Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние вопроса, цель и задачи исследования 9
1.1 Общие сведения 9
1.2 Возмущающие силы в зубчатых передачах 19
1.3 Существующие методики диагностирования зубчатых передач 28
Выводы 34
Цель и задачи исследования 35
2 Факторы, влияющие на характеристики возмущающих сил в прямозубых зубчатых передачах 36
2.1 Характерные режимы работы зубчатых передач автогрейдеров 36
2.2.. Расчёт возмущающих сил в зубчатых передачах авто грейдеров 3 7
2.2.1 Определение динамической нагрузки при срединном ударе 39
2.2.2 Анализ влияния технического состояния и условий нагружения зубчатых передач на динамические нагрузки в зубчатом зацеплении 58
Выводы 69
3 Численные исследования виброакустических процессов редуктора балансира автогрейдера 70
3.1 Методика прогнозирования параметров виброакустических процессов редуктора балансира автогрейдера 71
3.2 Топология балансира автогрейдера 77
3.3 Результаты расчетов и их анализ 79
Выводы 82
4. Экспериментальные исследования виброакустических характеристик балансира автогрейдера 83
4.1 Цели и задачи экспериментальных исследований 83
4.2 Датчики и аппаратура для измерения и регистрации виброакустических параметров
4.3 Методика проведения экспериментальных исследований 89
4.3.1 Методика проведения лабораторных исследований 90
4.3.2 Методика проведения полевых исследований 96
4.4 Результаты экспериментальных исследований и их анализ 99
4.4.1 Результаты лабораторных исследований и их анализ 99
4.4.2 Результаты полевых исследований и их анализ 107
Выводы 112
5 Практическое применение результатов проведенных исследований 114
5.1 Методика виброакустического диагностирования прямозубых зубчатых передач 114
5.2 Виброакустическое диагностирование износа боковых поверхностей зубьев 123
Выводы 130
6 Технико-экономическая эффективность результатов исследования 131
6.1 Обоснование экономической целесообразности и технико-экономическая эффективность внедрения инновационных технологий для диагностирования состояния зубчатых
передач автогрейдера 131
Выводы 142
Основные выводы 144
Список используемых источников 146
Приложения
- Существующие методики диагностирования зубчатых передач
- Расчёт возмущающих сил в зубчатых передачах авто грейдеров
- Топология балансира автогрейдера
- Датчики и аппаратура для измерения и регистрации виброакустических параметров
Введение к работе
Актуальность. Создание современных конкурентно способных машин и оборудования, обладающих высокими технико-экономическими показателями является одним из приоритетных направлений развития российского и мирового машиностроения. Но производство машин, форсированных по мощностям и нагрузкам, технологическим и транспортным скоростям выдвигает на первый план проблему повышения их надежности. Решение этой одной из первостепенных технических проблем осуществляется по многим направлениям, одним из которых является совершенствование методов и средств технического диагностирования.
Основа технического диагностирования заключается в изучении и обосновании способов косвенных измерений скрытых параметров механизма по характеру их внешних проявлений. Виброакустическое диагностирование машин и механизмов является относительно новым научным направлением в технической диагностике, она возникла на стыке виброакустического диагностирования, теории сигналов и других областей науки. Задачей виброакустического диагностирования является получение зависимости параметров виброакустического сигнала от параметров технического состояния машины или механизма. Решение этой задачи существенно облегчается в случае построения диагностической модели, которая описывает существенные свойства механизма, определяющие параметры его технического состояния. В качестве диагностических моделей могут выступать динамические модели, имитационные, регрессионные и другие.
Источником возбуждения быстропеременных колебательных процессов являются кинематические пары, в которых при работе возникают динамические нагрузки. Поэтому исследование динамических процессов, происходящих в них, позволит получить информацию о различных отклонениях параметров деталей от номинальных значений.
Значительный вклад в проблему изучения процессов формирования и распространения быстропеременных колебательных процессов внесли учёные России и зарубежья: И.И. Артоболевский, Э.Л. Айрапетов, Е.В. Александров, Ю.И. Бобровницкий, В.Л. Вейц, М.Д. Генкин, Д.Д. Волков, А.Г. Соколова, А.И. Петрусевич, Б.В. Павлов, В. Гольдсмит, Р.А. Коллакот, 3. Энжел, и др.
Среди большого разнообразия землеройно-транспортных машин (ЗТМ) автогрейдеры занимают особое место. Они являются одними из самых распространённых машин, используемых при строительстве, ремонте и содержании автомобильных дорог и городских магистралей.
Отличительной особенностью автогрейдеров, в силу их универсальности, является широкий диапазон скоростей и нагрузок, в котором работает его движитель, а, соответственно, и редуктор балансира. Рядовые прямозубые зубчатые редукторы, аналогичные используемому в балансире, широко используются в приводах различных механизмов всех типов строительных и дорожных машин.
Основным источником шума и вибраций сопровождающих работу зубчатых передач являются динамические силы, возникающие при пересопряжении зубьев из-за наличия различных кинематических дефектов. Однако кроме вредного воздействия колебания корпуса передачи несут полезную информацию о ее техническом состоянии.
Следовательно, вопросы, связанные с исследованиями зависимости виброакустических параметров редуктора балансира автогрейдера от наличия и величины кинематических дефектов зубчатых передач, могут быть использованы при проектировании, модернизации и эксплуатации различных технологических машин.
Целью работы является повышение эффективности эксплуатации автогрейдеров за счет диагностики зубчатых передач с использованием виброакустических методов.
На защиту выносятся:
Результаты теоретических исследований по определению возмущающих сил возникающих в прямозубой передаче.
Топология балансира авто грейдера для численных исследований волновых процессов, протекающих в нём на основе метода конечных элементов.
Методика расчета виброакустических параметров балансира автогрейдера при различных значениях технического состояния и режима нагружения зубчатой передачи.
Результаты экспериментальных исследований динамических нагрузок, действующих на зуб прямозубого колеса и их зависимость от различных факторов.
Результаты экспериментальных исследований виброакустических характеристик корпуса балансира автогрейдера.
Методика виброакустического диагностирования прямозубых передач балансира.
В соответствии с поставленной целью определены следующие задачи исследования: установить аналитическим путем зависимости для расчёта возмущающих сил, возникающих при работе прямозубых передач; выбор математической модели распространения звуковой вибрации по элементам балансира и разработка его топологической модели; разработка алгоритма численных исследований быстропеременных процессов в элементах корпуса балансира на основе метода конечных элементов (МКЭ); анализ результатов численных исследований; разработка методик и проведение лабораторных и полевых экспериментов; сравнительный анализ результатов теоретических и экспериментальных исследований; разработка методики практического применения проведённых исследований для виброакустического диагностирования технического состояния прямозубых передач балансира.
Научная новизна:
Теоретические зависимости для определения возмущающих сил возникающих при работе прямозубой передачи, учитывающие нелинейность жёсткостных характеристик в зоне контакта.
Топология балансира автогрейдера для численных исследований, протекающих в нем быстропеременных процессов на основе метода конечных элементов.
3 Методика расчета виброакустических параметров балансира автогрейдера при различных значениях технического состояния и режима нагружения зубчатой передачи.
4 Результаты экспериментальных исследований динамических нагрузок, действующих на зуб прямозубого колеса и их зависимость от различных факторов.
5 Результаты экспериментальных исследований виброакустического процесса в корпусе балансира автогрейдера.
6 Методика виброакустического диагностирования прямозубых передач балансира.
Реализация работы. Результаты теоретических, экспериментальных и численных исследований используются при проектировании трансмиссий новых моделей автогрейдеров, локализации источников, контроле и диагностике технического состояния механических передач в ОАО "Брянский Арсенал" г. Брянск, ОАО "Рудгормаш" г. Воронеж, в учебном процессе Воронежского государственного архитектурно-строительного университета.
Апробация работы. Основные положения диссертации доложены и обсуждек'л^а 5-й ...,*7-й международных научно-практических конференциях "Высокие технологии в экологии" в 2002 ... 2004 г.г., г. Воронеж, 16-м международном симпозиуме по нелинейной акустике, МГУ, г. Москва, 2002 г., научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава
Воронежского государственного архитектурно-строительного университета (г. Воронеж, 2002 ... 2004 г.).
Технические разработки демонстрировались на VI международной специализированной выставке "Безопасность и охрана труда-2002" (г. Москва), Всероссийской выставке "Высокие технологии в экологии-2002" (г. Воронеж).
Публикации. По результатам исследований опубликовано 11 статей.
Структура и объём работы. Диссертационная работа состоит из введения, шести глав, основных выводов, списка литературы из 144 наименований и приложений. Работа содержит 167 страниц сквозной нумерации, включая 58 рисунков, 10 таблиц и 6 страниц приложений.
Существующие методики диагностирования зубчатых передач
Техническое диагностирование - область знаний, занимающаяся изучением теории, методов и способов определения и прогнозирования технического состояния машин и механизмов без их разборки по внешним проявлениям изменений внутренней структуры [74, 25, 113], Техническую диагностику разделяют на следующие виды [74, 25, 125]: - функциональную - определяющую качество функционирования машины и ее составных частей; - структурную — выявляющую изменения в структуре механизмов и систем машины, приводящие к нарушению их правильного взаимодействия; - казуальную — выясняющую причины возникновения дефектов, приводящих к отказам; - прогнозную - предсказывающую состояние объекта на основе знаний о характере протекания процессов изменения рабочих параметров механизма.
В основе технического диагностирования лежит знание связи выходных показателей машины с параметрами ее внутренней структуры. А основная проблема технического диагностирования - изучение связи внутренней структуры объекта с ее внешними проявлениями. Имеется два вида систем диагностирования - тестовое и функциональное. При тестовом диагностировании на объект воздействуют специальным тестовым сигналом. Функциональное диагностирование основано на использовании в качестве входных возмущений, возникающих при выполнении машиной технологических операций.
Определение состояния объекта по его виброакустическим параметрам, так называемое виброакустическое диагностирование, является одним из наиболее перспективных современных методов технического диагностирования [94, 8, 59, 106, 58, 26, 125, 56]. Основная задача виброакустического диагностирования - установление однозначной связи параметров выходных сигналов с параметрами внутренней структуры механизмов. Эти параметры называют информативными диагностическими признаками. Поиск информативных признаков это один из наиболее трудных этапов в процессе виброакустического диагностирования [94, 8, 59, 106, 58, 26, 125, 56, 15, 10].
Колебания опоры или другого внешнего элемента механизма представляют собой совокупность сигналов от нескольких, часто некоррелированных, источников. Для проведения диагностики необходимо разделить общий сигнал на отдельные составляющие, принадлежащие конкретной кинематической паре. Общая методология виброакустического диагностирования включает в себя следующие основные этапы [59, 106, 58, 26, 125,56, 102]: - измерение и преобразование вибрации определенных элементов конструкции с помощью специальных датчиков; - запись полученных дискретных значений в память ЭВМ; - обработка первичных данных на ЭВМ с целью получения статистических и спектральных характеристик исследуемого виброакустического процесса; - оценка состояния механизма на основе анализа этих характеристик.
Физическим носителем информации о состоянии подвижных элементов механизмов в виброакустической диагностике служат упругие волны, которые возбуждаются в механизме в результате соударения деталей или неуравновешенного их движения. Возбужденные в металлоконструкции колебания являются исходным сигналом для виброакустического диагностирования [94, 59, 106, 26, 75, 56, 50]. Измерять и регистрировать можно как непосредственно колебания самого элемента машины, так и возникающие при этом колебания воздуха. Измерение воздушного шума производят бесконтактным способом с помощью микрофона. Но при этом результат измерений будет существенно зависеть от внешних условий, что сильно ограничивает область применения данного способа. Измерение упругих колебаний датчиками, закрепленными на элементах машины, лишено этого недостатка [94,26, 99].
В качестве первичных преобразователей виброакустических колебаний чаще всего используют датчики ускорений — пьезоакселерометры, способные воспринимать даже слабые сигналы. Эти датчики имеют малую массу, высокую стабильность в широком диапазоне частот и температур [94, 110, 59, 106,26,75,125,99,93,53]. Разработке функциональной системы виброакустического диагностирования должно предшествовать исследование ударных процессов в кинематических парах. Для диагноза необходимы обстоятельные знания о связи параметров сигнала с параметрами механизма. Получение таких знаний, возможно, несколькими путями. Первый путь предусматривает получение экспериментальных зависимостей связи параметров динамического сигнала с параметрами механизма при испытаниях механизмов с заранее известными или искусственно созданными дефектами, а также проведение мониторинга эксплуатируемого оборудования. Второй путь основан на использовании упрощенных математических моделей реальных колебательных систем и практического опыта, полученного в результате достаточно объемных и подробных экспериментальных исследований.
Третий путь, один из наиболее современных и распространенных, предполагает наличие диагностической модели, достаточно подробно и достоверно описывающей связи между структурными и диагностическими параметрами. Реальный механизм представляется в виде колебательной системы с дискетными или распределительными параметрами, динамическое поведение которой описывается дифференциальными уравнениями.
В любом случае представление реального объекта какой-либо диагностической моделью позволяет обеспечить решение диагностической задачи за счет ее формализации. Наличие диагностической модели позволяет более обоснованно к способам выделения информативных параметров из первичных сигналов. Сложное ударное взаимодействие деталей механизмов между собой и внешней средой порождает быстропеременные процессы, не поддающиеся точному математическому описанию. Регистрируемый первичный виброакустический сигнал представляет собой совокупность сигналов от множества источников и помех. Поэтому методы обработки виброакустических сигналов являются самостоятельной и весьма сложной проблемой виброакустического диагностирования. Для решения этой задачи широко используются методы статистики, вероятностного анализа сигналов и систем, теории связи, распознавания образов и др. [59,106,58,26,125,15,10].
Расчёт возмущающих сил в зубчатых передачах авто грейдеров
Как было показано выше в настоящее время для оценки величины внутренней динамической нагрузки используются ударная теория, рассматривающая удар зубьев в процессе их пересопряжения [91, 98, 55, 104, 97], и вибрационная, изучающая колебания нагрузки вследствие изменения жёсткости зубьев по углу поворота и наличия кинематических погрешностей.
В отечественном машиностроении, что подтверждено в ГОСТ 21354-87 [97], в дорезонансной зоне расчёт динамических нагрузок в зубчатых передачах проводят в соответствии с положениями ударной теории [104]. Таким образом, все зубчатые передачи балансира автогрейдера работают в дорезонансной зоне и определение величины динамических нагрузок, возникающих при их работе, следует вести по ударной теории [91, 98, 55, 104, 97]. Ударные нагрузки в прямозубом зацеплении возникают при входе зубьев в зацепление (кромочный удар) и при выходе из зацепления предшествующей пары (срединный удар). Теоретически, для безударной работы передачи необходимо, чтобы зубья входили в зацепление и выходили из него по линии зацепления, т. е., чтобы были равны шаги зацепления колёс. Тем не менее, удары неизбежно сопровождают работу зубчатых передач, т.к. даже у идеально изготовленных колёс под действием рабочей нагрузки возникают деформации зубьев вызывающие ошибки в величине шага зацепления.
При кромочном ударе ошибки зацепления компенсируются интенсивным износом головки зуба в процессе приработки передачи. Кроме того, в настоящее время широко применяют модификацию профиля головки зуба (фланкирование) исключающее возникновение кромочного удара [101, 98, 104], Поэтому будем рассматривать только срединный удар зубьев.
Для определения параметров динамических нагрузок, действующих в зубчатом зацеплении, необходимо составить его приведённую расчётную схему [108, 60, 101]. Общая схема эквивалентной динамической системы зубчатого редуктора в целом будет содержать сосредоточенные массы, число которых равно количеству зубчатых колёс, соединённых упругими звеньями (валами). При рассмотрении динамических процессов в одной паре зубчатых колес, общую динамическую систему редуктора упрощают, сокращая число элементов [108, 60, 101].
Представленная приведённая эквивалентная динамическая схема используется в основном для расчёта параметров крутильных колебаний в трансмиссиях машин. Жёсткость зубчатого зацепления в таких расчётах не учитывается, в связи с тем, что она значительно выше жёсткости соединительных валов. Так, удельная жёсткость (на 1 см ширины зуба) двухпарного зацепления цельнокованых зубчатых колёс составляет около 300 Н/(см мкм) [98, 92, 5], а приведённая к точке контакта зубьев удельная жёсткость соединяющих зубчатые колёса валов изменяется от 0,5 НУ(см-мкм) для "податливого" соединения до 20 Н/см-мкм для "жёсткого" соединения [98, 101]. Следовательно, собственная частота колебаний зубчатых колёс определяемая их массой и упругостью зубьев, гораздо выше собственной гоадАРсгшшм частоты колебаний эквивалентной динамической системы показанной на рисунке 2.2. В этом случае из-за незначительной жёсткости соединительных элементов (валов) см, скз колебания масс Iit 14, будут оказывать малое влияние на величину динамических сил, действующих в зацеплении [98, 101, 60].
Таким образом, с достаточной для инженерных расчётов точностью можно рассматривать динамические процессы, проходящие при пересопряжении зубчатых колес, в независимости от крутильных колебаний, присущих эквивалентной динамической схеме в целом. Справедливость такого допущения, при отсутствии резонансных явлений, доказана в [98].
Определению упругой деформации зубьев посвящено большое количество работ [92, 91, 98, 5, 104, 118, 116]. Наиболее точно изгибная деформация зубьев вычисляется с помощью методов теории упругости. В общем, виде плоская задача теории упругости для тел сложной конфигурации, которыми являются зубчатые колеса, решена Н.И.Мусхелишвили [85], Однако практическая её реализация затруднена в связи со сложностью вычислений. В работах [5, 118, 116] дано решение задачи определения изгибной деформации зубьев зубчатых колёс на основе теории упругости для бесконечного клина с уточнением условий, накладываемых на клин и формы зуба. Там же приводится решение задачи о деформации основания зуба, рассматриваемого как перемещение границы полуплоскости, закрепленной в некоторой точке и нагруженной распределёнными нормальной и касательной нагрузками. Результаты теоретических исследований в работе [5] представлены в виде таблиц и номограмм для определения деформации в 18 точках по боковому профилю зубьев шестерен с разными модулями и числом зубьев, а так же представлен сравнительный анализ результатов теоретических и экспериментальных исследований, в том числе и других авторов.
Установлено, что изгибная податливость зубчатого зацепления, обусловленная изгибными деформациями зуба и его основания, зависит от точки приложения нагрузки, профиля зуба, числа зубьев, модуля и физико-механических свойств материала и не зависит от величины нагрузки, в пределах зоны упругих деформаций [92, 5].
Топология балансира автогрейдера
Для исследования процессов преобразования и передачи внутренних возмущений, возникающих при работе зубчатого редуктора балансира и реакций его наружных конструкций и определения параметров виброакустических колебаний этих конструкций, была разработана плоская топологическая схема балансира автогрейдера ГС - 14.02 [144,42,38], представленная на рисунке 3.6. Топологическая схема балансира автогрейдера Данная топологическая схема, разработанная в соответствии с методикой изложенной в п. 3.1, позволяет моделировать быстропеременные колебательные процессы, вызванные ударными нагрузками, возникающими при пересопряжении зубьев прямозубой передачи балансира.
Для оценки достаточности густоты сетки, конструкция была просчитана и со сгущенной в 1,5 раза сеткой. Результаты расчетов на двух сетках отличались незначительно. Поэтому была оставлена исходная густота сетки. Топологическая схема балансира содержит: - 372 плоских прямоугольных КЭ № 1 - корпус балансира (ELAP5); - 108 плоских трапециидальных КЭ № 2 - зубчатые колеса (ELAP5); - 112 стержневых КЭ № 3 - ступицы зубчатых колес Z2 и Z4 (паразитки) и окантовка корпуса балансира (ELBS4); - 21 стержневой КЭ № 4 - все валы (ELBS6); - 47 шарнирных стержневых КЭ № 5 - все зацепления зубчатых колес и опоры (ELBS1); - всего узлов - 625, число степеней свободы - 1458. Значения необходимых физико-геометрических характеристик конечных элементов взяты из [73, 78], рабочих чертежей балансира и результатов экспериментальных исследований [71, 29, 46].
Исследования проводились на ПЭВМ по программе "BALANS" созданной на основе программного комплекса "IMPULS", который был разработан во ВГАСУ и ориентирован на проведение расчетов плоских конструкций при импульсном внешнем возмущающем воздействии [120, 37].
В качестве тестовой нагрузки, для проверки полученной математической модели, был принят импульс силы с параметрами близкими к параметрам ударной нагрузки возникающей в зубчатом зацеплении балансира при работе без нагрузки (см. п. 2.2.) Ртах = 1 кН, т% = 3-10"4с. Результаты численных исследований представлены в виде графических зависимостей от времени вертикальных составляющих перемещения, скорости и ускорения точки. 1 Разработана методика определения параметров виброакустических процессов редуктора балансира автогрейдера, учитывающая режимы работы и величины кинематических дефектов. 2 Разработана топология балансира автогрейдера с учётом характеристик волновых процессов протекающих в нём. 3 Разработанный программный комплекс позволяет определять не только характеристики параметров виброакустических колебаний корпуса балансира, но и напряжения в каждом его элементе, что позволяет использовать результаты исследований и для проведения прочностных расчетов. Целью экспериментальных исследований является подтверждение правильности положений и допущений, принятых при проведении теоретических разработок. Для решения поставленной цельи необходимо решить следующие задачи: 1 Определить значения параметров динамических нагрузок, действующих на зуб прямозубого зубчатого колеса и их зависимость от различных факторов. 2 Определить характеристики параметров виброакустических колебаний корпуса балансира автогрейдера. 3 Установить рациональные способы закрепления пьезодатчиков для обеспечения достоверности измерений параметров вибрации корпуса балансира. 4 Определить влияние режима работы автогрейдера на характеристики параметров виброакустических колебаний корпуса балансира.
Достоверность полученных экспериментальных данных определяется правильностью методики и точностью измерения. Точность измерения в основном зависит от метрологических параметров используемых первичных датчиков, преобразователей и регистрирующей аппаратуры.
Датчики и аппаратура для измерения и регистрации виброакустических параметров
Для повышения эффективности экспериментальных исследований машин необходимо получить конечные результаты быстро и с использованием при этом соответствующей аппаратуры и минимальными затратами на измерения. Кроме того, автогрейдеры являются мобильными объектами, работающими в неблагоприятной окружающей среде, что предъявляет свои требования к надежности и стоимости аппаратуры [41].
Предварительный анализ свойств изучаемых объектов и их рабочей среды [121] позволил сформулировать следующие требования к применяемым аппаратным средствам для обеспечения необходимой информативности измеряемых и вычисляемых характеристик и их чувствительности к изменению исследуемых параметров. Комплект аппаратуры должен обеспечивать с минимальными погрешностями измерение и регистрацию на магнитном носителе в цифровом коде колебательных процессов в полевых условиях с частотой до 12 кГц, а в лабораторных 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).
Большое значение имеет способ крепления датчика к исследуемой металлоконструкции. Для требуемой при полевых испытаниях полосы частот (до 12 кГц) наиболее рациональным будет крепление с помощью сильных редкоземельных магнитов, а для лабораторных исследований ударных нагрузок — резьбовое крепление [125, 53, 39].
Полученный в первичном преобразователе электрический сигнал через согласующий усилитель подавался на плату АЦП. Согласующий усилитель обеспечивает усиление сигнала и согласования высокого выходного сопротивления датчика с входным сопротивлением АЦП.
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 %.
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 представлены в таблице 4.2 [138].
Последующее преобразование аналогового сигнала с целью получения характеристик виброакустического процесса в цифровой форме на ПЭВМ производится в аналогово-цифровом преобразователе (АЦП). Требования к точности и достоверности обрабатываемых данных определяют параметры операций дискретизации по времени и квантования по уровню, выполняемых в АЦП.
Теоретически, в соответствии с теоремой В.А. Котельникова [14, 13], частота дискретизации должна бытьУэ= 2fmaXi гДеУтаї- максимальная частота значимых составляющих в спектре сигнала.
Однако, для получения более точных оценок характеристик стохастической связи процесса, частота дискретизации должна быть выше/э в (2 ... 10)раз. Представление исходного сигнала в цифровом (двоичном) коде осуществляется при его квантовании по уровням. Обоснованный выбор числа двоичных разрядов (уровней) квантования АЦП зависит от величин динамического диапазона и допустимых аппаратурных погрешностей. Рекомендации по выбору разрядности АЦП в соответствии с указанными условиями приведены в [83]. Чтобы исключить возможность возникновения значимой погрешности, которая может возникнуть вследствие изменения сигнала в интервале времени преобразования, на входе АЦП установлено устройство выборки-хранения, "замораживающее" входной сигнал на время преобразования. Для регистрации информации с нескольких датчиков применяется метод последовательного опроса каналов с помощью коммутатора и одного АЦП, При этом возникает межканальная задержка, обусловленная конечной длительностью соединения каждого из каналов, что снижает частоту дискретизации. Величину этой задержки приближенно можно оценить по длительности преобразования tnpt приняв ее равной длительности коммутации fjbi- Для каждого канала tkm=htnp.
Таким требованиям к АЦП в значительной степени удовлетворяет внешний модуль АЦП Е-330 фирмы "L-CARD", являющийся оптимальным по соотношению цена - параметры. Основные параметры внешнего модуля АЦП Е-330 приведены в таблице 4.3 [138].
Похожие диссертации на Виброакустическое диагностирование кинематических дефектов зубчатых передач автогрейдеров
