автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Обоснование метода оценки технического состояния буровых станков

На правах рукописи УДК 622.022.1

Эгамбердиев Илхом Пулатович

: 11111111111111111111

ООЗ164636

V______

ОБОСНОВАНИЕ МЕТОДА ОЦЕНКИ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ БУРОВЫХ СТАНКОВ

Специальность 05.05. Об - Горные машины

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

2 8 фЕВ 2008

Москва 2008

Работа выполнена в Московском государственном горном университете

Научный руководитель доктор технических наук, профессор

Островский Михаил Сергеевич

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Подэрни Роман Юрьевич

кандидат технических наук, Ефимов Валентин Николаевич

Ведущая организация - ОАО «СТОЙЛЕНСКИЙ ГОК»

Защита диссертации состоится «уу » ¡¿ШрАМЬ 2008 года в /Л часов на заседании диссертационного совета Д-212 128 09 при Московском государственном горном университете (МГГУ) по адресу 119991, Москва, Ленинский проспект, д 6

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МГТУ

Автореферат разослан « 2008 года

Ученый секретарь диссертационного совета

кандидат технических наук,

профессор

ШЕШКО Евгения Евгеньевна

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Горнодобывающая промышленность Республики Узбекистан - одна из ведущих отраслей, определяющая экономическое развитие страны Сегодня Навоийский горно-металлургический комбинат (НГМК) входит в первую десятку лидирующих мировых компаний по производству золота и урана и является крупнейшим горно-металлургическим предприятием в Узбекистане Годовая стоимость его совокупной продукции в валютном исчислении превышает 1 млрд долларов США

На открытых горных разработках одним из основных и весьма трудоемких производственных процессов является бурение взрывных скважин Так, на карьере «Мурунтау» работают более 20 станков шарошечного типа Годовой объем бурения составляет около 1 млн погонных метров при коэффициенте крепости буримых горных пород 12—16 по шкале проф М М Протодьяконова Затраты на буровые работы составляют до 30 % всех затрат, приходящихся на 1т полезною ископаемого.

Проведенные исследования показывают разительный разрыв между сложностью и высокой стоимостью эксплуатируемой техники и низким технологическим уровнем ее обслуживания Такой разрыв - одна из главных причин внеплановых остановок оборудования, длительных простоев, связанных с обнаружением и устранением причин отказов, и большими затратами на ремонтные работы, и возникновением аварийных ситуаций Опыт наиболее технически развитых стран свидетельствует об эффективности использования компьютерных систем контроля состояния горной техники в процессе эксплуатации и прогнозирования ее ресурса

Для оценки технического состояния буровых станков необходимо своевременно получать информацию о начале и протекании нежелательных процессов в отдельных узлах машины, т е нужна система слежения за изменением параметров ее функционирования Применение вибро сигналов для получения информации о состоянии буровых станков имеет ряд преимуществ малая инерционность, доступность контроля без разборки машины, чувствительность к изменению структурных параметров, технологичность при контроле и др

Поэтому установление взаимосвязи между техническим состоянием буровых станков и их вибрационными параметрами, для обоснования метода оценки их технического состояния, позволяющей повысить эффективность использования бурового оборудования, является актуальной научной задачей.

Целью работы является установление зависимостей параметров вибрации от дефектов подшипниковых опор, на основании чего обоснован метод безразборной оценки технического состояния буровых станков, позволяющий повысить эффективность и безаварийность их использования

Идея работы заключается в том, что процессы, происходящие при эксплуатации в узлах и деталях буровых машин и приводящие к ухудшению технического состояния, отражаются на вибрационном состоянии объекта

Научные положения, разработанные соискателем, и их новизна:

• зависимости долговечности подшипниковых опор буровых станков от величины зазоров в контактных соединениях, учитывающие возбуждение виброударного режима нагружения, обусловленного износом и фреттингом сопряженных поверхностей,

• взаимосвязь технического состояния элементов подшипниковых узлов буровых станков и диагностических признаков, которая отличается тем, что последние получены на основе спектрального анализа высокочастотных составляющих вибросигналов, зарегистрированных в заданных точках и в требуемых частотных диапазонах;

• мониторинг технического состояния опорных узлов буровых станков, который учитывает динамику вибрационных показателей и позволяет определить уровень состояния подшипниковых опор в текущий момент времени, а также прогнозировать их остаточный ресурс Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и

рекомендаций подтверждена теоретическими и экспериментальными исследованиями, базирующимися на апробированных методах теоретической и прикладной механики, теории колебательных процессов, а также достаточным объемом экспериментальных данных, использованием современных методов измерения и анализа вибрации Сходимость полученных в диссертации теоретических и экспериментальных данных при величине относительной ошибки не выше 0,15 составляет 95%

Научное значение работы заключается

в установленных закономерностях влияния величины зазора в местах посадки подшипников на долговечность подшипниковых опор и их вибрационное состояние,

установленных спектральных признаках технического состояния подшипниковых опор, характеризующих различные типы повреждений подшипников,

разработанном методе оценки технического состояния буровых станков по обобщенному вибрационному показателю и прогнозировании их остаточного ресурса Практическое значение работы состоит в разработке.

методики проведения вибромониторинга буровых станков, методики контроля качества монтажа и ремонта буровых станков, методики оперативного контроля нарушения герметизации уплотнительных узлов. Реализация результатов работы.

Рекомендации по осуществлению вибромониторинга буровых станков и по совершенствованию на этой основе системы технического обслуживания и ремонта, а также три методики в виде технологических инструкций для контроля качества монтажа и ремонта, дня оперативного определения нарушений герметизации уплотнительных узлов и для осуществления вибромониторинга технического состояния подшипниковых опор буровых станков СБШ-250-МНА,

приняты к внедрению на ОАО «Стойленский ГОК» (г Старый Оскол, Белгородская обл ) и внедряются НГМК (г. Навои, Узбекистан)

Результаты диссертационной работы используются в учебном процессе в МГГУ (г Москва), Навоийском государственном горном институте (Узбекистан)

Апробация работы. Основные положения и содержание работы были доложены на научных симпозиумах «Неделя горняка - 2006, 2007» в МГТУ, на П Международной научно-практической конференции (г Алматы, 2006) на научных семинарах кафедры «TMP» МГГУ (2005-2007)

Публикации. По теме диссертации опубликованы 3 научные статьи, две из них - в изданиях, вошедших в перечень ВАК

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения и приложения, содержит 14 таблиц, 42 рисунка и список литературы из 102 наименований

Автор выражает глубокую признательность за помощь и поддержку зав. кафедрой докт техн наук, проф Радкевичу Я.М, докт техн наук, проф Тимирязеву В А, Набатникову Ю Ф и преподавателям кафедры «Технология машиностроения и ремонт горных машин»

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

В первой главе описывается состояния вопроса, дается обоснование цели и задач исследования Сегодня залог успешного функционирования всего горного предприятия заключается прежде всего в четко скоординированном взаимодействии всех подразделений для обеспечения надежной и безотказной работы оборудования Горные машины становятся менее металлоемкими, более энергоемкими Все это определяет новые, более жесткие требования к техническому обслуживанию, достоверности диагностики и своевременному ремонту оборудования

Решению проблемы надежности, а также совершенствованию системы технического обслуживания и ремонта горных машин, автоматизации и оценке качества эксплуатации горного оборудования посвящены работы Галкина В И, Гетопанова В.Н, Дмитриева В Н, Ефимова В Н, Кантовича JIИ, Картавого Н Г, Когана Б И, Коха П.И, Красникова Ю Д, Кутузова Б Н, Махно Д Е, Морозова В И, Нанкина Ю А, Наринского И Э, Олизаренко В В, Подэрни Р Ю., Пастоева И Л., Радкевича Я.М, Рачека В М, Рахутина Г С , Русихина В И, Солода Г.И идр ученых

Из этих работ, так же как и из многих зарубежных, следует, что наиболее прогрессивным и экономически целесообразным методом технического обслуживания является система технического обслуживания по фактическому состоянию

В процессе эксплуатации техническое состояние машины находится под воздействием факторов, направленных на его изменение Изменение состояния является следствием влияния таких факторов, как износ, фреттинг, коррозия, старение, и многих других процессов, зависящих от условий эксплуатации и возникающих возмущающих воздействий Контроль вибрационного состояния

з

машины позволяет своевременно определить моменты технического обслуживания важные для оперативного планирования производства

Такой контроль в работе осуществлен на основе измерения параметров вибросигнала, генерируемого работающей машиной При этом вибрации рассматриваются в двух аспектах как фактор, влияющий на изменение технического состояния машины, и как признак изменения состояния

В табл 1 представлены годовые потери времени из-за плановых и внеплановых простоев буровых станков на карьере «Мурунтау» НГМК Из приведенных данных видно, что суммарное время простоев буровых станков из-за отказов значительно и достигает 30% времени эффективной работы Проведенный анализ показывает, что время простоев буровых станков из-за отказов редуктора вращателя, опорного узла, насоса и компрессора составляет 60% от общего числа годовых потерь

Изучение записей в журналах регистрации отказов позволяет сделать вывод о том, что основной причиной отказов вышеперечисленных узлов буровых станков являются повреждения подшипников.

Таблица 1

Годовые потери из-за плановых и внеплановых простоев буровых станков СБШ -250 на карьере

«Мурунтау»

№ номера станков Плановые простои, час Аварийные простои, час КИО КТГ 1

ППР (мех) 1 ППР (эл) Годовой ремонт Капитальный ремонт Перегон передвижка механизмов Буровзрывные работы Итого Механически,е Электрические 1 Технологические

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

1 101 50 - 768 50 62 1031 254 284 15 - -

2 214 48 - - 76 92 430 178 330 118

3 63 158 - - 95 90 406 227 280 2

4 34 44 - 3276 28 31 3413 191 78 -

5 343 41 - - 77 82 543 311 392 32

6 168 97 - - 90 92 447 217 380 50

7 92 48 - 1812 40 45 2037 257 158 2

8 34 46 - 2196 41 48 2365 214 233 4

9 54 30 - 2088 46 42 2260 217 168 14

10 . - - 3276 14 - 3290 250 250 34

11 98 71 1440 - 45 43 1697 192 90 18

12 215 80 - - 43 74 412 259 405 15

13 497 42 - - 47 81 667 187 252 65

14 440 37 372 - 147 32 1028 219 282 245

15 189 76 - - 51 75 391 219 280 19

16 12 66 - 1104 40 75 1297 249 250 12

17 90 33 - 1440 95 22 1680 216 240 154

18 55 65 - 420 39 68 647 315 410 20

19 120 62 - 1440 120 16 3758 274 282 132

Итого 2819 1094 1812 17820 1184 1070 25799 4446 5044 951 0,68 0,71

Проведенные обследования опорных узлов позволили установить, что основным признаком, по которому выбраковываются опоры качения, является контактная усталость с развитием различных стадий усталостного изнашивания колец подшипников, а также абразивно-окислительный износ элементов подшипников вследствие выхода из строя ушотнительных узлов

Во второй главе исследовано влияние динамики процесса бурения на долговечность опорных узлов буровых станков В монографии JIИ Кантовича и В.Н. Дмитриева исследованы вопросы дийамики буровых станков Большое внимание уделено механизму передачи через буровую штангу на станок возмущающих воздействий, действующих на забое шарошечного долота

Проведенные расчеты показывают, что фактическая долговечность подшипников качения буровых станков часто оказывается значительно меньше расчетной величины. Основная причина такого расхождения заключается во влиянии характера нагружения в процессе бурения, т.е это расхождение связано со спецификой эксплуатации опорных узлов и главным образом высоким уровнем их вибраций, а также несоблюдением норм точности при сборке подшипниковых узлов (нарушение точности посадок колец подшипника на вал и в корпус)

Известно, что одним из важнейших условий хорошей работы подшипников является выдерживание в них оптимальной величины радиальных зазоров Для обеспечения величины оптимального зазора очень важно правильно выбрать посадки в подшипниковых опорах Выбор посадок зависит от характера нагружения подшипниковых узлов Обследования, проведенные нами в Процессе дефектации при ремонте опорных узлов буровых станков, показали, что износ посадочных мест наружных колец подшипников может достигать величины 650 -850 мкм, что более чем на порядок превышает величину начального зазора в этой посадке.

Причиной повышенного изнашивания «неподвижных» мест сопряжения наружное кольцо - корггус является фреттинг, обусловленный относительными циклическими микропроскальзываниями в зоне контакта. Эти проскальзывания вызываются вибрациями Развитие фреттинга приводит к разупрочнению поверхностных слоев в зоне контакта, а возможное периодическое проскальзывание наружного кольца в корпусе вызывает интенсивное изнашивание предразрушенных фреттингом поверхностных слоев в местах сопряжения

Повышение величины суммарного рабочего зазора.

где S„ - радиальный зазор в подшипнике, Sc - радиальный зазор в сопряжении наружное кольцо - корпус, приводит к виброударному режиму работы подшипников опорных узлов буровых станков

Анализ факторов, влияющих на величину зазора, показывает, что различные сочетания допусков посадки подшипника в корпус и на вал, перекос колец и температурные расширения и упругие деформации могут привести к отклонениям величины расчетного зазора уже на этапе сборки В процессе эксплуатации зазор в подшипнике увеличивается из-за изнашивания

Траекторию движения центра тяжести цапфы вала можно представить в виде

обращенной синусоиды

З^ДвШу, (1)

где х = —I1-—соб/3путь, проходимый телами качения, X = расстояние

^ V А> ) 2 2

между телами качения

Подставляя хи Я в (1), получим

I

у = Д

зш

а>0 , А- и

— 1---сов г 2

2 I А, ^

(2)

где А- размах колебаний с частотой а>2 перекатывания вала через тела качения,

т2 =— 1-—соз/З 2, й)0 - частота вращения вала; От - диаметр тел качения, Н ^о )

£>о- средний диаметр подшипника, Ъ - количество тел качения, у- угол контакта, (- время.

В зависимости от соотношений нагрузки и величины радиального зазора в подшипнике в каждый момент времени кольца подшипника могут осуществлять контактные взаимодействия через одно тело качения, через два - три или четыре и т д. тела качения

Размах колебания вала на частоте а>2 с учетом податливости тел и дорожек качения определяется как

Д = в-($-<Уу), (3)

где а - величина проседания вала между двумя соседними телами качения при абсолютно жестких кольцах и телах качения, 5,- величина сближения колец в направлении нагрузки, когда цапфа вала находится на одном, трех, пяти и т д телах качения 1=1, 3, 5, , 81- величина сближения колец в направлении нагрузки, когда цапфа вала находится на двух, четырех, шести и тд телах качения Г2, 4, 6,

Граничный зазор Бгр, при котором в подшипнике качения еще возможно колебательное движение без ударов, равен

(4)

где гр- угол между телами качения

Таким образом, движение цапфы вала в подшипнике качения определяется величиной рабочего радиального зазора в подшипнике (5) и частотой перекатывания цапфы вала через тела качения (<в, ) Анализ полученных результатов показывает, что

при 8>8гр колебание вала с частотой <о2 будет в большей степени определяться величиной зазора, а не податливостью сопряжения «кольца подшипника - тела качения»,

при 0<5<5гр уровень виброскорости колебания с частотой е>2 не превышает 0,45 мм/с для всех подшипников опорного узла,

условия минимума колебательной нагрузки на дорожках и на телах качения определяют величину рабочего радиального зазора 5=5гр, которая для подшипников опорного узла находится в пределах от 25 до 40 мкм.

Величину амплитуды виброскорости периодических перемещений центра тяжести вала при перекатывании по телам качения найдем дифференцированием выражения (2)

При этом возникает периодическая возмущающая сила Су, которая передается на корпус опорного узла и возбуждает колебания с частотами, кратными частоте {а>2) перекатывания цапфы вала через тела качения

где к=1, 2, 3, ...п- номер гармоники; Ск - амплитуда гармоники, которая линейно зависит от величины радиального зазора - 5.

Колебания с частотами кшг, являющиеся показателями рабочего радиального зазора в подшипнике качения, воспринимаются вибродатчиком (пьезоакселерометром), установленным на корпусе опорного узла, вблизи подшипника. В соответствии с принятой физической моделью эти колебания являются источником необходимой информации о техническом состоянии подшипникового узла.

Натяг в посадке внутреннего .кольца подшипника на вал должен рассчитываться так, чтобы величина радиального зазора после деформации не превышала 15-20 мкм.

Для учета зазоров в местах посадки подшипников в корпусе рассмотрим задачу определения контактных перемещений в цилиндрическом соединении с зазором в предположении о том, что податливость поверхностных слоев значительно больше, чем податливость корпуса и наружного кольца подшипника. Деформациями корпуса и наружного кольца подшипника пока пренебрегаем и рассматриваем их смещение одно относительно другого как жестких тел (рис. 1).

К = 2гг-/2 -5 = а12 -5.

(5)

(6)

Рис. 1. Схема нагружения в сопряжении наружное кольцо подшипник - корпус: а) без радиального зазора; б) с радиальным зазором

При внутреннем касании двух цилиндрических поверхностей с близкими радиусами кривизны г2 и г3 радиальный зазор под углом <р равен

Sr=0 5S(l-cos(z>), где S = 2(г2 -г3)- радиальный зазор (см рис 1)

Упругое радиальное смещение наружного кольца подшипника относительно корпуса под углом ср к линии действия нагрузки Q (см рис 1)

=Scostp-Sr, где S - смещение по линии действия нагрузки

Предположим наличие линейной зависимости между упругими перемещениями Sr и нормальными давлениями а.

(7)

где к - коэффициент контактной податливости

Вертикальная составляющая давления под углом <р

3Ф <Р

ав = a cos?) = —1—-— (is)

К

Суммарная нагрузка получается интегрированием сув по всей дуге контакта

2<Р0-

й = ^Г(2<5 + ^Х^о -sm(рй cos(рй), (9)

где d — диаметр вала, / - ширина подшипника, - половина дуги контакта, определяемая из условия

Sft = 0 или cos f>0 = (10)

Таким образом, имеются два уравнения для определения неизвестных S и р0

—QlL- = + -со $а>а sma>0) и — =1 cos^'o

d I S 4{ S Jr° ' S 2cosp0 4

Наибольшее давление в направлении действия силы

где.^б-. (12)

<Р0-sin^70 COS9>0 d I

Для случая, когда зазор в соединении S = 0, я . A kQ Щ 4

'-тгг '-тгГж** (13)

Таким образом, наружное кольцо находится в неоднородном напряженном состоянии Отношение тем больше, чем больше величина зазора в посадке

наружное кольцо - корпус Величина угла контакта ¡ра с увеличением зазора уменьшается Это означает, что при повышении зазора уменьшится число тел качения, воспринимающих радиальную нагрузку, что приводит к увеличению контактных напряжений между телами качения и беговой дорожкой, вызывая снижение срока службы подшипника

На рис. 2 приведены значения <р0, crmm/av и 6/S в зависимости от безразмерной величины ¿?, = QkjdSl

Как видно из графиков, с увеличением зазора упругие деформации возрастают.

0Д-- 3

0,3 - - V

0,4 - - 9

0,2-. 5

60

20

40

<Р0

град

0

0,1

0,2

0,3

Ъ

Рис. 2. Значения сра, <7Ш /<хс(, и <5/5 в цилиндрическом соединении с зазором в результате деформаций поверхностных слоев

Опыт эксплуатации подшипниковых опор буровых станков и результаты проведенных вибрационных измерений показали, что основным фактором, влияющим на надежность и долговечность подшипниковых узлов, является значительное отклонение величин радиальных зазоров от их номинальных значений.

При определении расчетной долговечности подшипников качения их зазоры обычно не учитывают, однако эти зазоры существенно влияют на фактический срок службы подшипников. Исследования влияния радиального зазора на долговечность выполнены по методике фирмы БКР с применением программного комплекса «АРМ '\¥шМасЫп».

Анализ результатов расчетов показывает (рис. 3), что зависимость усталостной долговечности опорных узлов от частоты вращения и радиального зазора имеет экстремальный характер и может снижаться в несколько раз.

Зазоры в подшипниках и упругие деформации его элементов под действием рабочей нагрузки обусловливают осевые и радиальные вибрации вала. Для обеспечения условий нормальной эксплуатации узла в работе определены границы работоспособности опорного узла в диапазоне его эксплуатационных параметров (предварительный осевой натяг, нагрузка, частота вращения). На рис. 4 показаны границы работоспособности опорных узлов в диапазоне его эксплуатационных параметров.

В области 1, где имеют место высокие контактные напряжения, долговечность подшипника уменьшается ниже расчетного предельного значения, равного 7000 часов. Область 2 соответствует допустимым условиям эксплуатации опорных узлов. Её размеры необходимо учитывать при формулировке

функциональных ограничений и для оптимизации долговечности работы опорных узлов. В области 3 в результате увеличения зазоров происходит раскрытие стыков в подшипниковом узле, что порождает виброударный режим его нагружения.

На основании изучения характера повреждений на элементах подшипников установлено, что критерием нарушения работоспособности подшипниковых опор буровых станков является наличие локальных усталостных повреждений, которые возникают вследствие виброударных нагрузок. Режим виброударного нагружения между телами качения и беговыми дорожками колец подшипников наступает при достижении радиальным зазором определенной предельной величины - 5^=0.4 -

0.6 мм. В процессе работы опорных узлов - при зазорах меньше Зпр - происходит нормальное изнашивание подшипника с интенсивностью При достижении радиальным зазором значения - определяющими становятся виброударные взаимодействия, которые вызывают ударно-усталостные контактные разрушения.

В третьей главе рассмотрены вопросы регистрации и анализа виброакустического сигнала в подшипниковых опорах при различных условиях эксплуатации буровых станков. Дано обоснование вибродиагностических методов контроля, используемых для оценки технического состояния буровых станков. Рассмотрено влияние частоты вращения, качества смазки, температуры и величины зазора в подшипнике на интенсивность вибраций.

Приведены результаты экспериментов по изучению влияния режимов бурения на интенсивность вибраций буровых станков. Описана методика проведения вибрационных измерений и обработки их результатов.

На рис. 5 представлены полученные в производственных условиях экспериментальные данные, которые показывают, что вибрационное состояние бурового станка существенно зависит от режимных параметров бурения (осевого усилия, частоты вращения, глубины скважины и крепости горных пород). При росте осевых нагрузок интенсивность колебаний уменьшается, тогда как с возрастанием частоты вращения и глубины скважины она увеличивается.

Рис. 5. Зависимость СКЗ виброскорости опорного узла от режима работы буровых станков СБШ-250 МН:

а - от глубины скважины; б - от частоты вращения; в - от осевого усилия, «Стойленский ГОК»; г- от осевого усилия, «Мурунтау».

Контроль бурового оборудования по низкочастотным вибрациям имеет ряд недостатков: невозможность обнаружения и идентификации многих видов дефектов, которые являются причиной отказов подшипников; сложность разделения составляющих вибрации; сложность обнаружения зарождающихся дефектов. Измерения параметров вибрации в широком частотном диапазоне не несут информации о процессах, происходящих в самом подшипнике.

Предпринятые нами попытки применения наиболее распространенных методов (измерения СКЗ вибропараметров в диапазоне частот от 10 до 1000 Гц, измерение пик-фактора и узкополосных спектров) не позволили с достаточной достоверностью выявлять неисправности подшипниковых узлов буровых станков на ранних стадиях развития и прогнозировать срок их безотказной работы

Поэтому в работе применен алгоритм обработки сигнала, учитывающий то, что вибрации, регистрируемые на корпусе подшипникового узла, представляют сложный колебательный процесс

(14)

ы

Он состоит из наложения на квазиполигармонический процесс - в области низких и средних частот, случайного широкополосного стационарного процесса £„(?) - в области высоких частот

При этом мы исходили из того, что информация о процессах, происходящих в самом подшипнике - ударные взаимодействия элементов подшипника, трение при проскальзывании тел качения, содержится в высокочастотной широкополосной случайной составляющей Выделение этой полезной информации и формирование диагностических признаков о зарождающихся дефектах в подшипнике осуществлялось с помощью следующей процедуры Путем Фурье-преобразования получали спектральную плотность мощности этого сигнала

М®) = £[йг(/®)Г» 0</<Г, (15)

где Яг(/®)= частотное представление сигнала

После чего, из этого сигнала фильтрацией выделялась узкополосная компонента £д(г) (в диапазоне шириной в 1/Зоктавы) с наибольшей мощностью

& (0 = 41 + жВ(0]см(ш4г + <р0), (16)

где 0 < т < 1 - глубина модуляции. В свою очередь

5(0 = соя(тг + <р), (17)

т е представляет амплитудно — модулированный процесс вида

соз(й>д* + р0), (18)

1 + ткСк соэ(Юг + ^

ы

где тК - парциальный коэффициент модуляции, £2 - угловая частота модуляции

Поэтому следующим шагом путем фильтрации выделяется медленно меняющийся колебательный процесс, т е получаем огибающую исходного высокочастотного сигнала Затем, снова выполнив Фурье-преобразование, получим «спектр огибающей»

Впервые метод спектра огибающей в вибродиагностике предложен А.В. Барковым Пользуясь этим методом, возможно разделить в пространстве частотные составляющие, связанные с характерными дефектами подшипников буровых станков Об этом свидетельствует хорошая сходимость полученных экспериментально спектральных частот с результатами вычислений частот, на

которых проявляются различные виды повреждений подшипников.

Набор частотных составляющих в спектре огибающей высокочастотного сигнала и их величины приняты нами в качестве признака технического состояния: частоты составляющих Ш определяет вид дефекта, а их величина -степень развития дефекта.

Для сравнения на рис. 6, приведены типичные спектры огибающей опорных узлов буровых станков.

Временные сигналы высокочастотной вибрации Спектры огибающей высокочастотной вибрации

А, м/с2 А, м/с2

20Г_.,.„,.-,...............1

а)

О 125 250 375 500 625 750 875 1000 Гц А, м/с2

LJ ! UiiuiLUllj.JjiU UydkJLj

flfiprnT. ,l,i j.iUiittiiil'iliili-

Щ.....jn

б)

мс 0 125 250 375 500 625 750 875 1000 Гц

А, м/с2

! ■

m

10 20 30 40 50 60 70 80 мс 0 125 250 375 500 625 750 875 1000 Гц

Рис. 6. Временной сигнал высокочастотной вибрации опорного узла бурового станка и спектр ее огибающей: а) - исправный подшипник; б) - подшипник с износом поверхности трения; в -подшипник с увеличенным зазором

При исследованиях вибраций на подшипниковых опорах одного из буровых станков СБИ1-250-МНА были обнаружены высокие уровни частотных составляющих в спектре огибающей (см. рис. 6, в). При этом наблюдалась тенденция роста амплитуды колебаний на всех частотах, кратных частоте вращения, что свидетельствовало об увеличении величины радиального зазора. За десять суток среднее значение амплитуды колебаний увеличилось на 63%. К моменту измерения вибраций этот подшипниковый узел уже отработал 1400 часов. По причине высокого уровня частотных составляющих в спектре

огибающей узел был остановлен Обследования состояния подшипника после разборки узла подтвердили возникновение локальных усталостных повреждений на беговой дорожке его наружного кольца

Как видно из рисунка 6, а, в спектре огибающей высокочастотной вибрации бездефектного подшипника отсутствуют пики частотных составляющих В спектре огибающей вибрации подшипника с износом (см рис 6, б) видна одна сильная гармоническая составляющая, указывающая на плавное ж периодическое изменение мощности сигнала вибрации В подшипнике же с ударными импульсами мощность высокочастотной вибрации изменяется скачками, и в спектре ее огибающей присутствует уже ряд кратных по частоте (Ьгго0) составляющих (см рис 6, в)

Для получения спектра огибающей обязательным условием является выбор частотного диапазона, причем в этот диапазон не должны попадать сопоставимые по мощности составляющие разной природы Большинство дефектов в подшипниках, возникающих в процессе их изготовления и эксплуатации, оказывает влияние на частотный спектр их вибраций Нами были установлены частотные диапазоны (табл 2), в которых наиболее эффективно контролировать дефекты, возникающие и развивающиеся в процессе эксплуатации

Таблица 2

Частотный диапазон для фо рмирования спектра огибающей

Вращающиеся узлы Частотный диапазон, Виброскорость подшипника качения, мм/с

Гц Н11П Мах

Вращатель 6000 - 8000 0,615 3,25

Опорный узел 4000-6000 0,524 2,87

Компрессор 8000-10000 3,652 9,88

Насос 8000-10000 3,854 11,24

На рис 7 показаны спектры огибающей высокочастотной вибрации подшипниковой опоры бурового станка при различных типах дефектов На приведенных спектрограммах явно прослеживаются характерные диагностические признаки (гармоники с частотами, кратными частотам вращения), указывающие на повышенный радиальный зазор - неисправность узла (рис 7, в).

В этой главе приведены результаты расчета характерных частот подшипников буровых станков, по которым можно идентифицировать вид их повреждения. Указаны основные виды повреждений подшипников (перекос наружного кольца, износ наружного и внутреннего кольца, раковины и трещины на беговых дорожках, раковины и сколы на телах качения, радиальные и осевые биения) и их частотные признаки. В табл 3 приведены результаты расчета характеристических частот подшипников буровых станков

Рис. 7. Спектр огибающей высокочастотной вибрации опорных узлов буровых станков: а- обкатывание и раковины наружного кольца; б - износ тел качения и сепаратора; в - повышенный радиальный зазор и усталостные повреждения на внутреннем кольце

У подшипника №3620 - в спектре огибающей наблюдаются частотные составляющие кратные частоте 1:н=112,28 Гц, что указывает на локальные повреждения на наружном кольце (рис. 7, а).

У подшипника №8260Г - в спектре огибающей наблюдаются частотные

составляющие, кратные частоте Гв=24,64 Гц и частоте £„=8,06 Гц, что указывает на износ тел качения и беговой дорожке внутреннего кольца (рис 76)

У подшипника №3620 - в спектре огибающей наблюдаются частотные составляющие, кратные частоте ^=57,4 Гц, что указывает на повышенный радиальный зазор (рис 7, в).

Таблица 3

Характеристические частоты подшипников буровых станков______

№п/п Гц Гц Гц 4 Гц ?н,Гц Г2,Гц

3620 10 24,26 8,02 27,72 112,28 57,4

3628 2 5,05 0,8 16,8 11,2 24,3

42244 2 8,82 1,12 21,12 26,88 35,2

46244 2 6,91 0,86 18,24 12,04 27,6

8260Г 2 8,06 0,88 24,64 19,36 38,89

42152 2 8,12 0,88 23,52 18,48 37,4

32314 50 120 20,46 354,5 245,5 501

66314 50 102,5 19,23 430,78 269,2 585

Примечание £вр - частота вращения вала, - частота вращения тел качения, й - частота вращения сепаратора, 1:в - частота перекатывания тел качения по внутреннему кольцу, ^ -частота перекатывания тел качения ло наружному кольцу, Гг-частота перекатывания вала через тела качения

Осмотр этих подшипников при ремонте подтвердил приведенные выше заключения

Колебания с частотами ктг, по оценке которых определялось состояние узла, те наличие повышенных зазоров и других дефектов воспринимаются вибродатчиком, установленным на корпусе опорного узла Поступающая от датчика информация соответствует принятой модели диагностического состояния подшипникового узла

Погрешности изготовления деталей буровых машин, дефекты комплектующих, дефекты сборки и монтажа, износ трибосопряжений проявляются в вибросигнале различным образом, поэтому полученный диагностический сигнал следует дифференцировать в соответствии с определяемыми видами дефектов

В четвертой главе обоснован выбор критериев оценки технического состояния бурового оборудования, необходимых для прогнозирования его состояния на основании измерения вибропараметров Приведен метод оценки остаточного ресурса по наблюдениям за изменением параметров вибраций во времени Обоснована целесообразность применения для оценки технического состояния величины обобщенного вибрационного показателя Изложены рекомендации по организации технического обслуживания буровых станков, исходя из их технического состояния

Для слежения за изменением технического состояния буровых машин важно определить обобщенный вибродиагностический признак, позволяющий обнаруживать и разделять в начальной стадии развития различные виды дефектов, оказывающих влияние на ресурс. Решение этой задачи позволяет обеспечить не

только диагностику технического состояния, но и достоверный прогноз изменения состояния узла. Для решения этой задачи использован метод без экспертной оценки уровня качества, разработанный на кафедре «Технологии машиностроения и ремонта горных машин» МТУ

В качестве единичных показателей для оценки технического состояния буровых станков приняты измеренные в заданных точках при одинаковых условиях работы Параметры вибрации (например, СКЗ-среднеквадратические значения виброскорости) Проведя измерения виброскорости в т различных точках для п буровых станков, получим следующую матрицу а,, а,

41 "12

1 21 " 22

апа.

аиа1

аг1а5

а., о,.

гу ят

(19)

л 1 в 2

которая характеризует вибрационное состояние объектов

Каждая строка матрицы (19) соответствует одному из у - измеряемых параметров вибрации г-го бурового станка Каждый столбец матрицы показывает величину показателей технического состояния по одному из _у-х параметров вибраций для всей совокупности, которая включает п обследуемых буровых станков

Из всех полученных значений ац, помещенных в матрице, выбираются минимальные значения показателей вибраций — они принимаются за базовые

П/1б ~\ад1'авг^ае1

дт [[

(20)

Буровому станку с минимальными значениями показателей вибраций приписывается наилучшее техническое состояние Такой буровой станок принимается за эталон при сравнении Все последующие оценки производятся относительно этого эталона, после чего можно найти уровень технического состояния по единичным показателям к,. •

к„ =-*-<!

(21)

Уровень технического состояния 1-го бурового станка по обобщенному вибродиагностическому показателю определяется по формуле

НУ'2 Г 1-1

2Л

¿-1

-к„

-ш

(22)

Приведенная методика позволяет сопоставить и ранжировать по динамическим свойствам всю совокупность обследованных машин и выявить наиболее неблагополучные узлы, где вероятнее всего могут произойти повреждения Результаты расчетов комплексного вибродиагностического показателя для десяти обследованных буровых станков, эксплуатируемых на карьере «Мурунтау», представлены на рис 8 Из этого рисунка видно, что

Исходные данные

0.4901

0.7801 " 0.300|

наихудшим техническим состоянием обладают станки №5 (0,35) и №4 (0,45). Причиной этого являются повышенные вибрации подшипниковых опор вращателя. Причем наработка станка №5 после последнего ремонта составляла 650 часов, а станка №4 - 2200 часов. Такое различие может быть объяснено низким качеством ремонта станка №5. В то же время станки №6 (0,65) и №10 (0,6) имели сравнительно большую наработку - более 3000 часов. Отсюда следует, что при контроле качества ремонта следует сравнивать подшипниковые узлы в режиме холостого хода непосредственно после ремонта.

К

о

Номера станков

Рис. 8. Оценки технического состояния оуровых станков СБШ - 250 по комплексному вибрационному показателю

Количественно техническое состояние каждого подшипника оценивали по спектру огибающей. Для этого применяли тот же метод расчета обобщенного вибродиагностического параметра по формуле (22). Однако в этом случае в матрицу (19) следует подставлять пиковые значения виброускорения для ряда частотных составляющих (например, десяти).

В этом случае каждая строка матрицы (19) означает совокупность значений виброускорения, соответствующих первым десяти пикам частотных составляющих спектра огибающей, полученного в данный момент времени. Номер строки соответствует порядковому номеру проводимых измерений. Значения виброускорений, соответствующие принятому частотному ряду для подшипника №3628 бурового станка СБШ-250-МНА приведены в табл. 4.

Таблица 4

Данные обработки спектра огибающей подшипника №3628 бурового станка СБШ-250 МНА.

При расчете обобщенного вибрационного параметра за базовые значения принимались измерения, полученные после приработке подшипникового узла, то есть имеющие минимальную величину частотных составляющих. Результаты расчета единичных и обобщенных уровней качества для разных моментов времени представлены в табл. 5.

Таблица 5

Результаты расчета обобщенного вибрационного показателя для подшипника №3628 бурового станка СБШ-250 МНА

* Результаты оценки качества

Ш). / ш. шь-:,; вд к «О)';,1 [ВД

1,000 1,000 1.000 1.000! 1,000 1.000 1,000 1,000 1,000 1.000 1.0001

ода 0,914 0,848 0,980 0,966 0,833 0,933 0,889 0,951 1,000 0.9221

ода 0,848 0,824 0,966 ода 0,816 0,875 0,884 ода 0,950 0.896]

ййш ода 0,828 0,765 0.727 0,933 0.774 0,824 0,877 0.942 0,950 0,884 0,850}

0,730 0,720 0.711 0,932 0,777 0,694 0,889 0,865 0,933 0,816 0,734

0,650 0,655 0,675 0,632 0,658 0.602 0,831 0,780 0,912 0,860

: ■ 0,647 0,641 0.651 0,488 0,521 0,575 0,789 0,744 0,797 0,826 0,673

0,473 0,487 0,531 0,411 0,415 0.372 0.670 0,674 0,769 0,776 0,56В

0.409 0.393 0,479 0,344 0,352 0,328 0,560 0,582 0,760 0.751 0.508

0,354 0,376 0,449 0,284 0.323 0,325 0,452 0,557 0,721 0,745 0.472

так I

|

1В а

Зависимость обобщенного вибрационного параметра от времени для подшипника №3628 бурового станка СБШ-250-МНА показана на рис. 9.

К,И ______

Хороше :состояв! е

-ч

УДОВЛС1 СО! воритель тояние юе

Аварии ¡ое состоя ше 4

О 300 600 900 1200 1500 1800 2100 2400 Т. час

Рис. 9. Зависимость обобщенного вибрационного параметра от времени

Здесь в начальный период эксплуатации наблюдается медленное уменьшение величины К по мере изнашивания элементов подшипника и увеличения зазоров В момент, соответствующий точке А, происходит увеличение интенсивности изнашивания, вызываемого повышением величины радиального зазора Наступление момента, соответствующего точке Б, сопровождается усталостными повреждениями элементов подшипника, что в свою очередь вызывает рост частотных составляющих в спектре огибающей и сопровождается увеличением скорости убывания обобщенного вибрационного параметра

Для области нормального изнашивания изменение обобщенного показателя можно аппроксимировать линейной зависимостью

Щ-Ъ-а г, (23)

где а - скорость Изменения величины К, г- время

Величина Ко=1, а предупредительное допустимое значение Кдап принято 0,6 (при этом среднее значение интенсивности вибрации возрастает в 1,6 раза), а предельное значение Ктд=0,4 Величина остаточного ресурса

т - ~~ ^Ьоп /0/1ч

ост , (¿4)

а х '

где КООизм - значения обобщенного вибрационного параметра при последнем контроле

Состояние подшипника, характеризуемое величиной К>0,6 классифицировалось как хорошее при этом вероятность безотказной работы за межремонтной период вьюока При 0,6<К<0,4 - состояние удовлетворительное При этом требуется уменьшить интервал между виброизмерениями и в течение короткого времени провести ремонт подшипникового узла При К<0,4 износ становится лавинообразным из-за развития ударно-усталостных процессов вследствие роста зазоров в подшипнике Такое состояние является аварийным, так как вероятность отказа при этом возрастает в 2,5 раза Требуется незамедлительный ремонт подшипниковой опоры.

В этой же главе излагаются основные принципы организации технического обслуживания и ремонта бурового оборудования по его фактическому состоянию Основным принципом технического обслуживания является систематическое получение информации о состоянии буровых станков на всех этапах жизненного цикла Это требует контроля и документирования отклонений от норм при вводе оборудования в эксплуатацию, во время первичного монтажа и после ремонта, а также в процессе эксплуатации

Для организации вибромониторинга с целью перехода к техническому обслуживанию и ремонту по состоянию на предприятии необходимо иметь специальную группу - отдел технической диагностики (ОТД) Основными функциями этого отдела являются, проведение диагностических измерений и прогнозирование технического состояния Периодические контрольные виброизмерения возлагаются на персонал, эксплуатирующий данное оборудование

На рис 10 приведена блок-схема вибрационного контроля буровых станков.

Ввод массива данных СКЗ виброскорости Ш

Выявление лимитирующих элементов

Получение реального спектра 10-20000 Гц

Определение частотных диапазонов

Фильтрация сигнала и демодуляция

Получение спектра огибающей с помощью Фурье - преобразования

Вычисление характерных частот для дефектов подшипниковых опор

Расчет обобщенного вибродиагностического показателя К (22)

Тренд К(Т)

з:

Прогнозирование остаточного ресурса

НЕТ _____

> г

Принятие решения по техническому

обслуживэд яю и ремонту

Сокращение сроков между контролями

Рис 10 Блок-схема вибрационного контроля буровых станков

Организационная структура системы технического обслуживания и ремонта по прогнозируемому на основании вибромониторинга техническому состоянию схематически представлена на рис 11 Она устанавливает взаимосвязь всех подразделений для обеспечения эксплуатационной надежности оборудования В основе такой системы лежит база данных вибрационного состояния оборудования, формируемая, хранимая и пополняемая в электронном виде в результате вибромониторинга

Такая система требует технического оснащения обслуживающего персонала приборами двух типов во-первых, виброметрами, измеряющими величину среднеквадратических значений виброскорости в широком частотном диапазоне (от 10 до 1000 Гц) Во-вторых, для осуществления вибродиагностических измерений, проводимых специалистами службы ОТД, необходимо использовать сборщики данных - портативные анализаторы спектра Такая

виброизмерительная аппаратура выпускается отечественными предприятиями (ООО «Диамех 2000», ООО «ВАСТ» и др )

Рис 11 Принципиальная схема системы обслуживания по фактическому состоянию

Для формирования базы данных; вибрационных признаков служит программное обеспечение, позволяющее производить по заданному алгоритму обработку результатов измерений, хранение данных в структурированной форме, а также обеспечивающее документирование результатов обследований и отображение их в удобном виде на мониторе компьютера

Применение на производстве системы технического обслуживания по фактическому техническому состоянию требует также методического обеспечения С этой целью в результате выполненных исследований разработаны

- методика проведения вибромониторинга шарошечных буровых станков типа СБШ-250-МНА,

методика контроля качества монтажа и ремонта буровых станков СБШ-250-МНА,

методика оперативного контроля разгерметизации подшипниковых узлов на станках СБШ-250-МНА

Все три методики, а также предложения по организации вибромониторинга технического состояния приняты к внедрению на ОАО «Стойленский ГОК» и внедряются на НГМК (Узбекистан, г Навои)

Ожидаемый экономический эффект комплексного внедрения разработанных методик включает

- С01фащение времени простоев буровых станков из-за плановых и неплановых ремонтов - на 35-40%;

- снижение затрат на техническое обслуживание и ремонт запасных частей -на 25-30%

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертационной работе дано новое решение актуальной научной задачи, состоящей в установлении зависимостей параметров вибрации от дефектов подшипниковых опор, на основании чего обоснован метод безразборной оценки технического состояния буровых станков, позволяющий повысить эффективность и безаварийность их использования

В результате выполненных лично автором исследований получены следующие основные результаты и выводы

1 Отказы подшипниковых узлов на карьере «Мурунтау» составляют до 30% от общих потерь времени при эксплуатации буровых станков, в том числе по причине несовершенной системы технического обслуживания и ремонта Для повышения эффективности использования буровых станков необходим безразборный контроль технического состояния подшипниковых узлов по результатам измерений вибрационных параметров

2 Зависимости долговечности подшипниковых опор от величины радиальных зазоров, имеющие экстремальный характер, при зазорах 8>0,045 мм в подшипниках возникают виброударные процессы, приводящие к интенсивному ударно-усталостному разрушению элементов подшипников Контактные напряжения при этом возрастают в 2-3 раза, а долговечность подшипников уменьшается в 6-8 раз

3. В спектре вибрации буровых станков присутствуют низкие частоты, находящиеся в области 2-12 Гц, средние частоты 20-60 Гц, а также высокочастотные вибрации, вызванные процессами, происходящими в самих подшипниках Установлены частотные диапазоны (вращатель Р-4-6 кГц, опорный узел Р=6-8 кГц, компрессор Р=8-10 кГц, насос Е=8-10 кГц), в которых наиболее эффективно контролировать дефекты, возникающие и развивающиеся в процессе эксплуатации

4 Взаимосвязи технического состояния элементов подшипниковых опор буровых станков и спектральных признаков, установленные на основе анализа высокочастотной составляющей вибросигнала, позволяют определить вид дефектов и прогнозировать их развитие В частности, установлено, что увеличение радиального зазора характеризуется возрастанием частотных составляющих к /2 в спектре огибающей (/2 -частота перекатывания вала через тела качения, к = 1, 2, 3, - номер гармоники) Для подшипников вращателя и опорного узла №3620, №3628, №8260Г, №42244 и №46244 эти частоты соответственно равны 57,4 Гц, 24,3 Гц, 38,8 Гц, 35,2 Гц, 27,6 Гц.

5 Обоснован мониторинг технического состояния подшипниковых опор буровых станков, позволяющий определить и прогнозировать величину остаточного ресурса и уровень качества подшипниковых узлов в заданные

моменты времени Техническое состояние подшипниковых опор буровых станков по обобщенному вибродиагностическому показателю К разделено на три области хорошее К > 0,6, удовлетворительное 0,6 > К > 0,4 и аварийное состояние К < 0,4, где происходит резкое увеличение интенсивности изнашивания, вызываемого ударно-усталостными процессами вследствие превышения величины зазора своего предельного значения

6 Рекомендации по осуществлению вибромониторинга буровых станков и по совершенствованию на этой основе системы технического обслуживания и ремонта, а также три методики в виде технологических инструкций для контроля качества монтажа и ремонта, для оперативного определения нарушений герметизации уплотнительных узлов и для осуществления вибромониторинга технического состояния подшипниковых опор буровых станков СБШ-250-МНА, приняты к внедрению на ОАО «Стойленский ГОК» (г Старый Оскол, Белгородская обл.) и внедряются НГМК (г Навои, Узбекистан).

Основные положения диссертационной работы опубликованы в следующих работах

1 Эгамбердиев ИП Мониторинг технического состояния буровых станков //Горный информационно-аналитический бюллетень - 2007 - № 8 - С 189192.

2 Эгамбердиев И П, Островский М С. Исследование вибрационных методов оценки технического состояния буровых станков //Горный информационно-аналитический бюллетень - 2007 - № 9 -С. 93-97

3 Эгамбердиев И.П, Островский М С Вибромониторинг технического состояния буровых станков //Материалы П Международной научно-практической конференции «Горное дело и металлургия в Казахстане Состояние и перспективы» - Алматы, 2006 - С 273-276

Подписано в печать О/ Формат 60x90/16

Объем! пл. Тираж 100экз Заказ №

Типография МГГУ, Москва, Ленинский проспект, 6

Введение.

Глава 1. Обоснование цели и задачи исследования.

1.1. Обзор работ по надежности буровых станков.

1.2. Основные тенденции совершенствования буровых станков и требования к их техническому обслуживанию.

1.3. Цель и задачи исследования.

Глава 2. Влияние дйнамики процесса бурения на долговечность опорных узлов буровых станков.

2.1. Исследование процессов, приводящих к преждевременному выходу из строя деталей буровых станков.

2.2. Методы расчета работоспособности подшипниковых опор буровых станков.

2.3. Влияние характера нагружения на развитие контактной усталости подшипниковых опор буровых станков.

2.4. Влияние эксплуатационных параметров на долговечность подшипниковых опор буровых станков.

Выводы.

Глава 3. Обоснование вибродиагностических методов контроля оценки технического состояния буровых станков.

3.1. Формирование виброакустического сигнала в подшипниковых опорах при различных условиях эксплуатации буровых станков.

3.2. Исследование изменения интенсивности вибраций при различных режимах работы буровых станков.

3.3. Основные частоты вибрации подшипников качения буровых станков.

3.4. Спектральный анализ вибрации подшипниковых опор буровых станков.

3.5. Расчет динамических характеристик опорных узлов.

Выводы.

Глава 4. Разработка метода вибромониторинга технического состояния буровых станков.

4.1. Прогнозирование и выбор критериев оценки технического состояния бурового оборудования.

4.2. Методика комплексной оценки вибрационного состояния бурового станка.

4.3. Прогнозирование технического состояния подшипниковых опор буровых станков по спектральным характеристикам.

4.4. Рекомендации по организации технического обслуживания и ремонта буровых станков, исходя из технического состояния.

4.5. Методическое обеспечение технического обслуживания буровых станков по их состоянию.

4.5.1. Методика вибромониторинга технического состояния буровых станков СБШ-250 МНА.

4.5.2. Методика контроля качества монтажа и ремонта буровых станков СБШ-250 МНА.

4.5.3. Методика оперативного обнаружения нарушения герметизации из-за износа уплотнительных элементов.

Выводы.

Актуальность работы. Актуальность работы. Горнодобывающая промышленность Республики Узбекистан — одна из ведущих отраслей, определяющая экономическое развитие страны. Сегодня Навоийский горнометаллургический комбинат (НГМК) входит в первую десятку лидирующих мировых компаний по производству золота и урана и является крупнейшим горно-металлургическим предприятием в Узбекистане. Годовая стоимость его совокупной продукции в валютном исчислении превышает 1 млрд. долларов США.

На открытых горных разработках одним из основных и весьма трудоемких производственных процессов является бурение взрывных скважин. Так, на карьере «Мурунтау» работают более 20 станков шарошечного типа. Годовой объем бурения составляет около 1 млн. погонных метров при коэффициенте крецости буримых горных пород 12—16 по шкале проф. М. М. Протодьяконова. Затраты на буровые работы составляют до 30 % всех затрат, приходящихся на 1 т полезного ископаемого.

Проведенные исследования показывают разительный разрыв между сложностью и высокой стоимостью эксплуатируемой техники и низким технологическим уровнем ее обслуживания. Такой разрыв - одна из главных причин внеплановых остановок оборудования, длительных простоев, связанных с обнаружением и устранением причин отказов, и большими затратами на ремонтные работы, и возникновением аварийных ситуаций. Опыт наиболее технически развитых стран свидетельствует об эффективности использования компьютерных систем контроля состояния горной техники в процессе эксплуатации и прогнозирования ее ресурса.

Для оценки технического состояния буровых станков необходимо своевременно получать информацию о начале и протекании нежелательных процессов в отдельных узлах машины, т.е. нужна система слежения за изменением параметров ее функционирования. Применение вибросигналов для получения информации о состоянии буровых станков имеет ряд преимуществ: малая инерционность, доступность контроля без разборки машины, чувствительность к изменению структурных параметров, технологичность при контроле и др.

Поэтому установление взаимосвязи между техническим состоянием буровых станков и их вибрационными параметрами, для обоснования метода оценки их технического состояния, позволяющей повысить эффективность использования бурового оборудования, является актуальной научной задачей.

Целью работы является установление зависимостей параметров вибрации от дефектов подшипниковых опор, на основании чего обоснован метод безразборной оценки технического состояния буровых станков, позволяющий повысить эффективность и безаварийность их использования.

Идея работы заключается в том, что процессы, происходящие при эксплуатации в узлах и деталях буровых машин и приводящие к ухудшению технического состояния, отражаются на вибрационном состоянии объекта. Научные положения, разработанные соискателем, и их новизна:

• зависимости долговечности подшипниковых опор буровых станков от величины зазоров в контактных соединениях, учитывающие возбуждение виброударного режима нагружения, обусловленного износом и фреттингом. сопряженных поверхностей;

• взаимосвязь технического состояния элементов подшипниковых узлов 'буровых станков и диагностических признаков, которая отличается тем, что последние получены на основе спектрального анализа высокочастотных составляющих вибросигналов, зарегистрированных в заданных точках и в требуемых частотных диапазонах;

• мониторинг технического состояния опорных узлов буровых станков, ^который учитывает динамику вибрационных показателей и позволяет определить уровень состояния подшипниковых опор в текущий момент времени, а также прогнозировать их остаточный ресурс. Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждена теоретическими и экспериментальными исследованиями, базирующимися на апробированных методах теоретической и прикладной механики, теории колебательных процессов, а также достаточным объемом экспериментальных данных, использованием современных методов измерения и анализа вибрации. Сходимость полученных в диссертации теоретических и экспериментальных данных при величине относительной ошибки не выше 0,15 составляет 95%.

Научное значение работы заключается: в установленных закономерностях влияния величины зазора в местах посадки подшипников на долговечность подшипниковых опор и их, вибрационное состояние; установленных спектральных признаках технического состояния подшипниковых опор, характеризующих различные типы повреждений подшипников; разработанном методе оценки технического состояния буровых станков по обобщенному вибрационному показателю и прогнозировании их остаточного ресурса.

Практическое значение работы состоит в разработке: методики проведения вибромониторинга буровых станков; методики контроля качества монтажа и ремонта буровых станков; методики оперативного контроля нарушения герметизации уплотнительных узлов.

Реализация результатов работы.

Рекомендации по осуществлению вибромониторинга буровых станков и по совершенствованию на этой основе системы технического обслуживания и ремонта, а также три методики в виде технологических инструкций: для контроля качества монтажа и ремонта; для оперативного определения нарушений герметизации уплотнительных узлов и для осуществления вибромониторинга технического состояния подшипниковых опор буровых станков СБШ-250-МНА, приняты к внедрению на ОАО «Стойлепский ГОК» (г. Старый Оскол, Белгородская обл.) и внедряются НГМК (г. Навои, Узбекистан).

Результаты диссертационной работы используются в учебном процессе в

МГГУ (г. Москва), Ыавоийском государственном горном институте (Узбекистан).

Апробация работы. Основные положения и содержание работы были доложены: на научных симпозиумах «Неделя горняка - 2006, 2007» в МГГУ; на II Международной научно-практической конференции (г. Алматы, 2006.) на научных семинарах кафедры «ТМР» МГГУ (2005-2007).

Публикации. По теме диссертации опубликованы 3 научные статьи, две из них - в изданиях, вошедших в перечень ВАК.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, четырёх глав, заключения и приложения, содержит 14 таблиц, 42 рисунка и список литературы из 102 наименований.

Выводы

Обоснованы технические предложения, позволяющие повысить ресурс бурового оборудования не менее чем в 2-3 раз, обеспечить его безотказность и безаварийность. получены вибрационные характеристики типовых дефектов подшипниковых опор; в результате исследований получены диагностические модели изменения технического состояния буровых станков; разработан метод прогнозирования изменения технического состояния и оценки остаточного ресурса буровых станков; -ч разработан метод оценки технического состояния подшипниковых опор по обобщенному вибрационному показателю, определяемому посредством измерения и анализа спектральных характеристик вибросигналов; установлены частотные диапазоны, в которых наиболее эффективно контролировать дефекты, возникающие и развивающиеся в процессе эксплуатации подшипниковых опор буровых станков; разработаны: методика проведения вибромониторинга шарошечных буровых станков типа СБШ-250-МНА; методика контроля качества монтажа и ремонта буровых станков СБШ-250-МНА; методика оперативного контроля разгерметизации подшипниковых узлов на станках СБШ-250-МНА; приведено технико-экономическое обоснование внедрения системы виброконтроля буровых станков, позволяющей сократить расходы на их обслуживание и ремонт; даны рекомендации по организации технического обслуживания и ремонта бурового оборудования по его фактическому состоянию.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертационной работе дано новое решение актуальной научной задачи, состоящей в установлении зависимостей параметров вибрации от дефектов подшипниковых опор, на основании чего обоснован метод безразборной оценки технического состояния буровых станков, позволяющий повысить эффективность и безаварийность их использования.

В результате выполненных лично автором исследований получены следующие основные результаты и выводы:

U Отказы подшипниковых узлов на карьере «Мурунтау» составляют до 30% от общих потерь времени при эксплуатации буровых станков, в том числе по причине несовершенной системы технического обслуживания и ремонта. Для повышения эффективности использования буровых станков необходим безразборный контроль технического состояния подшипниковых узлов по результатам измерений вибрационных параметров.

2. Зависимости долговечности подшипниковых опор от величины радиальных зазоров, имеющие экстремальный характер; при зазорах S>0,045 мм в подшипниках возникают виброударные процессы, приводящие к интенсивному ударно-усталостному разрушению элементов подшипников. Контактные напряжения при этом возрастают в 2-3 раза, а долговечность подшипников уменьшается в 6-8 раз.

3. В спектре вибрации буровых станков присутствуют низкие частоты, л находящиеся в области 2-12 Гц, средние частоты 20-60 Гц, а также высокочастотные вибрации, вызванные процессами, происходящими в самих подшипниках. Установлены частотные диапазоны (вращатель F=4-6 кГц, опорный узел F=6-8 кГц, компрессор F=8-10 кГц, насос F=8 10 кГц), в которых наиболее эффективно контролировать дефекты, возникающие и развивающиеся в процессе эксплуатации.

4. Взаимосвязи технического состояния элементов подшипниковых опор буровых станков и спектральных признаков, установленные на основе анализа высокочастотной составляющей вибросигнала, позволяют определить вид дефектов и прогнозировать их развитие. В частности, установлено, что увеличение радиального зазора характеризуется возрастанием частотных составляющих к- f2 в спектре огибающей (/2 — частота перекатывания вала через тела качения, k = 1, 2, 3, . - номер гармоники). Для подшипников вращателя и опорного узла №3620, №3628, №8260Г, №42244 и №46244 эти частоты соответственно равны 57,4 Гц; 24,3 Гц; 38,8 Гц; 35,2 Гц, 27,6 Гц.

Обоснован мониторинг технического состояния подшипниковых опор буровых станков, позволяющий определить и прогнозировать величину остаточного ресурса* и уровень качества подшипниковых узлов в заданные моменты времени. Техническое состояние подшипниковых опор буровых станков по обобщенному вибродиагностическому показателю К разделено на три области: хорошее К > 0,6; •удовлетворительное 0,6 > К > 0,4 и аварийное состояние К < 0,4, где происходит резкое увеличение интенсивности изнашивания, вызываемого ударно-усталостными процессами вследствие превышения величины зазора своего предельного значения. Рекомендации по осуществлению вибромониторинга буровых станков и по совершенствованию на этой основе системы технического обслуживания и ремонта, а также три методики в виде технологических инструкций: для контроля качества монтажа и ремонта; для оперативного определения нарушений герметизации уплотнительных узлов й для осуществления вибромониторинга технического состояния подшипниковых опор буровых станков СБШ-250-МНА, приняты к внедрению на ОАО «Стойленский ГОК» (г. Старый Оскол, Белгородская обл.) и внедряются НГМК (г. Навои, Узбекистан).

1. Авакаян В.А. Исследование качества монтажа подшипников электрических машин путем вибродиагностики.//Электротехника. -1980 г. -№8. — С. 29-33.

2. Артоболевский И.И., Бобровницкий Ю.И., Генкин М.Д. Введение в акустическую динамику машин. М.: Наука, 1979. -296с

3. Алфутов Н. А. Основы расчета на устойчивость упругих систем. М., Машиностроение, 1978.

4. Бабаев С.Г. Надежность и долговечность бурового оборудования. М., «Недра», 1974. 184 с.

5. Бабицкий В. И. Теория виброударных систем. М., Наука, 1978.

6. Барков А.В., Баркова Н.А., Азовцев А.Ю. Мониторинг и диагностика роторных машин по вибрации. СПб.: Изд. Центр СПбГМТУ, 2000, 150 с.

7. Барков А.В., Баркова Н.А. Вибрационная диагностика машин и оборудования. СПб.: СПбГМТУ, 2004, 156 с.

8. Бендат Дж, Пирсол А. Применение корреляционного и спектрального анализа. М.: Мир, 1983.

9. Бокша В. Д. Исследование совершенствование ТО и ремонта очистных механизированных комплексов на основе диагностического контроля. Автореф. дис. д.т.н. -М., 1980.

10. Блейхут Р. Быстрые алгоритмы цифровой обработки сигналов. М.: Мир, 1980.-448 с.

11. Буткин В.Д. Проектирование режимных параметров автоматизированных станков шарошечного бурения. М., Недра, 1979.

12. Герике Б.Л., Абрамов И.Л., Герике П.Б. Вибродиагностика горных машин и оборудования. //-Кемерово, 2007. -С. 167.

13. Генкин М.Д., Соколова А.Г. Виброакустическая диагностика машин и механизмов. //-М. -Машиностроение. -1987 г. -С.288.

14. Гончаревич И. Ф., Докукин А. В. Динамика горных машин с упругими связями. М.: Наука, 1975. 212 с.

15. Грачев Ф.Г. и др. Опыт эксплуатации станков шарошечного бурения БСШ-1 на апатитовых карьерах. «Горный журнал», 1964 г. №8.

16. Гришпун Л.В., Табачников Л.Д. Модернизация станков шарошечного бурения БСШ. «Горный журнал», 1965 г., №9.

17. Джонсон К. Механика контактного взаимодействия. //-М. -Мир. -1989 г. -С. 510.

18. Диментбрег Ф.М., Колесников К.С. Вибрация в технике. Т.З.: -М: Машиностроение, 1980 -544 с.

19. Докукин А. В., Красников Ю. Д., Хургин 3. Я. Статистическая динамика горных машин. — М.: Машиностроение, 1978.

20. Ефимов В.Н. Одноковшовые экскаваторы. М.: Недра, 1995 г.

21. Зенкевич О. Метод конечных элементов в технике. -М.: Мир, 1985 -542 с.

22. Змановский В.А. Исследование по акустической диагностике механизмов с подшипниками качения.//Автореферат. дисс. на соискание ученой степени канд. техн. наук. -Новосибирск, 1965 г.

23. Ивович В.А. Переходные матрицы в динамике упругих систем. Справочник. -М.; Машиностроение, 1981, 183 с.

24. Карпухин И.М. Посадки приборных и шпиндельных шарикоподшипников. Справочник. М.: Машиностроение, 1978. 246 с.

25. Кантович JI. И., Дмитриев В. Н. Статика и динамика буровых шарошечных станков. М., Недра, 1984, 200 с.

26. Коротких Е. JI. Технологические способы повышения долговечности деталей при ремонте горного оборудования. М., 1986.

27. Костецкий Б.И. Трение, смазка и износ в машинах. Киев: Техника, 1979, 482с.

28. Комиссар А. Г. Опоры качения в тяжелых режимах эксплуатации. Справочник. М.: Машиностроение, 1987. 384 с.

29. Крагельский И.В. и др. Основы расчетов на трение и износ. //-М., -«Машиностроение», -1977 г. -С.526.

30. Крагельский И.В. и др. Трение, изнашивание и смазка. Справочник в 2-х томах. -М.: Машиностроение, т. 1.1978-400 с, т.2, 1979 -358 с.

31. Красников Ю. Д., Солод С. В., Хазанов X. И. Повышение надежности горных выемочных машин. — М.: Недра, 1989.

32. Крючков Ю. С. Влияние зазора на вибрацию и шум подшипников качения. Вестник машиностроения, 1959, №8, с. 30-33.

33. Кирсанов А.Н., Зиненко В.П., Кардыш В.Г. Буровые машины и механизмы. //-М. -Недра. -1981 г. -С.448.

34. Кудинов В.А. Динамика станков. М.: Машиностроение, 1967. 359 с.

35. Кутузов Б. Н., Шмидт Р. Г. Шарошечное бурение скважин на карьерах и пути повышения его эффективности. М., Недра, 1966.

36. Кутузов Б. Н. Теория, техника и технология буровых работ. М., Недра, 1972.

37. Левина З.М., Решетов Д.Н. Контактная жесткость машин. — М.: Машиностроение, 1971 -264 с.

38. Малинецкий Г. Г., Потапов А.Б. Современные проблемы нелинейной динамики. М.: Эдиториал УРСС, 2000. - 336с.

39. Максимов В.П., Егоров И. П., Карасёв В. А., Измерение, обработка и анализ быстропеременных процессов в машинах /. М.: Машиностроение, 1987. - 208с.

40. Мэнли Р. Анализ и обработка записей колебаний. Пер. с англ. М., Машиностроение, 1972.

41. Морозов В.И. Диагностика горного оборудования. М.: МГИ, 1987.

42. Нанкин Ю. А., Пипко П. М., Балагуров JI. И. Станки шарошечного бурения. М., Недра, 1971.

43. Ь^анкин 10. А. Самоходный буровой станок 2СБШ-200Н. Изд. ИГД им. А. А. Скочинского, 1970.

44. Наринский И. Э. Основы выбора параметров и конструирования мощных станков шарошечного бурения скважин в горнорудной промышленности. Автореф. докт. дис. М., ИГД им. Скочинского, 1971.

45. Неймарк Ю.И. Метод точечных отображений в теории нелинейных колебаний. М., Наука, 1972.

46. Олизаренко В. В. Исследование сбалансированности ресурса элементов и повышение межремонтных периодов станков шарошечного бурения. Автореф. дис. к.т.н. -М., МГИ, 1973.

47. Островский М. С. Повышение ресурса горных машин путем мониторинга соединения деталей и узлов. Дисс. на соискание ученой степени, д.т.н. — М., МГГУ, 1997.

48. Островский М.С. Триботехнические основы обеспечения качества функционирования горных машин. // Часть 2. -М. 1994. С.229.

49. Островский М.С. Эгамбердиев И.П. Вибромониторинг технического состояния буровых станков. //Материалы II Международной научно-практической конференции «Горное дело и металлургия в Казахстане. Состояние и перспективы». Алматы, 2006г. - С. 273-276.

50. Панибратов А. П. Человеко-машинные системы: эффект эргономического обеспечения. М.: Мир, 1987.

51. Перминов М.Д. и др. Методы расчета колебаний сложных пространственных конструкций в области низших форм колебаний. //-М. — НИЙМаш. -1982 г. -С. 144.

52. Перель JI. Я., Филатов А. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник. М.: Машиностроение, 1992. 608 с.

53. Пинегин С.В. Контактная прочность и сопротивление качению. М., «Машиностроение», 1969, 242 с.

54. Цодэрни Р.Ю. Горные машины и комплексы для открытых работ: в 2 т, 4-е издание. Изд-во МГГУ, 1999 и 2001.

55. Подэрни Р. Ю. Механическое оборудование карьеров. 6-е издание. Изд-во МГГУ, 2007. 680 с.

56. Поливанов П. М., Поливанова Е. П. Таблицы для подсчета массы деталей и материалов: Справочник 10-е изд., исправл. и доп. - М.: Машиностроение, 1987.-304 с.

57. Полягошко Ю.В. Станок БСШ-2М будет работать надежнее. «Горный журнал», 1966 г. №4.

58. Пуш В.Э. Металлорежущие станки. М.: Машиностроение, 1985. 256 с.

59. Пуш А.В., Зверев И.А. Шпиндельные узлы: Проектирование и исследование. //-М., «Станкин», -2000 г. -С. 197.

60. Рагульскис К.М., Юркаускас А.Ю. Вибрация подшипников. — JL: Машиностроение, 1985, 119 с.

61. Радкевич Я. М. Методология прогнозирования параметров горных машин. Автореф. дис. д.т.н. М., МГГУ, 1993.

62. Рахутин Г. С. Вероятностные методы расчета надежности профилактики и резерва горных машин. М., Недра, 1970.

63. Решетов Д.Н. Детали машин. М.: Машиностроение, 1989 г.

64. Ржевский В.В. Процессы открытых работ. М.: Недра, 1978.

65. Романченко В. Н. Исследование и совершенствование ТО и ремонт оборудования комплексно-механизированного выемочного участка. Автореф. дис. к.т.н. -М., МГИ, 1973.

66. Решетов Д. Н., Иванов А.С., Фадеев В.З. Надежность машин. М.: Машиностроение, 1988.

67. Руденко П. А. Проектирование технологических процессов в машиностроении. К.: Высшая школа, 1985. — 255 с.

68. Сафохин М. С., Катанов Б. А. Машинист бурового станка на карьере. М., Недра, 1976.

69. Семенча П.В., Зислин Ю.А. Редукторы горных машин. Конструкция, расчет и испытания. //-М.: -Недра. -1990 г. -С. 237.

70. Советов Г. А., Жабин Н. И. Ремонт и монтаж горного и бурового оборудования. — М., 1986.

71. Солод В. И., Гетопанов В. Н., Шпильберг И. JL Надежность горных машин и комплексов. М., изд. МГИ, 1972.

72. Солод В. И., Гетопанов В. Н., Рачек В. М. Проектирование и конструирование горных машин и комплексов. — М.: Недра, 1982.

73. Солод В.И. Теория обеспечения надежности горных выемочных машин и комплексов на стадии их разработки: Автореф. дис. д-ра техн. наук / ИГД им. А.А. Скочинского. -М., 1987.

74. Солод Г.И., Радкевич Я.М. Управление качеством горных машин. -М. МГИ, 1984, 94 с.

75. Солод Г.И., Шахова К.И., Русихин В.И., Повышение долговечности горных мапГин. —М.: Машиностроение, 1979 г.

76. Стаценко В. Н. Прогнозирование надежности и оценка производительности шарошечных буровых станков в условиях северного Казахстана. Автореф. дис. к.т.н. -М.,МГИ, 1973.

77. Синопальников В.А., Григорьев С.Н. Надежность и диагностика технологических систем. -М.: ИЦ МГТУ «Станкин», Янус-К. 2003, 331 с.

78. Суханов А.Ф., Кутузов В.Н., Шмидт Р.Г. Вибрация и надежность работы станков шарошечного бурения. // Недра. -1969 г. С. 196.

79. Техническое обслуживание и текущий ремонт стационарного оборудования. //Под ред. Н.Г. Картавого. -М.: Недра, 1988, 318 с.

80. Техническое обслуживание и экспертная система диагностики аварий /-М. Буш, В. Плачи и др. Пер. ст. из журн. Travail et Methods-1987. № 452. -С.31-37.

81. Тимошенко С. П. Устойчивость стержней, пластин и оболочек. Избранные работы. М., Наука, 1971.

82. Тихонов В. И. Выбросы случайных процессов. М., Наука, 1970.

83. Троицкий В. А. Оптимальные процессы колебаний механических систем., Машиностроение, 1976.

84. Улицкий Е.Н., Подэрни Р.Ю., Наринский И.Э. Пути повышения надежности работы ходового оборудования шарошечных станков. Научные труды. МГИ. М., 1969 г.

85. Химмельблау Д. Анализ процессов статическими методами. Пер. с англ. М., Мир, 1973.

86. Чатаев И.К. Исследование работы шарошечных буровых станков с целью повышения их надежности. Дисс. на соискание ученой степени к.т.н. М., МГИ, 1972 г.

87. Чуб Е. Ф. Реконструкция и эксплуатация опор с подшипниками качения: Справочник. М.: Машиностроение, 1981. 366 с.

88. Шатилов А.П. Промышленные испытания новых буровых станков для открытых работ. «Горный журнал». 1962 г. №11.

89. Шашурин СЛ. и др. Опыт шарошечного бурения скважин на карьере Никитовского рудника. «Горный журнал». 1965 г. №9.

90. Шенк X. Теория инженерного эксперимента. Пер. с англ. М., Машиностроение, 1972.

91. Шешко Е.Е. Горно-транспортные машины и оборудование для открытых работ: Уч. Пособие. -3-е изд. -М:, МГГУ, -2003 г. С.259.

92. Шлыков А.Г. Исследование работы и определение параметров вращателыю-подающего механизма фрикционного типа для буровых шарошечных станков с непрерывной подачей. Дисс. на соискание ученой степени к.т.н. М., МГИ, 1967 г.

93. Шмидт Р.Г. Исследование и выбор оптимальных параметров вращательно-подающих механизмов и определение области рационального применения шарошечных буровых станков для открытых работ. Дисс. на соискание ученой степени к.т.н. — М., МГИ, 1972 г.

94. Шимел Джурзи. Проблемы оценки надежности безопасности системы «человек — машина среда». Пер. ст. из журн. Zesz.nauk.Psl.Gom. 1986. - № 143. -Р. 117-124.

95. Эгамбердиев И.П. Мониторинг технического состояния буровых станков. //Горный информационно-аналитический бюллетень. 2007 г. - № 8. — С. 189-192.

96. Эгамбердиев И. П., Островский М.С. Исследование вибрационных методов оценки технического состояния буровых станков. //Горный информационно-аналитический бюллетень. 2007 г. - № 9. -С. 93-97.

97. Явленский К.Н., Явленский А.К. Вибродиагностика и прогнозирования качества механических систем. -JI: Машиностроение, 1983, 213 с.

98. Claassen Т. A., Mecklenbrauker W. F. The Wigner distribution a tool for time-frequency signal analysis //Philips J. Res. -1980. -V.35,-P.217-250, 372-389.

99. Doyle J. F. A wavelet deconvolution method for impact force identification // Experimental Mechanics. 1997. -V.37. -№4. - P. 403-408.

100. Gabor D. Theory of communication // J. Inst. Elect. Eng. (London). 1946. -V.93. - №3. - P. 429-457.

101. Koved I. The effect of three mineral base oils on roller bearing fatigue life. //ASLE Trans. -1966 r. -№3.

102. Watts В., Dyke J. «An Automated Vibration-Based Expert Diagnostic System» Sond and Vibration, Machinery monitoring, 1993, IV.