Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Состояние проблемы. задачи исследования 12
1.1. Применяемость объемного гидропривода 12
1.2. Обзор исследований объемного гидропривода транспортных средств 13
1.3. Преимущества и недостатки трансмиссий с объемной гидропередачей 20
1.4. Причины отказов и механизм разрушения деталей гидроприводов 22
1.5.Классификация методов и средств технической диагностики 27
1.6. Цель и задачи исследования 35
ГЛАВА 2. Разработка математической модели аксиально-поршневого гидромотора 38
2.1. Принцип работы аксиально-поршневого гидромотора
2.2. Постановка задачи моделирования 41
2.3. Составление дифференциальных уравнений математической модели 44
2.4. Выводы по главе 55
ГЛАВА 3. Численный анализ динамики аксиально-поршневого гидромотора 66
3.1. Методы анализа вибрационных сигналов
3.2. Выбор метода и разработка алгоритма решения дифференциальных уравнений математической модели 73
3.3. Решение дифференциальных уравнений математической модели 75
3.3.1. Решение математической модели с учетом одного поршня..
3.3.2. Решение математической модели с 9-ю поршнями 79
3.4. Выбор признаков износа кинематических пар
3.4.1. Выбор признака появления эффекта сухого трения в трибологических парах 82
3.4.2. Выбор признака появления зазора в паре вал-обойма 39
3.5. Выводы по главе 93
ГЛАВА 4. Экспериментальные исследования динамики аксиально-поршневого гидромотора 95
4.1. Разработка методики диагностирования гидромоторов 95
4.1.1. Постановка задачи и разработка правил принятия решения 95
4.1.2 Расчет пороговых значений диагностических параметров экспериментальных данных гидромоторов методами статистических решений 100
4.2. Планирование экспериментальных исследований 104
4.3. Разработка экспериментальной установки и информационно-измерительного комплекса 105
4.3.1. Описание основных компонентов стенда
4.3.2. Выбор датчика и контрольных точек измерения вибрации...
4.4. Проведение экспериментальных исследований 119
4.5. Рекомендации по внедрению системы автоматического диагностирования в серийной технике
4.6. Выводы по главе 225
Основные результаты и выводы по работе 126
Библиографический список 128
- Преимущества и недостатки трансмиссий с объемной гидропередачей
- Составление дифференциальных уравнений математической модели
- Выбор метода и разработка алгоритма решения дифференциальных уравнений математической модели
- Расчет пороговых значений диагностических параметров экспериментальных данных гидромоторов методами статистических решений
Введение к работе
Актуальность работы. Работа сложных машин и механизмов в промышленности, на транспорте, в повседневной жизни неразрывно связана с эффектом вибраций, интенсивность и характер которых проявляются разным образом в зависимости от технического состояния оборудования. Поэтому, анализируя вибрации тем или иным методом, можно без вывода оборудования из рабочего режима, т.е. без демонтажа или без разборки, получить достаточно полную и достоверную информацию о его текущем состоянии и зарождающихся в нем неисправностях. Практически мгновенная реакция вибросигнала на изменение состояния оборудования является незаменимым качеством в нештатных ситуациях, когда определяющим фактором является скорость постановки диагноза и принятия решения.
В настоящее время объемный гидравлический привод является основным типом привода в различных строительных и дорожных машинах, в станкостроении, в промышленных и космических роботах-манипуляторах, авиационно-космических системах управления, в системах наведения и стабилизации различных видов вооружения и военной техники, а также в виде гидрообъемных передач механизмов поворота целого ряда военных гусеничных машин различных классов. Аксиально-поршневые гидроприводы обладают целым рядом преимуществ: быстродействие, плавность передачи крутящего момента, плавное и быстрое изменение выходной скорости, реверсивность, эффективное предохранение от перегрузок, возможность замены гидропередачей не только коробки передач, но и всей трансмиссии, простота создания трансмиссии с большим передаточным числом при одном и том же числе агрегатов, независимость компоновки агрегатов трансмиссии на машине, и т.д. Эффективность эксплуатации таких узлов во многом зависит от наличия современных методов и средств диагностирования, что позволяет более точно устанавливать сроки и объем работ по обслуживанию и ремонту, исключить ненужные разборочно-сборочные работы, определить действительную потребность в регулировках, выявить и проконтролировать основные эксплуатационные показатели гидропривода во время работы, определить целесообразность проведения ремонтных работ, маневрировать сроками технического обслуживания в зависимости от напряженности работ, прогнозировать остаточный ресурс и наработку узлов и отдельных аппаратов.
Согласно методическим рекомендациям в строительстве (МДС 12-20.2004), при диагностировании гидропривода машин могут быть применены следующие методы: параметрический (гидростатический), метод пульсаций давления, метод переходных характеристик, термодинамический метод, метод спектрального анализа, метод индикации инородных примесей в жидкости, акустический метод, виброакустический метод, и др.
Тем не менее, основным недостатком всех существующих методов является их трудоемкость. Например, на комбайне марки «Holmer» установлено 20 гидравлических моторов, для анализа по виброакустическому методу на каждый гидравлический мотор отводится 0,3-0,5 нормо-часов, следовательно, анализ только этих узлов может занять 6-10 нормо-часов. Поэтому разработка диагностического оборудования, а также поиск новых способов и методов диагностики, позволяющих ускорить процесс анализа работоспособности гидроприводов, является актуальной научно-технической задачей.
Целью диссертационной работы является повышение эффективности функциональной диагностики аксиально-поршневых гидромоторов на основе методов динамического анализа вибрации корпуса гидромотора.
Для достижения цели работы были поставлены и решены следующие задачи:
1) разработка расчетной схемы аксиально-поршневого гидромотора;
2) построение математической модели, адекватно отражающей процесс работы ходовой части гидромотора;
3) выбор метода решения дифференциальных уравнений и создание вычислительного комплекса на базе среды блочного имитационного моделирования;
4) выявление признаков, оказывающих влияние на вибрационные характеристики аксиально-поршневого гидромотора на основе численного эксперимента;
5) разработка методики определения дефектов по вибрационному сигналу корпуса на основе численного моделирования;
6) разработка экспериментальной установки и проведение исследований по диагностике дефектов на основе методов динамического анализа вибрации корпуса аксиально-поршневого гидромотора;
7) сопоставление результатов экспериментальных исследований и результатов математического моделирования;
8) разработка рекомендаций для интеграции системы функциональной автоматической диагностики в транспортные средства.
Объектом исследования данной работы являются динамические процессы, протекающие в сложной гидромеханической системе, в которую входят аксиально-поршневой гидромотор с возникающими в нем дефектами в виде зазора пары вал-блок цилиндров и уменьшением смазочной пленки прецизионных трибологических пар, а также система сбора и обработки информации, включающая датчик-акселерометр, АЦП, модуль обработки информации.
Методы исследования. При выполнении диссертационной работы использованы основные положения теоретической механики, теории машин и механизмов, деталей машин, теории объемных гидромашин и гидроприводов, триботехники, цифровой обработки сигналов, планирования эксперимента, методов математического моделирования, численных методов решения дифференциальных уравнений.
Достоверность научных положений и результатов обеспечена корректностью постановки задачи, обоснованностью использованных теоретических зависимостей и принятых допущений, применением известных математических методов; подтверждается сравнительным анализом результатов, полученных теоретически, и результатов экспериментальных исследований.
Научная новизна работы и положения, выносимые на защиту:
1) разработана оригинальная математическая модель, адекватно отражающая динамические процессы, протекающие при нештатном режиме работы аксиально-поршневого гидромотора, которая учитывает нелинейную модель зазора пары вал — блок цилиндров, а также нелинейную модель трения трибологических пар, которые меняют свои свойства и состояния вследствие нарушения масляной пленки на поверхностях скольжения; 2) выявлены диагностические признаки нештатных режимов работы гидромотора и определена область их параметров, заключающиеся в изменении амплитуды субгармоники кратности 1/2 частоты вращения выходного вала в пределах от 100 до 2000 рад/с2 при изменении зазора подвижной пары вал блок цилиндров в интервале от 0,04 до 0,75 высоты зуба шлицевого соединения, а также в изменении амплитуд третьей гармоники спектра сигнала виброускорения в пределах от 120 до 6000 рад/с2 при различных составляющих сил граничного трения в трибологических парах; 3) теоретически установлена и обоснована зависимость между коэффициентом трения и соотношением амплитуд третьей и первой гармоник спектра сигнала виброускорения для различного количества трибологических пар аксиально-поршневого гидромотора, заключающаяся в том, что с ростом коэффициента сухого трения скольжения подвижных пар влияние амплитуды третьей гармоники спектра сигнала виброускорения возрастает практически линейно до величины коэффициента трения 0,3...0,4.
Практическая ценность данной работы состоит в том, что предложенная система встроенной автоматической диагностики на основе разработанной методики позволяет выявлять износ подвижных пар аксиально-поршневого гидромотора, а также их количество по вибрационному сигналу корпуса и выводить информацию о состоянии агрегата в реальном времени, что обеспечивает повышение эффективности функциональной диагностики. Результаты работы внедрены в производственный процесс Регионального сервисного центра (Курск) и ООО «Автолига Сервис» (Курск).
Результаты работы использованы при выполнении государственных контрактов П2114 от 05.11.2009 и П2443 от 19.11.2009 в рамках федеральной целевой программы.
Личный вклад автора заключается в разработке расчетной схемы, построении математической модели, адекватно описывающей процесс работы аксиально-поршневого гидромотора; решении дифференциальных уравнений математической модели численными методами в программно-вычислительном комплексе на базе среды блочного имитационного моделирования Simulink/Matlab; определении факторов, оказывающих влияние на вибрационные характеристики на основе численного эксперимента; разработке экспериментальной установки и проведении исследований по диагностике дефектов на основе методов динамического анализа вибрации корпуса гидромотора; сопоставлении результатов экспериментальных исследований и результатов математического моделирования; разработке методики функциональной диагностики, позволяющей выявить износ кинематических пар ходовой части аксиально-поршневого гидромотора по вибрационному сигналу корпуса, особенностью которой является введенный набор правил принятия решения, позволяющих повысить вероятность достоверного диагноза; разработке рекомендаций по внедрению диагностических устройств в серийной технике.
Апробация диссертации. Основные положения. диссертации докладывались и обсуждались на: VIII Международной научно-технической конференции «Вибрационные машины и технологии» (Курск, 2008), IX Международной научно-технической конференции «Управляемые вибрационные технологии и машины» (Курск, 2010), Всероссийской научно-практической конференции «Современные наукоемкие инновационные технологии» (Самара, 2009), XI Международной научно-практической конференции «Ресурсосберегающие технологии ремонта, восстановления и упрочнения деталей машин, механизмов, оборудования, инструмента и технологической оснастки от нано- до макроуровня» (Санкт-Петербург, 2009).
Публикации. По материалам диссертации опубликовано 9 печатных работ, включая 8 статей, из них 2 в изданиях, рекомендованных ВАК, патент РФ на полезную модель.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, библиографического списка из 130 наименований и приложения. Текст диссертации изложен на 135 страницах машинописного текста, содержит 64 рисунка, 7 таблиц.
Краткое изложение содержания глав диссертации.
В первой главе приводится обзор диагностической аппаратуры, применяемой для проверки технического состояния гидроприводов. В результате анализа выявлено, что основными являются методики динамической и статической оценки, показаны их недостатки.
Анализ целого ряда научно-информационных источников по вибрационной диагностике таких зарубежных и российских ученых, как С.Л. Цыфанского, В.И. Бересневича, Б.В. Лушникова, А.Р. Ширмана, А.Б. Соловьева, В.А. Руссова, Т.М. Башты и ряда других авторов, показывает значительный интерес к исследованию динамики агрегатов различного класса и" разработке средств их диагностики. Также проанализированы наиболее важные научные труды, таких исследователей, как Б.К. Чемоданова, И.В. Крагельского, С.А. Воронова, Н.В. Камчугова, В.И. Барышева, М.К Bahr Khalil, J.Svoboda, R.B. Bhat, S.A. Kassem, инженеров и конструкторов ОАО «Гидромаш», ОАО «Гидросила», ОАО «Ковровский электромеханический завод», ВНИИСтройдормаш, ВНИИГидропривод, «Витланд Хеликоптер» (США) и др.
В результате анализа выявлены причины износа и показан механизм разрушения деталей аксиально-поршневых гидромоторов.
Таким образом, целью данной главы является определение направления дальнейших исследований, сосредоточенных на повышение эффективности функциональной диагностики. Вторая глава, опираясь на анализ состояния вопроса, а также сформулированные цели, раскрывает подзадачу разработки расчетной схемы аксиально-поршневого гидромотора, особенностью которой является учет движения обоймы по трем осям неподвижной системы координат, а также введение сил трения каждой трибологической пары. Приводится описание, разработанной структурной схемы работы аксиально-поршневого гидромотора, позволившей упростить гидравлические процессы, протекающие в системе насос-мотор, что дало возможность записать математическую модель с допустимыми упрощениями с одной стороны и с достаточным количеством параметров для ее более полного отображения с другой. Рассматривается подробное описание построения системы дифференциальных уравнений математической модели аксиально-поршневого гидромотора, описывающих функциональные особенности данного агрегата. Математическая модель позволяет описывать динамические процессы износа кинематических пар с учетом нелинейностей типа зазор и сухое трение.
Третья глава раскрывает процесс построения и решения математической модели, полученной в главе 2, а также анализа полученных данных в среде Simulink. Выявляются признаки, позволяющие определить износ кинематических пар аксиально-поршневого гидромотора, а именно появление эффекта «сухого трения в трибологических парах и увеличенного зазора в паре вал-обойма.
В четвертой главе приводится программа и методика экспериментальных исследований. Целью которых является проверка адекватности построенной математической модели и проведения сравнительного анализа теоретических результатов с опытными данными, а также практической апробации методики определения дефекта. Приводится подробное описание разработанной экспериментальной установки. Представляется разработанная методика функциональной диагностики, позволяющая выявить износ кинематических пар ходовой части аксиально-поршневого гидромотора по вибрационному сигналу корпуса, особенностью, которой является введенный набор решающих правил принятия решения, позволяющих повысить вероятность достоверного диагноза. На основании полученных результатов вырабатываются рекомендации по внедрению системы автоматического диагностирования в серийной технике, заключающиеся в использовании встраиваемых датчиков и центрального блока диагностики, связанного в единую сеть с блоками бортовой электроники по CAN-технологии передачи данных.
В заключении представляются основные результаты, полученные в процессе исследований, на основании которых можно сделать вывод о том, что в диссертации решена актуальная научно-техническая задача повышения эффективности функциональной диагностики аксиально-поршневых гидромоторов, за счет создания системы встроенной автоматической диагностики, позволяющей рассчитывать износ кинематических пар аксиально-поршневого гидромотора по вибрационному сигналу корпуса, а также выводить информацию о состоянии агрегата в реальном времени в соответствии с разработанной методикой принятия решения.
Преимущества и недостатки трансмиссий с объемной гидропередачей
Хорошие результаты в отношении, как размеров, так и веса дает применение высокооборотных гидромоторов (п = 1500-3 000об/мин) в сочетании с конечной передачей, которую можно выполнить достаточно компактной и легкой.
Таким образом, объемная гидропередача может заменить в транспортной машине не только коробку передач, но и все другие агрегаты, входящие в механическую трансмиссию. При этом с приводным двигателем соединяется насос, а с ведущими колесами - гидромоторы.
При создании специальных машин, расположение их оборудования не всегда позволяет применить общепринятую схему компоновки с механической трансмиссией. В этом случае применение объемной гидравлической трансмиссии дает возможность установить двигатель с насосом в наиболее удобном месте и соединить его с гидравлическими моторами гибкими шлангами, которые можно разместить на машине без особых затруднений.
При регулировании путем изменения подачи насоса имеется возможность торможения машины в процессе движения с помощью гидропередачи без использования двигателя и специальных тормозных устройств. Как показала практика, торможение в этом случае получается достаточно эффективным и надежным. Полная остановка вала гидромотора происходит при нулевой подаче насоса. Максимальный тормозной момент равен максимальному крутящему моменту, развиваемому гидромотором, и ограничивается только максимальным давлением в гидравлической системе, на которое отрегулированы предохранительные клапаны. Но все же этот способ торможения не исключает необходимости в дублирующем стояночном тормозе, применяемом на всех машинах. При испытаниях машин с объемной гидропередачей было выявлено, что обеспечить их полную неподвижность на подъемах и спусках невозможно. Утечки рабочей жидкости через зазоры между рабочими деталями гидроагрегатов вызывают проскальзывание гидромоторов (некоторый поворот их вала). При этом по мере увеличения износа рабочих поверхностей гидроагрегатов, проскальзывание увеличивается.
В ряде регулируемых насосов можно осуществлять движение жидкости в любом направлении из нулевого положения, когда при вращающемся вале насоса подача жидкости отсутствует. Таким образом, при установке таких насосов передача является реверсивной и обеспечивает движение машины как вперед, так и назад с одинаковыми скоростями. Механизм управления объемной гидравлической трансмиссией получается очень простым: может быть использована только одна рукоятка управления насосом, при помощи, которой регулируется скорость движения, производится торможение и изменяется направление движения.
К недостаткам объемной гидропередачи следует отнести следующие: более низкий к.п.д. серийных образцов, чем у обычной ступенчатой механической трансмиссии; необходимость в дополнительных устройствах для обеспечения движения накатом; более высокая стоимость; повышенные требования к культуре производства, особенно сборке; необходимость в персонале высокой квалификации для ремонта гидроагрегатов.
Ранее одним из существенных недостатков являлась чувствительность гидропередачи к изменениям температуры окружающего воздуха: при низких температурах вязкость рабочей жидкости резко увеличивалась и работоспособность передачи нарушалась. В настоящее время, благодаря применению специальных рабочих жидкостей, работоспособность гидропередач сохраняется при температурах до -50С.
По техническому условию заводов-изготовителей [24, 28] ресурсный отказ гидромоторов происходит при снижении объемного КПД с 0,95 на 20%. Наиболее полная классификация причин, приводящих к ресурсному отказу аксиально-поршневого гидромотора, приведена в работах [9, 11, 17, 69, 70, 86, 95]. Их можно разделить на три группы: конструкционные, производственные и эксплуатационные (рис. 1.5).
Конструкционные отказы (20% от общего количества) обусловлены, в основном, наличием «слабых» мест в конструкции изделия.
Производственные отказы (50%) вызываются нарушением требований конструкторской документации, технологии изготовления, применением некондиционных материалов и комплектующих элементов, недостаточным контролем качества в процессе производства.
Так, с начала производства объемного гидропривода ГСТ-90 на разных предприятиях-изготовителях менялись требования к выбору материала наиболее ответственных деталей. По данным Камчугова Н.В. на первых этапах производства объемного гидропривода на Кировоградском заводе «Гидросила» распределитель латунный и опоры поршней изготавливали из свинцовистой латуни ЛС-59-1, с пределом прочности ов = 380МПа и твердостью 70...80 НВ, содержащей в своем составе 0,8...1,9% свинца. Распределитель стальной и опору изготавливали из низколегированной инструментальной стали глубокой прокаливаемости марки ХГС с пределом прочности о = 702МПа и твердостью 59HRC после объемной закалки. В последствии в качестве материала распределителя стального стали использовать сталь ШХ15СГ-Ш, а в качестве материала распределителя латунного - латунь ЛМцКНС 58-3-1,5-1,5-1. Опору и упор изготавливали из чугуна ВЧ 60-2, блок цилиндров из чугуна СЧ 20.
Составление дифференциальных уравнений математической модели
При постоянном VMp и объемном КПД т]лш расход гидромотора прямопропорционален числу оборотов вала пм. По мере износа сопряжений насоса и гидромотора объемный и гидромеханический КПД падают, что приводит к снижению частоты вращения вала гидромотора, крутящего момента и эффективной мощности.
Объемный гидропривод позволяет бесступенчато изменять передаточное отношение. Например, для ГСТ-90 на каждый оборот вала гидромотор потребляет 89 см рабочей жидкости (без учета утечек). Такое количество рабочей жидкости гидронасос может выдать за один или несколько оборотов своего приводного вала в зависимости от угла наклона его люльки. Следовательно, меняя подачу гидронасоса, можно изменить скорость движения машины.
Для изменения направления движения машины достаточно наклонить люльку в противоположную сторону. Реверсивный гидронасос при том же вращении его вала изменит направление потока рабочей жидкости в магистралях гидронасос - гидромотор на обратное (то есть магистраль низкого давления станет магистралью высокого давления, а магистраль высокого давления - магистралью низкого). Если же снять усилие с рычага сервоклапана, то люлька под действием пружин возвратится в нейтральное положение, при котором плоскость находящейся в ней опоры станет перпендикулярной к оси вала. Поршни не будут перемещаться в осевом направлении. Подача рабочей жидкости прекратится. Машина остановится. В магистралях гидронасос -гидромотор давление станет одинаковым. Золотник в клапанной коробке под действием центрирующих пружин займет нейтральное положение, при котором перепускной клапан не будет подключен ни к одной из магистралей. Вся жидкость, подаваемая насосом подпитки, через предохранительный клапан будет стекать во внутреннюю полость гидронасоса. При равномерном движении самоходной машины в гидронасосе и гидромоторе вся жидкость, подаваемая насосом подпитки, окажется лишней, и ее надо будет выпускать через клапаны. Чтобы излишки этой жидкость использовать для отвода тепла, через клапаны выпускают нагретую, прошедшую гидромотор жидкость, а не охлажденную из бака. С этой целью перепускной клапан системы подпитки, расположенный в клапанной коробке на гидромоторе, настроен на несколько меньшее давление, чем предохранительный на корпусе насоса подпитки. Благодаря этому при превышении давления в системе подпитки откроется перепускной клапан и выпустит нагретую жидкость, вышедшую из гидромотора. Далее жидкость из клапана попадает во внутреннюю полость агрегата, откуда по дренажным трубопроводам через теплообменник направляется в бак.
На протяжении долгого времени большинство исследований в области динамического анализа и диагностики было нацелено на решение линейных динамических задач, которые математически описываются системой линейных дифференциальных уравнений. Достигнутые при этом успехи в значительной мере были обусловлены тем, что в соответствующих практических применениях оказались оправданными принципиальные упрощения [103]. Линейные методы вибродиагностики имеют ряд недостатков, таких как низкая чувствительность, к возникающим дефектам; ограниченное количество параметров колебаний, которые могут использоваться в качестве диагностических признаков; и др., ограничивающих область их практического применения. Однако в настоящее время активно развивается направление нелинейной вибродиагностики. При рассмотрении аксиально-поршневого гидромотора, его упрощенная линейная математическая модель не способна отобразить истинное динамическое поведение данного агрегата. Поэтому попытка строить процедуру вибродиагностики на основе линеаризованной модели может привести к качественно и количественно неверным результатам.
Так как математическая модель рассматриваемого в работе объекта является нелинейной как в дефектном, так и в бездефектном состоянии, поэтому отнесем аксиально-поршневой гидромотор к объекту II типа, согласно [103]. Разрабатываемая математическая модель аксиально-поршневого гидромотора должна обладать рядом свойств, определяющих успех моделирования. К наиболее важным свойствам можно отнести: адекватность — это степень соответствия модели реальному объекту. Она никогда не может быть полной. Будем считать модель адекватной, если она с достаточно высокой точностью позволит повторить работу аксиально-поршневого гидромотора; простота (сложность) — чем большее количество свойств реального объекта описывает модель, тем более сложной она оказывается. Тем не менее, не всегда чем сложнее модель, тем выше ее адекватность. Т.о. при построении математической модели будем стремиться найти наиболее простую запись модели, позволяющую достичь требуемых результатов; потенциальность (предсказателъностъ) — способность модели дать новые знания об исследуемом объекте, спрогнозировать его поведение или свойства. Прежде чем перейти к составлению математической модели и процессу моделирования, необходима постановка содержательной задачи моделирования. Так как ошибка на начальном этапе потребует вернуться к построению с самого начала. Т.о. математическая модель аксиально-поршневого гидромотора должна позволять вычислять угол поворота ф, угловую скорость р, угловое ускорение V выходного вала в зависимости от давления во входной и выходной магистрали. Анализ особенностей динамической работы гидромотора показал, что входное давление рабочей жидкости, действующей на каждый поршень можно представить как функцию Р(Ф), зависящую от угла поворота выходного вала. Тогда структурно работу гидромотора изобразим в виде двух блоков (рис. 2.2). Блок W представляет собой область формирования зон высокого и низкого давления, т.е. магистрали и распределитель гидромотора.
Выбор метода и разработка алгоритма решения дифференциальных уравнений математической модели
Для решения задач разработки модели колебательной системы, определения режимов эксплуатации оборудования без потери устойчивости, снижения виброактивности и повышения динамического качества машин и механизмов в ряде случаев может оказаться достаточным установление природы колебательного процесса. При этом используется условная классификация колебаний по их природе на свободные, вынужденные, автоколебания и параметрические. Кроме перечисленных выше колебаний возможны также их комбинации.
При анализе сложных физических систем, имеющих большое число степеней свободы и описывающихся дифференциальными уравнениями больших порядков, возникают не только вычислительные трудности, но в большей степени трудности, связанные с невозможностью задания в таких системах точных значений необходимого числа начальных данных. Количественное увеличение степеней свободы системы приводит к появлению статистических закономерностей в описании системы [68].
В общем случае колебательные процессы в машинах и механизмах содержат одновременно как детерминированную, так и случайную компоненту. Различный характер процессов отражает и объясняет принципиально разные особенности физического взаимодействия механических колебаний с другими явлениями и процессами, происходящими в машинах и механизмах. Широко применяемый метод огибающей вибросигнала или метод детектирования [27] обладает малой чувствительностью и находит применение для анализа медленно меняющихся процессов — относительных смещений деталей машин, биений, колебаний на частотах вращения ротора двигателя и основных узлов механизмов, дефектов изготовления и монтажа и т.п. При описании колебательного процесса как функции, изменяющейся во времени, важное значение имеет скорость этого изменения, т.е. частота процесса, которая во многих случаях является более информативной независимой переменной, чем время. При прямом фильтровом методе получения спектра вибраций для качественного анализа требуется большое количество узкополосных фильтров, обеспечивающих необходимую разрешающую способность при диагностике неисправностей. Кроме того, уменьшение полосы пропускания при фильтрации приводит к увеличению времени анализа входного сигнала [31]. Для преобразования исходной записи процесса из временной формы в частотную используется либо разложение исходного колебательного процесса по различным ортогональным системам функций, либо его интегральное преобразование.
Выбор наиболее рациональной ортогональной системы функций зависит от цели, преследуемой при разложении исходного сложного сигнала в ряд. Среди разнообразных задач, требующих разложения сложного сигнала, наиболее важными являются: точное разложение (аппроксимация) сигналов, когда требуется свести к минимуму число членов ряда. При первой постановке задачи наибольшее распространение получила ортогональная система основных тригонометрических функций - синусов и косинусов, т.е. ряд Фурье. Это объясняется в первую очередь тем, что моногармоническое колебание (отдельный член ряда) являются простейшим и наиболее распространенным видом колебаний в природе. Моногармоническое колебание — единственная функция времени, сохраняющая свою форму при прохождении колебания через любую линейную систему (с постоянными параметрами). Изменяется лишь амплитуда и фаза колебания. Данное разложение позволяет использовать традиционные методы, подробно разработанные для анализа воздействия гармонических колебаний на линейные системы. В случае приближенного разложения колебаний применяются разнообразные ортогональные системы функций: полиномы Чебышева, Эрмита, Лагерра, Лежандра и др. [31].
Другой способ представления процессов связан с использованием интегральных преобразований. Линейное интегральное преобразование процесса Х(У в общем виде определяется следующим образом [4]:
Оно переводит непрерывную функцию X(t) в непрерывную функцию Х(в). Интегральные преобразования часто применяются тогда, когда функция Х(в) по виду проще, чем X(t). Его свойства определяются ядром г(t, в). Интегральные преобразования удобно использовать для записи зависимости выходного процесса от входного, при нахождении огибающих узкополосных сигналов, при определении распределения энергии сигналов по частотам и т.п. Обычно используются интегральные преобразования Фурье, Лапласа, Гильберта.
Получение и изучение индивидуальных частотных компонент называют спектральным (частотным, гармоническим, Фурье) анализом. Оба подхода к представлению колебательных процессов являются равноправными, однако имеют свои особенности.
При разложении в ряд Фурье часть записи колебательного процесса, выбранная для анализа, принимается за период (или за целое число таких периодов), а вся запись предполагается состоящей из повторений этого отрезка в обе стороны от анализирующего интервала. Результирующий спектр — дискретный и соответствует членам разложения в ряд Фурье с частотами, определяемыми через выбранную длительность основного периода. Каждая линия дискретного спектра представляет собой отдельную гармоническую компоненту. Такие условия выполняются только для периодических колебаний.
Интегральное преобразование Фурье предполагает, что процесс имеет нулевые значения вне исследуемого интервала. Результирующий спектр — непрерывный, и его форма соответствует огибающей разложения в ряд Фурье. Интенсивный пик непрерывного спектра может быть обусловлен группой компонент с непрерывными частотами.
Расчет пороговых значений диагностических параметров экспериментальных данных гидромоторов методами статистических решений
К управляющим факторам, определяющим поведение исследуемого узла, относятся как конструктивные и геометрические характеристики трибологических элементов, так и параметры динамического процесса (скорость вращения выходного вала, плотность, вязкость и содержание механических примесей в рабочей жидкости, давление, температура и т.д.).
Функциями отклика, характеризующими работоспособность аксиально-поршневого гидромотора, могут быть: шум, вибрация, давления рабочих жидкостей и т.д. При проведении эксперимента в качестве выходного параметра выступали обработанные сигналы датчиков-акселерометров.
Среди основных целей планирования как этапа можно указать следующие: минимизация времени проведения эксперимента, его стоимости и ошибок изменения при получении максимально возможной информации и максимальном контроле за внешними и посторонними воздействиями. При планировании эксперимента определяются: необходимое число наблюдений и порядок проведения опытов (последовательность изменения уровней варьируемых факторов).
При планировании эксперимента вследствие большей точности и меньших затрат времени использовался факторный план, когда все уровни одного фактора комбинируются со всеми уровнями остальных. Необходимо отметить, что изменение отклика всякий раз при проведении опыта носит случайный характер, поэтому для повышения точности экспериментальных исследований, снижение влияния случайных отклонений и их оценки каждый опыт (при данном сочетании измеряемых параметров) повторялся семь раз и в качестве результата бралось среднее арифметическое значение результатов этих повторов.
Количество N объектов исследования, которое дает необходимую точность определяемых значений при заданной доверительной вероятности а = 0,95 и относительной ошибке є = 0,15 определяли из выражения [110]:
Для проверки адекватности построенной модели и проведения сравнительного анализа теоретических результатов с опытными данными был спроектирован экспериментальный стенд, отличительной особенностью которого является оригинальная конструкция нагрузочного устройства выходного вала. Гидромеханическая схема которого представлена на рисунке 4.3. Стенд состоит из гидромеханической и приборной частей, а также аппаратно-программного комплекса. Гидромеханическая часть обеспечивает привод питанием рабочей жидкостью и нагружение диагностируемого гидромотора, там же установлены датчики давления. Приборная часть содержит промежуточные преобразователи и измерительные приборы для получения необходимой для диагнистирования информации.
Стенд состоит из гидронасоса 1, гидромотора 2, соединенных между собой магистралями высокого и низкого давления, а также дренажной линии. В роли вращающего привода гидронасоса выступает асинхронный двигатель мощностью 1500 Вт, выходной вал которого соединен с валом гидронасоса при помощи муфты. Забор рабочей жидкости происходит из бака 7 подкачивающим шестеренчатым насосом встроенным непосредственно в гидронасос 1. Слив жидкости осуществляется по обратной линии с охладителем 6. Нагрузочная часть гидромотора 2 состоит из насоса 4 типа НШ, основной задачей которого является циркуляция рабочей жидкости. Вал насоса соединяется с валом гидромотора посредством цепной передачи с передаточным числом 1/3. Для изменения нагрузки предусмотрен электронный дроссель 10, управляемый через силовой ключ 11, посредством персонального компьютера 14. Такая схема позволяет реализовывать различные режимы нагрузки, задавая закрытие-открытие дросселя по некоторому закону или путем рандомизации. Величину текущей нагрузки рассчитывает персональный компьютер по сигналу датчика давления 18. Максимальная нагрузка на валу гидромотора Мтах соответствует 35 МПа, при котором происходит сброс давления через предохранительный клапан. В этот момент давление в нагрузочной части соответствует 12 МПа. Гидросистема стенда также включает манометры давлений жидкости для контроля высокого давления, давления подпитки и давления дренажа, мановакуумметр, для контроля давления разряжения на входе в шестеренчатый насос подпитки, для контроля объемной подачи насоса и расхода гидромотора, работающие при высоком давлении (до 40 МПа), контур очистки, состоящий из электродвигателя, насоса и фильтра очистки.
