Введение. Вопросы обеспечения надежности машин и механизмов являются одними из основных в современной промышленности. Для увеличения ресурса технических устройств разрабатываются новые и совершенствуются уже имеющиеся технологии и методы расчета, повышающие износостойкость, экономические и эксплуатационные характеристики.

Известно, что наиболее частой причиной отказов узлов трения являются износ и неисправность, причем доля отказов доходит до 80 %. Исследования, проводимые в области узлов трения, предлагают применение новых антифрикционных покрытий, современных разновидностей материалов, оригинальных конструктивных особенностей узлов трения.

Изначально при расчетах и проектировании закладываются качества узлов трения, при этом методологии моделирования постоянно развиваются и совершенствуются [1–5]. Параметры, влияющие на узлы трения, постоянно изменяются в соответствии с условиями их работы и материалами, используемыми для получения защитного покрытия на контактных поверхностях [6–10]. При этом возникает потребность в новых методах для адекватного моделирования и экспериментальной проверки полученных моделей.

Из основных результатов работ [11–15] следует, что при образовании вторичных структур фрикционного переноса трибологических процессов в системе «железнодорожный путь — подвижной состав» при реализации технологий металлоплакирования снижается коэффициент трения, износ и улучшаются вибропоглощающие свойства. Установлено, что поперечная деформация твердого тела снижается на 1,5 % и позволяет снизить износ колесных пар и рельсов на непрямых участках, а также повысить тяговую мощность локомотива. При этом продольная деформация твердого тела увеличивается на 60,6 %.

Результаты исследований [16][17] посвящены разработке математической модели радиальных подшипников скольжения конечной длины и демпферов с пористыми конструктивными элементами на поверхности подшипниковой втулки. Полученные результаты исследования позволяют увеличить несущую способность на 20–22 % и снизить коэффициент передачи демпфера на 15–17 %, а коэффициент трения на 13–15 %.

В работе1 показано, что использование легкоплавкого покрытия на поверхности подшипниковой втулки в качестве дополнительного смазочного материала с учетом его реологических свойств и расплава покрытия, обладающих истинновязкими реологическими свойствами, увеличивает время работы подшипников в гидродинамическом режиме трения на 10–12 % и предотвращает аварийный недостаток смазочного материала [18].

Для установления рационального сочетания состава металлических сплавов для покрытий подвижных и неподвижных контактных поверхностей трибоузлов и типа смазочного материала в работах [19–21] разработаны расчетные модели, которые обеспечивают наиболее эффективный режим гидродинамического смазывания как в штатном, так и в аварийном режиме при «голодном смазывании». В результате установлено, что степень улучшения для нагрузочной способности составляет 26,2 %, для коэффициента трения — 12,8 %.

На основании вышеизложенного можно сделать вывод о необходимости разработки новых расчетных моделей подшипников, либо повышении точности уже имеющихся. Особенностью полученных авторами расчетных моделей подшипников скольжения является обобщение в едином блоке целого комплекса дополнительных факторов, рассматриваемых ранее только индивидуально.

Цель исследования — установление закономерностей устойчивого гидродинамического режима за счет ширины канавки на поверхности опорного профиля путем нанесения полимерного покрытия.

Постановка задачи. Изучается ламинарное течение микрополярной жидкости в зазоре радиального подшипника между цапфой и нестандартным опорным профилем, на котором находится полимерное покрытие с канавкой. При этом скорость вращения цапфы равняется Ω, а скорость втулки равняется нулю в условиях адиабатического процесса.

Движение микрополярной смазки задается общеизвестным уравнением в приближении «для тонкого слоя» и уравнением неразрывности:

(1)

В полярной системе координат (рис. 1) с полюсом в центре подшипниковой втулки уравнение контура цапфы, подшипниковой втулки с некруговым профилем опорной поверхности и подшипниковой втулки с нестандартным опорным профилем, на котором находится полимерное покрытие, зададим в виде:

(2)

Общепринятые граничные условия с точностью до членов O(ε2):

(3)

Для того, чтобы сделать решение более простым, перейдем к безразмерным величинам:

(4)

При учете (4), уравнения (1) и (3) преобразуются в систему безразмерных уравнений с соответствующими граничными условиями, но следует учитывать условие постоянства расхода смазочного материала:

(5)

(6)

где

Решение задачи (5) с учетом граничных условий (6) ищем по известному методу [20][21] в виде:

(7)

где

Для гидродинамического давления и поля скоростей получим следующие аналитические выражения:

(8)

Определяя несущую способность и силу трения используем следующие формулы:

(9)

Численный анализ (9) был проведен при следующих диапазонах значений: (θ2 – θ1) = 5,74–22,92 (ширина канавки), d = 40 мм; V = 0,3–3 м/с; σ = 4,8–24 МПа; μ0 = 0,0707–0,0076 Н∙с/м2 (масло МС-20).

Проведение эксперимента. Экспериментальное исследование состоит из:

Эксперимент был проведен на модернизированной машине трения ИИ 5018 с использованием образцов в виде частичных вкладышей. Колодки вырезались из кольцевой заготовки по центральному углу, равному 60 °. На их рабочие поверхности наносились полимерные покрытия и канавки вдоль оси трибосопряжения на глубину покрытия. Кроме того, колодки имели отверстия для термопар.

Результаты исследования. В результате теоретического исследования установлено, что несущая способность подшипника скольжения с полимерным покрытием поверхности подшипниковой втулки, содержащим канавку, а также адаптированным к условиям трения профилем опорной поверхности, была повышена на 8–9 %, а коэффициент трения снижен на 7–8 % (таблица 1).

В результате экспериментального исследования после двухминутной переработки был получен устойчивый гидродинамический режим. Нагрузка увеличивалась в пять раз с одинаковым интервалом (таблица 2).

Результаты исследования подтверждают эффективность разработанных теоретических моделей и доказывают преимущество исследованных подшипников скольжения перед существующими за счет повышения нагрузочной способности и снижения коэффициента трения.

Обсуждение и заключения. Теоретическим исследованием определено необходимое сечение маслоподдерживающих канавок для выхода в режим гидродинамического смазывания при заданной нагрузке. Затем, после установления параметров канавок, разработана расчетная модель, описывающая работу подшипника в гидродинамическом режиме для микрополярного смазочного материала, учитывающая адаптированный к условиям трения опорный профиль.

В исследуемой конструкции при вращении вала в канавке возникает циркуляционное движение смазочного материала. Возникающая при этом сила приподнимает вал и в появившемся зазоре образуется гидродинамический клин.

В соответствии с поставленной целью обоснована общая методика экспериментальных исследований как по классическим однофакторным, так и по полнофакторным планам.

Выводы.

Условные обозначения

 — компоненты вектора скорости смазочной среды;  — скорость частиц в микрополярной среде; — радиус вала; r1 — радиус подшипниковой втулки; h̃ — высота канавки; е — эксцентриситет; ε — относительный эксцентриситет;  — конструктивный параметр подшипника со стандартным опорным профилем;  — конструктивный параметр подшипника с адаптированным профилем;  — конструктивный параметр, характеризующий канавку; pg — давление на торцах интервала; θ1 и θ2 — соответственно угловые координаты канавки; u*(θ) и v*(θ) — известные функции, обусловленные наличием полимерного покрытия на поверхности подшипниковой втулки.

1. Лагунов Е. О., Мукутадзе В. А. Радиальные подшипники скольжения, обусловленные расплавом // Труды IV Международной научно-технической конференции «ПРОМ-ИНЖИНИРИНГ». Челябинск : Южно-Уральский государственный университет (национальный исследовательский университет). 2018. С. 56–62.