ФОКИН АНДРЕЙ СЕРГЕЕВИЧ ПОВЫШЕНИЕ РЕСУРСА КРУПНОМОДУЛЬНЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ГОРНЫХ МАШИН ОБЕСПЕЧЕНИЕМ

На правах рукописи
ФОКИН АНДРЕЙ СЕРГЕЕВИЧ
ПОВЫШЕНИЕ РЕСУРСА
КРУПНОМОДУЛЬНЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
ГОРНЫХ МАШИН ОБЕСПЕЧЕНИЕМ
РАЦИОНАЛЬНЫХ УСЛОВИЙ ИХ РАБОТЫ И
ДИАГНОСТИКОЙ СОСТОЯНИЯ
Специальность 05.05.06 – Горные машины
Автореферат
диссертации на соискание ученой степени
кандидата технических наук
Санкт-Петербург
2010
Работа выполнена в Санкт-Петербургском
государственном горном институте имени Г.В. Плеханова
(техническом университете)
Научный руководитель –
Доктор технических наук, профессор
Сергей Леонидович Иванов
Официальные оппоненты:
Доктор технических наук, профессор
Тарасов Юрий Дмитриевич
Кандидат технических наук
Розенкевич Виктор Эфраимович
Ведущее предприятие –
ООО "ИЗ-КАРТЭКС"
Защита диссертации состоится 29 сентября 2010 г. в
16 ч. 10 мин. на заседании диссертационного совета
Д 212.224.07 в Санкт-Петербургском государственном горном институте им. Г.В. Плеханова (техническом университете) по адресу: 199106, Санкт-Петербург, 21-я линия, д. 2,
ауд. 7212.
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке СанктПетербургского государственного горного института.
Автореферат разослан 25 августа 2010 г.
Ученый секретарь
диссертационного совета
д.т.н., профессор
В.В. Габов
2
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность работы. Ремонт и замена крупномодульных зубчатых
передач горных машин требует вывода из эксплуатации основного производственного оборудования и остановки технологической цепочки,
что ведет к значительным потерям. Основной причиной выхода из
строя крупномодульных зубчатых передач является их механический
износ.
В настоящее время используются методы повышения ресурса крупномодульных зубчатых передач, основанные на использовании износостойких материалов и совершенствовании систем смазки.
Минимизировать износ зубьев зубчатых передач, придать им необходимые прочностные характеристики возможно оптимизацией геометрических параметров зацепления. При этом стандартные методы проектирования крупномодульных зубчатых передач предоставляют ограниченный выбор рациональных параметров зацеплений. Применение комбинированного смещения позволит значительно расширить рациональную область существования зацепления. Однако применение комбинированного смещения из-за сложности определения области существования для внешнего зацепления затруднено, а для внутреннего зацепления - не применяется.
Вопросами ресурса трансмиссий горных машин, повышения их
надежности, совершенствования привода посвящены работы многих
исследователей: В.А. Бреннера, А.В. Гетопанова, Л.Б. Глатмана,
В.Г. Гуляева, В.Н. Дмитриева, А.В. Докукина, М.Д. Коломийцова,
И.П. Иванова, Л.И. Кантовича, Н.Г. Картавого, Ю.Д. Красникова,
В.И. Морозова, Р.Ю. Подэрни, Е.З. Позина, В.М. Рачека, Г.И. Рахутина,
П.В. Семенчи, В.И. Солода, Г.И. Солода, А.В. Топчиева, З.Л. Хургина и
др.
Кроме того использование ручной смазки рабочих поверхностей открытых крупномодульных зубчатых передач при проведении технического обслуживания не обеспечивает эффективность смазки зацепления. Количество и режим подачи консистентной смазки автоматическими системами смазки не обеспечивает эффективную смазку по состоянию в изменяющихся условиях эксплуатации. Вместе с тем, отсутствуют и эффективные диагностические средства для оценки состояния
в широком диапазоне скоростей при работе зубчатых передач. Повышение ресурса крупномодульных зубчатых передач не возможно без
устранения указанных недостатков, а для решения этих вопросов требуется проведение дополнительных теоретических и экспериментальных исследований.
3
Цель работы: обеспечение рациональных условий работы крупномодульных зубчатых передач горных машин за счет оптимизации параметров зацепления и их эффективной смазки для снижения интенсивности
износа рабочих поверхностей зубьев.
Основная идея работы: сокращение износа зубчатой передачи или
редуктора в целом следует обеспечивать за счет подачи смазки в узел
трения при возрастании величины диагностического интегрального показателя D – энергии акустико-эмиссионного сигнала и оптимизации
геометрических параметров зацепления с использованием трехмерных
областей их существования.
Для достижения поставленной цели решены следующие основные
задачи:
1.
Теоретически обоснованы и сформированы трехмерные области
существования зацепления для передач внешнего и внутреннего зацепления для выбора их рациональных параметров.
2.
Разработан универсальный алгоритм и получены трехмерные
области существования внешнего и внутреннего зацеплений с заданным
коэффициентом перекрытия передач с указанием области минимизации
износа.
3.
Оценена интенсивность износа материалов зубчатых передач
горных машин в зависимости от геометрических параметров зацепления в полученных трехмерных областях.
4.
Разработаны, изготовлены стенды и проведены экспериментально оценки смазывающей способности смазок, оценка акустикоэмиссионного сигнала трансмиссий от условий смазки и наличия дефектов на его величину, а также сравнение этих результатов с другими
видами диагностики трансмиссий.
5.
Выявлено влияние изменения величины диагностического интегрального показателя D, эквивалентного величине сигнала акустической эмиссии в редукторе от частоты вращения входного вала.
6.
Разработан комплекс мероприятий по снижению износа зубчатых передач горных машин и диагностированию их фактического состояния при эксплуатации.
7.
Проведена диагностика состояния реальных технических объектов на основе разработанной методики оценки состояния по величине
акустико-эмиссионного сигнала для последующего своевременного
технического обслуживания по фактическому состоянию оборудования.
Методы исследования. Использовался комплексный метод исследований, включающий системный анализ, математическое моделирование
4
и экспериментальные исследования, проведенные на оригинальных
стендах.
Основные теоретические результаты получены с использованием подходов, базирующихся на классических методах расчета деталей машин,
теории механизмов и машин, трибологии и триботехники. Для обработки экспериментальных данных использованы методы математической
статистики.
Научная новизна работы. Определены трехмерные области существования зубчатых зацеплений с комбинированным смещением, выявлены общие закономерности их формирования для передач с внешним
и внутренним зацеплением и установлены сектора геометрических параметров зацепления с уменьшенными коэффициентами удельных
скольжений.
Экспериментально установлено, что величина акустико-эмиссионного
сигнала от условий смазывания в паре трения описывается полиномиальной зависимостью, позволяющей оценить режим трения консистентных смазок в элементах трансмиссии.
Защищаемые научные положения:
1.
Изменение радиального зазора в зацеплении от стандартного в
совокупности с комбинированным смещением расширяет область существования зацепления и переводит ее из плоскости в объемную фигуру, ограниченную пересекающимися поверхностями опасного подрезания, интерференции и заострения зубьев, совокупность точек которой
определяет параметры эвольвентного зацепления цилиндрических передач горных машин внешнего и внутреннего зацепления нарезаемого
стандартной рейкой или долбяком; при этом трехмерные области существования зацеплений, характерных для открытых зубчатых передач
горных машин внешнего и внутреннего зацеплений, значительно различаются по их виду.
2.
Изменение величины акустико-эмиссионного сигнала системы,
представляющей собой механическую зубчатую трансмиссию горной
машины, является монотонно возрастающей функцией, включая резонансные области системы, которая пропорциональна скорости вращения ее приводного вала.
Достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается их согласованностью с общепризнанными представлениями о закономерности и механизме износа и деградации поверхностей
деталей горно-металлургического оборудования, корректностью построения расчетных моделей, а также удовлетворительным согласованием прогнозируемых оценок с экспериментальными.
5
Практическая значимость работы:
Разработан алгоритм расчета области существования зубчатого зацепления с комбинированным смещением и на его основе созданы трехмерные области существования зубчатого зацепления для выбора рациональных геометрических параметров проектируемой передачи.
Создана инженерная методика оценки состояния зубчатого редуктора
на основе изменения диагностического интегрального показателя D –
энергии акустико-эмиссионного сигнала в характерной точке трансмиссии.
В рамках диссертационной работы выполнены: по программе
У.М.Н.И.К.-2007 НИОКР по теме: «Разработка новых технологий добычи и переработки полезных ископаемых» проект № 77/51 «Разработка программы экспресс-диагностики горных машин»; по гранту для
студентов, аспирантов ВУЗов и академических институтов, расположенных на территории Санкт-Петербурга, в 2009 г. «Повышение ресурса крупномодульных зубчатых передач горных машин обеспечением
рациональных условий их работы и диагностикой состояния».
Апробация работы. Основные положения работы, результаты теоретических и экспериментальных исследований докладывались на научных конференциях молодых ученых «Полезные ископаемые России и
их освоение» (Санкт-Петербург, 2003-2007 г.г.) Международной конференции в Краковской горно-металлургической академии в 2004, 2005
и 2007 г.г., Международной конференции 2008 года во Фрайбергской
горной академии, Восьмом Международном Форуме студентов, аспирантов и молодых ученых стран Азиатско-Тихоокеанского региона
(г. Владивосток, 2008 г.), Международной научно-практической конференции «Инновационные технологии автоматизации и диспетчеризации
горнодобывающих и перерабатывающих предприятий» 2009 г., Международном форуме-конкурсе молодых ученых «Проблемы недропользования» 2008 и 2009 г., Научно-практической конференции «Инновационное развитие горно-металлургической отрасли» (г. Троицк Московской области, 2009 г.), V Международной научно-технической конференции (г. Пенза, Приволжский Дом знаний, 2009 г.), Автоматизация и
энергосбережение машиностроительного и металлургического производств, технология и надежность машин, приборов и оборудования,
(ВоГТУ, г. Вологда, 2009 г.)
Личный вклад автора. Поставлены задачи исследований, разработана методология их решения, созданы лабораторные стенды и проведены
экспериментальные исследования: влияния скорости скольжения на
смазывающую способность консистентных смазок; определения ин6
формативных точек на корпусе механической трансмиссии для диагностики по показаниям акустической эмиссии и вибрации; влияния дефектов в трансмиссии на мгновенную величину тока и напряжения в
цепи питания приводного электродвигателя.
Разработаны алгоритм и программа по спектральному анализу сигнала, полученного со стенда по пилотной диагностике механической
трансмиссии; программа по расчету геометрических параметров зубчатого зацепления цилиндрических передач внутреннего и внешнего зацепления, нарезаемых стандартной рейкой или долбяком.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 19 научных работ, в
том числе – 11 научных статей в журналах перечня ВАК.
Объем и структура диссертации. Диссертация состоит из введения,
четырех глав и заключения, 5 приложений, общим объемом 167 страниц машинописного текста, содержит 11 таблиц и 79 рисунков, список
литературы из 103 наименований.
Автор выражает глубокую признательность и благодарность руководителям предприятий Артемьеву А.А., к.т.н. Потапенко В.С. (ЗАО «МЕТКАТОМ»), Подхалюзину С.П. (ООО «Техпартнер») за консультации, организационную помощь и возможность использования приборной базы в
подготовке и проведении экспериментальных исследований.
СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ
В первой главе диссертации представлен анализ открытых цилиндрических крупномодульных зубчатых передач горных машин, применяемых в горной промышленности России и стран СНГ для добычи полезных ископаемых открытым способом. Определены основные цели и
задачи исследования.
Вторая глава диссертации посвящена теоретическому обоснованию
области существования зацепления с комбинированным смещением
внешнего и внутреннего зацепления, нарезаемых стандартной производящей рейкой и долбяком. В главе также обоснованно и доказано, что
зубчатые передачи с уменьшенным коэффициентом перекрытия имеют
меньшие удельные скольжения зубьев, а применение рациональных
геометрических параметров зацепления соизмеримо с заменой материала по износостойкости. Даны рекомендации по повышению ресурса открытых крупномодульных цилиндрических зубчатых колес внешнего и
внутреннего зацепления.
В третьей главе описаны разработанные экспериментальные стенды,
приведены методики экспериментальных исследований диагностики
зубчатых передач, смазывающей способности консистентных смазок,
представлены результаты проведенных исследований. На основании
7
полученных данных предложены математические выражения для различных видов трения в зависимости от нагрузки и скорости скольжения
в трибосопряжении.
В четвертой главе описана методика диагностики трансмиссий реальных объектов, приведены результаты оценки состояния подшипниковых узлов и зубчатых колес трансмиссии привода трубчатой печи.
Основные результаты работы отражены в следующих защищаемых
научных положениях:
1.
Изменение радиального зазора в зацеплении от стандартного в совокупности с комбинированным смещением расширяет область существования зацепления и переводит ее из плоскости в
объемную фигуру, ограниченную пересекающимися поверхностями
опасного подрезания, интерференции и заострения зубьев, совокупность точек которой определяет параметры эвольвентного зацепления цилиндрических передач горных машин внешнего и внутреннего зацепления нарезаемого стандартной рейкой или долбяком; при
этом 3D области существования зацеплений, характерных для открытых зубчатых передач горных машин внешнего и внутреннего
зацеплений, значительно различаются по их виду.
Параметров, способных влиять на качественные характеристики зацепления, не считая возможностей модификации зацепления, предоставляемых применением нестандартного инструмента, может быть до
семи. К ним можно отнести коэффициенты радиальных смещений x1,2 ,
коэффициенты тангенциального смещения x1,2 , величины радиальных
зазоров в зацеплении CР1,2 и коэффициент перекрытия.
В беззазорном зубчатом зацеплении сумма начальных толщин зубьев
сопряженных колес должна быть равной начальному окружному шагу.
Полное элементарное изменение делительной толщины зуба нарезаемого колеса от радиального dsr и тангенциального ds смещений (или
неравноделенность шага инструмента) на величину
ds=dsr+ds=m (2tgα∙dx+dx),
где α – угол главного профиля инструмента, m – модуль зубьев.
При этом соответствующее изменение эвольвентного угла:
d=dr+dτ=dsb/(2rb),
где dsb – элементарное изменение основной окружной толщины.
С учетом свойств эквидистантности эвольвент:
dsb/(2rb)=ds/(2r)-ds/(mz), ds=(mz)d.
8
Или для отдельного зубчатого колеса:
zd =2tgα∙dx+dx.
При изменении углов эвольвентного профиля от делительного α до
начального αw, которые у сопряженных зубчатых колес попарно одинаковы, интегральное уравнение зацепления примет вид:
zΣ∫ d=2tgα∫ dxΣ+∫ dxτΣ,
Интегрируя с пределами изменения эвольвентного угла от =invα до
w=invαtw, получаем основное уравнение эвольвентного зацепления с
комбинированным смещением для внешнего зацепления:
invαtw=(2xΣtgα +xτΣ)/zΣ+ invα,
где αtw – угол зацепления; xΣ=x1+x2, xτΣ=xτ1+xτ2 – суммарные коэффициенты радиальных и тангенциальных смещений соответственно, а также
соответствующие смещения для шестерни и колеса.
Аналогично, учитывая особенности геометрии зацепления цилиндрических эвольвентных передач с внутренним зацеплением, основное
уравнение зацепления для таких передач с комбинированным смещением принимает вид:
invαtw=invα + (2x2tgα -xτ2)/(z2-z1)-(2x1tgα+xτ1)/(z2-z1).
Получать полную информацию основных параметров зубчатого зацепления, определять тенденции изменения параметров зацепления
позволяет использование блокирующих контуров. Однако стандартные
блокирующие контуры не позволяют проектировать зацепление с нестандартным радиальным зазором и учитывать тангенциальное смещение. Для оценки определения областей существования эвольвентного
зацепления служит стандартный расчет геометрических параметров, в
который внесены дополнения. Создан алгоритм формирования трехмерных областей существования внешнего и внутреннего зацепления,
учитывающий влияние тангенциального смещения и изменения высоты
зуба, связанного с изменением радиального зазора.
Расчет трехмерного блокирующего контура зацепления осуществляется методом перебора с проверкой качественных показателей зубчатого зацепления.
Для демонстрации влияния на область существования зубчатого зацепления изменяемого радиального зазора в зацеплении и тангенциального смещения можно проиллюстрировать примером: область существования зубчатого зацепления с числом зубьев z1 и z2, стандартным
9
радиальным зазором и конкретным межосевым расстоянием представляет собой точку в координатах x1, x2. Например, для внутреннего зацепления изменение только высоты зуба колеса и шестерни в пределах
-0.2m ÷ +0.8m (изменение радиального зазора в зацеплении) позволяет
расширить эту область существования до линии, пересекающей ось x2
под некоторым углом. При применении тангенциального смещения линия переходит в пересекающиеся ограниченные поверхности с изменяющимися координатами x1 и x2 при имеющихся осях x1 и x2.
Задаваясь разностью тангенциальных смещений x, для сокращения
осей и, переходя в трехмерное пространство, получаем искомую область существования (рис. 1). С уменьшением абсолютных величин
удельных скольжений снижаются склонность к заеданию активных поверхностей зубьев, их износ и потери на трение.
При оценке вариантов расчета зубчатых зацеплений удобно пользоваться трехмерными областями существования зацепления с обозначенными в них уровнями удельных скольжений.
Такая область существования прямозубой зубчатой передачи внешнего зацепления z1/z2=13/192 привода поворота платформы экскаватора
ЭШ-10/60 представлена на рис. 2.
Вся область существования сосредоточена в положительной части оси
x1 (на рис. 2 показаны точки пересечения поверхности трехмерной области с осями координат). По оси x2 она располагается в пределах от 0.5 до 0.8. Включение в расчет тангенциального смещения и изменение
радиальных зазоров в зацеплении позволяет многократно расширить
область существования зубчатого зацепления.
Значения удельных скольжений по абсолютной величине уменьшаются при движении вдоль оси x1 в положительном направлении. Для снижения износа и потерь на трение следует выбирать геометрические параметры зацепления с x1, близкими к максимально возможным, на рисунке это соответствует затемненной части трехмерной области.
Аналогичная область существования прямозубой зубчатой передачи
внутреннего зацепления, (z1/z2=15/100 и m=10) представлена на рис. 3
(привод поворота платформы экскаватора ЭО-5126). С определенным
допущением можно говорить, что трехмерная область формируется вокруг оси x2, при этом основная ее часть соответствует положительным
значениям и находится в пределах от x2 от -1.0 до 7.0. Ограничение
x2=7.0 установлено в соответствии общепринятыми рекомендациями.
Величины удельных скольжений уменьшаются при движении вдоль
оси x1 в положительном направлении, что во многом совпадает с выявленными тенденциями на рис. 2. Более интенсивное затемнение соот10
ветствует минимальным по абсолютной величине удельным скольжениям в передаче.
Нельзя не отметить, что при изменении величин тангенциальных
смещений в пределах -2.0<x1,2<2.0, изменении высоты зуба h1,2 от 0.8m до 0.2m, а так же коэффициента радиального смещения x1 ±2.0 и x2
от -2.0 до 7.0, существенно расширяются возможности проектирования
работоспособного зацепления. При этом трехмерная область существования достаточно информативна. Подобная область с числом осей более трех была бы слишком сложной как с точки зрения построения, так
и использования на практике.
В табл. 1 представлены примеры передач с улучшенными качественными показателями зубчатого зацепления.
Расчет зубчатых передач проводился при условии обязательного сохранения неизменными модуля зубьев и межосевого расстояния.
2.
Изменение величины акустико-эмиссионного сигнала системы, представляющей собой механическую зубчатую трансмиссию горной машины, является монотонно возрастающей функцией,
включая резонансные области системы, которая пропорциональна
скорости вращения ее приводного вала.
Потери мощности в разработанном стенде с замкнутым потоком
мощности при различных режимах нагружения оценивались измерительным комплектом. Встроенные в комплект приборы соответствуют
классу точности 0.5 по ГОСТ 8711-93 – для амперметров и вольтметров; по ГОСТ 8476-93 – для ваттметров. Основная погрешность приборов комплекта в нормальной области частот от 40 до 65 Гц при измерении токов до 10 А и напряжений от 75 до 600 В не превышает ±0.5% от
конечного значения рабочей части шкалы. Мгновенные показания тока,
потребляемого электродвигателем, и напряжения питающей сети в каждой фазе измерялись системой пилотной диагностики, разработанной автором, с передачей данных в цифровом виде на персональный компьютер для последующей фильтрации, обработки и анализа.
Система состоит из: преобразователя частоты ПЧ с входной мощностью 1.5 кВт, позволяющего регулировать частоту вращения асинхронного двигателя привода трансмиссии в широких пределах. В выходной
цепи ПЧ включены датчики тока LTS15–NP и датчики напряжения
LV25–P фирмы Lem, обеспечивающие гальваническую развязку между
силовыми и измерительными цепями, и адаптированные к применению
в микропроцессорных и микроконтроллерных системах. Диапазон измерения тока составляет 0÷48 А, а напряжения 10÷500 В, погрешность
измерения не превышает ±0.8%.
11
В качестве измерительного устройства на стенде использован аналого-цифровой преобразователь E14–140 фирмы L-Card, позволяющий с
частотой до 100 кГц опрашивать датчики тока и напряжения, обрабатывать информацию и выводить ее в цифровом виде через USB-интерфейс
в персональный компьютер ПК.
Обработка данных с АЦП осуществлялась в ПК методом спектрального анализа. Спектральный анализ мощности, потребляемой приводом
трансмиссии, позволяет определить, на какой частоте происходит значимое возмущение.
Проведенные эксперименты показали, что чувствительность измерительно-регистрационного устройства позволяет распознавать незначительные изменения тока и напряжения в питающей электрической сети.
Проведенная на стенде диагностика состояния трансмиссии по параметрам питания электродвигателя выявила влияние механической
трансмиссии на спектральную плотность мгновенной мощности, потребляемой приводным электродвигателем. Однако данная область исследований является самостоятельной задачей и в данной работе глубоко не рассматривалась.
Для оценки влияния геометро-кинематических и прочностных
свойств зубчатых пар на износостойкость были проведены стендовые
сравнительные испытания передач.
Основные данные и характеристики экспериментальных косозубых с
углами наклона 16о10', 20о06' и прямозубых зубчатых пар представлены в табл. 2.
Сравнительный характер испытаний позволил получить достоверные
сравнимые результаты, исключить влияние на них случайных и нестабильных факторов.
В табл. 3 представлены данные о материалах шестерен, подвергнутых испытаниям на стенде.
В результате проведённых испытаний зубчатые пары базовой геометрии, выполненные из СЧ-25 и СЧ-НЛ, аварийно вышли из строя.
При этом пара из СЧ-25 отработала 2 млн. циклов, а из СЧ-НЛ - 5,5
млн. циклов. После замены вышедших из строя пар на пары из того же
материала они доработали до 8 млн. циклов, были сняты со стендов и
наравне со всеми подверглись замерам на износ и анализу состояния
контактных поверхностей зубьев.
По величине среднего уровня звукового давления передачи расположились следующим образом: 20о06 ‘ -3 дБ (А), прямозубая +3 дБ (А)
по сравнению с базовой геометрией. Анализ спектра октавных шумов
12
передач показал сложный характер проявления акустического сигнала.
Наряду с этим характеристики спектра передач подобны друг другу.
Здесь же необходимо отметить, что прямозубая и косозубая с углом
наклона зубьев 20 06' передачи имеют практически одинаковый уровень шума на определяющей частоте 1 кГц, базовое же зацепление обладает по сравнению с ними повышенным на 4 дБ (А) октавным шумом.
Сравнение же по уровню звукового давления новых и по истечении
8 млн. циклов нагружения передач показывает увеличение шума у базовой геометрии на 4 дБ (А) – у прямозубой передачи. У косозубой
передачи с углом наклона зубьев 20о06' практически не изменился
шум по истечении 8 млн. циклов нагружения. Эти изменения можно
объяснить процессом приработки, а в базовом зацеплении значительным искажением эвольвентного профиля зубьев колес передачи.
Таким образом, судя по результатам экспериментов, говорить о существенном различии в шумовых характеристиках прямозубой и косозубой (20о06') передач нет достаточных оснований.
Параллельно с замерами шума зубчатых передач проводилась оценка
потерь мощности в замкнутых контурах стендов. Как показывает эксперимент, потери мощности в стенде у вновь предложенной геометрии
практически на 20% меньше, чем в базовом варианте. При этом в прямозубой и новой косозубой передачах эти потери практически одинаковы.
Обе передачи с новой геометрией значительно превосходят базовый вариант геометрии, а эффект от применения новой геометрии сравним с заменой материала с повышенными механическими характеристиками.
Исследования показали, что более широкие возможности влиять на
свойства эвольвентных зубчатых передач имеются при комбинированном смещении профилей зубьев, в том числе с использованием режущего инструмента со стандартным исходным контуром. Применением
комбинированного смещения прочность при изгибе зубьев цилиндрических зубчатых передач и износостойкость их активных поверхностей можно повысить в полтора-два раза. При этом существенно
уменьшаются потери энергии в зубчатых зацеплениях и, следовательно, возрастает их долговечность.
Кроме того, в зубчатых передачах ограниченной точности, а именно такими являются зубчатые передачи горных машин (они выполняются по
10÷12 степеням точности), двупарная зона зацепления реализуется в зацеплениях с коэффициентом перекрытия, близким к двум. Таким обра13
зом, при проектировании зубчатых передач горных машин необходимо
стремиться к минимизации коэффициента перекрытия, что приводит как
к снижению потерь энергии в зацеплении, так и при прочих равных условиях способствует увеличению изгибной прочности зубьев и некоторому
повышению контактной выносливости активных поверхностей зубьев и
снижению их износа.
На стенде проводились эксперименты по диагностированию трансмиссий
по величине вибро-акустического сигнала и акустической эмиссии в характерных точках, для чего на корпусе стенда выбирались 10 характерных
точек (рис. 4).
Для сравнения возможностей вибродиагностирования и акустикоэмиссионной диагностики в точке 6 (рис. 4) стенда были установлены
одновременно датчики виброанализатора СД-12М и анализатора ресурса АРП-11. Замеры вибрационного и акустико-эмиссионного сигналов
проводились на приработанных зубчатых передачах с искусственным
дефектом и без дефекта. Как показал сравнительный эксперимент, оба
прибора зафиксировали присутствие дефекта, при этом изменение показаний виброанализатора СД-12М составили 10%, а использование
акустико-эмиссионного – 16%. Таким образом чувствительность АРП11 была выше. Это позволяет в дальнейшем сосредоточиться на оценке
показателя акустико-эмиссионного сигнала.
Для поиска наиболее информативной точки на корпусе редуктора, которую можно использовать при проведении мониторинга состояния
трансмиссии, во всех точках осуществлялся замер акустико-эмиссионного сигнала по шкале D датчика анализатора ресурса АРП-11. Показатель D является интегральным показателем, который в условных единицах измеряет энергию акустико-эмиссионного сигнала.
На рис. 5 представлены уровни величин вибро-акустического и акустико-эмиссионого сигналов для выбранных 10 точек, где для сравнения показаны значения показателя D для режима работы стенда без дефекта и с искусственно созданным дефектом.
Из рис. 5 видно, что показатель D, измеренный в точке без дефекта и с дефектом, изменяется не пропорционально, а значит, на корпусе редуктора существуют точки, в которых при зарождении дефекта сигнал показателя D
увеличится максимально и очевидно, что такая точка будет наиболее информативной. В нашем случае это точка 10, где коэффициент изменения показателя D имеет максимальное значение, хотя дефект имеет место в левой
части стенда, и более значительное увеличение сигнала следовало ожидать в
точке 7.
14
Для этого на стенде был проведен двухфакторный эксперимент. В качестве
первого фактора было выбрано состояние экспериментальной зубчатой передачи. Каждому состоянию трансмиссии была присвоена своя аббревиатура: «1 Б» – исправный редуктор с номинальной шириной передачи;
«1/2 Б» – исправный редуктор с шириной передачи равной половине номинальной; «1 Д» – один зуб редуктора имеет дефект на рабочей эвольвентной
поверхности, при номинальной рабочей ширине передачи; «1/2 Д» – один
зуб редуктора имеет дефект на рабочей эвольвентной поверхности, с рабочей шириной передачи равной половине номинальной.
В качестве второго фактора эксперимента была выбрана частота вращения
вала приводного электродвигателя, изменение частоты вращения которого в
диапазоне 63÷157 рад/с осуществляется соответствующим варьированием
частоты питающего напряжения от 25 до 50 Гц преобразователем частоты.
Измерение виброперемещения, виброскорости и акустикоэмиссионного сигнала проводилось в одной точке в течение всего эксперимента. В качестве точки установки пьезодатчиков была выбрана
позиция 10 (рис. 4), имеющая максимальное значение отклика.
Общий уровень сигналов виброперемещения и виброскорости измерялись прибором AMTest, общий уровень сигнала акустической эмиссии определялся прибором АРП-11. Полученные значения общего
уровня сигнала виброперемещения представлены на рис. 6. Можно
констатировать, что незначительное изменение технического состояния зубчатой передачи в наблюдаемой механической трансмиссии не
привело к заметному изменению уровня амплитуды виброперемещения. В то же время амплитуда виброперемещения имеет явно выраженные изменения, зависящие от частоты вращения приводного вала.
Совпадение частоты вынужденных и собственных колебаний вызывает рост амплитуды виброперемещения. Этот рост фиксировался прибором AMTest. На рис. 6 и 7 видны явный рост амплитуды виброперемещения и виброскорости на скоростях вращения вала электродвигателя равных 66, 78, 85, 113, 119 и 126 рад/с.
Характер акустико-эмиссионного сигнала, представленный на рис. 8,
значительно отличается от виброперемещения и виброскорости. Он
соответствует ожиданиям: при повышении скорости вращения входного вала процессы, генерирующие акустические волны ультразвукового диапазона, протекают интенсивнее, что приводит к увеличению
сигнала. Незначительное изменение технического состояния зубчатого
зацепления трансмиссии, оцениваемого в эксперименте, сопровождается незначительным увеличением амплитуды акустико-эмиссионного
сигнала.
15
На рис. 8 линиями 1 и 2 показаны аппроксимированные данные акустико-эмиссионного сигнала соответственно для дефектного и исправного редукторов при ширине зацепления, равной половине номинальной. Линиями 3 и 4 показаны аппроксимированные данные акустико-эмиссионного сигнала соответственно для дефектного и исправного редукторов при ширине зацепления, равной номинальной.
Анализ полученных данных доказывает, что акустико-эмиссионный
метод диагностики, реализованный в измерителе ресурса подшипников
АРП–11, позволяет выявлять изменение технического состояния наблюдаемой трансмиссии на ранних стадиях развития дефекта.
Оценка состояния трансмиссии по показаниям общего уровня сигналов виброперемещения и виброскорости не позволяет однозначно выявить дефект на стадиях зарождения и ранних стадиях развития дефекта. Для оценки смазывающей способности смазок был разработан
стенд.
Стенд представляет собой переоборудованный сверлильный станок,
оснащенный частотно-регулируемым приводом, позволяющим производить регулирование частоты вращения шпинделя станка в широком
диапазоне частот.
Испытание смазывающей способности проводилось на образцах консистентных смазок, применяемых в тяжелонагруженных тихоходных
узлах трения горных машин.
В зависимости от величины показателя D определялся тип трения.
Показание до 50 единиц соответствует объемному (жидкостному) трению. От 50 до 250 единиц соответствует граничному режиму трения,
свыше 250 единиц соответствует сухому трению.
На рис. 9 показаны экспериментально выявленные области граничного трения смазок. Полученные данные позволяют оценить условия
работы пары трения и выбрать рациональные условия ее эксплуатации
для соответствующей смазки.
Общим для всех рассматриваемых смазок («Солидол Ж», «Литол»,
«Lincoln», «Castrol MS3», «Castrol MLX») является форма области
граничного трения – увеличивающаяся в диапазоне высоких скоростей
и малых давлений в паре и сходящая на нет при меньших скоростях и
больших давлениях в паре трения. При этом среди исследуемых смазок
наименьшей смазочной способностью обладает консистентная смазка
«Солидол Ж», а наибольшей - «Castrol MLX».
Границы области граничного трения описываются следующими выражениями:
«Солидол Ж» y=48.926e-0.004x , R2=0.801;
y=59.058e-0.005x ,R2=0.726
16
«Литол»
y=54.683e-0.006x , R2=0.853;
y=83.369e-0.009x ,R2=0.918
-0.006x
2
«Графитная» y=66.873e
,R =0.705;
y=70.912e-0.005x ,R2=0.864
-0.01x
2
«Lincoln»
y=70.774e
,R =0.847;
y=86.770e-0.011x ,R2=0.901
-0.003x
2
«Castrol MS3» y=54.346e
,R =0.733;
y=73.532e-0.006x ,R2=0.842
-0.006x
2
«Castrol MLX» y=76.392e
,R =0.772;
y=87.840e-0.006x ,R2=0.715
Для подтверждения возможности диагностирования состояния тихоходных тяжелонагруженных подшипников роликоопор печей спекания
был проведен промышленный эксперимент на предприятии ЗАО «Базэл
Цемент – Пикалево».
На основании разработанной методики по оценке состояния трансмиссии и тихоходных тяжелонагруженных подшипников качения удалось продиагностировать элементы трансмиссии и опоры печи спекания №2 ЗАО "Базэл Цемент - Пикалево" и таким образом показать возможность применения прибора АРП-11 для оценки технического состояния тяжелонагруженных трансмиссий в производственных условиях по величине акустико-эмиссионного сигнала.
Также показана возможность оценить состояние смазки в подшипнике
и выявить элементы, в которых смазка не удовлетворяет условиям работы узла.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Диссертация представляет собой самостоятельную, законченную научно-квалификационную работу, в которой на основании проведенных
автором теоретических и экспериментальных исследований выполнено
обоснование повышения ресурса крупномодульных зубчатых передач
горных машин оптимизацией геометрических параметров зацепления и
обеспечением автоматической системой смазки рациональных условий
работы передачи на основании оценки величины диагностического показателя, эквивалентного величине акустической эмиссии, совокупность которых представляет решение важной научно-практической задачи и имеет важное значение для горной промышленности.
Основные научные результаты и выводы заключаются в следующем:
1.
Показаны основные уравнения зацепления цилиндрических
зубчатых передач внешнего и внутреннего зацепления с комбинированным смещением профилей зубьев. Обоснованы и предложены расчетные формулы для геометрического расчета цилиндрических зубчатых
передач с нестандартным радиальным зазором в зацеплении.
2.
Установлено, что изменение радиального зазора в зацеплении
от стандартного в совокупности с комбинированным смещением расширяет область существования зацепления и переводит ее из плоскости
в объемную фигуру, совокупность точек которой определяет параметры
17
работоспособного эвольвентного зацепления цилиндрических передач
горных машин внешнего и внутреннего зацепления, при этом трехмерные области существования зацеплений, характерные для открытых
зубчатых передач горных машин внешнего и внутреннего зацеплений,
значительно различаются по их виду. Выявлены области с минимальными удельными скольжениями в зацеплении, обеспечивающие минимизацию износа эвольвентных профилей зубьев открытых передач горных машин.
3.
Экспериментально установлено, что при комбинированном смещении профилей зубьев – сочетании радиального и тангенциального
смещений, в том числе с использованием режущего инструмента со
стандартным исходным контуром, прочность на изгиб зубьев цилиндрических зубчатых передач и износостойкость их активных поверхностей можно повысить в полтора-два раза. При этом существенно
уменьшаются потери энергии в зубчатых зацеплениях и, следовательно,
возрастает их долговечность. Такое увеличение прочности эквивалентно замене материала зубчатых колес.
4.
В отличие от виброакустического сигнала характер изменения
амплитуды сигнала акустической эмиссии при повышении скорости
вращения входного вала трансмиссии приводит к последовательному
равномерному увеличению сигнала в дорезонансной, резонансной и зарезонансной зонах, при этом уже незначительное изменение технического состояния зубчатого зацепления трансмиссии ведет к фиксированному изменению амплитуды акустико-эмиссионного сигнала.
5.
Акустико-эмиссионный метод диагностики, реализованный в
измерителе ресурса подшипников ИРП–12 и АРП–11, позволяет выявлять изменение технического состояния диагностируемой трансмиссии
на ранних стадиях развития дефекта с использованием показателя D.
6.
Для горных машин имеется предельная область использования
консистентных смазок по условию граничного трения, ограничивающая
диапазон скоростей и давлений в смазываемой паре трения, ниже которой возможно эффективное применение данной смазки. Как правило,
область граничного трения в координатных осях «угловая скорость
(скорость скольжения), давление в паре трения» расширяется при повышенных скоростях и малых давлениях и резко снижается при повышенных давлениях и пониженных скоростях.
7.
Методика диагностики состояния тихоходных высоконагруженных узлов горно-обогатительного оборудования принята к использованию ЗАО «Базэл Цемент – Пикалево».
18
8.
Результаты работы использованы в учебном процессе при подготовке бакалавров и магистров по направлению 150400 «Технологические машины и оборудование» и специалистов по специальностям
150402 «Горные машины и оборудование» и 150404 «Металлургические машины и оборудование».
Основные положения диссертации опубликованы в следующих
работах:
1.
Иванов С.Л. Экспериментальная оценка состояния трансмиссии на
стенде с замкнутым потоком мощности / С.Л. Иванов, А.А. Поддубная,
А.С. Фокин // Записки Горного института – СПб, Т. 173: Проблемы горнотранспортных систем и электромеханики. – 2007. – С. 119-121;
2.
Фокин А.С. Сравнительная оценка интенсивности износа крупномодульных зубчатых передач в зависимости от условий смазки /
А.С. Фокин, С.Л. Иванов, А.А. Поддубная // Записки Горного института –
СПб, Т. 182:Полезные ископаемые России и их освоение. – 2009. – С.129 –
132;
3.
Иванов С.Л., Фокин А.С. Экспериментальная оценка износостойкости
цилиндрических зубчатых передач / С.Л. Иванов, А.С. Фокин // Записки Горного
института. – СПб, Т. 157. – 2004. – С. 163-166;
4.
К вопросу оценки ресурса элементов трансмиссии горных машин /
А.А. Артемьев,
В.С. Потапенко,
С.Л. Иванов,
Э.А. Кремчеев,
А.А. Поддубная, А.С. Фокин // Горное оборудование и электромеханика. –
2007. – №9. – С. 31-35;
5.
Область существования эвольвентного зубчатого зацепления с заданным коэффициентом перекрытия / А.С. Фокин, С.Л. Иванов,
Э.А. Кремчеев, А.А. Поддубная // Записки Горного института – СПб,
Т. 178: Проблемы горно-транспортных систем и электромеханики. – 2008. –
С. 191-194;
6.
Особенности проектирования зубчатых передач с комбинированным смещением / С.Л. Иванов, Н.В. Кузнецова, А.А. Поддубная,
А.С. Фокин // Записки горного института. – СПб, Т. 157. – 2004. – С. 167171;
7.
Оценка смазывающей способности масел трансмиссий горных машин / С.Л. Иванов, Э.А. Кремчеев, А.А. Поддубная, В.С. Потапенко,
А.С. Фокин // Записки Горного института – СПб, Т. 178: Проблемы горнотранспортных систем и электромеханики. – 2008. – С. 86-90;
8.
Пилотная диагностика состояния трансмиссий горных машин по
параметрам питания электропривода / А.С. Фокин, С.Л. Иванов,
М.А. Семенов, А.С. Иванов, А.А. Поддубная // Записки Горного института
– СПб, Т. 178: Проблемы горно-транспортных систем и электромеханики. –
2008. – С. 159-161;
19
9.
Фокин А.С. Определение 3D области существования прямозубого
эвольвентного зацепления с заданным коэффициентом перекрытия /
А.С. Фокин // Записки Горного института – СПб, Т. 170 часть I. – 2007. –
С. 80-83;
10.
Фокин А.С. Сравнительная оценка состояния механической трансмиссии методами вибрационной и акустико-эмиссионной диагностики /
А.С. Фокин // Труды Международного Форума по проблемам науки, техники и образования. Академия наук о Земле. – М. – 2007. – С. 54-55;
20
Таблица 1
Параметр
открытой
зубчатой передачи. m
Межосевое расстояние,
мм
Коэффициент торцового перекрытия
Число зубьев
Рис. 1. Область существования
зацепления для z1/z2=20/63
m=30, =1.0, aw=730
Коэффициент
радиального смещения
исходного контура
Коэффициент
тангенциального
смещения исходного
контура
Изменение высоты зуба от номинального
Нормальная толщина
зуба на поверхности
окружности вершин,
мм
Удельные скольжения
в нижних точках активного профиля, по
модулю
Коэффициент, учитывающий форму зуба,
YF
Рис. 2. Трехмерная область существования открытой крупномодульной
прямозубой зубчатой передачи внешнего зацепления z1/z2=13/192
Рис. 3. Трехмерная область существования
открытой крупномодульной прямозубой
зубчатой передачи внутреннего зацепления z1/z2=15/100
21
Привод цементной
печи, 25 мм
Базовый Новый
Привод
поворота
ЭШ 10/60, 36 мм
Базовый Новый
Привод
поворота
ЭО-5126, 10 мм
Базовый Новый
2362,5
3700,0
425,0
1,745
1,249
1,5600
1,1002
1,4937
23
166
23
164
0,0
0,0
0,622
0,692
0,2752
0,0
0,5859
-0,0303
0,1
0,1
0,3145
0,1945
0,0
0,0
-0,1
-0,1
0,0
0,0
-0,1893
0,0
0,0
0,0
0,093
0,0
0,0
0,0
-0,019
-0,078
0,0
0,0
-0,35
0,0
0,0
0,0
-0,15
0,1
17,77
20,52
19,12
24,76
17,31
29,73
33,96
37,01
6,1
10,27
9,78
11,72
2,82
0,74
0,41
0,74
10,99
1,29
1,23
1,01
3,36
0,69
0,62
0,66
4,04
3,55
3,45
3,69
3,86
3,54
3,20
3,54
4,15
3,08
3,38
3,08
13
192
1,1279
15
100
Таблица 2
Основные данные экспериментальных зубчатых пар
Наименование величин
Числовые значения по зацеплениям и по звеньям
(линейные размеры в мм)
Передаточное число
Угол наклона зубьев
Коэффициент
торцевого
перекрытия
Коэффициент осевого перекрытия
Диаметр вершин
Удельные скольжения в
нижних точках активных
профилей
Коэффициент, учитывающий форму зубьев YF
1,211
16о10/
1,229
20о06/
1,222
0
1,802
1,380
1,456
0,815
1,0
0
98,95
119,73
93,73
114,17
100,19
120,26
-3,39
-2,33
-0,78
-0,6
-0,56
-0,64
4,389
4,332
3,259
3,362
3,166
3,240
Таблица 3
Механические свойства испытываемых чугунов
Марка материала
СЧ-25
СЧ-НЛ
СЧ-ВЛ
Легированный чугун
№1
Легированный чугун
№2
Предел прочности, Н/мм2
237...280
270
350
Рис. 4 Положение характерных точек на корпусе стенда
Твердость, НВ
174...207
271
269
561...627
302...310
571...618
248...263
Рис. 5. Сравнительный анализ изменения сигнала акустической эмиссии в зависимости
от расположения точки измерения на корпусе
22
Показание акустической эмиссии
48
Акустическая эмиссия,
условные единицы
43
350
Виброперемещение, мкм
300
250
200
150
38
33
28
23
18
13
100
8
50
60
80
100
120
140
Частота вращения приводного вала, рад/с
0
60
80
100
120
140
160
Частота вращения приводного вала, рад/с
1/2 Д
1/2 Б
1Д
Рис. 7. Амплитуды акустической эмиссии
1Б
Рис. 6. Амплитуды виброперемещения
23
160
Рис. 8. Аппроксимированные области граничного трения в функции давления и скорости скольжения в пятне контакта
24