Диагностическая модель оценки технического состояния шестеренных насосов Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Выводы. Потери в нефтяных отложениях, как показывает анализ, при \ > 5 ГГц заметно превышают потери в чистой нефти (рис. 9), поэтому эти отложения будут нагреваться сильнее, чем чистая нефть. Данный эффект можно использовать для снижения вязкости нефти в нефтепроводе при транспортировке нефти, что в итоге уменьшит отложения на стенках нефтепровода.

Потери в нефтяных отложениях достаточны для реализации микроволнового нагрева.

Библиографический список

1. Известия вузов. Нефть и газ. - Тюмень: Иэд-во ТюмГНТУ, 2001 - 2005.

2. Кицис С. И. К оптимальной частоте ВЧ нагрева призабойной зоны нефтяной скважины // Известия вузов. Нефтьигаз. - Тюмень:Изд-воТюмГНГУ,2001,№2. - С. 50 - 57.

3. В. А. Майстренко, И. В. Богачков, А. И. Елецкий, Е. А. Катунский- Экспериментальные исследования электродинамических свойств жидких веществ в микроволновом диапазоне // Омский научный вестник. -Выпуск (), . - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2006. - С. .

4. Богачков И. В. Матричные методы анализа СЬЧ-устройств: Учеб. пособие. - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2005. - 88 с.

5. Елецкий А. И., Катунский Е. А., Богачков И. В. Предварительная оценка затухания электромагнитных волн за счет нефтяного загрязнения волновода // Омский научный вестник. - Вып. 2 (27), июнь. - Омск: Иэд-во ОмГТУ, 2004. -С. 122-124.

МАЙСТРЕНКО Василий Андреевич - д. т. н.,

профессор; проректор по информатизации ОмГТУ, зав. кафедрой «Средства связи и информационная безопасность».

БОГАЧКОВ Игорь Викторович — к. т. н., доцент кафедры «Среде ; всвязи и информационная безопасность»;

ЕЛЕЦКИЙ Алексей Ильич — инженер кафедры «Средства связи и информационная безопасность»; КАТУНСКИЙ Евгений Александрович — ведущий инженер ЦКБА, ст. преподаватель кафедры «Средства связи и информационная безопасность».

Дата поступления статьи в редакцию: 17.02.06 г. © Майстренко В.А., Богачков И.В., Елецкий А.И. Катунский Е.А.

621.664 и П листов

Омский государственный технический университет

ДИАГНОСТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ОЦЕНКИ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ

Представлена диагностическая модель технического состояния шестеренных насосов, позволяющая выявить условия возникновения основных дефектов насоса. Предложены диагностические признаки, позволяющие характеризовать рабочее состояние шестеренных насосов на стадиях обкатки и приемо-сдаточных испытаний после сборки насоса.

Анализ дефектов шестеренных насосов, возвращенных для ремонта на ОАО АК «ОМСКАГРЕГАТ» в течении 1970-2000 гг., показал, что основными причинами дефектов, перечень которых представлен в таблице 1, являются: износ зуба шестерни насоса, износ подпятника, износ опорных поверхностей шестерен и подшипниковых опор, срез рессоры ведущей шестерни. В качестве примера данные приведены для шестеренного насоса агрегатов 760Б и 4001 системы топливопитания авиационных двигателей АИ-25 и АИ - 25Т, который представляет собой прямозубую зубчатую передачу с внешним зацеплением; число зубьев ведущей и ведомой шестерен г, = г2 = 8; модуль зубьев шестерен т = 3,5 мм; номинальное межосевое расстояние

= 31,5 мм

Проведенный в работах [1-5], исследования реального нагруженного состояния конструктивных элементов шестеренного насоса показали, что

погрешности изготовления и сборки насоса могут привести к возникновению причин появления основных дефектов насоса, которые значительно снижают реальный ресурс насоса. Выявлено, что основными причинами возникновения этих дефектов являются:

1) работа зубчатого зацепления шестеренного насоса в условиях раскрытия контакта рабочих профилей зубьев при £а< 1, которая сопровождается увеличением динамических нагрузок, что приводит к повышенному износу зубьев шестерен;

2) монтажный перекос шестерен, который возможен при допустимом сочетании погрешностей изготовления и монтажа конструктивных элементов насоса, но приводящий к увеличению момента сил трения, действующий в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник», который превышает номинальный расчетный момент, действующий на вал шестерни. В результате происходит интенсивный

износ подпятников и увеличение нагрузки на рессору ведущей шестерни;

3) при некоторых условиях работы насоса, собранного в установленном диапазоне коэффициента перекрытия, работа разгрузочных канавок может быть неэффективной. Это приводит, во-первых, к увеличению радиальных нагрузок на опоры и снижению ресурса подшипниковых опор, и, во-вторых — к увеличению крутящего момента и дополнительному нагружению рессоры ведущей шестерни;

4) в результате, суммарный момент сопротивления, возникающий на рессоре ведущей шестерни, при допустимых, после сборки насоса, сочетаниях погрешностей изготовления и монтажа, превышает прочностные возможности рессоры ведущей шестерни.

Проведенный комплекс теоретических и экспериментальных исследований позволил разработать диагностическую модель насоса, которая способна выявить диагностические признаки условий возникновения основных дефектов без разборки насоса на стадиях их сборки и приемо-сдаточных испытаний.

Для описания диагностической модели шестеренного насоса примем следующие допущения: 1) мощность приводного двигателя шестеренного насоса считается бесконечной, т.е. текущий угол поворота ведущей шестерни во времени считается известным: Ф, = Q, г (здесь, Q, — постоянная угловая скорость ведущей шестерни насоса; f — текущее время); 2) нагрузка приложена в полюсе зацепления шестерен; 3) зубья шестерен принимаются абсолютно точными и жесткими.

Рассмотрим радиальные колебания шестерен в неподвижной системе координат ZoX. Центр координат системы расположен на пересечении межосевой линии шестерен и оси вращения ведущей шестерни, которая установлена в опорах насоса без монтажных погрешностей. Оси oZ и оХ направлены, соответственно, параллельно и перпендикулярно осям валов передачи, причем ось оХ лежит на межосевой линии шестерен насоса (рис. 1).

Пренебрегая осевыми колебаниями подшипниковых опор вдоль оси валов, рассмотрим следующую модель, описывающие радиальные колебания шестерен вдоль межосевой линии:

т\ ■ +Ьх\ ■ + '+ (К -Xv+CK-XJ-sin• cosS, =

= Firí -sinaM. -cos6, н- Д^зз, ■ sina„ -cos5, + (1)

+ 'sina, • cos5, + FTp¡ • cosS,;

nh -x2+bl2-x2 + cx2 x2 -(¿и • + ся-xJ-sina^cosS, =

= -F„2 -sinaH. -cos62-A^u2 sina..-cos52 - (2)

- AFr,u^2 ■ si"", • cos52 - Fw2 ■ cos52;

В уравнениях и приняты следующие обозначения: x¡ — поперечные колебания шестерен насоса (¡' = 1 — для ведущей шестерни; í = 2 — для ведомой шестерни) вдоль межосевой линии; m¡ — приведенные массы ведущей и ведомой шестерен насоса; cxi — приведенные радиальная (по оси оХ) жесткость подшипниковых опор для валов ведущей и ведомой шестерен насоса, соответственно; Ъх. — приведенные коэффициенты демпфирования, характеризующие диссипативные свойства валов ведущей и ведомой

шестерен насоса в подшипниковых опорах по оси оХ; с33 — жесткость пары зубьев шестерен насоса в полюсе зубчатого зацепления; Ь33 — коэффициент, характеризующий диссипативные свойства в зубчатом зацеплении; 5, — угол монтажного перекоса шестерен насоса; аи — угол зацепления зубьев шестерен по начальным окружностям с/ш в полюсе зацепления; РЯ1. — нормальные силы, действующие в полюсе зацепления на зубья шестерен вдоль линии зацепления вследствие передачи крутящего момента; — дополнительная динамическая нагрузка, действующая на шестерни насоса вследствие угловых колебаний шестерен из-за их кинематической погрешности; АР — дополнительные радиальные нагрузки, действующую на ведущую и ведомую шестерни вследствие гидравлического давления в межзубном пространстве; Р . — силы трения, действующие между трущимися поверхностями торцов зубьев шестерен и подпятником; х33 — упругие деформации зубчатого зацепления, которые определяются из условия постоянства контакта зубьев шестерен (рис. 2):

/и (*зз ) = тЛг + К (К -*кп) + С* <Лз -*К1,) = 0;

где т:а — приведенная масса:

тгг —т^-тг /(/и, + т2) ; хкп — функция, позволяющая учесть кинематическую погрешность изготовления зубьев ведущей и ведомой шестерен насоса при их взаимодействии (принято, что = Ш,):

*кп = (^,1 + Ррг)" с°з(сй / + Ч>о/) + л///|+/Л «»(* ■ ю / ).

здесь Рр1 — допуск на накопленную погрешность шага /-ой шестерни насоса; /л — допуск на погрешность профиля зуба /-ой шестерни; — суммарный фазовый угол ориентации векторов погрешности Рр1 и межосевой линией шестерен насоса; г/ — число зубьев ¡'-ой шестерни.

Из уравнения определяется деформация зубчатого зацепления хм и её первая производная, которые используются при решении системы уравнений и численными методами. Результатом решения являются текущие значения радиальных колебаний хг, х2 шестерен насоса вдоль межосевой линии.

Диагностическая модель шестеренного насоса позволяет учитывать следующие особенности его работы: 1) пульсационный характер подачи и пульсации давления рабочей жидкости в магистралях всасывания и нагнетания насоса; 2) монтажную погрешность сборки и изготовления шестерен; 3) увеличение динамической нагрузки, действующие на зубья шестерен вследствие работы зубчатого зацепления насоса при еа < 1; 4) увеличение крутящего момента, действующий на рессору, из-за возможного роста момента сил трения в паре трения «торцы зубьев шестерен — подпятник»; 5) возможные случаи неэффективной работы разгрузочных канавок.

Момент сил гидравлического сопротивления, действующий в зубчатом зацеплении шестерен насоса, обусловлен пульсирующей подачей 0Т и давлением рх в полости нагнетания шестеренного насоса:

= -х^уа,-, = (4)

здесь х — расстояние по линии зацепления от точки зацепления зубьев шестерен до полюса зацепления: — рь/2<х< ръ/ 2; рь — основной окружной шаг зубчатого зацепления насоса; к — коэффициент пропорциональности, характеризующий насос в зависимости от его конкретной геометрии и конструкции.

Ввиду ТОГО что подача 0„, давление рх, и как следствие, теоретический крутящий момент М :

Мкр =рх -К-(га2-г„2 -х2), (5)

необходимый для преодоления момента сил гидравлического сопротивления зависят от шага зацепления шестерен рь, их значения пульсируют с частотой перезацепления зубьев [у = 1 /Г = г П,/(2я) шестерен насоса: Мкр = /(Г.).

Монтажную погрешность расположения рабочих осей шестерен оценим по следующему выражению:

^ (т0 = 'I* + 'г* ««(ю + . 16) где — суммарный вектор монтажной по-

грешности расположения рабочей оси ¡'—ой шестерни в ]—ой опоре: — постоянный вектор, характеризующий погрешность расположения (установки) рабочих осей шестерен в подшипниковых опорах; — переменный вектор погрешности, зависящий от угла поворота (вращения) шестерни насоса; ук1> — фазовый угол ориентации вектора погрешности = — угловая скорость вращения шестерен насоса; ( — текущее время. Считается, что модули векторов и ^ . находятся в пределах поля допуска на изготовление подчинены г.'-роятностным законам распределения с параметрами, зависящими от технологического процесса, а фазы углового положения уугп подчинены закону равной вероятности.

Таблица 1

Основные дефекты шестеренных насисов (агрегаты 760Б40011 системы топливопитания авиационных двигателей АИ-'¿5 иАИ-25ТЛ

Дефект (причииа возникновения дефекта) Доля возврата от общего количества, %

• «Колебание давления топлива» (раскрытие контакта зубьев шестерен насоса ) 46,7

• «Не запуск двигателя» (износ подпятника) 18,3

• «Падение оборотов двигателя» (срез рессоры ведущей шестернн) 15

• «Наличие стружки в фильтре» (износ подпятников, зуб.,ев шестерен, опорных

цапф шестерен, подшипников и т.д.) 11.7

• Некачественная сборка насоса 8.3

Итого отказов, непосредственно связанных с эксплуатацией шестеренного насоса 100

¿\x2ni > Ьх2т

Сх2п, Ьх2п

Сх\п, Ьх\п

Рис. 1. Расчетная схема диагностической модели шестеренного насоса

Сочетание суммарных монтажных погрешностей tLij (соi) в условно "левой" и "правой" опорах шестерен формирует текущее положение рабочей оси /—ой шестерни, которые приводят к текущему углу перекоса шестерен:

5,(со •/) = |агс tg[iImi(co -О - tZnl((ü -t)]\/l ,(7)

где tlmj (cof) и fI(M (coi) — монтажные погрешности расположения рабочей оси /—ой шестерни в опоре (здесь индекс j = т — обозначает условно "левую" опору; j = п — условно "правую" опору); 1 — расстояние между опорами.

Кроме того, текущие значения монтажных погрешностей taj (coi) в опорах шестерен приводят к погрешности расположения рабочих осей шестерен на межосевой линии, которую можно представить на основании выражения (6) в виде:

= + . (8)

Тогда реальная величина межосевого расстояния aw после монтажа шестерен насоса может быть определена по следующему выражению:

2

Да(1 = iz (inf) = £ tu (ш?), aw = av0 + Aa^ , (9)

где aM, — расчетная величина межосевого расстояния шестерен насоса.

Проявление кинематической погрешности изготовления шестерен насоса можно рассматривать как некоторое изменение межосевого расстояния шестерен, которое можно оценить по следующему выражению:

Дякп = + F■ ).cos(щ, + v ) + I/J + р cos(z• шО] (Ю)

tga„,

Текущие значения радиальных колебаний xv х2 шестерен насоса вдоль межосевой линии необходимо учитывать при расчете текущих значений угла зацепления профиля aw зубьев шестерен и коэффициента перекрытия еа зубчатого зацепления насоса:

а„. = arccos[

■cosa„,0]i (П)

Е . :.г -гьг -(о..0 + До(1; + Докп + *, + x2)-sina„.

Рь

где рь=п-т-соза0 — окружной шаг зубьев шестерен (т — модуль зубчатого зацепления; а0 — угол профиля исходного контура).

Особенности работы шестеренного насоса учтем как составляющие уравнений и в следующем виде:

1. Упругие деформации зубчатого зацепления хи найдем из уравнения:

/» (* ») = МЛ + -х'кп) + са(ха -х'т) = 0, (13)

здесь лкп

*кп+лЛ -co&izat),

Eaäl

е„ <1

(14)

где Д/2 — амплитуда увеличения зубцовой составляющей кинематической погрешности при еа < 1 (считается известной).

2. Определение нормальных сил в полюсе зацепления и Р)2, действующие на зубья шестерен вдоль линии зацепления вследствие передачи крутящего момента М ¡.

е., < 1 ' "5>

F„. =

[М^Ю/Гь+АР.,,

где Д.Рш. — дополнительная динамическая нагрузка, действующая на шестерни насоса вследствие ударного входа зубьев в контакт друг с другом при еа< 1:

где Я1, — окружная сила, действующая на зубья шестерен на делительном диаметре: Ри = г,;

К1Ь — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зубчатом зацеплении согласно методики по ГОСТ21354-87:

KHV= 1 +

i>w-5H-g0v-yjawac-aM/u

F.

где 5„ — коэффициент, учитывающий жесткость зубьев и особенность работы зубьев при наличии их профильной модификации; V — окружная скорость на делительной окружности шестерен; аи —

= Fpi- cos(co t + ч>,р, )+/71 cos(z • coi)

= (Fpi+Fp2)-cos(öi'+Vo/)+yjfjt +f/2 C0S(2'wt)

Рис. 2. Расчетная схема зубчатого зацепления диагностической модели шестеренного насоса

межосевое расстояние шестерен насоса, мм; ас -коэффициент, учитывающий удельную жесткость зубьев рассматриваемого зубчатого зацепления заданного исходного контура по сравнению с таким же зацеплением с исходным контуром по ГОСТ 13755-81; ам - коэффициент, учитывающий приведенную массу ведущей шестерни; д0 -коэффициент, учитывающий влияние разности (погрешности) шагов основного шага для ведущей и ведомой шестерен:

ёо = №'/ры;-

Эффективную погрешность шага зацепления / (мм) можно определить по формуле:

/т- = Рьг-Ры* + /¿п (3Аесь, и Гпм -

фактические погрешности основного шага для ведущей и ведомой шестерен насоса при е5 < 1); либо

по формуле: /рьЕ = рьг - рЬ[ » + /Дг2 + А/г ,

где /№1 и fml — допуски основного шага для ведущей и ведомой шестерен насоса.

3. Определение динамической нагрузки действующей на зубья вследствие угловых колебаний шестерен насоса из-за их кинематической погрешности:

AF =

Е„ <1

(16)

где Дт1 — увеличение динамической нагрузки действующей на зубья вследствие угловых колебаний шестерен насоса из-за увеличения зубцовой составляющей кинематической погрешности шестерен насоса при еа< 1:

Аг\ = 2-г1 -а2 ■ Д/_ -сся^г-Ш)/^ 4. Определение дополнительной радиальной нагрузки № К1, действующую на шестерни вследствие гидравлического давления Ар [5] в межзубном пространстве (/,,ж — собственная частота колебаний рабочей жидкости в разгрузочных канавках насоса):

г

^ 1. Лж > /.

/„«/, (17)

е„ <1

5. Определение силы трения РТ|) [3] между трущимися поверхностями торцов зубьев шестерен и подпятником (торцевой зазор вт между трущимися поверхностями считается известным):

1рЛ,'

1 тр М>

еа>1, 5Дю0л<*т £а>1, 5ДЫ) г„ е„<1, бДшО-г,, е„ < 1, 6,(шГ) г0

(18)

Решение диагностической модели технического состояния шестеренного насоса производилось в среде математического пакета МАТЬАВ с расширением ЗнпиНпк. Для обработки и анализа решений использовался инструмент ЗРТоо1, входящий в состав математического пакета МАТЬАВ. Для интегрирования этой системы уравнений применялся встроенный в систему БшшИпк метод Дормана-Принса с переменным шагом.

Результатом решения диагностической модели являются текущие значения радиальных колебаний х2 шестерен насоса вдоль межосевой линии, а также их производные - текущие значения виброскорости и виброускорения.

Для выявления диагностических признаков появления дефектов, рассмотрены решения диагностической модели шестеренного насоса авиационных агрегатов 760Б и 4001 для следующих случаев:

- для исправного насоса в условиях паспортного режима эксплуатации (рис. 3);

- для насоса в условиях размыкания (рис. 4);

- для случая увеличения силы прения в паре «торцы зубьев шестерен — подпятник» вследствие монтажного перекоса шестерен (рис. 5);

- для случая увеличения гидравлического давления рабочей жидкости н межзубном пространстве вследствие поэффективней работе разгрузочных устройств фИС. 6).

Для большей наглядности и с целью выявления характерных диагь кшческих признаков технического состояния и." старенного насоса, эти случаи рассмотрены отдел:,но друг от друга.

На г ис. 3, 4, 5 и 6 приведены скриншоты расчетных спектрограмм виброускорения для рассмотренных расчетных вариантов соответственно,

На спектрограммах виброускорения для случаев нормальной работы шестеренного насоса (п = 5000 об/мин (83,3 Гц), р 1шх = 6 МПа), и, в условиях размыкания контакта зубьев шестерен (рис. 3 и 4), с гчетливо проявляются пики на оборотной и зубцо-вых частотах (кратные 667 Гц), отражающие характер вибродиагностического состояния насоса. Видно, что при работе насоса и условиях размыкания контакта зубьев шестерен, характерны повышенные амплитуды зубцовых гармоник по сравнению с «контрольным» (или, исправным) образцом насоса.

На рис. 5 приведена расчетная спектрограмма виброускорепия ведущей шестерни насоса при увеличении силы трения в паре «торцы зубьев шестерен — подпятник» вследствие монтажного перекоса шестерен. В этом случае, для спектрограммы виброускорения шестеренного насоса характерны наличие в спектре оборотных (и кратные ей) и зубцовых (и кратные ей) составляющих вибросигнала, а также повышенный уровень «шумовой» компоненты спектра в высокочаст отной области (около 4000 Гц).

На рис. 6 приведена спектрограмма виброускорения ведущей шестерни насоса при увеличении гидравлического давления рабочей жидкости в межзубном пространстве вследствие неэффективной работе разгрузочных устройств. В этом случае, для спектрограмм вибросостояния сборок шестеренных насосов характерны наличие в спектре повышенный уровень оборотных (и кратные ей) и зубцовых (и кратные ей) составляющих вибросигнала, которые отчетливо выделяются в высокочастотной области (около 4000 Гц).

Решения диагностической модели технического состояния шестеренного насоса, представленные на рис, 3-6, удовлетворительно совпадают с данными экспериментальных исследований, приведенных в работах Костюкова В Н. [6-7], что позволяет рекомендовать следующие диагностические признаки вибросостояния шестеренного насоса, которые представлены в таблице 2. Указанные признаки характеризуют условия возникновения основных дефектов насоса, которые возможно диагностировать на стадиях обкатки и приемо-сдаточных испытаний после сборки шестеренного насоса.

Полученные результаты могут быть рекомендованы для диагностирования шестеренных насосов без их разборки на стадиях обкатки и приемо-сдаточных испытаний на предприятиях-изготовителях шестеренных насосов.

*) БресИиш У|е»е1

№ ОрЬот Увкегс ^Мхт Нв1р,г

1-ГРГх

РБО

10

1&

ш,

о

и

к!к

11ш1к

л

[Ли

5Ш 10Ш 1500

;.2(ш,; : ; .2эм . зсот

Ргециепсу:

3500 4000 4500 5000

МаКег 1 ч'] 79.345703 Магк«2 к )ббгв418 (к 583,49609

-- у: 0.40427569 --у: .1,8569529 «Ьг 1.4526772

Рис. 3. Расчетная спектрограмма виброускорений колебаний ведущей шестерни агрегата 760Б в условиях паспортного режима: п = 5000 об/мин (83,3 Гц), р„и> = 60 кГ/см2 (6 МПа)

Ив л ОрЬог» Иакяк '

(«аИл х 1 # м

5изпаЫх2_5.

8192-Ьу-Ч геа! ЯЙОРОР;/«;

Рагатйек -. МеЦкк!

РРТ

N«¿1 8192

11пЬегй 1гат

.'ре^к

"3

25 20 15 10 5 0.

ВН I: к ЧЛЧ

1.. . и. ....Jb.li ^...—ИЬ .

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000

Ргечиепсу

у1|| и Ы 1.1 Д I»

-■РБО

—I ■

1шк

. Мвкв'.Т- *) 16БЬ2598 Маке) 2 3333 7402 (к 1667.4805

у: 0031266032 --у. 32.013833 <4с 91.988573

Рис. 4. Расчетная спектрограмма виброускорений колебаний ведущей шестерни агрегата 760Б в условиях размыкания контакта зубьев шестерен

Speclium Viewei

■it Options' -Makers ЩЫои'! Heip

¡Ай-

ч x 5 * >м <

±|{д

—- 1 ",u

Stgnatdx2

Bl92by-1 real Fs = tOOM

Parameters;.

MelhodfFFT

Nf«fai92

nhert horn

3

f-iSViiil

Akk-

A V! V?

РЭО

10

il

500 1000: ■■ 1500 2000 2500 3000

Frequency

3500. 4000 45СЮ 5000

■ Marker ! Л] 71345703 Marker 2 672.60742 сЬс 593,26172

у. 0.0043775:3 —. ^ у: 0.26841367 dy: 0.26433616

Рис. 5. Расчетная спектрограмма виброускорения для ведущей шестерни агрегата 760 при увеличении силы трения в паре «торцы зубьев шестерен - подпятник» вследствие монтажного перекоса шестерен

) Speclium Viewei

File Options'- ,M»kets Vjfndow Help

ЩЦ

- Swat. V— 8192-byl real Fs-1000Q

.Parameters -

Nllt 8132

Inherit lion

Method | FFT j*

"3

Atp- >

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000

Frequency

Marker 1 * ] 87.890625 Marker 2 672 60742 dx 584.7168

... у 1.9748838 --у 28910075 iff. 0.91612373

о

x <

s <

s

ot <

О

Q. X

О v

2 <

О

Рис 6 Расчетная спектрограмма виброускорения АЛЯ ведущей шестерни

' агрегата 760 при неэффективной работе разгрузочных канавок

Таблица 2

Диагностические признаки виброакустического состояния шестеренного насоса агрегата 760Б и 4001, характеризующие проявление основных дефектов насоса

Дефект Причина дефекта Диагностический признак

1. «Колебание давления топлива в двигателе» Величина коэффициента перекрытия зубчатого зацепления насоса < 1 Для спектрограмм вибросостояния сборок шестеренных насосов характерны повышенные амплитуды зубцовых гармоник о сравнению с «эталонным» (контрольным) образцом насоса

2. «Падение оборотов двигателя и его останов» и «Не запуск двигателя» Резкое увеличение момента сил трения в паре трения «торцы зубьев шестерен — подпятник» вследствие перекоса шестерен Для спектрограмм вибросостояния сборок шестеренных насосов характерны наличие в спектре оборотных (кратные 87 Гц) и зубцовых (кратные 664 Гц) составляющих вибросигнала, а также отчетливо выделяемая «шумовая» компонента спектра в высокочастотной области (около 4000 Гц).

3. «Наличие стружки в фильтре» Неэффективная работа разгрузочных канавок, предназначенных для сброса давления рабочей жидкости из замкнутого межзубного пространства Для спектрограмм вибросостояния сборок шестеренных насосов характерны наличие в спектре оборотных (кратные 87 Гц) и зубцовых (кратные 664 Гц) составляющих иибросигнала, которые отчетливо выделяются в высокочастотной области (около 4000 Гц).

Библиографический список

I. Штриплинг Л.О., Аистов И.П., Посивенко И.И. Опыт повышения ресурса шестеренных насосов на примере устранениядефекта «Колебание давления топлива». // Известия вузов. Машиностроение. - 2003. - № 12. — С. 15-19.

3. Аистов И.П., Смирнов В.Д., Штриплинг Л.О. Анализ причин возникновения дефекта «Падение оборотов двигателя» для шестеренных насосов авиационного назначения. // Известия вузов. Машиностроение. — 2004. — №11. — С. 25-28.

4. Аистов И.П. Оценка динамических нагрузок, действующих в зубчатом зацеплении шестеренного насоса авиационного назначения. // Известия вузов. Машиностроение. - 2005. - № 2. - С. 23-26.

5. Аистов И.П. Определение радиальных нагрузок на подшипниковые опоры шестеренных насосов. // Известия вузов. Машиностроение. - 2005. - № 3. — С. 35-39.

6. Костюков В.Н. Синтез инвариантных диагностических признаков и моделей состояния агрегатов для целей диагностики. // Омский научный вестник. — 2000. — №12, декабрь, С. 77 — 81.

7. Костюков В.Н. Обобщенная диагностическая модель виброакустического сигнала периодического действия // Омский научный вестник. — 1999. — №6, март, С. 37-41.

АИСТОВ Игорь Петрович, к.т.н., доцент кафедры «Промышленная экология и безопасность».

Дата поступления статьи в редакцию: 11.01.06 г. © Аистов И.П.

УДК (29.424.001.1 с М- ОВЧАРЕНКО

Омский государственный университет путей сообщения

з <

о

РАСЧЕТ ЦЕЛЕСООБРАЗНОГО ПЕРИОДА ДИАГНОСТИРОВАНИЯ

В статье рассматриваются вопросы организации диагностического процесса на основе анализа энтропийных свойств объекта. Надежностные характеристики составных элементов системы определяют динамику энтропии системы на интервале эксплуатации. Оценка удельных показателей эффективности получения информации позволяет принять решение о целесообразности проведения диагностических операций.

Тепловоз является сложной технической системой, состоящей из множества функционально взаимосвязанных систем и узлов. Задача перехода на ремонт с учетом или по фактическому состоянию может быть решена при условии своевременного получения информации о текущем состоянии тепловоза. Для этого в процесс ремонта и эксплуата-

ции тепловозов включают систему диагностирования, состоящую из комплекса методов, средств и правил проведения диагностических операций.

Применение переносных или стационарных средств диагностирования предполагает отвлечение тепловоза из эксплуатации, что снижает коэффициент его технического использования. Задача,