автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.19, диссертация на тему:Динамическое моделирование и виброакустическое диагностирование высокоточных роторов

ИЖЕВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

На правах рукописи

НИКИТИН Юрий Рафаилович

УДК 621.941.23—229.08

ДИНАМИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ И ВИБРОАКУСТИЧЕСКОЕ ДИАГНОСТИРОВАНИЕ ВЫСОКОТОЧНЫХ РОТОРОВ

Специальности: 05.02.19 — «Экспериментальная механика машин»; 01.02.06 — «Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры»

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Ижевск 1994

Работа выполнена в Ижевском государственном техническом университете

Научный руководитель: заслуженный деятель науки и техники РФ, доктор технических наук, профессор И. В. Абрамов, Ижевский государственный технический университет

Официальные оппоненты: заслуженный деятель науки и техники РФ, доктор технических наук, профессор Э. Л. Айрапетов, Институт машиноведения им. акад. А. А. Благонравова РАН; канд. техн. наук, ассистент Э. Г. Крылов, Ижевский государственный технический университет

Ведущая организация: Государственный завод «ИЖМАШ»

у

Защита состоится «. 994 г. в ПС часов

на заседании диссертационного совета К 064.35.01 по присуждению ученой степени кандидата технических наук в ИжГТУ по адресу: 426059, г. Ижевск, ул. Студенческая, 7.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ИжГТУ.

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные гербовой печатью, просим направлять по указанному адресу на имя ученого секретаря диссертационного совета К 064.35.01.

Автореферат разослан « 27 » /£«-с///0 __1994 г.

Ученый секретарь

диссертационного совета к. т. п., доцент

Ю. В. Пузанов

ОБШАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Задача повышения точности роторных систем и снижения их вибраций всегда была актуальной, особенно для турбогенераторов, гироскопов, шпиндельных узлов прецизионных станков. Для контроля качества их изготовления необходимо обеспечить высокую культуру операций приемо-сдаточных испытаний на базе методов вибродиагностики.

Методы виброакустического контроля машин стали играть существенную роль в промышленности и науке. Это можно объяснить рядом причин. Например, большая информативность вибрационного сигнала; возможность автоматизации процесса обработки сигнала и принятия решения о состоянии механизма; появление цифровой аппаратуры с высокой разрешающей способностью; развитие теории идентификации и распознавания; развитие экспериментальных методов анализа колебаний.

Поскольку повышаются требования к точности, жесткости, виброактивности прецизионных роторных систем, то необходимо исследовать роль различных факторов, влияющих на эти параметры. В результате исследований, проведенных в диссертационной работе, выявлено, что на эти параметры большое влияние оказывают нагрузочно-скоростные режимы, качество изготовления и сборки роторной системы (наличие дисбаланса, перекос колец подшипника). Сказанным определяется актуальность вьлолненной работы по обеспечению требуемого контроля качества высокоточных роторных систем.

Цель работы и задачи исследования. Целью работы является разработка методологии управления динамическими характеристиками высокоточного ротора на основе виброакустических методов диагностирования.

Для достижения"указанной цели в работе поставлены и решены следующие задачи:

1. Разработка динамической модели высокоточного ротора, построенной на базе модифицированного метода начальных параметров. ,

2. Выявление влияния нагрузочно-скоростных режимов, погрешностей изготовления и монтажа роторной системы на ее динамические характеристики.

3. Разработка рекомендаций по усовершенствованию приемо-

г

сдаточных испытаний шпиндельного узла токарных станков методами вибродиагностики.

Методы исследования. Решение поставленных задач базировалось на теории колебаний упругих систем, акустической динамики машин и механизмов, спектрально-временных преобразований сигналов.

Решение задач динамического моделирования проведено численным методом начальных параметров в матричной форме с использованием ПЭВМ. Разработан план проведения экспериментальных исследований. Измерения и обработка вибрационных характеристик выполнены с применением узкополосного анализатора модели 2034 фирмы "Брюль и Кьер".

Научная новизна. Основные научные результаты работы сводятся к следующему : ' •

1. Разработана динамическая модель роторной системы, позволяющая учесть наличие дисбаланса и изменение жесткости опор, вызванное дефектами изготовления и сборки.

2. Модифицирован метод начальных параметров путем введения итерационного процесса уточнения значений параметров на границах участков роторной системы, что позволило повысить точность расчетов динамических характеристик. о

3. Установлены закономерности влияния дефектов изготовления и сборки, нагрузочно-скоростных режимов на вибрационныэ характеристики высокоточных роторов.

4. Получена формула для коррекции частоты собственных колебаний при изменении жесткости опор, что дает возможность дальнейшего развития методов контроля прецизионных роторов на основе спектрального анализа вибрационных сигналов.

5. Получены экспериментальные зависимости влияния радиальной и осевой нагрузок, дисбаланса, перекоса колец подшипника на спектр вибрационного сигнала роторной системы, подтверждавшие. теоретические предположения.

6. Для высокоточных роторных систем разработана методика нахождения наиболее информативных частот спектра, на которых целесообразно проводить анализ спектральных характеристик, разработаны рекомендации по усовершенствование приемо-сдаточных испытаний шпиндельного узла токарных станков.

Практическая ценность. Разработанная динамическая модель ¡хлорной системы дает возможность не только оценивать влияние

жесткости опор и дисбаланса ротора на динамические характеристики системы, но и обеспечивать рациональные величины точностных параметров изготовления и сборки, а также нагрузочно-скоростных режимов при приемо-сдаточных испытаниях роторных систем. . •

Получена формула для расчета изменения частот собственных колебаний ротора в зависимости от изменения жесткости опор в процессе работы системы. Получены эмпирические зависимости изменения угла контакта между шариками и кольцом подшипника от радиальной нагрузки при разных осевых усилиях и углах перекоса колец подшипника.

Реализация результатов работы. Результаты работы внедрены на станкозаводе Государственного завода "ИЖМЛШ" г. Ижевска и используются при проведении приемо-сдаточных испытаний шпиндельного узла токарных станков.

Апробация работы. Основные положения и результаты работы докладывались и обсуждались на Республиканской научно-практической конференции "Молодда ученье - науке и народному хозяйству" Сг.Ижевск. 1989 г.). И Всесоюзной акустической конференции Сг.Москва. 1991 г. 3. Международном семинаре по динамическому и прочностному анализу систем приводов (г.БрНо, 1993 г.). конференциях профессорско-преподавательского состава ИМИ "Ученые 'Ижевского механического института - производству" Сг.Ижевск. 1990-1994 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 11 печатных работ, в том числе авторское свидетельство на изобретение.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, 4 глав, общих выводов, списка литературы и приложений. Объем работы 75 страниц машинописного текста, 33 иллюстрации, 6 таблиц. Приложения содержат таблицы и спектрограммы экспериментальных данных, акт. отражающий внедрение в промыл-ленное производство на станкозаводе Государственного завода "И1МЛШ" результатов диссертационной работы, программы расчетов по методу начальных параметров..

Основные положения, вьиосимые на защиту :

1. Динамическая модель роторной системы, позволявшая учесть наличие дисбаланса и изменение жесткости опор, вызванные дефектами' изготовления и сборки.

2, Модификация метода начальных Параметров для построения

динамической модели роторной системы с целью повышения точности расчетов динамических характеристик.

3. Зависимость изменения частоты собственных колебаний роторной системы от изменении жесткости опор и формула для коррекции частоты собственных колебаний при изменении жесткости опор.

4. Результаты экспериментального исследования влияния на динамические характеристики шпиндельного узла токарных станков радиальной и осевой нагрузок, дисбаланса, перекоса колец подшипников.

5. Рекомендации по усовершенствовании приемо-сдаточных испытаний шпиндельного узла токарных станков методами вибродиагностики.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Введение содержит обоснование актуальности теш. формулировку цели и задач работа

: 1. ТЕХНИЧЕСКАЯ ДИАГНОСТИКА ШПИНДЕЛЬНЫХ УЗЛОВ ТОКАРНЫХ СТАНКОВ

Вопросам спектрального анализа виброакустических сигналов различных систем, как у нас в стране, так и за рубежом, уделяется большое внимание. Такой широкий интерес к методам и средствам спектрального анализа виброакустических сигналов объясняется прежде всего тем. что на их базе возможно надежное выявление дефектов роторных систем без нарушения работоспособности и непосредственно в условиях производства.

Большой вклад в развитие теории виброакустики машин внесли В.А.Авакян. Э.Л.Айрапетов, И.И.Артоболевский, К.С.Бабаян. Ф.Я.Балицкий. Ю.И.Бобровницкий. М.Д.Генкин. С.А.Добрынин. В.А. Кудинов. Б.В. Павлов, В.А.Пономарев. А.Г.Соколова и др. ученые.

Анализ экспертных оценок, проведенный на станкозаводе ГЗ "ИЗМАЮ", показал, что по степени влияния на качество обработки детали среди узлов токарных станков шпиндельньй узел (КГ/) занимает первое место. Точность станка во многом определяется качеством ШУ. Важнейшими параметрами ШУ являются его жесткость 11 виброзктивность. Выявлено, что на эти параметры большое влияние оказывают нагрузочно-скоростные режимы, качество иэготов-

ления и сборки ШУ (наличие дисбаланса, перекос колец подшипника). Вследствие сказанного актуальна задача обеспечения требуемого контроля качества шпиндельного узла в станках.

Выполнен анализ методов виброакустического диагностирования и диагностических моделей. Дано обоснование выбора динамической модели ротора в области низкочастотных колебаний как балки на упругих опорах.

Проведен анализ влияния конструктивных параметров, дефектов. погрешностей изготовления и монтажа на качество шпиндельного узла. Выявлено, что наибольшее влияние на качество шпиндельного узла оказывает величина натяга подшипников, перекос колец подшипников, овальность посадочных отверстий под подшипники. Сказанное приводит к постановке перечисленных задач исследований.

2. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК РОТОРНЫХ СИСТЕМ

Динамическая модель роторной системы построена в виде дифференциальных уравнений, представленных в матричной форме. Использован метод начальных параметров. Дэнньй метод заключается в том. что роторная система разбивается на ряд участков с постоянной изгибной жесткостью. Для каждого участка вычисляется амплитуда прогиба у. угол поворота сечений р. изгибавший момент М и поперечная сила 0. Участка связаны между собой переходным матрицами. Переходные матрицы содержат информацию о частоте, жесткости, массе участка, несбалансированной массе, расстоянии несбалансированной массы до центра тяжести участка.

Дифференциальное уравнение колебаний (1) имеет решение (2). 4

-о.-' (!)

а х4 а

где EJ - жесткость стержня на изгиб; у - поперечное перемещение Спрогиб) стержня; х - координата вдоль оси стержня; ш -масса единицы длины стержня; I - время.

у(х)=у(0)-А(*Н<0)-г-В(хьШ^ ОД^О&^Цх). (2)

Е1 Е]

где уСО). *С0). МСО), 0С0) - амплитуды прогиба, угла поворота, изгибающего момента и поперечной силы в начальном сечении; I -длина участка стержня; АСх). ВСх). ССх). БСх) - функции

А. Н. Крылова.

Путем дифференцирования выражения (2) найдены угол поворота сечений фСх), изгибающий момент МСх) и поперечная сила ОСх).

ф) ■ ¿=у(0) • А*Е)(хЬ9(0)-<- ^х^йШ^ВСхЬ^лГ'цх), (3)

Е1

а

и Б) Е1

Зависимости (2.3.4,3) представлены в матричном виде (6)

У(х) = Т-У(0).

где У(х)

У(») И*)*«

ШИ? а

ОШ^ Е)

У(С)

у(0) »«>)•<

Е1

АШ-Г1 ЕЛ

(8)

(7)

АС хЭ ВСх) ССХ) БСх)

А4«ОСх) АСх) ВСх) ССх)

А4,С(х) АСх) ВСх)

А4,ВСх) А4«ССх) А4-0Сх) АСх)

(8)

где А*=т-иг-<*/(Е1); и - круговая частота собственных колебаний; го - масса единицы длины стержня; Т - переходная матрица, преобразующая параметры в сечении с абсциссой х=0 в параметры сечения с абсциссой з(.

При наличии дисбаланса массой тг на расстоянии г от оси вращения на роторную систему действует сила (3=тгт-иг. Амплитуда прогиба при этом

-¡7 (9)

Смонтированные на роторе детали представлены в виде сосредоточенных грузов, расположенных на границах участков, име-

ших массу и и момент инерции фи колебаниях в этом сечении действуют сосредоточенная сипа » и момент в.

Над опорами перерезывающая сила изменяется скачком на величину реакции опоры.

• . <10>

где Сг - радиальная жесткость опоры; у - перемещение.

Этот скачок сил при переходе через опору был учтен умножением на матрицу опоры V, в которой определяющей является величина.жесткости Сг.

В динамической модели роторной системы сосредоточенный груз и опора представляются соответственно матрицами и и V (11).

и

10 0 0 1 о

О -в 1

о о о

0 0 1

10 о 0 1 о

0 О 1

-с О О 1

(И)

где V = цч^-ё'/И. в *с = С^уЮ.

Жесткость опор нелинейно зависит от большого количества факторов. На жесткость опор влияют зазоры и натяги в подшипниках. шероховатость сопрягаемых поверхностей, осевые, радиальные нагрузки, дефекты изготовления и сборки: овальность посадочных отверстий под подшипники, овальность посадочных шеек ротора, погрешности монтажа, вызывавшие, например, перекос колец подшипника. Таким образом, жесткость опор является интегральны* и переменным параметром, оказывающим существенное влияние на качество изготовления и сборки роторной системы.

Для определения жесткости опор качения была использована методика, разработанная в Институте машиноведения им. акад. А. А. Благонравова РАН.

Реально приходится рассчитывать параметры роторных систем, имеющих сложную форму и различные динамические возмущения. Для расчета таких роторных систем классический метод непригоден или может использоваться для предварительной оценки результатов расчета.

Для численного моделирования динамических параметров был выбран экспериментальны» вариант роторной системы, позволявший воспроизвести сложность формы ротора, его дисбаланс, перекос

я

колец подшипника и другие погрешности изготовления и монтажа. Для этой роторной системы получено матричное уравнение

«2)

«о. .в « Т1в-Т1а-Уа-Т„.Т1Э-и8;Т1г.Ти'Т1в-Т,-Т,-Т7х

*игт»*т«»'у1,т4-тэ-та-т1 <13>

Из матричного уравнения (12) были выделены два однородных линейных уравнения относительно двух неизвестных параметров. Затем, приравняв определитель системы двух выделенных уравнений нуле получили частотное уравнение, решив которое нашли частоты собственных колебаний роторной системы.

Как показали расчеты, применение метода начальных параметров в динамических моделях реальных высокоточных роторов дает существенные погрешности. Для уменьшения погрешностей была предложена модификация метода начальных параметров. Эта модификация заключается в том. что после нахождения параметров на конце участка уточняются по определенному алгоритму значения параметров в предыдущем сечении. Такой итерационньй процесс продолжается до тех пор. пока не будет получена заданная точность:

Таким образом, модификация метода начальных параметров позволила повысить точность расчета динамических характеристик роторной системы и полученная динамическая модель позволила пррвести исследования влияния жесткости опор и дисбаланса на частоты собственных колебаний роторной системы и тем самш рассчитать теоретический спектр.

Установлено, что реальный спектр отличается от теоретически рассчитанного вследствие влияния нагрузочно-скоростных факторов и параметров состояния роторной системы, зависящих от качества изготовления и сборки.

Установлено, что существенную роль на виброактивность роторной системы оказывает нагрузка. При определенной величине раднальной нагрузки достигается минимальная амплитуда вибраций.

Таким образом, в результате теоретического исследования построена динамическая модель роторной системы на базе метода начальных параметров, учитывающая наличие дисбаланса, изменение жесткости опор, вызванное дефектами изготовления и сборки; модифицирован метод начальных параметров с целью повшения

точности расчетов динамических характеристик; получена зависимость частоты собственных колебаний ротора от дефектов изготовления и сборки.

3. ЭКСТЕРИМЕНГАЛЬШЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРОАКТИВНОСТИ РОТОРНОЙ СИСТЕМЫ

Экспериментальные исследования были проведены в Институте машиноведения им. акад. А.А.Благонравова РАН на стенде с использованием узкополосного спектроанализатора модели 2034 фирмы " Брюль и Кьер ".

Для решения поставленных задач экспериментальных исследований виброактивности роторной системы выбраны варьируемые факторы (осевая нагрузка Ра, радиальная нагрузка Рг, величина дисбаланса тг. угол перекоса колец подшипника у). методы и средства экспериментальных исследований.

Установлено, что в условиях эксперимента при значениях осевой нагрузки, равной 5.7 кН. и радиальной нагрузки, равной 15.8 кН. происходит стабилизация параметров состояния роторной системы.

Чтобы избавиться от погрешности изменения частоты вращения ротора рассчитывалось отношение частот вынужденных колебаний к частоте вращения ротора.

Установлено, что при наличии дисбаланса с увеличением радиальной нагрузки происходит уменьшение амплитуды вибраций на частоте вращения ротора, причем в вертикальной плоскости значительно существеннее. Например, уменьшение амплитуды вибраций на частоте вращения ротора 1,40 дБ/кН в вертикальной плоскости и 0.33 дБ/кН в горизонтальной плоскости при увеличении радиальной нагрузки Рг от 1 до Ш кН. При отсутствии дисбаланса амплитуда вибраций на частоте вращения ротора увеличивается в горизонтальной плоскости при увеличении радиальной нагрузки Рг Например, увеличение амплитуды вибраций 1,08 дБ/тсН при увеличении радиальной нагрузки Рг от 1 до 16 кН.

Получены экспериментальные зависимости влияния угла перекоса колец подшипника на спектр вибраций. Установлено, что перекос колец подшипника приводит к смешении частот й мсоко-частотную область спектра на 1-2 Гц и к увеличению амплитуд вибраций от 1 до 10 дБ на частоте мелькания шариков, модулированной на частоте вратения сепаратора. Илпример. на частого

* о

Гн - 'сеп (46.3-48.7 Гц). Гн+ Гсеп(бО.0-б1.9 Гц). 5Г (82.583.8 Гц). (103.8-103 Гц), 21н (107.5-108.1 Гц), (158 3-157.5 Гц). 195.0-197.5 Гц.

Диаграмма частот вибраций роторной системы при углах переноса колец подшипников 0, 0.5 и 1.0* изображена на рис. 1, где кривая 1 - частота мелькания шариков по внутреннему кольцу подшипника 2 - частота мелькания шариков по наружному кольцу подшипника, модулированная частотой вращения сепаратора 'н+ *сеп; 3 - частота мелькания шариков по наружному кольцу подшипника "4 - частота мелькания шариков по наружному кольцу подшипника, модулированная частотой вращения сепаратора Гн- (сеп; 5 - частота вращения шариков подшипника (щ; 6 - частота вращения ротора (р-. 7 - частота вращения сепаратора подшипника Гсеп; 8 - частота собственных колебаний.

Как показали проведенные теоретическое и экспериментальное исследования наиболее информативными диагностическими признаками являются; значение частоты собственных колебаний, амплитуды и частоты fн. {в. модулированные на частоте ¡сеп-

Выявленные изменения спектра (частоты и амплитуды) показывают, что для высокоточных роторов эти изменения обусловлены погрешностями изготовления и монтажа в г.-«делах назначенных допусков. При назначении норм виброактивности, используя приме: ;нную динамическую модель, целесообразно производить их сопоставление с расчетными значениями.

Динамическая модель с рассчитанными динамическими характеристиками роторных систем создает основу для управления качеством их изготовления.

4. АПРОБАЦИЯ РЕЗУЛЬТАТОВ ИССЛЕДОВАНИЙ .

В ПРОМЫШЛЕННОСТИ .

Была построена динамическая модель шпиндельного узла токарного станка ИТ 42 и разработаны рекомендации по усовершенствованию контроля шпиндельных узлов токарных станков, которы? позволяют определять наличие дисбаланса шпинделя и перекос колец подшипника. Результаты работы внедрены в про-мшленное производство на станкозаводе ГЗ "ИЖМАШ".

Для диагностирования проводится узкополосный спектральньй анализ на частоте собственных колебаний и на частоте мелькания шариков по наружному кольцу I . . ' , . ' . .

2 4 6 <9 П-ЮОО°%ин

Рис. 1. Диаграмма частот вибраций роторной системы • - у=0; * - у =0,3°; О - у=1л

Рекомендуемая методика усовершенствованного контроля шпиндельных узлов токарных станков состоит из следующих операций.

1. Регистрируется спектр виброакустического сигнала при радиальной нагрузке РГ1= 1.2 кН-

2. Определяется по спектру частота собственных колебаний «С1. Частота собственных колебаний ь>с1 находится вблизи теоретической частоты собственных колебаний ыст.

3. Вычисляется реальная жесткость подшипника Ср1по формуле

ы8

С в С *-..,СЕ, .

иР> т а •

ст

где Ст - теоретическая (расчетная) жесткость подшипника; «с1. «ст - измеренная и теоретическая частоты собственных колебаний.

4. Определяется по спектру частота мелькания шариков по наружному кольцу ГН1.

3. Вычисляется угол контакта между шариками й наружны* кольцом

р

где - частота вращения ротора; г -''количество шариков; я?!эметр шарика; диаметр окружности центров шариков.

6. Регистрируется спектр виброакустического сигнала при радиальной нагрузке Р2.4 кН.

7. Выполняются пункты 2-5.

8. Вычисляется ДРГ» РГ2- Рп.

9. Вычисляется А0 «= Р2- Эг

10. Оценивается угол перекоса колец подшипника у.

Если АЭ АРг>0. то у-0. Если -0.62<АД'АРГ<0. то 0<у<0.5. Если А^АРг<-0.62, то у>1.0.

Величина дисбаланса оценивается по отношению амплитуд вибраций на частоте вращения ротора.

На рис. 2 показана зависимость угла контакта 0 от величины осевой нагрузки Ра На рис. 3 приведены зависимости частот вшукденных колебаний от угла контакта р.

Полученные в результате обработки экспериментальных данных значения угла контакта 3 хорошо согласуются с теоретическими значениями. Погрешность обусловлена точностью измерения

Рис. 2. Зависимость угла контакта 0 от величины осевой нагрузки Ра

-Н

/

\

•

ж.

ь

/сеп

%

о 1 о го зо

Рис. 3. Зависимость частот вынужденных колебаний от угла контакта р.

частоты Д( = 0,23 Гц.

Таким образом, использование предложенной методики позволило получить следующие параметры состояния шпинделя: угол контакта шариков с наружны* кольцом подшипника 0; угол перекоса колец подшипника г; жесткость подшипников Сг; зазор-натяг в подшипниках; дисбаланс шпинделя.

Усовершенствованный метод контроля шпиндельных узлов токарных станков целесообразно проводить в процессе их производства и на этапе приемо-сдаточных испытаний.

ОБШИЕ ВЬЕОДЫ

Анализ теоретических и экспериментальных исследований позволяет сделать следующие выводы.

1. Шпиндельный узел токарных станков оказывает большое влияние на качество обработки деталей. Важнейшими параметрами шпиндельного узла являются его жесткость и виброактивность. Выявлено, что на эти параметры большое влияние оказывают наг-рузочно-скоростные режимы, качество изготовления и сборки шпиндельного узла (дисбаланс, перекос колец подшипника).

2. Разработана динамическая модель роторной системы на базе метода начальных параметров, учитыв~шая наличие дисбаланса, изменение жесткости опор, вызванные дефектами изготовления и сборки. Предложена и апробирована модификация метода ш. ильных параметров для построения динамической модели роторной системы, позволяющая повысить точности расчетов динамических характеристик высокоточных роторов.

3. Установлена зависимость частоты собственных колебаний роторной системы от изменения жесткости опор, что дает возможность производить коррекцию частоты собственных колебаний для конкретных условий работы.

4. Установлено, что существенную роль на виброактивность роторной системы оказывают нагрузочно-скоростные факторы, а также параметры состояния, зависящие от качества изготовления и сборки. Установлено, что при определенных значениях осевой нагрузки происходит стабилизация вибрационных параметров состояния [»торной системы.

3. Получены экспериментальные зависимости влияния угла перекоса колец нодшипникд на спектр вибраций. Установлено, что перс-кос колец подшипника приводит к смешению частот в высоко-

частотную область спектра на 1-2 Гц и к увеличении амплитуд вибраций от 1 до 10 дБ на частоте мелькания шариков,* модулированной частотой вращения сепаратора.

6. Получены экспериментальные зависимости влияния дисбаланса на спектр вибраций. Установленно, что при наличии дисбаланса происходит увеличение амплитуды вибраций на частоте вращения ротора, и с увеличением радиальной нагрузки происходит уменьшение амплитуды вибраций.

7. Предложены рекомендации по усовершенствованию контроля шпиндельного узла с учетом нагрузочно-скоростных факторов на наиболее информативных частотах: частоте вращения ротора, частоте мелькания шариков, модулированной частотой вращения сепаратора. Их отличительной особенностью является оценка качества изготовления и сборки шпиндельного узла по ряду параметров, таких, как дисбаланс шпинделя, жесткость подшипников, перекос колец подшипников у, зазор-натяг в подшипниках, что позволяет повысить достоверность контроля по сравнению с интегральной оценкой по существующей методике.

8. Результаты работы внедрены в промылленное производство на станкозаводе Государственного завода "HIMAffl" в виде методики усовершенствованного контроля шпиндельных узлов токарных станков. Результаты могут быть использованы при производстве высокоточных роторных систем, например, гироскопов, турбин, валов прокатных станов, валов, барабанов и каландров бумагоделательных машин.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих печатных работах :

1. Никитин Ю. Р., Жигалов В. А. Идентификация дефектов подшипников качения и их контроль // Тез. докл. Республ. научно-практ. конф. "Молодьв ученье - науке и народному хозяйству". -Ижевск •• ИМИ. 1989. - С. 45.

2. Никитин Ю. Р.. Жигалов В. А. Использование метода разрешения споров для выбора оптимальных признаков контроля --v Тез. докл. Республ. научно - практ. конф. "Молодьв ученые - и народному хозяйству". - Ижевск : №1. 1989. - С. 44.

3. A.c. 1651131. СССР. IM Q 01 Н 13ЛЭ4. УстроР тво для диагностики подшипников качения / В. А. Жигалов. Ю. Р. Никитин. И. В. Абрамов ССССРЗ. - N 4736840^28; Заявлено 11.07.89; Оубл.

23.03.91. Бил. N 19.

4. Жигалов В.А.. Никитин Ю. Р. Прогнооирование остаточного ресурса работы подшипников качения // Тез. докл. научно-техн. конф. "Ученые Ижевского механического института - производству". - Ижевск : ИМИ. 1990. - С. 73.

5. Абрамов И. В.. Никитин В. Р. Диагностика подшипниковых узлов и распознавание типов дефектов Методы исследования и обработки акустических сигналов. Распознавание звуковых образов: Доклады 11 Всесоюзной акустической конференции. - М.. 1991. - С. 38-40.

6. Абрамов И. В.. Никитин Ю. Р. Структура программного обеспечения системы диагностики // Тез. докл. научно-техн. конф. "Ученые Ижевского механического института - производству". - Ижевск : ИМИ. 1992. - С. 43.

7. Абрамов И. В.. Никитин Ю. Р. Модель диагностики подшипников // Тез. докл. науч. -техн. конф. "Ученые Ижевского механического института-производству".- Ижевск.: ИМИ, 1992. - С. 44.

8. Абрамов И.В., Турыгин Ю.В.. Никитин Ю.Р. Модель эксплуатации оборудования на основе диагностирования технического состояния // Методы вычислительного эксперимента в инженерной практике; Сб. научных трудов. - Ижевск : ИМИ, 1992. - .С. 119-124.

9. Абрамов И.В., Никитин Ю. Р. Использование байесовской процедуры для диагностики подшипников " Динамика и прочность механических систем.- Межвуз. сб. научных трудов. - Пермь : Пермский гос. техн. университет. 1993. ->. 100-103.

10. Абрамов И. В., . Никитин Ю. Р. Анализ динамических характеристик роторов приводов модифицированным методом начальных параметров // Анализ динамических и силовых характеристик систем приводов; Доклады международного семинара по динамическому и прочностному анализу систем приводов. - Свратка, Чешская республика. 1993. - С. 6-9.

11. Абрамов И. В-, Никитин Ю. Р. Управление динамическими характеристиками высокоточных роторных систем // Тез. докл. науч.- техн. конф. "Ученые Ижевского государственного техничес-ого университета - произг яству", - Ижевск: ИжТТУ, 1994:- С. б.

Соискатель Никитин

Подписано в печвть. Г<'. 10.Г4. Тираж 100 экт. Зэкаа И 20<!1.

ОЗЬвДИНСКИЛ " РЛТКГрвфМ "