Совершенствование методов и средств диагностирования роторных рабочих органов зерноуборочных комбайнов Гуськов Игорь Борисович

Содержание к диссертации

Введение

1. Состояние вопроса и задачи исследования 10

1.1. Актуальность диагностирования роторных рабочих органов и снижения вибрации несущих конструкций зерноуборочных комбайнов 10

1.2. Методы и средства диагностирования и балансировки роторных машин 24

1.3. Особенности виброакустического диагностирования роторов зерноуборочных комбайнов 33

1.4. Цель и задачи исследования 39

2. Теоретические предпосылки оценки технического состояния роторных узлов на основе колебаний тонкостеншх конструкций 41

2.1. Анализ действующих сил и перемещений в системе "молотильный барабан - тонкостенные панели" 43

2.2. Зависимость параметров колебаний тонкостенных панелей от дисбаланса молотильного барабана и зазоров

в его подшипниках 54

2.3. Точность определения диагностических параметров дисбаланса и влияние собственного привода ротора 64

2.4. Последовательность диагностических и балансировочных операций 75

2.5. Выводы 80

3. Методика экспериментальных исследований 81

3.1. Задачи экспериментальных исследований 81

3.2. Методика производственных исследований эксплуатационных дисбалансов молотильных барабанов 82

3.3. Методика лабораторных исследований вибрации тонкостенных панелей молотилки 85

3.4. Применяемое оборудование и аппаратура 97

3.5. Тарировка приборов 109

3.6. Методика эксплуатационных исследований 117

3.7. Методика обработки экспериментальных данных 123

3.8. Оценка точности измерений и ошибок при диагностировании 127

4. Результаты экспериментальных исследований и их оценка 130

4.1. Результаты производственных исследований эксплуатационных дисбалансов молотильных барабанов 130

4.2. Вибрационное состояние тонкостенных конструкций при дисбалансе молотильного барабана 134

4.3. Результаты исследования факторов, влияющих на коле бания тонкостенных конструкций 147

4.3.1. Анализ многофакторной модели для обоснования мест установки датчиков при диагностировании 147

4.3.2. Связь кинематического режима и технического состояния привода молотильного барабана с фазовыми параметрами колебаний панелей 155

4.3.3. Результаты исследования связи параметров колебаний панелей с радиальным зазором в подшипниках неуравновешенного молотильного барабана. Способ определения зазоров 165

4.3.3. Оценка влияния способа крепления вибропреобразо

вателя на измеряемые параметры сигнала 175

4.4. Результаты эксплуатационных исследований 179

4.5. Расчет экономического эффекта от внедрения результатов исследования 195

4.6. Выводы 200

Общие вьвода 202

Список использованной литературы

• Актуальность диагностирования роторных рабочих органов и снижения вибрации несущих конструкций зерноуборочных комбайнов
• Анализ действующих сил и перемещений в системе "молотильный барабан - тонкостенные панели"
• Методика производственных исследований эксплуатационных дисбалансов молотильных барабанов
• Результаты производственных исследований эксплуатационных дисбалансов молотильных барабанов

Введение к работе

В основных направлениях экономического и социального развития СССР на I98I-I985 годы и на период до 1990 года", майском (1982 г.) и ноябрьском (1982 г.) Пленумах ЦК КПСС указано на необходимость повышения эффективности использования сельскохозяйственной техники, увеличения надежности и долговечности машин [і,2,з] .

Важнейшим резервом в решении этой задачи является техническое диагностирование сложных сельскохозяйственных машин, по результатам которого назначаются операции технического обслуживания и ремонта (TOP) [I32J .

Несмотря на принимаемые меры по повышению надежности современных уборочных машин, зерноуборочные комбайны остаются самыми "ремонтируемыми", их вынужденные остановки по причине технических отказов приводят в условиях внедрения индустриальных технологий уборки к большим экономическим потерям. Срок службы, современных зерноуборочных комбайнов не превышает 7-8 лет,

В значительной степени низкая эксплуатационная надежность комбайнов обусловлена тем, что их принципиальная конструктивная схема осталась аналогичной той, что была разработана для молотилок с конным приводом. Но на современных машинах мощность двигателя достигла НО кВт, непрерывно продолжается рост рабочих скоростей и производительности. Как следствие, существенно возросли моменты инерции вращающихся масс значительных по линейным размерам роторных рабочих органов (РРО) зерноуборочных комбайнов [l22] .

Существующая тендеция в совершенствовании зерноуборочных комбайнов заключается в увеличении быстроходности и размеров РРО. Стремление при этом снизить вес машины, путем применения тонкостенных листовых конструкций, требует особого внимания и постоян-

ного поиска эффективных мер по снижению вибрации и износа элементов зернокомбайнов. Для этого требуется более глубокое изучение динамических процессов при работе роторных систем,техническое состояние которых оказывает наибольшее влияние на вибрационное состояние и надежность элементов зерноуборочных комбайнов |_53J.

Для своевременного и качественного обслуживания современного зерноуборочного комбайна механизатору все труднее опираться на свои субъективные ощущения и накопленный опыт. Эффективное решение этой задачи связано с внедрением эксплуатационного безразборного диагностирования машин, позволяющего определить источник повышенной вибрации узлов и агрегатов. Этим обеспечивается своевременное устранение возникших неисправностей путем балансировки РРО, уравновешиванием возвратно-поступательно движущихся механизмов, заменой опорных подшипников и выполнением операций ТОР непосредственно на зернокомбайне.

Результаты исследований показывают, что диагностирование позволяет в 2...2,5 раза уменьшить простои машин, на 15...20/ повысить производительность, увеличить межремонтные сроки эксплуатации техники, предотвратить преждевременные ремонты и сократить расход запасных частей на 30...35% [98J .

Актуальность решения задачи внедрения диагностирования машин в сельском хозяйстве предъявляет высокие, объективные требования к достоверности получаемых результатов измерений, качеству самих диагностических средств, простоте и удобству пользования ими. В этом отношении многие диагностические средства, выпускаемые серийно, уже не отвечают современным требованиям. В частности, большинство многочисленных механических приборов и устройств для диагностирования зерноуборочных комбайнов (КИ-3967М, Кй-6814 и др.) требуют больших затрат времени и труда при их использовании, точность измерения довольно низкая [62J .

Существенно повышается эффективность диагностирования при

использования электронных автоматизированных .диагностических установок с реализацией в них перспективных методов контроля и, прежде всего, виброакустического, как наименее трудоемкого. Совершенствование виброакустического .диагностирования уборочных машин возможно за счет полного учета технологических особенностей контроля в динамическом режиме, а также конструкции вращающихся узлов зерноуборочного комбайна.

Данная диссертационная работа посвящена совершенствованию виброакустического метода и средств диагностирования РРО зерноуборочных комбайнов в эксплуатационных условиях.

В диссертации обоснованы и выносятся на защиту принципы и методы: определения параметров дисбаланса РРО комбайнов на основе колебаний тонкостенных конструкций (на примере молотильного барабана, вентилятора очистки зернокомбайнов), установления по форме и параметрам колебаний величины радиального зазора в подшипниках опор неуравновешенного ротора при динамическом тесте; обоснования последовательности диагностирования.

Разработанные методы, средства и технология диагностирования РРО применимы для оценки технического состояния и балансировки роторных узлов зерноуборочных, кормоуборочных и др.машин, роторный рабочий орган которых заключен в тонкостенных панелях.

Результаты исследований реализованы в диагностической установке КИ-І3940 ГОСНИТИ, апробированы и внедрены в хозяйствах Ленинградской области.

Тема диссертационной работы связана с выполнением плана научно-исследовательской работы кафедры эксплуатации машинно-тракторного парка Ленинградского СХИ по проблеме О.сх.108 МСХ СССР на I98I-I985 гг. (раздел 05, подраздел 02) "Разработать и внедрить методы и средства автоматизированного диагностирования и управления процессом ремонта и технического обслуживания машин по результатам диагностирования."

_{- ю -}

I. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАМ ИССЛЕДОВАНИЯ

I.I. Актуальность диагностирования роторных рабочих органов и снижения вибрации несущих конструкций зерноуборочных комбайнов

Увеличение мощности энергетических установок зерноуборочных, кормоуборочных машин, повышение рабочих скоростей приводит к значительному росту динамических нагрузок, вызывает колебания и вибрацию узлов и деталей машин. Стремление уменьшить металлоемкость уборочных машин ведет к снижению жесткости несущих элементов машин, что, в свою очередь, при эксплуатации снижает надежность и долговечность машин, качество их работы, ухудшает условия труда обслуживающего персонала.

Первым из отечественных ученых, академик В.П.Горячкин отметил важность снижения колебаний элементов сельскохозяйственных машин: "...Недостаточное закрепление сравнительно легких рам механизма с игрой в шарнирах (работа с ударом, выбоины на дорогах, несовпадение оси вращения с главными осями) ведет к быстрому расшатыванию сельскохозяйственных машин... Вопрос уравновешивания в сельскохозяйственных машинах вследствие значительной скорости движущихся частей очень важен..." Гз7J .

Многие уборочные машины в силу их конструктивных рсобенностей можно признать многороторными системами из-за наличия межопорных роторных рабочих органов. Многочисленные исследования в различных областях техники указывают на то, что главной причиной нежелательной вибрации машин является неуравновешенность роторов. Другие источники вибрации, как правило, играют второстепенную роль. Обширная библиография по этому вопросу представлена в [ііб] .

- II -

, Эффективным способом борьбы с "разрушителъными"вибрациями роторіжх машин является диагностический поиск источников повышенной вибрации и последующая балансировка вращающихся узлов. Операция балансировки требует незначительных затрат при производстве машины, но дает огромный эффект при эксплуатации сельскохозяйственных . машин, повышая при этом все показатели качества [19,33,51,52,56,131J . В работе [56] показано, что повышение уравновешенности двигаталей СЩ-І4 в 8-Ю раз, увеличило их моторесурс более чем на 18$ при стоимости балансировки в заводских условиях 7,5 коп. В области сельскохозяйственного машиностроения, где ежегодно балансируется 8 млн.роторов, операции балансировки получают все более широкое применение.

Однако качество балансировки РРО зерноуборочных комбайнов и других машин нельзя признать удовлетворительным. Преобладает статическая балансировка, причем не всегда обоснованно [іОДОб] . Имеет место недооценка важности более точной динамической балансировки. Так, например, повышение точности балансировки молотильных барабанов зерноуборочных комбайнов в 8 раз позволило в 30 раз сократить издержки от вредного проявления дисбаланса в период эксплуатации машин [56 J . Тем не менее, для многих изделий эта операция вообще не введена, что указывает на наличие резервов повышения эксплуатационной надежности зерноуборочных комбайнов.

Эксплуатационный контроль дисбаланса РРО и их балансировка практически отсутствуют. Это объясняется недостаточным исследованием характера эксплуатационных дисбалансов роторов, хотя вопросы балансировки как общие, так и специальные, получили в настоящее время широкое развитие.

Советские ученые внесли большой вклад в теорию и практику балансировки роторных узлов и агрегатов машин. Работы В.П.Горячки-на, П.М.Василенко, Б.И.Турбина [25,37,130,1311 заложили основу

науки об уравновешивании вращающихся узлов сельскохозяйственных машин. В отраслях машиностроения вопросы балансировки рассмотрены в работах [l4,28,58,74,76,78,85,101,116,120,141,144,146] и др. 0 том, какое большое значение придается обоснованному решению вопросов балансировки, говорит тот факт, что на протяжении более 10 лет этой проблемой занимается технический комитет 108 по вопросам вибрации и удара международной организации по стандартизации (ИСО) в комитет - член которой входит и СССР. В настоящее время разработаны и утверждены ряд международных стандартов по

вопросам контроля уравновешенности и балансировки 66,67,68,69 на основе которых создаются национальные стандарты. В Советском

Союзе действуют ГОСТ 22061-76, ГОСТ 19534-74 [45,46] , которые служат основой для разработки системы классов точности балансировки изделий в отраслях машиностроения.

В отрасли сельскохозяйственного машиностроения, а также при эксплуатации зерноуборочных комбайнов, несмотря на громадный

объем балансировочных работ, вопросы исследования диагностики дисбаланса и балансировки поставлены недостаточно широко |1061 . По таким общим вопросам, как обоснование необходимости балансировки, назначение способа организации технологического процесса оценки параметров дисбаланса роторов, контроля качества балансировки, исследование закономерностей возникновения эксплуатационных дисбалансов рекомендации либо разрозненны, либо отсутствуют вообще.

Исторически сложилось так, что основная борьба с неуравновешенностью ведется на этапе изготовления машин. При этом, как правило, балансріровка роторов осуществляется не на собственных подшипниках, т.е. в сборе, а последовательно отдельных сборочных единиц. Изделие в сборе не балансируется. Исследования динамики роторов разивалосъ, главным образом, в направлении изучения кри-

- ІЗ -

тических скоростей вращения, уравновешивания сил инерции. В последнее время наметилась тенденция комплексного изучения динамических явлений в системе "ротор-опоры вращения-корпус" [116] .

Таким образом, актуальными становятся исследования вибрации роторных систем в собранном виде, что позволяет учесть технологические и эксплуатационные особенности, самые разнообразные динамические факторы.

Повышение уровня вибрации РРО, несущих конструкций зерноуборочных комбайнов и других сельскохозяйственных машин возможно уже сразу после их изготовления. Это происходит из-за процесса возвратной деформации после балансировки ротора на стенде, что приводит к увеличению неуравновешеш-юсти узла в сборе на 60-80% 49 J . При эксплуатации машины динамические нагрузки усиливают процесс возвратной деформации и неуравновешенность роторов возрастает еще больше. На рис. I.I показан характер изменения дисбаланса ротора в процессе эксплуатации. Участок 1-2 характеризует увеличение дисбаланса в процессе приработки машины. Очевидно, что при значительном увеличении дисбаланса в результате приработки, необходимо проводить повторную балансировку. За счет этого можно увеличить технический ресурс с ї_д до t₅ . с точки зрения экономической целесообразности повторной балансировки роторов зерноуборочных комбайнов, явно необходима безразборная диагностика и балансировка на месте установки ротора.

Конструкция многих рабочих органов зерноуборочных комбайнов -корытообразных подбичников молотильных барабанов, отбортовки дисков барабанов и др.неудачны, т.к. способствуют возникновению неуравновешенности. Применяемые конструкции этих деталей способствуют накоплению в них пыли, грязи, пожнивных остатков с различной плотностью. Замена в полевых условиях бичей, вала, различных крепежных деталей, вариаторов приводит к увеличению дис-

»'

Dc

Рис.I.I. Изменение дисбалансов

эксплуатации

зоторов в процессе "46 ]

цооо

^{WWttW*' J,r-MM}

Рис.I.2. Зависимость потерь при эксплуатации зерноуборочного комбайна с неуравновешенным молотильным барабаном

(по В.А.Мочалову) I - стоимость замен подшипников; 2 - потери от дробления зерна; 3 - потери от недомолота; 4 - суммарные потери

баланса на 5000 г«см и более , а общий дисбаланс может составить¹ 8000-15000 г.см, что в 8-15 раз выше нормативов. Существенно_преобладающей является динамическая неуравновешенность 49,94 .

Зависимость, обобщающая экономические затраты при эксплуатации зерноуборочных комбайнов с неуравновешенным молотильным барабаном в расчете на 8 лет представлена на рис. 1.2 [94J .

129 J . Для решения многих во-

Модуль дисбалансов роторов в эксплуатационных условиях носит случайный характер. В технической литературе имеются сведения о распределении модулей дисбалансов роторов, что в основном харак-

теризует точность их изготовления просов, связанных, например, с точностью диагностирования дисбаланса, построения технологического процесса балансировки, его периодичности необходимо как знание вероятностного закона распределения дисбалансов, так и возможности оценки его параметров по результатам статистических испытаний.

Наиболее часто в литературе 83,84,95,96,129 упоминается распределение дисбаланса по закону Релея и нормальному зшюну. В работе [129J показано, что при больших значениях дисбаланса, распределение дисбалансов стремится к нормальному. Все эти распределения получены при статистической оценке начальных дисбалансов изготавливаемых роторов. Каких либо сведений о законе распределения эксплуатационных дисбалансов сельскохозяйственных машин в литературе нет, несмотря на всю важность этого вопроса при организации эксплуатационной балансировки. Решение этой задачи аналитическими методами затруднительно и более правильно решение искать при помощи натурных экспериментов в эксплуатационных условиях .

Влияние дисбаланса РР0 на надежность, долговечность и работоспособность уборочных машин исследовано в ряде работ [48,50,59,

111,117 . В работе

показано, что главенствующим из факто-

ров вреднего проявления неуравновешенности роторов сельхозмашин

является снижение долговечности опорных элементов. Это положение

обосновано известной унифицированной формулой В.Н.Тренера для

расчета деталей машин на долговечность и надежность, дополненной

коэффициентом вибрационной нагрузки У I 59,IIIJ :

35 v І Д. V

(1-І)

и

показывающим, во сколько раз возможно снижение срока службы подшипника h₀ при воздействии периодических усилий с амплитудой /(. , с учетом того, что подшипник рассчитан на восприятие постоянной нагрузки Р₀ при отсутствии вибрации; їїі - число гармонических составляющих усилия на подшипнике.

Долговечность подшипников при этом рассчитывается по формуле:

h=y- (1.2)

Расчет и выбор подшипников качения для РРО уборочных машин не учитывает увеличение эксплуатационных нагрузок за счет изменения дисбаланса роторов, а также действие периодических усилий вследствие погрешности передач привода (радиальные биения шкивов, непостоянство профилей ремней привода), нестабильность технологического процесса работы, внешних вибраций от соседних неуравновешенных рабочих органов. Эти причины значительно влияют на срок службы опорных элементов РРО. По данным ВИМ [НО] , ежегодно на ремонт сельскохозяйственных машин используется 14 тысяч подшипников качения на сумму 5,5 млн.рублей.

Возникновению и усилению вибрации в опорах способствуют также увеличивающиеся в процессе износа элементов подшипников зазоры. При этом сам подшипник становится генератором колебаний и в результате повышается темп износа, особенно при одновременном действии дисбаланса роторного узла [ll7 ] .

Таким образом, весьма важен своевременный диагностический контроль показателя k_v формулы (I.I), как обобщенного параметра, и восстановление нормативных значении вибрации элементов путем осуществления балансировки, других профилактических мероприятий. В результате их реализации возможно увеличение долговечности подшипников на 25...100^, уплотнений подшипников - на 50...100% 116 ] .

В работе 59 дан анализ влияния дисбаланса РР0 зерноуборочных комбайнов на долговечность ремней вариаторного привода, как наиболее характерного привода большинства роторов сельскохозяйственных машин. От действия дисбаланса происходит периодическое изменение межцентрового расстояния передачи, тем большее, чем больше радиальный зазор в подшипниках. Вследствие такого изменения происходит периодическое удлинение расчетной длины ремня, что равносильно изменению напряжения предварительного натяжения на некоторую величину.

В этой же работе приведена зависимость срока службы ремней от действующих центробежных сил ротора и радиальных погрешностей привода.

Неблагоприятное влияние оказывают повышенные центробежные силы от дисбаланса РР0 на несущие элементы конструкции уборочных машин. Известно 69,119 I , что в практике сельхозмашиностроения широкое распространение получили тонкостенные конструкции, снижающие вес и металлоемкость машин и упрощающие технологию их изготовления. Панели молотилок, измельчающих аппаратов являются не только формообразующими, но и несущими конструкциями для целого ряда РР0, передающих на тонколистовые панели значительные тангенциальные нагрузки. Следует заметить, что доля фланцевого крепления опор, несущих межопорный рабочий орган у серийно выпускаемых уборочных машин весьма значительна (табл.1.1).

Таблица I.I

Крепление опор на панелях зерноуборочных комбайнов и их характеристика

Из таблицы I.I видно, что доля фланцевого крепления опор у комбайна СК-5 составляет 80%, СК-6 - 100%. Аналогичный способ крепления межопорных роторов применяется у машин Дон-1200, Дон-1500, КСК-100, ПУН-5, ПУН-6, КДУ-2 и других. Вопросы виброустойчивости несущих панелей у таких машин стоят очень остро. И поэтому весьма актуально диагностирование состояния уравновешенности и балансировка роторных узлов- особенно тяжелых штифтовых, биль-ных, измельчающих барабанов, являющихся основньшли источниками повышенной вибрации несущих панелей.

Несмотря на значительные успехи в области создания виброустойчивых панелей - увеличение толщины, ужесточение накладными ребрами жесткости, их вибрационное состояние считается неудовлетворительным. Усталостное разрушение происходит в самых различных местах тонколистовых конструкций. По результатам эксплуатационных испытаний зерноуборочных комбайнов [30,104,114,115 I отмечены недопустимые колебания каркаса молотилки, разрушение сварных швов, трещины в панелях, смещение и заклинивание барабанов вследствие недостаточной поперечной жесткости панелей, ослабление крепления ходовой части и других болтовых соединений. Всегда от-

_-За-

мечалась повышенная вибрация и шум зерноуборочных машин. Неуравновешенность барабанов и его колебания приводят к разбивке мест крепления подшипника в корпусе несущей панели и к его перекосам.

Необходимость улучшения вибрационного состояния тонкостенных конструкций уборочных машин отражена в исследованиях I27,29,63, 1311 . В качестве основных мер, направленных на снижение вибраций тонкостенных конструкций, в этих работах предлагается применение различных виброизоляционных конструкций и материалов, увеличение жесткости панелей за счет формовки и ребер жесткости.

Это направление нальзя признать достаточно эффективным, т.к. увеличивается металлоемкость, конструкция становится более сложной.

Например, увеличение жесткости комбайнов СК-5 "Нива" по результатам широкой эксплуатационной проверки, привело к увеличению веса комбайна на 400 кг по сравнению с проектируемой моделью. Перспективные комбайны семейства "Дон", разработанные ГСКБ "Рост-сельмаш", по сравнению с проектом увеличили свой вес на 1000 кг

[75].

Сложившееся положение обусловливает необходимость рационального сочетания эффективных способов снижения вибрации машин при конструировании с действенными мерами по снижению вибрации в эксплуатационных условиях. Такими мерами могут быть мероприятия по эксплуатационному уравновешиванию сил инерции вращающихся узлов, позволяющие максимально уменьшить динамическую нагруженность тонкостенных панелей.

Вопросам исследования тонкостенных элементов сельскохозяйственных машин, их динамической нагруженноети, посвящены работы Подушкина О.А. [ill ] , Дюсенова Б.Б. [59] , Вергунова В.А. Г 271 . В этих работах отмечен высокий уровень вибраций тонкостенных панелей и опор РР0 зерноуборочных комбайнов и их вредное влияние

на качество технологического процесса и долговечность опорных элементов. Полученные математические модели колебаний несущих элементов самых различных конструктивных схем учитывают свойства упругого несущего элемента системы обобщенным показателем - жесткостью в выбранном направлении.

Приведенные в литературе способы управления этим обобщенным показателем анализируются только в плане усовершенствования конструкций без учета динамики эксплуатационных силовых и кинематических параметров, воздействующих на несущие элементы. Предлагаются различные оболочечные конструкции панелей, имеющие двоякую кривизну срединной поверхности.

С точки зрения действия дисбаланса на тонкостенные конструкции достаточно глубоких исследований не проводилось. Отсутствует также единая общая теория, удовлетворяющая практическим требованиям. Обзор исследований в этой области показывает, что основы расчета тонкостенных конструкций заложены в работах Болотина В.В. [22J , Гольденвейзера А.А. [Зб] , Бидермана В.Л. [20] , Вольми-ра А.С. [зі] , Тимошенко СП. [l28] , Пановко Я.Г. [Юб] и других ученых.

Расчетные схемы фланцевого крепления РРО уборочных машин имеют ту особенность, что в срединной части панели сосредоточена значительная масса ротора и воздействие на панель складью-ается из постоянной и переменной составляющих продольной нагрузки. При этом значительны поперечные прогибы панелей Г 63І . Вопросы исследования влияния параметров дисбаланса на колебания панелей при

таких расчетных схемах не рассматривались. Также не исследованы динамические характеристики панели с учетом детерминированных и стохастических процессов в приводе. Исследование этих вопросов необходимо прежде всего для идентификации тонкостенных панелей, как механической колебательной системы при балансировке РРО

машин.

Интенсификация рабочих технологических режимов работы современных зерноуборочных комбайнов приводит к необходимости снижения вибрации рабочих элементов, которая может значительно исказить технологический процесс, накладываясь, например, на кинематические характеристики движения зерна по решету и т.п. Вибрации также могут ухудшить условия труда обслуживающего персонала [ 13,19,27,29,50,51,52,53,56,59,60,62,63,94,96,ІІІДІ9,130,131 ] .

В работе [59 ] предложена методика расчета допускаемой ампли
туды вибрации опор молотильного барабана зерноуборочного комбай
на, при которой обеспечивается качество выполнения процессе обмо
лота:

где My I , Ы₂ - допускаемая амплитуда вибраций в мм, исходя из условия ограничения соответственно недомолота и дробления зер-^на» У*\ ' И*2 ~ допускаемый процент соответственно недомолота и дробления зерна; Лі , С_с , 4 - числовые коэффициенты.

Получены следующие допускаемые амплитуды вибрации опор [/1,] = 0,0989 мм; [yj₂] = 0,0875 при [У, ] = 0,75$, Ы = 1,5%.

Повышение дробления и травмирования зерна происходит прежде всего при неисправном молотильном аппарате. Значительно увеличившийся у современных комбайнов момент инерции бильного барабана, его дисбаланс приводят к тому, что сосредоточенные ударные нагрузки при попадании в молотильный зазор посторонних предметов достигают 25 тонн и более fl22J . Под воздействием таких нагрузок легко деформируются поперечные планки подбарабанья, также деформируются элементы остова молотилки, подбичники и бичи молотильного барабана. Происходит нарушение технологических зазоров, смещение рабочих поверхностей бичей барабана относительно планок

цодбарабанья - такой молотильный аппарат уже не может качествен-' но обмолачивать хлебную массу. Дробление зерна, с учетом других причин, составляет 3...8^, микротравмирование 70...90$ 13,122 .

Приведенный анализ указывает на необходимость своевременного контроля РРО, их балансировки непосредственно на зерноучборочном комбайне в эксплуатационных условиях.

Оценка эксплуатационных дисбалансов роторов должна, очевидно, осуществляться диагностическими методами. Причем, использование диагностического средства, только как информационной основы балансировки, явно бесполезно. При этом несомненны большие потери от простоя зерноуборочных комбайнов, когда балансировка по результатам диагностирования будет осуществляться традиционным способом - на специальных балансировочных стендах. Таким образом,средство диагностирования должно обеспечивать балансировку молотильных барабанов, заменяя специальный стенд. Необходима также разработка новой технологии диагностирования дисбаланса, т.е. появляются новые задачи, отсутствующие при оценке параметров дисбаланса на стенде. Это - сопутствующее диагностирование опорных элементов, кинематических связей, которые существенно влияют на точность балансировки РРО.

Основа для расширения и внедрения системы диагностирования уборочной техники заложена значительным количеством исследований по диагностированию машин в различных областях техники. В области диагностирования сельскохозяйственной техники широко известны труды С.А.Иофинова, Н.С.Ідановского, А.В.Николаенко, Б.А.Улитов-ского, В.М.Михлина, Л.Е.Агеева, Б.В.Павлова, И.П.Терских, В.А.Аллилуева и других ученых [7,65,91,92,104,132 . Требуется определенный поисковый и исследовательский объем работ для применения достаточно отработанных методов диагностирования роторных систем, в основном в направлении повышения точности при оценке параметров

дисбаланса, радиального зазора в подшипниковых опорах. Необходимо учесть особенности привода роторов и крепления опор как существенные факторы при диагностировании зерноуборочных машин.

В работе Г76 J показано влияние технического состояния опор, на которых производится балансировка, на точность как динамической, так и статической балансировки. В радиальном подшипнике качения распределение радиальной нагрузки зависит в основном от величины радиального зазора, при увеличении которого нагрузка распределяется на меньшее число шариков.- Исследования показывают, что при радиальном зазоре ось вращения крупных роторов, покоящихся на подшипниках, занимает различные положения в зависимости от соотношения сил инерции и собственного веса ротора.

Таким образом, перед балансировкой необходимо оценить состояние подшипниковых опор, их крепление на тонкостенной панели и другие параметры, которые должны находиться в допуске. При этом возникает задача упорядочения всех диагностических операций -выбор рациональной последовательности и разработка комплексной технологии диагностирования и балансировки РРО зерноуборочных комбайнов с учетом подготовительных операций.

Вопросам упорядочения операций диагностирования посвящены работы Биргера И.А., Михлина В.М., Садыкова Б.Г., Удалова Б.П., Скибневского К.10. и других ученых | 21,121,124,133,134,138 ] . Анализ приведенных работ показывает, что вопросы погрешности диагностирования слабо отражены в алгоритмах контрольных операций. Учет ошибок диагностирования при назначении балансировочных операций имеет большое значение, т.к. связан с продолжительностью балансировки. Необходимо и за счет упорядочения диагностических операций добиться повышения эффективности диагностирования зерноуборочных комбайнов.

Такой комплексный подход к вопросу диагностирования и балан-

сировки РРО зерноуборочных комбайнов позволит, по нашему мнению, наиболее точно сформулировать задачи исследования и более полно их решить.

1.2. Методы и средства диагностирования и балансировки роторных машин

Качественное и нетрудоемкое диагностирование РРО зерноуборочных комбайнов возможно при использовании новых, современных методов контроля. В настоящее время разработки новых методов и средств диагностирования зерноуборочных комбайнов значительно отстают от аналогичных работ для автомобилей, тракторов, двигателей. Очень низкую эффективность имеют существующие механические приборы и приспособления для диагностирования механизмов зерноуборочных комбайнов (комплекты КИ-3967М, КИ-68І4, КИ-І390І, КИ-4270) Гб2 J . Недостаток диагностических средств является причиной большой продолжительности периодов восстановления работоспособности зерноуборочных комбайнов в условиях рядовой эксплуатации. Так, например, коэффициент готовности комбайнов СК-5 для зон Поволжья и Центрально-Черноземного района составляет соответственно 0,78 и 0,61 [99 J . Уровень развития средств диагностирования зерноуборочных комбайнов явно не соответствует тем качественным изменениям, которые подготавливаются в связи с планируемым перевооружением комбайнового парка новыми, более сложными и дорогостоящими машинами семейства "Дон", Новая техника, естественно, требует значительно лучшей системы технического обслуживания как по организации, так и по техническим средствам |75І

Применение электронных диагностических средств для контроля технического состояния зерноуборочных комбайнов весьма перспективно I 62,82,I32J . Большой разрешающей способностью обладает автоматизированная диагностическая установка ДИПС (КИ-І3940), реализующая эффективные методы диагностирования тракторов и слож-

ной сельскохозяйственной техники. Система ДИІЮ используется для' контроля роторных систем зерноуборочных комбайнов в основном по обобщенным, интегральным диагностическим параметрам в режиме "годен - не годен". Совершенствование таких электронных диагностических установок проводится в направлении повышения точности измерений, надежности и упрощения конструкции.

Значительное внимание уделяется разработке методов и средств диагностирования вращающихся узлов сельскохозяйственных машин за рубежом. Основные вопросы диагностирования решаются, как правило, фирмами-изготовителями [91,127 J .

Фирма "dninwxiional hsiatck and Vmlopmzni Іогрогаїіок " (США) поставляет портативный компьютер, позволяющий значительно упростить работу по динамической балансировке вращающихся частей при производстве и ремонте машин. Компьютер соединен с анализатором колебаний, которые создаются неуравновешенностью и переводит показания анализатора в значения величин необходимых противовесов, а также определяет координаты неуравновешенных масс Г100 I .

В Швеции фирмой "3KF " разработаны метод и прибор "Мера-ЮА" для оценки состояния подшипников качения по высокочастотным колебаниям, передаваемым на корпус подшипника 1123 J . Все шире за рубежом начинают применяться автоматические средства контроля и регулирования уборочных машин, автоматизированные бортовые системы контроля и сигнализации состояния отдельных агрегатов и узлов [127 J .

Методы измерения неуравновешенности и балансировка РРО в значительной степени определяются динамическими свойствами самих роторов и их конструкций [76] . В технике принято делить все роторы на жесткие и гибкие, в зависимости от деформации вала во время вращения. Молотильные, измельчающие и другие роторы уборочных машин являются жесткими по назначению, их деформации не

допускаются с целью обеспечения качества технологического процесса.

Общая методика определения дисбаланса роторов предусматривает

определение реакций опор (плоскость измерения) от действия дисбаланса^ их уравновешивание осуществляют путем установки или удаления противовесов в заранее выбранных плоскостях коррекции [74 I . При этом статическая и динамическая неуравновешенность не различаются и устраняются совместно.

Вопрос обоснования необходимости более сложной динамической балансировки РРО сельскохозяйственных машин получил достаточное развитие [46,50,59,95,96,106] . Статическая балансировка не эффективна и даже вредна, если она не сникает или приводит к росту динамических нагрузок на опорах за счет возможного увеличеїшя моментной неуравновешенности. Это положение имеет место при определенных геометрических соотношениях ротора, для протяженных РРО, в виде цилиндрических барабанов (бильный, штифтовой, измельчающий и т.п.) требуется динамическая балансировка исходя из условия [106] :

где I - расстояние между опорами ротора, м; l_L - длина тела ротора, м; S_L - коэффициент схемы ротора, характеризующий положение центра его масс относительно опор. Выбирается из приложения 102 J .

В работе [46 J приближенное условие допустимости только статической балансировки представлено в виде:

"Ат>іЧ^т** 1^f2 - fooler L_Ab , (1.5)

где l_K - расстояние от центра масс ротора до плоскости коррекции, м; R - радиус цилиндра ротора, м; 2 - радиус посадочного

отверстия, м; Шцил - масса цилиндра ротора, кг; Щог - масса ротора, кг; 1и,ил - длина цилиндра ротора, м; L_AB - расстоя-_ ние от центра масс ротора до соответствующей плоскости опоры,м; Д_ст - наибольшее значение статического дисбаланса ротора, кг.м.

Выражение (1.4) является необходимым, но не достаточным условием когда возможна статическая балансировка. Здесь не учтено влияние дисбаланса на качество выполнения технологического процесса РРО, снижение долговечности подшипниковых узлов, креплений узлов привода и т.п.

Перспективным видом балансировки является статическая балансировка в динамическом режиме. При этом существенно повышается производительность труда при оптимальной точности балансировки. Станки для такого вида балансировки разработаны в МВТУ им. Баумана, ЭБЙМС, НИИ тракторсельхозмаш, в МИИТе 106 ] .

В настоящее время широко применяется динамическая балансировка различных вращающихся узлов на специальных балансировочных станках [14,28,35,56,70,74,76,85,101,120,13?] .

Вместе с этим необходимо отметить, что предприятия Минсель-хозмаша недостаточно оснащены станками и балансировочными комплектами. Из 8 млн.роторов, балансируемых здесь ежегодно, лишь 40$ балансируется на специальных балансировочных станках (рис. 1.3 и 1.4), а остальные 60$ роторов - на различных стендах индивидуального производства [56] . Такое же положение сложилось и в ремонтном производстве, обусловленное следующими причинами: - роторы изготавливаются и ремонтируются по 9-14 квалитетам точности с начальным дисбалансом, превышающим допускаемый в 100 и более раз;

- серийные балансировочные станки можно использовать при дисбалансе балансируемого ротора, не превышающем допускаемый более чем в 10 раз;

Рис.І.З. Балансировочный станок ЕуВГ-4

Рис.І.4. Балансировочный станок КИ-4274

балансировочные станки выпускаются в нашей стране несколькими заводами в недостаточном количестве;

имеет место недооценка важности более точной динамической балансировки роторов сельскохозяйственных машин.

Динамическая балансировка РРО непосредственно на зерноуборочных комбайнах связана с некоторыми трудностями и имеет ряд особенностей по.сравнению с балансировкой роторов вне корпуса машины [іІб.ІЗ?] .

Преимущества балансировки в сборе:

отсутствие затрат труда на снятие и установку ротора;

возможность проведения экспресс-диагностики;

возможность устранения неуравновешенности, вызванной погрешностями сборки, приработкой, износом опорных элементов;

низкая стоимость балансировки. Недостатки балансировки в сборе:

точность определения параметров дисбаланса ниже;

для качественной работы оператору необходим определенный опыт.

Преимущества балансировки роторов на стенде:

высокая точность определения параметров дисбаланса;

независимость балансировочных операций от Положения в пространстве и характерстик основной машины.

Недостатки балансировки на стенде:

способ непригоден для периодического контроля;

высокая трудоемкость операций;

сравнительно большая стоимость балансировочного оборудования.

Анализ показывает, что балансировка роторов в сборе имеет определенные преимущества по сравнению с балансировкой вне рабочей машины.

- зо -

, Применяются различные методы оценки дисбаланса роторов в сборе 74,76 I . Из всех методов наибольшее распространение получили:

гравитационный;

измерения динамических реакций в опорах;

измерения колебаний оси ротора.

Чувствительность и производительность этих методов различны. Несмотря на то, что наибольшее распространение получил последний метод, его применение для диагностирования РРО зерноуборочных комбайнов затруднительно, т.к. он основан на принципе бесконтактной регистрации изменения расстояния между двумя поверхностями - датчиком и осью или рабочей поверхностью ротора. Вал имеет микронеровности, овальность и прочие дефекты. В этом случае задача фильтрации полезного сигнала, искаженного помехой, является довольно сложной, т.к. сигнал помехи проявляется в зоне тех же частот, что и исследуемый полезный сигнал.

Гравитационный метод применяется для статической балансировки и, поэтому, наиболее приемлемым для балансировки РРО зерноуборочных комбайнов является метод измерения динамических реакций несущих элементов роторных систем.

Для динамической балансировки изделий в сборе используются различные установки и комплекты узкоспециализированного назначения, использование которых для оценки дисбаланса РРО уборочных машин не представляется возможным 15,35,116,137] . Этим объясняется то, что многие рекомендации по эксплуатационной балансировке мощных роторов зерноуборочных комбайнов в основном необоснованно сводятся к статической балансировке [l2,7o] . Для этого выполняют трудоемкие операции по освобождению шкива от приводного ремня и другие подготовительные операции.

Независимо от технологических параметров, все устройства для

- SI -

балансировки роторов можно разделить по принципу действия на три группы: резонансные, устройства с "жестким валом" и устройства с "упругим валом". Все три способа различаются по частоте собственных колебаний упругой системы, а также по фазам, связанным с определенным положением неуравновешенности (рис.1.5),

На резонансной установке (рис.1.5а) ротор разгоняют до скорости Со = а)р возникновения резонанса и в этот момент измеряют амплитуду и фазу колебаний. Собственная частота установок с "жестким валом" всегда превышает круговую частоту вынужденных колебаний со*<о_{в t} что и определяет их особенности (рис.1,56). Установки с "упругим валом" имеют очень низкую частоту собственных колебаний и поэтому работают на частоте, значительно более высокой, чем резонансная (рисД.бв). Принцип действия установок, очевидно, будет определять и их конструкцию.

Роторы уборочных машин имеют "жесткую" характеристику, но опорные элементы машин, на которых они установлены и которые необходимо рассматривать как колебательные механические системы при оценке дисбаланса, требуют исследования собственных частот. В работе [l09j показано, что роторные системы всех проектируемых сельскохозяйственных машин, в том числе зерноуборочных комбайнов, рассчитываются на работу вне резонансных режимов. Однако в работе I 63J указывается на возникновение в спектре динамических возмущений опорных элементов этих машин областей резонансов.

Таким образом, идентификация тонкостенных панелей и опор РРО зерноуборочных, комбайнов, как колебательных систем при диагностировании дисбаланса, возможна при точном знании областей и режимов резонансов этих конструкций.

Собственные частоты конструкций определяются в статическом или динамическом режимах [76,781 . Более точно собственные частоты опор и панелей зерноуборочных комбайнов можно определить

W.fu.

UJ=(Q,e5f0,4)U>_o U)₀ UJ/ц

u)s(3-ri|)(A)o

Рис.I.5. Способы определения дисбаланса роторов в зависимости от собственных частот колебательной системы [l37J I - резонансный; 2 - дорезонансный; 3 - зарезонансный

в диагностическом динамическом режиме, с учетом дисбаланса и опорных реакций в подшипниках РРО.

Другое важное условие идентификации колебательной системы при измерении дисбаланса - необходшлость существования линейной зависимости между амплитудой колебаний упругих элементов и величиной неуравновешенности 1101 ] . При этом необходимо также, чтобы обеспечивалась постоянная фазовая поправка между фазой колебаний механической системы и угловым положением неуравновешенного груза РРО. Выполнение этих условий значительно упрощает процесс балансировки и повышает точность контрольных операций.

Анализ существующих методов и средств диагностирования и балансировки РРО машин как в нашей стране, так и за рубежом показал, что перспективными являются электрические методы измерений. Используемая при этом электронная аппаратура позволяет существенно повысить точность диагноза и сводит к минимуму участие человека в получении и обработке диагностической информации. Современные электронные диагностические приборы позволяют реализовать и перспективный метод диагностирования - виброакустический .

1.3. Особенности виброакустического диагностирования роторов зерноуборочных комбайнов

Среди существующих методов диагностирования виброакустический метод выделяется сравнительно малой трудоемкостью контрольных операций. Это основное преимущество метода обусловило широкое распространение его во многих областях техники [57,62,66,68, 69,85,91,104,116,120,132] . Контроль вибрационных параметров позволяет прежде всего заблаговременно предупреждать о приближении отказа. Однако выбор измеряемой характеристики сигнала очень сложен, так как необработанные виброакустические сигналы любой

.формы от какой-либо точки машины не могут являться хорошим индикатором ее технического состояния [?э] . Использование необработанного сигнала - общего уровня вибрации механизма широко используется в диагностическом контроле сложных сельскохозяйственных машин в основном для обобщенной оценки агрегата или узла в целом, без углубленной характеристики дефекта.

Значительный интерес представляет использование при диагностировании уборочных машин амплитудно-частотных характеристик, которые особенно достоверно характеризуют роторные и резонансные вибрации, зависящие от частоты вращения ротора и собственных частот конструкций машин. В работе 116I показано, что между уровнем вибрации машины в целом и неуравновешенностью роторов существует тесная связь. Причем в широком частотном спектре вибраций роторных систем важное место принадлежит вибрациям, происходящим на частоте вращения ротора. В таких многороторных разноскоростных системах, как,например, зерноуборочный комбайн, это положение имеет особенно важное значение при локализации источника вибраций и его дефектов.

Использование частотно-фазовых и выделенных во времени параметров виброакустического сигнала также эффективно при углубленном диагностировании машин Г1321 . При диагностировании зерноуборочных комбайнов, у которых кинематический режим строго соответствует технологическому процессу и имеет циклический характер, возможно выделение источников вибрации фазовым и временным стробированием.

Приведенные выше методы анализа реализаций вибрационных сигналов нашли широкое применение в виброакустической диагностике [24,80,82,123 J . На их основе разработаны различные электронные приборы типа ВДП,ЭгЩ, а также ряд измерительных каналов диагностической установки КИ-І3940 (ДШІС). Исследования процессов

диагностирования уборочных машин с использованием этих приборов ' показали значительное снижение трудоемкости контрольных операций.

В работе Г 62 1 исследован активный виброакустический контроль радиального зазора в подшипниках молотильного барабана и величины его дисбаланса по параметрам общего уровня вибрации корпуса подшипника. Недостаток данного способа заключается в неполном решении задачи контроля дисбаланса молотильного барабана, когда определяется лишь наличие дисбаланса, а его месторасположение остается неизвестным.

Другим недостатком работы является то, что не учтена тесная корреляционная связь между значением радиального зазора в под-шип никах барабана и его дисбалансом [76 I .

В данном случае решение задачи виброакустического контроля . свелось к разработке интегральных, обобщенных параметров оценки дефектов роторного узла в целом. Практическое значение такого диагностирования невелико, так как по его результатам, даже при выходе значения диагностического сигнала за предельное, демонтировать молотильный барабан и балансировать его на стенде с попутным контролем зазора в подшипниках экономически явно нецелесообразно.

Способ вибрационного диагностирования радиального зазора в подшипниках качения, представленный в 6I имеет тот недостаток, что точность определения зазора в значительной степени будет зависеть от уровня сбалансированности ротора селъскохозшственной

машины, опоры которого контролируются. Не учитывается также режим работы подшипника 1141 .

Характерное для уборочных машин фланцевое крепление опор на

тонкостенных несущих панелях представляет значительные трудности

для вибрационного диагностирования опор. Такое крепление опор

не позволяет без сложных и трудоемких подготовительных операций, по приспособленности опор к диагностированию правильно ориентировать вибропреобразователъ при определении дисбаланса. Рекомендациями [46J определено перпендикулярное к оси ротора ориентирование оси преобразователя, которое при фланцевом креплении опор трудновыполнимо.

Подшипниковые опоры роторов зерноуборочных комбайнов являются источниками целой гаммы частот вибрации I28J . Они возникают как из-за увеличивающихся зазоров между телами качения, так и перекосов колец, сепаратора, волнистости поверхностей и т.п. Для разделения составляющих вибраций требуются сложные анализирующие устройства, приборы для фильтрации реализации необработанного виброакустического процесса опорных элементов. Измерение и анализ при этом высокочастотных вибраций с целью идентификации де-.фектов подшипников качения не дает надежных результатов, что определено на основании экспериментальных исследований в работе 77 ] . Автор предлагает в целях повышения точности измерения дефектов использовать вибродатчики, работающие в низкочастотном диапазоне.

Вопрос выбора измерительных преобразователей при эксплуатационной виброакустической диагностике роторных систем очень важен. Не останавливаясь на преимуществах и недостатках различных типов датчиков для измерения вибрации машин, которые в достаточной степени охарактеризованы в [34,76,80,82,112,116,132] , отметим преимущества пьезоэлектрических вибропреобразователей. Основные достоинства пьезоэлектрических преобразователей состоят в малых габаритах и весе, простоте конструкции, надежности в работе и возможности измерения динамических быстропротекающих процессов.

При измерении дисбаланса важно получить с вибродатчика синусоидальный сигнал I 78 I , но в реальных условиях он содержит ряд

составляющих различной, обычно более высокой частоты. Их источник - процессы, протекающие в подшипниковых опорах, помехи различной природы и другие причины [116 J . Из методов выделения составляющей вибрации с частотой вращения ротора наиболее эффективны электрические методы І76І :

методы, использующие резонансные или полосовые фильтры;

методы, основанные на сравнении сигнала от датчика с опорным сигналом, полученным другим способом.

Опорными сигнал в данном случае берется с частотой, точно равной частоте сигнала, который необходимо выделить. Для подавления посторонних колебаний используются следующие фильтрующие цепи:

фильтрующие свойства ваттметра, если он применяется как регистрирующий прибор;

настроенные контуры LC , состоящие из индуктивности и емкости и применяемые как нагрузочные сопротивления в усилителях;

фильтры RC _f состоящие из сопротивлений и емкостей и используемые в виде обратной связи в усилителях.

Применение ваттметра ограничено тем, что диагностирование роторов на подшипниках качения возможно лишь на строго определенных скоростях вращения и, следовательно, необходимо применение дополнительных фильтров для подавления посторонних вибросигналов.

Недостатком фильтров LC является громоздкость конструкции из-за применения в схеме трансформаторов и дросселей, избирательность фильтра низка и его целесообразно применять при рабочей частоте более 15 Гц [ііб] . Но, как известно, большинство РРО уборочных сельскохозяйственных машин имеют рабочую частоту ниже 15 Гц.

Хорошей избирательной способностью обладают фильтры RC . которые являются достаточно компактными устройствами, что имеет

немаловажное значение при эксплуатационном диагностировавши. Использование именно таких фильтров при диагностировании роторных систем уборочных комбайнов представляет наибольший интерес.

Таким образом, можно сформулировать основные требования, предъявляемые к системе виброакустического диагностирования РРО зерноуборочных комбайнов:

- точность измерения виброакустических сигналов на заданном режиме;

-адекватность диагностической модели связи диагностических параметров со структурными.

Значительным резервом повышения соответствия диагностических моделей реальным виброакустическим процессам, является применение диагностирования по "реализации", когда учитываются индивидуальные особенности вибрационного состояния конструктивных элементов уборочных машин [16,54,79] . Разброс уровней вибрации в одних и тех же точках различных механизмов одного типа и назначения,объясняется случайными технологическими отклонениями при производстве, монтаже, операциях ТОР. В связи с этим, при диагностировании механизма в контрольной точке может быть изменение диагностического сигнала, не связанное с техническим состоянием контролируемого узла. Если по мере износа механизма наблюдается увеличение разброса уровней вибрации или тренда, то виброакусти-ческий процесс необходимо рассматривать на значительных отрезках времени как нестационарный процесс. Это усложняет построение диагностических моделей. Однако, если допустить, что изменение статических характеристик во времени может быть медленным, то на вибрации можно распространить все закономерности стационарного случайного процесса [34 ] .

В работе [іб] показано, что причиной смещения уровней виброакустических сигналов являются различные характеристики вибро-

каналов механизмов. Автор предлагает для более точной оценки использовать результаты предыдущего диагностирования одного и того же объекта и сравнивать их с результатами последующего диагностирования. Целесообразно периодически фиксировать уровни вибрации элементов уборочных машин, даже тех, которые не подвергались ТОР, но кинематически или динамически связаны с обслуживаемым элементом.

При этом возникает задача исследования динамики виброакустических сигналов при изменении технического состояния элементов на разных базовых уровнях сигнала, определения диапазона смещения (флуктуации) этих уровней.

Рассмотренный анализ состояния диагностирования роторных систем позволяет сформулировать цель и задачи исследования.

1.4. Цель и задачи исследования

Целью настоящей работы является исследование и разработка более совершенных методов и средств виброакустического диагностирования дисбаланса РРО зерноуборочных комбаі'інов и зазоров в опорах неуравновешенных роторов для последующей их балансировки непосредственно на комбайне.

Определены следующие задачи исследования:

1. Провести статистический анализ эксплуатационных дисбалансов молотильных барабанов зерноуборочных комбайнов.

2. Разработать и исследовать виброакустический метод и средства диагностирования дисбаланса РРО комбайнов на основе колебаний их тонкостенных конструкций.

3. Исследовать тестовый метод диагностирования радиального зазора в подшипниках неуравновешенного РРО.

4. Разработать технологию диагностирования роторных узлов зерноуборочных комбаі'інов с использованием диагностической установки

КИ-І3940 ГОСНИТИ (ДИЇЇС).

5. Выполнить производственную проверку результатов исследования в хозяйствах Ленинградской области.

, 2. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ПРЕДПОСЫЛКИ ОЦЕНКИ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ ' РОТОРНЫХ УЗЛОВ НА ОСНОВЕ КОЛЁБАНИл ТОНКОСТЕННЫХ КОНСТРУКЦИИ

Постановка задачи.

Широкое применение в современных сельхозмашинах находят тонкостенные конструкции в виде плоских или формообразованных панелей, кронштейнов. При флянцевом креплении опор роторных узлов тонкостенные конструкции используются как несущие.

В общем виде схему натружения межопорного роторного рабочего органа и тонкостенных несущих панелей молотилки зерноуборочного комбайна можно представить в виде пассивной динамической системы, состоящей из взаимодействующих элементов (рис.2.1). Выделим следующие внешние возмущения на исследуемую систему "ротор-панель":

5. Крутящий момент двигателя, передаваемый через клиноремен-ную передачу к ротору - Me (Н«м);

6. Дисбаланс рабочего органа - Д (г.мм);

7. Погрешности сборки и зазоры в опорах - 5 (мм);

8. Состояние и упругие свойства пневмобаллонов ходовой части комбайна - С, (Н.м);

5. Динамический тест (искусственный дисбаланс) - Д_тест (кг.мм):
Тонкостенные панели являются изотропными элементами системы

107J , воспринимающими либо непосредственно эти возмущающие воздействия, либо с частичной их трансформацией, формируя при этом общие выходные параметры - прогибы и колебания точек панелей.

С позиции разделения и исследования диагностических признаков -амплитуд и фаз колебаний тонкостенных элементов, целесообразно рассматривать предлагаемую динамическую систему как в виде разомкнутой схемы независимых друг от друга элементов, так и в их

І п;>-д-..-«тйШАГ( г::.я*.'ш

| СССР

|1 ' -'-."Ч в.ук-гж

Рис.2.І. Схема динамической системы "ротор-панель" зерноуборочного комбайна

взаимодействии. На примере вращающегося молотильного барабана " зерноуборочного комбаііна рассмотрим формирование диагностических

параметров тонкостенных панелей от действия дисбаланса РРО, зазоров в опорных элементах, влияния на них привода и «других значимых факторов.

2.1. Анализ действующих сил и перемещений в системе "молотильный барабан - тонкостенные панели"

На рис. 2.2 представлены схемы действующих сил и перемещений в системе "молотильный барабан - панели". Схема 2.2а соответствует случаю отсутствия действующих на опоры ротора при его вращении сил F_A и Fg от дисбаланса молотильного барабана. Панели при этом загружены статическими силами (г_А и (r_ft от силы тяжести барабана (г , которые определяются по формулам:

^с* -^с Т7м7 ^(2Л)

^Gs=&T77i7 ' ^С2-²⁾

где Ь_{Л ;} Ь_Б - расстояние от соответствующих опор до центра тяжести ротора, м.

Усилие от действия клиноременного привода молотильного барабана г_н передается на тонкостенную панель без трансформации в опорах [ИЗ :

Р„-2Р_п$1пу ' (2.3)

где Р_п - предварительное натяжение ремня, Н; Л₀ - угол охвата ремнем ведущего шкива, град.

Усилие Р„ , которое можно регулировать в процессе диагностирования, оказывая влияние на степень статического напряженно-

V////// ///T77

_{\\\\\\\\\\\\\*<хъ}

_u.r

_zzzzzzzzzzzz

_VsWWWSXSl

^

> 4

&

_a.

(ZZZZZZZZZZZZ2 _

_s^ssss

_{zzzzzzzzzzzzzz}

_u

Рис.2.2. Схемы действующих сил и перемещений в системе "молотильный барабан - тонкостенные панели": а - при уравновешенном молотильном барабане; б - при наличии дисбаланса барабана

го состояния панелей, определяется из выражения [ИЗ

Р„=бЛ2, (2.4)

где в₀ - начальное напряжение в ремне, МПа; F_p - площадь

поперечного сечения ремня, м ; 2 - количество ремней.

По условию долговечности для клиноременной передачи принимается <5₀ = 0,12 4- 0,15 МПа [из] .

Контроль натяжения ременной передачи при диагностировании
обычно определяется с помощью приложения усилия к ветви ремня
[72 I и,поэтому, в данном случае удобно воспользоваться форму
лой: - п

Pn^=Jlf- Щ., (2.5)

где &_н - усилие, прилагаемое к ветви ремня при определении его натяжения, Н; 1_Р - половина свободной длины ветви приводного ремня, м; 1_о - стрела провеса ремня, м; jf₀ - угол наклона передачи относительно горизонта, град. При этом у_о определяется из выражения:

где As t 4м - соответственно диаметры большого и малого шкивов, м; (Х_ш - межцентровое расстояние, м.

Статические силы создают предварительное напряженное состояние тонкостенных элементов и при действии на них динамических сил влияют на распределение и характер колебаний панелей.

В соответствии со схемой, представленной на рис.2.2 б, рассмотрим общий случай, когда молотильный барабан имеет .дисбаланс «4 от действия неуравновешенной массы пг . в плоскостях А и В опор будут действовать силы от дисбаланса ротора:

Ъ -А-Т7Г V (2.7)

fW^TT^²- (2.8)

Векторы F_A и F₆ этих сил будут постоянными по модулю, но переменными по направлению.

В практике встречаются случаи, когда неурановешенный ротор установлен в корпусе, совершающем гармонические колебания в вертикальном направлении. Такой случай характерен для зерноуборочных комбайнов и других мобильных машин, имеющих упругие амортизирующие устройства и пневматические шины колес ходовой части.

При этом панели будут загружены динамическими силамиН_А u K_ft , возникающими при гармоническом колебании остова комбайна в вертикальном направлении с частотой со_р и амплитудой А.

^НГ^тР^Т~ПГ_в^й)Р^А (2.9)

Н_ь = щА ^ ^A_fl сйрК_{в f} (2.Ю)

где їїір - масса молотильного барабана, кг; К_А и К_в - коэффициенты, учитывающие состояние пневматических шин колес (при разном нормативном давлении воздуха в пневмошинах колес К_А = Кв = ^/1).

Взаимного влияния тонкостенных панелей друг на друга в первом приближении можно не учитывать в связи с широким использованием в опорах РРО сферических подшипников, нечувствительных к перекосам вала ротора. Следовательно, в дальнейшем можно ограничиться рассмотрением действия всех сил на одну панель, например, с опорой В. Колебательный процесс панели определяет равнодействующая сила

ft ⁼ &в+Р$ + U_B+F_$. (2.II)

Для оценки режимов нагружения панелей, а следовательно, и влия-

ния технического состояния элементов диншлической системы (входные параметры) на параметры колебаний целесообразно ввести управляемые при диагностировании коэффициенты: коэффициент дисбаланса 146 J :

К .-і- (2.12)

Данный коэффициент целесообразно дополнить следующими: коэффициент нагрузки от привода

К_с = -- (2.13)

коэффициент вибрационного нагружения

h - р (2.14)

Коэффициенты Кд , К_с и Kg будут существенно изменять годограф равнодействующей силы 9 (рис.2.5 а,в). Это положение можно использовать при разделении различных неисправностей системы "ротор-панель" по результатам измерения параметров одного выходного диагностического сигнала-амплитуды и фазы колебаний тонкостенной панели. Искусственно изменяя коэффициенты можно реализовать тестовый метод диагностирования Гб5] . При использовании коэффициента Кд оценивается состояние ротора и опорных элементов, с помощью К_с - узел привода, а вариация коэффициента К$ позволяет оценивать состояние элементов ходовой части машины.

Обобщенным коэффициентом, определяющим режим плоского напряженного состояния и колебаний тонкостенных панелей является

Кл ~ р (2.15)

Учитывая (2.12), (2.13) и (2.14) выражение (2.15) представим в виде:

К_л =K_A(4+K_S)+K_C. (2.16)

Наибольший интерес при диагностировании представляют динамические коэффициенты 1 и К$ , оказывающие наибольшее влияние на коэффициент К* . Это связано с тем, что передаваемые нагрузки на панель, а также параметры колебаний панелей будут определяться не только величиной этих коэффициентов, но и фазовым углом Чк между векторами F₅ и Я_ь и соответствующими частотами CJ_F и cOjf с которыми они изменяются:

где /<у - безразмерный параметр

CJjr

^{U-lfi- <2-18>}

Анализируя функцию прогибов панели (2.17) необходимо отметить, что возможны такие сочетания входящих в нее переменных, когда имеют место резонансы, существенно искажающие результаты диагностирования. Например, режим

(2.19)

и ** % -о

который является неблагоприятным при диагностировании дисбаланса ротора и необходимо определить условия его существования и изменения.

С целью определения условий, являющихся неблагоприятными для диагностирования РРО по параметрам колебаний тонкостенных панелей, проведем анализ связи неуравновешенности молотильного барабана с колебаниями двухмассовой динамической системы, в виде

которой можно представить зерноуборочный комбайн. На рис. 2.3 представлена такая система комбайна в наиболее общем виде, т.е. без жестких связей при простом одноосном движении. Массы систе-

- 49 -мы соединены упругими связями, где относительные вынужденные ко-

*

лебания массы ЇП₂ используются в этой механической системе для цели измерения дисбаланса. В массу ГС₂ включена масса молотильного барабана. Масса зернокомбайна обозначена через П^ . Ввиду малой поперечной жесткости панелей целесообразно рассматривать продольные перемещения опор ротора и общих с ними точек панели связанными с соответствующими прогибами точек панели в поперечном направлении, т.е. имеет место так называемая "мембранная" аналогия [136 ] , когда форма поперечных прогибов от силы по одному направлению повторяет соорму продольных смещений от действия силы по другому направлению. Это положение имеет важное практическое значение, т.к. позволяет осуществлять легкодоступные измерения поперечных перемещений панелей, заменив ими сложные измерения продольных перемещений опор и панелей.

В качестве обобщенных координат системы (рис.2.3 б) рассматривали только вертикальные перемещения при колебаниях масс гт^ и Ш₂ , обозначенные соответственно X_t и Х₂ . Обобщенная сила F₆ представляет собой возмущающее воздействие от дисбаланса барабана, которое передается на остов зерноуборочного комбайна. Ее проекция на ось X будет

F_x - Г₆соій)_рі =о)_р т_р2то)^ , (2.20)

где Шр - масса ротора, кг; (О_р - угловая скорость ротора при диагностировании, с ; - эксцентриситет массы ротора, м; Р_в -амплитуда возмущающей силы, Н.

Значение кинетической энергии системы находим по формуле

Т = —2 ⁺ —2 (2.21)

Потенциальная энергия системы

t-2 Х_г іі(Хг~Хі)

П ^s 2 2 (2.22)

ПI /7 U / / // // / / / /^f7/ ///

Fa .*

Рис.2.3. Колебательная система "ротор-корцус"

где С< u C_z - соответственно жесткости пневматических шин комбайна и панели молотилки, Н/м.

Трение в пневматических баллонах и панелях не учитываем.

Уравнения Лагранжа П рода для рассматриваемой системы имеют вид

_{JL(?L) К ,11. п}

_{dt I dxj 3xf дх< -} ^и

(2.23)

_{dt [ Ш дх2 дхг ~} ^у_*

Подставляя значения возмущающей силы /> , а также значения Т и Г) равенств (2.21) и (2.22) в уравнения (2.23), получим:

(2.24)

т₂х₂ + С₂(х₂-х<) =Vs№a)pt m,x, + CiX, - C₂(x_z-x,) =0

Актуальность диагностирования роторных рабочих органов и снижения вибрации несущих конструкций зерноуборочных комбайнов

Увеличение мощности энергетических установок зерноуборочных, кормоуборочных машин, повышение рабочих скоростей приводит к значительному росту динамических нагрузок, вызывает колебания и вибрацию узлов и деталей машин. Стремление уменьшить металлоемкость уборочных машин ведет к снижению жесткости несущих элементов машин, что, в свою очередь, при эксплуатации снижает надежность и долговечность машин, качество их работы, ухудшает условия труда обслуживающего персонала.

Первым из отечественных ученых, академик В.П.Горячкин отметил важность снижения колебаний элементов сельскохозяйственных машин: "...Недостаточное закрепление сравнительно легких рам механизма с игрой в шарнирах (работа с ударом, выбоины на дорогах, несовпадение оси вращения с главными осями) ведет к быстрому расшатыванию сельскохозяйственных машин... Вопрос уравновешивания в сельскохозяйственных машинах вследствие значительной скорости движущихся частей очень важен..." Гз7J .

Многие уборочные машины в силу их конструктивных рсобенностей можно признать многороторными системами из-за наличия межопорных роторных рабочих органов. Многочисленные исследования в различных областях техники указывают на то, что главной причиной нежелательной вибрации машин является неуравновешенность роторов. Другие источники вибрации, как правило, играют второстепенную роль. Обширная библиография по этому вопросу представлена в [ііб] .

Эффективным способом борьбы с "разрушителъными"вибрациями роторіжх машин является диагностический поиск источников повышенной вибрации и последующая балансировка вращающихся узлов. Операция балансировки требует незначительных затрат при производстве машины, но дает огромный эффект при эксплуатации сельскохозяйственных . машин, повышая при этом все показатели качества [19,33,51,52,56,131J . В работе [56] показано, что повышение уравновешенности двигаталей СЩ-І4 в 8-Ю раз, увеличило их моторесурс более чем на 18$ при стоимости балансировки в заводских условиях 7,5 коп. В области сельскохозяйственного машиностроения, где ежегодно балансируется 8 млн.роторов, операции балансировки получают все более широкое применение.

Однако качество балансировки РРО зерноуборочных комбайнов и других машин нельзя признать удовлетворительным. Преобладает статическая балансировка, причем не всегда обоснованно [іОДОб] . Имеет место недооценка важности более точной динамической балансировки. Так, например, повышение точности балансировки молотильных барабанов зерноуборочных комбайнов в 8 раз позволило в 30 раз сократить издержки от вредного проявления дисбаланса в период эксплуатации машин [56 J . Тем не менее, для многих изделий эта операция вообще не введена, что указывает на наличие резервов повышения эксплуатационной надежности зерноуборочных комбайнов.

Эксплуатационный контроль дисбаланса РРО и их балансировка практически отсутствуют. Это объясняется недостаточным исследованием характера эксплуатационных дисбалансов роторов, хотя вопросы балансировки как общие, так и специальные, получили в настоящее время широкое развитие.

Советские ученые внесли большой вклад в теорию и практику балансировки роторных узлов и агрегатов машин. Работы В.П.Горячки-на, П.М.Василенко, Б.И.Турбина [25,37,130,1311 заложили основу науки об уравновешивании вращающихся узлов сельскохозяйственных машин. В отраслях машиностроения вопросы балансировки рассмотрены в работах [l4,28,58,74,76,78,85,101,116,120,141,144,146] и др. 0 том, какое большое значение придается обоснованному решению вопросов балансировки, говорит тот факт, что на протяжении более 10 лет этой проблемой занимается технический комитет 108 по вопросам вибрации и удара международной организации по стандартизации (ИСО) в комитет - член которой входит и СССР. В настоящее время разработаны и утверждены ряд международных стандартов по вопросам контроля уравновешенности и балансировки 66,67,68,69 на основе которых создаются национальные стандарты. В Советском

Союзе действуют ГОСТ 22061-76, ГОСТ 19534-74 [45,46] , которые служат основой для разработки системы классов точности балансировки изделий в отраслях машиностроения.

В отрасли сельскохозяйственного машиностроения, а также при эксплуатации зерноуборочных комбайнов, несмотря на громадный объем балансировочных работ, вопросы исследования диагностики дисбаланса и балансировки поставлены недостаточно широко 1061 . По таким общим вопросам, как обоснование необходимости балансировки, назначение способа организации технологического процесса оценки параметров дисбаланса роторов, контроля качества балансировки, исследование закономерностей возникновения эксплуатационных дисбалансов рекомендации либо разрозненны, либо отсутствуют вообще.

Анализ действующих сил и перемещений в системе "молотильный барабан - тонкостенные панели"

На рис. 2.2 представлены схемы действующих сил и перемещений в системе "молотильный барабан - панели". Схема 2.2а соответствует случаю отсутствия действующих на опоры ротора при его вращении сил FA и Fg от дисбаланса молотильного барабана. Панели при этом загружены статическими силами (гА и (rft от силы тяжести барабана (г , которые определяются по формулам: где ЬЛ ; ЬБ - расстояние от соответствующих опор до центра тяжести ротора, м. Усилие от действия клиноременного привода молотильного барабана гн передается на тонкостенную панель без трансформации в опорах [ИЗ : где Рп - предварительное натяжение ремня, Н; Л0 - угол охвата ремнем ведущего шкива, град.

Усилие Р„ , которое можно регулировать в процессе диагностирования, оказывая влияние на степень статического напряженно го состояния панелей, определяется из выражения [ИЗ Р„=бЛ2, (2.4) где в0 - начальное напряжение в ремне, МПа; Fp - площадь о поперечного сечения ремня, м ; 2 - количество ремней.

По условию долговечности для клиноременной передачи принимается 50 = 0,12 4- 0,15 МПа [из] .

Контроль натяжения ременной передачи при диагностировании обычно определяется с помощью приложения усилия к ветви ремня [72 I и,поэтому, в данном случае удобно воспользоваться форму лой: - п Pn=Jlf- Щ., (2.5) где &н - усилие, прилагаемое к ветви ремня при определении его натяжения, Н; 1Р - половина свободной длины ветви приводного ремня, м; 1о - стрела провеса ремня, м; jf0 - угол наклона передачи относительно горизонта, град. При этом уо определяется из выражения: где As t 4м - соответственно диаметры большого и малого шкивов, м; (Хш - межцентровое расстояние, м.

Статические силы создают предварительное напряженное состояние тонкостенных элементов и при действии на них динамических сил влияют на распределение и характер колебаний панелей.

В соответствии со схемой, представленной на рис.2.2 б, рассмотрим общий случай, когда молотильный барабан имеет .дисбаланс «4 от действия неуравновешенной массы пг . в плоскостях А и В опор будут действовать силы от дисбаланса ротора: Ъ -А-Т7Г V (2.7)

Векторы FA и F6 этих сил будут постоянными по модулю, но переменными по направлению.

В практике встречаются случаи, когда неурановешенный ротор установлен в корпусе, совершающем гармонические колебания в вертикальном направлении. Такой случай характерен для зерноуборочных комбайнов и других мобильных машин, имеющих упругие амортизирующие устройства и пневматические шины колес ходовой части.

При этом панели будут загружены динамическими силамиНА u Kft , возникающими при гармоническом колебании остова комбайна в вертикальном направлении с частотой сор и амплитудой А. НГтР Т ПГвй)Р А (2.9) Нь = щА Afl сйрКв f (2.Ю) где їїір - масса молотильного барабана, кг; КА и Кв - коэффициенты, учитывающие состояние пневматических шин колес (при разном нормативном давлении воздуха в пневмошинах колес КА = Кв = /1).

Взаимного влияния тонкостенных панелей друг на друга в первом приближении можно не учитывать в связи с широким использованием в опорах РРО сферических подшипников, нечувствительных к перекосам вала ротора.

Методика производственных исследований эксплуатационных дисбалансов молотильных барабанов

Цель экспериментальных исследований - проверка основных теоретических положений по определению параметров технического состояния системы "ротор-панель" с помощью диагностических вибрационных параметров и обоснование режимов и последовательности диагностических операций в эксплуатационных условиях на примере молотильного барабана и вентилятора зерноуборочного комбайна.

Программа экспериментальных исследований включала:

1. Определение области вероятных значений дисбалансов молотильных барабанов в эксплуатационных условиях и вида их распределения.

2. Установление закономерностей связи дисбаланса молотильного барабана и технического состояния его опор с параметрами вибрационного состояния тонкостенных панелей - амплитудой, фазой и видом вибросигнала.

3. Разработку, изготовление и испытание комплекта приборов для оценки технического состояния и балансировки РРО зерноуборочных комбайнов.

4. Определение оптимального места установки вибропреобразователей и режимов диагностирования РРО.

5. Определение рациональной последовательности операций диагностирования и балансировки с эксплуатационной проверкой при помощи электронной автоматизированной диагностической установки КИ-І3940 ГОСНИТИ (ДИПС).

В качестве объекта исследований приняты РРО зерноуборочного комбайна СК-5 "Нива" (зав.й 329979) Ростовского завода сельхозмашиностроения с двигателем С4Д-Ї7 КН (зав.В 170048). Комбайн является широко распространенной моделью, его принципиальная технологическая и кинематическая схемы аналогичны перспективным зернокомбайнам дон-1200 и Дон-1500.

Этапы экспериментальных исследований:

1. Производственные исследования эксплуатационных дисбалансов молотильных барабанов зерноуборочных комбайнов.

2. Лабораторные исследования вибрации тонкостенных панелей молотилки и очистки зерноуборочных комбайнов с имитацией неисправностей роторных узлов (дисбаланс, радиальный зазор и др.).

3. Эксплуатационные испытания разработанных методов и средств контроля с оценкой трудоемкости и достоверности диагностирования.

Производственные исследования проводились на базе подразделения по ремонту зерноуборочных комбайнов Кипенского РО Госком-селъхозтехники с использованием стандартного балансировочного стенда КИ-4274 (рис.1.4), зав.!;-- 1258, год выпуска 1977.

Общая методика исследований соответствовала ГОСТ 22061-76 на основе которого была разработана настоящая методика.

Измерения эксплуатационных дисбалансов молотильных барабанов проводили у поступивших в ремонт комбайнов, имеющих одинаковую наработку в течение одного-двух сезонов работы. Предварительно была проведена тарировка балансировочного стенда тарировочным ротором з соответствии с инструкцией по эксплуатации балансировочного оборудования.

Объем случайной выборки, т.е. число Н молотильных барабанов, которые необходимо проверить, определялся так, чтобы с выбранной доверительной вероятностью W =0,95 можно было утверждать, что если у этих барабанов измеренные дисбалансы в , і доп. плоскостях опор больше допустимых (ДЛП = 5000 г «мм), то и у остальных барабанов, поступивших в ремонт зерноуборочных комбайнов, а также находящихся в эксплуатации они больше допустимых.

Предварительно выбрано в соответствии с рекомендациями (ГП 5) число барабанов для проверки 171 = 10

Средние арифметические значения дисбалансов этих барабанов для каждой из плоскостей опор А и В (рис.3.1)

Результаты производственных исследований эксплуатационных дисбалансов молотильных барабанов

Анализ состояния сбалансированности молотильных барабанов зерноуборочных комбайнов СК-5 "Нива", находившихся в эксплуатации в течение одного-двух сезонов работы и имевших одинаковую наработку, равную среднесезонной, показал существенное отклонение величины дисбаланса от нормативного. Измеренные значения эксплуатационных дисбалансов 1 и и углов % и соответственно в плоскостях левой и правой опор представлены в таблице 4.1. ностыо d =0,95 соответствовал в плоскостях опор НА = 5,96 и Нп =9,49. Каждое из них меньше предварительно выбранного числа К - 10. Значения функциональных дисбалансов в плоскостях коррек ции І и 2 равны соответственно Д, = І0І00 г-мм И Дгр = 9600 г «мм. Расчетный материал представлен в приложении У (табл. Ш).

Пятипроцентные пределы (с вероятностью U =0,95) для отклонения выборочной средней величины дисбаланса от среднего значения при объеме выборки Я = 10 и при оценке 6 по данным той же выборки определены следующие: Дл = 10100-33,5 г«мм и А„ = 9600 - 35,5 г«мм. Из анализа значений эксплуатационных дисбалансов можно сделать вывод, что молотильные барабаны зерноуборочных комбайнов в период эксплуатации имеют дисбалансы, .доп. кСр превышающие допускаемые ( Дпл = 5000 г.мм) в 2 раза ( Дпл 10000 г.мм).

Оценка фазовых параметров .дисбалансов, измеренных в плоскостях опор показывает, что абсолютно преобладающей является динамическая неуравновешенность молотильных барабанов.

Результаты статистической обработки по ЭВМ материалов измерения и вычисления величины главных векторов дисбалансов молотильных барабанов (30 штук) показали, что закон распределения эксплуатационных дисбалансов можно признать нормальным. На рис. 4.1 представлены гистограмма, эмпирическая pL и теоретическая /. , кривые закона распределения дисбалансов. В качестве крите-рия согласия контрольной выборки с нормальным теоретическим распределением был использован критерий Пирсона. Его значение = 7,941. Табличное значение Хг для заданной вероятности оценок oL = 0,95 и числе степеней свободы 4=4 г2 составило АГ =9,5. Следовательно, при выполнении условия Z 2. Хг X распределение в данной совокупности можно признать нормальным.

В условиях эксплуатации зерноуборочных комбайнов наблюдается значительный размах варьирования дисбалансов молотильных бара банов, достигающий значений, превышающих допускаемые в 3-4 раза. Применением статической балансировки достичь существенного снижения дисбалансов барабанов не представляется возможным в связи с преобладанием .динамической неуравновешенности. В данных условиях наиболее целесообразны периодический диагностический контроль неуравновешенности молотильных барабанов и последующая их балансировка непосредственно на месте установки барабана в собственных подшипниках. Используя среднее значение дисбалансов молотильных барабанов (рис.4.1) можно планировать величину требуемых уравновешивающих грузов в балансировочном комплекте. Периодичность диагностирования также определяется из анализа результатов статистических испытании дисбалансов молотильных барабанов. Целесообразно контролировать неуравновешенность РРО зерноуборочных комбайнов перед каждым сезоном полевых работ, а также совевременно .диагностировать дисбаланс и балансировать барабаны после замен бичей, опорных подшипников, в целом молотильных барабанов и в период полевых работ.

Считая, что перед началом эксплуатации зерноуборочного комбайна (после ремонта, перед полевыми работами), значение начального дисбаланса молотильных барабанов находилось в допускаемых пределах (до 5000 г.мм) в каждой плоскости коррекции, можно определить значение допустимых дисбалансов, исходя из полученных статистических данных. Для этого необходимо использовать значение приращения величины дисбаланса в процессе сезона эксплуатации комбайна, которое в соответствии с рисунком 4.1 составляет ЧЪ% от начального.

Похожие диссертации на Совершенствование методов и средств диагностирования роторных рабочих органов зерноуборочных комбайнов

Совершенствование методов и средств диагностирования роторных рабочих органов сложных уборочных машин по параметрам вибрацииБутусов Дмитрий Владимирович

Совершенствование методов и средств диагностирования агрегатов гидросистемы трактора по параметрам вибрацийПерцев, Сергей Николаевич

Совершенствование методов и средств диагностирования топливной аппаратуры автотракторных и комбайновых дизелейНигматуллин Шамиль Файзрахманович

Совершенствование методов и средств диагностирования топливной аппаратуры автотракторных дизелейДавлетов, Азат Фирзинатович

Совершенствование методов и средств диагностирования турбокомпрессоров двигателей мобильной сельскохозяйственной техникиКурбаков Иван Иванович

Совершенствование метода и разработка средств диагностирования плунжерных пар при техническом сервисе топливной аппаратуры дизелейАлиев, Арсен Магомедович

Повышение эффективности диагностирования цилиндропоршневой группы автомобильных двигателей путем совершенствования методов и средств распознавания ее состоянийПичугин, Александр Игоревич

Совершенствование методов диагностирования гидравлической системы зерноуборочного комбайнаХарахашян, Сергей Мартиросович

Совершенствование методов нормирования и оценки показателей надежности при разработке исходных требований и ремонте зерноуборочных комбайнов (на примере СК-5 "Нива")Каттабаев, Бахтияр Темирович

Совершенствование метода и средств оценки технического состояния форсунок тракторных дизелейСорокин, Сергей Петрович