Содержание к диссертации
Введение
1. Современное состояние вопроса и задачи исследования 13
1.1. Обзор работ в области диагностики буксовых подшипников на колесной паре подвижного состава (ПС) 13
1.2. Причины возникновения дефектов в подшипниках качения буксового узла ПС 21
1.2.1. Изнашивание подшипников качения 23
1.3. Общие сведения по техническому диагностированию подшипников качения в собранной буксе ПС 26
1.4. Виброакустические диагностические нормативы 34
1.5. Диагностирование буксовых подшипников ПС по виброакустическим параметрам 36
1.6. Цель и задачи исследования 43
2. Анализ существующих методов диагностики технического состояния буксовых подшипников ПС 45
2.1. Выбор объекта исследования и условия эксплуатации буксовых подшипников на колесной паре 45
2.2. Особенности работы и анализ эксплуатационной надежности вагонного подвижного состава и пути ее повышения в Транспортной компании "ЛУКойл-Транс" 47
2.3. Пути повышения осевой грузоподъемности буксовых подшипников 56
2.4. Причины разрушения цилиндрических роликов подшипников в буксовом узле 57
2.4.1. Проворот внутреннего кольца и его разрыв на шейке оси 61
2.4.2. Обводнение смазки 64
2.5. О системах текущего содержания и ремонта вагонов и цистерн 67
2.6. Оценка надежности узлов и систем ПС в Транспортной компании "ЛУКойл-Транс" 68
2.7. Критерии и характеристики надежности ПС 71
2.7.1. Вероятность безотказной работы 72
2.7.2. Вероятность отказов 73
2.8. Радиальные зазоры и натяги в роликовых подшипниках буксового узла ПС 78
2.9. Износ в результате контактной усталости 82
2.10. Обзор и анализ существующих методов диагностики подшипников качения 85
2.11. Упрощенное представление дефекта подшипника качения 86
2.12. Виброакустический сигнал, порожденный собственной корпусной вибрацией буксы и дефектом подшипника 89
2.12.1. Виброакустический метод диагноза буксового узла, когда сигнал имеет линейчатый спектр 98
2.12.2. Виброакустический метод технического диагноза, когда диагностический сигнал имеет сплошной спектр 106
Выводы 108
3. Исследование некоторых динамических сил, возникающих при работе движущихся колес ПС 111
3.1. Динамические силы, действующие на элементы колесных пар движущегося поезда 111
3.2. Анализ динамических сил, действующих на элементы колесной пары, с целью диагностики буксовых подшипников 114
3.2.1. Динамические силы, действующие на буксовые подшипники ПС 121
3.3. Способы обнаружения динамических сил - диагностического сигнала 127
3.3.1. Спектр и оптимальное обнаружение диагностического сигнала 127
3.3.2. Способ обнаружения диагностического сигнала, основанный на использовании перестраиваемого гребенчатого фильтра 129
3.3.3. Спектр продетектированного виброакустического диагностического сигнала 133
3.3.4. Основные особенности применения синхронного гребенчатого фильтра (СГФ) для определения дефектов подшипников качения 133
3.3.5. Обнаружение виброакустического сигнала с помощью анализатора закона распределения 135
3.3.6. Обнаружение виброакустического диагностического сигнала с помощью коррелятора 136
Выводы к третьей главе 141
4. Методика виброакустической диагностики буксовых подшипников ПС 143
4.1. Основные положения 143
4.2. Теоретические предпосылки планирования виброакустического эксперимента 145
4.2.1. Модель диагностики 146
4.2.2. Эксперимент 148
4.2.3. Общая характеристика управляющих факторов и выходных откликов 148
4.3. Цель и методика экспериментальных исследований 150
4.4. Характеристика объекта исследования и виброакустическая измерительная аппаратура 151
4.5. Состав используемой виброизмерительной аппаратуры типа ВДУ-2 для исследования собственной корпусной вибрации (СКВ) буксовых подшипников вагонной колесной пары РУ-1 157
4.6. Выбор виброизмерителей (датчиков) и измерительной аппаратуры 157
4.7. Установка датчика на корпусе буксы 166
4.8. Подготовка мест установки датчиков 166
4.9. Анализ общей природы СКВ буксового узла колесной пары... 167
4.10. Анализ виброосциллограмм и спектрограмм 172
4.11. Нормирование общего уровня ускорений СКВ буксовых подшипников грузовых вагонов РУ-1 186
4.12. Оценка погрешности результатов виброакустической диагностики буксовых подшипников ПС 191
4.13. Причины изменения параметров ускорения СКВ буксового узла 195
4.14. Способы определения тренда в буксовых подшипниках 196
4.15. Доверительные интервалы 197
4.16. Методика диагностики технического состояния буксовых подшипников грузовых вагонов РУ-1 202
4.17. Выводы 204
5. Краткое технико-экономическое обоснование по виброакустической диагностике буксовых узлов ПС 208
Заключение, основные выводы и рекомендации 213
Список литературы 2
- Причины возникновения дефектов в подшипниках качения буксового узла ПС 21
- Пути повышения осевой грузоподъемности буксовых подшипников
- Динамические силы, действующие на буксовые подшипники
- Общая характеристика управляющих факторов и выходных откликов
Введение к работе
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 121 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 w 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.
Причины возникновения дефектов в подшипниках качения буксового узла ПС 21
Для анализа известных методов контроля подшипников качения выясним и рассмотрим явления, сопровождающие возникновение дефектов в буксовом подшипнике качения ПС (рис. Букса грузового вагона с цилиндрическими роликовыми подшипниками на горячей
посадке и торцовым креплением гайкой: 1- корпус буксы; 2 - съемный лабиринт; 3 - лабиринтное кольцо; 4 - задний подшипник 42726ЛМ; 5 - передний подшипник 232726Л1М; 6 - торцовая гайка; 7 - крепительная крышка; 8 - болт стопорной планки с пружинной шайбой; 9 - увязочная проволока; 10 -стопорная планка; 11 - упорное кольцо (приставная шайба); 12 - смотровая крышка; 13 -болт смотровой крышки; 14 — резиновое кольцо. Рис. 1.6. Букса вагона с подшипниками на втулочной посадке: а - с двумя сферическими подшипниками; б - со сферическим и цилиндрическим подшипниками; 1 - внутреннее кольцо; 2 - наружное кольцо; 3 - ролик; 4 - сепаратор; 5 -закрепительная втулка; 6 - корпус буксы; 7 - лабиринтное кольцо; 8 - паз со смазкой; 9 -сферический подшипник 73727; 10 - дистанционное кольцо; 11 - цилиндрический подшипник 72727; 12 - резиновое уплотнение; 13 - увязочная проволока; 14 - болт стопорной планки; 15 - стопорная планка; 16 - торцовая гайка; 17 - смотровая крышка; 18 -болт крепления смотровой крышки; 19 - резиновая прокладка; 20 - крепительная крышка.
Букса электровоза ВЛ-60 (рис. 1.7,а) имеет роликовые подшипники 5 с размерами 180x320x86/100, вмонтированные в ее литой корпус 4 из стали марки 25ЛІІ. Заднее (внутреннее) кольцо 3 плотно насажено на шейку оси и укреплено болтами к корпусу буксы. Лабиринтовое кольцо 2, насаженное на предподступичную часть с сальником 1, препятствует выходу смазки. Спереди подшипники прижаты гайкой 6 с замочной пластиной 7, закрепленной двумя болтами 8 с обвязкой проволокой 9. Передняя крышка 10 прикреплена к корпусу буксы восемью болтами.
На рис. 1.7,6 показана схема действия сил на цилиндрические ролики подшипника, в которых осевые усилия воспринимают торцовые части роликов. Между торцами роликов и буртиками возникает трение скольжения и неравномерное распределение вертикальных усилий по длине ролика. На кривых участках малого радиуса значение осевой силы в отдельных случаях достигает 8,7 т, а на прямых участках - до 1,5 т. /40/.
1.2.1. Изнашивание подшипников качения
В процессе эксплуатации ПК буксовые узлы подвержены различным динамическим воздействиям, что приводит к различным видам изнашивания в
контактирующих элементах, а затем приводящих к потере работоспособности и разрушению. Принято считать, что /41, 42, 43, 44, 45, 46/ при нормальных условиях смазки, нагрузки, скорости вращения и температуры главной причиной появления неисправностей в подшипниках качения является износ в результате контактного усталостного разрушения рабочих поверхностей деталей подшипника в буксовом узле ПС. При этом максимальное выкрашивание начинается в поверхностной зоне, обычно в местах концентрации напряжений, где располагаются микроскопические включения шлака. В начале возникают микроскопические трещины, которые распространяются от включения к поверхности.
Поверхностная усталость наблюдается только в подшипниках с чистым качением, т.к. силы трения ускоряют другие формы разрушения. Абразивный износ возникает при смешанном режиме движения (скольжения и качения) в точках контакта, например, с близким прилеганием тел и дорожек качения. Доминирующими формами разрушения являются усталостные (поверхностные): выкрашивания и абразивный износ.
В работе /47/ работоспособность подшипника оценивается по ряду критериев: прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость, точность, сопротивление вращению и виброактивность.
Величины критериев К изменяются с наработкой t (рис. 1.8). На участке III зарождающийся дефект еще не приводит к снижению работоспособности подшипника. На участке IV начинается развитие дефекта.
Долговечность и живучесть IV определяется как условиями эксплуатации, так и погрешностями изготовления и сборки. Точность роликов и шариков, а также колец подшипников в сборе, согласно рекомендациям Ст СЭВ 774-77, ГОСТ 590-714, ГОСТ 3722-81 характеризуется следующими параметрами. Для тел качения: овальностью, гранностью, разноразмерностью.
Для колец: непостоянством диаметра цилиндрической поверхности подшипника, непостоянством ширины кольца, средней конусообразностью цилиндрической поверхности, биением базового торца внутреннего кольца подшипника относительно отверстия, радиальным биением дорожки качения отдельного кольца, осевым биением дорожки качения кольца.
Для подшипников в сборе: радиальным и осевым биением наружного (внутреннего) кольца.
При контроле тел качения проверяются: внешний вид, шероховатость поверхности, размер, степень точности, гранность, твердость, разрушающая нагрузка. Точность IV определяется точностью подшипников, т.е. радиальным и осевым биениями, а также зазорами обработки посадочных мест под подшипники на валу и в корпусе буксы, качеством монтажа и регулирования радиальных и осевых зазоров и т.д.
Таким образом, рост технологических погрешностей изготовления ремонта и сборки приводит к интенсивности процессов изнашивания на участке IV, а, следовательно, к повышению интенсивности отказов (рис. 1.8).
Периоду ti -12 - участок II соответствует нормальной эксплуатации, что приводит к стабилизации износа деталей подшипника и отказу.
Период I или Оi соответствует периоду приработки контактирующих деталей подшипника. Здесь на этом участке происходит повышенная интенсивность отказов деталей подшипника. На протяжении второго периода возникают лишь случайные отказы, интенсивность отказов достигает своей минимальной величины.
Пути повышения осевой грузоподъемности буксовых подшипников
Зависимость допустимой осевой нагрузки от многих параметров можно записать как где В - коэффициент, учитывающий допускаемое давление в месте контакта, число роликов подшипника, воспринимающих осевую нагрузку, диаметр ролика, частоту вращения; f- коэффициент трения торцов роликов о борта колец; К - коэффициент, характеризующий участие в восприятии осевой нагрузки площади контакта ролика с бортом одного из колец, причем 0 К 1.
Это выражение устанавливает для роликовых подшипников букс зависимость осевой нагрузки от формы направляющего борта кольца и очертания трущейся поверхности торца ролика. При обмере подшипников в ремонте наблюдаются два вида отклонений формы борта: развал и поднутрение.
Установлено, что с увеличением наработки исходная форма борта вследствие износа трущихся поверхностей значительно изменяется, причем износ сопровождается увеличением площади контакта, воспринимающей осевую нагрузку. След износа на рабочем борте наружного кольца имеет различный вид - он более широкий в зоне восприятия радиальной нагрузки. В этой же зоне располагаются трещины. Следовательно, осевая нагрузка воспринимается роликами, несущими радиальную нагрузку. Большой износ от контакта с бортом внутреннего кольца объясняется более высокими скоростями относительного проскальзывания этих поверхностей. Отрицательное воздействие осевых сил можно ослабить применением смазки с противозадирными присадками; весьма эффективной в этом отношении является присадка диалкилдитиофосфата цинка Дор-11.
Из опыта эксплуатации ПС известно, что цилиндрические роликовые подшипники типов 42726Л1 и 232726Л1М, установленные в буксовом узле в отдельных случаях при разрушениях приводят к нагреву корпуса буксы, а в некоторых случаях - к изломам шеек осей колесных пар. Если представить разрушения буксовых подшипников в зависимости от пробега вагона до отцепки (рис. 2.5), то можно отметить следующую весьма характерную
Рис. 2.4. Изменение в процессе эксплуатации формы контактирующих поверхностей борта кольца и торца ролика (вверху - исходная форма поверхностей, внизу - те же поверхности после эксплуатации): а - при наличии развала борта кольца и скруглення торца ролика; б - при отсутствии развала борта кольца и наличии острой кромки торца ролика; 1 - борт кольца; 2 - торец ролика
особенность: полное разрушение подшипников происходит преимущественно в начальный период эксплуатации, при пробеге до 10000км. Более того, примерно 50 % общего числа разрушений произошло в пределах пробега до 100км, т.е. при обкатке вагона. При проведении статистических исследований в Транспортной
Компании «ЛУКойл-Транс» по определению времени, в течение которого разрушается буксовый подшипник на горячей посадке, было установлено несколько характерных особенностей, которые заключаются в следующем. С некоторыми дефектами подшипников (ослабление натяга посадки внутреннего кольца, разрыв внутреннего кольца, износ цилиндрической поверхности сепаратора и его излом, ступенчатый и полный откол борта внутреннего кольца) и дефектами торцевого крепления буксы (ослабление гайки, излом головок болтов М20 крепления торцевой шайбы), букса может работать без чрезмерного нагрева несколько сотен, а иногда и тысяч километров. Часто такие дефекты обнаруживаются лишь при проведении планового ремонта буксовых узлов.
Установлено, что процесс окончательного разрушения подшипника стремительно ускоряется в том случае, если в буксе прекращается процесс качения и возникает сухое трение скольжения (например, роликов по дорожке качения внутреннего кольца, внутреннего кольца по шейке оси), что приводит к нагреву буксы. Темп нарастания температуры буксового узла может достигать 20С в минуту.
Разрушения подшипников в буксах наблюдались в поездах, курсирующих в 1995-2000г.г. в любое время года. При этом значительно количество таких разрушений происходило в зимние месяцы. Было установлено, что большинство разрушений падает на подшипники типа 42726Л1 (задние). Разрушение переднего подшипника, за редким исключением, являлось следствием разрушения заднего подшипника. Поэтому, основное внимание было уделено причинам разрушения заднего подшипника буксы.
В результате анализа выхода из строя цилиндрических роликовых подшипников в вагонном депо Транспортной Компании "ЛУКойл-Транс" были установлены две основные причины разрушений подшипников: заклинивание роликов между бортами наружных колец (до 67% всех случаев) и разрывы внутренних колец (23% всех случаев). Разрушения, являющиеся следствием ошибок при монтаже, составляют третью группу аварийных повреждений с роликовыми подшипниками. При проверке геометрии подшипников после служебного ремонта, в соответствии с требованиями инструкции по эксплуатации и ремонту вагонных букс /62/ были обнаружены подшипники, у которых разность длин роликов достигала 90 мкм (вместо Юмкм по нормам ТУ). В процессе проверки такого подшипника на «легкость вращения» его можно было повернуть только на некоторый угол. По действовавшим чертежам на подшипники 42726Л1М и 232726Л1 зазор между торцами роликов и бортами наружных колец (в дальнейшем осевой зазор подшипника должен лежать в пределах 40-120 мкм.
Из сопоставления всех вышеприведенных фактов следует сделать вывод о том, что принятый минимальный зазор между торцами роликов и бортами кольца в некоторых случаях оказывается недостаточным и приводит к заклиниванию роликов в подшипнике. Таким образом, при установке подшипников в буксы грузовых вагонов следует считаться с уменьшением величины начального осевого зазора порядка 15 мкм. Кроме вышеприведенного, следует отметить, что при постоянной односторонней перегрузке подшипников, а также разницы диаметров колес по кругу катания, т.е. постоянная осевая перегрузка подшипников вызывает ступенчатый износ торцов роликов цилиндрического подшипника, а также развальцовку борта внутреннего кольца с образованием интенсивного заусенца в виде валика. При работе в такой буксе двух подшипников на дорожке качения наружного кольца одного из них (с наименьшим радиальным зазором) появляется односторонняя выработка, свидетельствующая о ненормальной работе одного из рядов роликов. Кроме сказанного нужно отметить, что смещение груза вызывает одностороннюю перегруженность одного из буксовых подшипников.
Таким образом, появляющиеся в эксплуатации различные неисправности колесных пар (ползуны, навары, выщербины, неравномерный прокат по кругу катания) приводят к возникновению дополнительных динамических нагрузок, действующих на элементы буксовых подшипников.
Динамические силы, действующие на буксовые подшипники
При вращении оси колесной пары (см. рис.3.36) на его цапфы действуют, как известно, динамические силы, переменные по величине и по направлению. Эти силы передаются подшипникам к корпусу буксы и вызывают упругие колебания - вибрацию.
В самом общем случае на буксы колесной пары действуют силы РА и РБ, постоянные по величине и по направлению. Они вызываются весом вагона.
Рассмотрим подробно возможные смещения цапфы оси колесной пары за счет радиальных зазоров в подшипниках буксы. Предположим, что буксовые подшипники отражают возможность изменения угла наклона шейки цапфы оси колесной пары; упругость масляной пленки и вязкое трение в ней учитываются пружиной с соответствующим коэффициентом жесткости, учитываются также упругость опоры и внутреннее трение в ней, а масса подшипника представлена твердым телом.
Таким образом, при построении основной расчетной колебательной схемы колесо - рельс, которая учитывает главные колебательные движения цапфы - опоры буксы, достаточно отразить в ней только те факторы, которые вызывают линейные перемещения вдоль оси Z (рис.3.1).
Как известно, на характер распределения нагрузки между телами качения большое влияние оказывает величина радиального зазора в подшипнике, которая колеблется в широких пределах: от 0,05мм до 0,30мм в зависимости от условий сборки буксовых подшипников, характера посадки его на цапфу оси и в корпус буксы, а также от внешней нагрузки и температурного перепада в рабочем состоянии.
Как указывалось в /80, 81/, во время работы в сопряжении подшипник -цапфа, действуют статические силы (силы веса, трения и др.) и динамические силы, постоянные по величине, но переменные по направлению, вектор которых вращается с цапфой.
Обозначим на рис.2.20. точкой О геометрический центр подшипника; О/ геометрический центр вала; С - центр тяжести тела; эксцентриситет обозначим через OjC = е; радиус вала - цапфы оси - ту, радиус подшипника - г; радиальный зазор - 5; угловую скорость со примем постоянной. Статическая сила, или вес груза, приведенный к подшипнику, обозначим через Q = т g, где т - приведенная масса; g - ускорение свободного падения тела. Вектор R -равнодействующая сил Р и Q . Движение цапфы оси колесной пары сопровождается непрерывным контактированием с поверхностью подшипника, и тогда, при принятых допущениях, колебания цапфы оси колесной пары определяются одной величиной - углом наклона ср.
Чтобы определить степень влияния радиального зазора д на уровень динамической нагрузки в сопряжении, рассмотрим дифференциальное уравнение движения центра тяжести цапфы в подшипнике оси колесной пары буксы с зазором, записав его в таком виде: где а- амплитуда колебаний.
Первый член уравнения (3.16) имеет два знака, так как в момент изменения направления ускорение имеет два направления. При втором члене периодический по времени коэффициент е учитывает остаточную неуравновешенность и указывает на то, что у неуравновешенного вала могут возбуждаться обычные и параметрические колебания. совершает колебательное движение с амплитудой d. Изменение направления силы R вызывает качательное движение цапфы оси в подшипнике по дуге 2а радиусом, равным половине радиального зазора. Чем выше уровень динамической нагрузки Р в сопряжении, тем больше амплитуда качения вектора R и центра цапфы. Можно установить, что вектор R при изменении направления движения оси колесной пары при любых значениях отношения P /Q=E 1 будет направлен по касательной к своему годографу, т.е. характер движения цапфы оси определяется относительным коэффициентом неуравновешенности /87/ и тогда
Если подставить (3.17) в уравнение (3.16), то получим, что т.е. динамическая сила, действующая на подшипник, складывается из касательной силы инерции переносного движения оси колесной пары и нормальной силы инерции относительного движения центра цапфы оси колесной пары. т.е. в этом случае динамическая сила Р и статическая нагрузка Q равны.
Тогда возможно как вращательное движение вектора R и геометрического центра цапфы (оси) О] относительно центра подшипника О, так и качательное движение цапфы относительно О при неизменной динамической нагрузке на подшипник. Поэтому можно считать, что ускорение а" равно квадрату угловой скорости вращения ротора а" = со2 , и тогда то есть динамическая нагрузка на протяжении всего срока службы сопряжения цапфа - подшипник увеличивается за счет изменения радиального зазора при постоянной и остаточной неуравновешенности и представляет собой линейную зависимость от зазора д /82/.
При рассмотрении сил, передаваемых от цапфы на корпус буксы, видно, что на корпус передается суммарная сила, состоящая из сил инерции и возмущающего усилия, то есть
Таким образом, без учета технологических погрешностей в геометрии узла цапфы - подшипник на корпус буксы, всегда имеющей радиальный зазор в подшипнике, передаются разные динамические силы, 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.
Из /83/ для подшипников качения известно, что число тел качения, находящихся в зоне нагружения, зависит от величины радиального зазора д и уменьшается с его увеличением /см. рис.2.20/.
Рассмотрим случай, когда в зоне нагружения три тела качения I, И, III, и линия динамической силы Р в этом случае проходит через центр качения II. В данном случае деформация тел качения I и II может быть определена в виде: где ф - угол между смежными телами качения в подшипнике; ац- деформация (проседания) наиболее нагруженного тела качения.
Как видно из выражения (3.23), с ростом радиального зазора ё величины aIt аи уменьшаются, достигая в пределе нуля. В этом случае цапфы соприкасается с телом качения II. Так как такое положение тела качения II от линии действия нагрузки цапфа оси опрокинется и пойдет в соприкосновение с телом III.
Такое опрокидывание цапфы происходит каждый раз, как только центр тела качения переходит линию действия динамической нагрузки, т.е. цапфа оси переходит в режим импульсных движений, конечной фазой которых является удар (см. рис. 2.21.). Зазор, при котором в подшипнике качения начинают совершаться импульсные движения цапфы оси называется граничным. Приняв равенство (3.23) за нуль, получим следующее выражение для подсчета граничного зазора:
Общая характеристика управляющих факторов и выходных откликов
Факторы могут быть управляемыми и неуправляемыми (рис. 4.1). В настоящей работе рассматриваются только управляемые факторы, которые позволяют задать им некоторое конкретное значение и поддерживать это значение в течение заданного времени. Эти конкретные значения называются уровнями фактора.
Факторы могут быть качественными и количественными. В практике, как правило, встречаются количественные факторы: напряжение, скорость, нагрузка и т.д. К качественным факторам относятся измерительная аппаратура, методы анализа виброакустического сигнала и др.
Отклик - выходной виброакустический сигнал (рис. 4.1) - это результат опыта в соответствующих условиях и с соответствующими контрольными точками на объекте исследования. Его называют функцией цели или критерием оптимальности, параметром оптимизации и пр.
В теории планирования эксперимента к параметру оптимизации предъявляются требования, выполнение которых необходимо для успешного решения диагностической задачи. Правильный выбор критерия эффективности, по существу, эквивалентен правильной формулировке задачи диагноза. Параметр оптимизации должен быть эффективен в статистическом смысле, то есть определяться с достаточной точностью. При большой ошибке его определения необходимо увеличивать число параллельных опытов. Желательно, во-первых, чтобы диагностическая система характеризовалась простыми параметрами оптимизации, имеющими ясный физический смысл.
Началом экспериментального исследования виброакустических характеристик является сбор, изучение и анализ имеющихся данных об объекте (отказы, различные диагностические симптомы и др.). Априорная информация об объекте диагностики может быть скупой или обширной, но именно она является той базой, на которой строятся первые шаги в диагностических исследованиях. Чем полнее знания об объекте, тем быстрее исследователь придет к окончательному решению поставленной задачи. В результате проведения предварительного априорного этапа исследователь - автор работы составляет полный список факторов и анализирует их (см. главу 2); задает ориентировочные пределы изменения факторов с учетом требований их совместимости; выбирает параметры оптимизации в соответствии с поставленной задачей.
Целью экспериментального исследования явилась проверка опытным путем возможности безразборного определения технического состояния подшипников качения буксового узла ПС - дефектов ПК по параметрам ускорения СКВ. Перед экспериментальными исследованиями поставлена задача:
Разработать методику оценки технического состояния ПК буксового узла по параметрам ускорения СКВ.
Найти зависимость амплитуды ускорений СКВ на выбранной контрольной точке корпусе буксы ПС в зависимости от технического состояния его подшипников.
Обосновать диагностическую схему прибора - ВДУ-2 для оценки технического состояния буксовых подшипников ПС.
Разработать универсальный стенд для вывешивания и вращения колесной пары с реверсированием.
Натурные экспериментальные исследования велись по такой программе: определение оптимального режима работы буксового узла, при котором составляющие частотного спектра ускорения СКВ наиболее четко проявляются; нахождение точек на корпусе буксы колесной пары, в которых зависимость энергии СКВ от радиального зазора прямолинейна; исследование параметров СКВ буксового узла при различных скоростных режимах работы колесной пары.
В качестве конкретного механизма, по которому проводятся эксперименты с целью диагностики технического состояния подшипников качения, являются буксовые подшипники на собранной колесной паре РУ-1.
Сначала буксовые подшипники обкатываются, после чего подвергаются всем необходимым виброакустическим замерам для получения нужных сведений об элементах подшипника.
Методика диагностики буксовых подшипников ПС по параметрам СКВ может быть разработана для любого агрегата и узла локомотива или вагона.
Автор работы остановил свой выбор на буксовом подшипнике колесной пары РУ-1, потому что роликовые подшипники, расположенные в буксах, воспринимают статические и динамические нагрузки, действующие на локомотив или вагон, и передают их к вращающимся шейкам осей, а также ограничивают перемещение колесной пары при движении вагона или локомотива.
Радиальная нагрузка, направленная перпендикулярно к оси вращения подшипников и шейке оси, возникает от тары вагона и груза, находящегося в нем, а также от вертикальных динамических воздействий из-за неровности пути, наличия стыков на рельсах и т.д. Осевая нагрузка вызывается центробежной силой, давлением ветра и другими горизонтальными усилиями, действующими вдоль оси вращения подшипников.
Для обнаружения виброакустического сигнала использовался принцип накопления сигнала от вибропреобразователя, установленного на корпусе буксового узла.
Натурные эксперименты проводились в вагонном депо Транспортной Компании «ЛУКойл-Транс» в г. Волгограде.
В качестве объекта исследования были выбраны роликовые подшипники 232726Л1М и 42726ЛМ грузовых вагонов.
