Анализ признаков и обоснование критериев вибродиагностики узлов карьерных автосамосвалов

СЕМИНАР 7

ДОКЛАД НА СИМПОЗИУМЕ «Н ЕДЕЛЯ I ОРНЯ К А

МОСКВА, МГГУ, 25.01.99 - .29.01.99.........;

© А.А. Кулешов А.А. Беликов, 2000

УДК 656.135:620.178.53:622 А.А. Кулешов, А.А. Беликов

АНАЛИЗ ПРИЗНАКОВ И ОБОСНОВАНИЕ КРИТЕРИЕВ ВИБРОДИАГНОСТИКИ УЗЛОВ иКАРЬЕРНЫХАВЮСАМОСВАЛОВ

В процессе работы силовых агрегатов карьерных автосамосвалов ими создаются виброакустические возмущения. При этом каждый элемент силовой группы имеет свой виброакустический фон, характеризующий протекающие в нём процессы. Следовательно, возможна численная оценка величин, определяющих состояние объекта методами виброакустической диагностики. Работы в направлении виброакустической диагностики проводились специалистами многих отраслей промышленности, однако применительно к элементам эксплуатирующегося карьерного автотранспорта до сих пор не получили достаточно широкого применения.

На современном этапе резкого развития микропроцессорной и компьютерной техники возможен анализ вибрации силовых элементов на качественно новом уровне, с отслеживанием и накоплением статистики виброакустических сигналов с целью выделения допустимых пороговых значений. Установление таких значений позволяет ставить диагноз о текущем техническом состоянии объекта диагностирования в сжатые сроки, с большим уровнем достоверности, а также прогнозировать остаточный ресурс объекта (при установлении пороговых значений вибросигнала).

Одними из самых распространённых на горных предприятиях моделей автосамосвалов являются автомобили с электромеханической трансмиссией грузоподъёмностью 100-180 т. Поэтому в качестве объекта исследования рассматривается электромеханическая трансмиссия в целом, так как большинство элементов этой системы имеют относительно высокий процент отказов, а затраты на их устранение в сложившейся экономической ситуации ведут к резкому снижению экономической эффективности применения технологического автотранспорта карьеров.

Методами вибродиагностики возможно определение состояния узлов всех составных элементов системы: дизеля, подшипниковых узлов тягового генератора и тяговых электродвигателей, а также редукторов мотор-колёс. При этом особое внимание следует уделять вопросу диагностирования дизеля, как наиболее сложного и дорогостоящего элемента трансмиссии. Структурная схема электромеханической трансмиссии карьерного автосамосвала позволяет систематизировать диагностические параметры рассматриваемой системы применительно к виброакустической диагностике

и, следовательно, проанализировать некоторые процессы, протекающие в элементах трансмиссии.

При работе дизеля вибрации создают кривошипно-шатунный механизм, кла-панно-распредели-тельный механизм, процесс сгорания топлива, система подачи топлива (система питания), система впуска и выпуска, цилиндро-поршневая группа, турбокомпрессор и другие вспомогательные механизмы. Таким образом, практически все составные элементы дизеля формируют его вибрацию.

Вибрация в свою очередь создаётся ударами в сопряжениях вызывающими их деформацию и упругие колебания. Величину амплитуд и частот определяет скорость соударения сопряжённых деталей, которая является функцией нескольких величин:

^0 = :[(5,¥,т\ ,т2 ,^,tв,tм),

где ^ - зазор в сопряжениях деталей; F - сила, определяющая соударение; т1, т2 - массы соударяемых деталей; О -угловая скорость вращения коленчатого вала; 4, 1м - температура воды и масла соответственно.

Согласно [\], для определённой марки двигателя и заданного режима работы при условии, что масса и размеры деталей практически остаются постоянными, данное выражение можно представить в виде

^0 = ^(*) ,

где А - постоянный коэффициент. Таким образом, основным признаком, который характеризует изменение виброа-кустических сигналов, является зазор в сочленениях и, соответственно, чем он больше, тем больше величина амплитуд вибрации, виброскорость и виброускорение. Следовательно, выявление зависимости изменения виброакустических параметров от увеличения зазоров в сочленениях подвижных элементов (их износа) даёт возможность численной оценки технического состояния на момент снятия характеристик. Для этого накапливается массив статистических параметров вибрации для двигателей одной марки, который оценивается математическим аппаратом обработки статистических данных

Г орный информационно-аналитический бюллетень

\№1

Таблица

ОСНОВНЫЕ ПРИЗНАКИ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ ТЕХНИЧЕСКОЕ СОСТОЯНИЕ ОБЪЕКТОВ

Узел Диагностический признак

Дизель: Блок цилиндров 1. Зазор между поршнем и гильзой (износ) 2. Разность амплитуд пульсации масла по цилиндрам

Кривошипно-шатунный механизм 1. Амплитуда виброимпульса в сопряжениях верхней и нижней головок шатуна 2. Параметры спектра вибрации шатунного подшипника

Механизм газораспределения 1. Суммарный люфт в шестернях 2. Параметры спектра вибрации подшипниковых узлов 3. Зазор между клапаном и толкателем 4. Износ уплотняющих поверхностей клапана

Система смазки 1. Амплитуда пульсации масла

Система питания 1. Угол опережения начала подачи топлива до ВМТ 2. Амплитуда вибросигнала форсунки

Система охлаждения 1. Температура охлаждающей жидкости в контуре охлаждения

Система пуска 1. Устойчивость частоты вращения

Генератор Параметры спектра вибрации подшипников

Тяговые электродвигатели Параметры спектра вибрации подшипников

Редукторы моторколёс 1. Общий уровень амплитуды вибрации и шума

с целью составления паспортов виброакустических характеристик для определённого режима диагностирования.

Для комплексной оценки формирования виброакустических сигналов в двигателе необходимо учитывать уровень шума создаваемый процессом сгорания смеси в цилиндрах, эта величина определяется по формуле Н.И. Зинченко [2]:

-.5 рЦ ' р0 '

ЬСГ = 20 ^(3,11'105

И 'р М

с0 'Р0

Ра

П1

-)

дБ

СЦ

где: рц - амплитуда колебаний давления газов в цилиндре; Ро - плотность окружающего воздуха;

И - толщина стенки цилиндра; р м -плотность материала

стенок цилиндра; С0 - скорость звука в воздухе; ра - плотность заряда в начале сжатия; ра - давление в начале сжатия; Пі - показатель политропы сжатия.

При работе двигателя происходит перекладка поршня в зазоре с одной стороны гильзы на другую, в результате происходит их соударение. Импульс боковой силы при ударе поршня о стенку гильзы описывается уравнением

У

R = Ау 3 , где А - постоянная для одного типоразмера двигателя [1]. Практически все изменения вибрации (при условии неизменности нагрузочных характеристик) являются следствием износа сопряжений, поэтому критерием определения состояния элементов рассматриваемой системы являются отклонения зазоров, геометрических параметров сочленений, износных проявлений.

Наиболее информативным, с точки зрения вибродиагностирования, является импульс при перекладке поршня вблизи ВМТ. Мощность вибрации при этом оценивается по формуле [3]:

а(ю)т = 2,8' п ' т' 3

Л2 рГ х2К

т

где т _ масса поршня и части шатуна; Рр - сила давления от газов в цилиндре; 5 - зазор; Xк -отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; П - показатель политропы сжатия.

Следует учитывать, что формируемый цилиндропоршневой группой виброакустический сигнал создаёт наиболее мощный импульс и частично заглушает сигналы, производимые другими элементами дизеля. Таким образом, должна решаться задача выявления наиболее информативных точек установки датчиков съёма вибросигналов и последующей фильтрации этих сигналов.

При оценке технического состояния подшипниковых узлов, как дизельной установки, так и остальных элементов трансмиссии современные методы мониторинга и диагностики позволяют проводить анализ низкочастотных флуктуаций сил трения и мощности возбуждаемой ими высокочастотной вибрации корпуса подшипникового узла. При этом анализируется спектр огибающей высокочастотных составляющих подшипникового узла. При анализе рассматривается наличие в спектре гармонических составляющих, указывающих на наличие дефекта. По частотам гармонических составляющих определяется тип дефекта, а по превышению общего относительного уровня вибрации ^ определяется степень дефекта.

Для определения наличия периодических составляющих возможно использование корреляционного метода выделения диагностического сигнала, который характеризует связи между значениями случайной функции в моменты времени t и t + Т и для импульса силы соударения определяется выражением [2]:

а

1 T ад ад

R(r) = — J C£n cos(kmlt -ф1) х cos[(kt -т)фп]dt,

2л -T k=0 n=0 " n

где Ск и Сп - амплитуды гармоник основного и сдвинутого на время Т процесса; фк и фп - начальные фазы.

Так как в спектре вибрационного сигнала содержится большое количество составляющих, для диагностирования используется кепстральный анализ. Кепстром является квадрат преобразования Фурье логарифмического спектра мощности вибрации:

f<x>

J log\q( ю ) cos &xd&

0

где Т - независимая переменная.

Кепстр менее чувствителен к характеризующим неоднородность спектра изменениям формы и ширины полос за счёт логарифмического преобразования. Положение и значение пиков кепстра на виброграмме являются диагностическими параметрами механизма [4].

Процесс получения виброакустических сигналов при диагностировании силовых элементов трансмиссии может осуществляться по следующей схеме:

• снятие сигнала и его преобразование в электрический сигнал (с помощью датчиков, например пьезоэлектрических);

• усиление электрических сигналов;

• анализ спектра вибраций;

• регистрация сигналов и их накопление.

При этом решается вопрос выделения наиболее информативных точек получения информации, проводится спектральный анализ измеренных сигналов, сравнение измеренных диагностических параметров с пороговыми уровнями (или установление пороговых уровней по статистике сигналов снятых с исправных элементов).

В таблице приведены основные диагностические параметры элементов электромеханической трансмиссии карьерных автосамосвалов. Представленные параметры могут оцениваться методами и средствами виброакустической диагностики с последующей оценкой технического состояния исследуемых объектов.

В настоящее время в СПГГИ (ТУ) ведутся исследования по установлению численных значений критериев оценки технического состояния элементов трансмиссии, а также установлению зависимости изменения виброакустических сигналов от наработки элементов, то есть, проявления изно-сов и нарушения геометрических параметров элементов.

Анализируя существующие методы безразборного диагностирования силовых агрегатов средств технологического автотранспорта можно говорить о том, что виброакустиче-ский метод диагностирования является одним из наиболее перспективных и экономически оправданных.

В ближайшее время планируется проведение экспериментальных замеров с помощью специальной аппаратуры в условиях ОАО «Олкон».

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

4. В.П. Калявин Основы теории надёжности и диагностики. - СПб.: «Элмор», 1998.

\. Диагностика автотракторных двигателей. /Под ред. Н.С. Ждановского/. - Л.: «Колос»,\977.

2. Дизели: Справочник. Под ред. В.А. Ваншейдта. - Л.: «Машиностроение», 1977.

3. Ждановский Н. С., Николаенко

А.В. Надёжность и долговечность автотракторных двигателей. - Л.: «Колос», 1981.

ш

w

Кулешов А.А. докчор технических наук, профессор Санкт-Петербургскою государст-

венною юрмою института.

Беликов А.А. аспирант Санкт-Петербургскою государственною юрмою института.