досліджуються редуктори енергоблоків. Проведено динамічний аналіз основних конструктивних елементів редукторів, представлені схеми редуктора з точками вимірів. Виявлено передбачувані причини підвищеного зносу поверхонь зубчастих зачеплень шевронною передачі. Наведено результати дослідження динамічних взаємодій по вібраційних характеристик вимірів рівня вібрацій на підшипникових вузлах і елементах редукторів енергоблоків при їх технологічному режимі роботи. Для аналізу частотного взаємодії конструктивних елементів досліджуваних редукторів використовувалися результати модального аналізу раніше проведених досліджень редуктора енергоблоку. Відзначено, що для проведення вібродіагностичного контролю був обраний третій клас машин потужні первинні двигуни та інші машини з обертовими масами, встановлені на масивних фундаментах, жорстких в напрямку вимірювання вібрації. Досліджено фазові кути швидкохідного і тихохідного вал-коліс з метою визначення кута фазового зсуву (крутильні коливання вал-коліс) на оборотних частотах і частотах зубчастого зачеплення, що з позиції динамічного аналізу дозволяє відстежити траєкторії зачеплень в зубчастих парах розділених коліс шевронною передачі. Проілюстровані схеми траєкторій зачеплень зубчастих коліс при згинальних коливаннях вал-коліс. Представлені результати досліджень, які підтверджують нелінійний зв'язок між рівнем осьових вібрацій і кутом зсуву миттєвого фазового кута. Рекомендовано знизити рівень осьової вібрації, яка передається від муфти, до 0,1-0,2 мм / с для усунення нерівномірності зносу в шевронною передачі; проводити конструктивні доробки швидкохідного і тихохідного вал-коліс з підвищенням жорсткості між елементами шевронною передачі; експлуатувати редуктори в межах критичних величин; своєчасно проводити моніторинг технічного стану редукторів.

Анотація наукової статті з механіки і машинобудування, автор наукової роботи - Пшеничний Вадим Валерійович, Сальников Олексій Федорович


ANALYSIS OF VIBRATION STATUS OF POWER GENERATING UNIT REDUCERS

The reducers of power units are being studied. Dynamic analysis of the basic structural elements of reducers has been carried out. There have been found the possible causes of the increased wear of surfaces of toothed linkages of herringbone transfer. There are given the results of studying dynamic interactions by vibration characteristics of measuring the vibration level in bearing blocks and elements of reducers of power units at their technological operation mode. To analyze the frequency interaction of structural elements of the studied reducers there were used the results of modal analysis of earlier conducted researches of the reducer power unit. It has been stated that for conducting vibrodiagnostic control the third class machines were chosen due to their powerful primary engines, and other machines with rotating masses mounted on massive foundations, rigid in the direction of vibration measurement. Phase angles of high-speed and low-speed shaft wheels for the purpose of defining a corner of phase shift (torsional fluctuations of shaft wheels) at reverse frequencies and frequencies of toothed linkage have been studied. In terms of dynamic analysis it allows to trace trajectories of linkages in toothed couples of divided wheels of herringbone gearing. The diagrams of gear trajectories are illustrated for bending vibrations of the shaft-wheels. The research results confirming the nonlinear relationship between the level of axial vibrations and the displacement angle of instantaneous phase angle are presented. It has been recommended to reduce the level of axial vibration transmitted from the coupling to 0.1-0.2 mm / s for eliminating uneven wear in the chevron gear; carry out structural improvements to the high-speed and low-speed shaft-wheels with increasing rigidity between the elements of chevron transmission; operate gearboxes within critical values; timely monitor the technical condition of gearboxes.


Область наук:
  • Механіка і машинобудування
  • Рік видавництва: 2019
    Журнал: Вісник Астраханського державного технічного університету. Серія: Морська техніка і технологія
    Наукова стаття на тему 'АНАЛІЗ вібраційного стану РЕДУКТОРІВ ЕНЕРГОБЛОКІВ'

    Текст наукової роботи на тему «АНАЛІЗ вібраційного стану РЕДУКТОРІВ ЕНЕРГОБЛОКІВ»

    ?DOI: 10.24143 / 2073-1574-2019-4-96-106 УДК 62-235.1 / .58

    АНАЛІЗ вібраційного стану РЕДУКТОРІВ ЕНЕРГОБЛОКІВ

    В. В. Пшеничний, А. Ф. Сальников

    Пермський державний технічний університет, Перм, Російська Федерація

    Досліджуються редуктори енергоблоків. Проведено динамічний аналіз основних конструктивних елементів редукторів, представлені схеми редуктора з точками вимірів. Виявлено передбачувані причини підвищеного зносу поверхонь зубчастих зачеплень шевронною передачі. Наведено результати дослідження динамічних взаємодій по вібраційних характеристик вимірів рівня вібрацій на підшипникових вузлах і елементах редукторів енергоблоків при їх технологічному режимі роботи. Для аналізу частотного взаємодії конструктивних елементів досліджуваних редукторів використовувалися результати модального аналізу раніше проведених досліджень редуктора енергоблоку. Відзначено, що для проведення вібродіагностичного контролю був обраний третій клас машин - потужні первинні двигуни та інші машини з обертовими масами, встановлені на масивних фундаментах, жорстких в напрямку вимірювання вібрації. Досліджено фазові кути швидкохідного і тихохідного вал-коліс з метою визначення кута фазового зсуву (крутильні коливання вал-коліс) на оборотних частотах і частотах зубчастого зачеплення, що з позиції динамічного аналізу дозволяє відстежити траєкторії зачеплень в зубчастих парах розділених коліс шевронною передачі. Проілюстровані схеми траєкторій зачеплень зубчастих коліс при згинальних коливаннях вал-коліс. Представлені результати досліджень, які підтверджують нелінійний зв'язок між рівнем осьових вібрацій і кутом зсуву миттєвого фазового кута. Рекомендовано знизити рівень осьової вібрації, яка передається від муфти, до 0,1-0,2 мм / с для усунення нерівномірності зносу в шевронною передачі; проводити конструктивні доробки швидкохідного і тихохідного вал-коліс з підвищенням жорсткості між елементами шевронною передачі; експлуатувати редуктори в межах критичних величин; своєчасно проводити моніторинг технічного стану редукторів.

    Ключові слова: редуктор, коливання елементів редуктора, динамічний стан, віброприскорення, елементи шевронною передачі, фазовий кут.

    Для цитування: Пшеничний В. В., Сальников А. Ф. Аналіз вібраційного стану редукторів енергоблоків // Вісник Астраханського державного технічного університету. Серія: Морська техніка і технологія. 2019. № 4. С. 96-106. DOI: 10.24143 / 20731574-2019-4-96-106.

    Вступ

    Проблема зниження витрат на ремонтно-відновлювальні роботи редуктора енергоблоків є актуальним завданням для будь-якого підприємства енергетичної галузі. Рішення даної проблеми полягає у встановленні причин підвищеного зносу елементів зубчастого зачеплення шевронною передачі. Об'єкт дослідження - редуктори енергоблоків. При відпрацюванні перспективних виробів зазвичай присутні нові елементи, які вводяться з метою поліпшення його характеристик, отримання більш високих експлуатаційних якостей виробу або вирішення конкретних тактичних завдань. Ці елементи і конструктивні рішення відрізняються певною новизною і вимагають наукового передбачення, заснованого на вивченні протікають динамічних процесів. Це дослідження спрямоване на виявлення причин підвищеного зносу елементів зубчастого зачеплення шевронною передачі редуктора енергоблоків, що дозволить знизити витрати на здійснення ремонтно-відновлювальних робіт по ремонту редуктора.

    Основні конструктивні характеристики редуктора

    Редуктор призначений для передачі потужності від приводного двигуна на робочу машину. Корпус розділений по горизонталі і складається з двох частин (1, 4). Вал-колесо редуктора 2 виконано у вигляді збірної конструкції, диск з нарізаними зубами насаджений на вал з натягом. Вал-шестерня 6 представлений у вигляді цільної конструкції. Зубчасті зчеплення виконані

    з шевронними зубами. Всі зубчасті зчеплення відшліфовані. Масляні розбризкувачі на зубчастому зачепленні і на виході зубів змазують зубчасті колеса. Осьове зусилля від муфт установки передається на завзятий підшипник, розташований на вал-колесі редуктора. Вал-колеса редуктора встановлені на роз'ємні гідродинамічні підшипники ковзання. Осьове зусилля тихохідного вал-колеса приймається наполегливим підшипником (рис. 1).

    1

    Мал. 1. Схема редуктора: 1 - верхня частина корпусу; 2 - вал-колесо редуктора; 3 - інспекційне отвір; 4 - нижня частина корпусу; 5 - ущільнювач; 6 - вал-шестерня

    На рис. 2, 3 наведено загальний вигляд редуктора з точками вимірів. При цьому напрямок осей у всіх точках виміру приймалося єдиним.

    Мал. 2. Загальний вигляд редуктора з точками вимірів № 1-7, 11 (зазначені точки вимірів № 5, 6, 11 відносяться до елементів корпусу редуктора і елементам енергоблоку, які не відображені на схемі)

    3

    5

    Мал. 3. Загальний вигляд редуктора з точками вимірів № 7-10 (зазначена точка заміру № 10 відноситься до фундаменту редуктора і не відображена на схемі)

    Схема зубчастої пари з точками вимірів проілюстрована на рис. 4.

    /

    Мал. 4. Схема зубчастої пари з точками вимірів: 1 - тихохідний вал-колесо; 2 - швидкохідний вал-колесо

    Оцінка результатів вимірів проводилася згідно класифікації машин за рівнем вібрації. Відповідно до нормативної документації [1] в таблиці наведено рівень вібрації для машин різних класів.

    Рівень вібрації для машин різних класів

    Среднеквадратическая віброшвидкість, мм / с Клас 1 Клас 2 Клас 3 Клас 4

    0,28 Добре Добре Добре Добре

    0,45 Добре Добре Добре Добре

    0,71 Добре Добре Добре Добре

    1,12 Задовільно Добре Добре Добре

    1,8 Задовільно Задовільно Добре Добре

    2,8 Незадовільно Задовільно Задовільно Добре

    4,5 Незадовільно Незадовільно Задовільно Задовільно

    7,1 Неприйнятно Незадовільно Незадовільно Задовільно

    11,2 Неприйнятно Неприйнятно Незадовільно Незадовільно

    18 Неприйнятно Неприйнятно Неприйнятно Незадовільно

    28 Неприйнятно Неприйнятно Неприйнятно Неприйнятно

    45 Неприйнятно Неприйнятно Неприйнятно Неприйнятно

    Виходячи з технічних даних редуктора, для проведення вібродіагностичного контролю був обраний клас 3 - потужні первинні двигуни та інші потужні машини з обертовими масами, встановлені на масивних фундаментах, щодо жорстких в напрямку вимірювання вібрації.

    Вібродіагностика редукторів енергоблоків

    Проведений раніше модальний аналіз основних конструктивних елементів установки підтвердив, що власні коливання тихохідного і швидкохідного вал-коліс близькі один до одного. При цьому перша мода тихохідного вал-колеса становить 391 Гц, що відповідає критичним оборотам - 23 461 об / хв, друга мода дорівнює 782 Гц, а перша мода швидкохідного вал-колеса становить 781 Гц, що відповідає критичним оборотам вала - 46 920 об / хв, друга мода дорівнює 1 563 Гц. Отже, при дії змушує сили від зубчастого зачеплення колеса-шестерні і шевронною передачі з частотою коливання зубчастого зачеплення, близького до частоти 781 Гц, можливе виникнення околорезонансного взаємодії власних коливання тихохідного вал-колеса на другий моді, а швидкохідного вал-колеса на першій моді, що підтверджується при частотному аналізі віброприскорень, заміряних на підшипниках цих валів. Ці зубчасті частоти виявляються на всіх редукторах і залежать тільки від величини навантаження, що передається зубчатим зачепленням. При перерахунку амплітуди віброприскорення на амплітуду вібропереміщень для частот зубчастого зачеплення величина відносного зсуву точки зачеплення зубів для елементів шевронною передачі буде різною, оскільки траєкторії зсувів будуть не однакові і для пари зубчастого зачеплення з боку газотурбінного двигуна (ГТД) будуть більше, ніж на другій парі шевронних коліс. Це є одним з основних факторів, що впливають на підвищений знос робочих поверхонь зубчастих зачеплень шестерні. Схематично траєкторія зубчастого зачеплення шестерні представлена ​​на рис. 5.

    Мал. 5. Схема траєкторій зачеплень зубчастих коліс при згинальних коливаннях вал-коліс: а - друга мода веденого вала; б - перша мода ведучого вала; 1, 2 - опори підшипників

    Згідно траєкторіях власних коливань вал-коліс щодо зміни руху поверхонь зубів зачеплення на полушевроне з боку опори № 1 з позиції газотурбінної установки (ГТУ) вище, ніж на полушевроне з боку опори № 2 шевронною передачі. Однак величина відносних зсувів плями контакту по поверхні зубчастого зачеплення досить мала, щоб стати основною причиною нерівномірного зносу поверхні зубів шестерні швидкохідного вал-колеса. Необхідно проаналізувати кинематику руху плями контакту по поверхні зуба зачеплення за умови виникнення осьових вібрацій, що передаються через муфту від ВМД.

    а

    б

    Практичні основи проведених вібродіагностичних досліджень викладені в роботах [2-8]. Фізична основа аналізу динамічної взаємодії поверхонь зубчастих зачеплень шевронною передачі від осьових вібрацій спирається на оцінку зміни фазових кутів оборотних частот в зубчастому зачепленні, власних коливань вал-коліс від вимушених коливань, пов'язаних з частотами зубчастих зачеплень, а також частот гармонік роботи редуктора (оборотні частоти валів ). Це складна процедура багаторівневої паралельної обробки вібраційних сигналів з виявленням амплітудних зсувів на одній і тій же частоті як в часі, так і в жорстко фіксований період (миттєве значення фазового зсуву). Як приклад на рис. 6 приведена схема побудови кутових фазових зсувів на підшипниках вал-коліс.

    Мал. 6. Схема побудови кутових фазових зсувів на підшипниках вал-коліс редуктора

    Схема дозволяє описати кути закрутки вал-коліс по їх довжині від сили зачеплення в зубчастій передачі і проаналізувати вплив коливань вал-коліс при закрутки від цієї сили на характер фізичних процесів зачеплення елементів шевронною передачі і, навпаки, від сили зачеплення на кут закрутки вала.

    Як приклад наведено схеми коливань кутів фазового зсуву швидкохідного і тихохідного вал-колеса редуктора в вертикальному (рис. 7, 8), горизонтальному (рис. 9, 10) і осьовому (рис. 11, 12) напрямках.

    Фаз опое зміщення по осі вибачення

    Фазобий кут

    III IV J

    ч Фазобое зміщення протіб осі бращенія

    другий підшипників

    Фазобий кут

    Пврбий подшіг,

    Фазобий кут

    Про

    Мал. 7. Коливання кута фазового зсуву на першому і другому підшипниках швидкохідного вал-колеса (друга мода зворотному частоти 167 Гц) у вертикальному напрямку

    Мал. 8. Коливання кута фазового зсуву на першому і другому підшипниках тихохідного вал-колеса (друга мода зворотному частоти 50 Гц) у вертикальному напрямку

    Мал. 9. Коливання кута фазового зсуву на першому і другому підшипниках швидкохідного вал-колеса (друга мода зворотному частоти 167 Гц) в горизонтальному напрямку

    Мал. 10. Коливання кута фазового зсуву на першому і другому підшипниках тихохідного вал-колеса (друга мода зворотному частоти 50 Гц) в горизонтальному напрямку

    Мал. 11. Коливання кута фазового зсуву на першому і другому підшипниках швидкохідного вал-колеса (друга мода зворотному частоти 167 Гц) в осьовому напрямку

    Мал. 12. Коливання кута фазового зсуву на першому і другому підшипниках тихохідного вал-колеса (друга мода зворотному частоти 50 Гц) в осьовому напрямку

    Як приклад на рис. 13 наведено просторовий характер миттєвої зміни кута закрутки по довжині швидкохідного вал-колеса (зворотний частота 167 Гц) у вертикальному напрямку (див. Рис. 7).

    Мал. 13. Просторовий характер миттєвої зміни кута закрутки по довжині вал-колеса

    Проведений аналіз свідчить про нерівномірність кута закрутки по довжині вала, що призводить до нерівномірного зачеплення зубів шевронною передачі. Останнє пов'язано з тим, що фази кутових коливань змінюються в часі, різниця кутів фазового зсуву призводить до зміни геометрії зачеплення, отже, до силового характеру роботи зубів шевронною передачі.

    Аналіз фазових кутів на оборотних частотах першої (швидкохідного - 5 032 об / хв і тихохідного - 1 500 об / хв) і другий моди доводить, що основний кут зсуву по ходу і проти ходу зміщення вал-колеса становить 180 °, що вказує на коректність виконання умов зачеплення колеса-шестерні. Однак при аналізі миттєвих кутів зачеплення виявлено коливання кутів фазового зачеплення зубів, яке в осьовому напрямку для першого підшипника швидкохідного вал-колеса (зворотний частота - 83,54 Гц, відповідає 5 012 об / хв) редуктора становить 78,9 °, що на 34 , 8 ° нижче, ніж для другого підшипника (113,7 °). При цьому для першого підшипника тихохідного вал-колеса (зворотний частота 25 Гц, відповідає 1 500 об / хв) коливання кутів фазового зачеплення становить 169,6 °, що на 146,6 ° вище, ніж для другого підшипника (23 °).

    Характер зацеплений елементів шевронною передачі (колесо-шестерня) за рахунок коливання вал-коліс з урахуванням фазових зсувів за згинально і поздовжнім коливанням призводить до нерівномірності зацеплений зубів як по висоті, так і по ширині. При цьому в осьовому напрямку відбувається зміна коливань фазового кута, що підтверджує нелінійність зачеплення зубів колеса і шестерні між собою. Великі коливання по фазовому куті призводять до мінливої ​​навантаженні в зоні зачеплення від зуба до зуба і по поверхні зубів. Зміна характеру зачеплення між елементами зубів в кожен момент часу неминуче приводить до нерівномірного зносу.

    Аналіз результатів досліджень підтверджує нелінійну зв'язок між рівнем осьових вібрацій і кутом зсуву миттєвого фазового кута. При зниженні навантаження з 22,5 до 3 МВт рівень осьових вібрацій змінився незначно. Це вказує на відсутність впливу рівня навантаження на осьові коливання, що передаються муфтою. Отже, рівень осьової вібрації з навантаженням пов'язаний тільки з коливанням фазового кута. Так, максимальні значення величини осьових коливань фазового кута при навантаженні 22,5 МВт знаходяться в діапазоні від 161 до 173 °, а при навантаженні 3 МВт складають 131,1 °. Вплив фазового кута призводить до динамічного дисбалансу обертання обох вал-коліс. Максимальні значення амплітуди вібрації по віброшвидкості швидкохідного вал-колеса (зворотний частота - 83,54 Гц, що відповідає 5 012 об / хв) реалізуються на другий моді коливань (167 Гц). Максимальні значення амплітуди вібрації по віброшвидкості тихохідного вал-колеса (зворотний частота - 25 Гц, що відповідає 1 500 об / хв) реалізуються на другий моді коливань (50 Гц). Це підтверджує умова про наведеному дисбалансі від осьових вібрацій на швидкохідному вал-колесі.

    При зіставленні величини рівня осьових вібрацій на підшипниках редуктора точок замірів № 1-2 швидкохідного вала і точок замірів № 3-4 тихохідного вала, а також їх трансформації (№ 1-3, 2-4) можна судити про характер стану зазорів між поверхнею вала і ліжку підшипника. При малих рівнях вібрації зазори знаходяться в нормативному технічному стані. Це обумовлено характером передачі силового навантаження між вал-колесом і зубами шестерні. При збільшенні зазору відбувається збільшення рівня вібрації за кінематичною схемою зачеплення.

    Нерівномірність фазового кута зачеплення пов'язана з осьової вібрацією, яка реалізується від муфти, що може призводити до підвищеного рівня вібрації в горизонтальному і вертикальному напрямках. Даний факт відзначається за результатами аналізу всіх редукторів. В осьовому напрямку на швидкохідному вал-колесі зубчасте зачеплення гасить осьові вібрації, що з урахуванням коливання фазового кута може призводити до нерівномірного зносу. При цьому на редукторах спостерігається розкид характеристик.

    Рекомендації для усунення нерівномірності зносу

    1. Для усунення нерівномірності зносу в шевронною передачі необхідно знизити рівень осьової вібрації, яка передається від муфти, що зв'язує ГТУ з редуктором, до рівня 0,1-0,2 мм / с. Заходи щодо зниження рівня осьової вібрації від ГТУ можуть включати в себе конструктивні і технологічні операції (перекіс осей швидкохідного вала редуктора і валу вільної турбіни, теплові зазори і т. Д.).

    2. Передбачити можливість проведення конструктивних доробок швидкохідного і тихохідного вал-коліс з підвищенням жорсткості між елементами шевронною передачі, що дозволить знизити величину різниці лінійних відносних переміщень плями контакту на зубах елементів шевронною передачі.

    3. За рівнем вібрацій все редуктори можуть експлуатуватися до критичної величини, що дорівнює 7,1 мм / с, а тривожний стан агрегатів починається з 4,5 мм / с. Для оцінки залишкового ресурсу необхідно провести аналіз зміни середньоквадратичного значення після закінчення часу від 6 до 12 міс. з часу останнього виміру.

    4. Для своєчасного аналізу технічного стану редукторів енергетичних блоків слід передбачити епізодичний моніторинг не рідше 1 разу на квартал або встановити додаткові датчики вібрацій на підшипниках швидкохідного і тихохідного валів для постійного моніторингу рівня вібрацій.

    висновок

    Основною причиною нерівномірного зносу шевронних коліс редукторів є динамічна взаємодія ведучого і веденого вал-коліс, яке характеризується розходженням переміщень ведучого і веденого вал-коліс, в тому числі і фазовим зсувом в процесі їх коливань. Наведено рекомендації для усунення нерівномірності зносу шевронних коліс редукторів.

    СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

    1. ГОСТІСО 10816-1-97. Вібрація. Контроль стану машин за результатами вимірювань вібрації на невращающихся частинах. Ч. 1. Загальні вимоги. М .: Изд-во стандартів, 1998. 14 с.

    2. СНиП 2.02.05-87. Фундаменти машин з динамічними навантаженнями (затв. Постановою Державного будівельного комітету СРСР від 16.10.1987 № 242). URL: https://files.stroyinf.ru/Data1/ 2/2018 / (дата звернення: 01.02.2018).

    3. Іоріш Ю. І. віброметр. М .: Машинобудування, 1965. 773 з.

    4. Коллакот Р. А. Діагностування механічного обладнання. Л .: Суднобудування, 1980. 296 с.

    5. Діментберг Ф. М., Шаталов К. Т., Гусаров А. А. Коливання машин. М .: Машинобудування, 1964. 308 з.

    6. Ширман А. Р., Соловйов А. Б. Практична вібродіагностика і моніторинг стану механічного обладнання. М .: Наука, 1996. 276 с.

    7. Карасьов В. А., Ройтман А. Б. Доведення експлуатованих машин. Віброакустичні методи. М .: Машинобудування, 1986. 192 з.

    8. РД 34.21.306-96. Методичні вказівки з обстеження динамічного стану будівельних конструкцій споруд і фундаментів устаткування енергопідприємств. URL: https://files.stroyinf.rU/Data2/1/4294847/4294847212.htm (дата звернення: 01.02.2018).

    Стаття надійшла до редакції 04.08.2019

    ІНФОРМАЦІЯ ПРО АВТОРІВ

    Пшеничний Вадим Валерійович - Росія, 614990, Перм; Пермський державний технічний університет; аспірант кафедри ракетно-космічної техніки та енергетичних систем; Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її..

    Сальников Олексій Федорович - Росія, 614990, Перм; Пермський державний технічний університет; д-р фіз.-мат. наук; професор кафедри ракетно-космічної техніки та енергетичних систем; Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її..

    ANALYSIS OF VIBRATION STATUS OF POWER GENERATING UNIT REDUCERS

    V. V. Pshenichnyy, A. F. Salnikov

    Perm National Research Polytechnic University, Perm, Russian Federation

    Abstract. The reducers of power units are being studied. Dynamic analysis of the basic structural elements of reducers has been carried out. There have been found the possible causes of the increased wear of surfaces of toothed linkages of herringbone transfer. There are given the results of studying dynamic interactions by vibration characteristics of measuring the vibration level in bearing blocks and elements of reducers of power units at their technological operation mode. To analyze the frequency interaction of structural elements of the studied reducers there were used the results of modal analysis of earlier conducted researches of the reducer power unit. It has been stated that for conducting vibrodiagnostic control the third class machines were chosen due to their powerful primary engines, and other machines with rotating masses mounted on massive foundations, rigid in the direction of vibration measurement. Phase angles of high-speed and low-speed shaft wheels for the purpose of defining a corner of phase shift (torsional fluctuations of shaft wheels) at reverse frequencies and frequencies of toothed linkage have been studied. In terms of dynamic analysis it allows to trace trajectories of linkages in toothed couples of divided wheels of herringbone gearing. The diagrams of gear trajectories are illustrated for bending vibrations of the shaft-wheels. The research results confirming the nonlinear relationship between the level of axial vibrations and the displacement angle of instantaneous phase angle are presented. It has been recommended to reduce the level of axial vibration transmitted from the coupling to 0.1-0.2 mm / s for eliminating uneven wear in the chevron gear; carry out structural improvements to the high-speed and low-speed shaft-wheels with increasing rigidity between the elements of chevron transmission; operate gearboxes within critical values; timely monitor the technical condition of gearboxes.

    Key words: reducer, fluctuation of reducer elements, dynamic status, vibration acceleration, elements of herringbone gearing, phase angel.

    For citation: Pshenichnyy V. V., Salnikov A. F. Analysis of vibration status of power generating unit reducers. Vestnik of Astrakhan State Technical University. Series: Marine Engineering and Technologies. 2019; 4: 96-106. (In Russ.) DOI: 10.24143 / 2073-1574-2019-4-96-106.

    REFERENCES

    1. GOST ISO 10816-1-97. Vibraciya. Kontrol 'sostoyaniya mashin po rezul'tatam izmerenij vibracii na nevrashchayushchihsya chastyah. Part 1. Obshchie trebovaniya [GOST ISO 10816-1-97. Vibration. Monitoring the condition of machines according to the results of measurements of vibration on non-rotating parts. Part 1. General requirements]. Moscow, Izd-vo standartov, 1998. 14 p.

    2. SNiP 2.02.05-87 «Fundamenty mashin s dinamicheskimi nagruzkami» (utv. Postanovleniem Gosudar-stvennogo stroitel'nogo komiteta SSSR ot 16.10.1987 № 242) [SNiP 2.02.05-87 "Foundations of machines with dynamic loads" ( approved by the Decree of the State Construction Committee of the USSR No. 242 of October 16, 1987)]. Available at: https://files.stroyinf.ru/Data1/2/2018/ (accessed: 01.02.2018).

    3. Iorish Yu. I. Vibrometriya [Vibrometry]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1965. 773 p.

    4. Kollakot R. A. Diagnostirovanie mekhanicheskogo oborudovaniya [Diagnostics of mechanical equipment]. Leningrad, Sudostroenie Publ., 1980. 296 p.

    5. Dimentberg F. M., Shatalov K. T., Gusarov A. A. Kolebaniya mashin [Machine vibrations]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1964. 308 p.

    6. Shirman A. R., Solov'ev A. B. Prakticheskaya vibrodiagnostika i monitoring sostoyaniya mekhanich-eskogo oborudovaniya [Practical vibration diagnostics and monitoring of state of mechanical equipment]. Moscow, Nauka Publ., 1996. 276 p.

    7. Karasev V. A., Rojtman A. B. Dovodka ekspluatiruemyh mashin. Vibroakusticheskie metody [Fine-tuning of operated machines. Vibroacoustic methods]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1986. 192 p.

    8. RD 34.21.306-96. Metodicheskie ukazaniya po obsledovaniyu dinamicheskogo sostoyaniya stroitel'nyh konstrukcij sooruzhenij i fundamentov oborudovaniya energopredpriyatij [RD 34.21.306-96. Guidelines for the examination of the dynamic state of building structures of facilities and foundations of equipment of energy enterprises]. Available at: https://files.stroyinf.ru/Data2/1/4294847/4294847212.htm (accessed: 01.02.2018).

    The article submitted to the editors 04.08.2019

    INFORMATION ABOUT THE AUTHORS

    Pshenichnyy Vadim Valerievich - Russia, 614990, Perm; Perm National Research Polytechnic University; Postgraduate Student of the Department of Rocket and Space Engineering and Power Generating Systems; Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її..

    Salnikov Alexey Fedorovich - Russia, 614990, Perm; Perm National Research Polytechnic University; Doctor of Physico-Mathematical Sciences; Professor of the Department of Rocket and Space Engineering and Power Generating Systems; Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її..


    Ключові слова: РЕДУКТОР / КОЛИВАННЯ ЕЛЕМЕНТІВ РЕДУКТОРА / ДИНАМІЧНЕ СТАН / віброприскорення / ЕЛЕМЕНТИ Шеврон ПЕРЕДАЧІ / ФАЗОВИЙ КУТ / REDUCER / FLUCTUATION OF REDUCER ELEMENTS / DYNAMIC STATUS / VIBRATION ACCELERATION / ELEMENTS OF HERRINGBONE GEARING / PHASE ANGEL

    Завантажити оригінал статті:

    Завантажити