CC BY
33
Механика и машиностроение
УДК 658.58
ПОДБОР МОДАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ КОРПУСА ТУРБОКОМПРЕССОРА ДЛЯ ДИАГНОСТИКИ ПОДШИПНИКОВОГО УЗЛА
© 2011 Иванов Д.Ю., Важенин К.В.
ФБГОУ ВПО Южно-Уральский государственный университет (НИУ), г. Челябинск
Поступила в редакцию 10.11.2011
Турбокомпрессор (ТК) системы наддува автотракторного двигателя является сложным агрегатом, к которому предъявляется ряд различных требований, в том числе по вибрационному состоянию. Разработка методов безразборной диагностики подшипникового узла путем анализа вибросигнала является актуальной задачей.
В качестве объекта исследования выбран турбокомпрессор ТКР-7С, который используется в качестве агрегата наддува для автомобильного двигателя КамАЗ-740. Как показали исследования [1 - 3], проявления дефектов на корпусе ТК могут отличаться в зависимости от конкретной конструкции корпуса. Это обусловлено применением различных материалов корпусов ТК, а также их различной конфигурацией даже внутри одного типоразмера.
В настоящее время существуют два направления при определении технического состояния. Первое наиболее простое в реализации на объекте обусловлено эмпирическим подходом. Здесь помимо диагностического оборудования не требуется дополнительных затрат на разработку сложных моделей объекта диагностирования, но необходимо иметь опыт эксплуатации определенного типа оборудования для выявления информативных характеристик вибросигнала. В этом случае приходится выбирать информативные признаки исходя из опыта эксплуатации после установки системы диагностики на конкретном объекте. Т.е. система начинает эффективно работать не сразу, а по прошествии определенного, часто длительного, времени.
Второе направление связано с изучением объекта диагностирования, с построением моделей, описывающих его динамическое поведение и причины возникновения и распространения вибрации.
Математическая модель, как правило, описывает динамику объекта, но не всегда позволяет непосредственно определить зависимость величины информативных характеристик от параметра технического состояния. Поэтому для целей диагностики необходимо иметь диагностическую модель, которая работает не столько с вибросигналом, различными его представлениями и диагностическими признаками неисправностей, сколько с параметрами состояния машины, определяющими этот вибросигнал и позволяющими оценить степень развития дефекта и устанавливает, по возможности, прямую зависимость между информативными характеристиками и параметрами технического состояния.
Разработка такой системы является довольно сложной. Ее внедрение оправданно в двух основных случаях: во-первых, для уникального дорогостоящего оборудования с высокими требованиями по надёжности, там, где аварийные состояния являются недопустимыми; во-вторых, для систем, имеющих широкое распространение, в частности, и для турбокомпрессоров двигателей внутреннего сгорания.
Для построения адекватной математической модели подшипникового узла ТК необходимо правильно определить его модальные параметры, такие как модальная масса турбокомпрессора, его жесткости и собственные частоты в двух направлениях.
Собственная частота корпуса fox,oy в направлениях X, Y определяется при модальных испытаниях конструкции корпуса, закрепленной на двигателе. Жесткость определяется при ударном возмущении корпуса конечным импульсом Sq:
С()х,0у —
"3
S„
0х,0у ,
q(t)
sin
ini2rfox,Oy)t j
где
q (t) =
Приведенная масса корпуса m0x,0y оп-
ределяется по аналогии с модальной массой:
C
mac,oy =
0x,0y
$7Tf0
2 .
0x,0y _
Результат модальных испыта-
ний представлен на рис. 1.
Путем анализа спектров вибросигнала устанавливаем, что собственная частота корпуса лежит в пределах от 500 до 540 Гц.
Зная конечный импульс Sq, определяем жесткость корпуса в 2х направлениях.
Для расчета параметров колебаний (перемещение S, скорость V и ускорение а) среднего корпуса использовался пакет компьютерных программ «Жесткость» [4]. Результат расчета представляет собой теоретический вибросигнал во временной области (V(t), a(t)). По причине сложности формы временного сигнала его анализ сильно затруднен. Поэтому анализировался спектр сигнала, который является представлением параметра колебаний в частотной области (a(f)). Весь частотный диапазон можно разделить на две области: подшипниковая частота (400700 Гц) и рабочая частота вращения ротора (1.45-1,6 кГц). Преобразование временного сигнала в спектр проводилось средствами системы инженерных и научных расчетов «MATLAB».
1049
Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 13, №4(3), 2011
Полученный теоретический спектр сравнивался с экспериментальным, главным критерием сравнения было совпадение собственных частот в подшипниковой области. Модальные параметры, полученные расчетным путем на основании параметров объекта, не дали адекватного совпадения собственной частоты в интересующем нас диапазоне с экспериментальным откликом на ударное воздействие. Вследствие чего, потребовалась уточнение параметров модели.
Был проведен ряд расчетов с поочередным изменением одного из модальных параметров (жесткость, масса). По результатам расчетов были определены закономерности изменения собственной частоты в зависимости от изменения модальных параметров. На рис. 2, 3 представлены изменения собственной частоты в зависимости от изменения массы и жесткости при фиксированном втором параметре.
По результатам расчетов были выявлены закономерности изменения собственной частоты в горизонтальном направлении (см. уравнения на рис.2, 3).
Путем подбора были определены модальные параметры, при которых собственные частоты экспериментального и теоретического спектра совпадают. Таким образом, проведена верификация расчетной модели корпуса турбокомпрессора по одной из собственных частот, попадающих в интересующий нас диапазон при диагностировании подшипникового узла.
Далее можно перейти к построению диагностической модели подшипникового узла турбокомпрессора ТКР7С непосредственно на двигателе КамАз-740.
Для этого необходимо учесть дополнительные нагрузки на корпус турбокомпрессора. Под этими дополнительными видами нагрузок на турбокомпрессор понимаются внешние силы, действующие со стороны двигателя (от вращения коленчатого вала, от вращения ГРМ, от перекладки поршня и т.д.), то есть вибрация, сопровождающая работу ДВС. При этом наиболее существенное влияние на величину колебаний силового агрегата оказывают нагрузки, возникающие от коренных подшипников коленчатого вала, а также нагрузки от работы поршня. Величина возмущающей силы, возникающей от работы ГРМ незначительна, по сравнению с предыдущими двумя факторами. Поэтому при расчетах внешних сил, действующих со стороны двигателя, нагрузкой, возникающей от работы деталей ГРМ можно пренебречь.
Внешние нагрузки по оси Y были определены экспериментально, а по оси X при помощи пакета программ «Орбита».
Так как расчет проводится с учетом внешних нагрузок (сил, действующих на опоры со стороны двигателя). Для этого из полученных спектров (были определены следующие параметры: амплитуда виб-
росигнала, частота и фаза основных гармоник сил, действующих на коренные подшипники.
Поиск информативных характеристик осуществлялся сопоставлением спектров вибрации корпуса турбокомпрессора для эталонного технического состояния и состояния с измененными зазорами в подшипниковых узлах, дисбалансом ротора, а также сопоставление спектров вибрации корпуса без учета внешних нагрузок со спектрами, полученными при расчете, произведенном с учетом нагрузок.
При выполнении расчета моделировалась работа турбокомпрессора с различными дисбалансами шипа (0, 1, 3, 5, 7, 10 мкм), различными внутренними С2 (8, 14, 20, 36 мкм) и наружными С (20, 30, 60, 80 мкм) радиальными установочными зазорами на каждом из режимов работы двигателя, определяющихся частотой вращения ротора и величиной внешних нагрузок. Информативными режимами, т.е. режимами, на которых изменение структурных параметров отслеживается лучше всего, была принята частота вращения ротора турбокомпрессора: для режима максимальной мощности - 9500 рад/с, для режима максимального момента - 6600 рад/с.
Наибольшей информативностью обладают гармоники спектра виброускорений корпуса турбокомпрессора, полученные при изменении дисбаланса ротора по горизонтальной оси Y (рис. 4). Здесь наблюдается явное влияние величины дисбаланса шипа турбокомпрессора на величину амплитуды гармоники виброускорения корпуса, как на рабочей частоте вращения, так и на подшипниковой (с увеличением дисбаланса вала ротора амплитуда спектра возрастает). Поэтому амплитуду роторной гармоники можно считать диагностическим параметром, однозначно характеризующим в спектре виброускорений корпуса такой параметр технического состояния подшипников ТКР-7С, как дисбаланс ротора.
При изменении двух других диагностируемых параметров - внутреннего и наружного зазора - такой явной однозначности в спектрах не наблюдается. Следовательно, из спектров виброускорений корпуса невозможно выделить явного влияния зазоров на величину амплитуды спектра. Определить влияние наружного и внутреннего зазоров можно, оценив мощность спектра в полосе частот виброускорений корпуса в диапазоне проявления подшипниковой гармоники, так как здесь происходит явное изменение ширины основания информативного пика.
На рис. 5 представлены зависимости площади под спектром виброускорений корпуса от величины внутреннего и наружного зазора на режиме максимальной мощности. На рис. 6 представлена Зависимость амплитуды гармоники виброускорения на рабочей частоте вращения по оси Y от эксцентриситета центра масс ротора.
Полученные зависимости изменяются в пределах 7% при сочетании нескольких отклонений парамет-
1050
Механика и машиностроение
ров технического состояния. Таким образом, сово- ностической моделью. купность полученных зависимостей является диаг-
40
Cjy жм
го
ю
о
4
ас
Сь «км 40 20 0
I Ой. aciti допусти ькзооров .
1200
„Область г ОПуС1Н№К зазоров u
jotl ТОО Й» 1100 К1 :■« 1S0O
Рисунок 5 - Зависимость мощности спектра виброускорений в направлении оси Y (площади под спектром) от величины внутреннего зазора (С2) и наружного зазора (С 1)
и*
*н . 1
£ ш : 1г 1 1 /У 1
6i. мки Ц
------------- расчетная зависимость---------------- линия тренда
Рисунок 3 - Изменение собственной частоты корпуса Т£С в зависимости от модальной массы
Она позволяет при измерении параметра вибрации, а именно амплитуды, спектра, определить параметры технического состояния подшипникового узла: дисбаланса ротора, внутреннего и наружного зазоров. Некоторые диаграммы не являются однозначными. Это объясняется исследованием влияния величин зазоров меньших, чем допустимые, а это в свою очередь не может происходить в процессе эксплуатации данного вида трибосопряжений.
Рисунок 6 -Зависимость амплитуды гармоники на рабочей частоте вращения по оси Y от эксцентриситета центра масс ротора Е2
Данная ситуация подходит для приемочных испытаний, что может говорить об уни-версальности полученной диагностической модели.
Работа выполнена при поддержке Федеральной целевой программы «Научные и научно-педагогические кадры инновационной России» на 2009-2013 гг.», и Российского фонда фундаментальных исследований (проект 10-08-00424).
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Иванов Д.Ю. Учет колебаний силового аг-
регата при диагностировании подшипникового узла ротора малоразмерного турбокомпрессора ТКР-8,5С./Д.Ю. Иванов, М.К. Филимонов. // Вестник Самарского государственного аэрокосмического университета имени академика С. П. Королёва №3(19). - 2009. - Ч1 - С.389 - 394.
2. Иванов Д.Ю. Оценка вибраций корпусов
турбокомпрессоров с различными конструкциями подшипниковых узлов./Д.Ю. Иванов, А.С. Фишер, К.В. Важенин // Тракторы и сельхозмашины, №4, 2011г. -C. 39-41
1051
Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 13, №4(3), 2011
3. Слива О.К. Анализ вибраций корпуса турбокомпрессора ТКР-8,5С при его стендовых испытаниях. / О.К. Слива, Д.Ю. Иванов, П.А. Тараненко // Челябинск, Вестник ЮУрГУ, № 23(123), серия «Машиностроение», вып. 12, 2008. - С. 70-76.
4. Иванов Д.Ю. Комплекс программ анализа дина-
мики и гидромеханических характеристик под-
шипников скольжения с промежуточными элементами с учетом жесткости корпуса «Жесткость». / Д.Ю. Иванов, Е.А. Задорожная, А.С. Фишер и др // Свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ №2010612190.
ПОДБОР МОДАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ КОРПУСА ТУРБОКОМПРЕССОРА ДЛЯ ДИАГНОСТИКИ ПОДШИПНИКОВОГО УЗЛА
© 2011 Иванов Д.Ю., Важенин К.В.
ФБГОУ ВПО Южно-Уральский государственный университет (НИУ), г. Челябинск
1052
