авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 |   ...   | 2 | 3 || 5 | 6 |   ...   | 11 |

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ НАУЧНЫЙ СОВЕТ РАН ПО ПРОБЛЕМАМ МАШИНОВЕДЕНИЯ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ УЧРЕЖДЕНИЕ ...»

-- [ Страница 4 ] --

Выше мы подробно остановились на ряде ключевых представлений современной фотоники, ввиду того что на них базируется создание вычислительных и запоминающих устройств, позволяющих создавать работоспособные архивы данных разнообразной природы. Состояние и технологии современной фотоники хорошо представлены в монографии (8).

Принципы и примеры создания таких архивов описаны в публикации Овчаренко И.Е., ОпаринА. Л., Рудык Ю.С.

Долгосрочный кардиопрогноз на основе анализа сердечного ритма //Мир измерений. 2009.-№ 1(95).-с.11- Отступление: архивы для данных холтеровского мониторирования средних объёмов и для внутреннего пользования оказались, по нашему мнению, прагматически полезными. Как нам представляется создание такого рода архивов к примеру для данных о быстро вращающихся валах и неформальных групп " по интересам" полезно как перспектива.

Рекомендуемая литература 1. Клод Коэн-Таннуджи, Бернар Лиу, Франк Лалоэ Квантовая механика том 1 с,944, том2 с. пер. с французского Л.Н. Новикова Екатеринбург.Из-во Уральского университета 2. В.Н. Грибов Квантовая электродинамика РХД, Москва Ижевск 2001, стр 3. Louisell W. H. Quantum Statistical properties of radiaion Wiley 1990 599 s 4 Gazeau J.P. Coherent States in quantum physics Wiley 2009 360s 5 Leonhardt U Measurig the quantum state of light CUP 1997 202s 6 Luks A, Perinova V Quantum aspects of light propagation Springer 2009, 482s 7 Weiner A.Ultrafast Optics Wiley 2009, 595s 8 Saleh B.E.A.,Teich M.C. Fundamentals of photonics 2 ed Wiley 2007,1176s.

9 Gari D Clifford, Francisco Azuaje, Patrick Mc. Sharry Advanced Methods and Tools for EKG Analysis Artech House 2006s. 10 Х.-П. Бройер, Ф. Петруччионе Теория открытых квантовых систем Пер. с английского Ю.И. Богданова.-М.- Ижевск: НИЦ "Регулярная и хаотическая динамика", Институт компьютерных исследований,2010.-824с.

12 Ю. И. Богданов Дополнение в книге 10 Квантовая теория как унифицированная информационная модель статистических явлений. с758- 13 цитированная в 12 литература 14 Б.В. Медведев Начала теоретической физики. Механика, теория поля,элеметы квантовой механики. 2-е изд. дополненное под ред А.Д. Суханова М.ФИЗМАТЛИТ. 2007.-600с.

15 А.В. Белинский Квантовые измерения: учебное пособие БИНОМ. лаборатория знаний, 2008.-182 с 16 А.С. Холево Вероятностные и статистические аспекты квантовой теории Издание второе дополненное Москва-Ижевск 2003 404 с 17. работы "отцов основателей" квантовой механики Публикации в Соросовском образовательном журнале Проникновенно и полезно для читателей всех уровней подготовки ряд публикаций в Соросовском образовательном журнале 1. Н.Б. Делоне Изменение фундаментальных законов естествознания. СОЖ. 2001. №6 с. 2. Н.Б. Делоне Туннельный эффект. СОЖ. 2000.том 6, №1.с.79.

3. В.П. Крайнов Соотношение неопределённости для энергии и времени. СОЖ 1998, № с.77.

4. А.М. Попов Фотоионизация атомов от Эйнштейна до наших дней. СОЖ 1999. №3 с. 5.С.А. Козлов Когерентный и некогерентный свет. СОЖ. 2001, №2 с. ЗАСЕДАНИЕ СЕКЦИИ 1. Повышение достоверности измерений механических колебаний машин 27 октября 2011 года Председатель Проф. Ефремов Л.В.

УДК 621.01. СОВРЕМЕННЫЕ МЕТОДЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК ОТ ПРОДОЛЬНЫХ, ИЗГИБНЫХ И КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ В СУДОВЫХ ВАЛОПРОВОДАХ Троицкий А. В., Бухарина Г. И., Чернышев А. А., Красильников А. В.

ФГУП «ЦНИИ им. акад. А. Н. Крылова», Россия, Для обеспечения динамической прочности валопроводов энергетических устано вок судов и кораблей Институтом выполняется большой объем как расчетных, так и экспериментальных исследований по оценке динамических нагрузок в элементах сис темы «двигатель – валопровод – винт» (амплитуд колебаний, напряжений, моментов), вызванных, прежде всего изгибными, крутильными и продольными колебаниями, а также возможной вибрации элементов системы, возникающей при этих колебаниях.

Основными источниками переменных возмущающих усилий, действующих на вало провод являются поршневой двигатель и гребной винт. Для судового валопровода поршневой двигатель (дизель) является главным возбудителем крутильных колебаний, а гребной винт – продольных и изгибных колебаний. Гидродинамические усилия, воз никающие на гребном винте при его работе, могут определять требуемую прочность элементов валопровода и являются источником ходовой вибрации корпуса судна.

Вследствие неизбежной схематизации реальных условий работы двигателя и гребного винта (в попутном потоке за корпусом судна), а также демпфирующих сил в элементах системы, существующие методы расчетов крутильных, продольных и изгибных коле баний не могут претендовать на исчерпывающую полноту и точность и нуждаются в проверке прямыми измерениями в натурных условиях.

Институтом разработаны способы определения динамических нагрузок в валопроводе для этих видов колебаний путем измерения напряженно деформированного состояния валов методом тензометрирования с бесконтактным съемом сигнала.

В расчетной схеме валопровода двигательно-движительного комплекса система действующих усилий в эксплуатационных условиях, представляется следующими век торами сил и моментов:

- крутящий момент Mx и осевая сила упора Px;

- изгибающие моменты в вертикальной My и в горизонтальной Mz плоскостях;

- вертикальная Py и горизонтальная Pz поперечные силы.

Индексы х, у, z определяют направления соответствующих векторов сил и оси действия моментов в принятой декартовой системе координат.

Крутящий момент Мх и осевая сила Рх передаются вдоль линии вала практически без изменения. Поэтому размещение датчиков для их измерения диктуется соображе ниями обеспечения удобства монтажа и производится, как правило, в доступной для обслуживания зоне валопровода на промежуточном вале.

Значительно более сложной задачей является определение действующих на греб ной вал со стороны винта изгибающих моментов и поперечных сил Му, Мz, Ру, Рz.Измерения этих нагрузок необходимо производить непосредственно на консольном участке гребного вала между ступицей винта и ближайшим опорным подшипником, поскольку переход через подшипник вызывает изменения указанных сил и моментов, которые зависят от расположения опор и величин их реакций и не поддаются достаточ но точному расчету.

Для определения двухкомпонентных векторов поперечных сил и изгибающих моментов необходимо проводить измерение нормальных напряжений в симметричных относительно оси вала точках на взаимно перпендикулярных диаметрах в двух достаточно удаленных друг от друга сечениях гребного вала.

Крутящий момент и уровень крутильных колебаний в валопроводе определяется по материалам измерения напряжений кручения с помощью тензометров, смонтированных на наружной поверхности, как правило, промежуточного вала под углом 45° к образующей и включенных в мостовую измерительную схему (рис. 1).

Переход от измеренных напряжений, Па, к величинам момента Мx, Нм, Dв3 D осуществляется по формуле M x = Wx (1 св ), м3 - момент где Wx = Dв сопротивления кручению тензометрируемого сечения промежуточного вала с наружным диаметром Dв, м, и диаметром сверления Dсв, м.

Рис. 1. Схемы размещения (а) и электрического соединения (б) тензометров для измерения крутящего момента.

Свойственный судовым валопроводам низкий уровень напряжений сжатия, на по рядок меньших напряжений кручения, практически исключает возможность прямого измерения осевой силы путем тензометрирования валов. Для получения достоверных результатов предлагается применение специального датчика, размещаемого в сверле нии вала и обеспечивающего увеличение относительных осевых деформаций чувстви тельного элемента с одновременным снижением побочного эффекта деформаций кру чения. Такой датчик, изображенный схематически на рис.2, состоит из валика 1 со сту пенчатым изменением диаметра, связанного цанговыми зажимами 2 на концах с иссле дуемым валом 3. Диаметр d1 и протяженность l1 чувствительного элемента в несколько раз меньше соответствующих размеров d2 и l2 передающего элемента, что обеспечива ет увеличение относительной осевой деформации и одновременно уменьшает влияние кручения, которое при центральном положении датчика снижается по сравне нию с измерениями на наружной поверхности вала пропорционально отношению диа метров d1 /Dв.

L Схема включения тензорезисторов c l2 l 2k 1p 1p 2k Dсв Dв d Pд a d св d 3p 3p 4k 4k Тензометры:

1p, 3p - рабочие, 2k, 4k -компенсационные.

Рис.2. Схема монтажа датчика для измерения осевой силы упора гребного винта:

1. Валик. 2. Цанги. 3. Вал.

Измерение относительных осевых деформаций чувствительного элемента осуще ствляется двумя рабочими тензометрами 1р, 3р, расположенными на его поверхности в осевом направлении и включенными в мостовую схему с компенсационными датчика ми 2к, 4к на торцевой поверхности, рис.2. Провода от тензометров выводятся в полость промежуточного вала через сверление в датчике (dсв) и далее на наружную поверхность этого вала через радиальный паз в ближайшем фланцевом соединении.

Для исключения влияния температурных деформаций датчик изготавливается из материала исследуемого вала.

Относительные осевые деформации чувствительного элемента датчика (участка длиной l1, рис.2) 1 и вала в при жестких цанговых зажимах связаны соотношением L 1 = к в, где к = - коэффициент передачи осевой деформации вала L l1 l F1 ++ Fв F1 F датчику, F1,F2,Fв - площади поперечных сечений элементов датчика и вала, L=l1+l2 – ра бочая длина датчика, рис.2.

Таким образом, предлагаемый датчик осевой силы является "механическим усили телем" и для конкретного исследуемого судового валопровода разрабатывается и изго тавливается индивидуально с обеспечением коэффициента передачи осевой деформации от вала на датчик к=(5-10). Измеряемая осевая сила на валопроводе Рх связана с осевой силой на датчике Pд и относительной деформацией чувствительного элемента 1 соот e e ношением Px = 1 + Д Pд = 1 + Д 1 F1 E, Н e e в в 1 l1 l2 м +,, - осевая податливость датчика;

где e Д = E F1 F2 Н м L,, - осевая податливость исследуемого вала;

eв = E Fв Н Е, Па, - модуль упругости датчика и вала, изготовленных из одного материала.

Определение составляющих изгибающего момента (Му, Мz) и поперечной силы (Ру, Рz), действующих на гребной вал со стороны винта, требует измерения компонен тов изгибающего момента во взаимно перпендикулярных диаметральных (проходящих через ось вала) плоскостях двух достаточно удаленных друг от друга сечений вала на консольном участке между ступицей винта и кормовым подшипником, рис.3.

В существующих конструкциях судовых валопроводов протяженность свободно го участка консоли гребного вала мала и позволяет осуществить измерения только ре зультирующего изгибающего момента в тензометрируемом сечении гребного вала от действия сил и моментов на винте. Для раздельного определения поперечной силы и изгибающего момента требуется искусственное увеличение консоли на время испыта ний путем смещения гребного винта в корму или устранения вкладышей в кормовой части подшипника.

а) Cхема размещения тензометров по длине консоли гребного вала.

Винт Тензометры Вал ЦТ Подшипник l l 1 G б) Схемы расположения и включения тензометров в исследуемых сечениях консоли гребного вала a 1 2 d b 2 c Рис.3. Схемы расположения датчиков для измерения изгибающих нагрузок в гребном вале:

l1 – расстояние от центра тяжести (ЦТ) винта до кормового тензометрируемого сечения 1, l2 – расстояние между тензометрируемыми сечениями 1-2.

Для определения регулярных постоянных и "лопастных" изгибающих нагрузок можно ограничиться измерением изгибающего момента в одной диаметральной плос кости. Однако при этом исключается возможность определения нагрузок от механиче ской и гидродинамической неуравновешенностей гребного винта.

Измерение изгибающего момента в сечении гребного вала производится четырь мя рабочими тензометрами, расположенными попарно в сверлении вала в диаметраль но противоположных точках, рис.3б. Тензометры должны быть ориентированы вдоль оси вала и объединены в мостовую схему. Размещение датчиков на наружной поверх ности вала приводит к усилению сигнала, но связано с трудностями прокладки кабель ных трасс.

Монтаж датчиков при подготовке испытаний производится в стендовых условиях и непосредственно на судне.

Наибольшую трудность представляет монтаж на гребном вале тензометров, ис пользуемых для измерения изгибающих нагрузок.

Эскиз устройства для монтажа тензометров в сверлении гребного вала и схема размещения датчиков и прокладки кабельных трасс приведены на рис. 4.

Следует отметить, что проведение измерения изгибных колебаний с возможно стью определения гидродинамических усилий на винте является очень сложной зада чей и поэтому производится в отличии, к примеру, от измерений крутильных колеба ний, которые выполняются практически на всех головных заказах судов, только в ис ключительных случаях.

Рис.4. Схемы размещения датчиков и измерительной аппаратуры:

1. Гребной винт. 7. Ниппель для подачи воздуха.

2. Гребной вал. 8. Промежуточный вал.

3. Кормовой подшипник. 9. Датчики кручения.

4. Датчик осевой силы. 10. Кабель.

5. Баллоны для монтажа датчиков 11. Подвижная часть аппаратуры.

изгибающего момента.

6. Труба с дисками для кабельной трассы.

В ЦНИИ им. акад. А. Н. Крылова разработаны методика определения по данным испытаний внешних гидродинамических усилий на винте и современный измеритель ный комплекс, позволяющий выполнять как замеры гидродинамических усилий на гребном винте в полном объеме, так и выполнять необходимые расчеты вынужденных продольных, крутильных и изгибных колебаний валопроводов.

Портативный измерительно-вычислительный комплекс (ИВК) совместно с изме рительным устройством предназначен для регистрации и анализа сигналов при прове дении натурных испытаний элементов судовых энергетических установок в реальном времени, т.е. непосредственно в момент проведения испытаний (рис. 5). Основой ком плекса является портативный компьютер (notebook) марки Toshiba и аналого-цифровой преобразователь (АЦП) марки Е14-440, присоединяемый к порту USB компьютера. Ха рактер измеряемых величин (ускорение, скорость или деформация) определяется при меняемыми измерительными преобразователями и измерительной аппаратурой. Ком плекс может также найти применение для регистрации и анализа результатов испыта ний любых других устройств непосредственно во время проведения испытаний с ис пользованием преобразования измеряемой величины в электрический сигнал.

Рис.5. Общий вид портативного измерительно-вычислительного комплекса Разработанный Институтом измерительно-вычислительный комплекс значитель но расширил возможности экспериментальной базы и круг решаемых задач, позволил более достоверно и объемно оценивать работоспособность и надежность энергетиче ских установок, и в частности их валопроводов.

УДК 621.01: ПОВЫШЕНИЕ ТОЧНОСТИ СРЕДСТВ ИЗМЕРЕНИЙ КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ С ОПТИЧЕСКИМИ ДАТЧИКАМИ Кудрявцев М.В.1, Ефремов Л.В. АНО «Стандарт-морепродукт» (Архангельск)2, ИПМАШ РАН (Санкт-Петербург) Объект исследования и постановка задачи. В последнее время для измерений и анализа крутильных колебаний валов силовых установок большое распространение полу чают оптические приборы, действие которых основано на отражении светового или ла зерного луча от специальной ленты, наклеенной на любой участок вала. На этом прин ципе основан торсиограф, входящий в состав универсального переносного измерительно го комплекса СКАН производства Центрального научно-исследовательского института морского флота (ЦНИИМФ) [5], который является объектом нашего исследования (Рис.

1А).

В)  А)  Б)  Рисунок 1. А) Регистрирующий блок комплекса СКАН, Б) датчик крутильных колебаний и В) излучатель-приемник луча Измерительная информация, которую необходимо обработать, поступает от прием ника луча в аналого-цифрового преобразователя (АЦП) ПЭВМ для обработки и анализа.

Системное программное обеспечение, созданное в оболочке «Windows2000»;

состоит из графического пакета фирмы National Instrument (США) и прикладного программного блока СКАН.

Для измерения крутильных колебаний используется специальная клейкая отража тельная лента (см. рис. 1Б) с темными и светлыми полосками («зебра») и оптический дат чик (рис. 1В), который способен излучать световой поток и воспринимать отраженный поток от светлой полоски ленты.

Результаты измерений фиксируются на экране компьютера в виде двух основных картинок – собственно торсиограммы (см. рис. 2а) и спектрограммы (рис. 2б). Как прави ло, наибольшее практическое значение имеет запись и анализ амплитуд спектральный гармоник на спектрограмме. В частности эти параметры нужны при диагностировании демпферов крутильных колебаний, когда в качестве диагностического параметра исполь зуется частота и амплитуда наиболее сильного резонанса моторной формы крутильных колебаний.

а  б  Рисунок 2 Примеры записи оптической аппаратурой СКАН: а) торсиограммы, б) спектро граммы.

Семилетний опыт применения этого прибора выявил ряд проблем обеспечения точно сти и достоверности измерений с его помощью. Рассмотрим эти проблемы и покажем ос новные пути их решения на основании выполненных исследований.

Анализ опыта измерений крутильных колебаний с помощью оптического дат чика. Основанным недостатком записи колебаний торсиографом СКАН является прояв ление на торсиограммах и спектрограммах помех в виде шума с амплитудами, которые обычно соизмеримы с амплитудами основных колебаний, ожидаемых по расчету. В част ности они видны на торсиограммах рис. 2, где основные колебания все же можно отли чить от помех с помощью методов, описанных далее. Однако чаще на объектах с неболь шими амплитудами ничего, кроме шума, записывать не удавалось. Второй недостаток этого прибора связан с невозможностью непрерывной записи колебаний при плавном из менении оборотов. Приходиться работать только на постоянных оборотах со ступенча тым переходом на другой режим. Это приводит к повышению погрешности оценки резо нансной частоты [2].

В этой связи возникает вопрос о причине происхождения такого недостатка и воз можности его устранения. Ответ на этот вопрос можно получить из опыта работы фирмы ООО "Тест Инжиниринг" (Владивосток), отраженного в работах А. А. Попова [4], кото рые посвящены средствам бесконтактных измерений колебаний с оптическими и индук тивными датчиками. Применяемая там система измерений аналогична системе прибора СКАН. Однако, как видно на рис. 3, запись колебаний на экране компьютера выполняет ся там с несоизмеримо более высоким качеством и без помех по сравнению с записью СКАН на рис. 2. Внешняя причина такого положения связана с малым шагом «зебры» мм (рис. 4), что позволяет получить непрерывный сигнал при плавном изменении часто ты вращения от 30 об/мин до 1100 об/мин.

Временная область Сигнал с датчика Отметка оборотов БПФ анализатор Порядки отметчика оборотов Спектр сигнала Тахометр     Рисунок 3 Вид экрана компьютера при измерении прибором Попова [] а б Рисунок 4 Сравнение шага «зебры» торсиографов Попова (а) и СКАН (б) При этом диапазон частоты мерцания лазерного луча составляет от 0.002 до 40 кГц.

Для сравнения укажем, что у СКАНА шаг «зебры» равен 10…20 мм, а частота мерцания не превышает 0.5-0.8 кГц. Отсюда следует вывод о том, что при грамотном выборе ком плектующих компонентов измерительной системы с высокими частотно-амплитудными характеристиками бесконтактный оптический способ измерения крутильных колебаний является эффективным и перспективным. Поэтому для устранения помех и создания ка чественной записи колебаний при изменении частоты вращения вала рекомендуется мо дернизировать прибор СКАН путем замены оптического датчика на высокочастотную модель. В торсиографе Попова [4] для этого используется лазерный тахометр LT-850.

Проблемы устранения помех от внешних источников. Кроме рассмотренного выше основного внутреннего источника помех при торсиографировании прибором СКАН были обнаружены и другие причины искажения истинного развития крутильных колебаний си ловых установок. В первую очередь это относится к влиянию вибрации в виде относи тельных колебаний диска с «зеброй» и стойки с оптическим датчиком, которые следует по возможности предотвращать. Опытным путем было установлено, что при креплении датчика непосредственно к блоку двигателя либо к корпусу подшипника валопровода вибрационную составляющую из спектра исследуемых колебаний удавалось устранить.

Хорошие результаты были получены при установке датчика на судовом фундаменте.

Характерным источником возникновения паразитной составляющей гармоники пер вого порядка (с частотой 4-5 герц) является бой валика или вала, на который наклеива лась лента с «зеброй». После более точного изготовления валика эту составляющую уда валось снизить до минимума. Для решения этой проблемы предложена жесткая конст рукция, в которой валик и стойка с датчиком не имеют вибрационных перемещений от носительно друг с другом (рис. 5).

Рисунок 5. Эскиз жесткой конструкции крепления оптического датчика Другая типичная паразитная составляющая 0.5-го порядка часто наблюдается из-за неудовлетворительной регулировки давления газов по цилиндрам у четырехтактных ДВС в сочетании с высокоподатливыми муфтами или валопроводами с низкими частотами свободных колебаниями одноузловой формы. На одном из судов эталонный спектр был искажен нестабильной работой цилиндров двигателя, который не был отрегулирован по сле ремонта. Поэтому, появление этой составляющей на торсиограмме можно использо вать для диагностики и повышения качества регулировки распределения нагрузки по ци линдрам двигателя. Этот дефект удалось смоделировать на теоретической спектро грамме по указанному ниже алгоритму.

Применение бесконтактного метода торсиографирования с использованием лазерно го или светового датчика и ленты "зебра" в качестве измерительного элемента требует особой тщательности при наклеивании ленты на выбранный участок валопровода или ва лик. Одним из наиболее важных моментов при наклеивании измерительной ленты на вал является стыковка полос. При недостаточно точной их подгонке в спектре сигнала будет присутствовать составляющая 1-го порядка, амплитуда которой растет с увеличением не точности стыковки.

Расчетные проблемы повышения точности и достоверности измерений. Первая попытка торсиографирования прибором СКАН валов одного из судов окончилась неуда чей в основном из-за неправильного выбора места считывания информации в узле эпюры свободных колебаний. Причиной этого дефекта явилось нарушение очевидного правила обязательного предварительного расчета крутильных колебаний и подготовка испытаний квалифицированными операторами по рекомендациям работы [1]. На основании выпол нения необходимых расчетов было принято и реализовано решение о записи колебаний с торца коленчатого вала, где ожидалась максимальная амплитуда моторной формы коле баний.

Для повышения точности и достоверности оценки развития крутильных колебаний моторной формы при диагностировании демпферов были разработаны алгоритмы и про граммы построения, так называемой, теоретической торсиограммы. Достоверность этого метода подтверждается хорошим согласием теоретической (рис. 6) и фактической (рис.

3) торсиограмм. [2].

а  б  Рисунок 6. а) Теоретическая торсиограмма и б) спектрограмма исследуемых крутильных колебаний Рисунок 7. Экспериментальные и теоретические спектрограммы в районе резонанса 8-го порядка (около 385 об/мин).

Таким образом, был получен способ создания эталонной записи измерений крутиль ных колебаний, который можно использовать при метрологической экспертизе торсио графов. Как было выше отмечено, методика построения теоретической торсиограммы по зволяет имитировать развитие крутильных колебаний при неравномерном распределении нагрузки по цилиндрам двигателя.

Особенно эффективным оказалось применение теоретической торсиограммы при об работке записи с помощью прибора СКАН на фоне существенных помех (рис. 7).

Еще одна расчетная проблема была связана повышением точности оценки резонанс ной частоты колебаний при обработке торсиограмм. Это проблема имеет большое значе ние для проверки погрешности расчета свободных колебаний с учетом влияния случай ных факторов развития колебаний. Ее удалось решить в математическом редакторе MathCAD с помощью оператора Minerr путем нелинейного подбора методом наименьших квадратов параметров заданной нами функции (которая имеет физическую основу). По пытка применить для программирования нашей задачи известное трехпараметрическое уравнение (1) для резонансной вышки оказалась в высшей степени удачной [1].

(1) ( n nr ) +( n nr ) рез Aв = Aст 2 2, где Aст – статическая амплитуда, n и nr - текущая и номинальная частота вращения, - коэффициент динамического усиления при резонансе.

Рисунок 8. Построение резонансной вышки с доверительными границами По новой программе мы не только определяем искомую резонансную частоту и ма тематическое ожидание ее амплитуды, но и коэффициент динамического усиления рез.

Возможно, этот показатель можно рассматривать как одну из характеристик резонанса, ибо он косвенно отражает влияние демпфирования в системе. В программе учитываются некоторые тонкости теории колебаний. Известно, что резонансная частота строго не со ответствует максимальной амплитуде (хотя почти с ней совпадает). Для уточнения этой величины в программе предусмотрено дифференцирование функции динамического уси ления и решение полученного таким образом нового уравнения относительно резонанс ной частоты. Для учета рассеивания экспериментальных точек в программе рассчитыва ются доверительные границы резонансной вышки.

Стендовые исследования свойств торсиографа СКАН [3]. Для выявления причин систематических помех были проведены специальные стендовые испытания торсиографа СКАН при одновременной записи тех же колебаний рабочим радиоторсиографом ЦНИИ им. Крылова с инерционным датчиком. Сравнение результатов измерения торсиографа СКАН с данными прибора ЦНИИ Крылова показало совпадение амплитуд колебаний первого и второго порядков. При стендовых испытаниях было так же подтверждена не возможность непрерывной записи прибором СКАН при изменении частоты вращения в отличие от прибора ЦНИИ Крылова. После проведенных экспериментов и исследований были сделаны следующие выводы:

Прибор дает устойчиво достоверные показания в диапазоне дистанций между лентой и излучателем от 3 до 30 см. При дистанции менее 2 см. запись не производится, что, ви димо, связано с нарушением фокусировки луча. Угол падения луча на ленту не влияет на качество записи при условии штатного срабатывания датчика. При грубой наклейке лен ты в виде «восьмерки», возникает помеха - гармоника второго порядка. Это подтвержда ет требования о тщательной подготовке прибора к испытаниям. Прибор не имеет ограни чений по масштабу записи амплитуд колебаний. Прибор может записывать колебания только при постоянных оборотах и при их изменении наблюдается запись низкого каче ства скачкообразного вида. Это связано с основным недостатком этого прибора – с низ кой частотой импульсов светового потока.

Рисунок 9 Исходная комплектация стенда. 1 – торсиограф ЦНИИ Крылова, 2- диск с «зеброй», 3 – магнит для образования колебаний второго порядка, 4- источник-приемник прибора СКАН для лазерного излучения, 5 – передаточный вал, 6 – электропривод (дрель).

Проведенные испытания позволили сделать вывод о том, что торсиограф СКАН можно применять для измерений крутильных колебаний низкооборотных двигателях на постоянных оборотах при условии корректировки инструкции по его эксплуатации. Для качественных измерений датчик прибора имеет недостаточную частоту прерывания луча всего 0.5-0.8 кГц. Для повышения точности измерения необходимо подобрать датчик с частотой прерывания луча около 40 кГц. Изменения оптического датчика приведет к не обходимости модернизации программного обеспечения торсиографа.

Метрологические проблемы проведения поверок прибора СКАН. В паспорте торсиорафа СКАН 26.01-00-00 [6] сказано, что первичная поверка производится органами Госстандарта РФ не реже одного раза в год, а также после ремонта. Периодическая по верка производится в соответствии с методикой, соответствующей ГОСТ 8.285-78. Уста новлено, что этот ГОСТ называется «Тахометры. Методы и средства поверки», т.е. имеет не совсем понятное условное отношение к торсиографу. В нем имеется ссылка на ГОСТ 21339—82 «Тахометры. Общие технические условия», в котором регламентированы требования к тахометрам различного типа. К ним относятся: магнитоиндукционные, цен тробежные, резонансные, часовые, стробоскопические, электрические (электронные) и пневматические тахометры.

Приведенные данные позволяют сформулировать ряд проблем в области поверок рассматриваемого прибора. Первая проблема связана с периодичностью поверок. Из ана лиза ГОСТ следует, что она составляет один год и должна выполняться в объеме первич ной поверки в Москве, что увеличивает затраты владельца на техническое обслуживание прибора.

Вторая проблема относится к выбору диагностических параметров при поверках.

Судя по ссылке на ГОСТ 8.285-78, проверке подлежит только один параметр торсиографа – погрешность измерения частоты вращения. При этом необходимо применять специаль ные поверочные тахометрические установки, например типа УТ – 05 – 60 с диапазоном воспроизведения частоты вращения 10—60000 об/мин и погрешностью не более ±0,05%.

Семилетний опыт эксплуатации прибора СКАН показывает, что даже такой поверки при бор не подвергался.

Третья и основная проблема вытекает из приведенного выше анализа причин некаче ственной записи прибором СКАН. Это значит, что для торсиографа наибольшее значение имеет контроль частот и амплитуд крутильных колебаний, но никаких указаний на этот счет в паспорте не дается.

Для решения указанной проблемы рекомендуется поставить и решить задачу созда ния образцового стенда, генерирующего эталонные крутильные колебания вала с задан ными частотами и амплитудами. В комплект приборов этого стенда можно включить ка либровочный генератор с частотной модуляцией (например, несущая частота 5000 Гц, частота модуляции – 50 Гц).

1. Ефремов Л.В. Теория и практика исследований крутильных колебаний си ловых установок с применением компьютерных технологий. — СПб.: Нау ка, 2007. — 276 с.

2. Ефремов Л.В., Кудрявцев М.В., Иванов М.Ю. Спектральный анализ помех измерений крутильных колебаний // Науч.-техн. сб. Российского морского регистра судоходства. – Вып. 28. – СПб., 2005.

3. Ефремов Л.В., Кудрявцев М.В., Сергеев К.О. Стендовые испытания опти ческого торсиографа СКАН. Конференция в Мурманске, 2007.

4. Попов А.А. Опыт торсиографирования судовых валопроводов с примене нием современных средств и методов измерений// Науч.-техн. сб. Россий ского морского регистра судоходства. – Вып. 30. – СПб., 2007.

5. Ефремов Л.В., Мадорский Е.З., Кудрявцев М.В., Иванов М.Ю. Особенно сти оптического метода торсиографирования валов судовых энергетиче ских установок // Науч.-техн. сб. Российского морского регистра судоход ства. – Вып. 29. – СПб., 2006.

6. Комплекс универсальны переносной измерительный “СКАН”. ПАСПОРТ 26.01-00- УДК 621.01. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ПРОВЕРКА ЦЕНТРОВКИ СУДОВЫХ ВАЛОПРОВОДОВ МЕТОДОМ ТЕНЗОМЕТРИРОВАНИЯ А.В. Троицкий, А.А. Чернышев, Г.И. Бухарина, О.А. Контиевская ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова», Россия При постройке и в процессе эксплуатации судов возникает необходимость контроля качества центровки валопроводов, т.е. необходимость в определении фактических опорных реакций на подшипниках и изгибных напряжений в валах. Для решения этой задачи был предложен метод контроля качества центровки, заключающийся в измерении посредством тензометрирования изгибных напряжений в пролетах валопровода и дальнейшем расчете на основе измеренных данных опорных реакций на подшипниках. Для проведения таких расчетов была написана программа SBend, вошедшая в программное обеспечение созданного Институтом тензометрического комплекса. Ниже представлена методика расчет опорных реакций на подшипниках валопровода по измеренным изгибным напряжениям, а также приводится пример работы программы SBend.

Представим валопровод в виде неразрезной статически неопределимой балки, расположенной на жестких шарнирных опорах и подверженной действию соответствующих сил веса элементов валопровода и каких-либо других постоянных внешних нагрузок (рис. 1).

Рис. 1. Конструктивная схема валопровода с местами наклейки датчиков и соответствующая ей расчетная схема.

Опорная реакция на каждом подшипнике Ri однозначно определяется перерезывающей силой или изгибающим моментом в сечении на пролёте валопровода за подшипником при условии, что известны все внешние изгибающие нагрузки, действующие на валопровод до этого сечения.

Необходимым условием расчета реакций на подшипниках Ri является выбор точек измерения изгибных напряжений на валопроводе таким образом, чтобы их количество соответствовало количеству подшипников, но при этом на пролете было замерено не более двух точек (рис. 2а). В том случае, когда подшипник рассматривается в виде протяженной опоры, для которой определяется не только равнодействующая реакции Ri, но и осевое смещение координаты точки её приложения si, общее количество точек измерения должно быть увеличено на число протяженных опор и на пролете за протяженной опорой должна располагаться хотя бы одна точка измерения (рис. 2б).

Рис. 2. Варианты выбора точек измерения изгибных напряжений на пролетах валопровода в случае представления подшипников точечными опорами (а) и при наличии протяженной опоры (б).

Кроме того, если слева (со стороны кормы) от контролируемых подшипников располагаются подшипники, реакции в которых определить по каким-либо причинам невозможно или в этом нет необходимости, то левая часть валопровода, содержащая неконтролируемые подшипники, заменяется перерезывающей силой и изгибающим моментом, действующими на правую часть. Для определения перерезывающей силы и изгибающего момента необходимо провести измерения в двух точках на пролете перед первым контролируемым подшипником (рис. 3).

Рис. 3. Выбор точек измерения изгибных напряжений на пролетах валопровода при наличии в расчетной схеме неконтролируемых подшипников.

Таким образом, получив с помощью тензометрирования изгибные напряжения i (изгибающие моменты Mi) в сечениях на пролетах валопровода за каждым i-м подшипником, можно представить валопровод совокупностью статически определимых балок (рис. 4).

Рис. 4. Расчетная схема валопровода в виде совокупности статически определимых балок.

Тогда, зная внешние изгибающие нагрузки, действующие на валопровод, и составив для каждой балки уравнения равновесия, можно определить опорные реакции Ri. При этом уравнения равновесия будут иметь вид:

0... R1 M g 1 M PMq x g 1 xo1 0 0 0... R2 M g 2 M PMq x g 2 xo 1 x g 2 xo 2 0......... =,......

......... (1) Ri M gi M PMqi xgi xo1 x gi xo 2... xgi xoi 0...

...............

......... где xgi, м – координата i-го сечения, в котором проводилось измерение изгибающего момента;

xoi, м – координата i-ой опоры;

Ri, Н – искомая опорная реакция на i-м подшипнике валопровода;

Mgi, Нм – значение амплитуды измеренного изгибающего момента в i-м сечении валопровода;

M PMqi, Нм – сумма внешних моментов, а также моментов от внешних сил и весовых нагрузок, действующих на участок валопровода от x = 0 до x = xgi.

В случае протяженного подшипника необходимо определять не только равнодействующую опорной реакции на подшипнике, но и координату точки её приложения. Для этого требуется производить измерение изгибных напряжений ещё в одном сечении на пролете за каждым протяженным подшипником. Тогда система (1) должна быть дополнена соответствующими уравнениями.

Например, при рассмотрении первой опоры валопровода, как протяженной, система уравнений (1) будет иметь вид:

... R1 M g 11 M PMq xg 11 xo1 1 0...... R1s1 M g12 M PMq xg 12 xo1 1 0... M g 2 M PMq x g 2 xo1... R 1 x g 2 xo 2... =, (2)............

............

R M M x x i gi PMqi 1 x gi xo 2... x gi xoi...

gi o............

............ где Мgij, Нм и xgij, м – значение амплитуды измеренного изгибающего момента и координата сечения, в котором проводилось его измерение;

при этом индекс i означает номер опоры, на пролёте за которой проводилось измерение (в данном случае i = 1), индекс j=1, 2 – номер точки измерения на каждом конкретном пролёте;

si, м – осевое смещение точки приложения опорной реакции на подшипнике относительно заданной координаты xoi.

Таким образом, решив систему уравнений (1) или (2), можно определить опорные реакции на подшипниках валопровода. Данные формулы были реализованы в указанной выше программе SBend, которая осуществляет обработку измеренных данных и расчет на их основе опорных реакций на подшипниках.

Порядок работы с программой SBend следующий:

обработка результатов измерений изгибных напряжений в пролётах валопровода;

задание параметров расчетной схемы валопровода;

расчёт опорных реакций на подшипниках и построение эпюр перерезывающих сил и изгибающих моментов.

Подробнее каждый этап рассмотрим на примере работы программы.

С помощью тензометрического комплекса были проведены измерения изгибных напряжений валопровода с целью контроля нагрузок на дейдвудные подшипники.

Ввиду протяженности дейдвудных подшипников для них определялись не только величины равнодействующих опорных реакций, но и координаты точек их приложения. Поэтому после каждого подшипника было замерено по 2 точки.

Измерения производились на стапеле при медленном провороте валопровода.

Результаты измерений были записаны с помощью программного обеспечения тензометрического комплекса в текстовые файлы по одному на каждую измеряемую точку.

На первом этапе работы программы SBend проводится обработка результатов измерений с целью определения амплитуд изгибающих моментов в замеренных сечениях. Для этого на странице «Обработка результатов измерений» рабочего окна программы открываются файлы с результатами измерений в каждом сечении и задаются для каждого сечения его координату и момент сопротивления изгибу. В окне программы строится график процесса и выводятся амплитудные значения изгибного напряжения и изгибающего момента.

Окно программы с результатами обработки замеренных в третьем сечении данных показано на рис. 5.

Рис. 5. Окно программы SBend с результатами обработки измеренных изгибных напряжений.

После получения амплитудных значений изгибающих моментов во всех точках необходимо перейти на страницу «Расчет реакций на подшипниках». Здесь на странице «Исходные данные» осуществляется ввод параметров расчетной схемы валопровода, т.е. задаются координаты расположения подшипников, их тип (в данном случае оба подшипника представляем протяженными опорами) и параметры весовых нагрузок.

Окно программы с введенными исходными данными и построенной по ним расчетной схемой изображено на рис. 6.

Рис. 6. Страница «Исходные данные» рабочего окна программы SBend.

При переходе на страницу «Результаты расчета» осуществляется расчет равнодействующих опорных реакций на подшипниках и координаты их приложения, строятся эпюры перерезывающей силы и изгибающего момента в валопроводе, а также вычисляются значения перерезывающей силы и изгибающего момента в заданных сечениях. Окно программы с результатами расчета представлено на рис. 7.

Рис. 7. Окно программы SBend с результатами расчета опорных реакций на подшипниках валопровода.

Полученные результаты в данном случае использовались для оценки загруженности подшипников. Полученные нагрузки оказались больше минимально допустимых, что обеспечивает нормальную работу подшипников.

В целом же полученные с помощью программы SBend результаты могут быть использованы:

для оценки нагрузки на подшипники валопровода;

для определения фактического положения опор валопровода в вертикальной плоскости;

для оценки прочности валов.

УДК АНАЛИЗ РЕЗУЛЬТАТОВ ТОРСИОГРАФИРОВАНИЙ МДК СЭУ СУДОВ ТИПА «АТЛАНТИК 333» ПОСЛЕ ЗАМЕНЫ ГЛАВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ.

Сергеев К.О., Жуков А.С.

Мурманский государственный технический институт Периодические процессы, происходящие в судовых двигателях внутреннего сгорания, способны вызывать крутильные колебания в судовом валопроводе. Для предотвращения разрушения элементов валопровода от резонансных напряжений при крутильных колебаниях, всеми классификационными обществами предусматриваются расчетные и экспериментальные исследования для предотвращения опасных последствий этого явления.

В соответствии с требованиями Российского морского регистра судоходства расчеты крутильных колебаний валопровода машинно – движительного комплекса (МДК) судна должны выполнятся:

1. при проектировании нового судна;

2. при проектировании нового агрегата;

3. при изменениях в валопроводе, проведенных на серийном судне или агрегате в случаях: установки двигателя другой марки или той же марки, но с повышенным наддувом или другим чередованием вспышек или с другой конструкцией коленчатого вала или с поршнями из другого материала.

Расчеты крутильных колебаний, как правило, представляются в составе документации технических проектов в Главное управление Регистра (ГУР). Согласно правилам Регистра, кроме расчетов, должно проводится контрольное торсиографирование МДК судна с целью подтверждения расчетов и внесения необходимых корректировок в крутильную схему судна для уточнения реальных напряжений в элементах валопровода.

Если на вновь проектируемом судне используется пропульсивная установка аналогичная одобренной ранее, то расчеты крутильных колебаний, выполненные для судна-прототипа, по согласованию с Регистром, могут быть распространены на вновь проектируемое судно.

В настоящее время появилось мнение (и практика), что вполне достаточно расчета крутильных колебаний и нет необходимости в проведении экспериментальных измерений крутильных колебаний. Результаты практических испытаний опровергают это мнение.

Ниже приводятся результаты контрольных торсиографирований трех судов типа «Атлантик-333»: СТМ МИ-0617 «Персей-4», СТМ М-0079 «Бутес», СТМ М- «Витязь». На них была проведена замена главных двигателей 8ЧН 20/26 производства фирмы SKL на двигатели 6ЧН 20/28 (6L20) фирмы Wartsila. с частотой вращения об/мин. Все суда конструктивно идентичны, на всех судах перед заменой двигателей были заменены упругие муфты, входящие в состав пропульсивного комплекса.

МДК судов типа «Атлантик-333» состоит из двух главных двигателей, редуктора TKG2-0350, валогенераторов переменного и постоянного тока, винта регулируемого шага.

В состав МДК входят пять упругих муфт: три в редукторе - упругие элементы в пневматических разобщительных муфтах KAE -180 главных двигателей (участки на крутильной схеме 9-10 и 29-28) и в муфте валопровода KUS-350 (участок 19-18) и две упругие муфты на приводах валогенераторов (участки 13-12 и 25-24). Как видно из рисунка 1 МДК имеет разветвленную и довольно сложную крутильную схему.

Торсиографирования всех судов проводились по одинаковой программе на швартовных режимах работы, датчик прибора крепился на переднем конце коленчатого вала. Результаты контрольных торсиографирований представлены в Таблице 1.

Прежде всего следует отметить, что ряд расчетных форм колебаний с частотами:

240, 717, 852, 2495, 3599 кол./мин. не был зафиксирован совсем. Причины этого явления подробно объяснены в [1]. Далее видно, что расхождение в частотах резонансных колебаний (экспериментальных и расчетных), превышающие допустимые значения по правилам Регистра, встречаются для различных частот свободных колебаний - как для низких «муфтовых» форм, так и для высокочастотных многоузловых. Расхождение в частотах колебаний достигает 15% от расчетной частоты колебаний, а в отдельных случаях, с учетом разных знаков отклонения, и еще больше.

Рисунок 1 – Крутильная схема МДК судов типа «Атлантик»-333 после замены главных двигателей Более того, расхождение в частотах резонансных колебаний (экспериментальных и расчетных) могут быть и на одном судне для разных двигателей и достигать значений 5-6%.

Эти отклонения, как было выяснено после корректировки расчетных схем, к перегрузкам элементов валопровода не приводили и их можно считать не существенными. Но, при торсиографировании машинно – движительного комплекса МИ- 0617 «Персей-4», в районе номинальных оборотов были обнаружены колебания четырехузловой формы частотой 1464 / 1494 колебаний в минуту (соответственно для первого и второго двигателя). Эти колебания возбуждаются полуторным порядком частоты вращения, и их резонанс находится практически на номинальной частоте вращения (996 и 976 об./мин.). При работе на резонансе существенно возрастают нагрузки на упругую муфту КАЕ-180 и, особенно, на муфту В-1000 валогенератора переменного тока. При анализе теоретического расчета крутильных колебаний, выполненного фирмой WARTSILA, была обнаружена подобная форма колебаний для режима полного шага с подключенным валогенератором. Частота ее составляет колебаний в минуту, т.е. на 8-10 процентов меньше и ни о каких перегрузках речи не идет. На других судах также отмечается не совпадение расчетной частоты для этой формы с фактически замеренными частотами, но оно значительно меньше.

Повторное торсиографирование, проведенное с вала валогенератора, в конечном итоге показало, что нагрузки на муфту хоть и близки к предельным, но не превышают их. Но постоянная работа в около резонансной зоне однозначно сокращает ресурс как муфты В-1000 так и муфты КАЕ-180.

Более высокая частота колебаний указанной формы, полученная при замере, как и отклонение других резонансных частот, может быть следствием большей жесткости элементов крутильной схемы - упругих муфт, характеристики которых имеют большой разброс. Несомненно, следует учитывать и нелинейность их характеристик, что представляет определенные трудности при выборе исходных для расчета данных Неудачным представляется и порядок работы цилиндров главных двигателей.

При такой заклинке кривошипов сумма возбуждающих моментов полуторного порядка является большей, чем для других вариантов заклинки коленчатого вала Выводы Невозможность в полной мере учета характеристик упругих муфт, наличие их существенной нелинейности может привести к не соответствию расчетных данных фактическим значениям частот и амплитуд крутильных колебаний. При не благоприятном стечении обстоятельств, это может привести к тяжелым последствиям.

Проведенный анализ результатов измерения крутильных колебаний на трех судах одного типа позволяет сделать вывод о необходимости контрольных измерений крутильных колебаний при модернизации судовых энергетических установок.

Литература 1. Ефремов Л.В Теория и практика исследования крутильных колебаний силовых установок с применением компьютерных технологий. СпБ, Наука 2007, С Таблица 1- Результаты торсиогрфирований МДК Частота Частота Частота Частота Частота Частота Частота Частота колебаний колебаний колебаний колебаний колебаний колебаний колебаний колебаний 4 узл.

2 узл. 2 узл. 4 узл. 7 узл. 7 узл. 8 узл. 8 узл. 1, 0,5 порядок. 0,5 пор 1,5 порядок 6 порядок 6 порядок 6 порядок порядок порядок (замеренная) (расчетная) (замеренная) (замеренная) (расчетная) (замеренная) (расчетная) (расчетная) М-0074 ГД№1 480 1422 5420 «Витязь» 427 1341 5180 ГД№2 495 1381 5338 Расхождение ГД№1 +11% +6% +4,5% -3,8% частот, % ГД№2 +15% +3% +3% -5,4% М-0617 ГД№1 432 1494 «Персей 4» 427 5180 ГД№2 480 1464 Расхождение ГД№1 +1,2% +10,8% -9% +11,5 % частот, % ГД№2 +11% +6,4% -12,6% +9,2 % М-0079 ГД№1 419 1428 5430 «Бутес» 427 1341 5180 ГД№2 396 1423 5406 Расхождение ГД№1 -1,9% +6,5% +4,8% -15,3% частот, % ГД№2 -7% +6% +4,3% -14,1% СПОСОБ ОЦЕНКИ ДИНАМИЧЕСКОЙ ПОДАТЛИВОСТИ НЕСУЩЕЙ СИСТЕМЫ СТАНКА Серков Н.А., Мерзляков А.А.

Институт машиноведения им. А.А. Благонравова РАН Динамическая податливость [1] является одной из основных характеристик несу щей системы станков, определяющих точность и производительность последних.

Для экспериментальной оценки динамической податливости необходимо прикла дывать к испытуемому механическому звену нормированное силовое воздействие, созда ваемое внешними генераторами (ГСВ). В качестве ГСВ наиболее широко применяются электродинамические и электрогидравлические вибровозбудители, создающие силовые воздействия гармонического типа, а также ГСВ импульсного типа, в частности, электроп невмоударники или измерительные молотки. Общим при использовании всех перечислен ных ГСВ является необходимость применения двух или более канальных систем сбора данных, поскольку требуется одновременная регистрация внешнего силового воздействия и реакций на него звена. Последнее существенно увеличивает затраты на проведение ис следования. Кроме того, использование в производственных условиях указанных выше типов ГСВ не всегда возможно из-за их значительных массогабаритных показателей.

В настоящей работе рассмотрены особенности двух способов создания силового воздействия на исследуемое звено, позволяющее оценить динамическую податливость несущей системы станка.

Первый способ реализует возбуждение гармонических колебаний исследуемого звена при размещении на нем шпиндельного узла с оправкой со смещенным центром масс (дисбалансом). Изменение дисбаланса и скорости вращения оправки позволяет менять амплитуду и частоту гармонического воздействия в широких пределах. Особенностью способа является то, что возбуждающая сила действует в плоскости, перпендикулярной оси вращения шпинделя. Амплитуда возбуждающей силы определяется F = m2, где m – сосредоточенная масса оправки, - скорость вращения, - эксцентриситет.


Частотный диапазон силы F определяется максимальным значением и допусти мым уровнем силы, прикладываемой к исследуемому звену в динамическом режиме. Для высокоскоростных шпинделей диапазон может достигать 300 – 400 Гц [2].

При данном способе возбуждения динамическая податливость - W определяется как отношение амплитуды колебания (перемещения) звена на данной частоте к амплитуде возбуждающей силы F. Достоинством способа является гармонический характер и ста бильность силы F, зависящей только от неравномерности вращения оправки. Очевидно, что квадратичная зависимость силы F от скорости вращения оправки накладывает ограни чение на амплитуду и частоту силы, как при малых, так и больших скоростях вращения для оправки с постоянными массой и смещением центра масс. В частности при низких скоростях вращения шпинделя с оправкой амплитуда силы F может оказаться недостаточ ной для выявления особенностей колебаний звена, а при высоких скоростях – амплитуда силы может превысить допустимый уровень нагрузок на него. Поэтому на практике при ходиться использовать несколько оправок с различными массами и расположением центра масс для различных амплитудных и частотных диапазонов силы F. Процедура сбора ин формации для оценки динамической податливости во всем диапазоне исследуемых частот является трудоемкой операцией. Поэтому в ряде случаев целесообразно применять второй способ возбуждения колебаний звена ступенчатым силовым воздействием, которое реали зуется резким снятием со звена предварительной нагрузки в виде статической силы. При этом возбуждение собственных колебаний происходит строго в направлении нагрузки – разгрузки приложенной статической силы.

Для силового воздействия типа «идеальная единичная ступень» известно аналити ческое представление спектра, имеющее вид [3]:

AF=1/, где AF и - соответственно амплитуда и частота силовой гармоники.

На практике удобно представлять ступенчатое воздействие с экспоненциально из меняющимся фронтом. В этом случае спектр имеет вид F = 1 + ( / )   ,  где = 2,3/tфа и tфа – соответственно коэффициент и длительность активного фронта нарастания-спада силы (приложенной нагрузки).

В свою очередь, время tфа определяется как tфа = 0,8 tф, где tф – длительность фронта нарастания - спада приложенной нагрузки.

На практике длительность фронта силового воздействия можно определять по длительности переднего фронта сигнала ускорения, испытываемого звеном при прило жении или снятии силы. В качестве примера на рис. 1, а) приведены собственные колеба ния шпинделя, а на рис. 1, б) – его ускорение при снятии статической силы (ступенчатого воздействия), равной 500 H.

Рассмотренные способы формирования силовых воздействий были использованы для получения характеристик динамической податливости несущей системы станка с па раллельной структурой типа «гексапод».

  а) б) Рисунок На рис. 2, а) приведены характеристики динамической податливости Wyy, при «ступенчатом» -1 и гармоническом -2 силовом воздействии на несущую систему станка.

Для сравнения там же показана податливость Wyy при статическом режиме нагружения – 3. (Wyy – динамическая податливость, измеренная в направлении приложенного силового воздействия).

Из рис. 2 а) видно, что несущая система станка имеет резкое увеличение динамической податливости Wyy (снижение динамической жесткости) на частоте 17,5 Гц.

Результаты оценки динамической податливости, полученные двумя способами силового возбуждения, имеют хорошую сходимость.

а) б) Рисунок Следует отметить, что способ ступенчатого возбуждения в отличие от гармониче ского, позволяет определять поперечную динамическую податливость Wyx.

График Wyx показан на рис. 2 б), из которого видно, что динамическое взаимо влияние координат гораздо сильнее (в 20 раз), чем в статическом режиме (прямая – 2).

Выявленный эффект важен для понимания причин возникновения «вибрационного следа»

при определенных режимах резания на обрабатываемой поверхности, как результата ко лебательного движения платформы Гауфа – Стюарта, несущей шпиндель.

Литература 1. Кудинов В.А. Динамика станков.-М.: Машиностроение, 1967.–368с.

2. Мерзляков А.А., Серков Н.А., Сироткин Р.О. Экспериментальные исследова ния динамических свойств станка с параллельной кинематикой //Проблемы машиностроения и надёжности машин – 2008. - № 1. - С.98-102.

3. Ицхоки Я. С. Импульсные устройства. – М.: Изд. «Советское радио», 1959. 728 с.

УДК 621.822.6, 658. ГРНТИ 55.01.81, 55.03.05, 55.03. ДИАГНОСТИКА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ФАЗОХРОНОМЕТРИЧЕСКИМ МЕТОДОМ Кудрявцев Е. А.

МГТУ им. Н.Э. Баумана Ключевые слова: диагностика;

подшипник качения;

дефекты подшипника;

жизненный цикл;

вибродиагностика;

фазохронометрический метод;

сценарий развития.

Выпуск отечественной промышленностью подшипников качения (в дальнейшем - подшипников) низкого качества связан сегодня с качеством металла и отсутствием измерительной и диагностической аппаратуры необходимого метрологического уровня. Доминирующие сегодня методы вибродиагностики функционирующих подшипников и их опор в силу многих причин не могут обеспечить этот уровень ни на стадии производства, ни на стадии эксплуатации. Предлагается использовать для диагностики подшипников качения фазохронометрический метод, разрабатываемый в МГТУ им. Н.Э. Баумана и обеспечивающий требуемый метрологический уровень.

PHASE-CHRONOMETRIC METHOD OF BEARINGS DIAGNOSTICS Вearings letting out by the domestic industry and accompanying documents have poor quality owing to metal quality and absence of measuring and diagnostic equipment of necessary metrological level. Dominating today vibration diagnostics functioning bearings and their supports cannot provide owing to many reasons this level neither at a manufacture stage, nor at an operation stage. The phase-chronometric method of bearings diagnostics of BMSTU named Bauman providing necessary metrological level is offered.

Качество подшипников качения, выпускаемых отечественной промышленностью во многом определяется качеством используемых металлов и точностью применяемых в процессе производства измерительных средств, а на выходе заводской сборки – качеством и точностью испытательной и диагностической аппаратуры.

Многочисленные примеры отказов подшипников качения в подшипниковых узлах ответственных изделий, наличие скрытых дефектов, большой разброс ресурса однотипных подшипников, а также засилье предложений импортной продукции на отечественном подшипниковом рынке говорят о серьезных трудностях, которые испытывает отрасль.

Наблюдается серьезное техническое и технологическое отставание от зарубежных аналогов и производителей. По данным [1] только 10% отечественных подшипников дорабаты вают до окончания проектного срока службы.

Анализ показывает, что основная проблема сегодня состоит в том, что отрасль в принципе не может обеспечить требования машиностроения по точности и качеству выпускаемой продукции из-за отсутствия качественного металла для изготовления элементов подшипника и несоответствия этим требованиям метрологического уровня используемого на производствах измерительного и диагностического оборудования. В этой связи и прилагаемая к подшипникам сопроводительная документация зачастую также не отражает реального качества продукции, и отражает лишь некие средне взвешенные данные, полученные на основании выборочного производственного контроля. Такая же ситуация складывается и в диагностике функционирующих подшипников и подшипниковых опор из-за отсутствия средств надлежащего метрологического уровня для оценки их текущего состояния.

Не вдаваясь в подробности анализа и описания недостатков тех или иных используемых сегодня измерительных и диагностических средств достаточно привести реальную потребность в разработке новых методов диагностики и диагностического оборудования одного из крупнейших отечественных подшипниковых заводов – Волжского подшипникового завода, предложенную на проработку в МГТУ им. Н.Э. Баумана:

1. Разработка методов и средств ранней диагностики состояния подшипников и узлов.

2. Измерительно-сортировочное оборудование.

3. Оборудование для определения скрытых дефектов в подшипниках диаметром более 300 мм.

4. Разработка специальных приборов для диагностики работы подшипниковых узлов.

5. Возможность использования встроенных датчиков в подшипниковые узлы, в том числе железнодорожные, для мониторинга работы подшипников в режиме реального времени.

6. Разработка специальных приборов для диагностики работы подшипниковых узлов (для нужд службы сервиса ЕПК).

Это документ охватывает достаточно широкий спектр измерительного и диагностического оборудования за исключением, пожалуй, оборудования входного контроля используемых материалов.

Как следует из предложения, предприятию необходимо новое оборудование двух основных назначений:

1. Измерительно-сортировочное оборудование и оборудование для определения скрытых дефектов. Оно требуется для изготовления и сортировки готовых ПК. Такое оборудование может быть использовано и в цехах заводов-производителей ПК на производственных линиях и операциях выходного контроля, и на заводах потребителях готовой продукции на операциях входного контроля перед постановкой подшипников в опоры, и для проверки качества монтажа подшипников в опоры изделий.

2. Диагностическое оборудование функционирующих подшипников и подшипни ковых опор различного назначения, для их диагностики, мониторинга ресурса, аварийной защиты, организации современного ремонтного обслуживания по фактическому состоянию.

Оба направления взаимосвязаны, так как относятся к одному изделию на разных стадиях его жизненного цикла: изготовлению и эксплуатации. В этой связи встает естественный вопрос целесообразности использования одних и тех же измерительных и диагностических средств на протяжении всего жизненного цикла подшипника.


Реализация такой возможности с помощью современных информационно метрологических технологий имеет большие преимущества, т.к. позволяет не просто сопровождать жизненный цикл подшипника, но и иметь живую информацию с этапа эксплуатации, вносить необходимые коррективы в его разработку, и оперативно улучшать его технические характеристики. Но для этого требуется оборудование достаточно высокого метрологического уровня. В первую очередь это касается обнаружения и устранения дефектов изготовления элементов подшипника и его заводской сборки.

Анализ показывает, что при всей простоте конструкции подшипника, даже однорядный серийный шариковый или роликовый подшипник на этапе изготовления может иметь более 20 значимых кинематических ошибок геометрических размеров (дефектов) отдельных элементов (наружного и внутреннего колец, их дорожек, элементов вращения и сепаратора), качества и шероховатости обработки контактирующих поверхностей и т.д. Эти дефекты, полученные даже в пределах разрешенных допусков, остаются в подшипниках, множатся после заводской сборки и монтажа в опору и, в конечном счете, становятся причиной разрушения подшипника, а зачастую и крупных аварий. Особую роль играет качество используемого металла и его термообработки. На важность этого прямо указывает авторитетный источник [2], сообщающий, что, при различной степени металлургической загрязненности стали (в допустимых стандартом пределах!), средняя долговечность подшипников в выпущенной партии может колебаться в 5 раз, а максимальная контактная или усталостная долговечность работы подшипника до усталостного выкрашивания материала, отличается от минимальной в 50 - 100 раз!

Собранный таким образом подшипник поступает на выборочный контроль, который по своей сути допускает прохождение потребителю некачественной продукции, а используемые для выходного контроля существующие вибродиагности ческие средства, работающие в частотном диапазоне до 11 кГц по пороговым значениям встроенных баз данных, обеспечивают сегодня только выбраковку заведомого брака, не дают индивидуальных характеристик конкретного подшипника, не обеспечивают выявление скрытых дефектов и требуют серьезного совершенство вания.

Указанные выше этапы жизненного цикла подшипника, включающие изготовление и выходной контроль, существенно важны тем, что именно здесь закладывается надежность его дальнейшей работы в изделии. На эти этапы приходится самый низкий уровень имеющегося сегодня на предприятиях отрасли метрологического оборудования. Уровень относительных погрешностей линейных измерений при метрологическом обеспечении производства и эксплуатации объектов машиностроения сегодня не опускается ниже 1·10 %. Это резко контрастирует с уровнем метрологического обеспечения научных исследований, который достигает снижения относительных погрешностей измерений до уровня 1·10-10 % и ниже.

Именно здесь, наряду с улучшением качества используемого металла и его термообработки, в первую очередь лежит резерв повышения качества изделий отрасли.

Создание метрологического и диагностического оборудования обеспечивающего повышение уровня относительных погрешностей измерений производства уже может дать скачек повышения качества выпускаемых отечественных подшипников.

После этапов транспортировки и хранения, которые зачастую также добавляют определенное количество дефектов, присущих именно этому периоду, подшипники устанавливаются в подшипниковые опоры изделий. Этап монтажа подшипника в опору является чуть ли не самым ответственным моментом для его дальнейшего нормального функционирования в изделии. Этот процесс хорошо изучен и описан в технической литературе, и разные источники сообщают, что на долю монтажа приходится привнесение до 40% всех дефектов подшипника на момент пуска его в эксплуатацию, и зачастую, наравне с дефектами смазки, именно он определяет основные причины выхода подшипников из строя.

Диагностика функционирующих подшипников качения сегодня осуществляется несколькими методами, доминирующим из которых является вибродиагностика и ее разновидности, работающие в диапазоне от нескольких герц до 500 кГц. На сегодняшний день это и единственный способ создания автоматизированных систем диагностики, определения остаточного ресурса и аварийной защиты подшипниковых опор в изделиях. Несмотря на большое количество разработок в этой области, они обладают рядом недостатков, которые сужают круг возможностей вибродиагностики, а в ряде случаев делают ее применение просто невозможной. Классическим примером здесь является нерешенность этим способом проблемы диагностики подшипников буксовых опор тележек отечественного рельсового транспорта с буксовыми подшипниками отечественного производства. Проблематично зачастую также использование вибродиагностических систем для диагностики полного жизненного цикла подшипников и их опор вследствие трудности доступа к ним, отсутствия устойчивых диагностических признаков в течение всего жизненного цикла и сложности обработки полученной информации.

Тем не менее, многочисленные вибродиагностические исследования функциони рования подшипников позволили установить общие закономерности зарождения и развития дефектов и с достаточной достоверностью нарисовать общий сценарий разрушения подшипника, который может служить ориентиром при построении системы диагностики. Это: зарождение дефекта в одном из самых нагруженных элементов подшипника – развитие этого дефекта до некоторого критического значения – последовательное разрушение от него контактирующих элементов подшипника, – совместное разрушение подшипника, которое всегда идет по самым слабым местам. В зависимости от параметров подшипников и условий их эксплуатации могут наблюдаться лишь различия в длительности этапов и интенсивности процессов в них, но общая картина развития не меняется [3]. При этом все источники говорят о необходимости максимально раннего обнаружения зарождения дефектов.

В работе самого ходового радиального шарикового, или роликового ПК присутствуют всего 5 элементов: внешнее кольцо, внутреннее кольцо, комплект шариков (роликов), сепаратор, смазка. Поэтому, несмотря на значительное количество возможных вариантов, причин и инициаторов разрушения подшипника, количество мест их зарождения конечно и предсказуемо, и все они происходят по сценарию, описанному выше. Это значит, что они поддаются системному анализу, который предполагает использование математических моделей для оценки поведения подшипников в тех или иных эксплуатационных ситуациях, и учитывающих при этом особенности их изготовления и сборки на заводах. И раннее выявление зарождающихся дефектов, появление которых неразрывно связано с дефектами производства и заводской сборки подшипников, здесь должно сыграть одну из важнейших ролей.

Именно это положено в основу нового фазохронометрического метода (ФХМ) диагностики подшипников качения, разрабатываемого в МГТУ им. Н.Э. Баумана [4].

Метод основан на равномерном квантовании по уровню измеряемой переменной величины (достигнутое значение фазы или угла поворота с дискретизацией по времени). Дискретизация по времени реализуется регистрацией моментов достижения равномерно распределенных границ интервалов значений фазы или угла отклонения.

Применительно к подшипнику качения метод строится на измерении интервалов времени, или фаз прохождения одних элементов качения относительно других (колец, элементов вращения относительно друг друга и сепаратора) и анализе их вариаций вследствие появления и развития тех или иных дефектов элементов подшипника и воздействия внешних факторов. Сегодня этот метод уже обладает относительной погрешностью измерения не хуже 5·10-4 % и есть резерв ее уменьшения.

Практическая задача диагностики подшипника ФХМ способом на протяжении его жизненного цикла сводится к нахождению и мониторингу совокупности диагностических признаков, максимально полно описывающих функционирующий подшипник в фазохронометрическом представлении на протяжении всего его жизненного цикла, и построения соответствующей электронной измерительно вычислительной системы слежения. На первом этапе разработки ФХМ система должна включаться в работу на стадии пуска подшипника в эксплуатацию и сопровождать его до момента изъятия из эксплуатации. В дальнейшем предполагается ее включение уже на стадии выходного и, по возможности, пооперационного производственного контроля, с тем, чтобы определенные диагностические признаки каждого выпуска емого подшипника записывались уже на стадии производства и служили его выходной фазохронометрической характеристикой.

Обратимся к рисунку 1, на котором схематично представлен жизненный цикл подшипника. В таблице 1 ниже приведены наиболее характерные дефекты, свойственные тому или иному этапу жизненного цикла подшипника, а так же разрушающие факторы, наиболее присущие этапам эксплуатации. Всего по разным источникам можно идентифицировать около ста таких дефектов и факторов.

Износ 100% Полное разрушение подшипника Ресурс I II III IV V VI VII t Рисунок 1- Жизненный цикл подшипника качения и подшипниковой опоры На рисунке указаны этапы жизненного цикла подшипника:

I – производство и заводская сборка подшипника;

II – транспортировка и хранение;

III – монтаж в опору;

IV – период эксплуатации до начала разрушения;

V – начало разрушения;

VI – период аварийной работы вплоть до разрушения;

VII – работа опоры с разрушенным подшипником.

Предлагаемый фазохронометрический метод предполагает оценку фактического состояния функционирующего подшипника на протяжении всех этапов его жизненного цикла. На рисунке 1 выделены две ключевые точки 1 и 2. Эти точки соответствуют моменту выхода подшипника с завода изготовителя (точка 1) и моменту запуска подшипника в эксплуатацию после монтажа в опору (точка 2).

Постоянство измерения фактического состояния фазохронометрической системой предполагает измерение фактического состояния и в этих контрольных точках. То, что мы имеем в подшипнике, выходящем с завода, есть его изначальное фактическое состояние, а в точке 2 – его фактическое состояние с учетом привнесения дефектов монтажа. И задача ФХМ системы распознать и зафиксировать эти состояния в виде некоего количества устойчивых диагностических признаков. С них должны стартовать и выстраиваться все последующие тренды, дающие представление о состоянии подшипника в любой момент эксплуатации, и на основании которых должен строиться прогноз его остаточного ресурса и момент изъятия из эксплуатации вследствие естественного износа, или аварийной остановки.

Таблица 1 - Идентификация дефектов подшипника по стадиям жизненного цикла и разрушающие факторы Этап Стадия жизненного цикла Идентификация дефектов подшипника по подшипника стадиям жизненного цикла и разрушающие факторы I Производство элементов и - дефекты материалов заводская сборка - дефекты термообработки - кинематические ошибки изготовления деталей - дефекты сборки (перекосы, царапины и проч.) II Хранение и - коррозия элементов подшипника транспортировка до места - деградация материалов вследствие старения установки в при длительном хранении подшипниковую опору - механические дефекты и повреждения при транспортировке III Монтаж в подшипниковую - неуравновешенность опору - отклонения от соосности и перекосы - увеличенные зазоры - относительные смещения элементов подшипника - механические повреждения элементов подшипника IV Эксплуатация - несоответствующая смазка - разгерметизация подшипника или опоры - нагрузка подшипника V Интенсивное развитие - скорость вращения дефектов - попадание влаги Предаварийное состояние - попадание грязи VI Разрушение подшипника - повышенная вибрация подшипникового узла Аварийное состояние - случайные механические нагрузки (удары) VII Работа опоры с разрушенным подшипником.

Для описания фактического состояния подшипника в точке 1 в фазохрономе трическом представлении в МГТУ им. Н.Э. Баумана создается специальный исследовательский стенд, на котором предполагается получение диагностических признаков, которыми в дальнейшем можно будет оперировать при построении системы диагностики подшипника качения. С его помощью предполагается создать фазохронометрический образ подшипника, и определить, какие индивидуальные свойства нам удастся заложить в понятие его фактического состояния, насколько они будут коррелировать с его реальным состоянием, какие изначальные дефекты производства там удастся отразить и записать.

Монтаж также является ключевым моментом жизненного цикла подшипника и помечен на рисунке 1 цифрой 2. С момента завершения монтажа подшипник приобретает новое фактическое состояние в фазохронометрическом представлении и переходит в динамический режим диагностики. В дальнейшем необходимо следить за движением всей совокупности признаков, строить на этой основе тренды их изменения и выдавать с требуемой периодичностью необходимые оценки на исполнительные органы, и, по выбору, на визуальные средства ФХМ системы или экспертные органы заказчика. И здесь, как и в случае точки 1, необходимо определить исходное фактическое состояние выбранной совокупности параметров с учетом реальных и возможных дефектов монтажа. С этого момента начнется основной рабочий тренд фактического состояния подшипника, который будет сроиться на протяжении всего дальнейшего ЖЦ и учитывать многие факторы, включая все возможные условия эксплуатации и их различные вариации.

Для апробации предлагаемого фазохронометрического метода начаты работы по диагностике редуктора и буксовых подшипников качения вагонной тележки пригородного электропоезда производства ОАО «Демиховский машиностроительный завод» и подшипников электродвигателя и редуктора вагонной тележки вагона метро производства ОАО «Мытищинский машиностроительный завод». Завершение работ предполагается к концу 2012 г.

Список использованных источников.

1 Костюков В.Н., Науменко А.П. Практические основы виброакустической диагностики машиностроительного оборудования: Учебн. Пособие (Под ред. В.Н.

Костюкова). Омск: Изд-во ОмГТУ, 2002, 108 с.

2 Подшипниковые узлы современных машин и приборов. Энциклопедический справочник под ред. В.Б. Носова, М.: Машиностроение, 1997, С. 305.

3 Русов В.А. Спектральная вибродиагностика, Пермь: Вибро-Центр, 1996, 235 с.

4 Киселёв М.И., Пронякин В.И. Фазовый метод исследования циклических машин и механизмов на основе хронометрического подхода//Измерительная техника.

2001. №9. С.15-18.

УДК: 62- ИССЛЕДОВАНИЕ МЕТРОЛОГИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК БЕСКОНТАКТНОГО МЕТОДА ИЗМЕРЕНИЯ КОЛЕБАНИЙ КОМПРЕССОРНЫХ ЛОПАТОК А.А.Равин Санкт-Петербургский государственный морской технический университет, Россия К числу наиболее напряженных элементов корабельного газотурбинного двигате ля относятся рабочие лопатки первых ступеней осевых компрессоров, находящихся во время работы двигателя в сложном напряженном состоянии вследствие воздействия центробежных сил и вибраций лопаток.

Для обеспечения длительной и надежной работы ГТД необходима организация вибромониторинга лопаток во время стендовой отладки опытных образцов двигателей и испытаний серийных машин, а также во время их эксплуатации. Наиболее пригоден для этого бесконтактный дискретно-фазовый метод (ДФМ). Суть его заключается в том, что на корпусе машины устанавливают бесконтактные датчики (обычно индукци онные), выдающие импульсные сигналы при прохождении мимо них вершин лопаток и специальных меток, закреплённых на роторе (рис.1).

Рисунок 1 – Схема размещения датчиков на корпусе осевого компресора Многократно измеряя временные интервалы между сигналами датчиков, оцени вают амплитуду перемещений вершины лопатки по разнице наибольшего и наимень шего интервалов.

Преимущества этого метода: минимальная конструктивная доработка машины и высокая надёжность бесконтактных датчиков.

Целью данной работы явилось исследование влияния на точность измерений та ких факторов, как частота вращения ротора, асимметрия колебаний лопаток и крат ность частоты вращения и частоты колебаний.

В качестве инструмента исследования была применена компьютерная програм ма, моделирующая бесконтактные измерения и обработку результатов в соответствии с алгоритмом ДФМ. Алгоритм модели включал следующие этапы:

• ввод конструктивных параметров (радиальное расстояние от оси вращения до вершины лопатки – R, мм;

угловое смещение метки на роторе относительно ло патки –, градусов;

частота вращения ротора – n, об/мин.);

• вычисление окружной скорости вершины лопатки – V мм/с;

• анализ амплитудно-частотной характеристики лопатки и определение фактиче ской амплитуды колебаний вершины лопатки – А, мм;

• выбор времени измерения и вычисления количества замеров;

• определение начальной фазы колебаний (заданием определённого значения или генерацией случайной фазы);

• запуск модели и накопление массива измеренных интервалов;

• ранжирование массива и выделение крайних интервалов – Tmin и Tmax ;

• вычисление измеренной амплитуды колебаний:

Аизм. = (Tmax - Tmin )·V·10-6, мм (1) • вычисление относительной погрешности –, % На первом этапе испытаний анализировалось влияние частоты вращения рото ра на относительную погрешность измерения амплитуды колебаний лопатки. Получен ные результаты свидетельствуют о том, что при изменении частоты вращения от об/мин до 8000 об/мин относительная погрешность измерений увеличивается с 1,4% до 2,9%. Это объясняется тем, что относительная погрешность пропорциональна отноше нию абсолютной погрешности измерения разности временных интервалов к истинному значению этой разности.

Временные интервалы измеряются путём подсчета количества тактовых импуль сов между сигналами бесконтактных датчиков. Поэтому абсолютная погрешность оп ределяется частотой тактового генератора (в нашем случае -10МГц) и от частоты вра щения не зависит. Истинное же значение разности временных интервалов, с увеличе нием частоты вращения уменьшается, что и приводит к увеличению относительной по грешности.

На втором этапе испытаний анализировалось влияние асимметрии колебаний лопатки на относительную погрешность ДФМ.

Асимметрия колебаний приводит к тому, что все измеренные интервалы, и в том числе крайние, изменяются на одну и ту же величину. Метод использует не абсолют ные значения интервалов, а их разность, которая от асимметрии не зависит. Поэтому асимметрия колебаний лопаток на точность измерения их амплитуды не влияет.

На третьем этапе испытаний анализировалось влияние кратностей частот на точность ДФМ. Колебания называются кратными, если отношение частоты колебаний и частоты вращения выражается дробью, у которой числитель и знаменатель являются целыми числами. Рассмотрим ряд частных случаев.

Кратность, равная единице, соответствует точному совпадению частоты колеба ний и частоты вращения. При такой кратности вершина лопатки при каждом обороте ротора будет проходить мимо датчика, находясь в одном и том же положении (т.е. в одной и той же фазе). При этом все измеренные интервалы будут иметь одно и то же значение, и разность крайних значений окажется равным 0. Нулевой окажется и изме ренная амплитуда, а относительная погрешность будет равна –100%. Такая же картина будет наблюдаться и при любой другой целой кратности.

При дробных кратностях картина более сложная. При К=1/2. Такая кратность оз начает, что на одном периоде колебаний лопатки мы получим 2 измерения её положе ния, а на последующих оборотах ротора картина будет повторяться. Как это скажется на результатах? Результат измерения в этом случае будет зависеть от того, в какой фазе колебаний находится лопатка в момент первого прохождения мимо датчика. Сначала рассмотрим два крайних случая:



Pages:     | 1 |   ...   | 2 | 3 || 5 | 6 |   ...   | 11 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.