Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ эксплуатационных свойств фрикционных поглотителей на примере демпферов двигателей внутреннего сгорания 9
1.1.Фрикционные поглотители колебаний. Назначение и устройство 9
1.2. Основные неисправности и ресурс демпферов Требования Регистра по определению остаточного ресурса 16
1.3. Анализ методов и средств диагностики и контроля технического состояния демпферов 18
1.3.1. Контроль по состоянию силиконовой жидкости 18
1.3.2. Метод торсиографироваЕшя 19
1.3.3. Метод прямого тензометрирования 23
1.3.4. Испытание демпферов на специальных стендах 25
1.4. Повышение точности и достоверности диагностики демпферов методом торсиографирования 28
1.5. Методика диагностики технического состояния демпферов 33
1.6. Результаты анализа исследований крутильных колебаний СЭУ судов рыбопромыслового флота 38
1.7. Выводы к первой главе 43
Глава 2 Разработка виброизмерительного стенда для испытания макета фрикционного поглотителя 45
2.1. Конструкция стенда 45
2.2. Тарировка измерительной аппаратуры стенда 53
2.3. Программа и методика испытаний 54
2.4. Результаты испытаний .59
2.4.1. Анализ кривых развития колебании 59
2.4.2. Результаты измерений амплитуд колебаний 62
2.4.3. Влияние зазора между маховиком и корпусом демпфера 68
2.5. Выводы ко второй главе 72
Глава 3 Моделирование работы силиконового демпфера 74
3.1. Постановка задачи теоретического исследования фрикционных поглотителей 74
3.2. Исходные положения для математической модели фрикционного поглотителя 74
3.3. Основные формулы математической модели фрикционного поглотителя 75
3.4. Основные формулы математической модели фрикционного поглотителя для системы с крутильными колебаниями .78
3.5. Методика расчета фрикционного поглотителя для системы с крутильными колебаниями 81
3.6. Проверка адекватности модели фрикционного поглотителя для системы с крутильными колебаниями 84
3.7. Выводы к третьей главе 86
Глава 4. Разработка математической модели коленчатого вала ДВС с демпфером крутильных колебаний 89
4.1 .Постановка задачи 89
4.2. Составление математической модели коленчатого вала ДВС с демпфером крутильных колебаний 90
4.3. Выводы к четвертой главе 94
Глава 5 Совершенствование методов диагностирования демпферов ДВС на судне и специальном стенде 96
5.1. Анализ факторов определяющих ресурс демпфера крутильных колебаний и методов их диагностирования 96
5.2. Основные характеристики испытательного стенда 102
5.3. Выводы к пятой главе 104
Заключение 107
Библиографический список использованной литературы 112
- Основные неисправности и ресурс демпферов Требования Регистра по определению остаточного ресурса
- Анализ методов и средств диагностики и контроля технического состояния демпферов
- Влияние зазора между маховиком и корпусом демпфера
- Исходные положения для математической модели фрикционного поглотителя
Введение к работе
Постановка задачи исследования
Для борьбы с опасными колебаниями в технике широко применяются специальные устройства, которые принято называть успокоителями или поглотителями колебаний. Являясь средством повышения надежности машин, они сами требуют периодического контроля состояния для предупреждения отказов. Это положение подтверждается опытом эксплуатации и диагностирования жидкостных (силиконовых) демпферов крутильных колебаний судовых дизелей. В связи отработкой их назначенных ресурсов по заданию Главного управления морского Регистра судоходства при участии соискателя проведена большая работа по обоснованию и внедрению стандартной методики диагностирования демпферов судовых дизелей. На стадии практического применения указанной методики была выявлена необходимость установления зависимости резонансных колебаний поглотителя от характеристик фрикционной связи и построения на этой основе диагностической модели фрикционного поглотителя вообще и жидкостного демпфера, в частности. Актуальность этой теоретической проблемы связана с тем, что ее нельзя считать до конца решенной даже в трудах основоположников теории колебаний СП. Тимошенко, Ден-Гартога, С. П.Терских, П.А. Истомина. [10,22,23, 25,27]
Таким образом, актуальность темы данной диссертационной работы обуславливается необходимостью расчетно-экспериментального обоснования диагностической модели фрикционного поглотителя колебаний на примере силиконового демпфера крутильных колебаний судовых дизелей. Тем более что, указанная выше методика диагностики, принятая Морским Регистром России в качестве руководящего документа основана на статистическом подходе, а методики диагностики, построенной на понимании механизма изменения демпфирующих свойств
8 поглотителя колебаний по мере выработки ресурса, не существует и в настоящее время. Таким образом, задачами настоящей работы являются: выполнение аналитического обзора исследований, проведенных с участием соискателя при разработке методики для Морского Регистра, с целью обоснования диагностических параметров, определения оптимального метода проведения измерений при диагностике демпферов, анализа их надежности и выявления недостатков указанной методики; разработка экспериментального стенда, подобного реальной крутильной системе силовой установки, для исследования макета фрикционного поглотителя колебаний с целью определения зависимостей между резонансными амплитудами системы и характером фрикционной связи в поглотителе; обоснование диагностической модели фрикционного поглотителя колебаний связывающей величину резонансных амплитуд крутильной системы с величиной демпфирования в поглотителе, в основу которой положена гипотеза о зависимости демпфирования от доли массы маховика поглотителя, присоединенной к основной массе системы; создание модели работы системы демпфер - двигатель на основе разработанной общей модели фрикционного поглотителя колебаний и изучение с ее помощью закономерностей и возможных причин изменения со временем диагностических параметров демпфера; разработка рекомендаций по совершенствованию средств и методов диагностирования демпферов, основанных на анализе диагностической модели системы демпфер - двигатель, как на судне, так и на стенде (с разработкой его параметров).
Основные неисправности и ресурс демпферов Требования Регистра по определению остаточного ресурса
Требования Регистра по определению остаточного ресурса Принято считать, что основным видом повреждения силиконовых демпферов является постепенное ухудшение характеристик силиконового масла (изменение вязкости более чем на 25%, загрязнение продуктами износа и др.) Однако результаты дефектации указывают и на другие возможные дефекты демпферов. У демпферов с внешним подшипником вероятным повреждением бывает износ бронзового бандажа, играющего роль антифрикционного слоя, с последующим заклиниванием маховика. К такому же результату могут привести изнашивание торцовых бронзовых вкладышей. Заклинивание маховика может происходить и по причине деформации корпуса демпфера в результате ударных воздействий. Возможны и обратные случаи - потеря вязкого трения из-за утечки масла из демпфера или увеличения зазоров между корпусом и маховиком. Такой эффект более вероятен у демпферов с внутренним подшипником.
Разгерметизация полости демпфера и утечка жидкости встречались у демпферов В-790 имеющих вальцованную внешнюю крышку, установленных на двигателях 8-VD26/20. На демпферах В-790, установленных на двигателях 8-NVD-48A2 наблюдалась заклинка внешнего бандажа подшипника в корпусе демпфера и проворачивание маховика внутри подшипника. [9,26] У упруго - фрикционных демпферов происходит поломка пружин и износ пальцев.
Следует перечислить данные по ресурсу демпферов и методам определения их технического состояния, которые сообщают сами фирмы изготовители, а также требования Морского Регистра по надзору за техническим состоянием демпферов. По данным Регистра, фирма Hasse & Wrede определяет минимальный срок службы своих демпферов для судовых ДВС с « 600 об/мин равным 20 000 часов, а для ДВС с и 600 об/мин " 30 000... 50000 часов. Максимальный срок службы не назначается, но оговаривается, что указанные значения ресурса могут быть превышены при условии регулярных проверок демпфера через каждые 15 тыс. часов от начала эксплуатации для первой группы демпферов, и через каждые 30 тыс. часов - для второй группы демпферов. Наиболее обстоятельные указания по техническому обслуживанию демпферов даны фирмой " STE-SCHWINGUNGSTECHNIK. GmbH", которые поставляют свою продукцию для двигателей фирмы SKL Motoren- und Systemtechnik GmbH (двигатели типов NVD36, NVD48, VD26/20, VD18/16, VD24/24, VD29/24 и др.). Согласно инструкции по техническому обслуживанию силиконовых демпферов крутильных колебаний, которые поставляются немецкой фирмой " STE-SCHWINGUNGSTECHNIK GmbH", минимальный срок службы (точнее - ресурс) при нормальной эксплуатации демпфера составляет 30000 часов работы. Для демпферов диаметром более 400 мм, имеющих патрубок для отбора силиконового масла, фирма рекомендует брать первую пробу масла после 20000 часов, а затем - каждое 5000 часов. Образцы должны быть посланы для анализа изготовителю демпфера или в аттестованную им лабораторию.
Своим письмом № 009-2.9-11273ц от 12 декабря 1997 года ГУ Регистра указало всем инспекциям на необходимость, при проведении ежегодных освидетельствований, обращать внимание на наработку силиконовых демпферов и требовать проверки их технического состояния в первые 30 тыс. часов работы согласно инструкции по эксплуатации, а затем - через каждые 10 тыс. час работы до капитального ремонта двигателя. В письме сказано, что проверка должна выполняться испытательными лабораториями, аккредитованными Регистром, [9] До настоящего времени это письмо является основным руководящим документов по контролю состояния демпферов. Опыт эксплуатации демпферов показывает, что некоторая часть демпферов отрабатывает больше ресурса, заявленного фирмой изготовителем (иногда значительно). Небольшая часть демпферов выходит из строя раньше оговоренного фирмой срока. [9] Происходит это по разным причинам и зависит от типа двигателя, режимов его работы, конструкции самого демпфера, но в любом случае, этот факт делает актуальным наличие методов систематической диагностики технического состояния демпферов, иначе возможны внезапные отказы, или недоиспользование ресурса демпфера.
Анализ методов и средств диагностики и контроля технического состояния демпферов
Работа демпфера, как и любого узла механических установок, сопровождается деградационными процессами, которые приводят к постепенному изменению характеристик его настройки и, как следствие, амплитуд и частот крутильных колебаний моторной формы. Следовательно, необходимо иметь методы и средства контроля его технического состояния. Основные неисправности демпферов к которым приводят деградационные процессы были перечислены выше. Методы и средства диагностики и контроля технического состояния демпферов можно разделить на четыре группы: - контроль состояния силиконовой жидкости, - измерение крутильных колебаний валопровода специальными приборами (торсиографирование), - прямое тензометрирование для определения напряжений в валах на которые установлен гаситель колебаний, - испытание демпфера на специальном стенде. 1.3.1. Контроль по состоянию силиконовой жидкости Контроль исправности демпфера по состоянию силиконовой жидкости, заключается в измерении вязкости, определении помутнения и запаха пробы жидкости, отобранной из демпфера. Жидкость отбирается в миниатюрный специальный пробоотборник и, как правило, в нем же и производиться измерение ее вязкости специальным вискозиметром. Фирмы изготовители допускают разброс вязкости жидкости до 25% от номинальной, а остальные факторы вообще определяются визуально. Кроме этого, вязкость жидкости ни как не отражает состояние подшипников.
А специальные исследования [26] показали, что пробы отобранные из разных мест, вскрытого для ремонта демпфера, показали существенную разницу в значениях вязкости. Фирмы, специализирующиеся на диагностике демпферов [9], отмечают, что не редко встречаются демпфера снижающие до безопасных пределов напряжения в валах, но имеющие жидкость с сильным помутнением и специфическим запахом, то есть неработоспособные по показателям жидкости. Все перечисленное позволяет сделать вывод о малой пригодности этого метода для диагностики состояния демпферов. 1.3.2. Метод торсиографирования Под торсиографированием понимается запись крутильных колебаний валов специальными приборами —торсиографами. Торсиографы фиксируют амплитуду колебаний в том сечении вала, с которым связан прибор. Значения напряжений в опасном сечении определяется косвенным путем - пересчетом амплитуд колебаний, найденных в торсиографируемом сечении по масштабным коэффициентам. Масштабные коэффициенты определяются из формы колебаний, полученной в результате теоретического расчета. Как правило, торсиограф крепится непосредственно на свободный конец вала двигателя или редуктора. При необходимости замера на валу используется ременная передача. Об исправности демпфера, в этом случае судят по величине напряжений в опасных сечениях валов.
Таким образом, точность определения технического состояния демпфера, при этом методе, определяется не только точностью замера, но и точностью расчета масштабных коэффициентов и совпадением формы колебаний с расчетной, что не всегда справедливо. Форма колебаний зависит от трения вне демпфера и места приложения моментов трения в крутильной системе [2]. Приборы для торсиографирования - торсиографы. Принцип действия всех торсиографов одинаков. Приемная часть торсиографа в виде легкого валика или легкого шкива соединяется с исследуемым валом и колеблется вместе с ним. С приемной частью, через мягкие пружины, соединяется маховая масса, которая вращается почти равномерно. Разность движений между приемной частью и массой, обусловленная крутильными колебаниями, записывается пишущим устройством или преобразуется в электрический сигнал, который передается на регистрирующее устройство. Для преобразования разности движений (крутильных колебаний) в электрический сигнал применяются емкостной или индукционный принцип преобразования, реже встречаются конструкция с тензометрами на плоских пружинах, соединяющих массу с легким шкивом. Электрический сигнал, пропорциональный крутильным колебаниям, передается на регистрирующую аппаратуру через токосъемники, или бесконтактным способом (например, по радиоканалу). Технические данные по наиболее распространенным конструкциям торсиографов приведены в таблице 2. К наиболее современным приборам этого класса можно отнести американский прибор, состоящий из конвертера крутильных колебаний SPS250, оптического энкодера H20DB-25- 10А и аналого-цифрового преобразователя Hady Scope 2, подключаемого к переносному Рис. 10. прибор TVM-2523 компьютеру. А так же прибор фирмы «Брюль и Къер» TVM - 2523 (рис.16) использующий для бесконтактного измерения крутильных колебаний отраженный лазерный луч. Торсиограф Гейгера, не имеющий преобразователя крутильных колебаний в электрический сигнал, является безусловно устаревшим. Наиболее удобным из всех перечисленных торсиографов, является радиоторсиограф РТ-660 конструкции ЦНИИ им ак. Крылова, разработанный Тимофеевым В.И. и Пешковым К.Г. Конструктивно радиоторсиограф состоит из двух основных элементов датчика и приемника, связанных между собой по радиоканалу на частоте 660 кГц с помощью передающей и приемной антенн. Применение радиоканала исключает необходимость, какой либо центровки датчика, отсутствие в цепи передачи сигнала токосъемников снижает искажения сигнала при передаче. Приемной антенна может устанавливаться на расстоянии до 50 миллиметров от датчика, что обеспечивает удобство в работе.
Влияние зазора между маховиком и корпусом демпфера
Для выяснения влияния зазора на амплитуды колебаний стенда было получено уравнение регрессии, учитывающие влияние обоих факторов: вязкости жидкости и зазора между маховиком и корпусом. В качестве рабочей была принята линейная полиномиальная модель у = ЬоХо +bjXi+ D2X2, а в качестве плана симметричный двухуровневый план полного факторного эксперимента.[3] Центром плана было принято значение вязкости жидкости 188000 сСт и величины зазора 0,9 мм, с величинами варьирования факторов - 88000 сСт и 0,3 мм. Матрица планирования для выбранного плана приведена ниже. В ней: XI- значение коэффициента модели, учитывающего влияние вязкости, Х2-коэффициента, учитывающего влияние зазора. Вычисления велись в программе EKCEL. При проведении дисперсионного анализа полученных данных использованы ранее известные формулы [3] для определения математического ожидания, дисперсии и доверительного интервала. В таблице 15 приведены данные для расчета коэффициентов модели. Разности (по модулю) функций отклика больше доверительных интервалов в соответствующих опытах, это означает, что все функции отклика значимы. Затем были рассчитаны коэффициенты линейной модели.
Данные расчета приведены в таблице 17. Проверка значимости факторов осуществлялась по доверительному интервалу ак коэффициентов модели подсчитанному по формуле При ак - 1,81Е-04 все коэффициенты модели (по модулю) превосходят аКі, в том числе и коэффициент при факторе взаимного влияния (Х1 Х2). Это значит, что линейная модель не адекватна. Перенос центра плана с изменением интервала варьиропания (таблица 18) не дал результата. Линейная модель по - прежнему осталась не адекватной. Из проведенных расчетов следует вывод, что следует принять полу квадратичную модель, учитывающую взаимное влияние факторов Проверка однородности дисперсий функции отклика по формуле S2MaK ;/S2Minr F (S2MaKCH S2M„H максимальная и минимальная дисперсии, F - критерий Фишера) подтвердила однородность дисперсий, так как при данном числе степеней свободы значение критерия меньше табличного [3].
Проведенная, по отношению дисперсий адекватности и воспроизводимости S ад/S aaoCrip F, проверка полуквадратичной модели показала ее адекватность. Из полученных результатов следует вывод, что пренебрегать взаимным влиянием вязкости и величины зазора на амплитуду колебаний системы стенда не следует. Интересен и другой вывод из анализа результатов построения модели: перенос центра плана не привел к получению адекватной линейной модели, но при этом сильно уменьшился коэффициент взаимного влияния факторов. Это можно объяснить большей нелинейностью зависимости амплитуд колебаний от вязкости в крайних точках исследованного диапазона, что хорошо заметно и на графике рис.33.
Исходные положения для математической модели фрикционного поглотителя
Следует отметить, что объект исследования является частным случаем указанной системы, когда отсутствует упругая связь и жесткость пружины поглотителя к = 0. Однако, перед тем как перейти к подробному исследованию системы с чисто фрикционной связью, представляется целесообразным проанализировать действие динамического поглотителя в общем случае. Это позволит лучше понять особенности работы чисто фрикционного поглотителя, каковым является демпфер крутильных колебаний. Решения системы уравнений с применением теории комплексных чисел в математическом редакторе MATHCAD позволило получить формулы для расчета частот и амплитуд колебаний главной массы по данным о коэффициенте затухания фрикционного соединения маховика и ступицы. Эти формулы приведены ниже. Для удобства анализа в них путем подстановок включены такие параметры системы как критическое затухание сь отношение собственных частот системы и поглотителя / и их масс р , а так же статическая амплитуда JCCOT. На рис. 35 по формуле (2) построен график развития амплитуды колебаний главной массы системы при увеличении частоты возбуждения для нескольких вариантов (0, 1, 0,373, оо) коэффициента затухания с. На этом графике по оси абсцисс отложено отношение частоты возбуждающей силы к собственной частоте системы. А по оси ординат отношение амплитуды колебаний к статической амплитуде (коэффициенту динамического усиления). Прежде всего, следует обратить внимание на кривые амплитуд при нулевом демпфировании (с=0). Эта сложная кривая имеет два резонанса при достижении собственных частот й)сі и 6)С2. При увеличении коэффициента затухания кривые имеют более или менее плавный вид в зависимости от отношения исследуемой величины затухания к критическому затуханию.
Однако независимо от величины затухания все кривые пересекаются в двух замечательных (инвариантных) точках Q и Р. Они достойны такого названия потому, что наибольший эффект от поглотителя можно получить при демпфировании, обеспечивающем прохождение максимальной амплитуды при резонансе через эти точки. В работе Дж. П. Ден-Гартога. [10] приводятся приближенные выражения для оценки координат точек Q и Р. Благодаря возможностям современных математических программ удалось получить точное решение этой задачи. Частоты инвариантных точек, полученные при точном решении: В демонстрационном примере, для которого построен график на рис. 35, наилучшее затухание для точки Р получено для величины с = 0,373, которая определена по формуле (4) и обеспечила наименьшую относительную резонансную амплитуду (коэффициент динамического усиления) - 7,141. Координаты точки Р (7,141 и 0,884) определены по формулам (2) и (4). Приведенный анализ основных свойств общей модели динамического поглотителя позволяет перейти к обоснованию исследуемой модели макета демпфера и проверке экспериментальных закономерностей колебаний его масс. Естественно, что при изучении крутильных колебаний вместо массы используется момент инерции массы М(т), а характеристики упругих и фрикционных элементов соответствуют деформациям и колебаниям вокруг оси. От этого вид расчетных формул и уравнений не меняется. Искомая модель получена решением исходных дифференциальных уравнений движения системы у которой жесткость пружины поглотителя к — 0, но в которую дополнительно введено затухание
С для главной пружины системы. При этом нам удалось решить эти уравнения как относительно амплитуды главной массы М (см. формулу (2)), так и массы поглотителя т. Исходной, для расчета амплитуд колебаний главной массы системы с одной степенью свободы, является формула (7), амплитуда массы поглотителя и относительные перемещение масс определялись по формулам (8) и (9). Амплитуды главной массы системы На рис.36 приведен график развития резонансных амплитуд при нескольких значениях коэффициента затухания поглотителя, который построен по формуле (7) с использованием характеристик стенда: Экспериментальная амплитуда главной массы системы без массы поглотителя Из рис. 36 следует, что при к - 0 поглотитель становится чисто фрикционным и имеет только одну инвариантную точку Q. Как будет доказано ниже, она соответствует резонансной частоте, равной частоте свободных колебаний одно-массовой системы йю(1/2)= 140,8 с"1, эквивалентная масса которой состоит из главной массы и присоединенной к ней половины массы поглотителя. На графике показаны еще две опорные частоты &о(0) и &ю(1). Наибольшая частота ою(О) = 154,4 с 1 соответствует нулевому демпфированию, когда не имеется никакой связи масс поглотителя и тогда эквивалентная масса одно-массовой системы равна ее главной массе. Наименьшая частота &ю(1) = 130,4с 1 соответствует бесконечному демпфированию, когда массы «слипаются» и эквивалентная масса становится равной сумме этих масс. Отсюда следует вывод о том, что принцип действия фрикционного поглотителя колебаний (в том числе силиконового демпфера крутильных колебаний) связан с присоединением к главной массе системы М некоторой доли р массы поглотителя т по мере изменения коэффициента затухания с. 3.5. Методика расчета фрикционного поглотителя для системы с крутильными колебаниями Новая методика расчета, основана на указанной выше гипотезе. Модель поглотителя представлена в виде упругой системы с одной степенью свободы с переменной по величине эквивалентной массой Ме(р). Под эквивалентной массой (моментом инерции) Ме(р) понимается масса (момент инерции) колебательной системы с присоединенной к ней частью массы маховика, причем величина присоединенной части маховика определяет не только амплитуду колебаний системы, но и (как это будет показано ниже) эквивалентный коэффициент затухания системы.
