CC BY
29
№ 12
2007
621.891 (093)
К ОЦЕНКЕ РЕСУРСА УЗЛОВ ТРЕНИЯ ПРИВОДНЫХ СИСТЕМ
Д-р техн. наук, проф. С. И. МАЛАФЕЕВ, канд. техн. наук. доц. А. И. КОПЕЙКИН
Рассматривается колебательный метод оценки ресурса узлов трения приводных систем. Метод основан на использовании электромеханической колебательной системы с управляемой «электрической пружиной» и позволяет определять ресурс опорных элементов, например, подшипников, механической части приводной системы по измеренным параметрам электрических и механических колебаний
The oscillatory method of an estimation of a friction units resource of the drive systems is considered. The method is based on use of electromechanical oscillatory system with controlled bv «an electric spring» and allows to define a resource of basic elements, for example, bearings, a mechanical part of the drive systems on the measured parameters of electric and mechanical fluctuations.
Важнейшими узлами приводных систем являются опоры электродвигательного и механического передаточных устройств. Трение в опорах снижает к.п.д., вызывает нагрев элементов изделия, изменение свойств материалов, смазки, геометрических размеров деталей, нарушает равномерность движения, а в отдельных случаях вызывает низкочастотные колебания. В результате снижается срок службы приводных систем. Поэтому в процессе эксплуатации особое значение имеет оценка и прогнозирования ресурса приводных систем.
Предлагается новый метод оценки ресурса приводных узлов трения, в частности подшипниковых узлов, основанный на измерении моментов сил трения в режиме колебаний.
Практическая реализация метода основана на применении колебательной электромеханической системы (КЭМС) с управляемой электрической пружиной [ 1 ]. Математическое описание этих систем для режима вынужденных установившихся колебаний, а также их возможности для идентификации характеристик и показателей электроприводов изложены в [2]. Параметры колебательного движения определяются величиной и частотой сигнала задающего генератора и значением постоянного тока в обмотке статора, подключаемой к источнику постоянного тока — регулятору жесткости электрической пружины.
В качестве информативных параметров для расчета момента сил трения используются управляющее напряжение UA с частотой / и ток IА усилителя мощности, ток 1В регулятора жесткости, угол поворота 9 и угловая скорость вращения сом ротора, а также углы сдвига фаз между этими переменными. С помощью описанной установки снимаются экспериментальные осциллограммы UA, 1А , 0 , сом в вынужденном режиме ее работы при различных угловых частотах сом и амплитудах 6М качания ротора. Обработка зависимостей производится через интервал времени Д/, зависящий от частоты колебаний.
Момент синхронного двигателя определяется по формуле
Мс = МА cos (со/ + <рл) - М:[ sin (cor + Ф.4), (1)
где МА = {/<п - •/со2)9м — амплитуда основной составляющей момента синхронного двигателя; M¡{ =/с:)а)0М —добавочная составляющая момента сил трения; ср., — фаза
№12
2007
механических динамических переменных; со — угловая частота питающего напряжения; 3 — момент инерции; кп —коэффициент позиционной нагрузки; к} —эквивалентный диссипативный коэффициент.
В (1) амплитуда 9Ы колебаний ротора двигателя определяется экспериментально либо по амплитудной частотной характеристике привода на основе решения уравнения
теля; М} —электромагнитный момент синхронного двигателя; /? = ——-коэффициент демпфирования.
В соответствии с изложенной методикой были рассчитаны характеристики трения подшипниковых узлов синхронного двигателя И6615 с постоянными магнитами при различных значениях динамических переменных. Пример экспериментальной характеристики динамического трения представлен на рис. 1. Отрицательные значения сом и Мс следует понимать как изменения направление вращения и, соответственно, силы трения.
Поскольку механизм трения сопряжен с необратимыми потерями энергии и, соответственно, температурой, которая является одним из важных факторов [3—5], влияющих на трение, износ и как, следствие, на долговечность конкретного объекта, воспользуемся гипотезой линейного исчерпания ресурса, интерпретируемой зависимостью
где Т и Ти — сроки службы фактический и нормального подшипника, работающего при номинальной температуре узла трения; 9П и 0ПН — соответственно действительный и номинальный перегревы.
Действительное значение перегрева 0П замерялось термопарой, вмонтированной во внешнее кольцо подшипника № 27 с наружным диаметром 22 мм и посадочным для внутреннего кольца — 7 мм (сепаратор бронзовый, 7 шариков). Фактический срок службы определялся в соответствии с ГОСТом 18855-94 «Динамическая расчетная грузоподъемность и расчетный ресурс (долговечность)» по формуле
где Сг, Рг — соответственно базовая динамическая расчетная радиальная грузоподъемность и эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, рассчитываемые по методике, изложенной в выше указанном ГОСТе. Для создания нагрузок на подшипник эксперименты проводились при различных частотах и амплитудах колебаний ротора синхронного двигателя И6615, а статическая нагрузка изменялась величиной тари-ровочных грузов ленточного тормоза. Обработка данных по измерению указанных выше механических и электрических переменных проводилась в программной среде МАТЬАВ. На основе полученных результатов расчета нагрузок, моментов сил трения
а0а4 + + а{а* + с^а - М~ = 0 ,
(2)
к,
№12
2007
построен график ресурсной кривой для этого двигателя (рис. 1). Таке же исследования были проведены на других двигателях двигателях этой серии. При этом были получены аналогичные результаты.
Температура перегрева 9и аппроксимирована зависимостью
где а - 0,2; Ь ~ 0,83; х =-; АР — текущее значение мощности потерь; АРи — мощ-
ДР
и
ность потерь при номинальной нагрузке.
Текущее значение мощности потерь АР рассчитывается по экспериментальным характеристикам в соответствии с уравнением
где Мх. (со) — характеристика узла трения, определяемая по замеренным динамическим переменным КЭМС в соответствующем режиме.
Применение колебательного метода идентификации позволяет оценивать ресурс узлов трения на всех этапах жизненного цикла изделий и может служить основой оперативной диагностики машин и механизмов.
9и = а + Ьх2,
АР
Мс *
-90 -60 -30 0
-0,01
•0,02
-0,03
Рис. I. Характеристики трения подшипников двигателя И6615: у = 15 В; / =100 мА; / - 0 4 А" Э = 78°;
/ = 9,2В Гц *
№ 12 2007
Рис. 2. Ресурсная зависимость подшипниковых узлов
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Копе и к и н А. И., Малафеев С. И. Управляемые электромеханические колебательные системы, — Владимир: «Посад», 2001. — 128 с.
2. К о п е й к и н А. И. Экспериментальное определение параметра демпфирования электрического привода // Извести вузов. Машиностроение, — 2007. — № 5. — С. 63 — 66.
3. Ш а м б е р о в В. Н. Влияние сухого трения на возникновение автоколебаний в машинах / Акустическая трибология большого города. Конверсионные вопросы. — Труды ЦНИИ им. А.Н. Крылова. — Вып. 15 (229). — СПб., 2003. — С. 126—139.
4. Корнд о р ф С. Н., С к о в п ень В. Н. Исследование распределения термоэлектрического потенциала по кольцу подшипника / Тезисы докл. II Всероссийской НТК. — Ч. I, Нижний Новгород. — НГТУ, 1997, — С. 50.
5. Триботехнические процессы в полимерах и композиционных материалах на их основе / А. П. Краснов, О.В, Афоничева, В. А. Мить и др. / Труды Междунар. конф. «Трибология и надежность». — СПб.: изд-во Петербургского Государственного университета путей сообщения, 2006. ■— С. 76—89.
