущихся пар челюстных букс тесно
связана с вопросом крепления наличников, поэтому необходимо
продолжить поиски их рационального способа крепления.
В связи с увеличением срока службы букс между ревизиями
и осмотрами необходимо повысить антикоррозийные свойства смаз-
ки 1-13 и 1-ЛЗ, чтобы гарантировать надежную защиту элементов
буксового узла как в длительной эксплуатации, так и при значи-
тельном простое или хранении в депо. Целесообразно также пре-
дусмотреть конструкцию передних крышек вагонных букс, ко-
торая обеспечивала бы переточку колесных пар без вскрытия
букс.
Необходимость создания букс локомотивов с большим осевым
разбегом усложнила проблему их герметизации. Нужно провести
дополнительные научно-исследовательские и опытно-конструктор-
ские работы, которые позволят повысить качество уплотнительных
устройств задней крышки буксы. При этом следует иметь в виду
некоторое, хотя и незначительное, но существенно влияющее на
герметичность буксы разряжение в ее полости, образующееся при
большом осевом перемещении. Возможно одним из рациональных
156
путей явится использование составных лабиринтных уплотнений
с увеличенными объемами в промежуточных камерах.
Для успешного решения проблемы перевода локомотивов на
моторно-осевые подшипники качения необходимо воспользоваться
положительным опытом, накопленным при внедрении подшипни-
ков качения в буксах. Представляется целесообразным разрабо-
тать несколько (три—пять) вариантов конструкций узла с различ-
ными типами подшипников, вариантами уплотнений и других
элементов и подвергнуть их эксплуатационной проверке. При
разработке конструкций узлов опор тяговых двигателей на ось
надо учитывать, что значительно уменьшает габаритные размеры
и упрощает конструкцию применение конических однорядных
подшипников. Необходимо рассчитать и такой вариант опоры.
Одновременные эксплуатационные испытания конструкции не-
скольких вариантов позволят получить желаемый результат в крат-
чайшие сроки.
Нерешенной проблемой остается применение общей масляной
ванны для тяговой передачи и моторно-осевого подшипника ка-
чения. Единая смазка позволит устранить уплотнение, упростить
узел и освободить место для подшипника. Опыт создания и экс-
плуатации осевых редукторов, где использован один сорт смазки
и для зубчатых передач и для подшипников качения, указывает
на реальную возможность такого усовершенствования. В то же
время потребуется изучить влияние смазок на работу зубчатой
передачи и подшипника качения при условии их одновременной
смазки из общего источника или резервуара.
Многие из рекомендуемых для тяжелонагруженных зубчатых
передач масел имеют невысокую вязкость (например, масло
ТС14,5), что затрудняет их использование в кожухах тяговой пере-
дачи по причине ненадежного уплотнения. Поэтому при решении
вопросов, связанных с созданием общей масляной ванны, потре-
буется решить и вопросы обеспечения надежности уплотнитель-
ных устройств на колесно-моторном блоке.
В последние годы поставлена задача создания локомотивов
для работы в условиях тропиков и пустынь, где подшипниковые
узлы будут подвергаться действию высоких (до +50° С) темпера-
тур при большой влажности воздуха или большом количестве пыли
в воздухе.
Отсюда возникает необходимость в расширении специальных
исследований и опытно-конструкторских работ, в результате ко-
торых должны быть разработаны условия смазки и уплотнения
опор, предотвращающие преждевременное повреждение подшип-
ников и других элементов узлов в крайне тяжелых специфических
условиях. Следует также обратить внимание на правильность вы-
бора радиальных зазоров, чтобы избежать чрезмерного нагрева или
заклинивания подшипников в условиях повышенной температуры.
Важно повысить защитные свойства смазок, чтобы предотвратить
корродирование деталей в условиях повышенной влажности.
157
§ 25. Создание опор с подшипниками качения
для скоростного движения
Создание подшипников для колесных пар скоростных поездов
следует считать одной из ответственных задач. Конструкции
буксы или моторно-осевого подшипника, предназначенные для
скоростного движения локомотива или вагона, должны учитывать
все приведенные выше достижения. Кроме того, понадобится
выполнение некоторых специальных испытаний и исследо-
ваний.
Прежде всего необходимо уточнить условия работы букс и
колесно-моторного блока при следующих скоростях движения:
пассажирских поездов — 200—250 км/ч, грузовых — 100—
120 км/ч. Кроме проведения динамических и эксплуатационных
испытаний вагонов и локомотивов, необходимо выполнить спе-
циальный анализ колебательных процессов системы «рельс—колес-
ная пара—букса—рессорное подвешивание—рама тележки». По-
требуется тщательно изучить опыт работы буксовых узлов ваго-
нов скоростных поездов, а также тепловозов и электровозов.
Необходимо создать новые стенды и испытательные машины,
которые позволят исследовать работу буксовых узлов и
моторно-осевых подшипников в условиях, максимально при-
ближенных к эксплуатационным при скоростях движения до
250 км/ч.
Необходимо выяснить вопросы, связанные с передачей осевой
нагрузки в буксах скоростных вагонов, а именно — определить
наивыгоднейший способ передачи осевых сил, установить возмож-
ность применения консистентной смазки при высоких скоростях
движения.
С целью снижения вредных вибраций и колебаний частей
экипажа, отрицательно влияющих на состояние подшипниковых
узлов колесных пар, следует шире использовать различные
демпферы. Необходимо вести дальнейшие работы по совершенство-
ванию фрикционных, гидравлических и других систем амортиза-
торов на вагонах и локомотивах, чтобы эти устройства позволяли
гасить возможно более широкий спектр частот колебаний. Резино-
вые элементы, установленные между буксовым узлом и рессорным
подвешиванием, также будут способствовать гашению вибрацион-
ных нагрузок.
В дальнейшем целесообразно вести разработку и исследова-
ние упругого крепления подшипников в буксе как в радиальном,
так и в осевом направлениях. Такое крепление в значительной
степени снизит неблагоприятное влияние возможных перекосов
букс в результате прохождения колесной парой неровностей пути,
а также допустимых погрешностей в размерах подшипников и при
изготовлении узлов тележек.
158
§ 26. Внедрение стандартизации
и унификации подшипников
При всем многообразии типов вагонов и локомотивов условия
работы колесных пар на вагонах и локомотивах принципиально
одинаковы. Такое положение при современном крупносерийном
или массовом производстве выдвигает требование унификации и
стандартизации букс, моторно-осевых подшипников качения и
опор осевых редукторов.
Буксы вагонов. В вагоностроении, где массовое производство
пассажирских и грузовых вагонов наиболее тесно связано с вопро-
сами экономики, а следовательно, и с вопросами единообразия
конструкций, унификация и стандартизация подшипников и дру-
гих элементов буксовых узлов нашли должное применение. В со-
ответствии с развитием и совершенствованием конструкций букс
развивались и внедрялись унифицированные и стандартизирован-
ные подшипники и другие элементы.
Магистральные пассажирские и грузовые вагоны, как правило,
имеют оси с одинаковым диаметром шеек. В начальный период
перевода вагонов на буксы с роликоподшипниками диаметр бук-
совых шеек осей равнялся 135 мм, а затем этот диаметр был при-
нят равным 130 мм. Все выпускаемые современные отечественные
пассажирские и грузовые вагоны имеют оси с диаметром шеек
130 мм.
Аналогичную эволюцию претерпели роликоподшипники. Уни-
фицированные цилиндрические подшипники ЦКБ-561 и ЦКБ-562
с габаритными размерами 135x280x93 жж уступили место под-
шипникам 42726Л и 232726Л1 с размерами 130x250x80 жж.
В настоящее время подшипники 42726Л и 232726Л1 применены
в буксах вагонов как унифицированные. Шейки осей всех выпускае-
мых вагонов подвергаются накатке.
Все колесные пары у цельнометаллических пассажирских
вагонов с расстояниями между отверстиями шпинтонов 580 и
640 жж с роликоподшипниками различных конструкций взаимо-
заменяемы. Колесные пары грузовых вагонов с роликоподшипни-
ками и с подшипниками скольжения также взаимозаменяемы. Под-
шипники и другие детали, за исключением корпуса, у букс опре-
деленного варианта одинаковы как для пассажирских, так и для
грузовых вагонов. Буксовые узлы заправляют единой смазкой
1-ЛЗ.
Опытные буксы пассажирских и грузовых вагонов с цилинд-
рическими подшипниками диаметром 230 мм имеют одинаковые
элементы (за исключением корпусов). Положительный результат
их эксплуатации позволяет перейти к серийному производству
вагонов с малогабаритными унифицированными буксами.
Буксы локомотивов. В отличие от отечественных вагонов коли-
чество типов и размеров ролико- и шарикоподшипников, приме-
няемых в буксовых узлах локомотивов, велико. Это можно
159
видеть хотя бы из приведенных в главе II конструкций букс. Только
на выпускаемых тепловозах и электровозах применено девять ти-
поразмеров цилиндрических, конических, сферических и шарико-
вых подшипников.
Такое положение неоправдано и не может быть признано нор-
мальным, если учесть, что большинство магистральных и маневро-
вых тепловозов имеют мало отличающуюся нагрузку от колесной
пары на рельсы (19—22 Т). Разница нагрузок на буксы у различ-
ных локомотивов составляет около 1,5 Т (у всех магистральных
локомотивов нагрузка на буксу равна 8—9,5 Т). Очевидно также,
что сила тяги, воздействующая на буксу и зависящая от коэффи-
циента сцепления колеса с рельсом и нагрузки на буксы, также
не может существенно отличаться для рассматриваемых локомо-
тивов.
С учетом условий работы, целевого назначения и экономиче-
ских соображений подшипники букс локомотивов должны быть
унифицированы и количество их типоразмеров сокращено. Для
букс магистральных и маневровых тепловозов и электровозов
можно рекомендовать для воспринятая радиальной нагрузки ци-
линдрические подшипники следующих четырех типоразмеров:
Нагрузка от колесной
пары на рельсы в Т
6 и менее ....................
13-19.........................
20—25 ........................
26 и выше.....................
Габаритные размеры подшипника
в мм
80Х 170X58
130X230X80
160X290X80
180X320X86
Перечисленный ряд нагрузок принят исходя из типов маги-
стральных и маневровых локомотивов. Классификация подшип-
ников и нагрузок отражает существующее положение в локомоти-
востроении и предусматривает возможный рост скоростей и нагру-
зок. Размеры подшипников приняты с учетом их выпуска для
букс узкоколейных вагонов и вагонного парка широкой колеи.
Подшипник 80 X 170x58 мм выбран как средний из трех при-
меняемых в настоящее время на вагонах и локомотивах типораз-
меров: 70x 150x51 жж (узкоколейные вагоны), 80x 170x58 жж
(пассажирские узкоколейные вагоны) и 85 X 180 X 60 жж (узкоколей-
ные тепловозы ТУ4 и ТУ5). Подшипник 130x230x80 жж предло-
жен на основании описанных выше результатов исследований
и испытаний ВНИИ вагоностроения и ВНИТИ.
Расчеты и конструкторские проработки показывают, что та-
кой типоразмер подшипников при длине буксовой шейки оси 100 жж
может гарантировать требуемую надежность буксового узла локо-
мотивов при нагрузках от колесной пары на рельсы до 25 Т.
Очевидно, что для указанного диапазона нагрузок надежность
подшипника еще более возрастет и будет вполне достаточной.
Унифицированный подшипник 160x290x80 жж находится в се-
рийном производстве и применяется на тепловозах 2ТЭ10Л, М62,
160
ТЭП60 и др. Радиальная грузоподъемность этих подшипников
признана достаточной. Подшипник 180x320x86 жж имеет почти
такую же расчетную долговечность, как и подшипник 160x290 X
X 80 жж, однако его внутренний диаметр позволяет применить
мощную шейку оси, что и определяет его использование для
максимальных нагрузок. Подшипник данного типа широко приме-
няется на электровозах ВЛ60, пробег которых достигает
1 млн. км.
Расчеты, выполненные применительно к тепловозам, показы-
вают достаточную долговечность подшипников предлагаемого ряда
(см. стр. 160).
Важным вопросом унификации буксовых узлов является вы-
бор оптимального способа передачи осевой нагрузки. Как уже
упоминалось, осевая нагрузка на выпускаемых локомотивах пе-
редается одним из пяти способов: торцами роликов цилиндриче-
ского подшипника, коническим подшипником, сферическим под-
шипником, осевым упором трения скольжения и шарикоподшип-
ником.
Конический подшипник 7536К на тепловозах ТГМ1 и ТГМ23
с внутренними буксовыми шейками необходим по условиям работы
и особенностям конструкции: требуется применять конические или
сферические роликоподшипники. Учитывая изложенное выше,
принято рациональное решение о применении конических подшип-
ников.
В качестве унифицированных следует рекомендовать три спо-
соба передачи осевой нагрузки в буксах магистральных и манев-
ровых локомотивов (табл. И). Все эти способы широко применяют
в буксах тепловозов и электровозов и при соответствующих пра-
вильно выбранных условиях они обеспечивают надежную работу.
Для букс локомотивов в качестве унифицированных смазок можно
рекомендовать смазку 1-ЛЗ и автолы. Однако целесообразнее
ориентироваться на консистентную смазку.
Таблица 11
Способы передачи осевой нагрузки в буксах локомотивов
Передача осевой нагрузки Нагрузка от колесной пары на рельсы в Т Скорость движения в км/ч Конструкция тележки
Торцами роликов ци- линдрических подшип- ников Осевым упором трения скольжения Шарикоподшипником До 20 Свыше 20 Свыше 20 До 100 До 100 Свыше 100 Челюстная без амортиза- ции осевых сил в буксе и бесчелюстная Челюстная и бесчелюст- ная с амортизацией осе- вых сил в буксе Челюстная и бесчелюст- ная
11 Н. Н. Волков
161
Осевые редукторы. В стране насчитывается свыше 12 типо-
размеров осевых редукторов. Редукторы отличаются самыми раз-
личными параметрами: мощностью, конструкцией узлов и деталей
и т. д. Такое же положение и с конструкциями опорных подшип-
ников. В опорах применяются цилиндрические, конические одно-
рядные и двухрядные подшипники, сферические двухрядные с боч-
кообразными роликами, шариковые радиальные, в том числе и
с разъемным внутренним кольцом. Внутренние диаметры подшип-
ников, определяемые главным образом диаметром подступичной
части оси, отличаются в ряде случаев на 10—20 мм, что, как
известно, при диаметре вала 200 мм и выше не может быть объяс-
нено необходимостью повышения прочности оси.
Для отечественных тепловозов предложен типовой ряд унифи-
цированных осевых редукторов, обеспечивающих производство
всех строящихся и перспективных локомотивов. В унифицирован-
ных редукторах количество типоразмеров опорных подшипников
уменьшено благодаря отказу от применения сферического двухряд-
ного роликоподшипника 3003744, но все еще остается высоким —
восемь типоразмеров. Используются цилиндрические, конические
и шариковые подшипники с разъемным внутренним кольцом. Зна-
чительно завышены размеры подшипника у редуктора К-15.
Подшипники опор осевых редукторов можно унифицировать,
сокращая их типы и используя лишь радиальные цилиндрические
подшипники и шариковые подшипники с разъемным внутренним
кольцом для передачи осевой нагрузки. Однако и в этом случае
количество их типоразмеров будет равно восьми — соответственно
следующей градации редукторов:
Редукторы Роликоподшипник 32000 радиальный с короткими цилиндри- ческими роликами Шарикоподшипник 176000 радиально- упорный с разъемным внутренним кольцом
ЦК-6 120X215X40 120X215X40
К-15 140X250X42 140X250X42
ЦК-18 200X310X51 200X310X51
КЦ-22 и КЦ-23 . 240X360X56 240X360X56
Габаритные размеры подшипников предлагаемой градации
в основном сохранены. Несколько уменьшен размер подшипника
для редукторов К-15. Расчеты показывают, что и в этом случае
прочность оси и долговечность подшипников будет достаточной.
В редукторах мощных локомотивов (с нагрузкой 22 Г и выше от
колесной пары на рельсы) целесообразно отказываться от под-
шипников с диаметрами 220 X 340 мм и применить подшипники
с диаметрами 240x360 мм, обеспечив этим возможность исполь-
зования унифицированного диаметра 235 мм подступичной части
оси локомотива.
Следует также унифицировать уплотнение, ориентируясь на
применение лабиринтного неизнашиваемого для магистральных
локомотивов, имеющих большое число оборотов колесной пары,
162
и с войлочным или резиновым кольцом — для маневровых тепло-
возов, а также для тепловозов, работающих в особо заснеженной
или обводненной среде.
Моторно-осевые подшипники. В СССР применены две кон-
струкции моторно-осевых опор: со сферическими подшипниками
3003148 на электровозах и с радиальными цилиндрическими под-
шипниками 2Н7042 на тепловозах. Сферические подшипники
3003148 имеют весьма большие габаритные размеры (240x360 X
X 92 мм) и не вписываются в ограниченные размеры колесно-
моторных блоков тепловозов. Поэтому необходима разработка
новых конструкций моторно-осевых подшипников. В основу уни-
фикации следует положить изложенные в главах II и IV соображе-
ния о выборе типа подшипника для опор тягового двигателя на ось.
При этом имеющиеся потребности могут быть удовлетворены двумя
градациями моторно-осевых подшипников для локомотивов с на-
грузкой до 20 Т от колесной пары на рельсы и для локомотивов
с нагрузкой свыше 20 Т от колесной пары на рельсы. Можно также
положить в основу унификации ряд нагрузок, приведенный на
стр. 160.
Конкретные параметры узлов опор тяговых двигателей на ось
должны быть получены после сравнительных эксплуатационных
испытаний вариантов опор, которые будут созданы локомотиво-
строительными заводами совместно с ВНИПП.
11*
Литература
1. Абашкин В. В., Девятков В. Ф., Лосев А. В., Павлов И. В.
Изыскание надежной конструкции сепараторов цилиндрических роликовых
подшипников. Труды ВНИИЖТ. Вып. 221. М., Трансжелдориздат, 1961.
2. Антонов С. М., Родзевич Н. В., Сахаров М. И. Осевые
редукторы тепловозов с гидропередачей. НИИИНФОРМТЯЖМАШ, М., 1969.
3. А м е л и н а А. А. Устройство и ремонт вагонных букс с роликовыми под-
шипниками. М., Трансжелдориздат, 1961.
4. Боровков А. Г., Роберман Р. М., Колесников В. П.
Тепловозная букса с консистентной смазкой. В сб. «Транспортное машино-
строение». Вып. 5. НИИИНФОРМТЯЖМАШ, М., 1966.
5. Бруско Б. Т. Исследование потерь на трение в железнодорожных бук-
совых роликоподшипниках. Труды ВНИПП. Вып. 1 (37). 1964.
6. Буксовый узел тележек сверхскоростного экспресса «Токайдо». В сб. «Транс-
портное машиностроение». Вып. 1. НИИИНФОРМТЯЖМАШ, М., 1961.
7. В о л к о в Н. Н. Буксовые узлы с роликовыми подшипниками железно-
дорожных вагонов. НИИИНФОРМТЯЖМАШ, М., 1965.
8. В о л к о в Н. Н. Влияние распределения внешней нагрузки по роликам
на долговечность подшипников. «Техническая информация». Вып. 10. НИБ
вагоностроения, М., 1956.
9. В о л к о в Н. Н. Новый буксовый узел с роликовыми подшипниками же-
лезнодорожных вагонов. В сб. «Транспортное машиностроение». Вып. 4,.
ЦИНТИАМ, М., 1964.
10. В о л к о в Н. Н. Стендовые испытания роликовых подшипников на долго-
вечность (в буксах железнодорожных вагонов). Техническая информация.
Вып. 13. НИБ вагоностроения. М., 1956.
11. Газаров Л. А. Применение подшипников качения в подвижном составе
железных дорог. ЦИНТИАМ, М., 1961.
12. Д е в и н Р. М. Результаты исследований уплотнений буксовых узлов локо-
мотивов. Труды ВНИИЖТ. Вып. 295. М., «Транспорт», 1965.
13. Девятков В. Ф. Букса с роликовыми подшипниками уменьшенных
габаритов для грузовых вагонов. М., Трансжелдориздат, 1961.
14. Е р ш к о в Н. Д. Опыт эксплуатации цилиндрических роликоподшипников
в поводковых буксах электровозов ВЛ60 и тепловозов ТЭП60. Труды
ВНИИЖТ. Вып. 295. М., «Транспорт», 1965.
15. Ковалевский А. М. Повышение срока службы и грузоподъемности
подшипников качения в буксах подвижного состава. «Техника железных
дорог», 1954, № 7.
16. К у Д р я в ц е в Н. Н., Кулагин М. И., Хвостик Г. С. Новые
исследования в области динамики необрессоренных масс подвижного состава.
«Вестник ВНИИЖТ», 1968, № 1.
17. Л о с е в А. В., Коннов Е. П., Семенов И. М., Г е н и ч Б. А.
Эксплуатация и ремонт подшипников качения локомотивов. М., Трансжел-
дориздат, 1961.
18. Петров В. А., Мотовилов К- В. К вопросу о выборе оптималь-
ных значений радиальных зазоров подшипников подвижного состава. Уче-
ные записки ВЗИИТа. Вып. 15. М., 1965.
19. Пи неги н С. В. Контактная прочность в машинах. М., «Машинострое-
ние», 1965.
20. Подшипники качения. Справочное пособие. Под ред. Н. А. Спицына
и А. И. Спришевского. М., Машгиз, 1961.
164
21. Поляков А. И. Воспринятие цилиндрическим подшипником осевых
нагрузок. В сб. «Подшипниковая промышленность». Вып. 1. ЦИНТИАМ,
М., 1964.
22. П о л я к о в А. И. Определение оптимальных значений радиальных зазо-
ров роликовых подшипников. «Вестник ВНИИЖТ», 1966, № 6.
23. П р о с к у р и н а Ю. М. Результаты стендовых испытаний букс грузовых
вагонов на трение. «Вестник ВНИИЖТ», 1961, № 8.
24. Р а б и н е р Е. Г. Монтаж и эксплуатация подшипниковых узлов. М.,
Машгиз, 1960.
25. Р о д з е в и ч Н. В. Исследование распределения внешней нагрузки по
роликам подшипников в буксе тепловоза ТЭЗ. ВНИТИ, 1958.
26. Р о д з е в и ч Н. В. Буксовые узлы современных локомотивов.
НИИИНФОРМТЯЖМАШ. М., 1966.
27. Р о д з е в и ч Н. В. Обеспечение работоспособности спаренных цилиндри-
ческих роликоподшипников. «Вестник машиностроения», 1967, № 4.
28. Р о д з е в и ч Н. В. Работоспособность подшипников букс крайних осей
скоростных локомотивов при осевой нагрузке. В сб. «Транспортное машино-
строение». Вып. 4. ЦИНТИАМ. М., 1963.
29. Р о д з е в и ч Н. В. Практические рекомендации по эксплуатации букс
тепловозов ТЭЗ. «Электрическая и тепловозная тяга», 1964, № 6.
30. С е м е н о в И. М., Лосев А. В. Опыт эксплуатации буксовых узлов
с роликовыми подшипниками электровозов и тепловозов. В сб. «Вопросы
перевода подвижного состава на роликовые подшипники». Вып. 221. М.,
Трансжелдориздат, 1961.
31. С л у ш к и н И. В. Разработка рациональных конструкций корпусов букс
подвижного состава на роликовых подшипниках. В сб. «Вопросы перевода
подвижного состава на роликовые подшипники». Вып. 221. М., Трансжел-
дориздат, 1961.
32. С п и ц ы н Н. А., А т р а с С. Г., Денисова В. В. Осевая грузо-
подъемность и трение в торцах роликов цилиндрических роликовых под-
шипников. В сб. «Подшипниковая промышленность». Вып. 4. ВНИПП, 1966.
33. С п и ц ы н Н. А. Теоретические исследования в области определения опти-
мальной формы цилиндрических роликов. Труды ВНИПП. Вып. 1 (33).
М., 1963.
34. С п и ц ы н Н. А. и др. Опоры осей и валов машин и приборов. М., «Машино-
строение», 1970.
35. Чебаненко В. М. Пути повышения долговечности цилиндрических
роликовых подшипников. «Вестник ВНИИЖТ», 1961, № 4.
36. Шаронин В. С., Проскурина Ю. М., П и н и В. Е. Исследо-
вание сопротивления движению грузовых и пассажирских вагонов на роли-
ковых подшипниках. Труды ВНИИЖТ. Вып. 221. М., Трансжелдориздат,
1961.
37. Ш е в ч е н к о Л. А., Симачев В. В. Тепловозный осевой редуктор
на мощность 500—750 л. с. В сб. «Транспортное машиностроение». Вып. 4.
НИИИНФОРМТЯЖМАШ. М., 1966.
38. Э д е л ь ш т е й н М. И. Нормы точности и долговечность роликовых под-
шипников подвижного состава. Труды ВНИИЖТ. Вып. 221. М., Трансжел-
дориздат, 1961.
39. Э к г о л ь м К. Ф., Девятков В. Ф. Вагонные буксы с роликовыми
подшипниками. М., Трансжелдориздат, 1953.
40. Cylindrical roller bearing axleboxes in diesel trains. «Railway Gasette» 1961,
N 18, Vol. 115.
41. Feus tel H. Zweijahrige Erfahrungen mit einer 2000 PS Deutz—diesel—
hydraulischen Lokomotive auf der Gebiergbahn Oslo—Bergen in Norwegen.
«Glasers Annalen», 1960, N 6.
165
42. G 1 a u d i a u A. Die Schnellzuglokomotive der Deutschen Bundesbahn Bau-
reihe E03 fur 200 km/h. «Glasers Annalen» 1966, N 1.
43. H e i n r i c h G. Achslager an Giiterwagen der Deutschen Bundesbahn und
ihre Verhalten im Betrieb. «Eisenbahntechnische Rundschau», 1960, N 3.
44. I к о О., Orte S. Axiell barformaga hos cylindriska rullager. «Kullager-
tidningen», 1966, N 151,
45. L i p p 1 E. Die Kraftiibertragungsanlage der V2001. «Glasers Annalen», 1963,
N 5.
46. О b s t H. Schaden an Rollenachslagern in Schienenfahrzeugen und ihre
Uhrsachen. «Eisenbahntechnische Praxis», 1962, N 1.
47. Roller—bearing boxes on Britisch railcars. «Diesel Railway Traction», 1962,
N 359.
48. Rollenachslager fur Eisenbahnen. «Technika (Suisse)», 1962, N 24.
49. Schmiicker B. Die V 90 als Triebfahrzeug fur den schweren Rangier -
dienst der Deutschen Bundesbahn. «Glasers Annalen», 1965, N 5.
50. SKF Rolling Bearing in Elektrical Machines and Equipment. SKF A. B. Svenska
Kullagerfabrikan, 1960.
51. V б 1 к e n i g W. Die zweckentsprechende Gestaltung von Rollenachslagern
«Osterreichische Ingenieur Zeitung», 1963, N 5.
52. V б 1 к e n i g W., Wieland W. Die Gestaltung von Rollenachslagern
fiir Schienenfahrzeuge. «Eisenbahntechnische Rundschau», 1961, N 12.
53. 200 km/h FAG — Rollenachsenlagern. «Walzlagertechnik», 1964, N 1.
Оглавление
Предисловие ...................................................... 3
Глава I, Условия работы подшипников качения колесных пар и требо-
вания к ним....................................................... 5
§ 1. Условия работы букс, моторно-осевых подшипников и опор
осевых редукторов ........................................... 5
§ 2. Требования к подшипникам качения колесных пар.......... 8
Глава II. Развитие конструкций узлов с подшипниками качения колес-
ных пар ......................................................... 12
§ 3. Буксы вагонов......................................... 12
§ 4. Буксовые узлы локомотивов............................. 25
§ 5. Моторно-осевые подшипники............................. 42
§ 6. Опоры осевых редукторов............................... 47
Глава III, Исследование подшипниковых узлов колесных пар....... 53
§ 7. Определение надежности и долговечности при стендовых
испытаниях.................................................. 53
§ 8. Эксплуатационные испытания букс, моторно-осевых подшип-
ников и осевых редукторов................................... 67
§ 9. Повышение грузоподъемности и срока службы цилиндри-
ческих роликоподшипников ................................... 83
§ 10. Определение статической и вибрационной прочности корпу-
сов букс................................................... 105
§ 11. Определение надежности уплотнения...... 109
§ 12. Измерение трения букс............................... 113
Глава IV, Выбор типа и расчет подшипников ...................... 116
§ 13. Выбор типа подшипников для колесных пар.............. 116
§ 14. Расчет подшипников .................................. 120
§ 15. Смазка подшипников .................................. 138
Глава V. Применение результатов исследований букс при совершенство-
вании подшипников различного назначения......................... 142
§ 16. Подшипники ......................................... 142
§ 17. Корпуса подшипников и опоры ........................ 146
§ 18. Уплотнения ......................................... 148
§ 19. Выбор подшипников по условиям трения ............... 148
§ 20. Расчет подшипников с учетом деформации сопряженных эле-
ментов и испытаний на долговечность ....................... 149
Глава VI. Направления дальнейшего развития конструкций узлов с под-
шипниками качения колесных пар.................................. 150
§ 21. Повышение качества металла ......................... 150
§ 22. Улучшение конструкции и совершенствование расчетов под- 152
шипников ........................................... 152
§ 23. Уменьшение габаритных размеров и снижение массы подшип-
никовых узлов.............................................. 154
§ 24. Рационализация конструкций букс, моторно-осевых опор
и опор осевых редукторов................................... 155
§ 25. Создание опор с подшипниками качения для скоростного
движения................................................... 158
§ 26. Внедрение стандартизации и унификации подшипников . . 159
Николай Николаевич Волков
Николай Валентинович Родзевич
подшипники качения
КОЛЕСНЫХ ПАР ВАГОНОВ
И ЛОКОМОТИВОВ
Редактор издательства О. Д. Горчакова
Технический редактор Т. Ф. Соколова
Корректор И. Г. Петрова
Переплет художника В. Б. Торгашева
Сдано в набор 3/VIII 1971 г. Подпи-
сано к печати 27/1 1972 г. Т-01828.
Тираж 2700 экз. Усл. печ. л. 10,5
Уч.-изд. л. 10,9. Бумага № 2. Фор-
мат 60X 90718. Цена 69 коп. Зак. 1250
Издательство «МАШИНОСТРОЕНИЕ»,
Москва, Б-66, 1-й Басманный пер., 3
Ленинградская типография № 6
Главполиграфпрома Комитета по
печати при Совете Министров СССР
193144, Ленинград, ул. Моисеенко, 10