Вибрационный способ определения износа зубьев шлицевых соединений валов карданных механизмов

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано для вибродиагностики шлицевых соединений валов карданных механизмов мобильных машин. Способ включает измерение виброскоростей опор валов, последующий анализ полученного исходного сигнала и оценку износа соединения по характеристикам исходного сигнала. Дополнительно на шлицевое соединение валов устанавливается дебалансный груз для создания радиальной возмущающей силы в ходе измерений. При этом измерение виброскоростей опор валов выполняется при максимально возможной частоте вращения ведущего вала без нагрузки. После определения среднего значения амплитуд виброскоростей по этому значению определяется величина износа зубьев шлицевого соединения с использованием по предварительно построенной зависимости величины износа шлицевого соединения от виброскоростей опор валов. Технический результат заключается в увеличении точности и упрощении процесса диагностирования. 2 ил.

 

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано при вибродиагностике шлицевых соединений валов карданных механизмов мобильных машин.

Известен способ диагностики зубчатых соединений, состоящий в их разборке, измерении параметров и последующей оценке износа / Волков Д.П., Николаев С.Н. Надежность строительных машин и оборудования. - М.: Высш. Школа, 1979, - 400 с., с.157-159/.

Недостатком этого способа является его большая трудоемкость.

Наиболее близким к предлагаемому является безразборный способ вибродиагностики зубчатых соединений муфт, состоящий в измерении виброскоростей опор валов, последующем спектральном анализе полученного исходного сигнала и оценке износа соединения по характеристикам полученных спектров вибрации [Русов В.А. Спектральная вибродиагностика. - Пермь: Производственно-внедренческая фирма «Вибро-Центр», 1996 - 175 с. (с.79-80, рис.4.2.3)].

Недостатками этого способа являются сложность обработки первичного сигнала, невысокая точность определения параметров спектра, необходимость наличия экспертных систем, обслуживаемых высококвалифицированными специалистами.

Задачей настоящего изобретения является увеличение точности и упрощение процесса диагностирования износа зубьев шлицевых соединений валов карданных механизмов.

Поставленная задача достигается тем, что в вибрационном способе определения износа шлицевых соединений валов карданных механизмов, включающем измерение виброскоростей опор валов, последующий анализ полученного исходного сигнала и оценку износа соединения по характеристикам исходного сигнала, отличительными от прототипа признаками является то, что перед измерением виброскоростей опор валов на шлицевое соединение установлен дебалансный груз для создания радиальной возмущающей силы во время измерений виброскоростей, выполненных при максимально возможной частоте вращения ведущего вала без нагрузки, а величина износа зубьев шлицевого соединения определена по предварительно построенной зависимости величины износа от средних значений виброскоростей опор валов, полученных в ходе испытаний.

На фиг.1 представлена кинематическая схема диагностируемого шлицевого соединения валов карданного механизма, на фиг.2 - зависимость величины износа зубьев шлицевого соединения от среднего значения амплитуды виброскоростей опор валов.

Заявляемый вибрационный способ определения износа зубьев шлицевых соединений валов карданных механизмов реализован при обработке результатов испытаний автогрейдера ДЗ - 180 А.

Карданный механизм (фиг.1) служит для передачи вращения между выходным валом 1 двигателя внутреннего сгорания (ДВС) 2 и входным валом 3 коробки передач (КП) 4 автогрейдера. Карданный механизм имеет входное звено 5, выходное звено 6 и промежуточное звено, состоящее из двух валов 7 и 8, соединенных между собой шлицевым соединением А. Входное, промежуточное и выходное звенья соединены между собой трехподвижными кинематическими соединениями, эквивалентными трехподвижным сферическим кинематическим парам. В каждом из этих соединений использованы цилиндрические вращательные пары А, В и С, D, оси которых пересекаются под прямым углом. В каждом соединении содержится промежуточное звено (9 и 10) в виде крестовины. Такое соединение называется универсальным шарниром или шарниром Гука.

Перед измерением виброскоростей опор валов на шлицевое соединение А (фиг.1) валов 7 и 8 устанавливался дебалансный груз 11, смещенный от оси вращения валов 7 и 8 на величину r=0,1 м и имеющий массу m=0,05 кг.

Дебалансный груз 11 устанавливается на шлицевое соединение для создания радиальной возмущающей силы во время измерений виброскоростей, выполненных при максимально возможной частоте вращения ведущего вала без нагрузки, под действием которой осуществляется прогиб промежуточного звена карданного механизма. Радиус расположения центра тяжести дебалансного груза r=0,1 м был получен при проектировании универсального приспособления для установки дебалансного груза на промежуточные звенья карданных механизмов различных машин. Величина массы дебалансного груза m=0,05 кг была принята такой, чтобы значение возмущающей силы было минимальным, при котором прогиб промежуточного звена карданного механизма, пропорциональный износу зубьев шлицевого соединения, был достаточным для измерения и регистрации виброскоростей опор валов применяемой аппаратурой.

Виброскорости опор валов измерялись при максимально возможной частоте вращения вала 1 двигателя внутреннего сгорания 2 (фиг.1) без нагрузки. В качестве измерительной оснастки и регистрирующей аппаратуры использовался:

Прецизионный вибромер Октава 101 В (Россия) в следующей комплектации:

- измерительно-индикаторный блок (ИИБ);

- однокомпонентный преобразователь (ВП) АР2038 со встроенным антивибрационным кабелем длиной 2 м.

Выполнялись измерения виброскоростей опоры вала 1 (фиг.1) двигателя внутреннего сгорания при частоте вращения этого вала n=1000 мин^-1 непосредственно на автогрейдере ДЗ - 180 А без нагрузки, с невыжатым сцеплением и нейтральным положением коробки передач. Угловая скорость вала 1 (фиг.1) имела значение

Возмущающая сила, являющаяся силой инерции дебалансного груза, вычислялась по формуле

F=m·ω²·r=0,05·104,67²·0,1=54,8 Н.

При измерении получено среднее значение амплитуды виброскоростей V=95,4 дБ.

Величина износа зубьев шлицевого соединения определялась по предварительно построенной зависимости (фиг.2) величины износа И зубьев шлицевого соединения валов карданного механизма автогрейдера ДЗ - 180 А от виброскоростей V опоры вала 1 (фиг.1). Эта зависимость получена в результате экспериментальных работ с карданными механизмами автогрейдера ДЗ - 180 А, имеющими различную величину износа зубьев шлицевых соединений валов промежуточного звена. Для каждого карданного механизма, с заранее известным износом зубьев шлицевого соединения И, определялись средние значения виброскоростей опоры V.

По полученному значению V=95,4 дБ износ зубьев составил И=0,65 мм.

Заявляемый вибрационный способ определения износа зубьев шлицевых соединений валов карданных механизмов отличается простотой и может быть использован для мобильных строительных и дорожных машин.

Вибрационный способ определения износа зубьев шлицевых соединений валов карданных механизмов, включающий измерение виброскоростей опор валов, последующий анализ полученного исходного сигнала и оценку износа соединения по характеристикам исходного сигнала, отличающийся тем, что, с целью увеличения точности и упрощения процесса диагностирования износа шлицевых соединений валов карданных механизмов, перед измерением виброскоростей опор валов на шлицевое соединение установлен дебалансный груз для создания радиальной возмущающей силы во время измерений виброскоростей, выполненных при максимально возможной частоте вращения ведущего вала без нагрузки, а величина износа зубьев шлицевого соединения определена по предварительно построенной зависимости величины износа от средних значений виброскоростей опор валов, полученных в ходе испытаний.