автореферат диссертации по транспорту, 05.22.07, диссертация на тему:Виброакустическая диагностика буксовых подшипников подвижного состава

На правах рукописи

НЕЛЮБОВ Виктор Петрович

ВИБРОАКУСТИЧЕСКАЯ ДИАГНОСТИКА БУКСОВЫХ ПОДШИПНИКОВ 1 ПОДВИЖНОГО СОСТАВА

I

Специальность 05.22.07 - Подвижной состав железных дорог, тяга 1 поездов и электрификация

! I

I

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

I

I

Ростов-на-Дону - 2003 г.

Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования "Ростовский государственный университет путей сообщения Министерства путей сообщения Российской федерации" на кафедрах «Локомотивы и локомотивное хозяйство» и «Электрические машины и аппараты»

Научный руководитель: -доктор технических наук,

профессор Гиоев Заурбек Георгиевич. Официальные оппоненты: -доктор технических наук,

профессор Беляев Анатолий Ильич, доктор технических наук, профессор Балон Леонид Вениаминович.

Ведущая организация: Северо-Кавказская железная дорога

Защита диссертации состоится " " юойя 2003 г. пЬО

ъЮ - часов на заседании диссертационного совета Д218.010.01 при Ростовском государственном университете путей сообщения по адресу: 344038, г. Ростов-на-Дону, пл. Народного Ополчения, 2, РГУПС, конференц-зал.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета.

Автореферат разослан " мая 2003 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, доктор технических наук, профессор

В.А. Соломин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА

Актуальность проблемы. В условиях современных экономических отношений федеральный железнодорожный транспорт является одной из важнейших отраслей экономики нашего государства. Важнейшими его задачами являются обеспечение безаварийной работы железных дорог, своевременная доставка грузов и удовлетворение потребности населения в пассажирских перевозках.

Высокие темпы развития хозяйства в транспортной компании "ЛУКойл-Транс" обуславливают рост потребностей в перевозках углеводородного топлива и грузов, а, следовательно, и грузонапряженности железных дорог. Повышение конкурентной способности и устойчивости развития железнодорожного транспорта немыслимы без эффективной работы отрасли, разработки и использования новых интенсивных технологий, в основе которых должны лежать современные достижения научно-технического прогресса. В этих условиях требуется четкая и бесперебойная работа во всех звеньях транспортной компании "ЛУКойл-Транс". Недопустимы даже незначительные сбои в движении поездов из-за неисправностей тягового подвижного состава (ТПС) и вагонов, приводящих к невосполнимым материальным потерям. Поэтому улучшение технического состояния ТПС и вагонов, обеспечение их надежной работы в эксплуатации и повышение эффективности использования подвижного состава являются одним из главных условий, определяющих успешную работу транспортной компании "ЛУКойл-Транс".

Целью работы является комплексный подход к разработке основ безразборной виброакустической диагностики технического состояния подшипников качения букс подвижного состава. Для достижения этой цели были поставлены и решены следующие задачи:

1. Исследование теоретических условий возникновения импульсного движения цапфы в буксовом подшипнике качения и их экспериментальное подтверждение.

2. Теоретические исследования влияния радиального зазора, скорости вращения оси колесной пары и нагрузки в режиме импульсного движения на параметры собственной корпусной вибрации (СКВ) буксового подшипника.

3. Установление функциональной зависимости диагностических параметров акустического сигнала от технического состояния буксового подшипника.

4. Разработка и исследование алгоритма выделения диагностического сигнала буксового подшипника качения из СКВ.

5. Синтез единой детерминированной виброакустической модели буксовых подшипников подвижного состава.

6. Разработка научно обоснованных вибрационных норм в зависимости от радиальных зазоров в подшипниках качения буксовых узлов.

7. Экспериментально обоснованная оценка дефектов в буксовых подшипниках на базе однотретьоктавного спектрального анализа в реальном масштабе времени.

8. Внедрение в производство научно обоснованного вибродиагностического комплекса, включающего специальный универсальный стенд для вывешивания, вращения колесной пары с реверсированием, обкатки и диагностики технического состояния подшипников букс подвижного состава.

Методика исследования.

В основе методики положены теория вероятностей и математической статистики, включающие корреляционный и многофакторный анализ, математическую обработку статистических материалов. Особое место отводится методам математического моделирования динамических процессов, протекающих в системе "колесо -рельс", цапфа оси - элементы буксового подшипника. В экспериментальных работах широко используются теория колебаний и основы виброметрии.

Научная новизна работы.

1. Сформулированы принципы и научно обоснованы методы оценки технического состояния буксовых подшипников по признаку изменения общею уровня ускорения собственной корпусной вибрации (СКВ).

2. Меюдом многофакгорного планирования диагностических эксперимен те были разработаны научно обоснованные вибрационные нормы в зависимости от радиальных зазоров в буксовых подшипниках вагонного подвижного состава.

3. Теоретически рассчитаны частоты скрытых периодичностей дефектов, позволившие научно обосновать алгоритм диагностирования буксовых подшипников подвижного состава.

Практическая ценность связана с внедрением в производство "Виброакустической диагностической станции", в которую входит специальный универсальный стенд для вывешивания, вращения колесной пары с возможностью реверсирования, обкатки и определения технического состояния буксовых подшипников на колесной паре без их демонтажа, с выдачей аналоговой информации на ЭВМ. Практическая значимость разработанной диагностической системы и эффективность достигаются за счет снижения внеплановых ремонтов по буксовым подшипникам вагонного подвижного состава.

Реализация результатов работы.

Создание вибрационных норм, диагностических частот "скрытых периодичностей" - дефектов в элементах буксовых подшипников, разработка и внедрение вибродиагностического комплекса в вагонном депо транспортной компании "ЛУКойл-Транс" с годовой экономической эффективностью 3500000 руб.

Апробаиия работы. Основные положения диссертации докладывались, были обсуждены, одобрены и получили положительную оценку на заседаниях кафедры "Локомотивы и локомотивное хозяйство", на объединенном заседании кафедр "Локомотивы и локомотивное хозяйство", "Вагоны и вагонное хозяйство", "Электрические машины", "Электрический подвижной состав" Ростовского государственного университета путей сообщения (РГУПС); на международной конференции "Новые технологии железнодорожному транспорту", г. Омск, 2000 г.; на научно-теоретической конференции профессорско-преподавательского состава РГУПС, секция "Локомотивы и локомотивное хозяйство", г. Ростов-на-Дону, 2002 г; на заседании Совета Северо-Кавказского регионального научного центра АТ России, г. Ростов-на-Дону, 2002 г.

Публикаиии. По материалам диссертации опубликованы 7 печатных работ.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, 5 глав, заключения, списка использованных источников, содержащего 90 наименований. Объем диссертации - 222 страниц, включая 76 рисунков, 12 таблиц, 6 страниц списка использованных источников.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении констатируется, что техническое состояние агрегатов и узлов подвижного состава характеризуется, помимо широко употребляемых показателей использования, надежности, также общим уровнем ускорения вибрационного состояния.

Из опыта эксплуатации подвижного состава известно, что при существующем методе эксплуатации и ремонта железнодорожной техники, когда замена узлов и механизмов происходит после отработки назначенного ресурса, не учитывается фактическое техническое состояние отработавших изделий. При этом значительная их часть имеет допустимое по техническим условиям техническое состояние, позволяющее производить дальнейшую эксплуатацию. В то же время, имеют место случаи преждевременного выхода элементов агрегатов и механизмов из строя. Повышение экономической эффективности предложенного метода эксплуатации локомотивов и вагонов может быть достигнуто за счет внедрения нового, свободного от недостатков метода - метода замены узлов и агрегатов по их фактическому техническому состоянию.

В первой главе рассмотрены наряду с кратким обзором научных публикаций по технической диагностике и методам анализа и контроля механических объектов, существо работ, посвященных технической диагностики без разборки, и излагаются основные положения СКВ буксовых узлов ПС.

Техническое состояние буксового узла ПС в каждый момент времени определяется значениями ряда независимых величин, характеризующих внутренние свойства объекта диагностики (зазоры, натяги в кинематических парах, искажение геометрических форм и др.). Поэтому, в безразборной виброакустической диагностике осуществляется измерение лишь таких величин, которые доступны непосредственному измерению и связаны с параметрами технического состояния определенными функциональными зависимостями. Эти физические величины называются диагностическими сигналами.

В качестве диагностических сигналов в настоящем исследовании используются упругие колебания, возбуждаемые динамическими процессами, протекающими в объектах исследования.

В процессе эксплуатации буксовые подшипники ПС подвергаются различным видам износа. Различают износ в результате усталости, абразивный износ, износ в результате коррозии и износ в виде наволакивания. В общем случае в реальных механизмах наблюдаются все виды износа. Однако скорости протекания каждого вида износа будут различными и зависят от конкретных условий работы кинематической пары.

Исследованиями износа буксовых подшипников качения установлено, что в преобладающем большинстве наблюдается абразивный износ и подшипники качения выбраковываются по причине повышенного радиального зазора.

С повышением радиального зазора в подшипнике качения буксы происходят ряд нежелательных процессов. Увеличиваются потери на трение в подшипниковой опоре буксы, уменьшаются статическая грузоподъемность и жесткость подшипника качения, возрастают остаточные деформации материала тел вращения подшипника, резко ухудшается распределение нагрузки между телами качения, повышаются

шумность и уровень собственной корпусной вибрации (СКВ). Исследованиями C.B. Пинегина установлено, что с увеличением радиального зазора в подшипнике качения возрастает разброс срока службы их, а, следовательно, и вероятность преждевременного выхода их из строя. Поэтому из изложенного выше следует вывод о том, что радиальный зазор подшипника качения является одним из важнейших параметров, определяющих состояние данной кинематической пары.

Работоспособность подшипника качения оценивается по ряду критериев: прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость, точность, сопротивления вращению, виброустойчивость и виброактивность. Зарождающийся дефект еще не приводит к снижению работоспособности и изменению параметров, однако, последующая стадия его интенсивного развития приводит к внезапному или параметрическому отказу. Поэтому основной задачей является определение технического состояния буксового подшипника качения на ранней стадии развития износа по измеряемым параметрам без его разборки с целью установления остаточного ресурса работы буксового узла ПС.

Разработка и создание безразборной технической диагностики представляет сложную задачу, которая может быть решена объединенными усилиями специалистов разных областей науки и техники. К наиболее значительным работам в этой области можно отнести исследования ученых: И.В. Бирюкова, JI.B. Балона, Н.Г. Ба-лицкого, А.Б. Баркова, А.И. Беляева, И.И. Галиева, М.Д. Генкина, З.Г. Гиоева, Ю.А. Евдокимова, A.B. Лосева, В.Н. Лисунова, H.A. Малоземова, Б.В. Павлова, Э.А. Па-хомова, В.В. Привалова, В.М. Приходько, Э.Э. Риделя, B.C. Руднева, Е.К. Рыбникова, Т.А. Тибилова, В.Н. Цуренко, В.А. Петрова, Б.С. Цыпкина, М.В. Орлова, А.Ф. Тагирова, В.Н. Кашникова, В.Ф. Феоктистова, В.А. Четвергова, K.M. Рагульскиса, C.B. Иванова, Д.Г. Евсеева, В.Г. Козубенко, В.И. Киселева, В.В. Стрекопытова, В.Ф. Деткова и многих других.

Шум и вибрации, возникающие в подшипнике качения, исследовались И.А. Михеевым, Ю.С. Крючковым, В.Б. Лившицем, Б.Т. Шефтелем, С.Б. Бояриновым и другими.

Много работ посвящено влиянию радиального зазора на надежность и износ подшипников качения. К ним относятся работы В.Н. Трейера, В.А. Аранзока, Б.В. Цыпкина, Е.А. Герцога, М.П. Кузьминского, С.М. Бабусенко, И.И. Вайндельфельда, A.M. Крикова и других.

Буксовый узел колесной пары, как и любой другой агрегат подвижного состава можно рассматривать в двух аспектах: с точки зрения структуры и с точки зрения функционирования. Структура буксового узла определяется предписываемыми ему функциями. При структурном подходе имеют дело с размерами и формой деталей, с зазорами в кинематических парах и с другими свойствами элементов буксы, обеспечивающими его нормальную работу.

Основным понятием диагностики, связанным со структурным аспектом, является техническое состояние структуры буксы в некоторый момент времени t, которое может быть охарактеризовано совокупностью независимых структурных параметров X], Х2, Х3, ..., Х„. Параметры Х„ - переменные величины. Задача определения технического состояния буксы может быть решена, если Хп будут выражены через параметры Li, L2, L3,..., Lm, известные или с возможностью их определения без разборки буксы. Такой косвенный процесс определения технического состояния

буксового узла называется диагностикой. Он сводится к измерению параметров диагностического сигнала Li, L2, L3.....Lm, то есть

Lm = f(X|, X2,..., Xn). (1.1)

Техническое состояние диагностируемого объекта обычно определяется одним наиболее весомым или несколькими структурными параметрами. Научиться ставить диагноз - это значит отделять полезный сигнал от помехи:

A[L(t)] = A[s(t)+m(t)]-* S(t) (1.2)

где оператор А преобразует СКВ L(t) в интересующий нас полезный сигнал S(t), содержащий информацию о техническом состоянии буксовых подшипников. Как видно из рис. 1.1., выходные параметры находятся в тесной взаимосвязи с техническим состоянием различных структурных элементов буксового узла.

Рис. 1.1.

Техническое состояние любого агрегата или узла надо оценивать количественными значениями структурных параметров, которые могут быть номинальными, допустимыми и предельными.

В процессе эксплуатации буксовые узлы ПС изменяют свои структурные параметры, увеличиваются их числовые значения с увеличением пробегов колесной пары, но всегда это изменение приводит к ухудшению технического состояния узла агрегата или в целом машины, что внешне проявляется в появлении стуков, корпусной вибрации, шума, нагрева и других явлений, которые еще не приводят к потере работоспособности агрегата или буксы, но указывают, т.е. сигнализируют о наличии неисправности. Предельное значение соответствует полной потере работоспособности узла, т.е. невозможности выполнять им свои функции.

Упругие корпусные колебания буксового узла возникают под действием сил трения качения, переменных сил от соударения твердых тел, от неравномерности

распределения масс относительно оси вращения, от недостаточной центровки совместно работающих элементов узла или агрегата. Переменность действия сил при наличии радиальных зазоров подшипников качения буксового узла приводит к соударению их при перекатывании цапфы и роликов (1.3), вследствие чего возникают собственные колебания деталей подшипника и буксового узла в целом. При ударе импульс силы определяют по формуле:

1+Д1

Л= |р(ф1 = тУ-тУ0 (1.3)

I

где Я - импульс силы удара; Р (1) - мгновенное значение силы удара; У0 - скорость тела в начале удара; V - скорость тела в конце удара; ш - масса ударяющей детали; I - время, затраченное на удар.

Удары сопряженных деталей в буксе вызывают в соударяемых деталях деформацию и упругие колебания с соответствующими амплитудами и частотами. Поэтому скорость в начале удара цапфы о тело качения подшипника является функцией нескольких величин, т.е.

У0 = «[6,ш,Р,ш,Т,д), (1.4)

где 8 - радиальный зазор в подшипнике качения; <в - круговая частота вращения цапфы (вала); Т - температура корпуса буксы; д - масса смазки.

Для буксовых подшипников, работающих при заданной частоте вращения оси колесной пары, и учитывая, что массы деталей подшипника практически остаются постоянными, выражение (1.4) примет вид:

У0=А-Д6,), (1.5)

и, соответственно, импульс силы при соударении деталей будет определяться выражением:

Я = = (1.6)

где А и Б - постоянные коэффициенты.

Из выражения (1.6) видно, что импульс силы Я при соударении деталей кинематической пары является функцией от зазора 5,. Каждая сопряженная пара деталей формирует СКВ при соударении, как правило, импульсного характера с соответствующей частотой наполнения виброимпульса (собственной частотой колебания). Тогда спектр ударных виброускорений определяется как функция ускорений в зависимости от собственных частот сопрягаемых деталей. Зная частоту ударов цапфы о тело качения, можно определить моменты образования виброимпульсов, энергия которых пропорциональна ударному импульсу К, а, следовательно, и зазору 5,. Чем больше радиальный зазор в подшипнике, тем дальше перемещаются виброимпульсы относительно опорной точки. Общая схема, по которой производится диагностирование буксовых подшипников, представлена на рис.1.2.

Предполагаемая система виброакустической диагностики состоит из вибропреобразователей (датчиков) Д„ установленных на диагностируемом объекте, усилителей Уп и преобразовательных устройств ПУ„, выделяющих из вибросигналов датчика Ик признаки дефектов Б,,. В блоках памяти (БП)т хранятся систематизированные сведения о признаках типовых дефектов 8\.

а)

Д„ - датчики; И1 (1) - Ип (1) - параметры выходных сигналов; X] - Хп - параметры, характеризующие техническое состояние объекта; У] - У„ - усилители сигналов; ПУ! - ПУ„ - преобразовательные устройства; БП| - БПт - блок памяти.

б)

2 = сот!

_И,(0 У1

Букса Ь-

Л:

и„(1)

у. ПУ,

;

У, пу2 V N 1

Виброакустический диагноз в; t

Решающее устройство

V

ПУ.

Рис. 1.2. Структурная схема системы технического диагноза

п

Совокупности признаков дефектов диагностируемого узла и признаков

I

типовых дефектов данного класса машин или узлов вводятся в решающее уст-

1

ройство (РУ). В решающем устройстве осуществляется их сопоставление и вынесение диагноза по заранее разработанному алгоритму.

Из анализа опубликованных материалов, и, в соответствии, с вышеизложенным, а также, учитывая перспективность виброакустического метода определения технического состояния элементов буксового подшипника ПС, можно сформулировать основную цель работы: установить зависимость между параметрами виброакустических характеристик и радиальными зазорами в буксовых подшипниках подвижного состава.

Для решения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

1. Разработать методику проведения исследования.

2. Исследовать существующие методы безразборной диагностики технического состояния буксового узла ПС.

3. Определить динамические силы, действующие в элементах буксового подшипника.

4. Исследовать различные факторы, влияющие на процесс изменения виброакустических характеристик буксового подшипника. Выявить наиболее интенсивные источники СКВ буксы.

5. Исследовать экспериментально влияние износа деталей подшипника на изменение виброакустических характеристик буксы.

6. Разработать рекомендации и мероприятия по безразборной виброакустической диагностике буксовых подшипников ПС.

7. Дать технико-экономическое обоснование для внедрения в производство результатов исследований.

Вторая глава посвящена анализу существующих методов диагностики технического состояния буксовых подшипников и условиям эксплуатации их на подвижном составе.

В настоящее время на пассажирских и грузовых вагонах и на локомотивах применяются цилиндрические подшипники качения, которые по сравнению с подшипниками скольжения имеют следующие преимущества:

- уменьшают сопротивление движению поезда на 18% при скорости 30 км/ч, на 12% - при скорости 60 км/ч и на 8% - при скорости 75 км/ч и, особенно, при тро-гании с места - на 85 %;

- уменьшают расход смазки в 5 - 15 раз и расход цветных металлов;

- сокращают эксплуатационные расходы на содержание, т.к. ревизию роликовых букс производят в среднем лишь один раз в шесть месяцев.

Подвижной состав (локомотивы и вагоны) представляют собой сложную электромеханическую систему узлов и элементов. Поэтому, для разработки целенаправленных мероприятий по повышению их эксплуатационной надежности важно оценить надежность отдельных узлов и изучить данные о повреждениях каждого из них.

Анализом установлено, что на экипажную часть вагона приходится наибольшее число неисправностей, среди которых наибольшее количество повреждений приходится на буксовый узел.

Основными причинами отказа являются: разрушение торцевого крепления подшипников на оси - 30 - 35%; разрушение сепаратора - 35-40%; ослабление натяга внутренних колец - 6-10%; обводнение смазки - 4-5%; усталостное выкрашивание на наружных и внутренних кольцах до 3% и др. Например, излом и разрушение сепаратора происходит, как правило, по трем причинам: пропуск во время технического осмотра (ТО) и текущего ремонта (ТР) механических повреждений, обводнение смазки и недостаточное количество ее между центрирующими поверхностями сепаратора и бортами подшипников, что приводит к сухому трению и влечет : за собой износ оснований сепаратора, тел качения, колец и др.

На основании анализа повреждений буксового узла были выявлены элементы, неудовлетворительно работающие в эксплуатации. Кроме того, были установле- > ны причины, вызывающие повреждения в элементах буксового подшипника. На основании вышеприведенного, были определены основные направления, в которых сосредоточено основное внимание для повышения эксплуатационной надежности подвижного состава.

Теоретические исследования и опыт эксплуатации показали, что надежность работы буксовых подшипников в эксплуатации в значительной мере зависит от ве-

личины радиального зазора. Подшипник с малым радиальным зазором §■ имеет в нагруженной зоне больше роликов, чем подшипник, имеющий больший зазор 5 и меньший угол зоны нагружения, т.е. чем меньше зазор, тем больше роликов участвует в восприятии радиальной нагрузки, тем долговечность подшипника выше.

Различают три вида радиальных зазоров: начальный зазор 5„ - это зазор в свободном состоянии подшипника до посадки его на шейку оси; посадочный зазор 5П - это зазор после посадки подшипника на шейку оси.

5п = 5„-ДбП) (2.1)

где Дб„ = А\ - с!к, где <1\ и «!„ - соответственно диаметр дорожки качения до и после посадки.

Рабочий радиальный зазор - это зазор в рабочем состоянии подшипника, т.е. под рабочей нагрузкой и в установившемся температурном режиме. Его можно определить по формуле

6Р = 5„-Дбп + Д5н + Д60 + Д5„ (2.2)

где Д5Н — увеличение зазора вследствие деформации дорожек тел качения под нагрузкой; Д50 - уменьшение зазора вследствие овальности колец; Д5, - уменьшение зазора из-за разницы температур колец.

Величина Д5Н зависит от внешней нагрузки на подшипник (груженый или порожний вагон), характера распределения нагрузки по роликам и жесткости корпуса буксы. Экспериментально установлено, что эта величина зависит также от начального радиального зазора (рис. 1.3).

А8„ мкм 50 40 30 20 10

1

/

/

/ г 2

/

Л

5 = 0,17 мм Рис. 1.3. Зависимость изменения

начального радиального зазора в подшипниках вследствие упругих деформаций колец и роликов под радиальной нагрузкой: 5„ = 0,04 мм 1, 2 - буксы грузовых вагонов

без ребер жесткости;

0 20 40 60 80 100 Л, кН

Зная геометрические размеры деталей подшипника, по известным выражениям определяются частоты вращения сепаратора относительно внутренней и наружной беговых дорожек, считая, что наружное кольцо неподвижно:

„„-Ц,.^.«**], (2.3)

где пв - частота вращения внутреннего кольца подшипника, об/мин; с!тк - диаметр тел качения; - диаметр окружности, проходящей через центры тел качения; 0 - угол контакта.

Тогда частоты вибраций колец будут:

= Пвf 1+ 120

•cos/3 ;

н 120 ^ D0

(2.4)

Будем считать, что виброакустический сигнал, снимаемый пьезоэлектрическим датчиком вибрации с корпуса буксы, имеет следующий вид:

L(t) = S(t) + N(t),

где S(t) - полезный сигнал, т. е. составляющая, обусловленная появлением дефекта - скрытой периодической составляющей в составе виброакустического сигнала; N(t) - помеха.

Как известно, конкретное усталостное разрушение подшипника качения начинается с образования в точке А микротрещин, направленных навстречу движению тел качения (рис. 1.4, а) и расположенных под острым углом к поверхности качения. При развитии трещина углубляется и, достигнув некоторой глубины, вновь образует раковину, вид которой показан на рис. 1.4, б и в.

. а) б) в)

Штт

Рис. 1.4. Усталостное разрушение в точке А на элементах подшипника

Такая геометрия усталостного разрушения типична для цилиндрических поверхностей, а также для желобов подшипников качения.

При ударе тела качения о раковину (рис. 1.5) усталостного выкрашивания беговой дорожки - в кольцах подшипников возбуждаются акустические импульсы (рис. 1.6), формы которых могут быть описаны выражением

S(t) = А exp[-at] • sin(«o0 • t + <p), (2.5)

где а - параметр, зависящий от упругих свойств и конструкции соударяющихся деталей и способа крепления подшипника качения (ПК); ф - начальная фаза колебаний; со0 - собственная частота колебаний соударяемой детали; t - текущее время.

Амплитуда виброакустического сигнала А является параметром, несущим информацию о техническом состоянии подшипника. Величина этой амплитуды определяется долей кинетической энергии тел качения АЕ, расходуемой на его удар о края дефекта. В результате соударения деталей буксового подшипника возбуждаются упругие колебания на их резонансных частотах.

Размер дефекта определяется высотой h точки касания тела с преградой в момент удара. Известно, что величина кинетической энергии, расходуемой на удар, определяется разностью кинетических энергий движущихся тел до и после удара. Согласно теореме Карно, эта энергия равна кинетической энергии потенциальных скоростей:

AVCZ г Ли

ДЕ = m--- + Jr--

2 с 2

(2.6)

где ш - масса тела; 1с - момент инерции тела относительно оси, проходящей через центр масс; ДУС - потерянная линейная скорость центра масс тела; Дсо - потерянная угловая скорость вращения тела относительно собственной оси.

Рис. 1.5. Удар тела качения о раковину

Рис. 1.6. Образование вибро акустического импульса после удара

Ударные виброимпульсы (рис. 1.6) в буксовом подшипнике возникают и при отрыве цапфы от роликов, что заканчивается снова ударом цапфы и тела качения (рис. 1.7. а, б). Чем больше радиальный зазор 5, тем больше величина удара, а, значит, амплитуды виброимпульсов увеличиваются с определенной периодичностью, что хорошо просматривается на виброосциллограмме.

6)

а) I _ Отрыв цапфы тел

качения подшипника ___________

Жесткий удар цаЬфы тея качения

Рис. 1.7 Характер движения цапфы буксового подшипника

а) схема перекатывания цапф и роликов подшипника;

б) жесткий удар цапфы подшипника.

Радиальный зазор, при котором в подшипнике качения начинают совершаться импульсные движения цапфы, назван граничным и определяется по выражению

5 =

2/

2а-Р73 -совр

(2.7)

1 - соь<р

где а - коэффициент пропорциональности упругих деформаций величины действующей нагрузки; Р - радиальная нагрузка; <р - угол между телами качения в ПК.

Резонансные частоты продольных колебаний ролика определяются по формуле:

•I

5.19-10"3 ттк-Ь-дл'

(2.8)

где Ер - модуль упругости ролика; с)тк - диаметр тел качения - ролика; ттк -масса тел качения; Ь - высота ролика; цл - постоянный коэффициент, равный 1,031. Длительность соударения тел качения с кольцами определяется по формуле:

где 5 - радиальный зазор; О0 - радиус окружности, проходящей через центры тел вращения; Рр - радиальная нагрузка, действующая на подшипник; Мподш - масса подшипника; § - ускорение свободного падения; Ъ - количество роликов.

При ударе длительностью гуд=1105с возбуждаются упругие колебания в широком диапазоне частот, вплоть до {имс = 1,5/туд = 150000 Гц, а амплитудный спектр упругих колебаний исследован в полосе частот от 2 - 20000 Гц с помощью анализатора в реальном масштабе времени.

Таким образом, пьезоакселерометр регистрирует не одиночные импульсы, а последовательность импульсов по форме затухающих синусоидальных колебаний с амплитудой ударов в кинематических парах:

где А - общий уровень двойной амплитуды виброакустического сигнала; Т - период ударных импульсов; К - текущий номер ударного импульса; п - количество импульсов.

Воспринимаемый измерительной аппаратурой сигнал 8(1) состоит из целого ряда гармоник:

Следовательно, виброакустическая информация буксового подшипника заключена в амплитуде А„ а скрытые периодичности дефектов определяются круговой частотой ю«.

Третья глава посвящена исследованию динамических сил, возникающих при движении колесных пар подвижного состава (ПС), воздействующих на буксовый узел. Для исследования возможности использования виброакустических методов диагностики элементов колесных пар рассмотрим математическую модель системы колесо - рельс. Колесная пара подвижного состава и рельсовый путь, взаимодействующие друг с другом, образуют достаточно сложную упруго-вязкую пространственную динамическую систему. Доказано, что в ограниченном диапазоне скоростей для целей данного исследования, эту систему можно упростить и представить в виде линеаризованной многомассовой плоской колебательной системы с сосредоточенными параметрами.

Для исследования виброакустических методов диагностики технического состояния элементов колесной пары можно использовать расчетную схему с четырь-

(2.9)

(2.10)

ар

Е8к=аК-51П(ШК-1+<?)К).

(2.11)

мя степенями свободы. Математическое описание можно представить в виде следующей системы дифференциальных уравнений восьмого порядка:

=Р0-Р,; тг2^Р,-Рг\ тъ 2,= Рг-Р,; т,2,=Р}-Р,. (3.1) где Ш1 4- пи - приведенные массы элементов системы; Р1 + Р4 - силы, выражаемые через перемещение масс Ън жесткости С„ коэффициенты демпфирования аь скорости перемещений центров масс и возмущающей функции Р0.

Анализируя вертикальную динамику взаимодействия пути и колесной пары подвижного состава, можно констатировать, что наибольшее влияние на техническое состояние буксовых подшипников и на поверхности катания бандажей оказывают масса необрессоренных частей тележек, приведенная масса и жесткость пути, скорость движения поезда и геометрические характеристики неровностей колес и рельсов.

Горизонтальная динамика подвижного состава, особенно движение в кривых участках пути, оказывает значительное влияние на техническое состояние буксовых подшипников.

Источником всех динамических возмущений является колесная пара, движущаяся по неровностям пути в плане. Действующие на колесную пару силы приведены на рис. 1.8.

Рис. 1.8. Усилия, действующие на колесную пару

От гребня набегающего колеса на головку рельса в точке А действует направляющее усилие У! (на рисунке показана равная ему, но действующая на гребень реакция со стороны головки рельса). В точках А и Б, в которых на рельс передаются вертикальные нагрузки, к бандажам приложены поперечные составляющие сил трения Н[ иН",величины которых пропорциональны вертикальным нагрузкам от колес на рельсы РА и РБ.

Направления сил трения противоположны направлению усилия У| в том случае, когда угол набегания колеса на рельс положителен, т.е. такой, что гребень бандажа в своем движении стремится пересечь головку рельса. Если же гребень в своем движении стремится уйти внутрь колеи, то силы трения Н', и н; будут действовать в ту же сторону, что и направляющее усилие У,. К торцу оси колесной пары через упорную шайбу, укрепленную в крышке буксы, приложено усилие Ур, представляющее собой результат действия группы горизонтальных сил через раму тележки на направляющую колесную пару, называемое рамным усилием, которое входит в следующее выражение:

у=ур±н;±н; (з.2)

Знак"+" принимается при положительном знаке угла набегания, знак"-" - при отрицательном.

При определении составляющих сил трения Н| и Н* необходимо учитывать, что вертикальная нагрузка на набегающем колесе будет равна:

(Ц-П)Н

4 (3.3)

РА=Рст-

а на сбегающем колесе

Рб=Рст+

2Sn

(Ц-П)Н 2S-n '

(3.4)

где Per - статическая нагрузка от колеса на рельс; Ц - центробежная сила; П - составляющая силы тяжести от возвышения наружного рельса в кривой; Н - высота центра тяжести подвижного состава над уровнем головок рельса; 2S - расстояние между кругами катания; п - общее число колесных пар.

В работе более подробно рассматриваются силы, действующие на тележку ПС при ее движении в кривых участках пути (рис. 1.9), составляются условия равновесия тележки. Далее при различных скоростях движения рассчитывается горизонтальная рамная сила, которая суммируется по правилу параллелограмма с вертикальным усилием, а их равнодействующая приводит к увеличению в 1,3 раза эквивалентной нагрузки на подшипники буксового узла, что приводит к снижению их долговечности.

Рис 1.9. Расчетная схема сил, действующих на двухосную тележку ПС в кривых участках пути в положении "промежуточная установка".

Конструкция колесной пары, и размещенных на ней букс с подшипниками качения, весьма сильно влияет на изменение всех динамических сил, т.е. надежность работы букс в значительной мере зависит от технического состояния подшипников качения.

Анализ динамических сил, действующих в контакте колесо - рельс, показывает, что с увеличением износа контактирующей пары увеличиваются силы трения,

а, следовательно, силы, действующие вдоль и поперек пути. Следовательно, с изменением динамических сил изменяется динамическая нагруженность буксовых подшипников, что приводит к износу элементов подшипника и различным неисправностям. Поэтому при диагностике очень важно иметь экспериментальные данные о спектральном составе динамических сил, действующих на буксовые подшипники в зависимости от радиального зазора в них.

При вращении оси колесной пары на ее цапфы действуют, как известно, динамические силы, переменные по величине и по направлению. Эти силы передаются подшипникам, а от них и к корпусу буксы и вызывают упругие колебания - вибрацию.

Для определения степени влияния радиального зазора на уровень динамической нагрузки в сопряжении, рассматривается дифференциальное уравнение движения центра тяжести цапфы в подшипнике оси колесной пары буксы с зазором. Анализ полученного решения показывает, что динамическая нагрузка сопряжения цапфа - подшипник увеличивается за счет изменения радиального зазора при постоянной и остаточной неуравновешенности и представляет собой линейную зависимость от зазора.

Без учета технологических погрешностей в геометрии узла цапфа - подшипник на корпус буксы, всегда имеющий радиальный зазор в подшипнике, передаются разные динамические усилия, которые вызывают на разных скоростях колебания. Это и объясняет обилие гармоник перемещения корпуса буксы. Если рассматривать пару "цапфа - корпус" буксы как линейную систему, не имеющую зазоров в подшипниках, то остаточная неуравновешенность цапфы может возбудить на корпусе только гармонику перемещения, а все остальные дефекты вызывают появление гармоник высших порядков.

Амплитуды гармоник высших порядков виброимпульсов определяются увеличением радиального зазора, осевого разбега оси колесной пары, микротрещинами на элементах подшипника, волнистостью на кольцах и др.

Измеряя ускорения СКВ в контрольных точках корпуса буксы, можно определить техническое состояние буксовых подшипников без разборки.

Наличие в составе виброакустического шума подшипника периодических составляющих высших и низших частот свидетельствует о появлении дефектов.

Задачу обнаружения и оценки периодического виброакустического сигнала в шуме можно решить с помощью так называемых гребенчатых фильтров, но для этого необходимо заранее знать частоту выделяемого сигнала с достаточно высокой точностью. Существенным является то обстоятельство, что с изменением технического состояния подшипников качения эти частоты могут изменяться. Таким образом, для технической диагностики необходимо из виброакустического шума буксового подшипника выделить сигнал с изменяющейся во времени частотой.

Широко для целей анализа и диагностики виброакустических сигналов используют полосовые фильтры, чаще всего третьоктавные фильтры, корреляторы и устройства для определения параметров функции распределения. В данной работе используются третьоктавные фильтры анализаторов спектров в реальном масштабе времени.

Достаточно подробно в диссертации излагаются вопросы обнаружения виброакустического сигнала с помощью анализатора закона распределения.

Предложенный метод обнаружения полезного виброакустического сигнала для распознавания дефектов был использован для определения дефектов в буксовых подшипниках качения ПС.

В четвертой главе выполнена экспериментальная проверка результатов теоретических исследований в условиях транспортной компании "ЛУКойл-Транс" при виброакустической диагностике буксовых подшипников ПС.

Среди множества задач, решаемых виброакустической диагностикой, необходимо выделить следующие: определение количественных зависимостей между параметрами СКВ и техническим состоянием объекта диагностики; отыскание наилучших условий диагностики скрытых технологических погрешностей; выбор минимального количества контрольных точек на корпусе буксы колесной пары ПС.

В работе используется кибернетический подход, в основе которого лежит идея "черного ящика", предложенная Н. Виннером (рис. 1.10).

Ь.....У - помехи от наведенных ЭДС

. 7„)

Г

и (1-1. Ц, Ц, .. и) - выходной сигнал

Рис. 1.10. Модель физических процессов в 1-ом конструктивном узле буксы подвижного состава г, воздействие параметров возмущений,

создаваемых объектом диагностики V/, ) (они являются управляемыми)

В настоящее время для измерения структурного шума - СКВ в широком диапазоне звуковых частот ^ = 0,5 Гц до ^ = 20000 Гц, служат вибропреобразователи.

Преобразующий элемент акселерометра состоит, как правило, из двух пьезоэлектрических дисков, на которых закреплена инерционная масса. При вибрациях масса создает переменные усилия на пьезоэлементы, выходные сигналы которых пропорциональны виброускорению.

В результате исследований установлено:

1. Зависимости общего уровня ускорений вибрации от радиальных зазоров для каждой контрольной точки.

2. Разработаны вибрационные нормы.

3. Рассчитана диагностическая карта "болезней" - частот возмущающих сил с наиболее вероятными источниками повышенной СКВ букс колесной пары РУ-1.

4. Разработана технология диагностирования технического состояния буксовых узлов вагонов.

5. Разработан и внедрен вибродиагностический комплекс, включающий специальный универсальный стенд для вывешивания и вращения колесной пары с ревер-

сированием, для обкатки и диагностики технического состояния подшипников букс подвижного состава.

. В пятой главе приведено краткое технико-экономическое обоснование использования виброакустической диагностики буксовых узлов подвижного состава.

В настоящее время не существует исчерпывающего описания технического состояния буксовых узлов ПС, поэтому характер изменений технического состояния в процессе эксплуатации объективно не прослеживается, а, следовательно, и не оценивается. В связи с этим техническое состояние, как правило, не соответствует содержанию и объему работ, затраченных на его ремонт. Это ведет к повышенным расходам на внеплановые ремонты и увеличению трудоемкости работ, к увеличенным потребностям в запасных частях и материалах, к простоям вагона под ремонтными операциями, вызванными непредвиденными поломками.

На основании изложенного приводится расчет технико-экономической эффективности от снижения количества внеплановых ремонтов буксовых подшипников и от повышения качества ремонта за счет их обкатки. Использование предлагаемого к внедрению только в транспортной компании "ЛУКойл-Транс", позволило получить годовой экономический эффект в размере 3 500 ООО рублей.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате комплексного исследования решена важная задача по виброакустической диагностике буксовых подшипников подвижного состава и сделаны выводы:

1. Научно обосновано новое перспективное направление в ремонтном производстве вагонного хозяйства МПС и в Транспортной компании «ЛУКойл-Транс» и даны рекомендации по дифференцированному применению виброакустической диагностики.

2. Статистическим анализом установлена основная причина возникновения дефектов, которая заключается в ослаблении торцевого крепления подшипников на шейке оси, в изломе и разрушении сепаратора из-за механических повреждений, обводнения смазки и недостаточном ее количестве между центрирующими поверхностями и бортами подшипников в буксе.

3. По данным Транспортной компании «ЛУКойл-Транс», буксовые подшипники должны подвергаться ревизии в деповских условиях через Ь = 560000 км пробега вагона.

4. В процессе эксплуатации колесной пары в сопряжении цапфа-подшипник растет динамическая нагрузка на корпусе буксы за счет увеличения радиального зазора, что приводит к виброперегрузке корпуса буксы, которая обнаруживается по величине двойной амплитуды собственной корпусной вибрации буксового узла колесной пары.

5. Амплитуды гармоник высших порядков виброимпульсов определяются дефектами в сопряжении цапфа оси - подшипник: увеличением радиального зазора, осевого разбега оси колесной пары, микротрещинами на элементах подшипника, волнистостью на кольцах и др.

6. Установлено теоретически и экспериментально, что между радиальными зазорами и динамическим состоянием колебательной системы имеется тесная связь, т.е.

вибрационная перегрузка корпуса буксы является одним из важнейших объективных критериев для безразборного определения радиальных зазоров в буксовых подшипниках колесных пар подвижного состава.

7. Разработан и внедрен в производство универсальный стенд для вывешивания и вращения колесной пары совместно с виброизмерительным комплексом типа ВДУ - 2, на котором измеряются и регистрируются параметры ускорения СКВ буксового узла.

8. Разработаны вибрационные нормы на буксовые подшипники, которые дают удовлетворительные результаты при диагностике, и могут служить основанием для разработки ГОСТов.

9. Результаты исследования внедрены в производство в Волгоградском филиале ЗАО «Транспортная компания «ЛУКойл-Транс». Использование разработок только в Транспортной компании «ЛУКойл-Транс» позволило получить в 2001-2002г.г. экономический эффект в размере 3 500 000 руб.

Основные положения диссертации опубликованы в работах:

1. Гиоев З.Г., Нелюбов В.П. Виброакустическая диагностика буксовых подшипников железнодорожного подвижного состава.//"Транспорт юга". - № 5,2002. С. 41 -44.

2. Гиоев З.Г., Нелюбов В.П. Современное состояние и тенденции развития систем технического диагностирования силовых агрегатов локомотивов (электровозов, тепловозов и др.) // Сб. науч. статей с международным участием. Часть 3. - Омск, 2000. С. 322-331.

3. Кашников В.Н., Нелюбов В.П. Экспресс-метод тарировки поперечных связей буксовых узлов с рамой тележки при движении локомотивов в кривых участках пути. // Межвузовский сб. науч. трудов «Вопросы конструкции, динамики, надежности и технической диагностики систем подвижного состава». - Ростов-на-Дону: РГУПС, 2002. С. 113-118.

4. Кашников В.Н., Нелюбов В.П. Совершенствование методов определения коэффициента трения колеса о рельс. // Межвузовский сб. науч. трудов «Вопросы конструкции, динамики, надежности и технической диагностики систем подвижного состава». - Ростов-на-Дону: РГУПС, 2002. С. 130-136.

5. Нелюбов В.П., Гиоев З.Г., Роде Л.О. Анализ динамических сил, действующих на элементы колесной пары с целью диагностики буксовых подшипников. // Тр. Межвузовского сборника. Кафедра "Эксплуатация и ремонт машин". - Ростов-на-Дону: РГУПС, 2001. С. 9 - 19.

6. Гиоев З.Г. Нелюбов В.П. Косвенный метод измерения радиальных зазоров в буксовых подшипниках колесных пар типа РУ-1. Тезисы доклада научно-технической конференции. - Ростов-на-Дону: РГУПС, 2002. С. 1.5.

7. Гиоев З.Г., Нелюбов В.П. Экономическое обоснование виброакустической диагностики буксовых подшипников колесных пар вагонов. Тезисы докладов научно-технической конференции. - Ростов-на-Дону: РГУПС, 2002. С. 2.

Нелюбов Виктор Петрович

ВнОроакустмческия лшн носшка Оуксонмх полшнмиимж модпнжжно сосшнн

Авюреферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Формат 60x84/16. Бумага офсетная. 11еча1Ь офсетная. Усл. иеч. л. I Уч.-изд. л I Тираж 100. Заказ № 660.

Ростовский государственный университет путей сообщения

Лицензия ЛР № 65-54 от 10.12.1999 г.

Ризография РГУПС. Лицензия ПЛД № 65-10 от 10.08.99 г.

Адрес университета: 344038, г. Ростов-на-Дону, пл. Ростовского стрелкового полка народного Ополчения, 2.

/I

I

í «

i1 г

"10 5 3 4

Введение.

Состояние вопроса и задачи исследования.

1. Современное состояние вопроса и задачи исследования.

1.1. Обзор работ в области диагностики буксовых подшипников на колесной паре подвижного состава (ПС).

1.2. Причины возникновения дефектов в подшипниках качения буксового узла ПС.

1.2.1. Изнашивание подшипников качения. 1.3. Общие сведения по техническому диагностированию I подшипников качения в собранной буксе ПС.

1.4. Виброакустические диагностические нормативы.

1.5. Диагностирование буксовых подшипников ПС по виброакустическим параметрам.

1.6. Цель и задачи исследования.

2. Анализ существующих методов диагностики технического ' ф состояния буксовых подшипников ПС.

2.1. Выбор объекта исследования и условия эксплуатации буксовых подшипников на колесной паре.

2.2. Особенности работы и анализ эксплуатационной надежности | вагонного подвижного состава и пути ее повышения в

Транспортной компании "ЛУКойл-Транс".

2.3. Пути повышения осевой грузоподъемности буксовых подшипников.

• 2.4. Причины разрушения цилиндрических роликов подшипников в буксовом узле.

2.4.1. Проворот внутреннего кольца и его разрыв на шейке

2.4.2. Обводнение смазки.

2.5. О системах текущего содержания и ремонта вагонов и цистерн.

2.6. Оценка надежности узлов и систем ПС в Транспортной компании "ЛУКойл-Транс".

2.7. Критерии и характеристики надежности ПС.

2.7.1. Вероятность безотказной работы.

2.7.2. Вероятность отказов.

2.8. Радиальные зазоры и натяги в роликовых подшипниках буксового узла ПС.

2.9. Износ в результате контактной усталости.

2.10. Обзор и анализ существующих методов диагностики подшипников качения.

2.11. Упрощенное представление дефекта подшипника качения

2.12. Виброакустический сигнал, порожденный собственной корпусной вибрацией буксы и дефектом подшипника.

2.12.1. Виброакустический метод диагноза буксового узла, когда сигнал имеет линейчатый спектр.

2.12.2. Виброакустический метод технического диагноза, когда диагностический сигнал имеет сплошной спектр

Выводы.

3. Исследование некоторых динамических сил, возникающих при работе движущихся колес ПС.

3.1. Динамические силы, действующие на элементы колесных пар движущегося поезда.

3.2. Анализ динамических сил, действующих на элементы

• колесной пары, с целью диагностики буксовых подшипников

3.2.1. Динамические силы, действующие на буксовые подшипники ПС.

3.3. Способы обнаружения динамических сил - диагностического сигнала.

3.3.1. Спектр и оптимальное обнаружение диагностического сигнала.

3.3.2. Способ обнаружения диагностического сигнала, основанный на использовании перестраиваемого гребенчатого фильтра.

3.3.3. Спектр продетектированного виброакустического диагностического сигнала.

3.3.4. Основные особенности применения синхронного гребенчатого фильтра (СГФ) для определения дефектов подшипников качения. в 3.3.5. Обнаружение виброакустического сигнала с помощью анализатора закона распределения.

3.3.6. Обнаружение виброакустического диагностического сигнала с помощью коррелятора.

Выводы к третьей главе.

4. Методика виброакустической диагностики буксовых подшипников ПС. щ 4.1. Основные положения.

4.2. Теоретические предпосылки планирования виброакустического эксперимента.

4.2.1. Модель диагностики.

4.2.2. Эксперимент.

4.2.3. Общая характеристика управляющих факторов и выходных откликов.

4.3. Цель и методика экспериментальных исследований.

• 4.4. Характеристика объекта исследования и виброакустическая измерительная аппаратура.

4,5. Состав используемой виброизмерительной аппаратуры типа ВДУ-2 для исследования собственной корпусной вибрации (СКВ) буксовых подшипников вагонной колесной пары РУ

4.6. Выбор виброизмерителей (датчиков) и измерительной аппаратуры.

4.7. Установка датчика на корпусе буксы.

4.8. Подготовка мест установки датчиков.

4.9. Анализ общей природы СКВ буксового узла колесной пары.

4.10. Анализ виброосциллограмм и спектрограмм.

4.11. Нормирование общего уровня ускорений СКВ буксовых подшипников грузовых вагонов РУ-1.

4.12. Оценка погрешности результатов виброакустической диагностики буксовых подшипников ПС.

4.13. Причины изменения параметров ускорения СКВ буксового узла.

4.14. Способы определения тренда в буксовых подшипниках.

4.15. Доверительные интервалы.

4.16. Методика диагностики технического состояния буксовых подшипников грузовых вагонов РУ-1.

4.17. Выводы. 5. Краткое технико-экономическое обоснование по виброакустической диагностике буксовых узлов ПС.

Одной из главных задач, стоящих перед тяговым подвижным составом (локомотивы, вагоны и т.д.) Российских железных дорог, является повышение их эксплуатационной надежности в целях обеспечения безопасности движения поездов с учетом реализации необходимых тяговых характеристик, улучшение габаритно-массовых и эксплуатационных показателей в широком диапазоне нагрузок и скоростей движения, в сложных климатических условиях /1/.

Из опыта эксплуатации тягового подвижного состава известно, что при существующем методе эксплуатации и ремонта железнодорожной техники, когда замена узлов и механизмов происходит после отработки назначенного ресурса, не учитывается фактическое техническое состояние отработавших изделий. При этом значительная их часть имеет допустимое по ТУ /2/ техническое состояние, позволяющее производить дальнейшую эксплуатацию. В то же время, имеют место случаи преждевременного выхода элементов агрегатов и механизмов из строя. Повышение экономической эффективности применяемого метода эксплуатации локомотивов и вагонов может быть достигнуто за счет внедрения нового, свободного от недостатков метода -метода замены узлов и агрегатов по их фактическому техническому состоянию. Этот метод предусматривает после отработки агрегатами "гарантированного" ресурса, начиная с момента первой переборки, проведение непрерывного или периодического контроля и диагностики параметров, определяющих техническое состояние агрегатов с целью поддержания заданного уровня их надежности в эксплуатации на период до следующей проверки или ремонта при достижении ими предотказного состояния на основе диагностики /3/.

Целью данной диссертационной работы является поддержание заданного уровня надежности агрегатов и узлов тягового подвижного состава в эксплуатации на период до следующей проверки или ремонта их при достижении ими предотказного состояния с использованием методов технической диагностики.

Для внедрения нового метода необходимо разработать методики и создать средства диагностики, позволяющие штатным работникам депо непосредственно на локомотиве или вагоне без демонтажа узла определять неисправные узлы и агрегаты, затрачивая при этом минимальное количество времени.

Как известно, агрегаты и механизмы тягового подвижного состава построены на различных принципах, т.е. диагностические сигналы, несущие информацию о техническом состоянии указанных механизмов также имеют неодинаковую физическую природу. Это обстоятельство затрудняет создание универсальной методики безразборной технической диагностики.

В настоящее время в локомотивном и вагонном хозяйствах МПС РФ, в том числе в Транспортной Компании "ЛУКойл-Транс", Волгоградский филиал, разрабатываются методы безразборного определения технического состояния агрегатов и узлов подвижного состава.

Одним из основных факторов, ограничивающих надежность тягового подвижного состава (локомотива и вагона), а, следовательно, амортизационные сроки службы, является несовершенство методов технического обслуживания (ТО) и технического ремонта (ТР) агрегатов и узлов, а также методов диагностики агрегатов подвижного состава в целом, без разборки.

К настоящему времени отечественными и зарубежными учеными разработан целый ряд методов диагностики и контроля агрегатов и узлов /4,5,6,7,8,9/.

Внедрение в практику эксплуатации таких методов и средств позволяет осуществлять оперативную диагностику параметров технического состояния, способствует принятию своевременных объективных решений о сроках и содержании ТО и ТР. При этом весьма часто возникает необходимость контроля и диагностики технического состояния подшипников качения, входящих в состав многих агрегатов и механизмов ПС, и в значительной мере определяющих их работоспособность.

Данная работа, являющаяся частью проводимых в РГУПС-РИИЖТ исследований по разработке методики и созданию средств безразборной виброакустической диагностики технического состояния агрегатов и узлов ПС, посвящена проблеме диагностики подшипников качения буксового узла нефтеналивного подвижного состава.

Техническое состояние механизма или агрегата ПС в каждый момент времени определяется значениями ряда независимых величин, характеризующих внутренние свойства объекта диагностики (зазоры, натяги в кинематических парах и элементах). Непосредственное измерение их не всегда возможно. Поэтому, в безразборной диагностике осуществляется измерение лишь таких физических величин, которые доступны непосредственному измерению и связаны с параметрами технического состояния, определенными функциональными зависимостями. Эти физические величины называются диагностическими сигналами.

В качестве диагностического сигнала в настоящем исследовании используются упругие колебания, возбуждаемые динамическими процессами, протекающими в объектах исследования. Природа этих колебаний тождественна акустическим явлениям, связанным с распространением звуковых волн в сплошных средах. В связи с этим упругие колебания, возникающие в процессе работы машины, механизма или агрегата, получили название виброакустического сигнала.

Объектом исследования выбраны подшипники качения (ПК) букс колесных пар ПС (локомотивов, вагонов и т.д.). Такой выбор обусловлен тем, что, согласно статистическим данным /10/ разрушение подшипника качения в буксах вагона происходит в самом начале эксплуатации. Обычно причинами этого могут быть низкое качество его изготовления или нарушение технологии монтажа после ремонта. Поэтому, сделан вывод о том, что причиной внезапного усталостного разрушения цилиндрического подшипника является неудовлетворительное качество его изготовления, что приводит к отцепкам грузовых вагонов.

Нарушения технологии монтажа проявляются в ослаблении внутренних колец на шейке оси из-за неудовлетворительного подбора величины натяга, а также в ослаблении торцового крепления буксы, что составляет & 35,5 %.

Неисправности в ПК буксового узла приводят к понижению безопасности движения поездов и к увеличению затрат на ТО и ТР вагонов.

Эти обстоятельства побуждают к поиску таких методов и средств, которые позволили бы с наименьшими затратами времени и с необходимой точностью осуществлять оперативную диагностику эффективных показателей работы и технического состояния элементов буксовых подшипников колесных пар подвижного состава (локомотивов, вагонов и т.д.).

Настоящую работу, посвященную взаимосвязи упругих корпусных колебаний (виброакустического сигнала) корпуса буксы с параметрами технического состояния ПК для целей диагностики, можно рассматривать как попытку решения некоторых сторон данной актуальной проблемы.

Диссертационная работа содержит разработку одного из возможных вариантов безразборной виброакустической диагностики технического состояния ПК в буксовых узлах подвижного состава. Применение предлагаемого метода обработки виброакустического сигнала, поступающего с вибропреобразователя, установленного на корпусе объекта диагностики, позволяет, по мнению автора, решать поставленную задачу диагностики. Поэтому, одним из показателей надежной работы агрегатов и узлов ПС в эксплуатации являются величины и характер собственной корпусной вибрации (СКВ). Многие неполадки в элементах и узлах ПС возникают из-за чрезмерного износа его деталей, что естественно вызывает рост параметров корпусной вибрации букс.

Состояние вопроса и задачи исследования.

Для диагностики параметров функционирования буксовых подшипников

ГТС в свободном их состоянии и на собранной колесной паре были разработаны специальные устройства - станок эталонного вращения для диагностики ПК и стенд для вывешивания и вращения колесной пары при виброакустической диагностике элементов буксового узла. /11,12/.

Анализ условий их применения показывает, что они предназначены для заводского производства и деповского ремонта ПК подвижного состава.

На универсальном стенде можно диагностировать техническое состояние буксовых подшипников без выкатки из-под вагона. Он также позволяет обкатывать ПК с реверсированием колесной пары и с электрическим торможением.

Как известно из практики и анализа работ /13, 14, 15, 16, 17/, измерение параметров СКВ буксы позволяет определить механические усилия, действующие на буксовый узел ПС, оценить эксплуатационное состояние буксовых подшипников и запас их прочности.

В буксовых узлах ПС определяющими наработку на отказ и ресурс до заводского ремонта являются подшипники качения различных типов: 42726ЛМ; 232726Л1М; ЗН32532Л1; 2Н42536Г; 2Н52536Г. Поэтому, разработка метода измерения величины радиального зазора в подшипниках качения ПС является актуальной задачей.

Уровень и характер СКВ работающей буксы являются основным показателем технического состояния её элементов, т.е. подшипника качения и служат обобщающей характеристикой и степенью изношенности деталей ПК буксового узла.

Следовательно, изучение закономерностей СКВ буксовых узлов ПС в зависимости от технического состояния её элементов является первостепенной задачей при разработке методики виброакустического диагностирования технического состояния ПК буксового узла ПС.

Разработка и создание безразборной технической диагностики представляет сложную задачу, которая может быть решена объединенными усилиями специалистов разных областей науки и техники. К наиболее значительным работам в этой области можно отнести исследования ученых: A.M. Авдеева, А.И. Беляева, И.В. Бирюкова, J1.B. Балона, Н.Г. Балицкого, А.Б. Баркова, И.И. Галиева, М.Д. Генкина, З.Г. Гиоева, Ю.А. Евдокимова, A.B. Лосева, В.Н. Лисунова, H.A. Малоземова, Б.В. Павлова, Э. А. Пахомова, В.В. Привалова, В.М. Приходько, Э.Э. Риделя, B.C. Руднева, Е.К. Рыбникова, Т.А. Тибилова, В.Н. Цуренко, В.А. Петрова, Б.С. Цыпкина, М.В. Орлова, А.Ф. Тагирова, В.Н. Кашникова, В. .П.Феоктистова, В.А. Четвергова, K.M. Рагульскиса, C.B. Иванова, Д.Г. Евсеева, В.Г. Козубенко, В.И. Киселева, В.В. Стрекопытова, В.Ф. Девяткова и многих других.

Целью данной работы является разработка методики безразборной виброакустической диагностики технического состояния подшипников качения в собранной буксе на колесной паре под вагоном или вне его.

Решение поставленных задач снижения отказов в буксовых подшипниках ПС в условиях их работы в Транспортной Компании "ЛУКойл-Транс" на стадии ремонта и эксплуатации потребовало проведения комплексного теоретического и экспериментального исследования и привело к разработке ряда основных положений, к которым относятся:

- создание единой детерминированной виброакустической модели буксовых подшипников подвижного состава;

- создание вибрационных норм буксовых подшипников в зависимости от их технического состояния, т.е. в зависимости от радиальных зазоров;

- разработка технологии определения дефектов на базе однотретьоктавного спектрального анализа в реальном масштабе времени и её внедрение в производство.

Теоретические разработки подтверждены результатами экспериментальных исследований, проведенных на вагоноремонтном депо Транспортной Компании "ЛУКойл-Транс", г. Волгоград.

Экспериментальный фонд включает следующие материалы:

- значительное количество записей виброосциллограмм СКВ в различных контрольных точках буксового узла колесных пар вагонов, установленных на универсальном стенде для вывешивания и вращения колесной пары на диагностической станции депо;

- усредненные однотретьоктавные спектры СКВ буксового узла колесных пар типа РУ-1 в реальном масштабе времени на различных частотах вращения и при различных технических состояниях ПК в буксе;

- зависимости общих уровней ускорений СКВ буксового узла в зависимости от технического состояния ПК;

- экспериментально полученные вибрационные нормы СКВ буксового узла в зависимости от технического состояния ПК;

По результатам работы в депо внедрена вибродиагностическая станция с методикой диагностирования буксовых подшипников качения.

Работа состоит из пяти глав. Первая глава посвящена обзору опубликованных работ и состоянию вопроса. Во второй главе описаны теоретические вопросы СКВ букс ПС и выполнен анализ существующих методов диагностики машин и механизмов.

В третьей главе изложены теоретические вопросы динамических сил, действующих на элементы колесной пары и задачи исследования, методика проведения и результаты эксперимента. В четвертой главе дана методика оценки технического состояния ПК в собранной буксе. В пятой главе приводятся краткое технико-экономическое обоснование результатов использования предложенной методики для определения технического состояния ПК в собранной буксе вагона.

14. Результаты исследования внедрены в производство в Волгоградском филиале ЗАО «Транспортная компания «ЛУКойл-Транс». Использование разработок только в Транспортной компании "ЛУКойл-Транс" позволило получить в 2001-2002г.г. экономический эффект в размере 3,5 млн. руб.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ, ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

В результате изложенного в диссертации комплексного исследования решена важная народно-хозяйственная проблема по виброакустической диагностике буксовых подшипников подвижного состава.

1. Научно обосновано новое перспективное направление в ремонтном производстве вагонного хозяйства МПС и в Транспортной компании «ЛУКойл-Транс» и даны рекомендации по дифференциальному применению виброакустической диагностики.

2. Статистическим анализом установлено, что основная причина возникновения дефектов заключается в следующем: ослабление торцевого крепления подшипников на шейке оси; излом и разрушение сепаратора по причине механических повреждений, обводнение смазки и недостаточное количество ее между центрирующими поверхностями и бортами подшипников в буксе.

3. Буксовые подшипники работают в тяжелых условиях, которые заключаются в следующем: сравнительно высоки динамические нагрузки; большие числа оборотов колесных пар; перекосы зазоров, возникающие вследствие отклонений, допустимых при монтаже и нагреве элементов подшипника. Полное разрушение буксового подшипника происходит преимущественно в начальный период эксплуатации после их ремонта. Более того, примерно 50 % общего числа разрушений происходит в пределах пробега до 10 тыс.км, т.е. при обкатке их.

4. Надежность работы буксовых подшипников в эксплуатации в значительной мере зависит от величины радиального зазора (0,09-И),25 мм). Подшипник с малым зазором имеет в нагруженной зоне больше роликов, чем подшипник, имеющий больший зазор и меньший угол зоны нагружения, т.е. чем больше роликов участвует в восприятии радиальной нагрузки, тем выше долговечность подшипника.

5. По данным Транспортной компании «ЛУКойл-Транс», буксовые подшипники должны подвергаться ревизии в деповских условиях через Ь = 560000 км пробега вагона.

6. В процессе эксплуатации колесной пары в сопряжении цапфа-подшипник растет динамическая нагрузка на корпусе буксы за счет увеличения радиального зазора.

7. Увеличение динамической нагрузки в сопряжении цапфа оси - подшипник приводит к виброперегрузке корпуса буксы. Следовательно, виброперегрузку можно обнаружить по величине двойной амплитуды собственной корпусной буксы буксового узла колесной пары.

8. Амплитуды гармоник высших порядков виброимпульсов определяются дефектами в сопряжении цапфа оси - подшипник: увеличением радиального зазора, осевого разбега оси колесной пары, микротрещинами на элементах подшипника, волнистостью на кольцах и др.

9. Измеряя ускорения СКВ в контрольных точках на корпусе буксы, можно предсказать техническое состояние буксовых подшипников без разборки, т.к. установлено теоретически и экспериментально, что между радиальными зазорами и динамическим состоянием колебательной системы имеется тесная связь, т.е. вибрационная перегрузка корпуса буксы является одним из важнейших объективных критериев для безразборного определения радиальных зазоров в буксовых подшипниках колесных пар подвижного состава.

10. Разработан и внедрен в производство универсальный стенд для вывешивания и вращения колесной пары совместно с виброизмерительным комплексом типа ВДУ — 2, позволяющие измерять и регистрировать путем записи на бумагу и магнитную ленту параметры ускорения СКВ буксового узла, прослушивать издаваемый диагностируемым объектом шум и вибрацию.

11. Разработаны автором вибрационные нормы на буксовые подшипники на собранной колесной паре. Разработанные нормы дают удовлетворительные результаты при диагностике и могут служить основанием для разработки ГОСТов.

12. На основании теоретических и экспериментальных исследований разработаны энергетические спектры для контрольных точек, позволяющие с высокой достоверностью определять технические погрешности (дефекты) в элементах буксовых подшипников колесных пар ПС.

13. Разработанная автором методика виброакустической диагностики позволяет ремонтировать буксовые подшипники колесных пар по необходимости.

1. Государственная программа по повышению безопасности движения поездов на железнодорожном транспорте Российской Федерации на 2000-2010 г.г. М.: МПС.

2. Инструкция по техническому обслуживанию и ремонту узлов с подшипниками качения локомотивов и мотор-вагонного подвижного состава. М,, 1955.

3. Гиоев З.Г. Основы виброакустической диагностики тяговых приводов локомотивов. Реферат докт. диссертации. Ростов-на-Дону, 1998.

4. Головатый А.Т., Борцов П.И. Электроподвижной состав. Эксплуатация, надежность и ремонт. -М.: "Транспорт", 1983.

5. Бирюков И.В., Крушов С.Д. Анализ износов зубчатых колес тяговой передачи электропоездов и их влияние на динамические нагрузки редукторного узла. // Тр. межвузовского сборника МИИТа, вып. 605, М., 1978.

6. Исаев И.П., Горский A.B., Козырев В.А., Воробьев A.A. Требования к проведению эксперимента и определению оптимальной структуры ремонтного цикла электроподвижного состава. // Тр. межвузовского сборника МИИТа, вып. 605, М., 1978.

7. Химмельбау Д. Обнаружение и диагностика неполадок в химических и нефтехимических процессах. / Перевод с английского Левина Ю.М. Ленинград: "Химия", 1983.

8. Моек В., Штрикерт X. Техническая диагностика судовых машин и механизмов. -Ленинград: "Судостроение", 1986.

9. Гиоев З.Г., Нелюбов В.П. Отчет о научно-исследовательской работе на тему: "Исследование и разработка методики и универсального стенда для вывешивания и вращения колесной пары вагона при виброакустической диагностике". Ростов-на-Дону, 2000-2001. С.37.

10. Цюренко В.Н., Петров В.А. Надежность роликовых подшипников в буксах вагонов. М.: "Транспорт", 1982.

11. Патент № 211792 на изобретение "Устройство для измерения уровня вибрации подшипников". Авторы: Гиоев З.Г., Захаров А.П., Храпов В.В. и др.

12. Тагиров А.Ф., Орлов М.В. Диагностика букс с роликовыми подшипниками. // "Железнодорожный транспорт" № 3, 1991.

13. Цыпкин Б.С. Оперативная диагностика и прогнозирование состояния подшипников качения в процессе испытаний по акустической эмиссии. / Канд. диссертация, М., 1987.

14. Орлов М.В., Тагиров А.Ф. и др. Выбор информативных признаков для виброакустического диагностирования. // Труды ВНИИЖТ, вып. 652. М.

15. Тагиров А.Ф., Орлов M.В. Диагностирование буксовых подшипников при промежуточной ревизии букс. // Тр. ВНИИЖТ, вып. 664, М., 1983.

16. Титов А.Ф., Грачев А.Г. Виброакустическое диагностирование технического состояния > буксового подшипника. Проблемы диагностики подвижного состава железных дорог. //

17. Межвузовский сборник научных трудов, МИИТ, вып. 687. М., 1981.

18. Тагиров А.Ф. Обработка сигналов при виброакустической диагностике роликовых подшипников. // Вестник ВНИИЖТ. № 6, 1986.

19. Повышение надежности и улучшение текущего содержания грузовых вагонов. / Под общей редакцией к.т.н. Сендерова Г.К. М.: "Транспорт", 1972.

20. Цуркан И.Г. Смазочные материалы в вагонном хозяйстве. М.: "Транспорт", 1977.

21. Цюренко В.Н., Костеева Т.Н. Анализ эксплуатационного опыта работы роликовых подшипников в буксах вагонов. // Тр. ВНИИЖТ, вып. 583, М., 1978.

22. Девытков В.Ф., Абашкин В.В. Особенности работы роликовых подшипников в буксахтележек грузовых вагонов. // Тр. ВНИИЖТ, вып. 405, М., 1970.

23. Орлов М.В., Тагиров А.Ф. Выбор информативных признаков для виброакустическогодиагностирования роликовых букс. // Тр. ВНИИЖТ, вып. 652, М., 1982.

24. Шерман Х.Б., Орлов М.В., Тагиров А.Ф. Обработка сигналов при виброакустической диагностике роликовых подшипников. // Вестник ВНИИЖТ. № 6, 1986.

25. Гиоев З.Г. Исследование по виброакустической диагностике тепловозного дизеля 2 Д* 100./ Канд. диссертация. Ростов-на-Дону, 1971.

26. Вершинский C.B., Данилов В.Н., Хусидов В.Д. Динамика вагона. М.: "Трансжелдориздат", 1991.

27. Динамические нагрузки ходовых частей грузовых вагонов. / Под ред. д.т.н. Кудрявцева Н.Н. // Тр. ВНИИЖТ, вып. 572. М.: "Транспорт", 1972.

28. Вериго М.Ф. Динамика вагонов. Конспект лекций. М., 1971.

29. Вибрация энергетических машин. / Под ред. д.т.н., проф. Григорьева Н. Ленинград: "Машиностроение", 1974.

30. Генкин М.Д. и др. Шум редукторов судовых двигателей. Ленинград: "Судостроение", 1957.

31. Генкин М.Д. Шум зубчатых колес: причины его возникновения, контроль, анализ. / Сб. "Современные методы оценки качества и пути повышения точности изготовления зубчатых передач". -М.: "Машгиз", 1962.

32. Научные труды СибВИМа. Вып. 2. Новосибирск, 1963.

33. Научные труды СибВИМа. Вып. 3. Новосибирск, 1964.

34. Кузьмин Р.В. Акустическая дефектоскопия судовых механизмов. М.: "Морской транспорт", 1962.

35. Малоземов H.A., Гиоев З.Г., Архипов А.Ю. и др. Экспериментальные исследования виброакустических тяговых двигателей ЭТД-206 Б. // Межвузовский сб. науч. трудов. -Ростов-на-Дону, 1988.

36. Гиоев З.Г., Переславцева Г.В. Виброакустическая диагностика дефектов опорных подшипников тяговых машин локомотивов. // Межвузовский сб. науч. трудов РГУПС. Под ред. д.т.н., проф Жаркова Ю.И. Ростов-на-Дону, 1995.

37. Гиоев З.Г. Бондаренко В.М., Приходько В.М. Технической диагностика локомотивов. // "Электрическая и тепловая тяга". № 1, 1980.

38. Гиоев З.Г. Бондаренко В.М., Приходько В.М. Влияние радиального зазора на шум якорных подшипников тяговых электродвигателей. // Тр. РИИЖТа.

39. Семенов И.М., к.т.н., Тихонов Р.В., инж. Результаты испытаний по определению сил, действующих на буксовые узлы электровозов ВЛ-23 ВЛ-60. // Тр. ВНИИЖТ, вып. 295. -М.: "Транспорт", 1965.

40. Игараси Т. Шум шарикоподшипников. Нихон кикай ганкай Ромбунсю, 1964, т. 30, № 20. (Пер. ГПНТБ 68/81155).

41. Пинегин C.B. и др. Вибрации и шум подшипников качения. // "Машиноведение". № 2, 1966.

42. Силантьев В.Н. Один метод диагностики подшипников качения по параметрам вибрации корпуса механизма. / В сб. "Материалы Всесоюзного семинара", "Вибрационная техника", МДНТП. М„ 1974.

43. Герасимов H.H. и др. Исследование влияния волнистости поверхностей деталей радиальных шарикоподшипников на уровень вибрации. // Тр. Института ВНИИПП, № 2, 1965.

44. Гершман С.Г. и др. Спектро-корреляционный анализ вибрации подшипников качения. / Сб. "Борьба с шумами и вибрациями". -М.: "Стройиздат", 1966.

45. Цыпкин Б.С. Оперативная диагностика и прогнозирование состояния подшипников качения в процессе испытаний по акустической эмиссии. / Автореферат канд. диссертации. М., 1987.

46. Машины и стенды для испытания деталей. / Под ред. Решетова Д.Н. М.: "Машиностроение", 1979.

47. Рагульских K.M. Вибрация подшипников. JL: "Машиностроение", 1985.

48. Почетный Е.К. Прогнозирование долговечности и диагностика усталости деталей машин. Минск: "Наука и техника", 1983.

49. Сагисова С. и др. Диагностика повреждений подшипников качения. Фудзи дзихо, 1982, т. 55, № 2.

50. Малоземов H.A., Бондаренко В.М., Косенко Г.Д., Гиоев З.Г. Техническая диагностика локомотива. Электрическая и тепловозная тяга. № 1, 1980.

51. Медель В.Б., проф., д.т.н. Подвижной состав электрических железных дорог (конструкция и динамика). М.: "Транспорт", 1965.

52. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В., Перь Л.Я. Подшипники качения. Справочник. М.: "Машиностроение", 1967.

53. Труды ЦНИИ МПС, вып. 342. Особенности динамики вагонов при высокой скорости движения. М.: "Транспорт", 1967.

54. Труды ЦНИИ МПС, вып. 494. Автоматизация контроля ходовых частей вагонов при движении поезда. -М.: "Транспорт", 1973.

55. Некрасов Т.И. Техническое обслуживание буксовых узлов вагонов. М.: "Транспорт", 1990.

56. Девятков В.Ф. Букса с роликовыми подшипниками уменьшенных габаритов для грузовых вагонов. / Брошюра ЦНИИ МПС. М.: "Траспжелдориздат", 1961.

57. Цюренко В.Н., Петров В.А. Надежность роликовых подшипников в буксах вагона. М.: "Транспорт", 1982. С. 95.

58. Эдельшейн М.И., Пини В.Е. Ремонт и контроль подшипников качения локомотивов. -М.: "Транспорт", 1967.

59. Кудрявцев H.H. Исследование динамики необрессоренных масс вагонов. М.: "Транспорт", 1965.

60. Питров И. Работоспособность подшипников качения. Экспресс информация. // "Детали машин". -№24, 1965.

61. Palmgren А. Grundlagen der Waelzagertechnik, Stuttgart, 1954.

62. Каталог-справочник. Подшипники качения. ЦИНТИАМ, 1964.

63. Инструктивные указания по эксплуатации и ремонту вагонных букс с роликовыми подшипниками. М., 2001.

64. Цуркан И.Г. Смазочные материалы в вагонном хозяйстве. -М.: "Транспорт", 1977. С. 51.

65. Вентцель Е.С. Теория вероятностей. -М: "Наука", 1964. С. 500.

66. Гиоев З.Г., Нелюбов В.П. и др. Современное состояние и тенденции развития систем технического диагностирования силовых агрегатов локомотивов (электровозов, тепловозов и др.) // Сб. науч. статей с международным участием. Часть 3. Омск, 2000. С. 322-331.

67. Силаньтев В.Н. Методы контроля технического состояния подшипников качения. // Тр. РКИИТ, вып. 223. Рига, 1972. С. 12.

68. Зайцев A.M. Авиационные подшипники. М., 1963. С. 175.

69. Бутенин Н.В. и др. Основной курс теоретической механики. М., 1977. С. 450.

70. Павлов Б.В. Кибернетические методы технического диагноза. М.: "Машиностроение", 1970. С. 285.

71. Иориш Ю.И. Виброметрия. -М.: "Машиностроительная литература", 1963. С. 700.

72. Главовский Б.А., Московенко И.Б. Низкочастотные акустические методы контроля в машиностроении. -М.: "Машиностроение", 1977. С. 260.

73. Бережной О.Д., Губанов A.M., Хрупкин В.Г. Дефектоскопия деталей роликовых подшипников. -М.: "Транспорт", 1975. С. 194.

74. Образцов B.JL, Степанов И.В. Методика исследования на АВМ вибродиагностических методов диагностики движущихся поездов. // Сб. трудов ВНИИЖТ, № 664. М.: "Транспорт", 1983. С. 45-67.

75. Кашников В.Н., Нелюбов В.П. Экспресс-метод тарировки поперечных связей буксовых узлов с рамой тележки при движении локомотивов в кривых участках пути. // Межвузовский сб. науч. трудов. Ростов-на-Дону: РГУПС, 2002. С. 113-118.

76. Кашников В.Н., Нелюбов В.П. и др. Совершенствование методов определения коэффициента трения колеса о рельс. // Межвузовский сб. науч. трудов. Ростов-на-Дону: РГУПС, 2002. С. 130-136.

77. Нелюбов В.П., Гиоев З.Г., Роде И.О. и др. Анализ динамических сил, действующих на элементы колесной пары с целью диагностики буксовых подшипников. // Тр. Межвузовский сборника. Кафедра "Эксплуатация и ремонт машин". Ростов-на-Дону:t РГУПС, 2001. С. 9.

78. Основы балансировочной техники. / Под ред. д.т.н., проф. Щепетильникова В.А. Том 1. -М.: "Машиностроение", 1975. С. 485.

79. Шефтель Б.Т. Технические погрешности подшипников качения. // "Станки и инструменты". № 10, 1963. С. 15.

80. Гиоев З.Г., Бондаренко В.М., Приходько В.М. Влияние радиального зазора на шум якорных подшипников тяговых электродвигателей. // Тр. РИИЖТ, вып. 126. Ростов-на-Дону, 1976. С. 121-138.

81. Криков A.M. Исследование влияния радиального зазора на параметры диагностическогосигнала радиальных подшипников качения тракторов и сельскохозяйственных машин. //

82. Автореферат канд. диссертации. Минск, 1997. С. 26.

83. Гуров О.Б. Метод разделения акустических сигналов шестеренчатых пар. // Тр. СибВИМ, № 3. Новосибирск, 1968. С. 46-57.

84. Романовский В.И. Основные задачи теории ошибок. М.: ОГИЗ, "Гостехиздат", 1947. С. 200.

85. Гиоев З.Г. Нелюбов В.П. Косвенный метод измерения радиальных зазоров в буксовых подшипниках колесных пар типа РУ-1. Тезисы доклада на научно-технической конференции. Ростов-на-Дону: РГУПС, 2002. С. 1.5.

86. Нелюбов В.П. Организационно-технические мероприятия повышения эксплуатационной надежности тягового подвижного состава и вагонов в Транспортной компании "ЛУКойл

87. Транс" (Волгоградский филиал). // Обобщенный доклад на соискание степени докторатранспорта PAT. Волгоград, 2002. С. 50.

88. Гиоев З.Г., Нелюбов В.П. Экономическое обоснование виброакустической диагностики буксовых подшипников колесных пар вагонов. Тезисы докладов на научно-технической конференции. Ростов-на-Дону: РГУПС, 2002. С. 2.2221. АКТ1. ВНЕДРЕНИЯ СТЕНДА ВДУ-2

89. Волгоградского филиала ЗАО "ЛУКойл-Транс"1. В.П. Нелюбов1. Директор1. ОАО "Желдорсервиси1. В.В. Глушков