Электрический локомотив как объект диагностирования

4.1. Структурная схема взаимодействующих систем локомотива. Причины неисправно­стей в системе создания силы тяги

Современный локомотив состоит из многих взаи­модействующих технических объектов, которые можно объединить в системы:

- система создания силы тяги, система тяговогопривода. К этой системе относятся тяговый
двигатель, тяговая передача, колёсная пара,элементы передачи сил тяги на раму тележки
и кузов;

- система управления режимом работы тяговогодвигателя - это электрическая схема управле-
ния, силовая схема, включая все необходимыеэлектрические аппараты, преобразователи на­пряжения и тока;

- системы виброзащиты;

- система устройств обеспечения безопасностидвижения.

Все эти устройства подчинены основной цели -обеспечить эффективное функционирование электри­ческого локомотива, как тяговой единицы в системе железнодорожного транспорта.

Рассмотрим структурную схему моторной тележки локомотива с целью выделения общих неисправностей, возникающих в её структурных элементах.

Из рассмотрения схемы (см. рис.) можно заклю­чить, что все вращающиеся узлы имеют подшипники качения - элемент, работающий в сложных условиях по нагрузкам и частоте вращения.

При этом неисправности возникают в узлах, имеющих высшие кинематические пары (пары с по­верхностным трением), которые при износе контактных поверхностей могут быть источниками динамических нагрузок, выражающихся в появлении вибраций.

В подшипниках качения, как правило, разрушение элементов возникает из-за больших контактных напря­жений, возникающих' из неправильного выбора подшипника (ошибки проектирования). Подшипник не соответствует условиям эксплуатации по нагрузкам (их величине и направлению действия на подшипник), ус­ловиям смазки, качеству обслуживания подшипниковых узлов.

Разрушение контактных зон подшипников ведёт, в конце концов, к разрушению в первую очередь элемен­тов самого подшипника и отказу узла, в котором он находится.

Другие узлы, имеющие высшие кинематические пары, при износе контактирующих элементов не раз­рушаются немедленно, а являются источниками повы­шенных вибрации и колебаний. К таким узлам, в пер­вую очередь, относятся зубчатая передача тягового ' привода, которая в результате процесса пересопряже­ния зубчатых пар создаёт периодические возмущения, передающиеся на элементы тягового редуктора, тягово­го двигателя, раму и т.п. С износом эти возмущения увеличиваются по величине и способствуют появлению других неисправностей, например ослабление болтовых соединений.

ТЕЛЕЖКА ЭПС

Тяговая передача

Тяговый двигатель

Рама тележки

Рессорное подвешивание

Тяговая муфта

Тяговый редуктор

Колесная пара

Колесный центр

Ось

бандаж

Элементы крепления

Подшипники

Элементы крепления

Подшипники

Зубчатые колеса

Корпус

Элементы крепления

Шарниры

Упругий элемент

фланцы

Механическая система

Электромагнитная система

Электрические Параметры ТЭД

Коммутация

Изоляция

Катушки

Элементы крепления

Коллекторно- щеточный узел

Подшипники

Зоны концентрации механических повреждений

Сварные швы

ТРЕЩИНЫ

Пружины

Поводки

Гасители

Шарниры

Клапана

Уплотнения

Элементы крепления

Износ контактной зоны бандажа и рельса также не ведёт к немедленному их разрушению, а способствует перераспределению сил при взаимодействии колеса и рельса, снижая безопасные условия качения колеса по рельсу. Кроме этого возникают колебания колёсной пары, тележки в поперечной плоскости, которые вызы­вают повышенные воздействия на кузов, тележку, путь.

Износ системы «коллектор - щётки» приводит к неблагоприятному протеканию электрических процес­сов в тяговом двигателе постоянного тока и вызывает отказы из-за возникновения тяжёлых переходных элек­трических процессов («круговой огонь», электрический пробой изоляции, перенапряжения с перебросом элек­трической дуги на корпус и т.п.).Таким образом, при функционировании локомоти­ва как тяговой единицы к динамическим нагрузка неиз­бежно возникающим при взаимодействии колёсных пар с железнодорожным путём добавляются нагрузки из-за износа взаимодействующих кинематических пар в сис­теме локомотива.

Поскольку сложная механическая система являет­ся системой, склонной при определённых условиях к возникновению резонансных колебаний, то можно предложить следующую описательную модель разру­шений элементов механической части ЭПС. ' Н L

В этой схеме видно, что процесс разрушения не происходит внезапно, а проходит несколько стадий в результате которых происходит увеличение износа и появление зазоров, которое в условиях резонансной динамической системы приводит к саморазвивающему­ся процессу разрушения, который поддерживается изо­бражённой положительной обратной связью (увеличе­ние зазоров->увеличение нагрузки->увеличение зазо­ров).

Таким образом, величина зазора является одним из структурных параметров механической части, который должен контролироваться.

4.2. Модель разрушения роликового подшип­ника качения

В общем случае подшипник качения состоит из 4-х элементов: внешнее кольцо или обойма, внутреннее кольцо, сепаратор, ролики (тела качения).

Тела качения могут различаться по размерам и форме. Форма тела качения и определяет название подшипника: шариковые, роликовые, конические.В ходовых частях подвижного состава в основном применяются роликовые цилиндрические подшипники в виду их большой грузоподъёмности.

Известно, что работоспособность подшипника за­висит от величины контактных напряжений в местах тел качения и обойм.

Шариковые подшипники имеют точечный контакт и при больших нагрузках недопустимые контактные напряжения, роликовые подшипники имеют площадку контакта и допускают большие величины нагрузок, но плохо работают при осевых силах. Происходит нерав­номерноенагружение дорожки качения. Для снижения неравномерного напряжения контакта выполняют ро­лики со скосами на концах (бомбинированные ролики). При перекосах ролика неравномерность распределения напряжений уменьшается. ^;

Условия работы подшипников на подвижном со­ставе характеризуются не только большими радиаль­ными нагрузками, но и значительными осевыми. В ро­ликовых подшипниках осевые нагрузки воспринимают­ся буртами внешних или внутренних колец. Или специ­ально установленным в комбинации с роликовыми ша­риковый подшипник, который воспринимает только осевые силы.

Лучшие результаты для таких условий дают кони-' ческие роликовые подшипники. Но они обладают од­ним недостатком: трудно регулировать осевые и ради­альные зазоры из-за их взаимосвязи. Это создавало трудности в монтаже таких подшипников и последую­щей регулировке зазоров.

В последнее время стали применять конические подшипники, выполненные в виде кассеты («картуш»). Эти подшипники собираются и регулируются на заводе и монтируются на ступицу оси уже в сборе. Подшипни­ки имеют большой срок службы 1,5 млн. км пробега без обслуживания. После 600 тыс. км требуется только добавление смазки (порядка 20 грамм). Подшипники являются устройствами, имеющими много элементов с поверхностным трением как поверхностным трением, так и трением качения. Исходя из этого основными ви­дами неисправностей связаны с изменением (износом) поверхностей качения и катания подшипника, иногда неисправности могут быть вызваны неправильным хра­нением подшипника на складе, или неправильными приё­мами монтажа (удары молотком при перекосах).

Приведём описательную модель разрушения под­шипника.

Пунктиром показаны «положительные обратные связи» между процессами, которые не устраняют износ, а ведут к их увеличению и постепенному разрушению подшипника.

Из рассмотрения этой диаграммы возникает во­прос: на каком уровне необходимо проводить диагно­стирование подшипника, чтобы избежать его заклини­вания?

В целях обеспечения^]безопасности диагностиро­вание подшипников следует проводить с целью выяв­ления повышенного уровня проскальзывания роликов и выявления грубых дефектов, вызванных частичным разрушением элементов подшипников.

Для этих целей используются методы виброаку­стической диагностик, основанные на анализе вибра­ций, создаваемых подшипниками качения.

В подшипниках] с малым проскальзыванием виб­рация создаётся погрешностями механической обра­ботки элементов подшипника и спектр таких вибраций приближается к белому шуму.

У подшипников изношенных или с грязной смаз­кой из-за продуктов износа вибрация имеет модуляцию по амплитуде.

Для диагностирования крупных дефектов приме­няют виброакустические методы, основанные на анали­зе спектров вибраций подшипников и их уровней на определённых .частотах, определяемых вращением эле­ментов подшипников.

Кэти частотам относятся:

1. частота вращения внутреннего кольца подшипника;

2. частота вращения сепаратора;

3. частота вращения ролика;

4. частота следования роликов при проходе их повнутреннему кольцу;

5. частота следования роликов по внешнемукольцу;

6. частоты гармонических составляющих этих ос­новных частот, например, вторая гармоника
частоты вращения внутреннего кольца приовальности внешнего кольца.

Для того, чтобы проводить распознавание этих частот необходимо теоретически рассчитывать эти час­тоты.

4.3. Кинематическая модель роликового под­шипника качения

На рисунке изображена схема качения ролика подшипника по внешнему и внутреннему кольцам при неподвижном внешнем кольце.

R - радиус дорожки качения ролика по внешнему кольцу,

г - радиус дорожки качения ролика по внутрен­нему кольцу;

г_р- радиус ролика;

Rq- радиус средней линии сепаратора (окружно­сти по центрам роликов).

Линейная скорость yс определим из подобия треугольников плана скоростей.

Обычно ш = 2я/, где / - частота в Гц, и тогда_г частота вращения сепаратора относительно наружного/ неподвижного кольца

Частота перекатывания тел качения относительно наружного кольца.

где z — количество роликов в подшипнике.

Эта формула используется для определения часто­ты прохождения роликом одиночного дефекта на на­ружном кольце.

Для вывода формулы частоты вращения роликов относительно внутреннего кольца применим известный приём: с помощью фиктивного приложения скорости v' к ролику в точках касания его с кольцами, «остано­вим» внутреннее кольцо, тогда внешнее начнёт вра­щаться. Полученный план скоростей показан на рисун­ке.

Мгновенный центр вращения ролика будет в этом случае в точке 1.Из подобия треугольников найдём v

Частота прохождения роликами дефекта внутреннего кольца подшипника равна

Для вывода формулы частоты вращения роликов относительно сепаратора воспользуемся уже приме­нённым приёмом, но изобразим план скоростей ролика при вращении его относительно своего центра «О» (за­штрихованные треугольники).

Угловую скорость вращения ролика относительно

Определим линейную скорость v" из подобия треугольников.

В качестве примера определим частоты вращения сепаратора и частоту прохождения тел качения относи­тельно внутреннего кольца для буксового подшипника

или частота вращения ролика относительно сепаратора, в Гц.

- количество роликов z_p= 14;

- частота вращения оси колёсной пары, п - 300 об/мин = 5 Гц (v =59 км/ч);

- радиус ролика г_р = 16 мм.

Частота прохождения одиночного дефекта на внутреннем кольце

Как видно из расчётов частоты вращения элементов подшипников низки и лежат в диапазоне до 100 Г при частотах вращения безопасных для диагностирования на стенде (до 200 об/мин). Обычно частоты вращения при диагностировании 160 об/мин.

4.4. Механическая модель болтового соедине­ния

При рассмотрении моторной тележки эпс как объекта диагностирования было отмечено, что крепёжнькэлементы (болты) присутствуют практически во все? рассмотренных узлах и являются важными элементами определяющими работоспособность многих узлов.

Условия работы ходовых частей эпс, характери­зуются действием динамических нагрузок в широком диапазоне амплитуд и частот.

Известно, что в таких условиях болтовые соедине­ния выходят из строя в результате снижения затяжки, постепенного ослабления и самоотворота. В конечном счёте ослабленный болт начинает работать на изгиб, изнашиваются резьба и тело болта, появляются устало­стные трещины, уменьшается сечение болта и происхо­дит излом тела болта в результате действия ударной нагрузки.

Отсюда следует, что основной неисправностью болтовых соединений является снижение их затяжки в условиях действующей вибрации из-за динамических нагрузок.

Для того чтобы предложить метод диагностирова­ния этой неисправности необходимо рассмотреть физи­ческие процессы, происходящие в болтовом соедине­нии при действии на деталь внешних нагрузок.

Построим механическую модель простейшего болтового крепления, соединяющего две плоские пла­стины.

6 -коэффициент жесткости болта, коэффициент податливости болта

где /_б - длина болта;

EF- жёсткость болта при растяжении;

Е - модуль Юнга, для материала сталь Ј=2-10⁶ кг/см²=2-10^п Н/м²=2-10⁵ МПа;

к_гл - коэффициент жёсткости участка «головка-деталь» (в ряде случаев под головку устанавливают втулку);

к_я] - коэффициент жёсткости детали номер 1;

к_п2 - коэффициент жёсткости детали номер 2;

к_р6- коэффициент жёсткости резьбовой части

болта;

/_р6 - длина резьбовой части болта (0,3^0;

к_с6 - коэффициент жёсткости стержня болта;

&_ст - коэффициент жёсткости стыка соединяемых

деталей или в некоторых случаях это коэффициент жё­сткости прокладки между деталями для увеличения

герметичности, Е_пр0КЛ = 0,72 • 10⁶ кг/см², /_ст = 0,3 см.

Упростим модель путём приведения соответст­вующих жесткостей к эквивалентной жёсткости болта к₆и эквивалентной жёсткости соединяемых деталей.

Приведённая жёсткость участка стыка головки болта и детали номер 1 равна

Приведенная жесткость участка стыка первой и второй деталей

Приведенная жесткость соединяемых деталей

Приведенная жесткость болта

Окончательная приведённая схема будет иметьвид

На схеме:

Q_o - сила затяжки болта, создаваемая закручива­нием болта, в результате этого болт растягивается, а деталь - сжимается;

Р- внешняя сила, действующая на деталь.

Как видно из расчётной схемы обе эквивалентные жёсткости работаю как параллельно соединённые пру­жины и, следовательно, при одинаковой деформации, силы, действующие в каждом элементе, будут зависеть от жёсткости этого элемента.

Построим диаграмму, на которой рассмотрим рас­пределение сил по элементам при действии силы Р, вызывающей дополнительные деформации 5 .

На диаграмме:

«Д» - деталь;

«Б» - болт;

Р₆ — дополнительная сила на болте от внешней силы Р.;

Р_л- уменьшение силы, действующей на деталь,

их стык;

Q^ - остаточная сила на стыке деталей.

Усилие затяжки Q_oвызывает растяжение болта на величинуА°_б и сжатие деталей на величину А°_д. Приприложении внешней силы Р. , действующей на растя­жение болта, болт получит деформацию 5, а деталь уменьшит деформацию сжатия на величину 8 . Таким образом, дополнительная сила на болт будет равна

Чтобы определить 5 воспользуемся соотношени­ем сил в параллельном соединении упругих элементов

Запишем эту формулу через податливости деталей и болта, как обычно принято

Выражениеосновной нагрузки и обычно при расчёте болтов если детали работают при динамической нагрузке выбирает­ся из диапазона 0,2-0,25. Из анализа формулы можно заключить, что для снижения доли внешней нагрузки, действующей на болт необходимо чтобы податливость болта была в не­сколько раз больше, чем податливость деталей.Приведём диаграммы, на которых видна загруженность болта при разной величине его жёсткости.

Из диаграмм следует, что для снижения динамиче­ской нагрузки действующей на болт необходимо i уменьшать жёсткость болта и увеличивать жёсткость соединяемых деталей, главным образом в области сты­ка.

Исходя из этого необходимо увеличивать чистоту обработки соединяемых стыков и, если нет особой не­обходимости, не применять прокладки между соеди­няемыми деталями. Если необходимо обеспечить плот­ность стыков за счёт прокладок, то следует согласовы­вать жёсткости болтов и прокладок и возможно увели­чивать нагрузку на болты, повышая плотность стыка за счёт увеличения g_0CT.

Для повышения упругости болтов обычно приме­няют детали, увеличивающие их длину (бобышки, втулки и т.д.).

Итак, рассмотрев работу болтового соединения можно заключить следующее:

- создание каких-либо устройств диагности­рующих ослабление болтовых соединений не­
целесообразно по двум причинам:

1. ослабление болтов является следствием неисправностей, возникающих внутри уз­ла;

2. большая трудоёмкость из-за значительно­го количества болтов;

- для надёжной работы узла имеются конструкторские способы, которые позволяют

стабилизировать затяжку болтов.

К последним относят:

1. правильный расчёт болтового соединения с учётом упругости соединяемых деталей и применение конструкторских способов снижения сил, действующих на болт.

2. при работе болтовых соединений в услови­ях интенсивных вибраций необходимо применять контровочные приспособления, предотвращающие самоотворот болтов и гаек.

4.5. Основы котировки болтовых соединений

В основе построения всех контровочных уст­ройств заложен один принцип - создание момента про­тиводействующего моменту, который отвёртывает бол­ты, гайки. При изучении трения в подвижных соединениях широко используется понятие угла трения - угол между суммарной реакцией и нормалью контактных поверхностей равен углу трения. Если тело меняет направление скольжения, то суммарная реакция вокруг нормали контактных поверхностей описывает конус
трения. Если равнодействующая (активная сила) находит­ся внутри конуса, то она не может сдвинуть тело. Это является условием самоторможения тел.На этих основных положениях и основана работа резьбовых соединений.Рассмотрим простейшую модель резьбового со­единения «болт - гайка».Например, при сухих стальных поверхностях / = 0,13 и ф = 7,4°,

/ = 0,15 и ф = 8,5°.

Суммарная реакция на движущееся тело

В момент начала движения тела активная равнодействующая

\j/ - угол подъёма резьбы (винтовой линии резь­бы).

Тогда резьбовое соединение можно представить как «груз на наклонной плоскости», грузом в данном случае является болт.

Условие самоторможения резьбы|Ф>У|-

На этой схеме: Q - сила затяжки болта;

N - сила нормального давления;

Q_ca - сдвигающая сила от силы Q.

При завинчивании болта сила <2_СД является силойтрения в резьбе. После затяжки болта в резьбе действу­ет сила трения, определяемая условиями трения исилой нормального давленияТ = JN. Равнодействую­щая Rсил N и Т и нормаль определяют угол трения Ф по определению. Направление силы Qпроходитвнутри угла трения и поэтому эта сила не может сдви­нуть груз. Это является иллюстрацией самоторможения резьбы при условии ф > ц.

Например, для болта Ml6 при шаге резьбы sот 1,5 до 2,5 мм угол \\jизменяется от 1,7° до 2,8°. а уголтрения для стальных смазанных поверхностей равен «7°, т.е. условие самоторможения достигается. Таким образом резьбовые соединения принадлежат к само­тормозящимся резьбам (при постоянных нагрузках!).

Если по каким-либо причинам, особенно при вы­сокочастотной вибрации, действующей на болт или приослаблении болта с появлением минимального зазора в резьбе условия трения резко изменяются - уменьшает­ся.

По экспериментальным данным коэффициент тре­ния в резьбе болта Ml0x25 при вибрациях имеет сле­дующие значения:

Угол трения при 0,01 равен 0,66°, т.е. уменьшается примерно в 10 раз.

Условие самоторможения нарушается (см. рис.). Сила Q«вышла» из конуса трения

Для создания стабильного трения в резьбе приме­няют различные устройства. К ним относятся шайбы Гравера, тарельчатые пружины и большое количество различных приспособлений, которые закрепляют гайки или болты от самоотворота.Пружинящие шайбы Гравера при завинчивании болта за счёт своих упругих свойств подтягивают болт и выбирают технологические зазоры между нитками резьбы болта и деталью или между гайкой и болтом. После того как болт затянут шайба теряет свои уп­ругие свойства. На рисунке изображена характеристика шайбы Гравера.

Как видно любое малое изменение деформации Δf ведёт к уменьшению затяжки до 0.

Альтернативой является тарельчатая шайба, кото­рая применяется в узлах, подверженных динамическим нагрузкам. Как видно из рисунка, эта шайба имеет не­линейную характеристику и изменение деформации болта наΔf практически не изменяет первоначальную

затяжку болтового соединения.

В последнее время в Западной Европе применяют шайбы Nord-Lock, которые используют принцип уве­личения давления на резьбу при появлении ослабления головки болта.

Как видно из построения картины распределения сил в резьбе при одинаковой силе затяжки Qв резьбе ишайбах угол трения в шайбе будет больше за счёт уве­личения угла а, это увеличивает сопротивление голов­ки болта самоотвороту. Кроме этого, самоотворот го­ловки болта с шайбой вызывает «вытягивание» тела болта и увеличение силы, действующей в резьбе, что увеличивает затяжку болта и силу трения в резьбе.

Таким образом, применение надёжных контровочных приспособлений, созданных для работы в условиях вибраций, устраняет ослабление болтовых соединений и не требует ихдиагностирования.