CC BY
35
Евразийский Союз Ученых (ЕСУ) # 6 (15), 2015 | ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
71
а) б
Рисунок 6. а) Профили осевой скорости: б) Профили окружной скорости.
Литература
1. Бэтчелор Дж. Введение в динамику жидкости. - Москва: Мир, 1973.
2. Высотина В.Г.//Журнал «Математическое моделирование», 2001, том 13, №10, с.103-119.
3. Годунов С.К. и др// ЖВМ и МФ, 1961, т.1., № 3, с.1020-1050.
4. Гупта А., Лилли Д., Сайред Н. Закрученные потоки. - Москва: Мир, 1987.
5. Дорфман Л.А. Численные методы в газодинамике турбомашин. - Л.: Энергия, 1974.
6. Grabowski W.J., Berger S.AJ. Fluid Mech., vol.76, part 3, pp. 525-544.
7. Faler J.H., Leibovich S. //J. Fluid Mech., 1978, vol.86, part 2, pp.313-335.
8. Shigeo Uchida, Yoshiaki Nakamura, Masataka Ohsawa.// Trans.Jap.Soc.Aeronaut. and Space Sci., 1985, 27, №78, pp.206-216.
9. Turgut Sarpkaya.// J. Fluid Mech., 1971, vol.45, part 3, pp. 545-559.
СПОСОБ ПРОГНОЗИРОВАНИЯ РЕСУРСА КОРАБЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ И МЕХАНИЗМОВ ПО ДАННЫМ ОБ ИХ ВИБРОАКТИВНОСТИ
Новиков Владимир Витальевич, Гончар Артур Бореславович,
Абдулаев Александр Альбертович,
Черноморское высшее военно-морское училище имени П.С. Нахимова, г. Севастополь
АННОТАЦИЯ
Рассмотрен способ прогнозирования ресурса подшипников качения машин и механизмов с вращающимися узлами в зависимости от их фактических виброакустических характеристик.
ABSTRACT
Considered a method of the forecasting resource of rolling bearings of machinery with rotating nodes based on their actual vibroacoustic characteristics.
Ключевые слова: подшипники качения, коэффициент виброперегрузки, ресурс, прогнозирование.
Keywords: the rolling bearings, the coefficient of vibropress, resource, prediction.
Прогнозирование технического состояния (ТС) -предсказание состояния, в котором объект окажется в некоторый будущий период времени [3], что позволяет заранее определить реальный срок службы, способствуя организации обслуживания по фактическому состоянию.
Наиболее эффективными методами диагностирования и прогнозирования состояния машин и механизмов с вращающимися роторами, являются виброакустические методы. Большинство из них предполагает наличия норм вибрации диагностируемых объектов. Но до настоящего времени в этом вопросе единая методология отсутствует [2].
Практика виброконтроля и диагностирования машин и механизмов показала, что между ТС и характеристиками вибрации и существует прямая связь, так было установлено, что в 90% случаев событию отказа предшествовало повышение уровня вибрации [8]. В свою очередь показатели вибрации работающих корабельных технических средств (КТС) с вращающимися узлами зависят от ряда факторов: качества проектирования и технологии сборки, установки оборудования, режимов эксплуатации.
Эксплуатационные показатели роторных машин и механизмов во многом определяются параметрами состояния подшипникового узла, который, в большинстве случаев, может ограничивать их ресурс.
Таким образом, задачу прогнозирования ресурса КТС с вращающимися роторами можно свести к задаче прогнозирования ресурса подшипникового узла, исследуемого объекта.
Подшипники качения корабельного оборудования и механизмов при работе воспринимают суммарную нагрузку от веса ротора и центробежной силы инерции, которая всегда присутствует, так как идеально отбалансировать ротор невозможно (зазор в подшипниках всегда есть).
В инженерной практике введено понятие вибрационной перегрузки [1]:
Кп = Аю/g, (1)
где Аю - амплитуда виброускоренияускорения, м/с2; g - ускорение свободного падения, м/с2.
72
Евразийский Союз Ученых (ЕСУ) # 6 (15), 2015 | ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
Главная особенность динамики подшипника - знакопеременные нагрузки.
При возникновении в подшипниках статических и динамических перегрузок возможны разрушения колец и тел качения.
Исходя из этого, большое значение имеет величина номинальной долговечности - срок службы партии подшипников, в которой не менее 90% одинаковых подшипников, при одной и той же нагрузке и частоте вращения должны отработать без появления признаков усталости металла на рабочих поверхностях [7].
Номинальная долговечность подшипников определяется по эмпирической зависимости [5], полученной на основании анализа кривых усталости партии однотипных подшипников:
Кроме того эквивалентная динамическая нагрузка может быть рассчитана из следующего выражения:
P = Pp + F4, Н (5)
где Pp - вес ротора, Н;
F4 - центробежная сила инерции ротора механизма, Н.
Согласно второму закону Ньютона сила F4 равняется:
Fц = тр • а, Н (6)
где тр - масса ротора механизма, кг; а = Аю- виброускорение ротора механизма, м/с2.
В конечном виде эквивалентная динамическая нагрузка определяется по следующей формуле:
Ln = (C/ P)p,
(2) P = mp • g + mp • AM = mp- g(1 + Kn), Н (7)
где С - грузоподъемность, Н;
Р - эквивалентная динамическая нагрузка, Н; p - показатель степени (для шариковых подшипников р = 3, для роликовых подшипников р = 3,3).
В часах номинальная долговечность вычисляется по следующей формуле [5]:
Lh = (106 / 60 n) Ln = (106 / 60 n) (C/ Р)р,ч (3)
где n - частота вращения вала, об/мин.
Величина грузоподъемности рассчитывается при проектировании подшипника, определяется на экспериментальной партии подшипников и заносится в каталог по подшипникам.
Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по эмпирической формуле [5]:
Р = (V X Fr + Y Fa ) КБ КТ, Н (4)
где Fr, Fa - радиальная и осевая реакции опор, Н;
V - коэффициент вращения вектора нагрузки (V = 1, если вращается внутреннее кольцо, V = 1,2, если вращается наружное кольцо);
X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипников, определяются по справочнику;
КБ - коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамических условий работы (КБ = 1 для нормальных условий, КБ = 1,8 для сложных условий эксплуатации); КТ - коэффициент температурного режима (до 100 оС КТ = 1).
Обозначим отношение C/P (значение приводится в справочной литературе в зависимости от значения долговечности подшипника и номинальной частоты вращения) через коэффициент т, тогда формула для расчета коэффициента виброперегрузки будет выглядеть следующим образом:
K
прасч
с
---------1
т • mp • g
(8)
Таким образом, зная тип подшипников, используемых в исследуемом объекте, номинальную частоту вращения и массу ротора механизма, формулярное значение его ресурса, с помощью справочной литературы [7] можно определить динамическую грузоподъемность для данного типа подшипников С и отношение C/P.
После чего, подставляя полученные данные в уравнение (8), получаем расчетную величину коэффициента виброперегрузки Кпрасч в зависимости от величины базо-
вого расчетного ресурса подшипника.
Для ряда электронасосных агрегатов типа НЦВ (насос центробежный вертикального исполнения, с номинальной частотой вращения 3000 об/мин., массой ротора и рабочего колеса 16 кг, в опорах установлены радиальные подшипники качения), используемых в водоотливной и водяной противопожарной системах надводных кораблей и судов обеспечения, с базовым расчетным ресурсом Lh, не менее 16000 тыс. часов [4], зависимость расчетного коэффициента виброперегрузки Кпрасч от Lh представлена на графике (рисунок 1).
Расчет ный коэффициент виброперегрузкии
Рисунок 1. Зависимость базового расчетного ресурса подшипника качения Lh от расчетного значения коэффициента
виброперегрузки Кп электронасоса типа НЦВ.
Евразийский Союз Ученых (ЕСУ) # 6 (15), 2015 | ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
73
Для оценки фактической величины ресурса в зависимости от экспериментально полученных значений коэффициента виброперегрузки подшипниковых узлов ряда электронасосов типа НЦВ можно воспользоваться следующей методикой [6].
Экспериментально доказано, что основным видом технического обслуживания подшипниковых узлов является замена смазки по ТС (примерно 75-90% всех работ) [2].
Таким образом, условия эксплуатации являются определяющими факторами надежной, долговечной и без-
где а1 - коэффициент надежности (для значения надежности 90%, а1 = 1);
а2 - коэффициент конструкции подшипника (изменяется при изготовлении подшипников по особой технологии или/и с применением специальных материалов, устанавливается заводом изготовителем, по умолчанию а2 = 1); а3 - коэффициент условий работы (используется для характеристики степени смазки подшипника, определяется в зависимости от параметра «Lub», реализованного в анализаторе «Leonova Infinity» шведской компанией «SPM», число «Lub» принимает значение в относительных единицах от 6 до 0, рекомендуемое значение коэффициента, для нормальных условий а3 = 0,95 [9]).
Из выражения (9) видно, что коэффициент виброперегрузки Кп выступает в роли функции технического
отказной работы подшипника, и в решении задачи прогнозирования ресурса следует принимать во внимание степень и качество смазки тел качения [2].
Исходя из вышесказанного, в зависимость полученную в работе [6] необходимо ввести поправочные коэффициенты а1, а2, а3. Учитывая, что базовый расчетный ресурс подшипников качения центробежных насосов НЦВ составляет Lh не менее 16000 тыс. часов зависимость с учетом измеренного значения Кп и выражений (3) и (7) можно представить в виде:
(9)
состояния подшипников качения (машин и механизмов) и не может быть постоянным в процессе эксплуатации КТС.
Суть данного способа прогнозирования ресурса подшипников качения, заключается в том, что, измеряя общий уровень виброускорения подшипникового щита, характеризующего техническое состояние подшипников качения, повышается эффективность прогнозирования в результате перевода общего уровня виброускорения в коэффициент виброперегрузки.
Для практического определения фактического ресурса подшипников качения по результатам измерения их уровней виброускорения удобно использовать зависимость, представленную на рисунке 2.
(106\ /
^акт — а1 • а2 • а3 • Lh — а1 • а2 • а3 I I • (
У Vm • g • (1 + KJ
C
Рисунок 2. Зависимость фактического ресурса подшипника качения L факт от измеренного значения коэффициента
виброперегрузки Кп электронасоса типа НЦВ.
При наличии данных про периодичность измерений Kn, применяя метод наименьших квадратов с помощью прикладного пакета программ MATLAB можно получить зависимость Kn(t), описывающую изменение Kn во времени:
>> у = [0.55, 1, 1.5, 2, 2.5, 3, 3.5, 4]; t = [1.5, 2.9, 4.17, 5.84, 7.3, 8.81, 10.2, 11.68];
>> p = polyfit(y, t, 3) p = -0.0232 0.1508 2.6832 0.0041
>> y2 = 0:0.1:5; t2 = polyval(p,y2);
>> plot(y, t, 'o', y2, t2); grid on >> [p,S] = polyfit(y, t, 3)
S =
R: [4x4 double] df: 4
normr: 0.1674
74
Евразийский Союз Ученых (ЕСУ) # 6 (15), 2015 | ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
Зависимость Kn(t) имеет вид полинома третьего порядка:
Kn(t) = -0, 0232t3 + 0,1508t2 + 2,6832t + 0,0041, (10)
Зависимость коэффициента виброперегрузки от времени проведения замеров представлена в виде графика на рисунке 3, аппроксимированного полиномом 3-го порядка (10).
Рисунок 3. Зависимость коэффициента виброперегрузки от времени проведения замеров на исследуемом объекте
Значение среднеквадратического отклонения вектора r = S.normr = 0,167 дает основание утверждать, что модель достаточно адекватно отражает результаты наблюдения.
В дальнейшем, перспективным видится рассмотрение процесса изменения коэффициента виброперегрузки Кп во время эксплуатации КТС как случайного процесса, с целью уточнения предложенного способа прогнозирования ресурса подшипников качения.
Список литературы
1. Абдулаев А.А. Методика расчета эксплуатационной долговечности ПК судовых машин и механизмов // Дальневосточный НТ по судовой радиоэлектронике. Владивосток. 1989. С. 12 - 19.
2. Александров А.А., Барков А.В., Баркова Н.А., Ша-франский В.А. Вибрация и вибродиагностика судового электрооборудования -Л: Судостроение, 1986.
3. ГОСТ 27.002-89 Надежность в технике. Основные понятия. Термины и определения.
4. ГОСТ Р 54806-2011. Насосы центробежные. Технические требования. Класс 1.
5. ГОСТ 18855-94, ИСО 281-89 Подшипники качения. Динамическая расчетная грузоподъемность и расчетный ресурс (долговечность).
6. Данилин Н.Н., Абдулаев А.А., Воробьев Ю.М., Свиридов В.И. Предельные уровни вибраций, остаточный ресурс корабельных машин и механизмов //Сборник научных трудов СНУЯЭиП- 2012 - С.20-28.
7. Подшипники качения. Справочник-каталог под редакцией Коросташевского Р.В. и др. - М.: Машиностроение, 1984. - 280с.
8. Попков В.И., Мышинский Э.Л., Попков О.И. Виброакустическая диагностика в судостроении. -Л.: Судостроение, 1989. - 192 с.
9. Ямалиев В.У., Гареев Р.Р. Оптимизация системы диагностирования динамического оборудования на установках комплексной подготовки газа // Газовая промышленность - 2012 - №12. - С. 91-93.
АНАЛИЗ РИСКОВ ПОВРЕЖДЕНИЯ ПОДВОДНОГО ПЛАНИРУЮЩЕГО ЗОНДА ПРИ ВСПЛЫТИИ И МЕТОДЫ ИХ ПРЕДОТВРАЩЕНИЯ
Куликовский Константин Лонгинович
докт. техн наук, профессор кафедры информационно-измерительной техники, Самарский государственный
технический университет, г. Самара Долгов Федор Николаевич, Матвеев Олег Вадимович
аспиранты кафедры информационно-измерительной техники, Самарский государственный технический
университет, г. Самара
АННОТАЦИЯ
Проанализированы возможные риски при всплытии подводного планирующего зонда. Проведена классификация данных рисков. Предложены методы предотвращения данных рисков.
ABSTRACT
Possible risks at emersion of the underwater planning probe are analysed. Classification of these risks is carried out. Methods of prevention of these risks are offered.
