Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние проблемы, цель и задачи исследования 15
1.1 Общие сведения 15
1.2 Источники шума и вибрации в передачах 18
1.3 Методы и средства виброакустического диагностирования передач 35
1.4 Особенности конструкции, эксплуатационные дефекты и критерии работоспособности механических передач строительных и дорожных машин 42
Выводы. Цель и задачи исследований 49
2 Системный подход к решению проблемы 53
2.1 Общие положения системного подхода к проблемам диагностики и прогнозирования 53
2.2 Системный подход к решению проблемы виброакустической диагностики зубчатых передач трансмиссий строительных и дорожных машин 54
Выводы 59
3 Взаимосвязь возмущающих сил в зубчатых передачах с их техническим состоянием 60
3.1. Основные режимы работы передач строительных и дорожных машин 61
3.2 Расчет характеристик возмущающих сил в прямозубых передачах 63
3.2.1 Определение динамических сил при срединном ударе 63
3.2.2 Определение динамических сил при кромочном ударе 86
3.3 Оценка влияния технического состояния и режима работы передач на характеристики возмущающих сил 94
Выводы 112
4 Исследование виброакустических процессов в редукторах трансмиссий строительных и дорожных машин численными методами 113
4.1 Общая методика применения метода конечных элементов для расчета характеристик виброакустических процессов в редукторах трансмиссий строительных и дорожных машин 114
4.2 Топология основных типов редукторов строительных и дорожных машин 121
4.2.1 Топология вала с зубчатым колесом 122
4.2.2 Топология баланса автогрейдера 124
4.2.3 Топология механической коробки перемены передач 126
4.3 Результаты исследований и их анализ 129
Выводы 134
5 Экспериментальные исследования вибро акустических характеристик зубчатых передач трансмиссий строительных и дорожных машин 135
5.1 Цели и задачи экспериментальных исследований 135
5.2 Метрологическое обеспечение экспериментальных исследований... 136
5.3 Методики экспериментальных исследований 143
5.3.1 Методики лабораторных исследований 143
5.3.2 Методики полевых исследований 150
5.4 Результаты экспериментальных исследований и их анализ 153
5.4.1 Результаты лабораторных исследований 153
5.4.2 Результаты полевых исследований 183
Выводы 198
6 Виброакустическое прогнозирование работоспособности зубчатых передач трансмиссий строительных и дорожных машин 200
6.1 Взаимосвязь эксплуатационных дефектов зубчатых передач с параметрами виброакустических процессов 201
6.2 Выделение диагностических признаков 204
6.2.1 Метод выделения амплитуды огибающей узкополосного процесса 204
6.2.2 Метод выделения спектральных характеристик узкополосного процесса 218
6.3 Диагностика и прогнозирование износа рабочих поверхностей зубьев 241
6.4 Диагностика и прогнозирование разрушения зубьев 256
Выводы 264
7 Технико-экономическая эффективность виброакустических методов прогнозирования работоспособности зубчатых передач трансмиссий строительных и дорожных машин 266
7.1 Общие полоясения 266
7.2 Технико-экономическая эффективность и целесообразность внедрения инновационных технологий контроля и прогнозирования работоспособности механических передач строительных и дорожных машин 267
Выводы 280
Основные выводы 281
Список использованных источников 284
Приложения 324
- Особенности конструкции, эксплуатационные дефекты и критерии работоспособности механических передач строительных и дорожных машин
- Системный подход к решению проблемы виброакустической диагностики зубчатых передач трансмиссий строительных и дорожных машин
- Оценка влияния технического состояния и режима работы передач на характеристики возмущающих сил
- Общая методика применения метода конечных элементов для расчета характеристик виброакустических процессов в редукторах трансмиссий строительных и дорожных машин
Введение к работе
Эксплуатация современных технологических машин, в том числе строительных и дорожных, сопровождается высокими затратами на поддержание в работоспособном состоянии их механических систем. Это обеспечивается выполнением работ, предусмотренных планово-предупредительной системой технического обслуживания и ремонта (ТО и Р), а также внеплановыми ремонтами при возникновении внезапных поломок и неисправностей. Плановая система ТО и Р, при существенных вариациях ресурса деталей и узлов отечественных машин, часто приводит к неоправданному увеличению трудовых и материальных затрат на их эксплуатацию, что с течением времени становится все более острой проблемой из-за старения машинного парка.
Одним из основных путей снижения эксплуатационных расходов, связанных с техническим обслуживанием и ремонтом, является разработка эффективных методов прогнозирования технического состояния машин и механизмов, особенно в рабочих условиях без разборки узлов и агрегатов. Прогнозирование технического состояния (работоспособное, неработоспособное и т. п.) непосредственно связано с задачами контроля и диагностики механических систем [273]. Анализ отечественного и зарубежного опыта контроля текущего технического состояния механических систем свидетельствует о целесообразности и перспективности использования для этих целей методов виброакустической диагностики [72, 74, 151, 157, 194, 195, 230, 267, 367].
Виброакустическая диагностика машин и механизмов в настоящее время является новым самостоятельным научным направлением. Она возникла и развивается на базе последних достижений в области виброакустической динамики машин [17, 22, 74, 157, 207, 210, 230, 243, 245, 302, 303]. Предметом её изучения являются виброакустические процессы в машинах с различными параметрами технического состояния, а целью - создание научных основ определения параметров и прогнозирования технического состояния объекта по характеристикам его виброакустического сигнала. Принципиальным отличием виброакустических методов диагностики от традиционного поэлементного контроля деталей и сборочных единиц является определение технического состояния узлов и механизмов в рабочем состоянии, что позволяет использовать эти методы не только в условиях эксплуатации, но и для контроля качества готовых изделий на заводах-изготовителях. Успешно решать задачи виброакустического диагностирования позволяет огромная информативность виброакустических процессов, неизбежно сопровождающих работу любых машин и механизмов [17, 74, 76, 157, 221, 230, 242, 363].
Разработанные алгоритмы виброакустического диагностирования различного рода дисбаланса вращающихся частей машины и дефектов подшипниковых узлов, виброакустический сигнал которых хорошо коррелирован с изменением параметров их технического состояния и защищен от помех в силу близости источника возмущений к месту съема информации, имеют хорошую теоретическую базу [22, 74, 312, 319, 334, 336, 359]. Намного сложнее поставить диагноз, когда по условиям компоновки источник возмущений удален на значительное расстояние от доступного места установки измерительного преобразователя. Тогда в исходном сигнале, искаженном при прохождении по различным внутренним конструкциям механизма, содержатся компоненты от большого количества взаимосвязных источников, что характерно для зубчатых передач [18, 33, 61, 74, 151, 156,157,230,335].
Виброакустические методы диагностирования технического состояния машин широко используются в настоящее время в таких высокотехнологичных и наукоемких отраслях как авиа- и судостроение, транспортное машиностроение и др. [18, 62, 161, 218, 222, 232, 243, 248, 319]. В отрасли строительного и дорожного машиностроения известны единичные случаи применения виброакустических методов для диагностирования некоторых механизмов, но они не учитывают особенности конструкции и условий работы СДМ [7, 14, 196, 210,316].
Актуальность темы. Особенностями эксплуатации строительных и дорожных машин являются большие динамические нагрузки на рабочем органе, действующие в течение большей части рабочего цикла, и неблагоприятная окружающая среда с высокой запылённостью абразивными микрочастицами. Все это способствует повышенному износу и усталостному разрушению элементов кинематических пар механических трансмиссий, особенно высшей кинематической пары, непосредственно воспринимающей и передающей рабочие нагрузки.
Поэтому разработка эффективных безразборных методов контроля технического состояния и прогнозирования работоспособности механических трансмиссий строительных и дорожных машин, позволяющие снизить расходы на эксплуатацию и поддержание их в работоспособном состоянии, является актуальной проблемой.
Механические трансмиссии состоят из различных механических передач, используюемых также в гидродинамических, гидрообъемных, электрических и других трансмиссиях. В силу своих преимуществ перед другими типами механических передач зубчатые передачи, а особенно цилиндрические прямозубые получили наибольшее распространение в трансмиссиях СДМ.
Основными причинами потери работоспособности зубчатых передач строительных машин являются абразивный износ и поломка зубьев [125, 136, 147, 171, 197, 255, 279, 309]. Эти повреждения, возникающие при нормальной эксплуатации передач, обусловлены специфическими особенностями работы СДМ. Абразивный износ боковой поверхности - высокой запыленностью окружающей среды, а поломки зубьев - большими динамическими нагрузками в трансмиссии. Следовательно, именно эти повреждения следует считать основными эксплуатационными дефектами зубчатых передач строительных и дорожных машин. Неизбежные в реальном зубчатом зацеплении погрешности, приводящие к нарушению заданных соотношений между кинематическими параметрами (например, между мгновенными значениями угловых скоростей колес) в теории зубчатого зацепления, называются кинематическими [47, 227, 255,]. Они влекут за собой изменения скорости вращения зубчатых колёс, появление переменных ускорений, а следовательно, и динамических сил, действующих в зацеплении. Такими погрешностями являются ошибка шага зацепления и погрешность профиля зуба [1, 16, 136, 227, 230, 242, 255], которые обусловлены производственными причинами - точностью изготовления колёс, и эксплуатационными - изменением жёсткости и формы зубьев при их повреждении.
Закрытые зубчатые передачи трудно поддаются контролю традиционными методами технической диагностики. Однако динамические процессы, возникающие в зубчатом зацеплении при его функционировании, генерируют виброакустическую энергию, несущую в себе информацию о техническом состоянии передачи, что позволяет использовать наиболее эффективные в настоящее время виброакустических методы их диагностики.
Таким образом, совершенствование системы технического обслуживания на основе виброакустических способов диагностирования и базирующихся на них методов прогнозирования работоспособности трансмиссий строительных и дорожных машин является важной и актуальной задачей.
Основные результаты исследований получены на основе анализа наиболее распространенных зубчатых редукторов используемых в различных отраслях строительства, имеющих типовую конструкцию и работающих в условиях, характерных для всех машин строительного комплекса.
Цель работы - развитие научных основ прогнозирования работоспособности зубчатых передач на основе виброакустических методов диагностирования и создание программно-аппаратного комплекса оперативного контроля технического состояния редукторов трансмиссий строительных и дорожных машин для повышения эффективности их эксплуатации.
Достижение поставленной цели потребовало решения следующих задач.
1 Разработать на основе методов системного анализа структурную схему виброакустического диагностирования типовых зубчатых редукторов трансмиссий строительных и дорожных машин.
2 Установить взаимосвязи параметров динамических сил, возникающих в зацеплении, с физико-геометрическими характеристиками и режимами работы зубчатой передачи. Разработать математические модели взаимодействия прямозубых колес, имеющих кинематические погрешности.
3 Выявить взаимосвязи параметров виброакустических процессов в корпусных элементах редукторов с характеристиками технического состояния зубчатого зацепления и на их основе разработать математические модели виброакустических процессов основных типов зубчатых редукторов трансмиссий строительных и дорожных машин с использованием метода конечных элементов.
4 Установить закономерности ударного взаимодействия зубчатых колес и определить зависимости параметров динамических нагрузок от физико-геометрических характеристик колес и наличия слоя смазки.
5 Определить и обосновать основные информативные характеристики случайных процессов, позволяющие диагностировать и прогнозировать развитие эксплуатационных дефектов зубчатых передач СДМ. Разработать методы обработки первичного виброакустического сигнала для определения этих характеристик.
6 Теоретически обосновать зависимости спектральных характеристик исходного сигнала от технического состояния зубчатой передачи.
7 Разработать методики и программно-аппаратный комплекс оперативно
го виброакустического диагностирования эксплуатационных дефектов зубчатых передач и прогнозирования их работоспособности, определить рациональные режимы работы передач при диагностировании.
8 Разработать методы прогнозирования работоспособности механических передач строительных и дорожных машин на основе виброакустических способов оценки их технического состояния.
Научная новизна работы состоит в следующем:
- разработаны методы и алгоритмы прогнозирования работоспособности механических передач строительных и дорожных машин на основе безразбориых виброакустических способов оценки их технического состояния;
- разработаны методы и алгоритмы оперативного вибро акустического диагностирования технического состояния зубчатых передач, базирующиеся на аналитическом определении значений диагностических признаков, используемых в качестве "эталонных";
- разработанная на основе системного подхода структурная схема виброакустического диагностирования типовых зубчатых редукторов трансмиссий строительных и дорожных машин отличается от известных интегральным описанием исследуемых явлений;
- впервые разработана математическая модель зубчатой передачи для определения динамических нагрузок, возникающих в процессе пере сопряжения при срединном ударе зубьев, учитывающая нелинейность жесткости зацепления и инерцию жесткого колеса, расположенного на упругом стержне (валу);
- уточнена с учетом нелинейности жесткости зацепления математическая модель зубчатой передачи при кромочном ударе;
- получены регрессионные зависимости для определения параметров возмущающих сил, возникающих при работе зубчатых передач, для различных величин и сочетаний характеристик режима нагружения и кинематических погрешностей, позволяющие значительно сократить объем вычислений; - разработаны на основе численного метода конечных элементов математические модели, позволяющие определять параметры упругих колебаний корпуса основных типов редукторов СДМ при работе их зубчатых передач с кинематическими погрешностями на различных режимах;
- установлены закон изменения во времени динамических нагрузок, действующих на зуб прямозубого зубчатого колеса при ударном взаимодействии, значения основных параметров этих нагрузок и их зависимость от различных факторов, в том числе и от наличия смазки;
- впервые определены взаимосвязи спектральных характеристик исходного случайного узкополосного сигнала и различных эксплуатационных дефектов зубчатой передачи.
Практическое значение работы состоит в создании научно обоснованных виброакустических методов прогнозирования и оперативного контроля работоспособности зубчатых передач строительных и дорожных машин в эксплуатационных организациях и предприятиях сервисного обслуживания.
Разработаны методики и программно-аппаратный комплекс оперативного виброакустического диагностирования и прогнозирования износа рабочих поверхностей и разрушения зубьев, учитывающие изменение их геометрии.
Определены рациональные режимы работы зубчатых передач при виброакустическом диагностировании.
Разработанные на основе метода конечных элементов программные комплексы позволяют прогнозировать значения виброакустических параметров механических трансмиссий СДМ при различных режимах работы, погрешностях изготовления и эксплуатационных дефектах зубчатых передач.
Разработан пакет программ для расчета спектральных характеристик исходных узкополосных сигналов нормально работающих и дефектных зубчатых передач. Достоверность. Достоверность полученных результатов обусловлена современной методологией исследований, использованием фундаментальных основ и закономерностей механики, теории упругости и современных методов виброакустической динамики машин.
Экспериментальные исследования выполнены с использованием современной измерительной оснастки фирмы "Брюль и Къер" (Дания), виброметра «Октава 101В» и цифровых систем сбора и обработки данных отечественной фирмы "L-CARD" (г. Москва). Кроме того, достоверность обеспечена научно обоснованными методиками проведения и статистической обработки результатов большого объема экспериментальных исследований.
Реализация работы. Результаты работы внедрены в практику проектирования, контроля технического состояния и прогнозирования работоспособности механических передач автогрейдеров в ОАО «Брянский Арсенал» (г. Брянск), по-грузочно-доставочных машин в ОАО «Рудгормаш» (г. Воронеж), экскаваторов в ОАО «ВЭКС» (г. Воронеж). Методики виброакустической диагностики дефектов зубчатых редукторов строительных и дорожных машин используются в подразделениях ОАО «Воронежавтодор», ООО «Липецк-Автобан»,
Результаты работы используются в ВГАСУ при подготовке инженеров по специальности 190205 «Подъемно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование».
Апробация работы. Основные положения диссертации доложены и обсуждены на: всероссийской научно-практической конференции с международным участием «Новое в экологии и безопасности жизнедеятельности» (г. С.Петербург, 1999 г.); между народном экологическом конгрессе «Новое в экологии и безопасности жизнедеятельности» (г. С.-Петербург, 2000);: VI международной научно-технической конференции «Динамика технологических систем» (г. Ростов н/Д, 2001 г.); 5-ой Международной конференции "Проблемы колебаний" (ICOVP-2001). ЙМАШ. РАН. (Москва, 2001); международном научном симпозиуме «Безопасность жизнедеятельности, XXI век» (г. Волгоград, 2001г.); 16th International Symposium on Nonlinear Acoustics, The Institute for Problems in Mechanics Russian Academy of Sciences (Moscow, 2002); Нижегородской акустической научной сессии (г. Нижний Новгород, 2002 г.); научно-практической конференции «Современные сложные системы управления» (г. Воронеж, 2003 г.); XIII сессии Российского акустического общества (г. Москва, 2003 г.); 6h International Conference on Vibration Problems "ICOVP-2003", Liberec, Czech Republic; Eleventh International Congress on Sound and Vibration (St. Petersburg., 2004); международной научно-технической конференции "Интерстроймех-2004" (г. Воронеж, 2004 г.); 18-ой международных научно-технических конференциях «Высокие технологии в экологии» (г. Воронеж, 1998 - 2005 г.); 8 научно-практических конференциях ВГАСУ.
Исследования проведены в рамках научно-технической программы "Научные исследования высшей школы по приоритетным направлениям науки и техники", подпрограмма 211 "Архитектура и строительство" (регистрационные номера-04.02.269 я 04.01.039).
Публикации. По теме диссертации опубликована 61 печатная работа, в том числе:
- 17 в изданиях, рекомендованных ВАК РФ для докторских диссертаций;
- 29 статей в трудах конференций и симпозиумов;
- 4 тезиса докладов на конференциях;
- 2 патента РФ на изобретение и 1 положительное решение на изобретение.
Структура и объем работы, Диссертация состоит из введения, семи разделов, общих выводов, списка использованных источников из 372 наименований и 6 приложений. Работа изложена на 406 страницах, в том числе 323 страницы основного текста, 130 рисунков, 10 таблиц.
Особенности конструкции, эксплуатационные дефекты и критерии работоспособности механических передач строительных и дорожных машин
Приведённая на рисунке 1.4 механическая система с зазором относится к классу нелинейных систем и, следовательно, её колебания должны исследоваться с помощью теории нелинейных колебаний. Подобные нелинейные системы достаточно хорошо описываются кусочно-линейными моделями, динамический анализ которых проводится на ЭВМ с использованием современных численных методов [5, 21, 27, 48, 49, 52, 50, 94, 274].
Приведённые модели зубчатых передач используются в основном для расчётов динамических нагрузок, возникающих в механических трансмиссиях приводов экскаваторов при реверсе различных исполнительных механизмов [52, 50, 67, 69].
Большой интерес представляет влияние слоя жидкой смазки в зоне контакта на формирование закона изменения динамических сил, возникающих при ударном взаимодействии зубьев.
Жидкая смазка, находящаяся в зоне контакта, образует тонкую пленку, уменьшающую трение и предохраняющую рабочие поверхности от разрушения и износа. В то же время наличие жидкой смазки между перемещающимися деталями вызывает гидродинамический эффект. Он заключается в том, что в имеющийся между трущимися поверхностями клиновидный зазор вследствие их движения затягивается масло и в нём создаётся избыточное давление. Этот масляный клин может разделить трущиеся поверхности, полностью воспринимая действующие на них силы нормального давления, и создать чисто жидкостную смазку.
Гидродинамическая теория смазки, объясняющая данный эффект, позволяет определять несущую способность масляного клина в зазоре с абсолютной жёсткими боковыми поверхностями, например в подшипниках скольжения.
Применить же гидродинамическую теорию для объяснения процессов смазки, происходящих при работе зубчатых передач, оказалось невозможно, в основном, из-за очень высоких давлений, возникающих в зоне контакта зубьев, величина которых зависит не только от внешней нагрузки и геометрических характеристик контактирующих поверхностей, но и от упругих свойств этих поверхностей. Данное обстоятельство вынуждает при рассмотрении процессов смазки, происходящих в зубчатом зацеплении, учитывать и гидродинамический эффект, возникающий в зоне контакта зубьев, и упругие деформации боковых поверхностей зубьев, что осложняется взаимозависимостью этих процессов.
В сороковых годах прошлого столетия была разработана контактно-гидродинамическая, или, как её ещё называют зарубежные учёные, упругогид-родинамическая теория смазки, Эта теория позволяет аналитически обосновать процессы смазки зубчатых передач. Её принципиальным отличием является учёт контактных деформаций рабочих поверхностей, которые оказывают существенное влияние на профиль зазора, а, следовательно, и на распределение давления в зоне контакта. Аналитическое описание процесса контактно-гидродинамической смазки базируется на исходных уравнениях течения жидкости (уравнение Рейнольдса) и уравнений для упругих контактных перемещений (теория Герца). Решение системы этих уравнений в замкнутом виде не найдено [89]. Получены только численные решения частных задач, которые не позволяют проникнуть в механику процесса.
Проведённые К. Джонсоном [89] теоретические и экспериментальные исследования показали, что контактно-гидродинамические процессы оказывают определённое влияние на форму эпюры распределения давления в зоне контакта. Отличие заключается в более затянутой входной зоне и наличии возмущения на выходе из контакта. Максимальные значения давлений в зоне контакта, рассчитанные по контактно-гидродинамической теории и по теории Герца, отличаются не более чем на 20 % [89, 242]. Значение этого расхождения зависит от безразмерного параметра характеризующего величину отношения гидродинамического давления в смазочной плёнке к давлению от упругих деформаций. Эффект упругих деформаций состоит в образовании утончающейся смазочной плёнки. Когда толщина плёнки становится мала, по сравнению с упругим утолщением контактирующих поверхностей, распределение давления приближается к Герцевскому в контакте без смазки.
В известных автору работах по теоретическим и экспериментальным исследованиям динамических нагрузок, возникающих при работе зубчатых передач, не учитывается наличие смазки [122, 149, 242, 357]. Даже в работах, где приводится сравнительный анализ теоретических и экспериментальных исследований и дается описание условий смазки при проведении эксперимента, наличие смазочного слоя никак не учитывается.
Для исследования крутильных колебаний, возбуждаемых в механических трансмиссиях динамическими силами, действующими в зубчатом зацеплении, её представляют в виде динамической системы с дискретными параметрами [67, 157, 158, 244, 249, 364]. Все детали в этих системах заменяют элементами, характеризируемыми только одним параметром - инерционностью или жёсткостью. Для практических расчётов реальную динамическую систему трансмиссии упрощают до тех пор, пока частоты и формы собственных колебаний полученной эквивалентной системы отличаются от исходной не более чем на заданную величину.
Эти исследования проводятся для выявления опасных частот и форм собственных колебаний трансмиссии и отстройки от резонансов за счёт подбора соответствующих значений параметров элементов конструкции.
Применение методов классической механики для описания колебаний машин и механизмов, когда их динамическая система представляется как система масс и пружин, соединенных между собой определенным образом, имеет ограничения. Эти методы применимы для исследований виброакустических процессов низкочастотного диапазона. Для моделирования быстропеременных колебательных процессов средне- и высокочастотного диапазонов целесообразно использовать методы механики сплошной среды, где деформированиое состояние элементов конструкции определяется законом распространения упругих волн, возникающих под действием возмущающих динамических сил. Скорость распространения этого процесса определяется параметрами возмущения, свойствами среды и видами упругих воля. Данный подход, основанный на методе конечных элементов, является более точным и универсальным, так как он базируется на общих закономерностях для упругих волн в любой среде [74, 133, 281,283, 315, 324, 325, 329, 330, 342, 351, 353, 354, 365].
Системный подход к решению проблемы виброакустической диагностики зубчатых передач трансмиссий строительных и дорожных машин
Виброакустические методы диагностирования технического состояния строительных и дорожных машин, используемые в настоящее время для прогнозирования работоспособности их трансмиссий, являются упрощенными и не носят системного характера, Вместе с тем последние исследования в области виброакустической динамики строительных и дорожных машин и практический опыт виброакустической диагностики, имеющийся в ведущих отраслях машиностроения, позволяет научно обоснованно подойти к решению задач, возникающих при разработке методологии, методов и методик безразборной виброакустической диагностики механических трансмиссий строительных и дорожных машин.
Кинематические погрешности зубчатого зацепления, при пересопряжении зубьев вызывают динамические нагрузки, являющиеся одной из основных причин возникновения шума и вибрации зубчатых передач. Расчеты параметров этих нагрузок основаны на использовании теории удара и не учитывают нелинейность жесткости зацепления и влияние масляной пленки.
Динамические нагрузки, возникающие в зацеплении, возбуждают в конструкциях быстропеременные процессы, которые практически невозможно описать, используя методы классической теории колебаний и акустики. Аналитические исследования образования и распространения этих процессов по элементам конструкций зубчатых передач наиболее эффективно можно проводить с помощью современных численных методов.
Выявлено, что определение технического состояния механизмов, при использовании виброакустических методов диагностирования производится в основном путем сравнения полученных значений диагностических признаков с данными экспериментальных исследований механизмов с развитыми дефектами или предельным техническим состоянием.
Необходимым условием при проведении диагностирования является получение неискажённого информативного исходного сигнала, который можно получить и зарегистрировать с высокой точностью только с помощью современных цифровых информационно-измерительных систем. 6 Трансмиссии строительных и дорожных машин содержат два основных типа зубчатых редукторов с цилиндрическими прямозубыми колесами 8 .,, 11 класса точности, работающих в условиях, характерных для машин строительного комплекса. 7 В имеющихся методиках расчета долговечности и прогнозирования работоспособности зубчатых передач по критерию износа используются результаты непосредственного измерения величины износа. Проведённый аналитический обзор литературных источников позволил сформулировать цель работы и определить основные задачи, выполнение которых необходимо для решения основной проблемы - совершенствования системы технического обслуживания на основе виброакустических способов диагностирования и базирующихся на них методов прогнозирования работоспособности трансмиссий строительных и дорожных машин. Цель работы - развитие научных основ прогнозирования работоспособности зубчатых передач на основе виброакустических методов диагностирования и создание программно-аппаратного комплекса оперативного контроля технического состояния редукторов трансмиссий строительных и дорожных машин для повышения эффективности их эксплуатации. 8 соответствии с целью работы определены следующие задачи иссле дования. 1 Разработать на основе методов системного анализа структурную схему виброакустического диагностирования типовых зубчатых редукторов трансмиссий строительных и дорожных машин. 2 Установить взаимосвязи параметров динамических сил, возникающих в зацеплении, с физико-геометрическими характеристиками и режимом работы зубчатой передачи. Разработать математические модели взаимодействия прямозубых колес, имеющих кинематические погрешности. 3 Выявить взаимосвязи параметров виброакустических процессов в корпусных элементах редукторов с характеристиками технического состояния зубчатого зацепления и на их основе разработать математические модели виброакустических процессов основных типов зубчатых редукторов трансмиссий строительных и дорожных машин с использованием метода конечных элементов. 4 Установить закономерности ударного взаимодействия зубчатых колес и определить зависимости параметров динамических нагрузок от физико-геометрических характеристик колес и наличия слоя смазки. 5 Определить и обосновать основные информативные характеристики случайных процессов, позволяющие диагностировать и прогнозировать развитие эксплуатационных дефектов зубчатых передач СДМ. Разработать методы обработки первичного виброакустического сигнала для определения этих характеристик. 6 Теоретически обосновать зависимости спектральных характеристик исходного сигнала от технического состояния зубчатой передачи. 7 Разработать методики и программно-аппаратный комплекс оперативного виброакустического диагностирования эксплуатационных дефектов зубчатых передач и прогнозирования их работоспособности, определить рациональные режимы работы передач при диагностировании.
8 Разработать методы прогнозирования работоспособности механиче ских передач строительных и дорожных машин на основе виброакустических способов оценки их технического состояния.
Оценка влияния технического состояния и режима работы передач на характеристики возмущающих сил
Анализ формул (3,24), (3.39) и (3.46), (3.47) показывает, что параметры динамических нагрузок, возникающих в зубчатом зацеплении при пересопряжении зубьев, зависят от различных факторов.
Одни из них (физико-геометрические характеристики - модуль упругости и модуль Юнга материала зубчатых колёс; модуль и число зубьев шестерни и колеса, угол зацепления) задаются при проектировании и являются постоянными для определенного вида СДМ. Другие параметры, характеризи-рующие техническое состояние зубчатых передач, получаются индивидуальными при изготовлении машины и также индивидуально изменяются в процессе её эксплуатации. Третьи - это параметры режима работы передачи, которые меняются в процессе работы машины, а значит, их можно задавать любыми из возможных.
Для вибр о акустической диагностики особенно важной является задача определения взаимосвязи параметров динамических нагрузок, возникающих в зубчатом зацеплении, от характеристик технического состояния и режима нагружения передачи, т. к. эти динамические нагрузки являются возмущающими силами, генерирующими виброакустические колебательные процессы в динамической системе зубчатого редуктора, которые несут в себе полезную информацию, необходимую для проведения виброакустического диагностирования технического состояния зубчатых передач строительных и дорожных машин.
Зависимости параметров динамических нагрузок от кинематических характеристик режима нагружения представлены в разделах 3.2.1 и 3.2.2 и хорошо согласуется с многочисленными исследованиями других авторов [1, 74, 149,156,230,242,255].
Рассмотрим зависимости параметров динамических нагрузок от силовых характеристик режима нагружения. Окружные усилия в зацеплении, возникающие при передаче крутящего момента, вызывают деформации зубьев, которые будут складываться или вычитаться из ошибок шага зацепления [1, 149, 220, 242, 255]. Это значит, что силовые характеристики режима нагружения и характеристики технического состояния являются взаимосвязанными.
Для определения взаимосвязи параметров динамических нагрузок, возникающих в зубчатом зацеплении при срединном и кромочном ударах, от силовых характеристик режима нагружения и характеристик технического состояния необходимо задать интервалы вариации этих характеристик, соответствующие реальным рабочим условиям.
Основным параметром, определяющим значение кинематической погрешности передачи, является разность шагов зацепления шестерни и колеса, равная [1, 149, 220, 227, 230, 242, 255]
А основным параметром точности зубчатых колес при их изготовлении и контроле технического состояния при эксплуатации является отклонение шага зацепления Арь [227]. Предельное отклонение шага зацепления ±fpb при изготовлении колёс регламентируется ГОСТ 1643-81 [227]. Полагая, что действительное значение каждого шага зацепления Р является суммой номинальной величины шага и отклонения АрЫ, значение А0 будет определяться алгебраической разностью отклонений шагов зацепления АрЬ1 и АрЬ2 в каждом из относительных положений зубчатых колёс [227].
Таким образом, действительное значение разности шагов зацепления A0i определяется взаимным положением зубьев шестерни и колеса. Следовательно, через некоторое число оборотов большего зубчатого колеса пц, называемого полным циклом изменения относительного положения зубчатых колёс, значения АОІ начнут повторяться. Это число оборотов пц равно частному от деления числа зубьев меньшего зубчатого колеса на наименьший общий делитель (КОД) чисел зубьев обоих зубчатых колёс передачи [227].
В случае, если передаточное число U будет целым числом, повтор значений Аоі произойдет через 1 оборот зубчатого колеса или соответственно через П]-11 оборотов шестерни. А если число зубьев любого из колес будет простым числом, то ИОД = 1 и, следовательно, пц = zj. Значит для любых соотношений значений zj и z2 максимальная величина пц не будет больше числа зубьев zj. Максимально возможное число разных сочетаний зубьев сопряженных зубчатых колес ппс в течение полного цикла изменения их относительного положения равно
Из чего следует, что значения Д0(- будут повторяться через определенный интервал. В этом случае важно знать вид закона распределения вероятностей изучаемого параметра. В работах [149, 220, 230] показано, что в технически исправных зубчатых передачах закон распределения Д0(- является нормальным. Предельная разность шагов зацепления ± fAo равна сумме предельных отклонений шагов зацепления шестерни ±/ры и колеса ±/рьг [227]. Ошибки шага зацепления, возникшие при изготовлении зубчатого колеса, являются случайной величиной с нормальным законом распределения [155, 219].
Общая методика применения метода конечных элементов для расчета характеристик виброакустических процессов в редукторах трансмиссий строительных и дорожных машин
Целями экспериментальных исследований являются: подтверждение правильности положений и допущений, принятых при проведении теоретических исследований; проверка адекватности разработанных математических моделей; определение некоторых характеристик и зависимостей, необходимых для настройки численных математических моделей и разработки методик проведения виброакустического диагностирования эксплуатационных дефектов зубчатых передач.
Для достижения поставленных целей необходимо решить следующие задачи: 1 Выбрать необходимые датчики, приборы, оборудование и смонтировать на их базе портативную измерительную систему для регистрации высокочастотных сигналов в цифровой форме. 2 Определить параметры динамических нагрузок действующих на зуб прямозубого колеса при ударном взаимодействии, и их зависимость от различных факторов. Провести сравнительный анализ расчетных и экспериментальных значений параметров этих нагрузок. 3 Оценить адекватность описания реальных динамических систем вала с зубчатым колесом, балансира и механической коробки перемены передач математическими моделями, разработанными на основе метода конечных элементов. 4 Определить характеристики демпфирования свободных колебаний элементов и конструкций зубчатых редукторов. 5 Определить основные статистические и спектральные характеристики случайного процесса виброакустических колебаний корпусов механической коробки перемены передач и балансира автогрейдера. 6 Определить влияние режима работы автогрейдера на эти характеристики. 7 Установить рациональные способы крепления пьезодатчиков на корпусе редуктора, обеспечивающие получение достоверной первичной информации. Достоверность результатов экспериментальных исследований определяется в основном точностью измерений, правильностью методик получения и обработки первичной информации. Точность измерений в первую очередь зависит от погрешностей средств измерений (датчиков, согласующих устройств, преобразователей) и регистрирующей аппаратуры. Проведение на высоком уровне экспериментальных исследований быс-тропеременных, имеющих случайный характер, виброакустических процессов редукторов строительных и дорожных машин возможно только с помощью современных цифровых измерительно-информационных систем (ИИС), представляющих собой комплекс устройств для получения, преобразования и регистрации информационных сигналов. Информационно-измерительные системы могут быть различной конструкции, иметь один или несколько каналов различного назначения, но все они построены по одной структурной схеме, которая включает в себя: первичный преобразователь (датчик с чувствительным элементом); согласующее устройство, нормализующее сигнал; промежуточный преобразователь, производящий кодирование и функциональное преобразование; устройство хранения информации [167]. Строительные и дорожные машины являются мобильными объектами, работающими в неблагоприятной окружающей среде с высокой запыленностью и большим диапазоном температур. Предварительный анализ свойств изучаемых объектов и их рабочей среды [199, 291, 295, 348, 369] позволил сформулировать следующие требования к применяемым аппаратным средствам для обеспечения необходимых метрологических характеристик исследуемых параметров. Энергонезависимая ИИС должна обеспечивать в полевых условиях, с минимальными погрешностями, измерение и регистрацию на магнитном носителе в цифровом коде колебательных процессов с частотой до 12 кГц, а в лабораторных условиях - до 300 кГц. В соответствии с этими требованиями в качестве первичного преобразователя механических колебаний в электрический сигнал был выбран пьезоэлектрический датчик виброускорений. Эти датчики не требуют для работы внешних источников питания, имеют малые габариты, долговечны и надежны. Кроме того, пьезоэлектрические преобразователи обеспечивают линейную зависимость выходного сигнала от уровня виброускорений (с точностью 1 ... 4 %), большой рабочий диапазон частот (до 20 кГц) и температур окружающей среды (от 0 до 260 С) [143,167]. Поэтому в качестве первичных преобразователей использовались пьезоэлектрические датчики фирмы "Брюль и Кьер". Для лабораторных исследований типа 4384, а для полевых - типа 4332. Технические характеристики датчиков (по их паспортным данным) представлены в таблице 5.1. Полученный в первичном преобразователе электрический сигнал необходимо нормализовать и подать на плату АЦП. Для этого используется согласующий усилитель, который обеспечивает усиление сигнала и согласование высокого выходного сопротивления пьезодатчика с низким входным сопротивлением АЦП. При проведении полевых испытаний использовался специализированный предусилитель фирмы "L-CARD". Он представляет собой двухкаскадный усилитель заряда. Первый каскад - согласование с датчиком, второй - буфер с низким выходным сопротивлением. Управление параметрами усилителя осуществляется от хост-компьютера измерительной системы, что позволяет адаптировать его к измеряемому сигналу. Усилитель имеет ударопрочный металлический корпус удобный для размещения на мобильных машинах в эксплуатационных условиях. Технические характеристики усилителя [338] представлены в таблице 5,2. 101В" (прил. В), с помощью которого проводилась ещё и юстировка разработанной ИИС. В лабораторных исследованиях использовался специально изготовленный согласующий усилитель. Входной каскад этого усилителя представляет собой истоковый повторитель, реализованный на полевом транзисторе с двумя изолированными затворами КП 350Б. Установленный после повторителя усилитель с изменяемым коэффициентом усиления выполнен на операционном усилителе К140УД8. Выходной каскад является эмитерным повторителем на транзисторе КТ 315, нагруженным на кабель, подключенный к входу АЦП. Данный согласующий усилитель имеет следующие технические характеристики: полоса пропускания - 500 кГц; коэффициент усиления - 1 ... 3; нелинейность в полосе пропускания - 0,5 % [109]. Последующее преобразование аналогового сигнала с целью получения характеристик исходного процесса в цифровой форме производится в аналого-во-цифровом преобразователе (АЦП). Требования к точности и достоверности обрабатываемых данных определяют параметры операций дискретизации по времени и квантования по уровню, выполняемых в АЦП. Параметры операций дискретизации по времени и квантования по уровню, выполняемых в АЦП, определяются требованиями к точности и достоверности обрабатываемых данных.
