Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Анализ надежности работы рамовых подшипников и причин ее снижения 10
1.1. Исследование влияния затяжки анкерных связей на надежность работы рамовых подшипников судовых дизелей 16
1.2. Назначение и конструкция анкерных связей в ДВС 16
1.3. Организация затяжки анкерных связей 18
1.3.1. Выбор усилия затяжки анкерных связей 18
1.3.2. Способы затяжки анкерных связей 20
1.3.2.1. Затяжка анкерных связей с контролем угла поворота гайки 20
1.3.2.2. Метод, основанный на замере момента приложенного к гайке 22
1.3.2.3. Градиентный метод затяжки резьбовых соединений 23
1.3.2.4. Метод, основанный на замере удлинения анкерной связи 23
1.3.2.5. Метод предварительного удлинения анкерных связей путем нагрева 25
1.3.2.6. Затяжка анкерных связей путем создания предварительного усилия в них 26
1.3.2.7. Комбинированный метод затяжки анкерных связей 27
ГЛАВА 2. Исследование влияния условий заделки на характер зависимости собственной частоты изгибных колебаний стержней круглого сечения от величины осевого растягивающего усилия 29
2.1. Постановка общей задачи ЗО
2.2. Исследование модели "шарнир-шарнир" 32
2.3. Исследование модели с жесткой заделкой обоих концов 36
2.4. Исследование модели "заделка - шарнир" 37
2.5 Исследование модели "заделка - свободный конец" 38
2.6. Анализ полученных результатов 39
ГЛАВА 3. Результаты экспериментальных исследований по определению зависимости собственной частоты изгибных колебаний анкерной связи от величины осевого нагружения 40
3.1. Определение зависимости собственной частоты анкерной связи от величины осевого растягивающего усилия на стенде 40
3.1.1. Подготовка стенда 44
3.1.2. Нагружение, измерение и анализ изгибных колебаний анкерных связей 44
3.1.3. Разгружение, измерение и анализ изгибных колебаний анкерных связей 46
3.1.4. Обработка и анализ результатов 47
3.2. Определение зависимости собственной частоты от осевого растягивающего усилия на стенде с применением тензометрирования 51
3.2.1. Тарирование анкерных связей 55
3.2.2. Определение зависимостей собственных частот изгибных колебаний в анкерных связях от усилия затяжки в них в максимально приближенных к реальным условиях
монтажа 58
3.2.3. Обработка результатов измерения 63
3.3. Сравнительный анализ результатов эксперимента 66
ГЛАВА 4. Технология контроля затяжки анкерных связей с контролем собственной частоты их изгибных колебаний 72
4.1. Эксплуатационные признаки, определяющие необходимость применения технологии 72
4.2. Основные этапы технологии 75
4.2.1 Оценка технического состояния двигателя перед ремонтом и выработка комплекса мер по снижению повышенной вибрации двигателя 76
4.2.2. Затяжка анкерных связей с контролем усилия по собственной частоте изгибных колебаний 80
4.2.3. Оценка эффективности ремонта и разработка рекомендаций по дальнейшей эксплуатации двигателя 85
4.3. Применимость технологии затяжки анкерных связей к другим типам дизелей 91
ГЛАВА 5. Примеры применения технологии на двигателях серий чн24/36, чрн24/36, чн32/48, чрн32/48 различных модификаций 92
5.1. Пример 1. Средний рыболовный траулер морозильный кормовой "Электрон" бортМИ-1611 93
5.1.1. Основание проведения работ 93
5.1.2. Содержание работ 94
5.1.3. Результаты 94
5.2. Пример 2. Теплоход "Свирь" 101
5.2.1. Основания проведения работ 101
5.2.2. Содержание работ 101
5.2.3. Результаты 102
5.3. Средние рыболовные траулеры морозильные кормовые "Луда" (борт АИ-1592 ) Архангельский Рыбак Колхоз Союз), "Измайлово" (борт МИ-0309) (СевРыбПромРазведка), "Оксино" (борт АИ-1614 ) (Ненецкий Рыбак Союз), "Любовь Гусенкова" (СААМИ). 108
5.3.1. АИ-1592 "Луда" (Архангельский Рыбак Колхоз Союз) 108
5.3.2. МИ-0309 "Измайлово" (СевРыбПромРазведка) 110
5.3.3. МИ-7190 "Любовь Гусенкова" (СААМИ) 110
5.3.4. АИ-1614 "Оксино" (Ненецкий Рыбак Союз) 112
5.3.4.1. Основания проведения работ 112
5.3.4.2. Содержание работ 112
5.4. Опыт диагностики и ремонта двигателей 6NVD36,
8NVD36 121
Заключение 124
Литература
- Затяжка анкерных связей с контролем угла поворота гайки
- Исследование модели с жесткой заделкой обоих концов
- Нагружение, измерение и анализ изгибных колебаний анкерных связей
- Оценка технического состояния двигателя перед ремонтом и выработка комплекса мер по снижению повышенной вибрации двигателя
Введение к работе
В настоящее время на флоте рыбной промышленности наметилась тенденция понижения тоннажности рыбодобывающих судов с одновременным увеличением их количества. Это объясняется рядом объективных причин таких, как снижение уставного капитала рыболовецких компаний, вызванное разукрупнением рыбодобывающих объединений советского времени, снижение роли человеческого фактора в обеспечении процессов движения, навигации, добычи и переработки рыбной продукции за счет всеобщего применения автоматизированных систем управления и средств механизации, увеличение затрат на горюче-смазочные материалы и ряд других. Практика показала, что наиболее экономически выгодными оказались суда проектов 502, 502Э, 502ЭМ, относящихся к классу средних траулеров морозильных кормовых (СРТМК). Двигатели 8ЧРН32/48 (8NVD48) фирмы SKL Motoren (Магдебург) (далее по тексту - SKL) различных серий, установленные на судах этих проектов в качестве главных, и имеющие широкое применение на флотах за время эксплуатации показали низкую надежность рамовых и мотылевых подшипников коленчатых валов, в связи с чем резко возросло количество аварий с тяжелыми повреждениями последних со снижением срока эксплуатации всего двигателя. Попытки решения данной проблемы, предпринятые рядом ремонтных фирм и научно-исследовательских институтов, такие, как ужесточение остова, подшипники с гальваническим несущим слоем с одновременным увеличением диаметров мотылевых и рамовых шеек, установка противовесов, повышение давления масла и т.д., не принесли желаемых результатов. Среди предполагаемых факторов, влияющих на надежность работы рамовых подшипников особое место, занимает затяжка анкерных связей (далее АС). Априори считается, что затяжка анкерных связей рекомендованным моментом обеспечивает достаточное для надежной работы двигателя усилие в них. Проведенные в рамках диссертации экспериментальные работы по определению усилий в анкерных связях, затянутых рекомендованным моментом показали крайне низкую эффективность данного метода.
Целью диссертационной работы ставилось исследование проблемы повреждения рамовых подшипников, исходя из предположения о недостаточной затяжке анкерных связей. Для достижения поставленной цели в диссертационной работе решается ряд задач: анализ способов затяжки резьбовых соединений, применяемых в машиностроении с точки зрения эффективности и себестоимости; исследование зависимостей собственных частот изгибных колебаний в круглых стержнях при различных условиях их заделки, полученных путем численного решения частотных уравнений; стендовые испытания по определению собственных частот изгибных колебаний анкерных связей диаметром 36, 40 и 28 мм от усилия в них, сравнительный анализ результатов эксперимента и теоретических исследований; разработка и обоснование метода определения усилий в анкерных связях по их собственным частотам изгибных колебаний. В диссертационной работе разрабатывается и обосновывается метод определения усилий в анкерных связях по их собственным частотам изгибных колебаний как наиболее эффективный для двигателей данного типа. Проводится анализ причин повреждения рамовых подшипников однорядных дизелей серии NVD фирмы SKL и разрабатывается методика устранения причин повреждения рамовых подшипников в двигателях 8NVD48 (AU, A2U) данной фирмы с применением виброметрии.
В первой главе диссертации приводится оценка эффективности работ по повышению надежности работы рамовых подшипников, рассматривается назначение анкерных связей, конструктивные особенности, обоснование критериев расчета усилий предварительной затяжки, проводится анализ способов затяжки резьбовых соединений, направленный на сравнительную их оценку с точки зрения точности обеспечения усилий затяжки, их технологической применимости и себестоимости.
Во второй главе обосновывается метод контроля усилий затяжки в анкерных связях по собственной частоте их изгибных колебаний, для чего проведен сравнительный анализ зависимостей собственных частот изгибных колебаний в круглых стержнях при различных условиях их заделки, полученных путем численного решения частотных уравнений. Расчеты зависимостей собственных частот изгибных колебаний от осевого растягивающего усилия производились для 1-го тона свободных колебаний. Выдвинуто предположение, что модель с жестко защемленными концами должна наиболее близко соответствовать условиям монтажа анкерной связи в дизеле.
В третьей главе описываются экспериментальные работы по определению зависимостей собственных частот изгибных колебаний анкерных связей от величины осевого растягивающего усилия для АС, применяемых в двигателях серий NVD завода SKL. Дается сравнительный анализ зависимостей собственных частот изгибных колебаний от усилия, полученных экспериментально и путем решения частотных уравнений для различных моделей защемления круглого стержня.
В четвертой главе диссертационной работы приводится обоснование " Методики по устранению причин повреждений рамовых подшипников двигателей 8NVD48(AU, 2AU) с применением виброметрии и вибродиагностики". Данная методика одобрена Мурманской инспекцией Российского морского регистра судоходства 10.07.98г. Описываются основные положения и этапы ремонта двигателей по данной методике. Показано, что основной причиной выхода из строя рамовых подшипников является чрезмерная вибрация коленчатых валов двигателей, вызванная низким качеством затяжки анкерных связей. Определены основные нарушения в работе двигателя, вызванные повышенной вибрацией коленчатого вала из-за низкого качества затяжки АС и взаимного износа плоскостей блока и рамы, для устранения которых требуется ремонт по указанной методике. В мето дике вырабатывается комплекс мер необходимых для определения достаточного объема ремонта двигателей. Показано, что только комплексный подход к позволяет решить проблему повреждений рамовых подшипников. В процессе работы над методикой разработан ряд программ для автоматизации построения диаграмм усилий в АС, положений оси коленчатого вала по раскепам, принятия решений затяжки АС по собственным частотам с прогнозированием изменений усилий после затяжки.
В пятой главе диссертации проведен анализ некоторых случаев ремонта двигателей, проведенных по данной методике. В процессе применения методики, в части определения усилий в анкерных связях, методами вибродиагностики обследовано 33 двигателя 8NVD48(36) всех модификаций, из них 10 двигателей в аварийном и предаварийном состоянии. Результаты анализа проведенных работ подтверждает обоснованность выводов, сделанных в четвертой главе.
В заключении диссертационной работы приведены основные выводы, сделанные в ходе исследований..
На защиту выносятся следующие результаты, полученные автором и удовлетворяющие требованиям новизны:
1.Методика по устранению причин повреждений рамовых подшипников двигателей 8NVD48(AU, 2AU) с применением виброметрии и вибродиагностики
2.Результаты анализа влияния условий заделки круглых стержней на характер зависимостей собственной частоты изгибных колебаний от величины растягивающего усилия на примере анкерных связей двигателей 8NVD48, 8NVD36 завода "SKL Motoren" (Магдебург, Германия) (SKL) .
3.Результаты экспериментальных работ по определению зависимостей собственных частот изгибных колебаний от величины растягивающего усилия для анкерных связей двигателей 8NVD48, 8NVD36 завода SKL.
Затяжка анкерных связей с контролем угла поворота гайки
В этом случае в технических условиях на затяжку анкерных связей указывается угол (р поворота гайки. Данный метод основан на контроле удлинения анкерных связей из-за приложенной к ней осевой нагрузки. Величина угла находится из условий равновесия и совместности деформаций болта и стягиваемых деталей [11, 28, 46]: где (р — требуемый угол поворота гайки в градусах; Р — осевое рас п тягивающее усилие; h - шаг резьбы; ]Я, - суммарная податливость болта ; = 1 и стягиваемых деталей; п - число деталей в соединении. Если пренебречь податливостью стягиваемых деталей по сравнению с податливостью болта, то: где Рзат - требуемое усилие; 1AQ АЛС - длина и площадь поперечного сечения анкерных связей; ЕАс — модуль Юнга для материала анкерной связи. Сначала анкерные связи затягивают "нулевым моментом" обычным ключом усилием одного человека для выборки зазоров. При этом плотность контакта контролируют щупом 0.03-0.05 мм. Потом гайку доворачи-вают на заданный угол (количество фаней), который контролируется по шаблону или другим способом.
Основные преимущества данного метода - простота и нечувствительность к силам трения в резьбе. Недостатки данного метода заключаются в следующем: фактический угол соответствует не только степени упругого сжатия деталей соединения, но и величине упругих пластических деформаций, имеющих место до достижения полного контакта соединяемых поверхностей. Субъективность выбора нулевого момента и сложность определения податливостеи стягиваемых деталей делает данный метод малоэффективным. Данное положение усугубляется некореллируемым изменением податливостеи стягиваемых деталей за счет неравномерного износа их базовых поверхностей в процессе эксплуатации двигателя. Существенным недостатком данного метода также является наличие скручивающего момента в процессе затяжки анкерных связей. Пофешности размеров деталей соединения, а также неравномерное распределение напряжений по длине болта уменьшают точность способа. Контроль затяжки по углу поворота гайки непригоден для соединений с короткими болтами (например -полуанкеры), так как расчетный угол для таких болтов невелик и погреш ности данного способа сказываются в большей степени [28, 46]. Точность данного метода составляет не более ±15н-22% [11, 28, 46].
Метод, основанный на замере момента приложенного к гайке. Данный метод основан на оценке предварительного напряжения анкерных связей по величине прикладываемого крутящего момента на ключе. Момент определяется по формуле [11, 46] Т=Ы-Р (1.8.) где к «0.2 - коэффициент; d - наименьший диаметр резьбы; Р - требуемое усилие предварительной затяжки.
Затяжку анкерных связей в таких случаях осуществляют тарированными ключами: динамометрическими и предельными [28]. Данный метод основан на том факте, что сила затяжки пропорциональна величине момента на ключе. Крутящий момент в динамометрических ключах измеряют в каждый момент времени при помощи специальных устройств (упругих элементов). Деформация упругих элементов пропорциональна приложенному к ключу усилию. Затяжка прекращается, когда момент на ключе достигает величины, установленной техническими условиями. Предельные ключи основаны на принципе ограничения момента затяжки, по этому они стандартизированы. Затяжка таким ключом менее точна, чем динамометрическим.
Основной недостаток метода затяжки с контролем прилагаемого момента заключается в влиянии на его точность ряда факторов, таких, как зависимость коэффициента трения от удельного давления; наличие и тип покрытия резьбы; состояние трущихся поверхностей (чистота, наличие смазки и др.); повторяемость сборки; скорость завинчивания; качество сборки и др. По этому точность данного метода невысокая — не более ±22- 40% [25,28].
Исследование модели с жесткой заделкой обоих концов
Выражение (2.23) является конечным аналитическим. Решая данное уравнение численными методами относительно Лп и подставляя ряд значений Р, получаем зависимость Лп(Р) (рис. 2.2.). Вывод о влиянии знака Р на характер изменения частоты остается справедливым. 2.4. Исследование модели "заделка - шарнир".
Для данной модели (рис. 2.1.в.) должны выполняться условия равенства нулю прогиба и угла поворота на одном и прогиба и изгибающего момента на другом концах стержня: /(0) = 0 = о у"{1) = (2.24) Решая систему уравнений 2.24. с учетом 2.9. — 2.11. получаем следующие результаты: С2 + С4=0 Cl-Sl+C3-S2=0 (2.25) Cl-sh{Sl-l)+ C2-ch(Sl-l)+a-an(Sl-l)+0 -cos(S2-l)=0 CI-SI2 s!iSl-l)+C2-Sl2-ch(Sl)-C3-S22- in(S2-l)-C4-S22-cos(S2-[)=0 Дальнейшее решение системы 2.25. приводит к следующему выражению Sl-(sh(S\-l) + — sin(S2 1)) (ch(Sl I) - cos(S2 1)) = SI (2.26) = S2 (sh(S\ /)-— sin(S2 1)) (— ch(S\ I) +— cos(S2 1))
Корни частотного уравнения находятся численными методами относительно Я„. Подстановкой ряда значений Р в формулы 57, S2, получается зависимость Лп(Р) (рис. 2.2.). Вывод о влиянии знака Р на характер изменения частоты остается справедливым и в этом случае. 2.5 Исследование модели "заделка - свободный конец".
Модель "заделка - свободный конец" (далее "зс") (рис. 2.1.г.) представляет большой интерес для исследований, так как характерна для случая недостаточной затяжки анкерной связи. Для данной системы должны выполняться равенства нулю прогиба и угла поворота на одном и поперечной силы и изгибающего момента на другом концах стержня: (0) = о у\о) = о (2.27) y "(l) = О y"(l) = О Решая систему уравнений 2.27 с учетом выражений 2.9. - 2.11. получаем следующие результаты С2 + С4 =0 сі-5і + сз-52 = о (2.28) 513 С\ -ch(Sl-l) + S\3-C2-sh(Sl -/)-523 -СЗ -cos(52-/)+523 -C4-sin(S2-/) = 0 CI- -SI2 -sh(S\ -/)+С2-512-с/г( 51 -/)-C3 -522 -sin (52-/) -CA -522-cos(52-1) = 0 Дальнейшее решение системы 2.28. приводит к следующему выражению: — -sh(Sl-l) -sin(S2 /)-( — -sh(Sl-l)-sm(S2-l)- (2 29)
Корни частотного уравнения 2.29. с учетом уравнений 2.5-2.8 находятся численными методами относительно Лп_. Подстановкой ряда значений Р в формулы 57, S2, получаем зависимость Лп(Р) (рис. 2.2.). 2.6. Анализ полученных результатов.
Сравнительный анализ полученных зависимостей собственных частот изгибных колебаний от величины растягивающих усилий показывает, что наибольшее значение ЧИК достигается в модели с обоими жестко закрепленными концами, наименьшее — в модели "один конец жестко закреплен, другой свободен". Следует отметить, что крутизна зависимостей собственной частоты изгибных колебаний от величины усилия так же меняется в от модели к модели. Таким образом, при оценке соответствия результатов теоретических исследований и экспериментальных работ, выборе подходящей модели, следует учитывать не только значение собственной частоты изгибных колебаний, но и крутизну зависимости от модели. Следует отметить, что рассмотренные в теории модели краевых условий имеют четкое технологическое соответствие только в случаях жесткой заделки (достаточно затянутая анкерная связь) и в случае свободного конца (гайка навинчена, но связь не затянута). Условие "заделка-шарнир" соответствует промежуточному состоянию (гайки завинчены, анкерная связь недостаточно затянута).
Очевидно, что степень затяжки будет влиять на реальную подвижность шарнира, по этому для окончательного анализа теоретической модели влияния величины усилия затяжки на значение частоту изгибных колебаний анкерных связей следует провести экспериментальные исследования этой зависимости.
В целях решения задачи аналитического определения усилий в анкерных связях было решено произвести на стенде экспериментальные работы по определению зависимостей собственных частот изгибных колебаний анкерных связей от осевых растягивающих усилий в них. Данные эксперименты проводились для двигателей серий NVD завода-изготовителя SKL Motoren (Германия), которые в большом количестве используются на судах в качестве главных и вспомогательных двигателей. Типы двигателей и параметры анкерных связей показаны в табл. 2.1. (Глава 2).
Для анкерных связей диаметров 28, 36, 40 мм экспериментальные работы проводились на стенде для испытания тросов на растяжение. Для анкерных связей диаметром 40 мм экспериментальные работы дополнительно проводились с использованием тензометрирования. Результаты работ для анкерных связей диаметрами 36, 40 мм зафиксированы в соответствующих источниках.
Определение зависимости собственной частоты анкерной связи от величины осевого растягивающего усилия на стенде.
Экспериментальные работы проводились на стенде, используемом для испытания тросов на разрыв (рис. З.1.). Стенд позволяет развивать растягивающее усилие до 20 т. Стенд состоит из станины, подвижной каретки, системы защиты (на рисунке не показана), системы гидравлики и системы контроля и управления. Вследствие больших массы и жесткости фундамента стенда, влиянием его упруго-инерционных параметров на качество эксперимента можно пренебречь. Растягивающее усилие контролирова-лось по двум манометрам ( 250 и 60 кг/см ) в системе гидравлики и динамометром на 50 т.
Нагружение, измерение и анализ изгибных колебаний анкерных связей
Эксперимент проведен согласно документу "ГД 8NVD48A2U МИ-0305 "Измайлово". Предложения по затяжке АС" от 03.02.98 г, разработанного НПЛ "Анкер" при НИС МГТУ и согласованного с Регистром. Двигатель (с начала эксплуатации отработал около 60 т.ч.), подвергся ремонту с выгрузкой в цех и припасовкой рабочих плоскостей.
Работа состояла из двух этапов: тарирование анкерных связей и определения зависимостей собственных частот изгибных колебаний в анкерных связях от усилия затяжки в них в максимально приближенных к реальным условиях монтажа. 3.2.1. Тарирование анкерных связей.
Работа по тарированию анкерных связей проводилась с целью получения так называемых тарировочных кривых, т.е. зависимостей показаний тензометрического измерителя деформаций от усилий в анкерных связях. В целях учета различных податливостей стягиваемых деталей дизеля в середине, на концах и по бортам для эксперимента выбраны три анкерные связи, разнесенные по периметру дизеля. Тарирование анкерных связей проводилась в цеху фабрики орудий лова на стенде для испытания тросов. Работа проводилась в следующей последовательности.
Перед постановкой тензодатчиков все анкерные связи были отдефек-тованы. Анкерные связи отработали с начала эксплуатации 60 тысяч часов. На расстоянии 410-450 мм от нижних торцов анкерные связи зачищены, зашлифованы. После зачистки и обезжиривания боковых поверхностей на анкерные связи наклеены тензодатчики. В схеме использованы тензорези-сторы типа КФ 5П1-5-100-А-12(ТУ 25-06.2002-80) с сопротивлением 100 Ом, базой 5 мм, коэффициентом тензочувствительности К=2,П (партия №535).
Применение электрической мостовой схемы с четырьмя активными тензорезисторами (рис. 3.10.) обеспечивает внешнюю компенсацию темпе ратурной нестабильности. Примененная схема постановки датчиков (рис. 3.11.) на анкерных связях исключает влияние на результаты измерения деформаций изгиба и кручения вследствие внецентренного приложения нагрузки и компенсирует эффект "емкостной наводки". В этом случае выходное напряжение в схеме будет равно [52] где UM - напряжение на выходе моста; Un - напряжение питания моста; //=0.27 - коэффициент Пуассона; AR — изменение сопротивления активного тензорезистора при деформации объекта исследования; R — сопротивление тензорезисторов.
Для наклейки тензорезисторов применен цианокрилатический клей марки ТК-200 (ТУ 6-01-1241-80) холодного отвердения со следующими характеристиками: - предел прочности при отрыве на стальных образцах при температуре 20-25 С через 24 часа - 31 МПа (310 кГ/см2). - предел прочности при сдвиге на стальных образцах при 20-25С через 24 часа - 140 МПа (1400 кГ/см2). - время схватывания на стальных образцах при 20-25 С через 15 с. - вязкость при температуре 20-2 5 С — 2x10" м/с.
После затвердевания клея датчики были впаяны в схему. В схеме применялись провода марки ПЭВ с площадью сечения 0.03 мм2. К схеме подключен цифровой тензометрический измеритель ЦТИ-1 (ЦТИ).
Последовательность работ по постановке анкерных связей на стенд и нагружению была аналогична работе по определение зависимости собственной частоты от осевого растягивающего усилия с применением стенда для испытания тросов. Вследствие того, что последняя госповерка стенда проводилась в 1995 г, основным измерительным средством усилий при на гружениях анкерных связей послужил динамометр с пределом измерений 20 т. и ценой деления 200 кГ. По этому измерение собственных частот изгибных колебаний анкерных связей не производилось. Во время нагруже-ния снимались показания с цифрового измерителя. Работа производилась в следующем порядке. Поочередно каждая из анкерных связей последовательно с динамометром была установлена на гидравлический стенд с помощью специально изготовленных дисков-проушин. Анкерные связи ступенями по 7-14-20 т. нагружались по 4 раза, при этом фиксировались показания прибора цифрового тензометрического измерителя ЦТИ-1 (далее по тексту -ЦТИ). Припайка проводов от тензодатчиков к колодке ЦТИ происходила непосредственно на месте измерения. После тарирования анкерных связей провода отпаивались. Результаты измерения приведены в табл. 3.1 [прил. 2].
Оценка технического состояния двигателя перед ремонтом и выработка комплекса мер по снижению повышенной вибрации двигателя
Применение указанной технологии позволяет полностью или частично (в зависимости от степени износа плоскостей блока и рамы) устранить все выше названные отклонения в работе двигателей, значительно повысить их ресурс и снизить аварийность. 4.2. Основные этапы технологии.
В предлагаемой технологии вырабатывается комплекс мер необходимых для определения достаточного объема ремонта двигателей и, в случае необходимости, продления эксплуатации на какой-то период. Окончательным показателем в определении ремонтопригодности двигателя становится фактор состояния геометрии и чистоты шеек коленчатого вала.
Основными составляющими технологии являются: - оценка технического состояния двигателя перед ремонтом и выработка комплекса мер по снижению повышенной вибрации двигателя; - затяжка анкерных связей с контролем усилия в них по собственной частоте изгибных колебаний, выполнение технических требований обоснованных в процессе оценки технического состояния двигателя перед ре монтом; - анализ технического состояния и оценка эффективности проведенных мероприятий на основе сравнения технического состояния двигателя до и после ремонта; выработка рекомендаций по дальнейшей его эксплуатации, предупреждение аварий двигателя в части коленчатого вала и рамовых подшипников путем периодического контроля его технического состояния.
Оценка технического состояния двигателя перед ремонтом и выработка комплекса мер по снижению повышенной вибрации двигателя.
В целях сравнительного анализа эффективности проведенных мероприятий по устранению повышенной вибрации дизеля производится вибродиагностика и дефектация двигателя, для чего на режимах холостого хода производятся замеры эффективной виброскорости торцов анкерных связей, рамовых подшипников в вертикальном и горизонтальном направлениях. Места установки датчиков при измерении виброактивности рамовых подшипников - горизонтальная полка рамы в районах их расположения. После остановки двигателя через 10-15 минут вскрываются лючки картера, замеряется температура рамовых и мотылевых подшипников. Замер температуры рекомендуется производить бесконтактным инфракрасным пирометром. После стекания масла в картер производится замер раскепов коленчатого вала. Раскепы снимаются на двигателе в горячем и холодном состояниях. После замера раскепов проверяются смещение и излом на фланцах эластичной муфты согласно существующему РД на центровку [53]. Полученные данные оформляются соответствующей документацией. После определения раскепов на двигателе производится оценка усилий в анкерных связях, для чего проводят замер их вибрации. Полученные результаты поступают в специальную базу данных, где подвергаются дальнейшей обработке. На основе анализа получают собственные частоты изгиб-ных колебаний для каждой анкерной связи и, по соответствующим графикам или формулам, полученным в результате экспериментов (глава 3), значения усилий в анкерных связях. Накопитель, входящий в вибродиагностический комплект "Микролог-бЮОА", имеет встроенную функцию полевого анализатора, которая позволяет производить анализ частотного спектра сигнала без предварительного сброса данных на компьютер, что делает возможным получение непосредственно на месте значений собственной частоты изгибных колебаний анкерных связей. Однако, непосредственное получение усилия в анкерных связях предпочтительно использовать только в процессе их затяжки, так как данный способ, без компьютерной обработки спектра вибрации, имеет повышенную погрешность измерения. Кроме того, без анализа положения оси коленчатого вала, на что без применения программного обеспечения требуется много времени, эффективность использования методики снижается. На следующем этапе проводят дефектацию рамовых подшипников, с контролем геометрии и чистоты поверхности рамовых шеек, замером зазоров. Результаты оформляются соответствующими документами.
Совместный анализ этих данных и результатов дефектации вкладышей рамовых и опорного подшипников, проверки обжатия фундаментных болтов, центровки валов на фланцах эластичной муфты при достаточной разработке служит достаточно точным диагностическим критерием в выборе оптимального объема ремонта, что и является конечной целью технологии. Главным критерием ремонтопригодности двигателя является удовлетворительная геометрия и чистота шеек коленчатого вала. По результатам дефектации производится анализ технического состояния двигателя, итогом которого является заключение. В заключении содержатся: - диаграмма виброскоростей торцов анкерных связей (рис. 4.1.) и в районах рамовых подшипников 1-го порядка (рис. 4.2. ). Величины виброскорости получаются путем анализа частотного спектра, полученного с помощью быстрого преобразования Фурье (БПФ) данных вибрации.
