Способ спектральной вибродиагностики нагруженности зубьев зубчатых передач мобильных машин

Способ спектральной вибродиагностики нагруженности зубьев зубчатых передач мобильных машин

Иллюстрации

Показать все

Реферат

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано при экспериментальном исследовании зубчатых передач.

Причиной возникновения высокочастотных колебаний в машинах являются ударные процессы, возбуждающие свободные колебания корпусных элементов на собственных частотах. Такая модель базируется на представлении процессов возбуждения колебаний в зубчатых передачах в виде периодической последовательности импульсов определенной формы. Задачи выделения и определения характеристик этих импульсов является весьма сложной.

Известен способ вибрационной диагностики нагруженности зубьев зубчатых передач, по которому снимают параметры вибраций с корпуса диагностируемой передачи, выделяют путем гребенчатой фильтрации исходного сигнала колебания корпуса, вызванные ударными нагрузками, определяют огибающую отфильтрованного сигнала и спектр огибающей, из полученных данных выделяют информативные составляющие, в качестве которых служат амплитуды снятых параметров вибраций, определяют их статические характеристики и по ним судят о динамической нагруженности зубьев (Русов В.А. Спектральная вибродиагностика. - Пермь.: Вибро-центр, 1996, с.112, 119).

Недостатком этого способа является то, что используемые алгоритмы обработки сигнала с помощью синхронной с частотой вращения вала зубчатого колеса гребенчатой фильтрации требуют при испытаниях поддержания с высокой точностью постоянства частоты вращения валов и наличие стробирующего сигнала. Выполнить же эти требования на реальной мобильной машине (транспортной, строительной, дорожной и др.) невозможно.

Наиболее близким к предлагаемому является способ спектральной вибродиагностики нагруженности зубьев зубчатых передач мобильных машин, по которому снимают параметры вибраций с корпуса диагностируемой передачи, выделяют путем полосовой фильтрации исходного сигнала колебания корпуса, вызванные ударными нагрузками, определяют огибающую отфильтрованного сигнала и спектр огибающей, выделяют из полученных данных информативные составляющие, в качестве которых служат амплитуды снятых параметров вибраций, определяют их статические характеристики и по ним судят о динамической нагруженности зубьев, причем обработка огибающей отфильтрованного сигнала выполнена в последовательности: сглаживание огибающей и определение основной частоты огибающей из анализа ее спектра, определения числа периодов импульсов колебаний корпуса за время эксперимента, вычисление производной огибающей и минимумов огибающей, выделение глобальных минимумов огибающей, определение границ разделов и длительности периодов между импульсами колебаний, определение энергии ударов в каждом периоде (Решение о выдаче патента на изобретение от 19 августа 2005 г. по заявке №2004120032. Приоритет 30.06.2004 г. «Способ спектральной вибродиагностики нагруженности зубьев прямозубых передач мобильных машин при испытаниях»).

Недостатком этого способа является то, что достоверность определяемой величины диагностического признака невысока.

Задачей настоящего изобретения является повышение достоверности определения величины диагностического признака из полученных данных параметров вибраций корпуса диагностируемой зубчатой передачи с помощью численных методов обработки информации.

Поставленная задача достигается тем, что в способе спектральной вибродиагностики нагруженности зубьев зубчатых передач мобильных машин, включающем снятие параметров вибраций с корпуса диагностируемой передачи, выделение путем полосовой фильтрации исходного сигнала колебаний корпуса, вызванных ударными нагрузками, определение огибающей отфильтрованного сигнала и спектра огибающей, выделение из полученных данных информативных составляющих, в качестве которых служат амплитуды снятых параметров вибраций, определение их статических характеристик и оценку по ним динамической нагруженности зубьев при последовательности обработки огибающего отфильтрованного сигнала: сглаживание огибающей и определение основной частоты огибающей из анализа ее спектра, определение числа периодов импульсов колебаний корпуса за время эксперимента, вычисление производной огибающей и минимумов огибающей, определение границ разделов и длительности периодов между импульсами колебаний, определение энергии ударов в каждом периоде, отличительными от прототипа признаками является то, что при вибродиагностике зубцовая частота (частота пересопряжения зубьев) должна быть кратной собственной частоте диагностируемой зубчатой передачи и максимально возможной при работе мобильной машины:

где f_зуб - зубцовая частота (частота пересопряжения зубьев), с^-1;

f₀ - собственная частота диагностируемой зубчатой передачи, с^-1;

К - произвольное целое число (кратность).

На фиг.1 представлен спектр потока импульсов виброакустического сигнала, вызванного соударениями зубьев, при зубцовой частоте, кратной собственной частоте, диагностируемой зубчатой передачи. На фиг.2 показан спектр потока импульсов виброакустического сигнала, вызванного соударениями зубьев, при зубцовой частоте той же самой диагностируемой передачи.

Заявляемый способ спектральной вибродиагностики нагруженности зубьев прямозубых передач реализован при обработке результатов испытаний автогрейдера ГС-14.02. В процессе проведения испытаний снимались параметры вибраций с корпуса балансира, содержащего прямозубую цилиндрическую передачу, в виде регистрации виброускорений корпуса. В качестве чувствительного элемента для измерения величины виброускорений использовался акселерометр типа 4332 фирмы «Брюль и Кьер». Сигнал, пропорциональный ускорению, через согласующий усилитель и плату интерфейса L-330 фирмы «L-card» дискретизировался с частотой f_g=62,5 кГц и записывался в цифровой форме в файл данных на жесткий диск ЭВМ. Дальнейшая обработка цифровых данных осуществлялась в среде Matlab. В результате чтения файла построена виброграмма исходного сигнала. Далее выполнялось вычисление среднего значения виброускорений, удаление постоянной составляющей сигнала и определение спектра исходного сигнала. На спектре имеются максимумы в районе низких (20...600 Гц), средних (1200 Гц) и высоких (6100 Гц) частот. Причиной высокочастотных колебаний являются ударные процессы, возбуждающие свободные колебания корпусных элементов на собственных частотах. Путем полосовой фильтрации с полосой 5900...6300 Гц был выделен исходный сигнал колебаний корпуса, вызванных ударными нагрузками, и определен спектр отфильтрованного сигнала. Определение огибающей отфильтрованного сигнала проводилось с помощью преобразования Гильберта.

Зубцовая частота (частота пересопряжения зубьев) f_зуб определялась по формуле:

где f_ВВ - частота вращения вала, Гц;

z - число зубьев колеса, закрепленного на валу.

Рассматривалась детерминированная задача спектрального анализа отфильтрованного узкополосного виброакустического сигнала, вызванного соударениями зубьев, при отсутствии случайных шумовых и импульсных дополнительных воздействий (помех). Виброакустический сигнал представляет собой поток импульсов с периодом следования Т_И.

Спектр огибающей одиночного импульса является комплексной величиной. Рассматривался только модуль спектра, так как именно он характеризует распределение гармонических составляющих сигнала. Спектр одиночного импульса также является комплексной величиной. Спектр потока импульсов является комплексным и имеет в качестве огибающей спектр одиночного импульса.

Спектр неограниченного потока импульсов носит линейчатый характер с периодом Ω:

Спектральная линия (фиг.1) будет на частоте модуляции только, если ω₀=K· Ω,

где ω₀ - собственная частота механической системы.

В качестве примера (фиг.1) взят поток слабоперекрывающихся импульсов с частотой заполнения f₀=6100 Гц (собственной частотой механической системы редуктора ω₀=971,3 рад/с), следующих с периодом Т_U=0,01 с, что соответствует зубцовой частоте f_зуб=100 Гц.

Центральная спектральная линия совпадает с собственной частотой системы f₀=6100 Гц.

Зубцовая частота (частота пересопряжения зубьев) f_зуб при этом кратна собственной частоте f₀ системы. Кратность по формуле (1) составила

При этом поддерживалась частота вращения вала колеса f_BB по формуле (2)

При изменении периода следования импульсов Т_U спектральные линии смещаются по частоте с изменением амплитуды в соответствии с формой огибающей этих линий, представляющих собой спектр огибающей импульса. Так, для потока слабоперекрывающихся импульсов с частотой заполнения f₀=6100 Гц (собственной частотой механической системы редуктора ω₀=971,3 рад/с), следующих с периодом T_U=0,0091 с, что соответствует зубцовой частоте f_зуб=110 Гц построена на фиг.2. Спектральные линии сместились по частоте со значительным уменьшением амплитуды центральной линии. Коэффициент К по формуле (1) не является целым числом:

Поскольку амплитуда спектральных линий зависит от частоты следования импульсов, то необходимо зубцовую частоту устанавливать кратной частоте собственных колебаний системы. Конечность времени анализа приведет к увеличению ширины спектральных линий, т.к. в этом случае спектр конечного (ограниченного во времени) сигнала будет равен свертке спектра неограниченного сигнала со спектром прямоугольного импульса с длительностью, равной времени анализа. Следовательно, при проведении диагностирования необходимо устанавливать значение зубцовой частоты, кратное частоте собственных колебаний системы, увеличивать время анализа для повышения разрешающей способности по частоте, что справедливо и для не перекрывающихся импульсов.

Одновременно зубцовую частоту f_зуб желательно брать как можно большей, чтобы амплитуды остальных линий, отстоящих от центральной линии на ± Ω, были значительно меньше. Это особенно важно при анализе спектра импульсов, дополнительно промодулированных по амплитуде.

Необходимо выбирать значение зубцовой частоты, максимально возможным и кратным собственной частоте механической системы f₀ (с^-1), а также поддерживать ее значение с максимальной точностью.

Максимальная частота вращения должна быть такой, чтобы за время между ударами колебания, вызванные предыдущим ударом, успели затухнуть по амплитуде не менее чем в 10 раз. Для зубчатых передач СДМ это время составляет τ_З=10...12 мс.

С увеличением частоты вращения f_BB увеличивается зубцовая частота f_зуб и увеличивается амплитуда спектральных линий, что позволяет более точно определять параметры спектра. В то же время на спектре возрастает расстояние между соседними спектральными линиями, что облегчает выделение преобладающей спектральной линии.

Способ спектральной вибродиагностики нагруженности зубьев зубчатых передач мобильных машин, включающий снятие параметров вибраций с корпуса диагностируемой передачи, выделение путем полосовой фильтрации исходного сигнала колебаний корпуса, вызванных ударными нагрузками, определение огибающей отфильтрованного сигнала и спектра огибающей, выделение из полученных данных информативных составляющих, в качестве которых служат амплитуды снятых параметров вибраций, определение их статических характеристик и оценку по ним динамической нагруженности зубьев при последовательности обработки огибающего отфильтрованного сигнала: сглаживание огибающей и определение основной частоты огибающей из анализа ее спектра, определение числа периодов импульсов колебаний корпуса за время эксперимента, вычисление производной огибающей и минимумов огибающей, определение границ разделов и длительности периодов между импульсами колебаний, определение энергии ударов в каждом периоде, отличающийся тем, что, с целью повышения достоверности определения величины диагностического признака из полученных данных параметров вибраций корпуса диагностируемой зубчатой передачи, зубцовая частота (частота пересопряжения зубьев) должна быть кратной собственной частоте диагностируемой зубчатой передачи и максимально возможной при работе мобильной машины:

,

где f_зуб - зубцовая частота (частота пересопряжения зубьев), с^-1;

f₀ - собственная частота диагностируемой зубчатой передачи, с^-1;

К - произвольное целое число (кратность).