Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования 11
1.1 Нормативные документы, регламентирующие виброакустические параметры силовых агрегатов 11
1.2 Методы виброакустический оценки технического состояния .. 15
1.3 Аппаратное обеспечение вибродиагностических систем 22
1.4 Анализ факторов, определяющих уровень вибрации коробок передач транспортно — технологических машин 25
1.4.1 Влияние работы соседних агрегатов 25
1.4.2 Влияние дисбаланса вращающихся деталей 27
1.4.3 Влияние неравномерности распределения нагрузки по телам качения подшипников на колебания валов коробок передач 31
1.4.4 Влияние дефектов изготовления и монтажа подшипников 33
1.4.5 Влияние дефектов износа поверхности качения 35
1.4.6 Анализ влияния вибрации, создаваемой силами трения в подшипниках 36
1.4.7 Влияние повреждений и дефектов зубчатых колес на вибрации коробок передач 37
1.4.7.1 Влияние абразивного износа боковых поверхностей зубьев... 39
1.4.7.2 Влияние выкрашивания боковых поверхностей зубьев 42
1.4.7.3 Влияние трещины и поломки зубьев 43
1.4.7.4 Влияние заедания зубчатых колес 45
1.4.7.5 Влияние нарушения режима смазки в зубчатом зацеплении... 47
1.4.7.6 Влияние бокового зазора в зацеплении 48
1.4.7.7 Влияние прекоса осей валов коробки передач 49
1.4.7.8 Влияние коэффициента осевого перекрытия 50
1.5 Постановка задач исследования и выводы 52
2 Динамическая модель коробки передч и оценка влияния на нее параметров возмущения 54
2.1 Системный подход к решению задач исследования 55
2.1.1 Общие положения подхода 55
2.1.2 Системный подход к решению задач виброакустической оценки технического состояния коробок передач колесных машин 56
2.1.3 Трансмиссия, как динамическая колебательная система автомобиля, движущегося по дороге 61
2.2 Эквивалентная динамическая модель функционального элемента коробки передач 65
2.3 Основы спектрально - корреляционного анализа виброакустического сигнала коробки передач 77
2.4 Оценка нелинейности виброакустического процесса 83
2.5 Оценка влияния моментов сил внешнего воздействия на параметры эквивалентной динамической модели функционального элемента коробки передач 87
2.5.1 Математическая модель моментов внешних сил, действующих со стороны двигателя 87
2.5.2 Математическая модель моментов внешних сил, действующих со стороны дороги 96
Выводы 99
3. Анализ и расчет математических моделей коробки передач и параметров возмущения численными методами 101
3.1 Определение значений крутящего момента на входе в трансмиссию, возникающих в связи с работой двигателя 102
3.2 Определение значений нагружающего момента, возникающего в связи с движением автомобиля по дороге 108
3.3 Геометрические и технические характеристики исследуемых коробок передач 112
3.4 Массо - инерционные и упруго - жесткостные параметры шестерен исследуемых коробок передач 122
3.5 Расчет эквивалентной динамической модели функционального элемента коробки передачи численными методами 131
3.5.1 Расчет действующих при работе сил, вызванных возмущающими факторами 131
3.5.2 Расчет спектральных характеристик конструкционных и эксплутационных дефектов и повреждений 132
Выводы 150
4. Экспериментальные исследования виброакустичекого сигнала коробок передач 152
4.1 Получение спектральных характеристик виброакустического сигнала исследуемой коробки передач 154
4.1.1 Спектральные характеристики виброакустического сигнала элементов исследуемой коробки передач находящихся в исправном состоянии 154
4.1.2 Спектральные характеристики виброакустического сигнала дефектных элементов исследуемой коробки передач 159
4.1.3 Определение технического состояния коробки передач по виброакустическим характеристикам 188
4.2 Оценка технического состояния коробки передач по виброакустическим характеристикам при помощи нейронных сетей 193
Выводы 199
5 Пути совершенствования исследуемых коробок передач по виброакустическим характеристикам работы 200
Выводы 202
Общие выводы и результаты работы 203
Список использованных источников 206
Приложения 216
- Методы виброакустический оценки технического состояния
- Системный подход к решению задач виброакустической оценки технического состояния коробок передач колесных машин
- Определение значений нагружающего момента, возникающего в связи с движением автомобиля по дороге
- Спектральные характеристики виброакустического сигнала элементов исследуемой коробки передач находящихся в исправном состоянии
Введение к работе
Общая характеристика работы. Диссертационная работа посвящена разработке методики оценки наличия и прогнозирования развития дефектов и повреждений элементов конструкции коробок передач транспортных и транс-портно-технологических машин. Основная идея работы состоит в отыскании эффективных критериев оценки с использованием способов виброакустической диагностики. Исследования проведены с целью совершенствования качества агрегатов трансмиссии, как на стадии сборки, так и на стадии проектирования. Объектом исследования приняты автомобили ГАЗ - 3302, 2217, 2705, ПАЗ — 3205, 4234 и их коробки передач. Выбор обусловлен широким распространением данных транспортных средств. Таким образом, появляется возможность сопоставительной оценки эффективности предлагаемого способа диагностирования дефектов и повреждений элементов коробок передач на стадии производства и эксплуатации, а также сделать обобщающие выводы относительно его применения.
Актуальность темы. Поддержание автотракторной техники в постоянной оперативной готовности является сложной и актуальной задачей. В процессе доводки и испытаний автомобилей, в силу различных причин, их технические и эксплуатационные показатели модифицируются. Поддержание этих показателей на приемлемом уровне достигается путем применения рациональных конструкторских и инженерных решений. Первоначальные их значения закладываются на стадии проектирования и обеспечиваются на этапе производства. В практике испытаний ряда агрегатов трансмиссии основным способом диагностирования остается поэлементное исследование и контроль деталей и узлов агрегата, разбираемого после некоторой нормативной наработки, что, как правило, связано с большими трудозатратами и риском нарушить приработку звеньев. Более того, может оказаться, что разборка выполнена или отказ случится раньше нормативной наработки.
Колесные машины широкого спектра оперативно — функционального на-
значения требуют обеспечения высокого уровня качества функционирования и надежности. Резервом повышения надежности является тщательные доводочные испытания, направленные на совершенствование конструкции, а также переход от планово-предупредительного обслуживания и ремонта к обслуживанию и ремонту по действительному техническому состоянию. Все эти обстоятельства требует широкого применения средств и методов автоматизированного контроля и диагностирования. В связи с этим возникает необходимость выявления таких характеристик изделия, которые позволили бы с минимальными затратами максимально достоверно определить его техническое состояние. В основу методики положена очевидная зависимость: изменения, появляющиеся в процессе функционирования в подвижных сопрягающихся узлах приводят к изменениям его виброакустических характеристик. Установив с определенной степенью достоверности связь между изменениями технических параметров и виброакустическими характеристиками агрегата, можно осуществлять его диагностику, предупреждать отказы, а также разрабатывать конструктивные мероприятия по его совершенствованию.
Обеспечение достоверности является основной проблемой, ограничивающей широкое применение методов виброакустической диагностики. Признаки достоверности нельзя сформулировать в обобщенной форме, так как в общем случае уровень неопределенности виброотклика на неисправность довольно высок. Однако в частных случаях неопределенность может быть снижена до приемлемого уровня.
Специфические условия работы исследуемых агрегатов потребуют уточнения целого ряда подходов и методов проектирования, испытаний и доводки, особенно в области обеспечения оптимальных виброакустических характеристик трансмиссии в целом. В работе принята концепция сравнительной оценки виброакустическх параметров работы зубчатых передач и формирования баз данных образов технических состояний и неисправностей. А появившиеся в последние годы компактные аппаратные средства получения и преобразования
виброакустической информации и теоретические проработки указанных выше проблем создают основу для реализации этой концепции.
Таким образом, существующая потребность в оптимизации виброакустических характеристик механических силовых редукторов и возможность частного решения проблемы для отдельных механизмов составляют в сумме объективные признаки актуальности темы диссертации. Работа выполнялась в рамках ведомственной научной программы «Развитие потенциала высшей школы»: 0120.0503691 «Определение виброакустических характеристик работы агрегатов трансмиссии транспортно-технологических машин в режиме бортовой диагностики».
Цель работы. Целью исследований является разработка методики виброакустической оценки нагруженности и дефектов коробок передач колесных машин на стадии проектирования и доводки.
Задачи исследований.
Разработать структурную схему методики оценки влияния дефектов и повреждений элементов конструкции коробок передач на их виброакустические характеристики;
Проанализировать факторы, определяющие значения виброакустических характеристик коробок передач;
Оценить степень информативности виброакустических сигналов при характерных дефектах;
Теоретически обосновать зависимости параметров спектральных характеристик виброакустического сигнала от наличия и характера дефектов;
Разработать методику оценки функционального состояния коробок передач;
Научная новизна работы.
Определены информативные виброакустические признаки развития дефектов в типовых узлах и элементах коробок передач;
Разработана методика оценки дефектов и повреждений элементов коро-
бок передач на основе анализа их виброакустических характеристик работы;
Разработана классификация дефектов и повреждений элементов коробок передач по виброакустическим признакам;
Определены взаимосвязи спектральных характеристик виброакустического сигнала с конструкционными и эксплуатационными дефектами коробок передач;
Практическая ценность работы
Предлагаемая методика виброакустической оценки нагруженности и дефектов позволит определять работоспособность коробок передач;
Разработанная методика оценки позволит повысить надежность коробок передач и обеспечить возможность их проектирования и совершенствования с учетом виброакустических характеристик;
Определены характерные режимы испытаний коробок передач с позиции получения наиболее информативных виброакустических сигналов;
Объекты исследования. На разных этапах исследования в качестве объектов выбирались элементы трансмиссий серийно выпускаемых отечественных автомобилей: ГАЗ-2217, ГАЗ-3302, ГАЗ-2705, ПАЗ - 3205, ПАЗ - 4234.
Общая методика исследований. При проведении теоретических исследований использовались методы аналитической механики, акустической динамики машин, численные методы решения систем дифференциальных уравнений, методы обработки и преобразования сигналов, математическое моделирование. Экспериментальные исследования проводились с использованием стандартных стендов, предназначенных для испытания коробок передач, измерительных виброакустических комплексов, вычислительной техники.
Реализация работы. Результаты экспериментально-теоретических исследований реализованы для целей оценки технического состояния коробок передач в Центре безопасности дорожного движения и технической экспертизы (г.Н.Новгород); для проектирования и доводки перспективных моделей коробок
передач на ОАО «Павловский автобус» (г.Павлово); при разработке новых агрегатов трансмиссий грузовых автомобилей в КБ автомобилей ООО «Русак» ГК «КОМ» (г. Набережные Челны), в НГТУ им. Р.Е. Алексеева, на кафедре «Автомобили и тракторы» при проведении занятий по дисциплинам «Испытания автомобиля» и «Надежность автомобиля» в процессе подготовки инженеров по специальности 190201 «Автомобиле- и тракторостроение» и магистрантов по направлению 190100 «Наземные транспортные системы».
Апробация работы. Основные положения работы докладывались и обсуждались:
на 2-ой региональной молодежной научно-технической конференции «Будущее технической науки нижегородского региона» (Н.Новгород, НГТУ, 2003 г.);
на научно-техническом семинаре кафедры «СМ - 9» МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003 г.);
на научно-технических семинарах кафедры «Автомобили и тракторы» НГТУ (Н.Новгород, НГТУ, 2003 - 2008 гг.);
на международной научно - технической конференции «Автомобильный транспорт в 21 веке» (Н.Новгород, НГТУ, 2003 г.);
на всероссийской научно — технической конференции «Современные проблемы машиностроения и транспорта» (Ульяновск, УлГТУ, 2003 г.);
на 9-й, 10-й, 11-й, 12-й нижегородских сессиях молодых ученых (Н.Новгород, 2004 - 2007 г.);
на 3-ей всероссийской молодежной научно-технической конференций «Будущее технической науки» (Н.Новгород, НГТУ, 2004 г.);
на 13-й международной научно - технической конференции «Математические методы и информационные технологии в экономике, социологии и образовании» (Пенза, ПТУ, 2004 г.);
на 4-й, 5-й, 6-й и 7-й международных молодежных научно-технических конференциях «Будущее технической науки» (Н.Новгород, НГТУ, 2005-2008
гг.);
на всероссийской научно - технической конференции «Проблемы и достижения автотранспортного комплекса» (Екатеринбург, УГТУ - УПИ, 2004 г.);
на 3-ей всероссийской научно — технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» (Тольятти, ТГУ, 2004 г.);
на 4-й всероссийской научно-практической конференции «Инновации в машиностроении» (Пенза, ПТУ, 2004 г.);
на международном симпозиуме «Проектирование колесных машин», посвященном 175-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана) (Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005 г.);
на международной научно - технической конференции «Прогресс транспортных систем и средств» (Волгоград, ВолгГТУ, 2005 г.);
на международной научно-технической конференции «Проектирование, испытания, эксплуатация транспортных машин и транспортно-технологических комплексов», посвященной 70-летнему юбилею кафедры «Автомобили и тракторы» (Н.Новгород, НГТУ, 2005 г.);
на 4-й всероссийской научно - технической конференции «Политранспортные системы» (Красноярск, КГТУ, 2006 г.).
Публикации. По теме работы опубликованы 29 научно-технических статей, в том числе 3 в изданиях, рекомендованных ВАК РФ, а так же 10 тезисов докладов на конференциях.
Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, общих выводов, 7 приложений, изложена на 252 страницах текста, содержит 93 рисунка, 13 таблиц, список использованных источников 148 наименований.
Методы виброакустический оценки технического состояния
Известные на сегодняшний день методы виброакустической оценки технического состояния силовых машинных агрегатов можно разделить на субъективные и объективные методы. Наиболее распространенным является субъективный метод. Он заключается в выслушивании работы агрегата невооруженным ухом, или с использованием простейших устройств. Правильность постановки диагноза зависит от опыта эксперта, производящего диагностирование. Поэтому вероятность ошибки велика. Кроме того, различимые невооруженным ухом изменения виброакустических характеристик работы агрегатов зачастую свидетельствует о предельных величинах износа и поломках. Результаты диагностирования таким методом невозможно документировать. В связи с этим применение такого метода крайне ограничено. Хороший эффект от его применения можно получить лишь дополняя его методами объективной диагностики, которые широко используют разнообразное аппаратное обеспечение.
Простейшим из объективных методов виброакустической диагностики является энергетический метод, основанный на измерении мощности или амплитуды получаемого сигнала. Метод строится на измерении величин виброакустических сигналов в контрольно-диагностических точках и сравнении их с эталонными значениями [26]. Развитием энергетического метода является частотный метод, предполагающий выделение из измеряемого сигнала составляющих в определенных частотных диапазонах и дальнейший анализ выделенных составляющих. Метод частотного анализа используется не только для контроля и диагностики машин, но и для их аварийной защиты.
Фазо - временной метод, основанный на сравнении формы сигналов, измеренных через фиксированные промежутки времени, наиболее эффективен для диагностики машин возвратно-поступательного действия, нагружаемыми последовательно, через одинаковые интервалы времени. Этот метод успешно используется для контроля состояния машин возвратно-поступательного действия с несколькими одинаковыми узлами (цилиндрами и поршнями), нагружаемыми последовательно через одинаковые интервалы времени [27].
Сравнение формы сигналов с эталонной можно произвести с помощью спектрального метода, основанного на измерении амплитуд виброакустических сигналов в ограниченных диапазонах частот. При использовании такого вида анализа сигналов диагностическая информация содержится в соотношении амплитуд основной составляющей и каждой из кратных ей по частоте составляющих. Такой метод применяется для анализа сигналов с датчиков давления, вибрации, шума, а также датчиков тока и напряжения в электрических машинах и аппаратах [27].
Все эти методы имеют общий недостаток при использовании в задачах диагностики когда нужно обнаружить зарождающиеся дефекты различных узлов. Он связан с тем, что разброс величин измеряемых параметров даже в группе одинаковых бездефектных узлов, зачастую превышает изменения, характерные для появления зарождающихся дефектов. В качестве примера можно привести результаты статистических исследований многих видов бездефектных переборных редукторов, выполненных в ряде стран. Эти исследования показали, что типовой разброс величин многих составляющих находится в пределах 20 дБ, т.е. амплитуды сигналов могут различаться в 10 раз, а для некоторых составляющих - еще выше. В то же время дефекты в начальной стадии развития могут оказать намного меньшее влияние, изменяя характерные для этих дефектов величины параметров вибрации всего в 2-3 раза [27]. Развитие средств измерений и вычислительной техники в настоящем позволило частично решить проблемы контроля и диагностики путем создания систем контроля машин и механизмов на базе рассмотренных методов. Такие системы, ориентированные на непрерывный контроль диагностических параметров конкретной машины или механизма, имеют специальные режимы адаптации на начальном этапе эксплуатации, когда дефекты зачастую отсутствуют. На этом же этапе выявляются и учитываются особенности влияния режимов работы машин и изменения внешних условий, таких как температура, качество электропитания и т.д. на диагностические параметры. Это снижает вероятность ложного срабатывания системы контроля при смене режимов или внешних условий [27]. В 1968 году специалистами фирмы «SKF» (Швеция) был запатентован метод ударных импульсов «SPM» (Shock Pulse Method), предназначенный для диагностирования подшипниковых узлов [144].
Метод основан на том, что вследствие отклонений формы и размеров деталей подшипника качения от идеальной, последние уже в состоянии поставки, (т.е. в исправном состоянии), работают с механическими ударами, интенсивность которых значительно возрастает при повреждениях. В точке удара тела качения о кольцо подшипника возникают ударные, быстро затухающие в теле обоймы подшипника волны сжатия. Для оценки состояния подшипникового узла используется датчик виброускорений оригинальной конструкции, устанавливающийся непосредственно на корпусе подшипника. Особенность метода заключается в том, что измерение числа ударных импульсов в единицу времени производится на резонансной частоте датчика в начальной фазе удара. При этом резонансная частота акселерометра выбирается такой, (около 32 кГц), чтобы она отличалась от частот возможных резонансов механической системы. По данным фирмы «SKF» система диагностирования, построенная на данном принципе, зарекомендовала себя как система с весьма высокой помехоустойчивостью, благодаря установке датчика непосредственно на корпусе диагностируемого подшипника и высокой динамической чувствительностью, благодаря работе на резонансном режиме датчика. Вместе с тем такая система контроля не лишена недостатков, главный из которых состоит в том, что повреждения различных деталей подшипника и различных кинематических звеньев редуктора вызывают появление однотипных импульсов в вибросигнале, различить которые можно только по величине амплитуды, что затрудняет идентификацию поврежденного звена.
Этот метод позволяет использовать для решения диагностических задач простейшие средства измерения. Данное обстоятельство и определило широкое распространение метода ударных импульсов. Однако необходимость решения более сложных диагностических задач и ограниченные возможности данного подхода явились основной причиной поиска новых, более совершенных диагностических технологий. В частности, необходимо было расширить номенклатуру обнаруживаемых дефектов, в том числе тех, при которых в диагностируемых узлах не возникают ударные импульсы. Не менее важно было минимизировать вероятность пропуска аварийноопасных ситуаций при выполнении периодических измерений со значительными перерывами между ними. Метод ударных импульсов не позволяет увеличивать интервалы между замерами более 5-Ю дней [27,144].
Предложенный в работе [141] метод спектрального анализа амплитудной огибающей виброакустического сигнала на резонансной частоте акселерометра («резонансный» метод) лишен указанного выше недостатка. Метод спектрального анализа амплитудной огибающей состоит в том, что исследуется поведение спектра огибающей вибросигнала в узкой полосе частот в окрестности резонансной частоты акселерометра и выделяется информация не только об амплитуде ударных импульсов, но и о частоте их повторения, т.е. создается привязка к дефектному узлу агрегата [27]. Фактор динамического усиления на собственной частоте вибропреобразователя, (приблизительно 100 — кратного), позволяет исключить влияние помех, вызванных работой узла. Происходит смещение резонансной частоты в зону 30—100 кГц, достаточно удаленную от зоны вынужденных и собственных частот механизма. Этот метод эффективен для раннего обнаружения дефектов типа выкрашивания, изнашивания [26].
Системный подход к решению задач виброакустической оценки технического состояния коробок передач колесных машин
Применительно к решению задач виброакустической диагностики агрегатов трансмиссии, системные объекты могут быть представлены в следующем виде. Входом будет являться режим работы коробки передач, который обусловливает появление виброакустических импульсов, генерируемых при пересопряжении зубьев. Характеристики этих импульсов во многом зависят от угловой скорости ведущего вала и величины передаваемого крутящего момента. Выход является результатом процесса и характеризует его конечное значение. Если выход вводится в последующую подсистему без изменений, то он автоматически становится входом для этой подсистемы. Процесс переводит вход в выход. В нашей задаче это - процессы возбуждения, преобразования и распространения виброакустической энергии в коробках передач. Связь определяет следование процессов, т.е. что выходы данных предшествующих процессов являются входами некоторых последующих процессов, а также их взаимозависимость. Обратная связь - комплекс операций, производящих сравнение характеристик выхода с характеристиками эталонной модели выхода, выделяющих различие и оценивающих его содержание и смысл, формирующих воздействие на процесс с целью приближения выходного сигнала к заданному. В диагностике это определение текущих параметров диагностических признаков и сравнение их с эталонными.
Для эффективного исследования сложных систем, к которым принадлежат автомобильные коробки передач, важным этапом является их структурная идентификация, которая устанавливает все связи между всеми элементами системы. К первому иерархическому уровню процесса относится объект диагностики в целом. В нашем случае это коробка передач (см. рис. 16), который, в свою очередь состоит из подсистем второго иерархического уровня. Для выделения этих подсистем необходимо провести разделение целого на части, так называемую декомпозицию, которая является одной из наиболее часто используемых операций системного анализа. При проведении декомпозиции мы должны выделить независимые части, соответствующие элементам описываемого объекта. Таким образом, структурную схему коробки передач можно идентифицировать сложной двухуровневой параллельно-последовательной иерархической системой. На втором иерархическом уровне к первой подсистеме (I) относятся динамические процессы, возникающие при работе передачи. Вторая подсистема (II) включает подсистему валов и шестерен зубчатой передачи, которые непосредственно воспринимают динамические воздействия и преобразуют их в виброакустический процесс.
Процессы в подсистемах (I) отражают динамические процессы, происходящие при пересопряжении зубьев, имеющих какие-либо кинематические погрешности. При этом возникают импульсы возмущающих сил, являющихся источниками виброакустических процессов.
Подсистемы (II) описывают возбуждение и распространение сложных совместных звуковых колебаний валов, возникающих под действием импульсов возмущающих сил, и через опорные связи передают возбуждение на более высокий уровень. Таким образом, выход подсистемы (II) поступает на вход подсистемы (III), представляющей собой корпус редуктора, который интегрирует воздействия от всех валов и шестерен, расположенных в нем.
Обратная связь - это операция сравнения характеристик выхода полученных в результате записи реализации виброакустического процесса корпуса редуктора с характеристиками эталонной модели. Это производится в после обработки полученной реализации с целью определения значений диагностических признаков. Таким образом, модель выхода должна содержать оценки, которые определяют состояние системы, например эталонные значения статистических или спектральных характеристик виброускорений заданного элемента корпуса коробки передач. В обратной связи анализируются полученные оценки параметров выхода, обеспечивая их соответствие поставленным целям. В случае несоответствия производится воздействие с помощью принуждающих связей на вход. В нашем случае это означает необходимость изменения режима работы передачи. Особое значение имеет задание цели системы. Реальная система неизбежно вступает во взаимодействие со всеми окружающими объектами, т.е. является подсистемой системы более высокого уровня. Поэтому при построении модели системы, необходимо учесть всё наиболее важное. В результате главную цель необходимо сопровождать заданием дополнительных целей. При решении задач виброакустической диагностики коробок передач главной целью является оценка их технического состояния, а дополнительной -определение величины ее вклада в общее виброакустическое поле машины.
Исследование любой системы целесообразно проводить с помощью её модели, являющейся системным отображением оригинала [19,72]. Действие модели позволяет сделать возможным определение характеристик систем или подсистем. При построении модели главная задача состоит в адекватном представлении реального объекта в промежуточных и конечных результатах. Модели подсистем и систем могут принимать разные формы, например физические, математические модели или абстрактные идеи. Таким образом, для решения задач виброакустической диагностики коробок передач необходимо построить модели всех подсистем предложенной структуры процесса генерации виброакустической энергии. При построении моделей нужно помнить, что для возможности осуществления последующего синтеза модель должна заменять отдельные элементы - оригиналы, воспроизводя интересующие нас свойства и характеристики оригинала, объясняющие их функции в целом, а не структуры частей. Из этого следует, что модель является целевым отображением объекта, следовательно, для разных целей используются разные модели одного и того же объекта. Основная задача теории виброакустической диагностики эксплуатационных дефектов зубчатых передач - установление правил перехода от структурного способа описания к функциональному и наоборот. А это задача синтеза, так как нужно по функциональному поведению механизма определить его структуру. В соответствии с поставленной целью, модель процесса (1 — /) должна воспроизводить динамические нагрузки, которые в свою очередь обусловлены кинематическими погрешностями исследуемой передачи; моделям процессов (2 — /) и (3 — /) соответственно требуется отображать зарождение, преобразование и распространение быстропеременных процессов, вызванных кратковременными импульсными возмущающими воздействиями. На выходе необходимо выбрать для обработки такие параметры виброакустических колебаний, которые бы наиболее точно описывали именно быстропеременные процессы, генерируемые кратковременными ударными нагрузками.
Определение значений нагружающего момента, возникающего в связи с движением автомобиля по дороге
Расчет нагружающего момента, действующего в трансмиссии, целесообразно проводить для автомобилей «ГАЗель», «Соболь», ПАЗ (рис. 18), которые являются объектами исследования. В состав трансмиссий автомобилей ГАЗ 109 22172, ГАЗ-27053, ГАЗ-33027, ПАЗ - 32053, ПАЗ - 4234 помимо 5-й ступенчатых коробок передач входят также карданные передачи с двумя карданными шарнирами неравных угловых скоростей и ведущие мосты с одинарной гипоидной главной передачей и шестеренчатым симметричным дифференциалом. Автомобиль ГАЗ-22175 кроме перечисленных узлов также имеет двухступенчатую дополнительную коробку передач, карданную передачу привода переднего моста с двумя карданными шарнирами и передний ведущий мост с шестеренчатым симметричным блокируемым дифференциалом. На этой модели дифференциал заднего ведущего моста также имеет возможность блокировки. Особенности конструкции трансмиссии влияют на величины нагружающих моментов. Другими факторами, оказывающими на них серьезное влияние, являются эксплуатационные режимы. К ним относятся скорости движения автомобилей и типы опорных поверхностей, по которым они передвигаются [111,116]. Согласно принятым в работе допущениям рассмотрение проводим при установившемся движении по ровному асфальтобетонному покрытию.
После определения значений и характера зависимости обобщенного коэффициента сопротивления движению колес исследуемых автомобилей по асфальтобетонному основанию мы получили возможность определить возникающие силы сопротивления качению. По результатам расчета строим график зависимости силы сопротивления движению от изменения скорости качения колеса (рис. 34). Этот график является исходным для определения нагружающего момента, действующего в трансмиссии исследуемых транспортных средств. Для его определения нужно воспользоваться формулой (2.59). Необходимы также другие дополнительные данные. В частности размерность шин и передаточные числа главной передачи. Согласно рекомендациям завода — изготовителя основная размерность шин, применяемых на автомобилях семейства «ГАЗель» и «Соболь»: 185/75 R 15. Допускается также установка шин размерности 195/75 R 15, 205/75 R 15 [73].
Для проведения оценки влияния возмущающих сил, источником которых являются двигатель и дорожное покрытие, на перемещения функциональных элементов коробок передач относительно имеющихся степеней свободы нужно воспользоваться эквивалентной динамической моделью (рис.21). Как видно из данной модели, каждая шестерня имеет 3 угловых и три линейных степени свободы. Очевидно, что при приложении возмущающих сил их перемещения не будут одинаковыми. Для упрощения дальнейшего анализа виброакустических характеристик работы исследуемого элемента коробки передач необходимо выявить перемещения, вносящие наиболее значимые вклад в них, а также обосновать выбор расчетным путем [22]. Вычисления проведем для коробок передач, устанавливаемых на автомобили «ГАЗель», «Соболь», ПАЗ.
Также необходимо определить шестерни каких ступеней наиболее часто находятся в работе при эксплуатации автомобиля. Т.к. режимов движения может быть бесконечно много, и возникновение их носит случайный характер, то это - довольно непростая задача. Из опыта эксплуатации автомобилей «ГА-Зель», «Соболь», ПАЗ известно, что в большинстве случаев они используются в качестве коммерческого, пассажирского и грузового развозного городского транспортного средства. Из опыта эксплуатации также известно, что при движении по городу чаще всего используются 2-я, 3-я и 4-я передача. В процентном соотношении доля времени передвижения на них достигает 80-85% от общего времени пребывания в работе за день [34]. При эксплуатации этих автомобилей в пригородных и междугородних перевозках к указанным передачам еще добавляется еще и 5-я (до 10-15%), а доля передвижения на 2-ой и 3-ей передачах снижается до 10-15 и 20-25% соответственно [34]. 4-я ступень является прямой, при ее включении крутящий момент непосредственно передается от первичного вала на выходной, минуя шестерни. Таким образом, в эквивалентную динамическую модель зубчатой передачи будем осуществлять подстановку геометрических параметров шестерен 2-й, 3-й и 5-й передачи. Геометрические параметры шестерен исследуемых коробок передач.
Спектральные характеристики виброакустического сигнала элементов исследуемой коробки передач находящихся в исправном состоянии
Для получения виброакустических характеристик коробки передач, элементы конструкции которой находятся в исправном техническом состоянии было необходимо провести серию экспериментов с образцом, представленном на рис. П. 6.1, б. В ходе предварительных разборочно - сборочных мероприятий проведенных автором, посредством визуального осмотра и метрологического измерения, установлено, что степень износа зубчаты колес и подшипниковых узлов не превышает 2% (рис. П. 6.4). Это свидетельствует о том, что данный агрегат находится в неизношенном техническом состоянии. В дальнейшем виброакустические характеристики, снятые в ходе испытаний этого образца использовались в качестве «эталонных».
Данная коробка передач была установлена на двигательный стенд, после чего на нее, после предварительной подготовки, были прикреплены пьезоаксе-лерометры и собран контрольно — измерительный комплекс. Его общий вид и технические характеристики его элементов приведены в Приложении 5. Общая методика экспериментальных мероприятий, регламентирующая их последовательность, приводится в Приложении 4. В соответствии с ней были проведены исследования и регистрация виброакустического сигнала данной коробки передач. Для оценки адекватности численных расчетов математической модели, проведенных в главе 3, регистрация сигналов проводилась на тех же ступенях, для которых были проведены вычисления. В случае оценки влияния степени изнашивания боковых поверхностей зубьев это — первая, вторая третья и пятая ступени. Величина нагружения крутящим моментом со стороны двигателя шестерен при получении «эталонных» сигналов была выбрана равной 7\, = 190 Н м.(при частоте вращения коленчатого вала двигателя п = 3000 мин"1). Величина нагружения шестерен моментом сопротивления была выбрана равной f и =50 Н»м. Графики результатов эксперимента приводятся ниже.
График среднеквадратичных значений мгновенного спектра мощности виброакустического сигнала первой ступени коробки передач «ГАЗель»: а) датчик ПАМТ -440, расположенный в верхней точке (канал А), б) датчик ПАМТ — 450, расположенный на боковой поверхности картера коробки передач (канал Б).
При регистрации анализатором сигнала, поступающего с датчиков, в качестве опорного был выбран сигнал, равный 1 В. Для удобства сравнения результатов натурного и численного эксперимента амплитудные значения спектра были приняты в относительных единицах - децибелах, связанных с абсолютными электрическими единицами линейной зависимостью. Электрические оцифрованные сигналы, поступающие с датчиков, проходят сравнение с опорным сигналом, а затем производится вычисление их спектральной характеристики и среднеквадратичных значений отклонений амплитуд от опорного значения. В таком представлении значения сигнала по оси абсцисс может быть как положительным, так и отрицательным.
Непосредственное сравнение результатов численного эксперимента, проведенного для зубчатых колес, чей износ не превышает 2% (рис. 44, а — г, кривые 1) с результатами натурного эксперимента для таких же колес (рис. 51 —54) выявляет сходство результатов по максимальным значениям амплитуд спектра, по амплитудному и частотному диапазонам спектра сигналов. Согласно данным численного расчета математической модели максимальные значения амплитуды огибающей не должны превышать 20 дБ. Как видно, результаты эксперимента свидетельствуют о сопоставимости результатов. Следовательно, полученные опытные данные можно считать адекватными предложенной в главе -2 математической модели и в дальнейшем они обоснованно использовались в качестве «эталонных» для оценки технического состояния исследуемой коробки передач.
Для получения «эталонных» характеристик подшипниковых узлов исследуемой коробки передач были проведены испытания на четвертой, прямой, передаче, при тех же значениях нагружающего со стороны двигателя момента и момента сопротивления. Т.к. на прямой передаче входной и выходной валы соединяются посредством муфты синхронизатора напрямую, то крутящий момент и момент сопротивления минуют зубчатые зацепления и действуют лишь на подшипниковые узлы. График среднеквадратичных значений мгновенного спектра мощности виброакустического сигнала четвертой ступени коробки передач «ГАЗель»: а) датчик ПАМТ -440, расположенный в верхней точке (канал А), б) датчик ПАМТ — 450, расположенный на боковой поверхности картера коробки передач (канал Б)
Непосредственное сравнение результатов натурного эксперимента, представленного на рис. 55, необходимо проводить с графиками амплитуд спектра вибракустического сигнала на рис. 40 и 41, (кривая 1). Указанная кривая рассчитана для малых степеней изнашивания тел качения и отклонения их форм от шаровидной. Предельные значения амплитуд по этим графикам составляют 27 и 35 дБ соответственно. Как видно, на рис. 55 максимальное значения разброса амплитуды по каналу А составляет 37,03 дБ, по каналу Б - 25,02 дБ, что также свидетельствует о сопоставимости результатов по амплитудным значениям. По частотным значениям также наблюдается сходство. Следовательно, его также можно обоснованно принять в качестве «эталонного» для дальнейшего сравнения с сигналами, зарегистрированными при исследовании коробок передач с неисправными подшипниками. Таким образом, были получены виброакустические характеристики работы элементов исследуемой коробки передач находящихся в исправном состоянии.
Исследование влияния различных дефектов на виброакустические характеристики было начато на образце представленном в Приложении 6 на рис. П.6.1, б сразу после определения «эталонных» сигналов. На данном агрегате исследовалось влияние конструкционных и эксплуатационных дефектов подшипников, а также неисправности, связанные с погрешностями сборки подшипниковых узлов, допускаемые при монтаже агрегата. Режим работы двигательного стенда при этих испытаниях были следующие: крутящий момент двигателя - 7 = 180 Н»м (при частоте вращения коленчатого вала двигателя n = 2500 мин" ), нагружающий момент сопротивления - fH =100 Н»м.
Результаты измерений приведены ниже. На графиках представлена зависимость среднеквадратичного отклонения огибающей амплитуды спектра сигнала в относительных единицах измерения (децибелах) от ее частоты. Относительные единицы измерения электрического сигнала, поступающего с датчиков, также связаны линейной зависимостью. В качестве опорного сигнала анализатором был автоматически выбран электрический сигнал напряжением 1В.
Относительные единицы выбраны из соображений удобства сравнения. Прежде всего, были установлены подшипники серии В6-50907АКШ, В6-50706УШ1, В6-50307А1Е, имеющие разную степень износа поверхностей тел качения (Приложение 6, рис. П.6.2). На рассматриваемых коробках передач подшипниками этих серий комплектуются опоры промежуточного и вторичного валов. Уже имеющиеся в опорах подшипники были заменены образцами, подлежащие испытаниям. После этого агрегат был собран, смонтирован на стенде и были произведены испытания в указанных режимах нагружения.
