Визначення працездатності буксових вузлів вагонів вібродіагностичними методами Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

РУХОМИЙ СКЛАД

УДК 629.4.06:621.822.614

Борзилов 1.Д., к т. н. (УкрДАЗТ) Равлюк В.Г., ст. викладач (УкрДАЗТ) Равлюк М.Г., тженер(УкрДАЗТ)

ВИЗНАЧЕННЯ ПРАЦЕЗДАТНОСТ1 БУКСОВИХ ВУЗЛ1В ВАГОН1В В1БРОД1АГНОСТИЧНИМИ МЕТОДАМИ

Вступ. Результати анаизу надшност роботи буксових вузлiв за кшька роюв показують, що значна частка виходiв 1х з ладу (вщ 40 до 50 %) вщбуваеться через руйнування пiдшипникiв кочення.

В експлуатаци буксовi вузли сприймають осьовi й радiальнi навантаження, знакозмiннi динамiчнi й ударнi впливи, вiбрацiйнi навантаження, працюють в несприятливих киматичних умовах, що постшно змiнюються. У в^х випадках цi вузли повиннi збер^ати сво! експлуатацiйнi параметри й властивост вiдповiдно до вимог нормативно-техшчно! документаци, забезпечуючи високу надiйнiсть й працездатнють. Цим вимогам сприятиме визначення працездатност буксових вузлiв вiбродiагностичними методами в умовах планового ремонту вагошв.

Анал1з останнш до^джень i публЫацш. Як правило, розвиток несправностей тдшипникових вузлiв та зубчастих передач супроводжуеться наростанням рiвню шуму, вiбрацil, тдвищенню температури [1]. Однак цi ознаки свщчать про наявнiсть вже досить розвинених несправностей i не дозволяють виявляти несправност^ що зароджуються, тобто носять ощнюючий, констатуючий характер.

Методи й засоби вiбродiагностування пiдшипникiв локомотивiв та вагонiв описано в працях Р11ЗТ, Х11Т, Таш11Т, ВНД1ЗТ та ш. [2, 3]. В той же час, дослщжень, що спрямоваш на створення моделей працездатностi буксових вузлiв вагонiв з використанням методiв вiбродiагностики, , проводиться надто мало.

За юнуючою технологiею контролю стан тдшипниюв буксового вузла оцiнюеться по непрямих параметрах: наявност металево! стружки в

мастилц змт температури корпусу букси; змт вiбраци в штатних точках у дiапазонi роторних частот.

Для виршення завдання виявлення працездатност пiдшипникiв, в данiй роботi розглядаються методи вiбращйноl дiагностики, якi оперують деякими характеристиками вiбрацiйних процесу, що супроводжують роботу буксового вузла.

Постановка проблеми. Пiд час роботи шдшипники буксових вузлiв генерують так зваш «шдшипниковЬ» вiбраци в досить широкому дiапазонi частот. Ц вiбрацil обумовленi наступними причинами:

- перекосами кшець, недотриманням допускiв i т.д., що виникають при монтажi буксових вузлiв ;

- - забрудненням мастила, збшьшенням радiального зазору й т. д. при експлуатаци буксового вузла ;

- наявнютю в тдшипниках декiлькох елементiв, що виконують складний рух з рiзними кутовими швидкостями.

Зазначенi причини приводять до складного характеру руху центру ос пiд впливом сил взаемоди контактуючих деталей.

Створюванi пiдшипниками кочення порушення ставляться до розряду кшематичних, коли вихiдними параметрами стають взаемш перемiщення зовнiшнього й внутрiшнього кшець тдшипниюв. При розвитку несправностей, вiбрацiйнi характеристики кiнематичних порушень змiнюються, що й дозволяе виявляти несправност тдшипниюв по змiнi вiбрацil.

Вiдомо багато методiв вiбродiагностики, що використовують рiзнi iнформативнi характеристики вiбрацiйних сигналiв для виявлення рiзних несправностей пiдшипникiв.

Створення методiв вiбродiагностики потребуе побудову фiзичноl моделi, тобто опису зв'язкiв динамiчних, кiнематичних i iнших параметрiв шдшипника з його технiчним станом. Даш будуеться дiагностична модель, яка дозволяе описати щ параметрiв за допомогою певних характеристик вiбрацiйних процесiв ^агностичних ознак).

Викладення основного матерiалу. При побудовi дiагностичноl моделi використовують детермшютсью та ймовiрнiснi пiдходи.

Типовий приклад застосування детермшютського пiдходу наведений у робот [4], де кожнiй несправност вiдповiдае коливання iз частотою, кратнш частотi обертання осi, а коефщенти кратностi розраховуються виходячи з кшематичних сшввщношень перемiщення окремих елементiв шдшипника, що мають дану несправшсть (таблиця 1).

Тaблиця 1 - 4acTOra «тдшипникових» вiбрaцiй

Чaстотa Причиш

œ рiзнa товщиш i перекiс внyтрiшнього кiльця

2œ овaльнiсть внyтрiшнього кiльця

Kœ (K=3,4,5...) некрyглiсть дорiжки кочення внутршнього кiльця

œc=K1œ неврiвновaженiсть сепaрaторa

Zœc перюдичш змiнa твердостi при груповому обертaннi тiл кочення.

K1œZ дефекти нa дорiжкaх зовнiшнього кiльця

K2œZ дефекти нa дорiжкaх кочення внyтрiшнього кiльця

K1œZ грaннiсть n-го порядку тiл кочення

K2œZn хвилястiсть n-го порядку дорiжки кочення внyтрiшнього кшьця

œmZn хвилястiсть n-го порядку дорiжки кочення зовшшнього кiльця

Aмплiтyди коливaнь m зaзнaчених в тaблицi 1 4acTOTax

хaрaктеризyють стyпiнь розвитку вiдповiдним цим коливaнням неспрaвностей.

У роботi [5] окремi неспрaвностi пiдшипникiв кочення не

розглядaються i дiaгностичнa модель являе собою зв'язок мiж стaном

шдшипнига й деякою стaтистичною хaрaктеристикою «фaктором Kyртозисa» (ФК), який визнaчaеться з вирaзy

J ( ö — ö)4 D( ö) dx

ÔÊ =^-, (1)

5

де ö - aмплiтyдa сигнaлy з дaтчикa вiбрaцiï;

ö - середне зшчення сигнaлy;

D( ö) - ймовiрнiсть появи величини;

5 - середньоквaдрaтичне вiдхилення для середнього нульового ^raany.

ФК розрaховyеться по сигнaлy вiброприскорення в п'яти смyгaх чaстот: 2,5-5 кГц, 5-10 кГц, 10-20 кГц, 20-40 кГц, 40-80 кГц. Якщо шдшипник спрaвний, знaчення ФК зaлишaеться приблизно постiйним (бiля трьох) i не зaлежить вiд чaстотного дiaпaзонy вимiрy. Якщо ж y

якому-небудь дiапазонi частот значення ФК ютотно вщмшно вiд трьох (бiльше або менше), то здшснюються додатковi вимiри в цих дiапазонах для виявлення конкретних дефектiв. ФК дуже чутливий до ступеня пошкодження тдшипника й не залежить вщ типу вузлiв, де вони встановлет. Для вимiру ФК фiрмою «Environment Equipment LTD» розроблений спещальний прилад. Можлива також комп'ютерна реалiзацiя даного методу.

Один i3 методiв дiагностування технiчного стану пiдшипникiв кочення [3, 4] за допомогою вимiру параметра «Spike Energy» (енерпя сплескiв - SE).

Цей параметр складаеться iз двох частин:

SE = q1 + q2, (2)

де q1 - енергiя детермiнованих частотних складових у дiапазонi 5 -10 кГц, [4];

q2 - енерпя зггкнень ^мпуль^в) тiл кочення з дорiжками кочення в дiапазонi частот 30-50 кГц.

Для подшу станiв пiдшипникiв залежно вiд ступеня 1хнього пошкодження iснують таблицi значень параметра SE для конкретних тишв устаткування.

Розглянут вище методи досить добре працюють, коли е можливють установки датчиюв вiбрацil безпосередньо на корпус тдшипника та коли при вимiрi в однш точцi дiагностуеться тшьки один пiдшипник, у всiх шших випадках застосування цих методiв проблематично.

Особливостями конструкци буксових вузлiв, що входять до складу ходових частин ваготв, е обмеження застосування розглянутих вище методiв тим, що неможливо встановити датчики вiбрацil безпосередньо на самий тдшипник, датчики встановлюються на корпуси букси, у результат чого виникають перекручування сигналiв вiд тдшипниюв через безлiч резонансiв i переходiв «зазор-натяг». Крiм того, пiдшипники розташоваш близько один бiля одного, i це не дозволяе роздiлити сигнали пiдшипникiв.

Основою методологи, викладено! в данш роботi, е облiк фактичного радiального зазору в пiдшипнику кочення, як параметра, що визначае його працездатнють, реальну довговiчнiсть i фактичний термш служби.

У довiдковiй лiтературi по пiдшипниках кочення приводиться докладна методика розрахунку допустимого радiального зазору. Аналiз рiзних факторiв, що впливають на його величину показуе, що рiзнi сполучення допускiв на посадку тдшипника в корпус, на вюь, допуски на

перекю кшець, допуски на температурш розширення й пружнi деформацп можуть привести до вiдхилень величини встановленого зазору вщ розрахункового вже на еташ виконання монтажу буксового вузла.

Розглянемо рух центра ваги шийки ос в пiдшипнику з позитивним радiальним зазором. Траекторда руху центра ваги шийки осi можна представити у виглядi звернено! синусо!ди:

У = А

sm-

пх

х

(3)

с,,

де х = —-2

(

1 - — ^ р —

л

-а

- шлях, який проходять тiла кочення

(ролики); Х =

1

- вщстань мiж тшами кочення (роликами);

- кругова частота обертання ос колюно! пари; — - дiаметр тiла кочення; Бо - середнiй дiаметр тдшипника; г - час;

1 - юлькють тiл кочення; р - кут контакту.

Пщставляючи х i к в (3), одержимо

У = д

Sin

с

(

1 - — cos р

Л

1

або

У = А

sm-

ссг

У 2

(4)

(5)

де А - розмах коливань iз частотою (юзаз) перекочування осi через тiла кочення;

( — ^ 1--^ ^ р 1,

I -о ]

с-

сас 2

(6)

Розмах коливання ос на частой iз врахуванням тддатливост тiл i дорiжок кочення (див. рисунок 1) визначаеться як

2

2

Д = а -{8-8;),

(7)

де а - величина прос1дання ос1 м1ж двома сус1дн1ми т1лами кочення при абсолютно твердих кшьцях 1 тшах кочення;

8i - величина зближення кшець у напрямку навантаження, коли вюь перебувае на одному, трьох, п'яти й т.д. тшах кочення, ¡=1,3,5...;

8; - величина зближення кшець у напрямку навантаження, коли вюь

перебувае на двох, чотирьох, шести й т.д. тшах кочення, ]=2,4,6...

а =

2

9

008

V 2

(8)

1

е

а) - просщання ос м1ж тшами кочення при абсолютно твердих тшах 1 дор1жках кочення; б) - зближення кшець при положенш ос на одному, трьох, п'яти й т.д. тшах кочення; в) - зближення кшець 1з появою ос на двох, чотирьох, шести й т.д. тшах кочення; а1ц - допустима величина, на яку вюь повинна стиснути тша кочення №2 - ^-1), щоб вступити в контакт 1з тшами кочення №1- S.

Рисунок 1 - Розрахунков1 схеми взаемоди кшець тдшипниюв

кочення

Таким чином, рух шийки ос в тдшипнику кочення визначаеться величиною радiального зазору в пiдшипнику (е) i частотою перекочування шийки осi через тша кочення (сас).

При цьому виникае перюдична сила, що обурюе, СУ, яка передаеться на корпус букси та збуджуе коливання iз частотами, кратними частой перекочування шийки ос через тiла кочення

СУ = Х Ск C0s к

к=1

с

(

Л

1 cos р

V -о У

1

(9)

2

2

де к=1,2,3..., п - номер гармошки;

Ск - амплггуда гармонiки.

Коливання iз частотами кссас, що е показником встановленого радiального зазору в тдшипнику, сприймаються вiбродатчиком, що встановлюеться на корпус букси i вiдповiдае прийнятiй фiзичнiй моделi, з необхiдною дiагностичною шформащею про технiчний стан пiдшипника кочення.

З теори пружностi

5 = Л- (10)

де ^ - контактна твердють вузла кiльця-тiла кочення (для роликових шдшипниюв ¥д = 0,178 ■ 1061д, г = 1);

Q - радiальне навантаження на шдшипник.

Радiальне навантаження визначаеться за формулою

Q = Q» + Qq, (11)

де Qд - статичне радiальне навантаження, визначаеться з умови розподшу маси шийок осей по буксових вузлах; Qq = Бсо2 - динамiчне навантаження;

— - максимально-допустимий залишковий баланс ос; со - кутова швидкiсть обертання ос.

Q

дай. а .

Q2 +\ Он.

дай I 1

(12)

2

де QÍИ - осьове навантаження на шдшипник.

Величини зближення кшець \ просщання ос визначалися за наступними формулами. У положенш ос на одному тш кочення

81 = Р = Q, (13)

У положенш ос на двох тшах кочення

Р = р = р =

1 1,2 1 1 1 2

Q

2 00Б

9

(14)

2

У положенш ос на трьох тшах кочення

83=Л,

3 \У

(15)

Значення Р2 знаходимо 1з системи р1внянь

Q = Р2 + 2Р13 0089

Р

1,3

У

де

+ а

008 9

1,3

р = р = р =

11,3 11 1 3

Q

(

1

2 0089 \ ■

(16)

-1

V 008 9 у

а1,3 „

У положенш ос на чотирьох точках кочення

83=,

3 \У

(17)

Значення Р2=Р3=Р2,3 знаходять 1з системи р1внянь

Q = 2Р23 008 9 + 2р 4 008 9

^ 2,3 2 1,4 2

Р

1,4

У

Р

008

39

+ а14 = г

2,3

У

008

9

де

Р = Р = Р = -

1 1,4 1 1 1 4

Q

а1,4 = 2

39

2 008

-1

39

(18)

008

V 2

2

1

е

2

2

Граничш величини радiального зазору при переходi осi з положення одного-двох тш кочення в положення двох-трьох, трьох-чотирьох, чотирьох-п'яти тiл кочення визначеш за умов

е1 ^ а13 = ;

е ^ аи = 52;

ез ^ а15 = 53;

е ^ а1,в = 5 4;

вщповщно.

Результати розрахунку наведет на рисунку 2., з яких можна помгтити:

- при е<е01 коливання ос iз частотою тфд буде усе бiльше визначатися величиною самого зазору, а не шддатливютю вузла «кшьця тiла кочення»;

- при о>е>е01 рiвень вiброшвидкостi коливання iз частотою не перевищуе заданих величин для двох тдшипниюв буксового вузла;

- з огляду на те, що допустимий радiальний зазор у пiдшипнику не повинен бути як збшьшеним, так i зменшеним, можна з умови мтмуму коливального навантаження на дорiжки й тша кочення прийняти за номшальну величину допустимого радiального зазору значення ен=е0{.

Рисунок 2 - Залежност а, 5, 5,, Л i V вiд величини допустимого радiального зазору (е, е01, е02, е03), при А = 0 для шдшипниюв кочення

Висновок. При одному i тому ж радiальному навантаженнi на пiдшипник його стан i ресурс багато в чому визначаються iнтенсивнiстю роторних коливань при перекочуванш шийки осi колюно! пари через тша кочення тдшипниюв, якi описуються величиною узагальненого дiагностичного параметра. При цьому величина допустимого радiального

зазору в тдшипнику вже Ï3 самого початку експлуатаци визначае його фактичний експлуатацiйний ресурс, що дае можливiсть визначати працездатностi буксових вузлiв вiдразу пiсля монтажу на вагоноремонтному пiдприемствi й установлювати ïx гарантiйний ресурс по стану тдшипниюв кочення.

Список лтератури

1. Равлюк В. Г. Напрям дослщжень з в1брод1агностування xодовоï частини рухомого складу // Зб. наук. праць. - Харюв: НТУ «ХП1», 2008. - Вип. 46' 2008 -С. 112-117.

2. Погребняк А. В. Совершенствование методики диагностирования подшипников тепловозных турбокомпрессоров по вибрационным характеристикам: Дис. канд. техн. наук: 05.22.07 - Днепропетровск, 1990 - 164 с.

3. Тартаковский Э. Д., Игуменцев Е. А., Погребняк А. В. Вибродиагностика подшипников скольжения турбокомпрессоров с помощью кепстра // Сб. научных трудов. ХИИТ - Харьков, 1990. - 15 с. - Деп. ЦНИИТЭИ МПС, № 5266.

4. Диментберг Ф. М., Колесников К. С. Вибрации в технике. Справочник. М.: Машиностроение, 1980, т. 3, 544 с.

5. Lagerschaden - fruherkennung mit der Kurtoses-Metode, Nojak, «Elektronik», 1981, №17, р. 55-58.

УДК 621.436:631.37

Грицук 1.В., к.т.н, доцент (Дон1ЗТ)

МАТЕМАТИЧНЕ МОДЕЛЮВАННЯ В ДОСЛ1ДЖЕННЯХ СИСТЕМ АВТОМАТИЧНОГО РЕГУЛЮВАННЯ АВТОТРАКТОРНИХ ДИЗЕЛ1В ПРИ ÏX КОНВЕРТАЦП В СТАЦ1ОНАРН1 ЕЛЕКТРОСТАНЦП

Вступ. На бшьшосп стацюнарних електростанцш, що використовуються в промисловосп i транспорт!, в якосп основних джерел енерги застосовують автотракторш поршнев! двигуни внутршнього згоряння (ДВЗ), що були попередньо конвертоваш в стацюнарш [1]. Вони займають провщне мюце в баланс! споживання пального нафтового походження, тому все гостршою й актуальшшою стае проблема економного витрачання пального нафтового походження. Пщвищення