автореферат диссертации по транспорту, 05.22.07, диссертация на тему:Виброакустическая диагностика турбокомпрессоров тепловозных дизелей

На правах рукописи

Волков Алексей Васильевич

ВИБРОАКУСТИЧЕСКАЯ ДИАГНОСТИКА ТУРБОКОМПРЕССОРОВ ТЕПЛОВОЗНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

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

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Ростов-на-Дону - 2005

Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Ростовский государственный университет путей сообщения» на кафедре «Электрические машины и

доктор технических наук, профессор Гиоев Заурбек Георгиевич

доктор технических наук, профессор Беляев Анатолий Ильич; кандидат технических наук, доцент Богославский Александр Евгеньевич

«Всероссийский научно-исследовательский и конструкторско-технологический институт подвижного состава (ВНИКТИ)», г. Коломна

Защита диссертации состоится«-^» ^¿¿кх 2005 г. в час ¿V^mhh 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 «2С» 2005 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

д.т.н., профессор

аппараты»

Научный руководитель:

Официальные оппоненты:

Ведущая организация:

В.А. Соломин

Общая характеристика работы

Актуальность темы. Одной из главных задач, стоящих перед тепловозным подвижным составом Российских железных дорог, является повышение их эксплуатационной надежности в целях обеспечения безопасности движения поездов с учетом реализации необходимых тяговых характеристик улучшения габаритно-массовых и эксплуатационных показателей в широком диапазоне нагрузок и скоростей движения.

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

Интерес к техническому диагностированию тягового подвижного состава связан с тем, что сложность конструкции, интенсивность эксплуатации и повышение требования к надёжности и безопасности не позволяют интуитивным и ручным способом определить его техническое состояние.

Настоящая работа посвящ области ускорений

собственной корпусной вибрации (СКВ) турбокомпрессоров (ТК), предназначенных для наддува дизелей тепловозов, в целях виброакустической диагностики их технического состояния, в частности, подшипников ротора.

Объект исследования. Объектом исследования выбраны подшипники скольжения ротора турбокомпрессора. Выбор обусловлен тем, что, согласно статистическим данным, наибольшее число отказов турбокомпрессора (более 70%) происходит до текущего ремонта ТР-2, на котором осуществляется полная ревизия и ремонт. Выход из строя турбокомпрессора обусловлен разрушением подшипников из-за увеличенного дисбаланса ротора (обрыв лопаток турбины, закоксовывание сопловых и рабочих лопаток турбины, отложение нагара на поверхности колеса компрессора и т.д.).

Неисправности турбокомпрессоров тепловозов приводят к увеличению расхода топлива, снижению мощности дизеля, а это, в свою очередь, ведёт к увеличению затрат на технические осмотры (ТО) и текущие ремонты (ТР) тепловозов.

Эти обстоятельства побуждают к поиску таких методов и средств, которые позволили бы с наименьшими затратами времени и необходимой точностью осуществлять оперативную диагностику эффективных показателей работы и технического состояния элементов турбонаддува дизелей подвижного состава.

Настоящую работу, посвященную взаимосвязи упругих корпусных колебаний (виброакустического сигнала) корпуса турбокомпрессора с параметрами технического состояния подшипников и ротора для целей диагностики, можно рассматривать как попытку решения данной актуальной задачи.

Цель работы. Цель настоящей работы заключается в определении методов оценки технического состояния подшипников турбокомпрессора без разборки агрегата, а также в определении норм, устанавливающих уровень ускорений собственной корпусной вибрации турбокомпрессора как одного из факторов, влияющих на установку диагноза о техническом состоянии таких

5 .и«* 1

? -14 л*

ответственных элементов конструкции, как подшипники ротора. Для этого в работе решены следующие задачи.

1. Выполнен статистический анализ порч и отказов турбокомпрессоров.

2. Выявлены основные структурные дефекты и причины их возникновения.

3. Исследованы источники возникновения шума и собственной корпусной вибрации турбокомпрессора.

4. Рассчитаны собственные частоты вибрации подшипникового узла в условиях нелинейного сопротивления среды и нелинейной жёсткости.

5. Исследована зависимость ускорения собственной корпусной вибрации турбокомпрессора от технического состояния подшипников скольжения ротора для определения радиального зазора (зазора на «масло»),

6. Разработана методика виброакустической диагностики подшипников скольжения ротора турбокомпрессора.

Методы исследования и достоверность полученных результатов. В основу теоретических исследований положены классические законы теории колебаний и основы виброметрии. Обработка экспериментальных данных проведена на основании законов математической статистики и теории вероятностей. Теоретические и экспериментальные расчеты выполнены с применением ЭВМ. Экспериментальные исследования проводились на реальном турбокомпрессоре типа ТК34, установленном на стенде.

Теоретические разработки подтверждены результатами экспериментальных исследований, проведенных в локомотивном депо на станции Тихорецкая Северо-Кавказской железной дороги - филиала ОАО «РЖД». Виброакустические испытания выполнялись с использованием специальной виброизмерительной аппаратуры, отвечающей требованиям стандартов.

Научная новизна. Новизна научных результатов, изложенных в диссертации, заключается в следующем:

- сформулированы принципы и научно обоснованы методы оценки технического состояния подшипников ротора турбокомпрессора по признаку изменения общего уровня ускорения собственной корпусной вибрации;

- методом регрессионного анализа результатов экспериментов были разработаны научно обоснованные вибрационные нормы на уровень корпусной вибрации в зависимости от радиальных зазоров - зазоров «на масло» в подшипниках скольжения турбокомпрессоров серии ТК34;

- экспериментальным путём получены усредненные однотретьоктавные спектры ускорений СКВ корпуса турбокомпрессора в реальном масштабе времени в зависимости от технического состояния роторных подшипников скольжения при различных частотах вращения ротора.

Практическая значимость и внедрение результатов работы. Полученные в работе результаты имеют практическое значение для решения конкретных задач при проведении профилактических осмотров и текущих ремонтов тепловозов. По результатам работы в локомотивном депо на станции Тихорецкая С.-К.ж.д. внедрены вибрационные нормы и методика по виброакустической диагностике подшипников скольжения ротора турбокомпрессора типа ТК34.

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы доложены и обсуждены на заседаниях кафедры «Электрические машипьг и аппараты», на объединённом заседании кафедр «Локомотивы и локомотивное хозяйство», «Вагоны и вагонное хозяйство», «Электрические машины и аппараты», «Электроподвижной состав», «Основы проектирования машин» Ростовского государственного университета путей сообщения (РГУПС); на 62-й, 63-й научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава РГУПС (Ростов-на-Дону, 2003 г., 2004 г.); на Международной научной конференции «Актуальные проблемы

развития транспорта России: стратегические, региональные, технические», посвященной 75-летию РГУПС (Ростов-на-Дону, 2004 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 7 работ.

Структура и объём диссертации. Диссертация изложена на 156 страницах основного текста, состоит из введения, 5 глав, заключения и 4 приложений на 59 страницах. Список литературы содержит 108 наименований.

Содержание работы

Во введении обоснована актуальность научной задачи, показана её экономическая целесообразность и её решение. Сформулированы цель и задачи исследования.

В первой главе выполнен анализ порч, неисправностей и неплановых ремонтов тепловозов по С.-К.ж.д., проанализировано современное состояние методов и средств технической диагностики тепловозов, рассмотрено состояние вопроса в области определения технического состояния турбокомпрессоров тепловозных дизелей.

Проблема надежности и технической диагностики включает широкий круг задач, требует глубокого и всестороннего рассмотрения. К наиболее значительным работам в этой области можно отнести исследования ученых: Балицкого Н.Г., Баркова А.Б., Беляева А.И., Бирюкова И.В., Володина А.И., Галиева И.И., Генкина М.Д, Гиоева З.Г., Киселева В. И., Коссова B.C., Коссова Е.Е., Кравец И.И., Лубягова А.М., Павлова Б.В., Пахомова Э.А., Привалова В.В., Просвирова Ю.Е., Рагульскиса K.M., Риделя Э.Э., Стрекопытова В.В., Тартаковского Э.Д., Тибилова Т.А., Феоктистова В.П., Цыпкина Б.С., Четвергова В.А., Шапошникова Г.В. и многих других.

Вопросам исследования эффективности совместной работы дизеля и агрегатов наддува посвящены работы Володина А.И., Иванченко А.Д., Камкина C.B., Межерицкого H.H., Селезнёва К.П., Симеона А.Э. и многих других.

Шум и вибрация, возникающие в подшипниках скольжения и качения, исследовались Бояриновым С.Б, Гиоевым З.Г., Крючковым Ю.С., Лившицем В.Б , Михеевым И.А., Шефтелем Б.Т. и другими.

Исследование шумов и вибраций лопаточных машин наиболее подробно было проведено в работах отечественных ученых, таких, как Алямовский М. И., Блохинцев Д.И., Гутин Л.Я., Непомнящий Е.А., Столярский М. Т., Юдин Е. Я. и ДР-

Дефекты подшипника скольжения и зазор «на масло» можно определить посредством виброакустической диагностики. Преимущество определения технического состояния агрегата посредством виброакустической диагностики состоит в следующем.

1. Данный метод является экспресс-методом.

2. Он позволяет контролировать износ деталей и узлов без разборки.

3. Работа всего турбокомпрессора может быть проверена с помощью малого числа измерений.

4. С помощью специального программного обеспечения есть возможность производить измерения с помощью персонального компьютера с моментальной выдачей диагноза и прогноза технического состояния.

В последние годы наблюдается активизация работ по созданию математического и программного обеспечения, отвечающего за интерпретацию результатов, поставляемых комплексами измерения виброакустической информации.

Тем не менее, на достигнутом уровне не обеспечивается достаточная надежность эксплуатации тепловозов по состоянию турбокомпрессоров, в частности, из-за разрушения подшипников скольжения.

Вторая глава посвящена исследованию в области образования шума и вибрации работой турбокомпрессора, а также определению собственных частот вынужденных колебаний, возникающих в подшипниках скольжения турбокомпрессора в условиях нелинейного сопротивления среды и нелинейной

жёсткости.

При анализе источников возникновения вибрации корпуса турбокомпрессора установлено, что значительную часть составляют механические источники, а именно, ротор с подшипниками. При вращении ротора в подшипнике происходят периодические удары цапфы вала ротора турбокомпрессора о фрикционный вкладыш, появляется обилие вибрационных импульсов, связанных с радиальным зазором и скрытыми периодичностями -дефектами. Дефекты подшипника скольжения, режимы его работы и дефекты других узлов заметно снижают ресурс подшипника. Дефекты можно разделить на семь групп, а именно: неуравновешенность ротора; бой вала; дефекты узлов крепления подшипника; автоколебания вала; перекос подшипника; износ подшипника; удары в подшипнике.

Роторные подшипники турбокомпрессора тепловозного дизеля работают в условиях сложного взаимодействия сил, возникающих под влиянием различных факторов. Подшипник откликается на приложенную к ней периодическую силу в соответствии с массой, жесткостью и затуханием, присущим системе, при этом колебательная система турбокомпрессора с шестью степенями свободы может быть представлена в виде схемы (рис. 1).

Рис. 1. Колебательная система ротора турбокомпрессора с подшипниками скольжения: 1-1' - упругий ротор турбокомпрессора массой <7; 2-Т! -смазочный слой в подшипнике скольжении с упругой вязкостью //; 3-3' -подшипник

скольжения массой т

Рассмотрим вынужденные колебания, возникающие в подшипнике турбокомпрессора, как вынужденные колебания простой линейной системы с

массой Ш . Уравнение движения тела массой т в упругой системе жесткостью в вертикальной плоскости по оси С)Ъ при условии воздействия на неё возбуждающей силы может быть описано следующим образом

где 0,5(3 - половина веса ротора, опирающегося на подшипник; (О - частота колебаний, зависящая от скорости вращения вала ротора турбокомпрессора.

В предположении, что усилие потерь на трение равноЛ = 2/ц —, уравнение баланса сил запишется следующим образом

где /л - коэффициент вязкого сопротивления среды; со — со!2.

Однако для таких элементов, как подшипники скольжения, действующие на нее упругие силы пропорциональны степенной функции смещения. Другими словами, подшипник скольжения необходимо рассматривать как нелинейную систему с одной степенью свободы.

Подшипники роторов турбокомпрессоров работают в условиях вязкого сопротивления среды. Из-за сил гидродинамического давления, действующих в зазоре, сопротивление вязкой среды не будет пропорционально скорости, а упругие силы не следуют закону Гука, следовательно, для нелинейной системы жёсткость может быть представлена многочленом второй степени вида

(I17 Ш

т—г- + & = 0,50 сое—, еЬ 2

(1)

сЧ

+ 2 а — + & = 0,5С?созй>Г,

л* ' '

(2)

¿¡г

(3)

Проинтегрировав уравнение (3) и разделив обе части на т, получим

'¿ + а-г + ¡3-г* = О,

(4)

где

— линейный коэффициент жёсткости системы; 5"з — коэффициент жёсткости системы, учитывающий нелинейность.

Численные значения 5|, 5з были установлены в работе экспериментально. Они составили 51 = 1,3575МО6 Н/м, 53 = 1,70682-109 Н/м3 и, соответсвенно, а = 1,02842-106 Гц2 и)? = 1,29305 109 Гц2/м2.

Совместно решая уравнение (2) и уравнение (3), получили зависимость для амплитуды вынужденных колебаний, выраженной через жесткость системы

._\20(81+2ц-Щ

Л = з

Зт-53-5Г

(6)

Как известно, любую периодическую функцию с периодом 2Т можно разложить в ряд Фурье

ап

ДО = ^ + + Ьп зшш).

2 п=\

(7)

Коэффициенты разложения в ряд Фурье функции смещения определяются выражениями

2 тг . _ П7Г

а „ =— Мсовй» -/-сое—^ ш т1 Т

> 2 тг . . _ .пк ,

о. =— \Asmco -Лет—/д/ т\ Т

(8)

где А - амплитуда колебаний, определяемая выражением (6).

Расчет амплитуд колебаний и гармоник основной частоты возбуждения в спектре исследуемого сигнала проводился по формулам (6-8) с использованием стандартного математического пакета МаФегпаИка 3.0. В табл. 1. представлен расчёт для номинального радиального зазора 0,18 мм.

Таблица 1

Результаты расчета амплитуд и гармоник спектра исследуемого сигнала

Зазор, м

Гармоники

Амплитуды Ск, м

Частота вибрации сок, Гц

0,00018

0,0418855 0,0328967 0,0139617 0,00837702 0,00598359

63,04 189,12 315,2 441,28 567,36

В третьей главе изложены метод и результаты экспериментального исследования ускорения вибрации тепловозного турбокомпрессора серии

ТК34Н-04с, проведенного с целью определения технического состояния (радиального зазора) роторных подшипников от величины вибрации корпуса турбокомпрессора. Описывается экспериментальная установка и виброизмерительная аппаратура.

Исследование величины ускорения собственной корпусной вибрации турбокомпрессора производилось при помощи трёх серий опытов при двух различных режимах работы. Каждая серия опытов включает в себя измерения уровня вибрации на корпусе турбокомпрессора в определенных контрольных точках (рис. 4) при фиксированном радиальном зазоре пары роторных подшипников для ряда установленных частот вращения ротора. Расположение контрольных точек выбиралось таким образом, чтобы обеспечить наиболее полную картину вибрационного поля на корпусе и на подшипниках.

I 2 з

Рис. 4. Схема виброизмерительного комплекса при диагностике подшипников турбокомпрессора с указанием контрольных точек: 1 - турбокомпрессор;

2 - вибродатчик ДН4-М-1; 3 - измеритель вибрации и шума ВШВ-003-М2;

4 - электронный осциллограф; 5 - прецизионный спектроанализатор;

6 - аналого-цифровой преобразователь; 7 - компьютер; 8 - строботахометр

Проведенные исследования показали, что уровни ускорений собственной корпусной вибрации, замеренные при одинаковых условиях в различных точках на корпусе турбокомпрессора, могут существенно отличаться между собой. Вибрация турбокомпрессора складывается от аэродинамических и механических источников. Измерить вибрацию отдельно для каждого источника невозможно, поэтому при неизменном давлении питающего воздуха при постоянной частоте вращения ротора вибрация аэродинамического

происхождения тоже остаётся постоянной. При проведении измерений установлено, что при постоянном давлении питающего воздуха меньшие значения уровня ускорений СКВ относятся к меньшей величине зазоров в подшипниках, следовательно, величина вибрации на корпусе турбокомпрессора в большой степени определяется вибрацией механического происхождения и прямо зависит от технического состояния подшипников.

Зависимость общего уровня корпусной вибрации в различных точках корпуса турбокомпрессора от изменения радиального зазора в подшипниках ротора при частоте вращения ротора 1200 об/мин при постоянном давлении питающего воздуха в представлена на рис. 5.

Рис. 5. Диаграмма зависимости уровня ускорений СКВ турбокомпрессора ТК34 на контрольных точках от величины зазора "на масло" в подшипниках ротора

Однотретьоктавный спектральный анализ вибрационных сигналов в реальном масштабе времени с различных точек корпуса турбокомпрессора позволяет утверждать, что с увеличением радиальных зазоров в подшипниках скольжения турбокомпрессора увеличиваются спектральные составляющие механического происхождения на частотах 630 - 8000 Гц, хотя сама форма кривых практически неизменна (рис. 6). В диссертационной работе представлены однотретьоктавные спектры, полученные обработкой экспериментального материала со всех контрольных точек, для различных радиальных зазоров при частоте вращения ротора турбокомпрессора 320 и 1200 об/мин.

и м/с*

14

12

в* 0> 94

о*-о о ■

* * * «• ♦ * <? # 4> е * # * # # # 4 # / #

Рис. 6. Спектры мощности вибрации корпуса турбокомпрессора при изменении зазора «на масло» в подшипниках ротора

В четвертой главе приводится методика обработки экспериментальных данных и получения норм на уровень собственной корпусной вибрации турбокомпрессора при изменении технического состояния элементов подшипникового узла.

Составляющую монотонного изменения уровня СКВ можно определить построением уровня линейной регрессии. Можно сделать вывод о том, что общие уровни ускорений СКВ турбокомпрессора зависят от технического состояния подшипников скольжения, от величины небаланса ротора, от количества и качества смазки. Для того, чтобы исключить флуктуации в измерении общего уровня ускорений СКВ, необходимо проводить несколько измерений и усреднять их значение. При виброакустической диагностике турбокомпрессора для определенной контрольной точки число измерений составляет я = 4+10. На практике достаточным бывает проведение 5 измерений.

При виброакустической диагностике технического состояния подшипников турбокомпрессора производится эксперимент по исследованию зависимости физической величины уровня виброускорений I на корпусе от величины радиального зазора в подшипниках 5. Наиболее простым видом функциональной зависимости является линейная, которая подтверждается экспериментально.

- м М 1 II 1 Кфнгармип! течка МI Частота араиюшя ротора а-¡200об/тт [ I 1

1

—о—0«^ 1 РинмммйммеО 11мм — - 1 V 1

—* Олмт2 Рымиммй ммр 0 - - -

А / --

/ \ А Л л \ ) N. 1

/ У / /!

и N / 1 -- \ у- 4 * N ц

Рассчитаны линейные зависимости Ь =/(<5) в трех плоскостях на корпусе турбокомпрессора и построены номограммы для всех контрольных точек, пример для контрольной точки № 1 представлен на рис. 7.

К«м|«я»«м n<ni M 1 iMHWiynf реяорл е- 1200 «Мм _ - '

Li "14.453*81-1 174

.•-Я'"* А «пыгаые дккые О -расчетелапше —& - мрян* дмсркгеяы»* «егерем "" —В— яяанй двмргтешяА ютерм -к—---

015 02 025 ÍUtí 03

Рис. 7. Диаграмма зависимости общего уровня СКВ от величины радиального зазора

Определены наиболее информативные режимы работы турбокомпрессора и места установки датчиков, диапазон изменения измеряемых параметров вибрации в которых наибольший Разработаны нормы на общий уровень собственной корпусной вибрации в контрольных точках на корпусе турбокомпрессора типа ТК34Н-04с при вращении ротора с частотами 320 и 1200 об/мин (в табл. 2 приведены нормы для нескольких контрольных точек при частоте вращения ротора турбокомпрессора 1200 об/мин).

В пятой главе по типовой методике проведен расчет технико-экономической эффективности от использования виброакустической диагностики подшипников турбокомпрессоров ТК34Н-04с.

Ожидаемый расчётный годовой экономический эффект от снижения количества неплановых ремонтов тепловозов по причине выхода из строя агрегатов наддува за счёт внедрения виброакустической диагностики турбокомпрессоров тепловозов 2ТЭ10 по С.-К. ж. д. составил 106,6 тыс. руб.

Таблица 2

Вибрационные нормы общего уровня ускорений СКВ для диагностики радиальных зазоров в подшипниках скольжения турбокомпрессора типа ТК34Н-04с при частоте вращения ротора 1200 об/мин

№ Уравнение линейных регрессий для контрольных точек Состояние подшипника Ц м/с2 дБ Уравнения для Радиальные зазоры, мм.

№ п/п отличное хорошее удовл. неудовл. определения Отл. Хор. Уд. Неуд

к.т. м/с2 д/Б м/с2 д/Б м/с2 д/Б м/с2 д/Б зазоров в подшипниках, мм

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16

от от от ОТ от ОТ от от от

1 1т 1^=14,453*5,^1,174 1,43 до 73,6 до 1,57 ДО 74,4 ДО 1,86 до 75,9 до св. 2,15 св. 77,1 3 Д.,+1,174 " 14,453 0,18 ДО 0,19 до 0,21 ДО св. 0,23

1,57 74,4 1,86 75,9 2,15 77,1 0,19 0,21 0,23

от от от от от от от от от

2 2т Ь2т=7,302*52т+1,844 3,16 до 3,23 80,4 до 80,6 3,23 ДО 3,38 80,6 ДО 81,0 3,38 до 3,52 81,0 ДО 81,4 св. 3,52 св. 81,4 3 _ ^т-1,844 2т 7,302 0,18 до 0,19 0,19 до 0,21 0,21 ДО 0,23 св. 0,23

от от от от от от от от от

3 Зт Ьзт=9,791 *6зт+0,493 2,26 до 77,5 до 2,35 до 77,9 до 2,55 ДО 78,6 до св. 2,75 св. 79,2 3 .. 4,-0,493 Зт 9,791 0,18 до 0,19 до 0,21 ДО св. 0,23

2,35 77,9 2,55 78т6 2,75 79,2 0,19 0,21 0,23

от от от от ОТ от от от от

4 4т 1^=14,709*б4г-0,873 1,77 до 75,4 ДО 1,92 ДО 76,1 до 2,22 до 77,4 до св. 2,51 св. 78,5 5 _ ¿„ + 0,873 4т 14,709 0,18 до 0,19 ДО 0,21 ДО св. 0,23

1,92 76,1 2,22 77,4 2,51 78,5 0,19 0,21 0,23

от от от от от от от от от

5 5т Ь5т =5,593*Й5т+0,907 1,91 ДО 1,97 76,1 ДО 76,3 1,97 ДО 2,08 76,3 ДО 76,8 2,08 до 2,19 76,8 до 77,3 св. 2,19 св. 77,3 3 _ 4,-0,907 51 5,593 0,18 ДО 0,19 0,19 До 0,21 0,21 до 0,23 св. 0,23

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертационной работе выполнено исследование собственной

корпусной вибрации подшипников скольжения турбокомпрессоров типа

ТК34Н-04с тепловозов серии 2ТЭ10. В результате проведенных исследований

были получены следующие результаты.

1. Исследованиями установлено, что наибольшей информативностью о техническом состоянии элементов и узлов турбокомпрессора обладают параметры виброакустического сигнала (виброускорение), полученного в определенных контрольных точках на корпусе агрегата (рис. 4), определяемых экспериментальным путем.

2. Установлены зависимости между общим уровнем ускорений СКВ и радиальным зазором «на масло» в подшипниках скольжения для различных скоростных режимов работы турбокомпрессора, которые показывают, что с увеличением величины зазора «на масло» увеличивается собственная корпусная вибрация турбокомпрессора, изменяющаяся по линейному закону (рис. 7. табл.2).

3. На основании обработки экспериментальных данных разработаны нормы на величину общего уровня ускорений СКВ турбокомпрессора в зависимости от технического состояния подшипников скольжения (величины зазора «на масло»), позволяющие оценить его техническое состояние (табл. 2).

4. Обработкой экспериментального материала получены однотретьоктаные спектры, которые позволяют определить различные неисправности подшипника.

5. Расчёты показали, что ожидаемый годовой экономический эффект от внедрения виброакустической диагностики турбокомпрессоров тепловозов 2ТЭ10 по Северо-Кавказской железной дороге за счёт снижения неплановых ремонтов составит 106,6 тыс. руб.

6. Результаты работы переданы и внедрены в локомотивном депо на ст. Тихорецкая Северо-Кавказской ж.д. - филиала ОАО «РЖД».

Список основных работ, опубликованных по теме диссертации

1. Волков A.B. Виброакустическая диагностика подшипников турбокомпрессоров тепловозных дизелей. // Труды Международной научной конференции «Актуальные проблемы развития транспорта России: стратегические, региональные, технические», посвященной 75-летию РГУПС, Ростов-на-Дону, РГУПС, 2004 г. С. 55-56.

2. Гиоев З.Г., Волков A.B. Анализ причин, вызывающих шум и вибрацию турбокомпрессоров дизель-генераторных установок, с целью их диагностики. Межвуз. сб. научн. тр. «Вопросы конструкции, динамики, надёжности и технической диагностики систем подвижного состава» Ростов-на-Дону, РГУПС, 2003г. С. 100-108.

3. Гиоев З.Г., Волков A.B. Основные причины возникновения шума и вибрации турбокомпрессоров тепловозных дизелей. // Труды Всероссийской научно-практической конференции «Транспорт-2004», Часть 3. Ростов-на-Дону, РГУПС, 2004. С. 199-200.

4. Гиоев З.Г., Нелюбов В.П., Волков A.B. Виброакустическая диагностика подшипников качения роторных систем тягового подвижного состава. Труды научно-теоретической конференции профессорско-преподавательского состава «Транспорт-2002», Часть 3. Ростов-на-Дону, РГУПС, 2002 г., С. 135.

5. Виброакустическая диагностика буксовых подшипников железнодорожного подвижного состава / Гиоев З.Г., Белухин А.К., Волков A.B. и др. Журнал "Транспорт юга" № 5 от 2002г., Ростов-на Дону. С. 41-44.

6. Перспективы повышения виброакустической надежности подшипниковых узлов букс подвижного состава / Гиоев З.Г., Белухин А.К., Волков A.B. и др. Журнал "Транспорт юга" № 1от 2004 г., Ростов-на-Дону. С. 25-27.

7. К вопросу виброакустической диагностики тяговых агрегатов и узлов локомотивов / Гиоев З.Г., Захаров А.П., Волков A.B. и др. Труды Международной научной конференции «Актуальные проблемы развития

транспорта России: стратегические, региональные, технические», посвящённой 75-летию РГУПС, Ростов-на-Дону, РГУПС, 2004 г. С. 279-280.

Волков Алексей Васильевич

Виброакустическая диагаостика турбокомпрессоров тепловозных дизелей

Специальность 05.2.07. - Подвижной состав железных дорог, тяга поездов и электрификация

Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Подписано к печати 18.04.2005г. Формат бумаги 60x84/16. Бумага офсетная. Ризография. Усл. печ. л. 1,0. Тираж 100. Заказ №

Ростовский государственный университет путей сообщения. Ризография УИ РГУПС.

Адрес университета: 344038, г. Ростов-на-Дону, пл. Народного ополчения, 2

$-8449

РНБ Русский фонд

2006-4 5230

ВВЕДЕНИЕ

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ.

1.1. Условия работы турбокомпрессора в эксплуатации тепловоза

1.2. Обзор работ в области технической диагностики тепловозных дизелей и его турбокомпрессоров.

1.3. Методы и средства виброакустической диагностики турбокомпрессора в современных условиях.

1.4. Обзор существующих методов определения технического состояния подшипников тепловозных турбокомпрессоров.

1.4.1. Методы непосредственного измерения основных параметров деталей и узлов турбокомпрессора, подверженных износу.

1.4.2. Методы определения состояния по косвенным параметрам.

Выводы по главе 1.

2. ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРАЦИИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ ТЕПЛОВОЗНЫХ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ.

2.1. Основные причины возникновения шума и собственной корпусной вибрации турбокомпрессоров тепловозных дизелей.

2.1.1. Шум и вибрация аэродинамического происхождения в турбокомпрессоре.

2.1.2. Вибрация турбокомпрессора, порождаемая механическими источниками.

2.1.2.1. Анализ динамических сил, действующих на цапфы вала турбокомпрессора с подшипниками скольжения.

2.2. Факторы, влияющие на виброакустическое излучение в подшипниках скольжения турбокомпрессора.

2.3. Предварительный выбор параметров диагностирования.

2.4. Теоретическое определение параметров диагностирования подшипников турбокомпрессора.

2.5. Определение предельных значений параметров диагностирования механизмов и узлов.

Выводы по главе 2.

3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРАЦИИ ПОДШИПНИКОВ ТУРБОКОМПРЕССОРА В ЗАВИСИМОСТИ

ОТ ИХ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ.

3.1. Методика проведения эксперимента.

3.2. Описание экспериментальной установки.

3.3. Анализ результатов эксперимента.

• Выводы по главе 3.

4. МЕТОДИКА ВИБРОАКУСТИЧЕСКОЙ ДИАГНОСТИКИ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ ПОДШИПНИКОВ ПО УРОВНЮ ВИБРАЦИИ ТУРБОКОМПРЕССОРА.

4.1. Процедура технического диагноза.

4.2. Диагностика уровня ускорений СКВ.

4.3. Методика обработки экспериментальных данных.

4.4. Установление норм на уровни СКВ в контрольных точках турбокомпрессора ТК34Н-04с.

Выводы по главе 4.

5. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЙ ЭФФЕКТ ОТ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ МЕТОДОВ И СРЕДСТВ ВИБРОАКУСТИЧЕСКОЙ ДИАГНОСТИКИ ПОДШИПНИКОВ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ ТК34Н-04с

Выводы по главе 5.

Актуальность темы. Одной из главных задач, стоящих перед тепловозным подвижным составом Российских железных дорог, является повышение их эксплуатационной надежности в целях обеспечения безопасности движения поездов с учетом реализации необходимых тяговых характеристик улучшения габаритно-массовых и эксплуатационных показателей в широком диапазоне нагрузок и скоростей движения.

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

Интерес к техническому диагностированию тягового подвижного состава связан с тем, что сложность конструкции, интенсивность эксплуатации и повышение требования к надёжности и безопасности не позволяют интуитивным и ручным способом определить его техническое состояние.

Настоящая работа посвящена исследованию в области ускорений собственной корпусной вибрации (СКВ) турбокомпрессоров (ТК), предназначенных для наддува дизелей тепловозов, в целях виброакустической диагностики их технического состояния, в частности, подшипников ротора.

Объект исследования. Объектом исследования выбраны подшипники скольжения ротора турбокомпрессора. Выбор обусловлен тем, что, согласно статистическим данным, большее число отказов турбокомпрессора (более 70%) происходит до текущего ремонта ТР-2, на котором осуществляется полная ревизия и ремонт. Выход из строя турбокомпрессора обусловлен разрушением подшипников из-за увеличенного дисбаланса ротора (обрыв лопаток турбины, закоксовывание сопловых и рабочих лопаток турбины, отложение нагара на поверхности колеса компрессора и т.д.).

Неисправности турбокомпрессоров тепловозов приводят к увеличению расхода топлива, снижению мощности дизеля, а это, в свою очередь, ведёт к увеличению затрат на технические осмотры (ТО) и текущие ремонты (ТР) тепловозов.

Эти обстоятельства побуждают к поиску таких методов и средств, которые позволили бы с наименьшими затратами времени и необходимой точностью осуществлять оперативную диагностику эффективных показателей работы и технического состояния элементов турбонаддува дизелей подвижного состава.

Настоящую работу, посвященную взаимосвязи упругих корпусных колебаний (виброакустического сигнала) корпуса турбокомпрессора с параметрами технического состояния подшипников и ротора для целей диагностики, можно рассматривать как попытку решения данной актуальной задачи.

Цель работы. Цель настоящей работы заключается в определении методов оценки технического состояния подшипников турбокомпрессора без разборки агрегата, а также в определении норм, устанавливающих уровень ускорений собственной корпусной вибрации турбокомпрессора как одного из факторов, влияющих на постановку диагноза о техническом состоянии таких ответственных элементов конструкции, как подшипники ротора. Для этого в работе решены следующие задачи.

1. Выполнен статистический анализ порч и отказов турбокомпрессоров.

2. Выявлены основные структурные дефекты и причины их возникновения.

3. Исследованы источники возникновения шума и собственной корпусной вибрации турбокомпрессора.

4. Рассчитаны собственные частоты вибрации подшипникового узла в условиях нелинейного сопротивления среды и нелинейной жёсткости.

5. Исследована зависимость ускорения собственной корпусной вибрации турбокомпрессора от технического состояния подшипников скольжения ротора для определения радиального зазора (зазора на «масло»).

6. Разработана методика виброакустической диагностики подшипников скольжения ротора турбокомпрессора.

Методы исследования и достоверность полученных результатов. В основу теоретических исследований положены классические законы теории колебаний и основы виброметрии. Обработка экспериментальных данных проведена на основании законов математической статистики и теории вероятностей. Теоретические и экспериментальные расчеты выполнены с применением ЭВМ. Экспериментальные исследования проводились на реальном турбокомпрессоре типа ТК34, установленном на стенде.

Теоретические разработки подтверждены результатами экспериментальных исследований, проведенных в локомотивном депо на станции Тихорецк Северо-Кавказской железной дороги - филиала ОАО «РЖД». Виброакустические испытания выполнялись с использованием специальной виброизмерительной аппаратуры, отвечающей требованиям стандартов.

Научная новизна. Новизна научных результатов, изложенных в диссертации, заключается в следующем:

- сформулированы принципы и научно обоснованы методы оценки технического состояния подшипников ротора турбокомпрессора по признаку изменения общего уровня ускорения собственной корпусной вибрации;

- методом регрессионного анализа результатов экспериментов были разработаны научно обоснованные вибрационные нормы на уровень корпусной вибрации в зависимости от радиальных зазоров — зазоров «на масло» в подшипниках скольжения турбокомпрессоров серии ТК34;

- экспериментальным путём получены усредненные однотретьоктавные спектры ускорений СКВ корпуса турбокомпрессора в реальном масштабе времени в зависимости от технического состояния роторных подшипников скольжения при различных частотах вращения ротора.

Практическая значимость и внедрение результатов работы. Полученные в работе результаты имеют практическое значение для решения конкретных задач при проведении профилактических осмотров и текущих ремонтов тепловозов. По результатам работы в локомотивном депо на станции Тихорецкая С.-К.ж.д. внедрены вибрационные нормы и методика по виброакустической диагностике подшипников скольжения ротора турбокомпрессора типа ТК34.

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы доложены и обсуждены на заседаниях кафедры «Электрические машины и аппараты», на объединённом заседании кафедр ф «Локомотивы и локомотивное хозяйство», «Вагоны и вагонное хозяйство»,

Электрические машины и аппараты», «Электроподвижной состав», «Основы проектирования машин» Ростовского государственного университета путей сообщения (РГУПС); на 62-й, 63-й научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава РГУПС (Ростов-на-Дону, 2003 г., 2004 г.); на Международной научной конференции «Актуальные проблемы развития транспорта России: стратегические, региональные, технические», посвящённой 75-летию РГУПС (Ростов-на-Дону, 2004 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 7 работ.

Структура и объём диссертации. Диссертация изложена на 156 страницах основного текста, состоит из введения, 5 глав, заключения и 4 приложений на 59 страницах. Список литературы содержит 108 наименований.

6. Результаты работы переданы и внедрены в локомотивном депо на ст. Тихорецкая Северо-Кавказской ж.д. - филиала ОАО «РЖД».

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

146

В диссертационной работе выполнено исследование собственной корпусной вибрации подшипников скольжения турбокомпрессоров типа ТК34Н-04с тепловозов серии 2ТЭ10. В результате проведенных исследований были получены следующие результаты.

1. Исследованиями установлено, что наибольшей информативностью о техническом состоянии элементов и узлов турбокомпрессора обладают параметры виброакустического сигнала (виброускорение), полученного в определенных контрольных точках на корпусе агрегата (рис. 4), определяемых экспериментальным путем.

2. Установлены зависимости между общим уровнем ускорений СКВ и радиальным зазором «на масло» в подшипниках скольжения для различных скоростных режимов работы турбокомпрессора, которые показывают, что с увеличением величины зазора «на масло» увеличивается собственная корпусная вибрация турбокомпрессора, изменяющаяся по линейному закону (рис. 7. табл.2).

3. На основании обработки экспериментальных данных разработаны нормы на величину общего уровня ускорений СКВ турбокомпрессора в зависимости от технического состояния подшипников скольжения (величины зазора «на масло»), позволяющие оценить его техническое состояние (табл. 2).

4. Обработкой экспериментального материала получены однотретьоктаные спектры, которые позволяют определить различные неисправности подшипника.

5. Расчёты показали, что ожидаемый годовой экономический эффект от внедрения виброакустической диагностики турбокомпрессоров тепловозов 2ТЭ10 по Северо-Кавказской железной дороге за счёт снижения неплановых ремонтов, составит 106,6 тыс. руб.

1. Андронов A.A., Витт A.A., Хайкин С.Э. Теория колебаний. М.: Наука, 1981, 568 с.

2. Ахматов A.C. Молекулярная физика граничного трения. М.: Наука. 1963, 472 с.

3. Бабаков И.М. Теория колебаний. Гос. изд. технико-теоретической литературы. Москва, 1958, 628 с.

4. Балицкий Ф.Я. Одно из применений корреляционного метода. — В кн.: Виброакустическая активность механизмов с зубчатыми передачами. М.: Наука, 1971, с. 200 222.

5. Балицкий Ф.Я., Иванова М.А., Соколова А.Г. и др. Виброакустическая диагностика зарождающихся дефектов. М.: Наука, 1984. - 119 с.

6. Барков A.B. Диагностика и прогнозирование технического состояния подшипников качения по их виброакустическим характеристикам. //Судостроение.- 1985.-№ 3.-С.21-23.

7. Барков A.B., Баркова H.A., Азовцев А.Ю. Мониторинг и диагностика роторных машин по вибрации. Рекомендации для пользователей систем мониторинга и диагностики АО ВАСТ и Intelech Enterprises, Inc. Санкт-Петербург 1997г.

8. Белоусов А.И., Биргер И.А. Прочностная надежность деталей турбомашин.- Куйбышев: КУИИ, 1983.-75с.

9. Бендат Д., Пирсол А. Применение корреляционного и спектрального анализа.- М.: Мир, 1982.-362с.

10. Биргер И.А. Техническая диагностика. — М.: Машиностроение, 1978. — 239 с.

11. Биргер И.А., Шорр Б.Ф. Динамика авиационных газотурбинных двигателей.- М.: Машиностороение, 1981.-232с.12,13,14,15,16,17,18