Исследование изменений иммунного статуса у лиц, проживающих в условиях химического загрязнения тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 14.03.09, кандидат медицинских наук Голубков, Александр Викторович

• Голубков, Александр Викторович
• кандидат медицинских наук
• 2011

Оглавление диссертации кандидат медицинских наук Голубков, Александр Викторович

ВВЕДЕНИЕ

1 ОБЗОР ЛИТЕРАТУРЫ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ:

Г. 1.Обзор работ, посвященных исследованию вибрациифоторных систем.

1.2.Обзор методов и технических средств для диагностикишодшипников качения

Г.З.Обзор методов и средств контроля рабочей поверхности шарикоподшипников

1.4.0писание объекта исследованиями постановка задачи* 34'

2. РАЗРАБОТКА МОДЕЛИ ВЖРАЩ® ПОДП1ИПНИКА.

2.1 .Анализ изменения деформаций тел качения подшипника от макрогеометрии элементов.

2.2.Анализ спектральных характеристик изменения жесткости подшипника от макрогеометриш элементов с учетом, неоднородности; упругих свойств колец.

2.3.Анализ спектральных характеристик сил вынуждающих вибрацию подшипника в зависимости от макрогеометрии элементов и неод-нородностиупругих свойств.

2.4.Модель расчета вибрации роторной системы с опорами качения

3. ВЛИЯНИЕ ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИХ СВОЙСТВ НА РЕЗОНАНСНЫЕ РЕЖИМЫ*И ИЗНОС ОПОР КАЧЕНИЯ. ПРОГНОЗИРОВАНИЕ РЕСУРСА РАБОТЫ

3.1 .Расчет собственных частот роторной системы с опорами качения

3.2.Анализ параметрических резонансов роторной системы с опорами качения

3.3.Диагностика опор качения роторных систем

3.4.Влияние неоднородности физико-механических свойств материалов элементов шарикоподшипников на возникновение областей интенсивного износа

3.5.Прогнозирование ресурса работы подшипников качения

4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ.

4.1. Описание и анализ конструкции установки для оценки неоднородности физико-механических свойств материала колец подшипников. Результаты измерений

4.2. Результаты анализа неоднородности упругих свойств колец подшипников

4.3. Описание и анализ конструкции установки для измерения вибрации подшипников. Результаты измерений 105 4.4 Результаты расчета вибрации шарикоподшипников с учетом неоднородности физико-механических свойств материалов элементов 108 ЗАКЛЮЧЕНИЕ 126 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 128 ПРИЛОЖЕНИЕ А Методика расчета собственной вибрации шарикоподшипников с учетом неоднородности физико-механических свойств материалов 137 ПРИЛОЖЕНИЕ Б Методика прогнозирования ресурса работы электродвигателя

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Исследование изменений иммунного статуса у лиц, проживающих в условиях химического загрязнения»

Актуальность работы: В соответствии с Постановлением Правительства. Российской Федерации от 29 января 2007 г. N 54 о федеральной целевой программе "Национальная технологическая, база!1 на 2007 - 2011 годы" необходимо обеспечить технологическое развитие отечественной промышленности на основе создания и внедрения прорывных ресурсосберегающих, экологически безопасных промышленных технологий для производства конкурентоспособной наукоемкой продукции. Основными задачами программы, являются* создание новых передовых технологий и оборудования, необходимого для их реализации, а также методик и моделей, позволяющих подтвердить эффективность разработанных технологий. К частным задачам можно отнести дальнейшее повышение точности, надежности и долговечности механизмов, приборов и машин, продление ресурса эксплуатации систем и оборудования; увеличение ресурса двигателей и т.д.

Роторные системы, как правило, составляют основу основ двигателей, машин и механизмов. Виброактивность снижает точностные характеристики функций, выполняемых роторной системой, и качество работы механизма в целом, а также влияет на надежность системы, ресурс ее работы.

Виброактивность является результатом взаимодействия элементов роторной системы и во многом определяется их технологическими погрешностями изготов ления отдельных элементов. Надежность подшипников во многом зависит от точности изготовления элементов на стадии производства, от дефектов элементов, возникающих в процессе функционирования, а также от свойств материала, из которого изготовлены элементы подшипника. Неоднородность, физико-механических свойств материала колец подшипника в совокупности с неточностью их изготовления приводит к значительному повышению виброактивности роторной системы, увеличению динамических нагрузок и как следствие к снижению ресурса работы. В сложных многороторных системах неоднородность физико-механических свойств колец подшипника способствует возникновению зон интенсивного износа на дорожках качения отдельных опор качения и как следствие, к преждевременному выходу из строя этих систем. Наличие неоднородности физико-механических свойств колец подшипника способствует перемещению главных зон параметрического резонанса в рабочий диапазон частот вращения роторных систем, что отрицательно сказывается на износе опор качения и приводит их к разрушению.

Необходимо отметить, что в настоящее время практически отсутствуют методы контроля неоднородности упругих свойств колец, а также методики и модели расчета вибрации шарикоподшипников, алгоритмы прогнозирования технического состояния роторных систем, содержащих опоры качения, с учетом неоднородности физико-механических свойств материала их элементов. В связи с этим разработка методов контроля физико-механических свойств опор качения, а также методик, алгоритмов и моделей расчета виброактивности роторных систем с учетом этих свойств приобретает большую актуальность.

Настоящая диссертационная1 работа отличается от защищенных ранее тем, что в ней впервые разработан вибрационный метод контроля физико-механических свойств материала элементов опор качения роторных систем, расчет вибрации и прогнозирование ресурса роторных систем проводится' с учетом фактора неоднородности физико-механических свойств элементов опор качения.

Цель шзадачи исследований. Целью данной диссертационной работы является разработка вибрационного метода контроля неоднородности физико-механических свойств материалов опор качения, алгоритма и модели расчета собственной вибрации с учетом размерных и физико-механических свойств материала их элементов для повышения ресурса работы роторных систем.

Достижение поставленной цели связано с решением следующих основных задач:

1. Разработка математической модели расчета гармоник вынуждающих сил, вибрационных характеристик шарикоподшипника, обусловленных неоднородностью физико-механических свойств материалов тел качения, а также макрогеометрией колец шарикоподшипника и разноразмерностью шариков.

2. Исследование влияния физико-механических свойств материалов шарикоподшипниковых опор роторных систем на их вибрационные характеристики.

3. Исследование влияния макрогеометрии колец и неоднородности физико-механических свойств материалов шарикоподшипниковых опор роторных систем на возникновение резонансных режимов с целью их исключения.

4. Исследование влияния неоднородности физико-механических свойств поверхностей тел качения шарикоподшипниковых опор роторных систем на возникновение областей интенсивного износа подшипников с целью их исключения.

5. Разработка вибрационного метода контроля физико-механических свойств материала элементов шарикоподшипников.

6. Разработка методики прогнозирования ресурса работы роторных систем с учетом физико-механических свойств материала опор качения.

7. Проведение экспериментальных исследований с целью подтверждения адекватности разработанного метода.

Методы. исследования. В основе разработанного метода контроля физико-механических свойств элементов опор качения лежат аналитические выражения теории упругости. Основным методом исследования, примененным в-данной работе, является метод математического моделирования. Анализ пространственных перемещений колец шарикоподшипника и ротора системы, проводился с помощью методов теоретической-механики, теории упругости и прикладной матема-.тики (метод дифференциальных уравнений, метод матриц,, метод последовательных приближений). При анализе резонансных режимов и для-исключения вибрации использованы, положения теории устойчивости. При исследовании влияния различных факторов на вибрацию шарикоподшипников были применены методы планирования экспериментов. Математический аппарат моделирования вибрации базируется на теории нелинейных систем, матричной алгебре и численных методах вычисления.

Научная новизна представляемой диссертационной работы заключается в следующем:

1) Разработанная математическая- модель расчета спектральных характеристик изменения- жесткостей, возмущающих сил, вибрации шарикоподшипников с учетом неоднородности свойств материала и макрогеометрии его элементов позволяет анализировать вибрацию шарикоподшипника и роторной системы на стадии проектирования, оценивать динамические нагрузки, износ и ресурс работы.

2) Установлено, что неоднородность физико-механических свойств материала рабочей поверхности шарикоподшипников способствует как расширению спектра вибрации (появлению высокочастотных составляющих), так и увеличению общего уровня виброактивности.

3) Теоретически доказано, что именно неоднородность упругих свойств материала колец шарикоподшипника способствует увеличению числа и расширению зон параметрического резонанса роторных систем, увеличивает вероятность попадания рабочих режимов в зоны неустойчивости и может вызывать повышенный износ элементов качения и снижение ресурса работы.

4) Установлено, что в многороторных системах неоднородность физико-механических свойств материала шарикоподшипниковых опор способствует возникновению областей интенсивного износа.

5) Разработан алгоритм и методика расчета вибрации шарикоподшипника с учетом неоднородности конкретных характеристик материала и размерных параметров его элементов.

6) Впервые введен параметр £ количественной оценки степени неоднородности физико-механических свойств материалов шарикоподшипника.

На защиту выносятся следующие положения:

1) Вибрационный метод контроля неоднородности физико-механических свойств материала элементов шарикоподшипника.

2) Математическая модель, расчета спектральных характеристик изменения; жесткостей, возмущающих сил, вибрации шарикоподшипников, учитывающая физико-механические свойства материала,- макрогеометрйю колец,. разноразмерность шариков; режимы работы и условия;нагружения;

3) Механизм возникновения областей интенсивного износа в опорах качения многороторных систем при наличии неоднородности физико-механических свойств материала элементов шарикоподшипников.

4) Методики расчета вибрации шарикоподшипников и прогнозирования ресурса работы роторных систем, в основе которой лежит модель расчета вибрации опор качения.

5) Программное обеспечение, позволяющее проводить расчет собственной вибрации шарикоподшипников с учетом неоднородности физико-механических свойств материала шарикоподшипников, макрогеометрии колец, режимов работы и условий нагружения. Практическаященность работы:

1) Разработанный вибрационный: метод контроля физико-механических свойств материалов шарикоподшипников является эффективным инструментом для повышения ресурса работы опор качения. Использован в методике ЗАО «ВПЗ» по стендовым испытаниям М.В.9001.8.2.4.0027.070;

2) Разработанные алгоритмы и методики расчета вибраций и прогнозирования ресурса работы электродвигателей позволяют на этапе проектирования получать дополнительную информацию для расчета надежности подшипника с учетом параметров опор качения, включая физико-механические свойства, макрогеометрию элементов качения, а также режимы работы, и условия нагружения. Результаты использованы при выполнении научно-исследовательской работы. «Разработка программ, методик, технических средств для ускоренных испытаний и индивидуального прогнозирования ресурса бесконтактных электрических двигателей постоянного тока ДБ25-11-6»: отчет о НИР (заключительный)/Санкт-Петербургский гос. универ. аэрокосм, приборостр. (СПб ГУАП); рук. А.А.Ефимов; № ГР 01200805474; Инв. № 02200903268. СПб., 2008. 113 с.

3) Анализ механизма возникновения областей интенсивного износа позволяет ограничивать неоднородность физико-механических свойств шарикоподшипниковых опор многороторных систем для увеличения их жизненного цикла.

4) Разработано программное обеспечение, позволяющее проводить расчет собственной вибрации шарикоподшипников с учетом неоднородности физико-механических свойств и макрогеометрии элементов шарикоподшипников.

Реализация результатов работы:

1) Вибрационный, метод контроля позволяет оценивать степень неоднородности характеристик рабочей поверхности колец и формировать исходные данные для моделирования вибрации и для определения ресурса работы. Реализован в рабочей инструкции ЗАО «ВИЗ» по порядку контроля виброакустических характеристик подшипников качения И.В.9001.8.2.4.0087.416, в методике ЗАО «ВИЗ» по стендовым испытаниям М.В.9001.8.2.4'.0027.070.

2) На основе созданной математической модели разработана компьютерно-моделирующая система, которая позволяет:

- проводить исследования по оценке влияния физико-механических свойств, материалов и макрогеометрии элементов шарикоподшипников на спектральные характеристики вибрации при различных режимах на-гружения, а, следовательно, определить оптимизированные режимы его работы.

- снизить затраты времени и средств за счет предварительного моделирования работы проектируемой роторной системы,без организации натурных испытаний.

3) Компьютерно-моделирующая система внедрена в учебный процесс ГОУВ-ПО ГУАП для проведения цикла лабораторных работ «Исследование влияния различных параметров шарикоподшипников на их виброактивность», а также материал использован при чтении лекций по курсам «Проектирование средств контроля и диагностики», «Программное обеспечение средств контроля и диагностики»

4) Разработанная программа компьютерного моделирования используется в

ЗАО "Вологодский подшипниковый завод" (г.Вологда)

Апробация. Основные материалы работы были представлены, обсуждены и получили положительную оценку на:

• III Международном симпозиуме «Аэрокосмические приборные технологии», (2-4 июня 2004г., г. Санкт-Петербург);

• Четвертой международной конференции «Приборостроение в экологии и безопасности человека» (1-3 февраля 2004, ИТМО, г. Санкт-Петербург);

• Восьмой научной сессии ГУАП (11-15 апреля 2005 г., г. Санкт-Петербург);

• Научной сессии ГУАП (10-14 апреля 2006 г., г. Санкт-Петербург); 8

Завалишинские чтения "07" (9-13 апреля 2007 г., ГУАП, Санкт-Петербург);

• Завалишинские чтения "08" (7-14 апреля 2008 г., ГУАП, Санкт-Петербург);

Завалишинские чтения "09" (6-10 апреля*2009 г., ГУАП; Санкт-Петербург).

Завалишинские чтения "10" (16-20апреля 20010т., ГУАП, Санкт

Петербург).

Публикации.,По теме диссертации опубликовано 18 печатных работ, в том числе 2 статьи в журналах, рекомендованных ВАК для публикации основных научных результатов диссертации на соискание ученой степени кандидата наук.

Структурами объем работы. Диссертационная-работа состоит из введения, четырех глав, иллюстрированных рисунками и таблицами, заключения, 2 приложений и списка литературы.

Заключение диссертации по теме «Клиническая иммунология, аллергология», Голубков, Александр Викторович

Выводы

Неоднородность физико-механических свойств создает благоприятные условия для формирования локальных дефектов контактирующих элементов шарикоподшипников за счет многократного изменения знака скорости вектора возмущающего воздействия и формирования зон интенсивного износа. В связи с большим количеством гармоник и сложностью определения фаз гармоник возмущения, вызванных неоднородностью, практически невозможно получить оптимальный вариант, для которого характерен равномерный износ контактирующих поверхностей. Поэтому необходимо стремиться к производству шарикоподшипников из однородных по своей структуре материалов.

3.5 Прогнозирование ресурса работы подшипников качения

Техническое состояние шарикоподшипников в работающем механизме определяется изменением вибрации лу, моментов трения Мтр, нагрузок 0>у и других параметров. Характер их изменения, а также ресурс работы подшипника определяется износом его рабочих элементов и смазки в зоне контакта. Изучение закономерностей износа и разрушения смазки позволяет прогнозировать изменение динамических характеристик подшипников и оценивать их параметрический ресурс.

При износе трущихся поверхностей изменяются их размеры. В результате исследований определены следующие факторы, влияющие на износ контактирующих поверхностей подшипников: динамические нагрузки в контактах; скорости проскальзывания трущихся поверхностей; состояния контактирующих поверхностей, характеризующиеся твердостью, шероховатостью, способом обработки, свойствами материала, толщиной и видом смазочного слоя. Износ контактирующих поверхностей, состояние которых одинаково, возрастает с увеличением нагрузки С> и скорости проскальзывания о. В работах /83,85/ показано, что уравнение износа трущихся поверхностей (узлов трения-УТ) можно представить в виде = I0{t,Q, и),

3.34) где г - размер трущихся поверхностей; t - время.

Характер изменения размеров элементов подшипников во времени показан на рисунке 3.5.1 [94]. Весь период работы элементов можно разбить на три временных интервала I — III: приработки, равномерного и ускоренного износа. Первый и третий интервалы являются сравнительно кратковременными и характеризуются увеличенной скоростью износа /0 (рисунок 3.5.2) [94]. Период равномерного износа соответствует нормальной эксплуатации, при этом параметр /о практически не зависит от времени, что позволяет представить уравнение (3.34) следующим образом:

3.35) т шо где I = - приведенное значение скорости износа или интенсивности износа. О I U

II

III t

Рисунок 3.5.1 - Изменение износа элементов подшипника во времени у2>У. р2, У2 г, V, о

Рисунок 3.5.2 - Зависимость интенсивности износа от времени наработки

Определим нагрузку действующую в зоне контакта рабочих элементов подшипников. Распределение давления в зонах непосредственного контактирования рабочих поверхностей элементов определяется выражением [14,42] где Р (ф) - стационарное давление;

Р(ф, х, 1:) - давление, обусловленное относительными вибрационными перемещениями рабочих элементов подшипников;

Р(\|/ч, г, V) — давление, обусловленное дефектами формы и локальными дефектами рабочих поверхностей подшипников;

Ртах(ф) - максимально достижимое давление в стационарных условиях; \|/ч - угловое положение рабочего элемента подшипника (Я - номер элемента).

Стационарное давление Р(ф) характеризует статическую нагрузку Рст(ф) на подшипник. Статическая нагрузка определяется:

Р (ф, У|/ф х, И) = Р(ф) + Р(ф, х, 0 + Р(фч> г, 1) - Ртах(ф), (3.36) где Мр - масса ротора, кг; = 9,81 м/с - ускорение свободного падения;

О - дисбаланс ротора, кг м; со — угловая скорость ротора, рад/с.

Давление, обусловленное относительными вибрационными перемещениями элементов подшипников, характеризует вибрационную нагрузку Рв„бР (х, 0, которая определяется[38]: где хь О, - амплитуда и частота ( = 2л£) [ -ой составляющей амплитудно-частотного спектра вибрации УТ.

Виброперемещения, могут быть определены теоретически или экспериментально. Теоретически виброперемещения определяются путем решения системы уравнений гдеМк, Мр - матрицы, характеризующие инерционное свойство соответственно корпуса и ротора изделия, содержащего подшипники; Хк, Хр — векторы виброперемещений корпуса и ротора; в, С — матрицы, соответственно,* демпфирующих и жесткостных параметров изделия;

ДХ) — вектор возмущающих сил.

Экспеиментальное определение виброперемещений в подшипнике производится^ использованием виброизмерительной аппаратуры. При этом вибрация*измеряется на корпусе изделия, содержащего исследуемый подшипник.

Максимально достижимое давление в стационарных условиях определяет величину максимальной несущей способности N смазки, которая может быть определена как теоретически, так и экспериментально.

Величина N определяет режим работы подшипника. Если N > Рст+Рвибр — контакт между рабочими поверхностями элементов отсутствует, при №<Рст+Рвибр происходит прорыв смазочного слоя, начинается контактирование рабочих поверхностей.

Весь ресурс работы подшипника можно разделить на три периода: работа в гидродинамическом режиме, контактно-гидродинамическом и контактном. Первый режим работы характеризуется отсутствием контакта между рабочими поверхностями элементов и является наиболее предпочтительным для функционирования. В этом режиме несущая способность смазки уравновешивает динамическую нагрузку на подшипник. Второй режим характеризуется периодическими

3.38)

МкХ* + 0(Хк - Хр) + С(Хк - Хр) = т МрХр - О(Хк - Хр) - С(Хк - Хр) = -т

3.39) прорывами смазочного слоя, обусловленными тем, что при определенных угловых положениях элемента подшипника динамическая нагрузка на превышает максимальную несущую способность, которую может обеспечить смазочный слой. Чаще всего, в эксплуатационных условиях подшипники работают именно в этом режиме, хотя- он является менее предпочтительным, чем гидродинамический. Третий, контактный режим работы- характеризуется прорывом смазочного слоя-и наличием контакта между рабочими поверхностями элементов и не обеспечивает требуемый ресурс их работы.

Процесс контактирования оценивается функцией [92]

Прорывы смазочного слоя, как следует из формулы (3.40), происходят в момент времени, когда динамическая нагрузка на подшипник, определяющаяся суммой статической и вибрационной нагрузок, превышает несущую способность смазочного слоя. Рассмотрим эти силы.

Изменениями статической* нагрузки, происходящими', например, в результате флуктуаций угловой-скорости вращения изделия, содержащего подшипники, можно пренебречь, и тогда Рст = const. В течение некоторого достаточно продолжительного времени функционирования подшипника величина несущей способности его смазочного слоя остается практически постоянной: TVs const.

Вибрационная нагрузка.на подшипник в течение некоторого времени работы изделия характеризуется постоянным действующим (эффективным) значением Рвибр> однако по своей природе вибрационная нагрузка зависит от величин рабочих зазоров, макрогеометрии колец, локальных дефектов колец, формирующихся со временем в силу неоднородной структуры материала.

При Рст + Рвибр < N в момент времени t*, когда вибрационная нагрузка достиА гает своих максимальных (пиковых) значений Peu6p(t ), таких, что А *

Рст + Рвибр {t ) > N, будут происходить прорывы смазочного слоя подшипника. Динамическая нагрузка в зоне прорыва смазочного слоя, определяется пиковым значением[41]:

Длительность действий этой нагрузки определяется длительностью контактирования рабочих поверхностей элементов УТ, которая оценивается функцией контактирования

Арст+Рвибр ~n}=< приРст+Рвибр > N; 0 приРст+Рвибр <N. (з.40)

Q{t*) = Pcm +Peu6p{t*)-N.

3.41) т е- — , Т где т - суммарная длительность контактирования за период наблюдения; Т- период наблюдения.

Численное значение функции, контактирования' определяется экспериментально с помощью устройства диагностики параметров »контактирования / 92 / по соответствующей методике и лежит в пределах 0 < е < 1.

Эффективное значение пиковой динамической нагрузки на подшипник в зоне прорыва смазочного слоя определяется как [37]: I д 271 А л б = {[Рст + Рвибр (Ф) - Щ-е [Рсе + Рвибр (ф) -Щ-с1ч> о и практически может быть рассчитано по формуле

Л Л б = [Рст+Рвибр-ЛПе, (3.42) где функция контактирования е определяется экспериментально с помощью устройства диагностики параметров контактирования в установившемся режиме работы УТ и осредняется во времени в связи с периодическим характером контактирования.

При Рст + Ршбр > N смазочный слой в УТ прорывается, контактиронвание его элементов становится практически постоянным. Однако и в этом,случае возможно е<1 , что наблюдается в моменты времени, когда вибрационная нагрузка

Л Л принимает свои минимальные значения Рвибр такие, что Рст + Рвибр > N. При Рст + Рвибр > N расчет эффективного значения пиковой динамической нагрузки также осуществляется по формуле (3.42), т.е. по наихудшему возможному случаю, что в итоге дает запас в определении прогноза ресурса работы подшипника по их износу.

Касание контактирующих тел, когда при отсутствии внешней прижимающей силы (0=0) соприкосновения тел происходит в одной точке, называется точечным контактом. При точечном контакте площадка контакта представляет собой эллипс, большая /а/ и малая /Ь/ полуоси которого могут быть рассчитаны по формулам [75] а = па 3

21Р, и

-!—(.-г.

Е\ Е2 у

О ; (3.43) ь = "Ьъ\

Г1-Е?, 1-вг

Ел Е~,

V 1 2 у

Я, (3,44) где па, пь - параметры, зависящие от кривизны поверхностей элементов подшипника и определяемые, например, по таблице 3.1 справочника [75]; ^Рц ~ сумма м главных кривизн соприкасающихся тел в начальной точке касания; Ех,Е2,£1,г2 модули упругости и коэффициенты Пуассона контактирующих тел.

Распределение давления' р на эллиптической площадке контакта определяется по формуле [90]

Р = Рол11-1- -\=г > (3-45)

Л2 Г \2 Х'у а Ъ у где ро - давление в центре площадки контакта; хь х2 - координаты произвольной точки эллиптической площадки контакта (ось XI направлена по большой оси эллипса, ось Хг по малой).

Давление р0 в центре площадки максимально и рассчитывается по формуле

Ро=Щ, (3-46) I где 8=тгаЬ- площадь контакта.

Предложим, что износостойкость материалов рабочих элементов УТ различна и изнашивается менее твердое тело, причем лунка износа представляет собой полуэллипсоид вращения. Полуосями этого эллипсоида является: а, Ь, Аг, где а , Ъ рассчитывается по формулам (3.43, 3.44)), а А г представляет собой максимальную глубину лунки износа менее твердого тела УТ.

Тогда объем V продукта износа можно рассчитать как объем полуэллипсоида вращения по формуле

У=% жаЪ Аг (3.47)

Перейдя в формуле (3.2) к приращениям и выразив из формулы (3.47) изменение глубины Аг лунки износа через объем удаленного за время At материала, получим выражение для интенсивности износа[41] ЗУ 1

2тгаЪ А ОМ

3.48) где б определяется по формуле (3.42),

А1 - интервал времени, за который произошло увеличение глубины износа на величину Аг.

Как следует из формулы (3.48), для определения интенсивности износа материалов УТ необходимо наличие данных об объеме удаленного, материала; потребовавшегося для этого времени, модулях упругости и коэффициентах Пуассона контактирующих тел, кривизне соприкасающихся поверхностей^ статической нагрузке на УТ, амплитудно-частотном спектре вибрации УТ, несущей способности смазочного слоя и функции контактирования.

По известной интенсивности? установившегося износа материала, имея информацию о количестве продуктов: износа;, поступивших в смазку за известное время АЬ действия: известных динамических нагрузок; можно; рассчитать изменение геометрических параметров узла трения, произошедшее за время Д1:. Порядок расчета представлен в методиках диагностики и прогнозирования.

Изменение геометрических параметров УТ, обусловленное их износом влечет за собой увеличение собственной вибрации изделия, смещение его центра масс и увеличение трения в опорах, что ведет к уменьшению точности изделия и снижение-ресурса работы;

Алгоритм^ прогнозирования ресурса работы узлов трения, а значит и роторной системы, в* целом представлен на рисунке 3.5.3 [41 ]. Алгоритм4 позволяет определять параметрический ресурс^ то есть диапазон времени, в течение которого макрогеометрия опор качения не превышает порогового значения (Приложение Б). Он включает в себя разработанные математические модели расчета деформаций,, жесткостных характеристик, возмущающих сил и вибрации (Приложение А)

Рисунок 3.5.3 - Алгоритм прогнозирования ресурса работы шарикоподшипника

4 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ

4.1 Описание и анализ конструкции установки для оценки неоднородности упругих свойств колец подшипников.

Для проведения экспериментальных исследований по определению неоднородности физико-механических свойств (упругих свойств) зоны контакта на рабочих поверхностях колец подшипников, как одну из важнейших физико-механических характеристик, был создан макет экспериментального прибора на базе Р-123 (прибор контроля радиального зазора подшипников).

В основе оценки упругих свойств лежало измерение перемещения шарика при изменении нагрузки на величину АР. Это перемещение пропорционально деформации в точках контакта кольца с шариком. Нагрузки Р0 и АР выбирались исходя из действующих осевых нагрузок. Конструкция прибора для проведения исследований приведена на рисунке 4.1.1 [45].

Работа прибора заключается в следующем. .На оправку 1 устанавливается кольцо 2 (внутреннее), которое закрепляется путем поджатия шайбы 3 гайкой 4. В контакт с измеряемой точкой кольца подводится шарик 5 посредством' рычага 6, неподвижно соединенного со штангой 7, которая передает на шарик от грузов через систему рычагов начальную нагрузку Р0. Измерительная система 8, представляющая собой индуктивный датчик перемещения ПКТ-01 с электронным блоком Микрон-02, имеющий точность измерения 0.01 мкм, определяет положение шарика относительно прибора.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате проведенных исследований разработан метод контроля неоднородности физико-механических свойств колец шарикоподшипников, решена научно-техническая задача разработки математической« модели расчета вибрации шарикоподшипников и прогнозирования их технического состояния в составе роторных систем различной степени сложности с учетом этих свойств.

К основным выводам работы можно отнести следующие:

1. Разработанный вибрационный метод контроля неоднородности физико-механических свойств материала элементов шарикоподшипника, позволяет оценивать неоднородность упругих свойств колец шарикоподшипников на стадии опытного производства.

2. Разработанная математическая модель расчета спектральных характеристик изменения жесткостей, возмущающих сил, вибрации шарикоподшипников позволяет анализировать виброактивность роторной системы на стадии проектирования, оценивать динамические нагрузки, износ опор качения и ресурс работы.

3. Разработанные методика, алгоритм и программное обеспечение расчета вибрации шарикоподшипника базируется на полученной модели и позволяет проводить расчеты виброактивности с учетом неоднородности физико-механических свойств материала его элементов, точности изготовления, режимов работы и условий нагружения.

4. Разработанная методика прогнозирования ресурса работы электродвигателей позволяет ограничивать параметры неоднородности физико-механических свойств материала рабочих поверхностей шарикоподшипников, учитывать макрогеометрию колец, режимы работы и условия нагружения для достижения заданного ресурса.

5. Существенная неоднородность физико-механических свойств материала опор качения приводит к возникновению областей интенсивного износа и значительному росту числа зон параметрического резонанса, их расширению и перекрытию при увеличении степени неоднородности, а также способствует перемещению их в рабочий диапазон частот вращения роторной системы.

Список литературы диссертационного исследования кандидат медицинских наук Голубков, Александр Викторович, 2011 год

1. A.c. 1487633 СССР; МКИ2 G 01 МЛ3/04. Устройство для индивидуальной диагностики узлов трения электроприводов / В.А.Голубков, А.В.Кулаков, А.К.Явленский и др. (СССР). № 4352345// Открытия. Изобретения. 1989:№ 25. 4 с.

2. A.c. 1620881 СССР, МКИ2 G 01 М 13/04. Устройство для-диагностики подшипников качения/ В.А.Голубков, А.В.Робертов, Т.Т.Шарафудинов и- др. (СССР). № 4636674// Открытия. Изобретения. 1991. № 2. 4 с.

3. A.c. 1744561 СССР, МКИ2 G 01 МЛ3/04. Устройство для.диагностики подшипников- качения / В:А.Голубков, В.П.Рузанов, Т.Т.Шарафудинов и др. (СССР). № 4782032// Открытия. Изобретения. 1992. № 24. 4 с.

4. Аникеев, Г.Н. Нелинейные колебания ротора с учетом гироскопического эффекта диска / Г.Н.Аникеев, Э.Б.Сильвестров // Машиноведение.1971. № 1. С. 3-10.

5. Атступенас, Р.В. Вопросы динамики прецизионного жесткого ротора в-упругих подшипниках качения: автореф. дис. .канд.техн.наук : 1970/ Атступенас Р.В. Каунас, 1970. 24 с.

6. Баранов, И.А. Влияние осевой нагрузки на величину вибрации, создаваемой^ шарикоподшипниками / И1А.Баранов//Изв. вузов. Сер. Приборостроение. 1967. -Известия ВУЗов, Приборостроение, 1967. Т.10. № 12. С. 63-65.

7. Баранов, И.А. Влияние перекосов колец на осевую вибрацию* радиально-упорных шарикоподшипников/ И.А.Баранов// Подшипниковая- промышленность. 1971. №3. С. 20-24.

8. Барков, A.B. Возможности нового поколения систем мониторинга и диагностики/А.В.Барков //Металлург. 1998. №1 i.e. 31-33.

9. Барков, A.B. Диагностирование и прогнозирование состояния подшипников качения по сигналу вибрации/А.В.Барков// Судостроение. 1985. № 3. С. 21-23.

10. Барков, A.B. Мониторинг и диагностикароторных машин по вибрации/ А.В.Барков, Н. А.Баркова, А.Ю Азовцев. СПб.: Изд. АО В ACT. 1997. 101с.

11. Болотин, В.В: Динамическая устойчивость упругих систем / В.В. Болотин. Ml: Гостехиздат. 1956. 320 с.

12. Болотов, Б.Е., Маринин В.Б. Влияние некоторых факторов на виброхарактеристику радиального-шарикоподшипника/ Б.Е.Болотов, В.Б .Маринин// Подшипниковая промышленность. 1969;. №4. С.11-168.

13. Брозголь, И.М1 Влияние доводки рабочих поверхностей колец на уровень вибрации подшипников/ И.М. Брозголь// Сб. науч. тр: / Специнформацентр ВНИПП. 1962. № 4. С. 62-74.

14. Вальдман, А.П., Томашунс И'.А. О параметрическом резонансе ротора на.роликовых подшипниках/ А.П.Вальдман, И.А. Томашунс// Известия Академии наук Латвийской ССР. Сер. физ.и техн.наук. 1966. № 3. С. 86-91.

15. Вибрациями вибродиагностика судового электрооборудования/ А.А.Александров, А.В; Барков, Н.А.Баркова, В.А. Шафранский. Л.: Судостроение. 1986. 170 с.

16. Вибрации^ в технике: Справочник/ под ред. В.В.Болотина; Машиностроением., 1978: 201 с.

17. Вибрации подшипников / Под ред. K.M. Рагульскиса; Минтис. Вильнюс., 1974. 95 с.

18. Виткуте, А.Э.Диагностика технического состояния подшипников качения/ А.Э.Виткуте, К.Н.Рагульскис, А.Д.Юркаускас// Сб.докл. Всесоюзного симпозиума/Каунас. 1972. С.85-94.

19. Волков, П.Д. Волнистость желобов наружных колец и влияние на вибрацию шариковых радиальных подшипников/ П.Д.Волков, H.H. Герасимова// Сб.тр. ВНИПП. 1961. № 3(27). С.106-115.

20. Воронециий, Б.Д. Магнитный шум трехфазных асинхронных короткозамкну-тых электрических двигателей/ Б.Д.Воронециий, Э.Р. Кучер. Л.: Госэнергоиздат. 1957. 239с.

21. Гантмахер, Ф.Р. Теория матриц/ Ф.Р Гантмахер. М.: Наука. 1966. 320 с.

22. Геллер, Б. Высшие гармоники в асинхронных машинах/ Б. Геллер, В.Гамата.1. М.: Энергияэ 1981. 199с.

23. Генкин, М.Д. Вибрация машиностроительных конструкций/ М.Д.Генкин, Г.В. Тарханов. М.: Наука. 1979. 239 с.

24. Герасимова, H.H. Исследование влияния волнистости рабочих поверхностей деталей радиальных шарикоподшипников на уровень вибрации/ H.H. Герасимова, В.В'.Суханова// Сб.тр. ВНИПП. 1965. № 2(42). С. 74-83.

25. Головенкин, Е.Н.Компьютерные критерии оценки'технического состояния »интегрированных электромеханических систем/ Е.Н.Головенкин, В.А.Голубков, Ю.Н. Соколов и др.// Информатика и системы управления. Вып.6. Красноярск. 2001. С.115-120.

26. Голубков, A.B. Физические основы формирования кинематической погрешности в зубчатой паре / А.В.Голубков, В.А. Голубков В.А., Ю.Н. Соколов// Сб. тр. III Международного симпозиума «Аэрокосмические технологии» / ГУАП. СПб. 2004. С. 189-190.

27. Голубков, А.В.Оценка точности функционирования редукторов следящих систем/ А.В.Голубков, В.А. Голубков В.А., Ю.Н. Соколов// Сб. тр. III Международного симпозиума «Аэрокосмические технологии» / ГУАП. СПб. 2004. С.194-196.

28. Голубков, A.B. Влияние неуравновешенности массы роторов на техническое состояние многороторных систем/ А.В.Голубков, В.А. Голубков В.А., Ю.Н. Соколов// Сб. тр. III Международного симпозиума «Аэрокосмические технологии» / ГУАП. СПб. 2004. С.85-86.

29. Голубков, A.B. Гармонический анализ сил, вынуждающих вибрацию в опорах качения /А.В.Голубков, А.А.Ефимов, В.А.Голубков// Сб. трудов конференции «Завалишинские чтения"07» / ГУАП: СПб. 2007. С. 100-104.

30. Голубков, A.B. Анализ влияния неоднородности упругих свойств колец на вибрацию подшипника/А.В.Голубков, В.А.Голубков// Сб. трудов конференции «Завалишинские чтения"08»/ ГУАП. СПб: 2008.С. 50-54.

31. Голубков, A.B. К вопросу об испытании подшипников /А.В.Голубков, В.А.Голубков, И.Н.Лукьяненко, Г.Л.Плехоткина// Сб. трудов конференции «Завалишинские чтения"09» / ГУАП. СПб. 2009. С. 44-47.

32. Голубков, A.B. Диагностика и повышение надежности опор качения электромеханических систем /А.В .Голубков, В.А.Голубков, Ю.Н:Соколов, Е.В.Сударикова// Сб. трудов конференции «Завалишинские чтения"09»/ ГУАП. СПб. 2009. С. 47-49:

33. Голубков, А.В: Влияние неоднородности физико-механических свойств материалов элементов шарикоподшипников на формирование локальных дефектов // Сб. трудов конференции «Завалишинские чтения" 10»/ ГУАП: СПб. 2010. С. 9498.

34. Голубков, А.В: Анализ областей неустойчивости вибрации роторных систем /А.ВТолубков; В:А.Голубков, А.А.Ефимов// Сб. трудов конференции «Завалишинские чтения" 10» / ГУАП. СПб. 2010. С. 98-102.

35. Голубков, A.B. Влияние неоднородности физико-механических свойств материалов колец на виброактивность шарикоподшипников/ А.В .Голубков, В.А.Голубков//Изв. вузов. Сер. Приборостроение. 2010. Т 53. № 5. С. 41-43.

36. Голубков, A.B. Моделирование сил, вынуждающих вибрацию в опорах качения/ А.В.Голубков, В.А.Голубков//Информационно-управляющие системы. 2010. № 2. С. 15-11.

37. Данковцев, В.Т. Разработка и исследование методов технического диагностирования узлов тепловозных дизелей: автореферат дис. канд.техн.наук : 1972/ Данковцев В.Т. Омск, 1972. 18 с.

38. Дименберг, Ф.М. Изгибные колебания вращающихся валов/ Ф.М. Дименберг. М.: Изд-во АНСССР. 1959. 159 с.

39. Дорофеев, A.JI. Электромагнитная дефектоскопия/ А.Л.Дорофеев, Ю.Г Каза-манов. М.: Машиностроение. 1980. 280 с.

40. Ершов Д.Ю. Исследование вибрационных процессов электромеханических систем с одновременной амплитудной и частотной модуляцией: автореферат дис. канд. техн. наук : 2000/Ершов Дмитрий Юрьевич. СПб. 2000. 26 с.

41. Ершов, Д.Ю. Моделирование процессов вибрации электромеханических систем с совместной амплитудной и частотной модуляцией/ Д.Ю.Ершов, Ю.Н.Соколов, К.Н. Явленский / СПб ГУАП. 1998. 14 с. Деп. в ВИНИТИ №1281-В99.

42. Ершов, Д.Ю. Моделирование условий формирования неравномерности износа элементов вращения в механическом приводе/ Д.Ю.Ершов, Ю.Н.Соколов, К.Н.

43. Явленский I СПб ГУАП/1998. 12 с. Деп. в ВИНИТИ №2127-В99.

44. Журавлев, В.Ф: Динамика ротора в неидеальных шарикоподшипниках/

45. B.Ф.Журавлев // Изв. АН СССР. Сер.Механика твердого тела. 1971. № 5. С. 44-48.

46. Журавлев, В.Ф. Теория вибрации гироскопов/ В.Ф. Журавлев. М.: Ин-т проблем механики. АН СССР. 1972. 110 с.

47. Журавлев, В.Ф. Некоторые задачи статики и динамики ротора в. неидеальных подшипниках: автореф. дис. канд. физ. мат. наук./ Журавлев В.Ф. М., 1970. 23 с.

48. Игараси, Т. Шум шарикоподшипников в электродвигателях/ Т. Игараси // Механика. 1965. №4(92). С. 28-41.

49. Игнатьев, A.A. Автоматизированная вихретоковая дефектоскопия деталей подшипников/А.А.Игнатьев, В.В.Горбунов, О.В. Горбунова // Автоматизация и управление в машино- и приборостроении: Сб. науч. тр./ СГТУ. Саратов. 2000.1. C.48-52.

50. Крючков, Ю.С. Влияние зазора на вибрацию и шум подшипников качения/ Ю.С. Крючков //Вестник машиностроения. 1959. № 8. С .10-14.

51. Крючков, Ю.С. Структурный шум судовых механизмов с подшипниками качения/Ю.С. Крючков// Судостроение. 1959. № 2. С.24-27.

52. Кубинек, М. Источники шума подшипника качения/ М.Кубинек // Экспресс информация "Детали машин". 1961. № 10. С. 13-16,

53. Кубинек, М. К вопросу о шумности подшипников качения/ М.Кубинек // Сб. тр ВНИПП. 1964. № 2(38). С.71-78.

54. Лившиц, З.Б. Некоторые вопросы вибрации и воздушного шума подшипников качения/ З.Б. Лившиц // Подшипниковая промышленность. 1962. № 3. С.5-8.

55. Мужицкий, В.Ф. Новые магнитные вихретоковые средства неразрушающего контроля и технической диагностики/ В.Ф. Мужицкий // Контроль. Диагностика.1999.№5. C.5-9.

56. Никифорова, Г.Н. Исследование виброакустических характеристик бесколлекторных электрических машин малой мощности : автореф. дис. канд. техн. наук. 1974/Никифорова Галина Николаевна. Л.,ЛИАП, 1974. 26 с.

57. Опалихина, О.В. Метод и средства вибродиагностики роторных систем при производстве прецизионных приборов : автореф. дис. канд. техн. наук. 1999/Опалихина Ольга Викторовна. СПб. ГУАП. 1999. 32 с.

58. Приборные шариковые подшипники.Справочник/ под ред. К.Н. Явленского. М.: Машиностроение. 1981. 351 с.

59. Решетов, Д.Н. Демпфирование колебаний в соединениях деталей машин/ Д.Н. Решетов, З.М. Левина// Вестник машиностроения. 1956. № 12, С.3-13.

60. Решетов, Д.Н. Левина З.М! Демпфирование колебаний в деталях станков/ Д.Н. Решетов, З.М. Левина //Исследование колебаний металлорежущих станков при резании металлов. М.: Машгиз. 1958. С.45-87.

61. Соколов Ю.Н. Моделирование процессов зарождения и развития дефектов и накопления повреждений в элементах сложных механических систем/ Ю.Н. Соколов //Сб. докл. научно-технической конференции "Техническое диагностирование 93"/ СПб. 1993. С.61-62.

62. Старшинский В.М. Прикладные методы нелинейных колебаний/ В.М. Старшинский. М.: Наука. 1977. 301 с.

63. Таллиан, Т.Е. Успехи в исследовании вибрации подшипников качения и в снижении её уровня/ Т.Е.Таллиан, О.Ж. Густафсон// Механика. 1965. № 6(94).С.31-52.

64. Тамура, А. Об осевых гармонических колебаниях, обусловленных движением шариков в шарикоподшипнике/ А.Тамура', О.Танигути // Механика. 1963. № 3. С.57-68.

65. Тамура, А. О субгармонических колебаниях порядка 1/2, возбуждаемых при движении шариков шарикоподшипника/ А.Тамура , О.Танигути // Механика. 1963. № 3. С.43-55.

66. Тондл. А. Динамика роторов турбогенераторов/ А.Тондл. Л. ¡Энергия. 1971. 220 с.

67. Тормозова, Л.Б. Исследование влияния перекосов на качество работы высокоскоростных шарикоподшипниковых узлов в связи с задачами стандартизации : автореф. дис. канд. техн. наук.1972/Тормозова Л.Б. М.: ВНИИНМАШ. 1972. 30 с.

68. Фойнтауз, В.М. Измерение коэффициентов демпфирования подшипников качения/ В.М. Фойнтауз //Изв. иузов. Сер.Машиностроение. 1968. № 12. С.43-48.

69. Шаницын, A.A. Исследование вибрации радиального шарикоподшипника,обусловленной упругостью деталей и геометрическими несовершенствами доро- 1 жек качания стандартизации : автореф. дис. канд. техн. наук. 1972/ Шаницын A.A. 1972. 27 с.

70. Шефтель, Б.Г. Расчет ожидаемой вибрации шарикоподшипников от волнистости жёлоба внутреннего кольца/ Б.Г. Шефтель //Машиноведение, 1966. №6: С.73-77.

71. Шефтель, Б.Г. О влиянии,волнистости жёлоба кольца на вибрацию подшипников/ Б.Г. Шефтель, Г.К.Липский, В.А.Гущин// Вестник машиностроения. 1965. № 7. С.49-51.

72. Шубов, И.Г. Шум и вибрация электрических машин/ И.Г. Шубов. Л.: Энергия. 1974. 344 с.

73. Эльперин, А.И. и др. Диагностирование динамики систем трения/ А.И. Эльпе-рин , Г.И.Талашов, А.К.Явленский.СПб.: Наука. 1998. 142 с.

74. Юсим С .Я. Экспериментальные исследования-влияния-несоосности и перекосов посадочных мест приборных подшипников на их работоспособность/С.Я. . Юсим //Сб. тр. ВНИПП М.: Специнформцентр ВНИПП. 1968. №3(55). С.67-71.

75. Явленский, А.К. Теория динамики и диагностики систем трения^ качения/ А.К. Явленский, К.Н. Явленский Л.: Изд-во Ленинградского университета, 1978. 120 с.

76. Явленский, А.К. Исследование вибрации подшипниковых узлов и электрических машин малой мощности : автореф. дис. канд. техн. наук.1973/Явленский А.К. Л. 1972. 29 с.

77. Явленский, К.Н. Вибродиагностика и прогнозирование качества механических систем/ К.Н.Явленский, А.К. Явленский. Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние. 1983.239 с.

78. Ярошек, А.Д. Токовихревой контроль качества деталей машин/ А.Д.Ярошек, Г.С.Быструшкин, Б.М. Павлов. Киев: Наукова думка. 1976. 124 с.

79. Bäbber, О. Der Einflub von Wälzlagern auf die Biegechuringungen von Wellen Konstruktion/ O. Bäbber. 1963.Bd 15,H.5.

80. Accuracy of the Noise and Vibration of Ball Bearings.-National Engineering Laboratory (NEL).1962. august, rep. N50.

81. Bieliri, H. Wpfyw luzu poprzecznego w fozyskach focznych na drgania wafow Wirnjgcych/ H. Bieliri. //Przeglmech T.21. 1962 z. 201-203.

82. Bieliri, H. Bledy zarysn powiezzehni czynnych lorysk tocznich. / H. Bieliri. //Pzzegl mech T22, '23 1963,z 722-724.Glame R.L. Noise and vibration in rolling bearings "Environ Engog". 1967 s 11-14.

83. Hübner, G. Aerodinamishe Geraush-Umalufender / G. Hübner// Maschinenbautechnic. 1967. p.213-215.

84. Perret, H. Elastiche Spielschingungen kontact belasteter Waelzlager/ H. Perret

85. Werkstatt Betrieb. 8.1970. р. 354-358.

86. Weche, E. Radiale Federung von Wälzlagern bei beliebiger Lagerluft/ E. Weche. Konstruktion. 1967. tl9.