Повышение ресурса натяжного ролика механизма привода генератора и компрессора кондиционера двигателя автомобиля

УДК 621.4

ПОВЫШЕНИЕ РЕСУРСА НАТЯЖНОГО РОЛИКА МЕХАНИЗМА ПРИВОДА ГЕНЕРАТОРА И КОМПРЕССОРА КОНДИЦИОНЕРА ДВИГАТЕЛЯ АВТОМОБИЛЯ

© 2014 Е.П. Жильников, И.С. Барманов, К.К. Пилла

Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королёва

Поступила в редакцию 17.04.2014

В статье проводится анализ выхода из строя подшипника натяжного ролика привода генератора и компрессора кондиционера автомобиля. На основании результатов испытаний сделаны выводы о причинах снижения долговечности, проведено исследование работоспособности с помощью математической модели. Приведены рекомендации по повышению ресурса натяжного ролика. Ключевые слова: шариковый подшипник, ремень, натяжной ролик, привод, надёжность

На двигателях автомобиля для привода генератора и компрессора кондиционера применяются поликлиновые ремённые передачи. В механизме привода имеется натяжной ролик, с помощью которого создаётся необходимое усилие для работы передачи (рис. 1).

Натяжной ролик представляет собой однорядный шариковый подшипник, внутреннее кольцо которого крепится к двигателю, а на наружном кольце установлен шкив (рис. 2). При работе привода происходит выход из строя ролика вследствие разрушения подшипника из-за повышенного нагрева. При этом разрушение, как правило, происходит при высоких оборотах коленчатого вала двигателя 6500 об/мин, при этом частота вращения наружного кольца подшипника натяжного ролика составляет около 15000 об/мин.

Для повышения надёжности ролика были проведены: анализ разрушения подшипника и исследования работоспособности при исходных условиях эксплуатации с помощью математического моделирования работы подшипника.

Для анализа причин разрушения проводились стендовые испытания натяжного ролика в моторном боксе на ОАО «АВТОВАЗ», по результатам которых были составлены техничекие отчеты [1]. В результате испытаний отказы подтвердились. Подшипники выходили из строя из-за резкого повышения температуры, при этом частота вращения коленчатого вала соответствовала максимальным значениям. На рис. 3 показана диаграмма изменений температуры внутреннего кольца одного из испытуемых подшип-

Жильников Евгений Петрович, кандидат технических наук, профессор кафедры основ конструирования машин. Барманов Ильдар Сергеевич, кандидат технических наук, доцент кафедры основ конструирования машин. E-mail: isbarmanov@mail.ru

Пилла Кловис Коие, аспирант кафедры основ конструирования машин. E-mail: clovispilla@yandex.ru

ников. В результате резкого повышения температуры испытания прекратили, наработка составила 34 часа.

На рис. 4 приведён внешний вид подшипника после испытаний - состояние удовлетворительное. Подтеканий смазочного материала не обнаружено, вращение колец подшипника затрудненное. Результаты замеров показали: радиальный зазор и биение реборды относительно торца внутреннего кольца натяжного ролика соответствует требованиям чертежа, осевой зазор превышает допустимое значение.

При разборке подшипника было обнаружено: частичное вытекание смазки из дорожек качения на борта и уплотнительные кольца, потери составили 36-50 %. Смазка имеет тёмно-коричневый цвет, фазовое состояние - жидкое (рис. 5, а). На рис. 5, б показан внешний вид разрушенного сепаратора и повреждения шариков.

При детальном изучении дорожек качения наружного и внутреннего колец были обнаружены мелкие вмятины и сколы на поверхности дорожек качения по слабоокисленному следу качения (рис. 6). Шероховатость поверхности дорожек качения, отклонение от круглости, волнистость наружного и внутреннего колец соответствуют чертежу. Твёрдость наружного кольца составила ИИС 62, внутреннего - 61,5...62,5.

При осмотре шариков (рис. 7) обнаружены сколы и вмятины на поверхности всех шариков, имеются кольцевые тонкие полоски серовато-жёлтого цвета - следы окисления. Шероховатость и отклонение от сферической формы в норме. Твёрдость поверхности шариков составила ИИС 63.63,5.

В результате микроисследования и химического анализа спектральным методом установлено, что материал полностью соответствуют нормативным документам, что говорит о надлежащем качестве изготовления деталей подшипника.

2'10'

190,6

тояняслт

Генератор ¿наружный-54,3 •Чгол ох6ата=75'24'

т-уьипигиису

Рифление прямое 0.6 ГОСТ2% 7^-75

Коленбал &наружный= 116,8 Угол ах6ата=№

Хонпрргтр кондиционера /¡наружный-119

Угол ох6штт-80Ч5'

Рис. 2. Конструкция натяжного ролика

Рис. 1. Схема привода генератора и компрессора кондиционера

МЭ;12 7 40 0:3 024 - И х '333 >3 11ОДЯЗ 13 33 454:00 15:Й1т 1в.19 12 7 *Ь 1&:14:24 13:12:00 а0;й).3в Л:07:13 2204:40 2Э.СО:24 &Ю00

время

Рис. 3. Диаграмма изменения температуры внутреннего кольца подшипника при испытании

Рис. 4. Внешний вид подшипника после испытаний

Рис. 5. Внешний вид подшипника после разборки: а - анализ наличия смазки подшипника; б - сепаратор и шарики

Рис. 6. Внешний вид дорожек качения: а - наружное кольцо; б - внутреннее кольцо

В результате анализа состояния деталей подшипника после испытаний сделано следующее заключение: недопустимый перекос колец подшипника приводит к увеличению усилий в контактах шариков и колец, при этом нарушается режим течения смазки (разрыв масляный плёнки), и как следствие, повышенное трение и тепловыделение. Повышение температуры приводит к изменению физико-химических свойств

смазки и материала деталей подшипника, что приводит к окислению их поверхности. Также работа подшипника с перекосом приводит к разрушению сепаратора.

Как известно, перекос всегда приводит к снижению долговечности и повышает уровень шума и вибрации, поэтому перекос необходимо сводить к минимуму. Особенности внутренней геометрии подшипника накладывают ограничения на допу-

Рис. 7. Внешний вид шариков

стимый угол перекоса. Для оценки работоспособности подшипника в условиях перекоса были проведены расчёты по методике, изложенной в работе [2]. По данным численного расчёта (табл. 1) данного подшипника было установлено, что допустимый угол перекоса (при котором долговечность составляет не менее 1000 часов) составляет 11 минут при величине радиального зазора 0,005 мм и 13 минут при 0,015 мм. Расчётная долговечность при этом составляет 1335 и 1344 часов соответственно.

Анализируя схему привода, можно заключить следующее. При монтаже генератора на блок цилиндра двигателя возможно смещение плоскости шкива генератора относительно плоскости шкива натяжного ролика. При смещении плоскостей шкивов в ремённой передаче появятся дополнительные силы, способствующие увеличению перекоса колец подшипников. Если принять данное смещение, равным 1 мм, то угол перекоса ролика может достигать 17 минут, что больше допустимого перекоса. Поэтому, одним из возмож-

ных мероприятий по повышению долговечности натяжного ролика может быть обеспечение положения шкивов в одной плоскости. Однако это приведёт к определённым трудностям измерения и повышению трудоёмкости выполнения операции, что нецелесообразно при конвейерной сборке и ремонте на станциях техобслуживания.

В связи с этим для повышения надёжности работы натяжного ролика предлагается ряд следующих мероприятий:

- изменение конструкции (внутренней геометрии) подшипника, обеспечивающей более высокое значение допустимого угла перекоса;

- применение другого типа подшипника, например, двухрядного шарикового подшипника;

- применение смазочного материала с присадками и модификаторами трения, способствующие созданию на рабочих поверхностях износостойкого металлокерамического слоя;

- перейти на другой тип ремня - зубчатый, что позволит ремню самоустанавливаться в одной плоскости вращения.

Таблица 1. Результаты численного расчёта долговечности подшипника

Угол перекоса Долговечность, час

наружного кольца, мин Радиальный зазор Радиальный зазор

5=0,005 мм 5=0,015 мм

0 6188 5314

1 7050 69220

2 91488 56170

3 72381 6621

4 7577 6193

5 7397 6983

6 6908 7652

7 6011 6305

8 4673 6069

9 3298 5453

10 2158 4433

11 1335 3207

12 797 2143

13 476 1344

14 285 804

15 173 469

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

тель проекта Халиков Р.Х.: Саратов, 2013. 6 с.

1. Технический отчет №48-2013. Исследование натяжного ролика. ОАО «ЕПК Саратов» ОГК/ Руковади-

2. Теория и проектирование опор роторов авиационных ГТД: монография / В.Б. Балякин, Е.П. Жильников, В.Н. Самсонов, В.В. Макарчук. Самара: Изд-во СГАУ, 2007. 254 с.

INCREASE OF THE LIFE OF A TENSION ROLLER OF THE MECHANISM OF THE DRIVE OF THE GENERATOR AND COMPRESSOR OF THE AIR CONDITIONER OF CAR ENGINES

© 2014 E.P. Zhilnikov, I.S. Barmanov, C.K. Pilla

Samara State Aerospace University named after Academician S.P. Korolyov

In this article, the analysis of failure of the bearing of a tension roller of the drive of the generator and the compressor of the air conditioner of the car is carried out. On the basis of results of tests carried out, conclusions are drawn on the reasons of decrease in fatigue life of the bearing; an investigation of the performance of the bearing of the tension roller was conducted by means of a mathematical model. Recommendations about increase of the life of the tension roller are provided. Keywords: ball bearing, belt, tension roller, drive, reliability

Evgeny Zhilnikov, Candidate of Technical Sciences, Professor. Ildar Barmanov, Candidate of Technical Sciences, Associate Professor. E-mail: isbarmanov@mail.ru. Pilla Clovis Kohyep, Graduate Student. E-mail: clovispilla@yandex.ru.