close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Патент BY4261

код для вставкиСкачать
ОПИСАНИЕ
ИЗОБРЕТЕНИЯ
К ПАТЕНТУ
РЕСПУБЛИКА БЕЛАРУСЬ
(19)
BY (11) 4261
(13)
C1
(51)
(12)
7
G 01M 13/02
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПАТЕНТНЫЙ
КОМИТЕТ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
(54)
СПОСОБ ВИБРАЦИОННОЙ ДИАГНОСТИКИ НАГРУЖЕННОСТИ
ЗУБЬЕВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ПРИ ИСПЫТАНИЯХ
(71) Заявитель: Институт
надежности
машин
Национальной академии наук Беларуси (BY)
(72) Авторы: Берестнев О.В., Ишин Н.Н., Басинюк
В.Л., Берестнев Я.О., Басинюк Я.В. (BY)
(73) Патентообладатель: Институт
надежности
машин Национальной академии наук Беларуси
(BY)
(21) Номер заявки: a 19980960
(22) 1998.10.21
(46) 2001.12.30
BY 4261 C1
(57)
1. Способ вибрационной диагностики нагруженности зубьев зубчатых передач при испытаниях, по которому
снимают параметры вибраций с подшипникового узла диагностируемой передачи, из полученных данных выделяют информативные составляющие, в качестве которых служат амплитуды снятых параметров вибраций, определяют их статистические характеристики и по ним судят о динамической нагруженности, отличающийся тем, что
перед съемом данных на одном из зубьев колеса диагностируемой передачи дополнительно устанавливают средство прямого измерения нагруженности, например тензорезисторы, съем данных осуществляют в реальном масштабе времени по меньшей мере при двух оборотах зубчатого колеса с тензометрируемым зубом, при этом одновременно со снятием параметров вибраций снимают данные с упомянутого средства прямого измерения
нагруженности и из данных о вибрациях выделяют соответствующие времени нахождения в зацеплении тензометрируемого зуба информативные составляющие, определяют корреляционную зависимость между средним значением измеренных амплитуд параметров вибраций и динамической нагруженностью тензометрируемого зуба, а по
аналогичным составляющим параметров вибраций нетензометрируемых зубьев судят о динамической нагруженности любого из них с использованием полученной корреляционной зависимости.
а)
б)
Фиг. 1
2. Способ по п. 1, отличающийся тем, что средство прямого измерения нагруженности размещают на
зубе, имеющем максимальную погрешность шага зацепления.
3. Способ по п. 1, отличающийся тем, что съем данных осуществляют с частотой, выбранной из соотношения:
16πωZ ≤ f ≤ 2πωN,
где Z - число зубьев тензометрируемого зубчатого колеса;
f - частота съема диагностической информации, Гц;
BY 4261 C1
N - число дискретных данных, снимаемых за один цикл съема диагностической информации о параметрах вибраций;
ω - угловая скорость вращения тензометрируемого зубчатого колеса, рад/с;
при этом N≥ 8Z.
4. Способ по п. 1, отличающийся тем, что корреляционную зависимость между средним значением измеренных амплитуд параметров вибраций и динамической нагруженностью любого из зубьев представляют
в виде соотношения:
∆Wj = А Lj,
где ∆Wj - динамическая нагруженность j-го зуба;
А - коэффициент пропорциональности между динамической нагруженностью и средним значением амплитуд измеренных параметров вибраций;
Lj - среднее значение амплитуд измеренных параметров вибраций на j-том зубе.
(56)
SU 714269, 1980.
US 4872337 A, 1989.
US 4335612 A, 1982.
DE 4023663 A1, 1991.
SU 805097, 1981.
SU 808896, 1981.
Изобретение относится к испытательной технике, а именно к способам оценки динамической нагруженности зубчатого зацепления по вибрационным характеристикам.
Испытания приводных механизмов на основе зубчатых передач относятся к наиболее трудоемким и дорогостоящим процессам. Одним из наиболее перспективных путей сокращения длительности испытаний является
сравнительная оценка служебных характеристик сопоставляемых конструкционных и технологических решений путем исследований зубчатых пар с передаточным отношением, равным единице, и рассмотрением каждого зуба передачи, как отдельного объекта исследований, имеющего отличную от других зубьев динамическую
составляющую нагрузки из-за различий шагов зацепления, возникающего вследствие погрешностей изготовления и сборки (А.с. СССР 1626101, МПК G01 N 29/00), однако при этом необходимо знать реальную динамическую нагруженность каждого зуба шестерни. Реальные и расчетные величины этого параметра в ряде случаев
из-за неизбежных допущений и трудности учета инерционножесткостных и демпфирующих характеристик существенно отличаются друг от друга.
Существуют методы прямого измерения нагруженности зубьев тензометрированием, однако их использование для оценки этого параметра на всех зубьях диагностируемого зубчатого колеса весьма сложно, трудоемко и экономически нецелесообразно.
Известен способ вибрационной диагностики динамической нагруженности элементов машин, по которому
снимают спектр вибраций в точках машины, доступных для установки в рабочих условиях измерительных вибропреобразователей, выделяют информативные составляющие спектра вибраций, определяют их статистические характеристики и судят по ним о динамической нагруженности диагностируемого элемента (Попков В.И.
Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов. - Л.: Судостроение, 1974. С. 84-94).
Известный способ достаточно удобен и универсален, однако неточен вследствие отсутствия достоверных
корреляционных зависимостей между нагруженностью и вибрациями (отсутствует тарировка измерительной
системы). Кроме того, при его применении рассматриваются спектры вибраций, что при диагностировании
зубчатых колес не позволяет выявить действительную нагруженность каждого зуба как отдельного объекта
испытаний.
Из известных способов наиболее близким по технической сущности к предлагаемому, является способ
вибрационной диагностики динамической нагруженности элементов машин (А.с. СССР 714269, МПК G01 N
29/00, G01 М 15/00), выбранный в качестве прототипа, по которому с целью повышения точности диагностики при флуктуациях и изменении рабочей частоты вращения элементов машины информативные составляющие спектра выделяют одновременно и перед определением статистических характеристик одновременно изменяют амплитуды выделенных составляющих по зависимости, обратной амплитудно-частотной
характеристике канала связи от источника вибрации до точки измерения.
Существенным недостатком данного способа является его неэффективность при оценке динамической нагруженности отдельных зубьев зубчатых передач. Это обусловлено тем, что в приведенном выше техническом
решении для оценки динамической нагруженности используется интегральная усредненная по времени характеристика - спектральная плотность, что не позволяет выделить динамическую нагруженность отдельного зуба.
Кроме того, в известном способе отсутствуют средства прямого контроля нагруженности, позволяющие уста2
BY 4261 C1
новить количественную корреляционную зависимость между динамической нагруженностью отдельных элементов и параметрами их вибраций. Оценка динамической нагруженности ведется путем сравнения амплитуд
составляющих спектра, соответствующих частотам колебаний отдельных деталей и узлов диагностируемой системы и характеризующих их нагруженность в целом (например, подшипникового узла), то есть по существу является качественной, а не количественной.
Задачей изобретения является получение по параметрам вибраций, генерируемых зубчатой передачей
при пересопряжении зубьев, количественного значения динамической нагруженности каждого зуба диагностируемого зубчатого зацепления.
Задача решается способом вибрационной диагностики нагруженности зубчатых передач, по которому снимают параметры вибраций с подшипникового узла диагностируемой передачи, из полученных данных выделяют информативные составляющие, в качестве которых служат амплитуды снятых параметров вибраций, определяют их статистические характеристики и по ним судят о динамической нагруженности, согласно
изобретению, перед съемом данных на одном из зубьев колеса диагностируемой передачи дополнительно устанавливают средство прямого измерения нагруженности, например тензорезисторы, съем данных осуществляют
в реальном масштабе времени по меньшей мере при двух оборотах зубчатого колеса с тензометрируемым зубом, при этом одновременно со снятием параметров вибраций снимают данные с упомянутого средства прямого измерения нагруженности и из данных о вибрациях выделяют соответствующие времени нахождения в зацеплении тензометрируемого зуба информативные составляющие, определяют корреляционную зависимость
между средним значением измеренных амплитуд параметров вибраций и динамической нагруженностью тензометрируемого зуба, а по аналогичным составляющим параметров вибраций нетензометрируемых зубьев судят о динамической нагруженности любого из них с использованием полученной корреляционной зависимости.
Для повышения достоверности определяемой корреляционной зависимости средства прямого измерения нагруженности размещают на зубе, имеющего максимальную погрешность шага на входе в зацепление, а съем
данных осуществляют с частотой, выбираемой из соотношения:
16πωZ ≤ f ≤ 2πωN , (1)
где Z - число зубьев тензометрируемого зубчатого колеса;
f - частота съема диагностической информации, Гц;
N - число дискретных данных, снимаемых за один цикл съема диагностической информации о параметрах вибраций;
ωω - угловая скорость вращения тензометрируемого зубчатого колеса, рад/с.
При этом число дискретных данных N, снимаемых за один цикл съема диагностической информации о
параметрах вибраций, принимают равной или большей 8Z. Корреляционную зависимость между средним
значением измеренных амплитуд параметров вибраций и динамической нагруженностью любого из зубьев
представляют в виде соотношения:
∆Wj = А Lj , (2)
где ∆Wj - динамическая нагруженность j-ого зуба;
А - коэффициент пропорциональности между динамической нагруженностью и средним значением амплитуд измеренных параметров вибраций;
Lj - среднее значение амплитуд измеренных параметров вибраций на j-ом зубе.
Установка на одном из зубьев колеса диагностируемой передачи дополнительного средства прямого измерения нагруженности, например тензорезисторов, позволяет установить корреляционную зависимость
между параметрами вибраций и динамической нагруженностью отдельных зубьев. При этом съем данных в
реальном масштабе времени дает возможность выделить параметры вибраций при работе каждого отдельного зуба. Одновременный съем данных о параметрах вибраций и нагруженности (со средства прямого измерения нагруженности) позволяет определить коэффициент пропорциональности между динамической нагруженностью тензометрируемого зуба и амплитудой виброускорений. Реализация этого процесса на двух и
более оборотах обеспечивает высокую точность значения этого параметра за счет использования статистических методов обработки полученной информации.
Исследования, проведенные авторами, показали, что наиболее информативным параметром вибраций
при реализации предлагаемого способа является величины амплитуд зарегистрированных колебаний, а полученная между ними и динамической нагруженностью корреляционная зависимость обеспечивает определение по аналогичным амплитудам вибраций нетензометрируемых зубьев оценку их динамической нагруженности.
Размещение средства прямого измерения нагруженности на зубе, имеющем максимальную погрешность
шага зацепления и, как следствие, наибольшую динамическую нагруженность, позволяет повысить точность
определения коэффициента пропорциональности между динамической составляющей нагрузки и амплитудой виброускорений.
Осуществление съема данных с частотой 2πωN≥f≥16πωZ при числе дискретных данных N≥8Z позволяет
зафиксировать 8...10 значений контролируемых параметров за время работы одного зуба на 2...4 оборотах
3
BY 4261 C1
колеса, что обеспечивает высокую точность определения коэффициента пропорциональности между динамической составляющей нагрузки и амплитудой виброускорений.
Исследования, проведенные авторами, показали, что корреляционная зависимость между средними значениями измерянных амплитуд колебаний и динамической нагруженностью имеет вид ∆Wj = АLj.
На фиг. 1 приведены осциллограммы усилия на зубе при а) - частоте вращения ω = 10 рад/с, статической нагруженности W0 = 5 Нм; б) частоте вращения ω = 150 рад/с, статической нагруженности W0 = 5 Нм.
На фиг. 2 приведены осциллограммы, полученные при одновременной записи в реальном масштабе времени полного окружного усилия, действующего на зубе, и виброускорений на подшипниковом узле.
Пример осуществления способа изложен ниже.
Предлагаемый способ был апробирован в ИНДМАШ НАН Беларуси на стенде для испытания зубчатых
колес, включающем в себя двигатель с плавно регулируемой скоростью вращения, испытательную коробку с
установленными зубчатыми колесами, электромагнитный порошковый тормоз.
Испытуемая зубчатая пара включала прямозубые зубчатые колесо и шестерню с числами зубьев
Z1 = Z2 = 40, модулем m = 3 мм, выполненные по 7 степени точности по ГОСТ 1643-81 с исходным контуром по
ГОСТ 13755-68.
Реальная величина динамической нагрузки в зубчатом зацеплении определялась методом тензометрирования, при котором тензодатчики наклеивались на торцах зуба, соединялись в мостовую схему и после предварительной тарировки (т.е. установлении зависимости между действующей на зуб нагрузкой и напряжением разбаланса моста) устанавливались на испытательном стенде.
Окружное статическое усилие на стенде устанавалось по индикатору ИЧ-10, размещенному на электромагнитном порошковом тормозе. Определение окружного усилия на зубе производилось по осциллограммам
с помощью тарировочной зависимости. Зубчатые колеса приводились во вращение с небольшой частотой
(ω≈10,0 рад/с), при которой динамические нагрузки в зацеплении не превышали 1-2 % от статической и ими
можно было пренебречь. При этом зубчатая передача нагружалась определенным усилием и это усилие фиксировалось на осциллограмме. Величина динамической составляющей нагрузки определялась как превышение регистрируемого максимального усилия над статическим. На приведенной на фиг. 1 осциллограмме показано изменение окружного усилия на зубе при небольшой скорости вращения. По аналогичным
осциллограммам определялось действующее статическое окружное усилие. Осциллограмма, полученная при
работе того же зуба и при том же окружном статическом усилии, но при частоте вращения 150 рад/с, показана на фиг. 1 (б). Из сравнения этих осциллограмм видно, что колебания нагрузки происходят около линии
статического усилия. Полагая, что статическая составляющая нагрузки при испытаниях на меньших оборотах фиксируется точнее, на осциллограммах замеряется максимальное отклонение от нулевой линии в зоне
однопарного зацепления, поскольку динамическая составляющая нагрузки при расчете прямозубых передач
на прочность определяется в предположении, что в зацеплении находится одна пара зубьев. Затем по тарировочным зависимостям с учетом направления линии приложения нагрузки к зубу определялось максимальное окружное усилие, действующее на зуб (для удобства дается в значениях момента - Нм). Составляющая
динамической нагрузки определялась как разность зафиксированного по осциллограмме максимального окружного усилия и статического усилия, т.е. ∆W = W-W0, где W - полная нагруженность зуба для данной скорости и передаваемого крутящего момента (т.е. соответствующая наибольшему отклонению луча на осциллограмме), W0 - статическая составляющая нагруженности зуба (т.е. соответствующее амплитуде отклонения
луча при ω = 10 рад/с).
В процессе проведения испытаний одновременно фиксировались в реальном масштабе времени (с помощью микропроцессорной системой сбора и обработки измерительной информации) нагруженность зуба и
виброускорения на подшипниковом узле тензометрируемого зубчатого колеса, контролируемые при помощи
акселерометра.
Приведенные на фиг 2. осциллограммы получены при одновременной записи в реальном масштабе времени полного окружного усилия, действующего на зубе (1) и виброускорений на подшипниковом узле (2).
Из осциллограммы видно, что число пиков на графике виброускорений за один оборот колеса равно числу
зубьев (т.е. сорок), таким образом, каждый из пиков отражает результат взаимодействия вполне определенного зуба при пересопряжении.
При обработке полученных данных из одновременно снятых файлов выделялись участки зацепления с
тензометрируемыми зубьями, на которых определялись максимальные значения нагруженности и амплитуда
виброускорений. По результатам измерений рассчитывался коэффициент пропорциональности А между динамической составляющей нагрузки ∆W и амплитудой виброускорений L:
А = ∆W/L . (3)
Полученные для приведенных выше условий апробации способа коэффициенты корреляционной связи
между динамической составляющей нагрузки и амплитудой виброускорений приведены в табл. 1.
4
BY 4261 C1
Таблица 1
№
п/п
1
2
3
Режимы испытаний
ω
рад/с
10,0
150,0
200,0
Моменты нагружения, Нм
Wo
W
100
118,830
50
109,708
10
97,279
А, Н с2
V
м/с
6,283
9,425
12,56
L
м/с2
13,1
39,8
66,3
1,44
1,5
1,32
Их анализ показал, что между зафиксированными в реальном масштабе времени динамической составляющей нагруженности и виброускорениями на режимах испытаний существовала четкая корреляционная
зависимость:
∆W = 1,42L. (4)
В соответствии с выше изложенным для каждого из зубьев тензометрируемого зубчатого колеса по максимальным виброускорениям с использованием зависимости (4) рассчитывались соответствующие значения
нагруженности:
W = AL+W0 .
С целью проверки предлагаемого способа, дополнительно на трех зубьях (10, 20 и 33) колеса наклеивались контрольные тензомосты (за 1 зуб колеса принимался зуб с размещенным на нем тензомостом, по показаниям которого устанавливалась корреляционная связь между вибрацией и нагруженностью), которые фиксировали реальную нагруженность выбранных зубьев. Значения нагруженности контрольных зубьев,
определенных по предлагаемому способу и прямым тензометрированием WT приведены в табл. 2. В таблице
также приведены данные о динамической и полной нагруженности каждого зуба испытуемого колеса при
W0 = 100 Нм и ω = 100 рад/с.
Сравнивая величины нагруженности контрольных зубьев, полученные с помощью прямого тензометрирования и предлагаемого способа, можно отметить их близкие значения. Отличие величины нагруженности
контрольных зубьев ∆ не превышает 8 %.
Таким образом, предлагаемый способ оценки действительной нагруженности нетензометрируемых зубьев по зафиксированным в реальном масштабе времени виброускорениям может быть использован при реализации подхода, рассматривающего каждый зуб испытуемой передачи как отдельный объект исследований.
Таблица 2
№ зуба
п/п
1
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
W0
L,
м/с2
2
25,4
15,7
14,5
18,7
9,1
15,3
8,8
14,6
14,2
9,90
11,3
10,8
14,6
19,2
14,2
18,7
24,2
14,6
17,6
∆W,
Нм
3
36,0
22,3
20,6
26,6
13,0
21,7
12,5
20,7
20,1
14,0
16,1
15,3
20,7
27,2
20,4
26,4
34,3
20,7
24,9
Режимы испытаний
= 100 Нм, ω = 100 рад/сек
W,
W T,
Нм
Нм
4
5
136,0
122,3
120,6
126,6
113,3
121,7
112,5
120,7
120,1
114,1
122,1
116,1
115,3
120,7
127,2
120,4
126,4
134,3
120,7
124,9
5
∆,
%
6
7%
BY 4261 C1
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
23,4
15,4
17,2
11,4
10,4
18,0
9,03
13,6
13,1
12,1
15,2
8,5
11,8
13,3
9,3
8,5
7,6
13,10
10,0
11,6
9,1
33,2
21,8
24,4
16,1
14,7
25,5
12,7
19,3
18,6
18,2
21,3
12,0
16,7
19,5
13,2
12,0
10,8
18,6
14.2
16,4
12,9
133,2
121,8
124,4
116,1
114,7
125,5
112,7
119,3
118,6
118,2
121,3
112,0
116,0
119,5
113,2
112,0
110,8
118,6
114,2
116,4
112,9
138,4
4%
128,6
7,5 %
Важной особенностью является то, что предлагаемый подход позволяет также оценить действительные
точностные параметры испытуемых передач на режимах нагружения и построить достаточно близкую к реальной модель динамического взаимодействия зубьев, исследование которой позволяет принять наиболее
технически обоснованное решение о целесообразности использования тех или иных конструкций и выбрать
рациональные пути их совершенствования.
Фиг. 2
Государственный патентный комитет Республики Беларусь.
220072, г. Минск, проспект Ф. Скорины, 66.
6
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
0
Размер файла
830 Кб
Теги
by4261, патент
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа