автореферат диссертации по транспорту, 05.22.07, диссертация на тему:Оценка технического состояния шатунных подшипников тепловозных дизелей методами вибрационной диагностики

Piß од

i '< ¡'н! Министерство путей сообщения россии

московский государственный университет путей сообщения УВ« G29.ti2'i.3>G2i.li3G(öt<3.3) На правах рукописи

кадар андраш

оценка технического состояния шатунных подшипников тепловозных дизелей методами вибрационной диагностики

0S. 22.07. -подвижной состав железных дорог и тяга поездов

автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

москва - 1993

Работа выполнена на кафедре " Локомотивы и локомотивное

хозяйство" Московского государственного университета путе? сообщения.

Научный руководитель - доктор технических наук, профессор

Е.Е. КОССОЗ

Официальные оппоненты- доктор технических наук,профессор

Э. Д. Тартаковскк?!

- кандидат технических наук А.Б.Подине адов

Ведущая организация - Главное Управление локомотивного-

хозяйства Министерства путей сообщения Российской Федерации.

Зашита диссертации состоится " // " & 2_199$£. в ^•—"

часов на заседании специализированного совета 114.05.05. пр.;

Московском университете путей сообщения по адрэсу:103055,ГСП , г.Москва, ул. Образцова, 15;ауд.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета.

Автореферат разослан года.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатьгз, просим направлять по адресу совета университета.

Учены!) секретарь

специализированного со:

д.т.н., профессор В.Н.Филиппов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

АКТУАЛЬНОСТЬ ПРОБЛЕМЫ. Проблема повышения надежности основных узлоз магистральных тепловозов является весьма актуальной. Применяемые на этих тепловозах дизели оказывают существенное влияние на эксплуатационные показатели -тепловозов и организацию системы их обслуживания и ремонта.

Одной из наиболее ответственным и одновременно наиболее нагруженных деталей тепловозного дизеля является патунный подсипник. Создание новых теплозозньк дизелей связано с последовательным повышением их скоростных и нагрузочных режимов. При этом значительно возрастают силы, действующие в двигателе, что сопровождается повышением уровней пума и вибрация,а также ростом напряжений в ого деталях. Традиционные методы гидродинагаческого расчета лодЕипника. сьглолняются без учета деформаций кривошипной головки сзтуна. Это не дает оозмолэчссть учитызать действительный характер реакции масляного слоя, а также исследовать возникающие при этом вибрации.

3 настоящее время сирокоо развитие получили методы пиброакустической диагностики. Методы и средства вибро-гкус-тической диагностики в течение ряда лет исследуются и разрабатываются в ряде транспортных вузов <ОкИИТ,РИИЖТ,КИИТ, ДИИТ,МНИТ,XИНТ) и другими организациями. Разработанные методы и средства во-первых, требуют частичной разборки или специальных стендоз; во-вторых, детали дизеля сами по себе являются источниками пума и вибрации, уровни которых перекрывают полезный диапазон, в котором находятся частоты шатунных подеипниксз, что затрудняс-т выделение полезного сигнала; в третьих, полученные сигналы невозможно обработать без

применения быстродействующих анализаторов или ЭВМ со специальными программами.

Таким образом,необходимость повышения • точности и надежности существующих, и разработки новых, более совершенных методов диагностирования шатунных подшипников обуславливает актуальность диссертационной работы.

Исходя из вышеизложенного, Сформулированы цель и задачи настоящего исследования.

ЦЕЛЬ РАБОТЫ - повышение точности оценки технического состояния шатунных подшипников тепловозных дизелей за счет совер-Еенствования методики их диагностирования по вибрационным характеристикам с применением упругогидродинамического расчета подшипника с учетом деформаций кривошипной головки шатуна.

Для реализации поставленной цели были определены следующие задачи:

- обоснование и разработка математической модели процессов сгорания и газообмена в двухтактном дизеле;

- конечно-элементные аппроксимации главного и прицепного шатунов с помощью двумерных изопараметрических элементов;

- автоматизация подготовки топологической схемы шатуна;

- выполнение конечно-элементных расчетов деформаций кривошипной головки главного шатуна;

- разработка алгоритмов и программ упругогидродинамического расчета подцмпника;

- исследование спектров вибраций,армируемых соударениям,, в сопряжениях дизеля, с целью определения наиболее виброактивных и информативных частотных областей спектров виброускорения, шатунного подшипника;

- определение оптимальной зоны и способа установки вибро-.преобразователя на наружной поверхности дизеля;

- разработка метода вибродиагностирования шатунного подшипника на работаксем тепловозном дизеле;

- проведение натурных, экспериментов по исследованию взаимосвязи вибродиагнсстических параметров с техническим состоянием иатунного подсипника;

- сравнение полученных теоретических и экспериментальных результатов.

Решение этих задач позволяет повысить точность информации и разработать процедуру вибродиагностирования иатунного подсипника, обеспечивающую достоверное определение его технического состояния.

Объект исследования - подшипниковые узлы ватунсв тепловозных дизелей типа 14040.

МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЯ:

Теоретический расчет базировался на использовании метода конечных элементоз и вариационного энергетического метода для упругогидродинамического расчета подгипника, аппроксимированного с помсаью моделей, составленных из двумерных трехузлсзых изопараметрических конечных элементов. Распределенный характер внесней нагрузки, упругих и инерционных сил учитывались при покоси численного интегрирования по граням и в объеме конечного элемента. Зависимости во времени, отражающие гидродинамический и вибрационный процессы, с учетом деформаций, получились путем многократных реиении при последовательных положениях коленчатого вала.

Экспериментальные исследования выполнялись на рабочем парке тепловозов типа М62 локомотивного депо г. Захонь (Венгрия) с помощью записывающей и анализирующей аппаратуры фирмы Брюль и Къер. При обработке результатов экспериментов использовались статистические характеристики виброзкустического

сигнала и их обработка на анализаторе на основании быстрой с преобразования Фурье.

НАУЧНАЯ НОВИЗНА. На основании теоретических и эксперимйн тальных исследований показано, что для определения величий диаметрального зазора шатунного подшипника можно использовзт! величину критической частоты его вибрации во время соударения.

Для выделения информативной частоты вибрации шатунного подшипника в условиях сильной зашумленности дизеля предложено и обосновано применение автоспектра вибросигнала.

Для более точного определения критической частоты вибрации шатунного подшипника предложен упругогидродинамический расчет, который учитывает радиальные деформации кривошипной голоеки шатуна. По результатам упругогидродинамического расчета обосновано место возникновения удара по углу поворота коленчатого вала и рекомендовано место установки вибропреобразователя по направлению и по высоте.

Разработан алгоритм для численного решения уравнений, описывающих рабочий процесс тепловозного дизеля путем представления характеристики впрыска топлива в виде суммы двух парабол по методике Н. Ф. Разлейцева. Разработан алгоритм для упругогидродинамического расчета шатунного подшипника V образного дизеля на основе метода конечных элементов и вариационного энергетического метода.

На основании этих алгоритмов разработан комплекс программ расчета критической частоты вибрации шатунного подшипника с различными диаметральными зазорами на различных режимах работы дизеля и получены зависимости для тепловозного дизеля 14040.

По полученным теоретическим и экспериментальным результатам соормулированы рекомендации по измерению и анализу вибросигналов шатунного- подшипника тепловозного дизеля.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ. Разработанный метод диагностирования шатунного подшипника тепловозного дизеля по определению диаметрального зазора в .зависимости от величины его частоты вибрации позволяет перейти от планово-предупредительнои системы ремонта к ремонту по Фактическому состоянию данного узла.

Показано, что применение автоспектра вибросигнала,снятого на рекомендованном месте блока цилиндров, позволяет выделить информативную частоту вибрации шатунного подшипника, характеризующую величину диаметрального зазора.

Разработанный комплекс программ позволяет определить напряженно-деформированное состояние главного и прицепного па-тунов V-образного дизеля, а также провести упругогидродинами-ческий расчет их подшипников с учетом деформаций.

Сформулированы рекомендации по определению диаметрального зазора ватунного подшипника тепловозного дизеля средствами вибродиагностик и.

ПУБЛИКАЦИИ. Основные материалы диссертации опубликованы в 7 -и печатных работах на венгерском языке и в 3-Х печатных работ«, на русском языке.

СТРУКТУРА И ОВЬЕМ РАБОТЫ. Диссертация содержит 125 стр. машинописного текста, ЗА-, рисунков, .4-, таблиц, 1 АО наименования библиографических источников и состоит из введения, 5 глав, списка использованных источников.

СОДЕРХАНИЕ РАБОТЫ

ВО ВВЕДЕНИИ обоснована актуальность темы диссертации, кратко сформулирована цель работы и указаны пути ее решения.

а

В ПЕРВОЙ ГЛАВЕ проведен обзор современного состояния проблемы диагностирования шатунного подиипника и применения существующих экспериментальных и теоретических методов виброакустической диагностики двигателей внутреннего сгорания.

Вопросы виброакустической диагностики двигателей внутреннего сгорания рассматривались в работах Аллилуева В. А. .Артоболевского И. И., Генкина М. Д., Голова Ф. В., Ждановского Н. С., Михлина В. М., Сидоренко Н. К. и др. Изучении вкбрсдизгнсстирс-вания шатунных подшипников дизелей посвяцены работы Епасенка В. Н., Горанчаровского В. А., Кошевого В. Г., Сковородима В. Я., Ярослава С. и других. Значительное развитие эти вопросы получили за рубежом. Анализ выполненных исследований позволил сфор»гулировать исходные предпосылки и этапы ранения проблемы.

В работе отмечено, что виброакустаческая диагностика дизелей основана на ряде предпосылок: периодичности следования соударений в сопряжениях; возникновении соударений в сопряжениях двигателя; наличия определенных частотных характеристик как отдельных узлов, так и всего двигателя как системы в целом. Зарождающийся дефект какого-либо узла сопровождается возрастанием уровня определенной периодической или квазипериодической составляющей в суммарной вибрации дизеля. Моменты Формирования периодических составляющих сил связаны с углом поворота коленчатого Еала.

Рассматривая возможность оценки изменения параметров вибрация при ухудшении технического состояния (увеличении эззораЭ ватунных подшипников установлено,что по мере возрастания роли усталостных явлений, по сравнению с абразивными, начинает возникать и интенсивно развиваться вык-рашиванио антифрикционного слоя вкладьшей. В результате уменьшается несущая поверхность вкладышей и' возрастет удельная нагрузка как на вкладыш, так и на масляный слой. Поэтому снижается несутая способность масля-

ного слоя и его демпфирующее действие. С интенсивностью повреждений амплитуда Еиброимпульсов может существенно возрастать с изменением частоты их следования.

Показано, что низкая точность оценки технического состояния подшипниковых узлов двигателя при использовании существующих методов обусловлена наличием в анализируемом вибросигнале, кроме информационных составляющих, помех от виброактивности неконтролируемых источников вибрации. Величина помехи в вибросигнале зависит от нагрузки, скоростных и температурных режимов, а также от степени износа и места установки датчика. Это приводит к трудностям определения зазора. Проведенные исследования в диссертационной работе позволили частично решить эту актуальную задачу.

Исходя из вышеизложенного сформулирована цель исследования, определены задачи для ее достижения и последовательность их решения.

ВТОРАЯ ГЛАВА посвящена теоретическому исследованию динамики и возникновению удара в шатунном подшипнике с помощью упругогидродинамического расчета с учетом деформации кривошипной головки шатуна.

Отмечено, что исследование динамики в подшипниках сводится к определению сил реакций в них и , при наличии зазоров, к установлению характера относительного движения сопрягаемой пары. Наличие зазора ведет к появлению дополнительных степеней свободы и к изменению характера реакций а подшипнике. Увеличение зазора приводит к рост/ интенсивности удара и динамической напряженности.

Имея в виду прежде всего необходимость получения исходных данных для гидродинамического расчета подшипников, были созданы отдельные программы на ЭВМ, дающие возможность рассчитать индикаторную диаграмму для различных режимов работы дизеля и

по этим результатам определить силы,- действующие в к риво шил нова тунном механизме и получить результаты в системах координат, связанных как с шейкой вала, так и с подшипником. Расчет, индикаторной диаграммы проводился на основе методики Н. М. Глаголева, где расчет изменения параметров газа в цилиндре и во впускном и выпускном коллекторах основан на допущении о равенстве параметров газа по всему объему каждого из упомянуть« элементов комбинированного двигателя.

При расчете процесса горения скорость выделения теплоты была определена на основе методики Н. ф. Разлейцева. Для более точного приближения характеристика впрыска топлива задавалась в виде суммы двух парабол.

На основании допущений были составлены уравнения для относительной скорости испарения топлива, кинетическое уравнение динамики' тепловыделения на участке топливоподачи и кинетическое уравнение диффузионного горения на участке развитого горения и догорания.

При расчете напряженно-деформированного состояния кривошипной головки шатуна методом конечных элемантоз конструкция аппроксимировалась с помощью модели, составленной из двумерных трехузловых изопарамэтричоских конечных элементов . Дробление треугольников на более мелкие осуществлялось на ЭВМ по специальной подпрограмма. При расчете инерционных сил шатуна использовались дискретные массы каждого конечного элемента. Для определения деформации кривошипной головки ватуна распределенные гидродинамические реактивные силы давления со стороны несущего масляного слоя заменились системой сосредоточенных статически эквивалентных сил в узловых точках. Ленточная структура матрицы жесткости конструкции позволяла использовать метод квадратного корня по схеме Холецкого.

При упругогидродинамическом расчете шатунного подшипника ■ использовался принцип суперпозиции,по которому решение упруго-гидродинамической задачи нестационарно нагруженного цилиндрического подшипника вьшо представлено в виде векторной суммы частных решений обобшенного уравнения Рейнольдса для враиаюие-гося вала при постоянной нагрузке, невращаюшегося вала, нагруженного переменной силой и деформированного подшипника, вызывающего динамическую овализацию рабочей поверхности, на основе методики А. Д. Изотова, с учетом особенностей конструкции подшипника исследуемого дизеля.

Безразмерные реактивные силы вытеснения, врашения и сопротивления деформаций определялись вариационным методом. Закон распределения реактивных давлений в несушем масляном слое был представлен билинейной Формой, где в качестве аппроксимирующей Функции распределения давлений по. угловой координате была принята Функция, соответствующая точному решению одномерной задачи, а Функция по длине подшипника в виде тригонометрического ряда.

В результате теоретического исследования получены индикаторные диаграммы для различных режимов работы дизеля 14040. Для проверки полученных данных снимались индикаторные диаграм-ми этих же режимов.

В результате упругогидродинамического расчета шатунного подшипника определены безразмерные реактивные силы вытеснения, врашения и сопротивления деформации дизеля 14040 в зависимости от относительного эксцентриситета; изменение минимальной толщины смазочного слоя по углу поворота коленчатого вала и траекторий движения шатунной шейки на различных режимах работы дизеля 14040 .

В результате теоретического исследования динамики шатунного подшипника определено предположительное место воэникно-

вения удара < и как следствие вибрации > по углу поворота коленчатого вала и предпочтительное место установки вибропреобразователя по направлению и по высоте.

ТРЕТЬЯ ГЛАВА посвящена определению критической частоти вибрации шатунного подшипника.

Отмечено, что интенсивность ударов в шатунных подшипника« определяется скоростью нарастания силы, действующей в подшипнике, величинами зазоров и демпфирующими свойствами смазки.

Показано,3 что появление ударных импульсов в подшипнике возможно при резких изменениях скорости перемещения вала относительно вкладышей. Действительное поведение кривошипной головки шатуна и колени вала в их вибрационном состоянии является в достаточной степени неясным. Его можно сделать доступным расчету только внося некоторые упрощающие предположения:

- состояние кинематической пары колено-шатунный- подшипник в момент удара квазистационарное;

- колено является валом с одним диском;

- вал является абсолютно жестким, а подшипник упруго-по-датлиаым.

Кроме упругости кривошипной голозки шатуна в расчете критической частоты учитывалось влияние масляной плзнки в подшипнике. Влияние упругости кривошипной головки шатуна уже' учитывалось при упругогидродинамическом расчете, поэтому полученные результаты можно было использовать как исходные данные, а влияние упругости масляного слоя в видэ пружины учитывалось при расчете частоты вибрации шатунного подшипника.

Для определения критической частоты вибрации шатунного подшипника в момент удара (возмущенное состояние), установлена сцязь между упругими силами и малыми отклонениями цапфы при возмущении.

Коэффициенты упругости определялись параметрами, полученными в результате упругогидродинамичесхого расчета шатунного подшипника.

Изменение частоты вибрации шатунного подшипника дизеля 14D40 в зависимости от диаметрального зазора похазано на рисунке 1. Из рисунка видно, что с увеличением износа критическая частота пибрации латунного подшипника уменьшается.

Такой результат дал возможность предположить, что в качество диагностического признака оценки зазора шатунного подшипника можно использовать величину частоты- вибрации подшипника во время соударения.

ЧЕТВЕРТАЯ ГЛАВА посвящена описанию методики экспериментального исследования вибрации шатунного подшипника.

Отмечено, что методикз проведения измерений должна включать в себя определение условий проведения экспериментов,выбор исследуемого параметра технического состояиия шатунного подшипника и уровней его значений, выбор оптимальных точек измерения вибросигнала, режима регистрации вибросигнала, аппаратурных средств и план эксперимента.

С целью дифференцирования частотных составляющих исследуемых сигналов во вр$ия эхсперимантоз осуществлялось:

- запись еисросигналсв тепловозного дизеля после капитального ремонта;

- запись ркбросигналсв топловсзнсго дизеля перед капитальным ремонтом.

При записи и обработке сибросигнэла использовалась аппаратура Фирмы Ерюль и Kiep (Дания):

- трехкомпонентныя акселерометр 4321;

- усилитель - сормирсзатель сигнала 2633;

- изнурительный магнитофон 7005;

- анализатор спектра 2034,

Изменение частоты вибрации шатунного подшипника дизеля 14Д40 в зависимости от диаметрального зазора

т

1300

1200

<100

<000

900

800

700 600

ч V

\ < •

ч

ог 0,25 0,3 0*5 0Л 0Л5 Д,мм

Рис. 1.

а также датчик синхронизации ANDIMIK (Венгрия).

Перед измерениями дизеля были отрегулированы на реостатных испытаниях. Акселерометры были размещены на правой стороне дизеля между 2 и 3 , а также между 4 и 5 цилиндрами в соответствии с рекомендациями, указанными во второй главе.

Посла предварительных испытаний а качестве режима диагностирования были выбраны холостой ход дизеля на минимальной устойчивой частоте вращения коленчатого вала < п = 330 об/мин) и при частоте срашония п = 480 об/мин. Температура воды и масла поддерживалась в определенных пределах.

При анализе полученных вибросигналов в качества первичной обработки сигнала использовались Фильтрация (частотная селекция), временная селекция (Фазовое селектирование) и синхронное накопление.

При обработке визросигнала приманен спектрально-корреляционный анализ, основанный на использовании алгоритма быстрого преобразования Фурье. Во время анализа вибросигнала шатунного подшипника дизеля использовалась следующие характеристики: Евтоспектр, функция автокорреляции и функция когерентности.

После статистического анализа формировался диагностический признак технического состояния. В данном случае этот признак: измзнение частоты вибрации шатунного подшипника в зависимости от его диаметрального зазора.

ПЯТАЯ ГЛАЗА посйяданз результатам экспериментальных исследований.

3 качество м-эдели для исследования шатунного подсипника был выбран тсплсзозньа дизель 14D40, оборудованный на локомотива М32. Euffop данного дизеля обусловлен тем, что в нзстсяяее гремя теплозозы К52 эксплуатируются И в России, и в Венгрии.

На оснсзании расчета частоты вибрации шатунного подшипника определился частотный диапазон анализа от 1,5 Гц до 1,6

1е

кГц. Для определения параметров временной селекции (ширина стробирующего импульса и время , запаздывания стробируюиегй импульса относительно синхроимпульса с датчика оборотов) были получены временные Функции вибрации дизеля на различных режимах его работы.

По результатам первичной обработки установлено, что минимальное количество выборки не должно быть менее 40. При таком количестве выборки спектр вибрации при суммировании уже значительно не меняется.

На рисунке 2. показаны автоспектры вибрации в вертикальном (верхний рисунок) и в поперечном направлениях, снятые *

напротив четвертого коронного подшипника дизеля после капитального ремонта при частоте вращения коленчатого вала п=480 об/мин. Обращая внимание на частотный диапазон' от 1200 Гц до 1300 Гц, который , по результатам теоретического иссле-вания, должен характеризовать вибрацию шатунных подиипников (рис. 1.5 можно выделить 3 характерные частоты: 1240, 1256 и 1204 Гц. Используя полученную зависимость частоты вибрации шатунного подшипника от его диаметрального зазора (рис. 1.) этим значениям частот соответствуют следующие диаметральные зазоры Г=1240 Гц - 11=0,296 мм ; Г=1256 Гц - »1=0,287 мм;

Г=1284 ГЦ - »1=0,271 мм .

Сравнивая полученные значения диамэтральных зазоров с данными таблицы 1., полученными путем механического замера этих же зазоров на локомотивсремонтном заводе .(Будапешт) установлено, что . частота Г«=1240 Гц соответствует вибрации шатунного подшипника 3. цилиндра, частота Г=125б Гц шатунным подшипникам 3. и ( или > 6. цилиндров, а частота Г=1284 Гц шатунному подшипнику 4. цилиндра.

Автоспектры вибрации дизеля 14Д40 после капитального ремонта при п=4Э0 min 1

а, вертикальное направление

i ». f*J2 №5 fit ■ '.q.il f.CSV f| Ш i1/! \

1 1 Ii) i , J ЛЯ 11 1

JJ^ÜLL-^VÜ-OiMaJi^.................

600 ООО ■1000 '¡200 41,0 0 ¿Гц.

Ь, поперечное направление

Рис. 2

Таблица 1.

Величины диаметрального зазора шатанных подшипников дизеля после капитального ремонта

Номер шатунного подшипника 1 2 3 4 5 6

Величина зазора Ь , мм 0,27 0,27 0,29 0,27 0,30 0,29

По этим спектрам отмечено, что вибрации шатунных подшипников более выделяются из спектра, полученного в поперечном направлении, чем в вертикальном направлении. Это объяснено следующими двумя обстоятельствами:

1. Большие усилия, возникающие в цилиндрах в рсновном передаются близко к вертикальному направлению (поршень - верхняя головка шатуна, крышка цилиндров),

2.Как следует из теоретического исследования движения цапфы в шатунном подшипнике данного дизеля ударное перемещение происходит в горизонтальном С поперечном > направлении , *

На рисунке 3. показан автоспектр вибраций напротив четвертого коренного подшипника дизеля перед капитальным ремонтом при п=ззо об/мин. Обращая внимание на частотный диапазон от 730 Гц до 770 Гц »который должен характеризовать вибрацию изношенного шатунного подшипника, выделены следующие характерные частоты: Г =740 Гц и Г=752 Гц, и соответствующие им диаметральные зазоры: Ь=0,429 ж и Ь =0,410 ж. Сравнивая полученные значения диаметральных зазоров с данными таблицы 2., полученными путем механического замера этих же зазоров во время подъемочного ремонта дизеля, установлено, что частота Г=740 Гц соответствует вибрации шатунного подшипника четвертого цилиндра, а частота Г=732 Гц пятого цилиндра.

Автоспектр вибрации дизеля 14Д40 перед капитальным ремонтом при n=330 min 1

Рис. 3.

функция когерентности спектров вибрации дизеля 14Д40 перед капитальным ремонтом при n=330 min

А'ОО £00 1200

Рис. 4.

го

Таблица 2.

Величины диаметрального зазора шатунных подшипников дизеля перед капитальным ремонтом

Номер шатунного подшипника 1 2 3 4 5 6

Величина зазора

Ь , мм 0,41 0,43 0,39 0,43 0,41 0,40

На рисунке 4. показана Функция когерентности двух спектров, вертакалыюгэ и поперечного направлений, снятые в этой точке, на этом же режиме работы дизеля. Из рисунка видно, что

на частоте Г=74о Гц величина когерентности Г =0,723, а на

ху

частоте 732 Гц - Г =0,641. Такая разница значений кргерент-ху

ности обусловлена тем, что удар в более изношенном подшипнике сильнее, поэтому доля вибрации данного удара на рассмотренной частоте больше, чем у подшипника с меньшим диаметральным зазором.

На основании полученных экспериментальных результатов предложены рекомендации по измерению и анализу вибросигналов шатунного подшипника.

В результате исследований установлено, что с увеличением диаметрального зазора шатунного подшипника частота его вибрации, возбуждаемой в момент удара , снижается.

В настоящей работе это обстоятельство рекомендовано использовать при диагностировании износа шатунных подшипников.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертации поставлена и решена научно-техническая задача повышения точности оценки технического состояния шатунных подшипников тепловозных дизелей за счет совершенствования ме-

тодики их диагностирования по вибрационным характеристикам с применением упругогидродинамического расчета подшипника с учетом деформаций крипокипной головки шатуна.

Решение задачи имеет важноа значение, так как определение диаметрального зазора шатунного подшипника с помощью безразборной вибродиагностики позволяет перейти'.от планово-предупредительной системы ремонта данного узла дизеля к ремонту по Фактическому состоянию.

В основу решения задачи положены современные научные представления, разработанные русскими и зарубежными учеными, и новое научное положение автора о взаимосвязи критической частоты -Бибрации во время соударения и диаметрального зазора шатунного подшипника тепловозного дизеля.

В диссертации исследованы основные аспекты этой взаимосвязи и получены следугацие результаты:

1. Усовершенствованная математическая мол/эль уточненного расчета рзбочего процесса двухтактного дизеля по методике Н. М. Глаголева путем представления характеристики впрыска топлива в бид£> сукъгл двух парабол позволило получить более точные расчетные значения индикаторной диаграмм дизеля 14Д40 на различных режимах его работы.

2. Разработанный и составленный комплекс программ на основе метода конечных элементов позволил создать дискретную схему идеализации гатуна с помощью двумерных трехузловых изо-пвраматрических плементов; определить кинематические и динамические параметра ¿риготипно-пвтуинсго -механизма У-образного дизеля с прмиепным шатуном и определить нэпряжгнно-деФормирс-ванное состояние шатуна.

3. Разработанный алгоритм и составленный комплекс программ упругогидродинакячс'ского расчета шатунного подггилниха У-обрзэ-ного дизеля с прицепным иатуном с различными диаметральным!!

зазорами на различных режимах работы дизеля позволили определить для тепловозного дизеля 14/540»

- безразмерные реактивные силы вытеснения, вращения и сопротивления деформации в зависимости от относительного эксцентриситета;

- изменение минимальной толщины смазочного слоя по углу поворота коленчатого вала;

- траектории движения шатунной шаики на различных режимах работы дизеля.

По полученным результатам определено предположительное место возникновения удара С и как следствие вибрации ) по углу поворота колончатого вала и предпочтительное место установки вибропреобразователя по направлению и по высоте.

4. Расчетным путем определено изменение частоты вибрации шатунного подшипника теплоиозного дизеля 140*10 от его

. диаметрального зазора для различных режимов двигателя. Б результате установлены частотные диапазоны вибрации шатунного подшипника при изменении его диаметрального зазора от 0,20 мм до 0,3 мм: для п=330 оа/мин от 920 Гц до 700 Гц и для п=400 об/мин от 1320 Гц до 1060 Гц.

5. Получены экспериментальным путем времоиниэ характеристики и спектры вибраций отремонтированного и изнеженного шатунных подшипников тепловозного дизеля 14040. Предложено при анализа полученных вибросигналов в качестве первичной серг-ботки использовать частотную и временную селекции и синхронно:, накопление. Показано изменение частоты вибрации шатунного подшипника в зависимости от его диаметрального зазора с помощью автоспектров, Функции автокорреляции и Функции когерентности. Доказано, что с увеличаииеи диаметрального зазора шатунного подшипника частота его вибрации, возбуждаемой в момент соударения, снижается в соответствия с изменением зазора.

6. Разработаны рекомендации по измерению и анализу вибро-сигиэлов ¡латунного подшипника тепловозного дизеля.

7. Установлено, что экономический эффект от внедрения метода вибродиагностирсванмя шатунного подшипника тепловозного дизеля 14040 для локомотивных депо Венгерской Государственной Железной Дороги составляет 267 долларов С1!А на . один локомотив в год.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих

■ 1. Kédir Andris: Vasuti dizelnotorok ¿gési folyamatânak szimit^sa. < Расчет процесса сгорания тепловозного дизеля ) Kozli?kodéstudom;inyi Szemlu, 1690. N°12. pp. 565-572.

2. Kâdà'.г Andr.ls: Feltoltéses vasuti di zel moterok qSzcse-rofolyamatdnak szimitàsa. С Расчет процессов газообмана тепло-розного дизеля с наддувом ) Kozleked^studomdnyi Szemle.lCOl. N°2. pp. 63-eo.

3. ICidir Andrdis: Dizelrr.otcr forgattyuster.goLy csapàgyak hidrodlnaraikal szrfrrd tdsa vai-1 icicSs ro<Sdsz«rrel. I. rdsz. СГидро-Л'.лпэмическш'! расчет лодкипников коленчатого вала дизеля вариационным методом. Часть l.O Jir.m1vf>k, ¿piuïipari de rr.ezG-g,i2dasrfgl gépek, 1901. M°12. pp. 477-481. РЯ. /¡ВС. 1992. )J°0,0. 39. 22.

•1. Kddrfr Andris: Dizol r.otcrck fcrgattyustengely csapàqya-inak htdrodinamikai szénitilsa vari.-lciis mid^zerrel. II. rtisz. ( Гидродинамический расчет подшипников колончатого вала дизелей Еариацг.снньм kc-tccjm. Часть 2. ) Jrfrmavsk, ¿pi tiîipari ¿s mazcîgazdas^gi gépek, 19-32. U°S. pp. Ê4-C8.

5. KàdJr Andris: Diselinoto.- hajtdrudcsapigy rugalmaa hid-rodiMnikai szdni tis?,, I ,'r<isz. С Улругогидродинамичсскни расчет сатунного подшипника дизеля. Часть 1. ) KSzlekedéstudomiriyi Sïemle, 1 £32. Н°0. pp. 303-307. РХ. ¡ВС. 1993. N°2, 2.39.33.

6. К-гШг /Jidrâs: Dizelnctor hajtdradcsapigy rugalmas hid-redinaraikai animitisa.II. rész. < Упругогидродинакическии лас-чет гатуннсго подшипника дизеля. Часть 2. ~> Kozlokedistudomiinyi

1992. >i°S. pp. 329-336. РТ:. ЛВС. 1Р93. М°2, 2.39.33.

7. iidddr Andrdn: Di tçl r.iotorokban keleLke;zô rezgések és azok diagnnsztikai blkalrr.aritoJnak iltaldnos këi-dtisei. С Вибрации, возник a ют о в дизелях и сб'гиэ вопросы их дпзгнсгтичаск его применения. > K8zl e-kedéstudo'rdnyi Szerale, 19S2. М°10. pp. 331 -364

работах: