Научная статья на тему 'Анализ структуры виброзащитных систем насосных станций'

Анализ структуры виброзащитных систем насосных станций Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

CC BY
80
20
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

Аннотация научной статьи по механике и машиностроению, автор научной работы — Бурьян Юрий Андреевич, Егоров Юрий Федосеевич, Силков Михаил Владимирович, Аверьянов Геннадий Сергеевич

В данной работе предложена математическая модель участка трубопровода с сосредоточенными параметрами, позволяющая по результатам виброизмерений, проведенных в процессе эксплуатации насосных станций, определять эквивалентные усилия, вызывающие вибрации. На этой основе возможен последующий анализ для определения оптимальной структуры системы виброзащиты, обеспечивающей достаточную эффективность при минимальной стоимости работ.

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

Похожие темы научных работ по механике и машиностроению , автор научной работы — Бурьян Юрий Андреевич, Егоров Юрий Федосеевич, Силков Михаил Владимирович, Аверьянов Геннадий Сергеевич

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

THE ANALYSIS OF THE STRUCTURE OF PUMPING STATION VIBROPROTECTION SYSTEMS

In the paper the mathematical model of the pipe section with concentrated parameters has been offered. It allows to define the equivalent efforts causing vibration by vibromeasuring results conducted in the process of the pump stations exploitation. On that basis the posterior analysis is possible for the determination of optimal structure of vibroprotection system. It ensures enough efficiency by the minimum work cost.

Текст научной работы на тему «Анализ структуры виброзащитных систем насосных станций»

Программное обеспечение поставляемых комплексов будет адаптировано к железнодорожной компьютерной сети ИНТРАНЕТ.

Переносные и стационарные комплексы вибродиагностики "Прогноз -1" могут успешно применяться в самых различных областях промышленности и на транспорте.

Комплекс предназначен для определения технического состояния и остаточного ресурса подшипников качения и зубчатых передач по результатам одного цикла измерения, обработки, регистрации и анализа сигналов вибрации и частоты вращения механических узлов оборудования.

Метод диагностирования подшипников качения работающей машины, заложенный в программу, основан на анализе вибрации, создаваемой силами трения в подшипниках. В 1978 г. специалистами С.-Петербурга был предложен метод диагностики, который получил название "метод огибающей". В этом методе анализируется не сама высокочастотная вибрация, а низкочастотные колебания ее мощности. Метод повысил достоверность результатов диагностики и, что особенно важно, качество долгосрочного прогноза состояния диагностируемого оборудования. Анализ спектров огибающей высокочастотной вибрации позволяет наблюдать за развитием одновременно всех имеющихся дефектов, определять их степень и идентифицировать их вид. Для более точного определения вида дефекта, когда диагностирование проводится по однократному измерению, целесообразно контролировать и спектр вибрации подшипникового узла с использованием эталона по группе одинаковых машин.

Метод анализа спектра огибающей ориентирован на определение в основном зарождающихся дефектов и довольно сложно распознает уже развитые. Более качественна диагностика подшипниковых узлов и зубчатых передач возможна при сочетании двух методов диагностирования - по "прямому" спектру и по методу "огибающей".

Во многих случаях частота вращения диагностируемого механизма нестабильна, что приводит к ухудшению качества диагностирования, в частности, к сложности выделения отдельных составляющих спектров, что исключено в комплексе "Прогноз-1". Здесь частота вращения

Ю. А. БУРЬЯН, Ю. Ф. ЕГОРОВ, М. В. СИЛКОВ, Г.С.АВЕРЬЯНОВ

Омский государственный технический университет

УДК 624.04: 621.3: 534.1

Для ряда насосных станций систем водоснабжения, в которых установлены мощные насосные агрегаты, актуальной является задача виброзащиты конструкций зданий.

Достаточно часто в процессе длительной эксплуатации меняются насосные агрегаты, и фундаменты под них могут не соответствовать повышенным мощностям и, кроме того, при проектировании мало учитывается виброактивность участков трубопроводов большого диаметра от насоса до коллектора, что в совокупности приводит к необходимости разрабатывать систему виброзащиты для действующей станции. Естественно, что при проектировании и строительстве насосных станций имеется

диагностируемого подшипникового узла контролируется и учитывается постоянно в отличие от других средств диагностики.

При диагностировании подшипникового узла в условиях депо особенно важным является затрачиваемое на диагностику время. В комплексе "Прогноз-1" диагноз получается сразу же, на месте, после съема информации, что значительно сокращает весь процесс диагностирования. Эффективная работа комплекса возможна только при создании специальных бригад по диагностике, которые прошли специальную подготовку. Повысить качество диагностирования помогает создание звуковых и зрительных образов-шаблонов определенных видов дефектов.

В настоящее врем с комплексом "Прогноз" поставляется программа Vibroinf, предназначенная для создания, пополнения и работы с базами данных, полученных с помощью программы диагностирования и анализа Dream. Так на сети железных дорог важным критерием является простота использования комплекса, ведение и обработка базы данных по результатам измерений. Создание сетевого варианта базы данных по результатам диагностики позволит предельно упростить задачу ведения базы данных, а также позволит проводить статистический анализ накопленной информации, вычислять статистические законы распределения, математическое ожидание переменных и данных по выбору, а также дисперсию, позволит выявить тенденции изменения исследуемых зависимостей и сформировать на этой основе рекомендации по совершенствованию технологии ремонта подвижного состава и использованию комплекса в конкретном депо.

Повышению эффективности эксплуатации "Прогноз -1" способствует и то, что вместе с комплексами поставляются подробная техническая документация и методические материалы, в том числе и три части учебного видеофильма.

Перечисленные меры позволят повысить эффективность использования комплекса на сети железных дорог.

ЩЕДРИН В. И. - начальник отдела ЭВМ Центра "Транспорт" МПС РФ.

ТЭТТЭР В. Ю. - зам. начальника отдела ЭВМ Центра "Транспорт" МПС РФ.

возможность выбрать такой тип фундамента, который полностью решает проблему виброизоляции здания и персонала от вибрации работающих насосных агрегатов.

При разработке виброзащиты находящихся в эксплуатации насосных станций, прежде всего, необходимо определить оптимальную конфигурацию системы, обеспечивающую достаточную эффективность виброзащиты при минимальной стоимости работ. Если учесть, что натурные эксперименты в этих условиях ограничены, т.к. требуют вывода из эксплуатации насосных агрегатов, то естественным является использование методов имитационного динамического моделирования на базе адекватных математических моделей и с использованием резуль-

АНАЛИЗ СТРУКТУРЫ ВИБРОЗАЩИТНЫХ СИСТЕМ НАСОСНЫХ СТАНЦИЙ_

В ДАННОЙ РАБОТЕ ПРЕДЛОЖЕНА МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ УЧАСТКА ТРУБОПРОВОДА С СОСРЕДОТОЧЕННЫМИ ПАРАМЕТРАМИ, ПОЗВОЛЯЮЩАЯ ПО РЕЗУЛЬТАТАМ ВИБРОИЗМЕРЕНИЙ, ПРОВЕДЕННЫХ В ПРОЦЕССЕ ЭКСПЛУАТАЦИИ НАСОСНЫХ СТАНЦИЙ, ОПРЕДЕЛЯТЬ ЭКВИВАЛЕНТНЫЕ УСИЛИЯ, ВЫЗЫВАЮЩИЕ ВИБРАЦИИ. НА ЭТОЙ ОСНОВЕ ВОЗМОЖЕН ПОСЛЕДУЮЩИЙ АНАЛИЗ ДЛЯ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ОПТИМАЛЬНОЙ СТРУКТУРЫ СИСТЕМЫ ВИБРОЗАЩИТЫ, ОБЕСПЕЧИВАЮЩЕЙ ДОСТАТОЧНУЮ ЭФФЕКТИВНОСТЬ ПРИ МИНИМАЛЬНОЙ СТОИМОСТИ РАБОТ.

татов виброизмерений на работающих агрегатах.

В работе рассмотрена одна из типовых схем расположения насосных агрегатов и трубопроводов (рис.1).

Будем считать, что задачей виброзащиты является снижение динамических нагрузок на фундамент и, следовательно, на конструктивные элементы здания от виброактивных элементов. К виброактивным элементам насосных систем водоснабжения можно отнести:

- электрическую машину;

- насос;

- участки трубопроводов вместе с задвижками.

Энергетические и частотные характеристики вибраций электрических машин изучены наиболее полно и при нормально работающей машине основная доля вибрационной энергии приходится на частоты, кратные с частотой вращения ротора. Известно, что при балансировке машины с оборотами п>750 об/мин в пределах нормы инерционная сила, действующая на подшипник, составляет 0,2 от веса ротора, приходящегося на подшипник и подобную модель вполне можно использовать в имитационном моделировании, исключив тем самым неопределённость из-за качества балансировки при плановых ремонтах.

Насосы обычно устанавливаются на общем основании с электродвигателем, их вибрации определяются как механическими, так и гидродинамическими процессами и передаются на общее основание, кроме того, на насосный агрегат существенное влияние оказывает точность центровки осей вращения электродвигателя и насоса. Если учесть, что в настоящее время проблема центровки может быть успешно решена применением эластичных резинокордных муфт, то для ориентировочной оценки вибрации сбалансированного и отцентрованного насосного агрегата можно принять величину инерционной силы в пределах 0,2 от веса ротора двигателя вместе с весом ротора насоса.

При этом необходимо подчеркнуть, что задание подобным образом нормированных вибраций насосного агрегата производится без учета влияния фундамента.

Другая возможность учёта спектра вибраций насосного агрегата при математическом моделировании заключается в непосредственном измерении вибраций на работающем агрегате. При этом для исключения влияния гидродинамики участков трубопроводов возможен экспериментальный пуск насосного агрегата в холостом

режиме, т.е. либо при перекрытии задвижки на всасывающем участке, либо при отсоединении насосного агрегата от трубопроводов.

Вибрации участков трубопроводов, передающиеся на конструктивные элементы здания через задвижки, установленные либо на фундаменте, либо на опорной плите, определяются гидродинамическими процессами, их спектр является индивидуальным для каждой станции, и зависят от конструктивного исполнения, размеров и режимов эксплуатации. Вследствие этого для этих элементов при составлении математической модели нет возможности задать нормированный спектр и уровень вибрации, и требуется проводить виброизмерения во время эксплуатации насосного агрегата.

Таким образом, может быть поставлена следующая задача: для действующей насосной станции при известных конструктивных параметрах агрегатов, фундаментов и трубопроводов и результатах виброизмерений определить путем имитационного динамического моделирования конфигурацию системы виброзащиты и эффективность виброизолирующих элементов.

Для оценки вертикальных вибраций принципиальная схема расположения агрегатов и трубопроводов, соответствующая рис.1, приведена на рис. 2.

В данной схеме принимается, что вводы трубопровода в коллектор представлены жесткой заделкой.

Возможны следующие варианты конфигурации системы пассивной виброзащиты.

1. Виброизолирующие элементы с^.Ь^ установлены между насосным агрегатом, задвижками и фундаментами (рис.3)

2. Участки трубопроводов развязаны от колебаний насосного агрегата введением гибких резинокордных патрубков 1.

Отметим, что согласно рис.4 виброзащитная система насосного агрегата может проектироваться независимо.

В процессе анализа необходимо определить целесообразность установки виброизолирующих элементов под тем или иным блоком и разработать структуру системы виброзащиты. Например, при фундаменте т2ф1 который соответствует массе насосного агрегата, очевидно ставить

виброизолирующие элементы с'2 и Ь? нецелесообразно и можно в схеме на рис.3 перейти к упрощенному варианту.

Рис.1

1 - насосный агрегат; 2 - задвижки; 3 - участок всасывающего трубопровода; 4 - участок нагнетающего трубопровода; 5 - фундамент насосного агрегата; 6 - фундамент задвижки; 7 - наружная стена здания; 8 - коллектор.

Предварительный анализ схемы на рис.3 показал, что взаимным влиянием задвижек через насосный агрегат с фундаментом в первом приближении можно пренебречь и рассмотреть участок трубопровода вместе с задвижкой, расчетная схема которого показана на рис.5.

В данной расчетной схеме предполагается, что масса

насосного агрегата вместе с фундаментом много больше массы задвижки, вследствие чего виброперемещение хгр) можно в первом приближении считать вынужденным под действием эквивалентной силы (с учетом Я/у, т1 и жесткости трубопроводов).

Рассматриваемая расчетная схема достаточно уни-

Рис.2.

т2, т2ф - массы насосного агрегата и фундамента; т,, т - массы задвижек и фундаментов;

с,, с2 - эквивалентные коэффициенты жесткости грунта под фундаментами; ^(Ц, Г2((), ^(Ц - инерционные силы, действующие на элементы конструкций; Ь,, Ь2 - коэффициенты демпфирования;

3.^4" длины участков трубопроводов известного диаметра и толщины.

I

т2 1

т\ т, 1

1

Рис.3.

В

ГП1 II

в

Рис.4.

версальна, т.к. предусматривает как жесткое соединение трубопровода с насосным агрегатом, так и их развязку с помощью резинокордного патрубка. В первом случае х2(Г) -известные по результатам виброизмерений перемещения под действием сил и во втором - перемещение х,(Х) и хг(Г] под действием силы [Г/?]=0].

Будем полагать, что масса участков трубопроводов вместе с жидкостью сосредоточена в точке расположения задвижки, а влияние движения жидкости на напряженное состояние трубы не учитывается. При этом влияние жесткости участков трубы учтено через коэффициенты влияния [1]. Дифференциальные уравнения механической системы с двумя степенями свободы согласно рис.5 можно записать в виде;

х, =Г11(-т,х1-Ь1х1-с,х1+1:1)+Г12Р2 | х2 =Г2|(-ш,х1-Ь,х1-с1х|+Р1)+Г22Р2] ' ^

где ¿ - коэффициенты влияния, определяемые как перемещение точки/под действием единичной статической силы в точке у

_ <1

Если ввести оператор дифференцирования Р - —, то

можно выразить Р, и Р2 через х,, х2 и передаточные функции \Л/„(р), \NJpy.

где

Р, = х|\У11(р)+х2\У12(р) Р2 =х2Ш22(р)+х1Ш21(р)

^ц(р) = ш,р2 + Ь,р+с0.

с0 =С, +--------" , .

Г Г

11 22 12

(2)

М1 22 — 12

Ш22(р) =

__

1^22

2 _^22-

12

Л

СлШ,

довая" МУП "Водоканал" г.Омска: 2,7 м,

£ =7м, <?= 0,75 м, 6 = 0,015 м.

Тогда, согласно [1] для коэффициентов влияния полу-

чим:

Г - ' • Г - - г — г _,о1

1"~ЗЕГ 22~ЗЕГ

тг5с13

(з'-М

6EJ

(4)

где Е=2 10" и1мг, I = -—- - = 24,85 -КГ4 м4.

о

Подставляя значения (,, Ц. , Ей (4) получим:

Г„ = 1,32 10

м/н,

Г22 = 23 10 м/н,

Г,2 = Г;

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

4,47 -10 -в м/н.

Конструкция исследуемой насосной линии не имеет фундамента под задвижкой, которая связана с грунтом через легкую опорную площадку. Для расчетной схемы

т=ть+тТр+тк= 4000т

где ть- масса задвижки (вентиля) =1500 кг;

I

шТр = лёбр = 965 кг - масса трубы;

пд- с:

тк = ■ ^ р ■ ~ 1535 кг - масса жидкости.

Известно [2], что для вертикальной силы, действующей на грунт через жесткую опорную поверхность с при-

веденным радиусом г0 = I— , где 5- площадь опорной

площадки, и при соблюдении условия

V,

{1,5, где I/-

Если обозначить к11=с0, то для ¡А/^р) будем иметь:

^1(Р) = кп(т2р2+2^ТР+1) (3)

скорость поперечных волн, ш - частота, грунт можно моделировать параллельным соединением пружины с коэффициентом жесткости с1 и демпфера с коэффициентом вязкого сопротивления Ь1. При этом для оценочных расчетов можно принять:

В качестве примера произведем оценку величин коэффициентов, входящих в выражения №и(р), УУ^/р), \Л/г2(р), И^/р^для значений параметров насосной станции "Чере-

Ь,=3,8(1-Т2Кр-Чго.

(5)

Для глубин 0,5-1,5 м, как это следует из [ 2 ], можно принять:

х, - перемещение задвижки;

х, - перемещение насосного агрегата;

Рис. 5.

с! -диаметр трубопровода длин и ((?-£|); 5 - толщина трубы.

V 1

у - — - ( I/ - скорость продольных волн); 1500 ^р л/3

кг/м3; 150м/с.

Для данных параметров получим: с, = 0,54-10° н/м; Ь, = 0,9 10® нс/м; = 2,75 10е н/м; 7"= 3,8-Ю'3 с

(г = —— = 42 Гц - собственная частота по координа-

' 2кТ

те х,); \ = 0,43; к12=кг1 =-0,43 10> н/м; = 0,13 10е н/м.

Таким образом, для рассматриваемой насосной станции имеем:

Р, =2,75 1 08(14,4 1 0"'рг +3,3 Ю^р-и)*,-0,43-10*х;

Р, =-0,43 108х, + 0,13 ТО8 х.

Необходимо особо отметить, что для целей виброзащиты конструкций здания частотный диапазон можно ограничить сверху величиной 50 Гц, т.к. более высокие частоты через фунт практически не доходят до конструктивных элементов здания.

Обработка результатов виброизмерений, проведенных организацией "Интермоторинвест" (г.Омск) на 2-м насосном агрегате станции "Чередовая" показывает, что хг(1) и х/0 в диапазоне 0-50 Гц можно представить суммой случайной функции времени в виде белого шума и детерминированных функций в виде гармонических функций времени с заданной частотой и амплитудой:

(6)

Мс))=с,; М®) = с2-

Х,^) = хп 5Ш С0,И-Х]2 со,I х9 (0 = х2] зт со,! + х22 эт аМ

(7)

Естественно, что для каждой насосной линии (насосный агрегат - задвижка - трубопровод) результаты обработки виброизмерений будут различными. Так, результаты обработки виброизмерений на 3-м насосном агрегате насосной станции "Центральная" (г.Омск) показывает, что в диапазоне 0-50 Гц виброперемещение также можно представить в виде суммы случайной составляющей в виде белого шума и детерминированной гармонической функцией времени с частотой 25 Гц.

При подобном представлении сигналов х/У и х/Ц силы Я, и Г2, вызывающие измеренные виброперемещения на работающей линии, можно также представить в виде суммы случайной и детерминированной составляющей.

Тогда спектральные плотности 5Р| (со) и (со) согласно выражению (2) могут быть вычислены по известным зависимостям:

Зк,(со)= \^,(со)2с| +^12(со)Ч Б (со)= Ш22(со);2с2 + У/21((о)2С,

(8)

Детерминированные составляющие также вычисляются достаточно просто:

(«ъ )= 1 (Чг ) ■ Х11 + 1^12 (Чг ) ' Х12 I Р2 Ц,2 )= !Ц|,2 ) ' ■*,2 + ^21 Ц,2 ) • X,, (9)

Таким образом, вычисленные виброактивные силы позволяют моделировать поведение системы при введении в модель элементов виброзащиты. При этом, естественно, силы теперь и Р2(7) полагаются заданными, а определению подлежат перемещения х/1) и х2(().

Из системы уравнений (1) запишем:

*.=Ф..(Р)'Р.+Ф.2(Р)-Р2 I Х2.ф2,(р)Р1+Ф22(Р).РЛ- <10>

где

фп(р) =

к;,

ф12(р)=

т02р2+адр+г к;,

12\У; т~2„2

ф2,(р)=

Т02р2 +2^0Т0р + 1'

_к^__.

Т02р2+2$0Т0р + 1'

Т0Р +2^0Т0р + 1

г.,-с ' I с

=

1/ ' 22

Г ^ -(2 с

_ 'II '22 12 '-О.

— : г, ц -

г / ' со — С1 ' р г г:

Г11 С Г11 'Г22 112

Для тех же параметров насосной линии, что и выше, передаточные функции Ф„, Ф12, ФР1, Фгг будут иметь вид:

Ф..=

0,77-10"

Ф.2 =

30,310~6р2 + 6,8 • 10_3 р+1 2,6 Ю-8

Ф„ =

Ф21 =

30,3 ■ 10-6 р2 + 6,8 • 10"3 р +1 _ 16,7 ■ 10"8 (14,4 ■ 10" V +3,3-10"3 р +1) 30,310"6р2 + 6,8-~НГ3р + ] 2,6-Ю-8

30,3 10_6 р2 + 6,8-10"3р+1

Из приведенных выражений следует, что система имеет резонансную частоту f0в 29 Гц, что хорошо согласуется с результатами виброизмерений на насосной станции "Чередовая", которые дают в диапазоне 0-50 Гц явно

выраженную резонансную частоту Г0И™= 28,12 Гц.

В качестве примера рассмотрим случай, когда под задвижкой поставлена в качестве виброизолирующего элемента резинокордная оболочка (РКО) с малым коэффи-

п 1

циентом жесткости — . В этом случае с -

км — 'и» к12 - Г,,; к22~{~22; с0 ~

Г,,

{ Г -г

1 I 22

2 , и тогда

для тех же параметров линии, что для и рассмотренных выше, получим:

1.32-10"

53.3-10-у+2^0-7.3-Ю"1р + 1 4.47-10"8

53.3-10"6р2 +2^'0 -7.3-10_3р +1 (11)

= 23-10-8 (18.5-10-6р2 + 2^-4.3 ■ 10"3 р +1) 2 53.3 -10"6 р2 + 2 .3-10~3 1

___4.47-Ю"8__

53.3-10"6 р2 "7.3 • 10"3 р + Г 1

где Ё,'0 =-0 Ь'0 - вязкое сопротивление РКО.

Из выражений (11) следует, что установка над задвижкой РКО увеличивает коэффициенты усиления кгг в 1,4 раза и кг1- в 1,7, при этом резонансная и антирезонас-ная частоты уменьшились соответственно с 29 Гц до 22 Гц и с 42 Гц до 37 Гц, а резонансные свойства, вследствие уменьшения коэффициента ^, вблизи этих частот будут проявляться резче.

Для оценки эффективности рассмотренного использования РКО необходимо в дальнейшем выбрать конструкцию оболочки и, следовательно, величину коэффициента жесткости с' и определить усилие на грунт в диапазоне 0-50 Гц. Можно ожидать, что вследствие того, что с' « с1 усилие, а следовательно и перемещение грунта под опорной площадкой будет много меньше, чем до установки виброизолирующих элементов.

Если рассматривается вариант виброзащиты с установкой гибких резинокордных патрубков, то в выражениях (11) ^/#=0.

Таким образом, предложенная в данной работе методика имитационного моделирования позволяет по ре-

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

зультатам виброизмерений находящихся в эксплуатации насосных агрегатов и участков водоводов определить структуру системы виброзащиты и определить эффективность применения виброизолирующих элементов без остановки насосных агрегатов и без проведения экспериментальных работ.

ЛИТЕРАТУРА

1. Справочник "Вибрации в технике". М.: Машиностроение. Т. 1,1978.

2. Шнеерсон М.Б., Майоров В.В. Наземная невзрывная сейсморазведка. М.: Недра, 1988.

БУРЬЯН Юрий Андреевич - д.т.н., профессор, зав кафедрой "Основы теории механики и автоматического управления" ОмГТУ.

ЕГОРОВ Юрий Федосеевич - главный инженер МУП "Водоканал".

СИЛКОВ Михаил Владимирович - к.т.н., доцент кафедры "Основы теории механики и автоматического управления" ОмГТУ.

АВЕРЬЯНОВ Геннадий Сергеевич - к.т.н., доцент кафедры "Автоматические установки" ОмГТУ.

Ю. К. МАШКОВ, М. Ю. БАЙБАРАЦКАЯ, A.A. ПАЛЬЯНОВ

Омский государственный технический университет

УДК 669.715:539.62

ИОННО-ЛУЧЕВАЯ МОДИФИКАЦИЯ АЛЮМИНИЕВЫХ СПЛАВОВ_

В РАБОТЕ ПРИВЕДЕНЫ РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЙ ВЛИЯНИЯ ИОННО-ЛУЧЕ-ВОЙ ОБРАБОТКИ И ТРЕНИЯ НА МЕХАНИЧЕСКИЕ, ТРИБОТЕХНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА, СТРУКТУРНО-ФАЗОВЫЙ СОСТАВ И НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОЕ СОСТОЯНИЕ ПОВЕРХНОСТНОГО СЛОЯ АЛЮМИНИЕВЫХ СПЛАВОВ.

Повышение требований к уровню физико-механических и триботехнических свойств конструкционных материалов привели к активному поиску и развитию перспективных методов управления структурой и свойствами поверхностного слоя. Особенно активно ведутся работы по исследованию технологических возможностей обработки поверхностей деталей машин ионными и лазерными пучками. Ионно-лучевая модификация поверхностных слоев позволяет с помощью сильноточных установок повысить концентрацию легирующих элементов-примесей до единиц и десятков процентов, увеличить коррозионную стойкость, жаростойкость, износостойкость, повысить механические свойства, сопротивление усталости.

Для управления структурой и свойствами материала методом ионно-лучевой обработки необходимо исследовать и описать механизм упрочнения и повышения износостойкости при ионной имплан-| ()"г/ч тации. По мнению A.B. Белого, можно выделить четыре основных механизма повышения износостойкости при ионной имплантации: упрочнение поверхностного слоя, создание благоприятных остаточных напряжений, изменение химического состава и адгезионных свойств поверхности, изменение закономерностей деформации поверхностных слоев [1]. По нашим наблюдениям механизм повышения износостойкости алюминиевых сплавов при ионной имплантации не ограничивается перечисленными явлениями и процессами и включает структурно-фазовые превращения и изменения параметров решетки модифицируемого металла 10 или сплава .

С целью дальнейшего изучения механизма упрочнения и повышения износостойкости ме-

0.8

0.6

0.4

0.2

таллов вследствие ионной имплантации были проведены исследования комбинированного способа поверхностного модифицирования и фрикционного взаимодействия образцов из алюминиевого сплава В 95 с полимерным материалом на механические и три-ботехнические характеристики, а также на параметры напряженно-деформированного состояния и структурно-фазовые изменения в поверхностном слое металлических образцов. Образцы в виде плоских дисков диаметром 48 мм и толщиной 5 мм с шероховатостью рабочих поверхностей Ра=0.4...0.6мкм подвергались облучению потоком ионов меди с энергией 30-80 кэВ в специальной установке для ионной имплантации. Триботехнические характеристики определялись на специальной установке со схемой трения палец-диск при трении с полимерным образцом (палец) со скоростью скольжения 1м/с и контактном

У

0.09

0.05

0.0)

20

30

40

50

60 L, MUH

Рис. 1. Зависимость скорости изнашивания (1) и коэффициента трения (2) от продолжительности облучения при ионной имплантации.

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.