автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.01, диссертация на тему:Обеспечение качества балансировки и эффективности функционирования нежестских ротационных агрегатов сельскохозяйственных машин

На правах рукописи

ОБЕСПЕЧЕНИЕ КАЧЕСТВА БАЛАНСИРОВКИ И ЭФФЕКТИВНОСТИ ФУНКЦИОНИРОВАНИЯ НЕЖЕСТКИХ РОТАЦИОННЫХ АГРЕГАТОВ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫХ МАШИН

Специальность 05.20.01

-Технологии и средства механизации сельского хозяйства (технические науки)

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Ростов-на-Дону - 2005

г

Диссертация выполнена в Федеральном государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Донской государственный технический университет» (ФГОУ ВПО ДГТУ)

Научный руководитель - кандидат технических наук,

доцент Савенков Михаил Васильевич

Официальные оппоненты - доктор технических наук,

профессор Жаров Виктор Павлович (ФГОУ ВПО ДГТУ)

кандидат технических наук, профессор Далальянц Ашот Георгиевич (ФГОУ ВПО РГАСХМ)

Ведущее предприятие: Технический центр ОАО «Ростсельмаш»

Защита диссертации состоится «27» декабря 2005г. в 10 часов на заседании диссертационного совета Д.212.058.05 в Донском государственном техническом университете по адресу: 344010, г.Ростов-на-Дону, пл.Гагарина,!, ДГТУ, ауд.252

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета. Автореферат разослан «25» ноября 2005г.

Ученый секретарь диссертационного совета, доктор технических наук, профессор

Чистяков

А.Д.

Общая характеристика работы

Актуальность работы. Переход к рыночной экономике коренным образом изменил отношение к качеству отечественной сельскохозяйственной техники, имеющий колоссальный рынок в России. Как обосновано многими исследователями и установлено эксплуатацией сельхозмашин, одним из факторов, оказывающих значительное влияние практически на все показатели качества их функционирования, являются динамические нагрузки и вибрации, генерируемые ротационными агрегатами этих машин. Такие агрегаты имеют очень широкое использование в конструкциях машин сельскохозяйственного назначения. Сюда можно отнести различного рода барабаны, битеры, режущие ротационные аппараты, вентиляторы, контрприводы, шнеки и пр. агрегаты зерноуборочных и кормоуборочных машин и другой техники для сельского хозяйства, характеризующиеся непрерывностью действия и другими известными достоинствами.

При проектировании ротационных агрегатов сельхозмашин приоритет отдаётся обеспечению их функционального назначения, качеству выполняемых ими в машине технологических процессов. При этом второстепенное внимание уделяется вопросам их динамики и балансировки, которые решаются по аналогии с уже осуществленными конструкциями. И это - несмотря на то, что в новых или модернизируемых машинах скорости вращения таких агрегатов повышены, их материалоёмкость снижена. В этих условиях аналогии по решению вопросов балансировки недопустимы. Можно привести достаточно примеров, когда спроектированный ротационный агрегат, удовлетворяющий проектировщика по характеристикам качества выполнения им технологического процесса, после изготовления и монтажа на машине создает разрушительные для неё и опасные для оператора вибрации. Такие прецеденты возникли при создании в ОАО «Ростсельмаш» косилки-измельчителя навесной КИН-2,7 с её ротационным режущим аппаратом, при создании измельчителей зерноуборочных комбайнов с повышенной (до 3000 об/мин) частотой вращения.

Проектировщики и производители сельхозмашин традиционно считают их ротационные агрегаты жесткими. Вместе с тем, объективно действующие тенденции интенсификации процессов функционирования рабочих органов сельхозмашин и снижения их материалоемкости вступают в противоречие с этим мнением.

Научные и практические вопросы балансировки жестких роторов сельхозмашин хорошо разработаны. Значительный вклад в эти разработки сделан кафедрой ТММ ДГТУ, принявшей участие в разработке государственного и ряда отраслевых стандартов, методических указаний и справочника по балансировке, куда отдельным разделом вошли материалы по балансировке ротационных агрегатов сельхозмашин. Вместе с тем,

РОС НАЦИОНАЛЬНАЯ БИБЛИОТЕКА. . I

■ ПК М пи т Л

отмеченные прецеденты показали, что отрасль сельхозмашиностроения не готова к решению стоящей перед ней актуальной проблемы динамики и балансировки ротационных агрегатов, которые в свете проявления современных тенденций совершенствования сельхозмашин не могут быть отнесены к жестким. Эти прецеденты и послужили объективной основой необходимости углубленного изучения механики и балансировки ротационных агрегатов сельхозмашин как нежестких роторов в настоящей работе. Решение этих вопросов - один из ключей к практическому использованию системного подхода к управлению качеством машин сельскохозяйственного назначения при их проектировании, производстве и эксплуатации - наиболее актуальной проблемы отечественного сельскохозяйственного машиностроения.

Цель исследований - раскрыть закономерности механики нежестких ротационных агрегатов сельхозмашин, на основе которых разработать новые эффективные технологии и требования к балансировке, гарантирующие необходимую уравновешенность и качество работы таких агрегатов при эксплуатации машин.

Объект исследования - ротационные агрегаты машин сельскохозяйственного назначения, особенности конструкции, технологии изготовления и эксплуатации которых заставляют их рассматривать как объект отдельного исследования.

Предмет исследования - закономерности механики, связывающий упругий прогиб оси и обусловленные им дисбалансы нежесткого ротационного агрегата как функции скорости его вращения, которые предопределяют способ и технологические нормативы динамической балансировки такого ротора.

Научная новизна исследования состоит в построении оригинальной механико-математической модели нежесткого ротационного агрегата сельскохозяйственной машины и использовании этой модели для классификации таких агрегатов по признаку «гибкость», для моделирования процессов, происходящих при балансировке в производстве и функционировании в эксплуатации различных классов таких агрегатов.

Практическая значимость и реализация. Разработанная на основании исследований новая классификация роторов по признаку «гибкость» предусматривает их деление на жесткие, квазижесткие, квазигибкие и гибкие. Для каждого класса обоснован способ и технологические нормативы их низкочастотной динамической балансировки Для квазигибких роторов построена оригинальная компьютерная технология трехплоскостной низкочастотной балансировки. Формализованные для решения на ЭВМ алгоритмы решения всех этих задач нашли практическое использование в проектировании и производстве косилки-измельчителя навесной КИН-2,7 и барабанов измельчителей зерноуборочных комбайнов «Дон-1500Б», СК-5М «Нива» на заводе «Ростсельмаш».

На защиту выносятся следующие научные положения:

- классификация ротационных агрегатов сельхозмашин по критерию «гибкость»;

- механико-математическая модель нежесткого ротора;

- моделирование динамики нежесткого ротационного агрегата сельхозмашины;

- новая технология низкочастотной многоплоскостной балансировки нежестких роторов.

Апробация работы и публикации. Основные результаты исследования докладывались, обсуждались и были одобрены на ежегоднек научных конференциях ДГТУ (2002...2004гг.), на Всероссийских научно-исследовательских конференциях «Научные основы решения проблем сельскохозяйственного машиностроения», г.Тула, ТулГУ, (2003,2004гг.), щ Всероссийской научно-технической конференции, посвященной 100-летаю И.И.Смирнова, «Теория и проектирование сельскохозяйственных машин и оборудования», г.Ростов н/Д, ДГТУГ 2004г. По теме диссертации опубликовано 7 печатных работ.

Структура и объем работы. Диссертация состоитиз введения», 4 глав^ общих выводов, списка литературы из 49 наименований и приложения, содержащего акт внедрения результатов исследования. Работа изложена на 164 страницах, содержит 13 рисунков и 9 таблиц.

Содержание работы

Введение содержит обоснование актуальности темы исследования, цель работы, основные положения, вынесенные на защиту.

В первой главе выполнен аналитический обзор материалрв по вопросам исследования, в котором проанализированы разработки таких основоположников современной теории и практики балансировки роторов машин различного назначения как Артоболевский И.И., Гусаров A.A., Диментберг Ф.М., Зенкевич В.А., Колесник Н.В., Левит М.Е., Петров Г.Н., Самаров Н.Г., Шитиков Б.В., Щепетильников В.А. и др. Отмечены большие заслуги кафедры ТММ ДГТУ (РИСХМа) в разработке теоретических вопросов и нормативных методических материалов по балансировке жестких ротационных агрегатов сельскохозяйственных машин. Этот обзор позволил установить:

- выявленная специфика конструкций, технологии изготовления и эксплуатации ротационных агрегатов сельскохозяйственных машин обуславливает необходимость их выделения в качестве объекта отдельных исследований. Для решения вопросов балансировки этих роторов как жестких конструкций на отраслевом уровне разработана и широко используется вся необходимая нормативно-техническая документация, регламентирующая решение всех этих вопросов. Однако для нежестких

ротационных агрегатов, появившихся в конструкциях сельхозмашин последние годы вследствие проявления тенденций развития современного сельхозмашиностроения, опыт решения вопросов балансировки полностью отсутствует;

существующие классификации роторов ' по конструктивно-технологическим признакам вполне отвечают своему назначению и в дополнении их классификацией роторов по эксплуатационным признакам, позволяют полностью учесть специфику ротационных агрегатов сельхозмашин в решении вопросов их балансировки как жестких роторов. Вместе с тем, представленные в наиболее поздних источниках классификации роторов по признаку «гибкость» с подразделением их на жесткие, квазигибкие и гибкие не имеют обоснованных количественных критериев разграничения этих классов, что не позволяет использовать их в решении практических вопросов конструирования и производства нежестких ротационных агрегатов сельскохозяйственных машин;

- моделирование различных видов неуравновешенности роторов с помощью конечного числа дисбалансов является адекватным при решении практических вопросов балансировки жестких роторов. Однако при рассмотрении нежестких роторов использование для этой цели дисбалансов как в дискретных так и в конечноэлементных моделях ведет к потере достоверное™ результатов балансировки и недопустимому для условий массового и серийного производства сельхозмашин росту трудозатрат этой операции. Устранение этих недостатков требует принципиально иного подхода к моделированию неуравновешенности нежесткого ротора с учетом его гибкости и, как следствие, изменений дисбалансов в функции скорости его вращения. Построение и исследование таких моделей в литературе отсутствует;

- нормирование точности балансировки, призванное защитить конструкцию ротора и всей машины от вредного действия вибраций, генерируемых его неуравновешенностью, существенно определяется гибкостью ротора. Для жесткого ротора обоснованные из отмеченных соображений и отраженные на его чертеже нормы точности балансировки обеспечиваются низкочастотной балансировкой и сохраняют свои значения в эксплуатации. Иное имеет место для нежестких роторов, т.к. низкочастотная балансировка такого ротора в производстве, до сих пор используемая в сельхозмашиностроении вне зависимости от «гибкости» ротора, с нормой точности Одопк, обоснованной конструктором исходя из требований работоспособности конструкции, не обеспечивается в эксплуатации из-за возникновения «скрытых» или «упругих» дисбалансов о г изгиба оси такого ротора на рабочей частоте его вращения. Поэтому, учитывая при проектировании ротора его гибкость, конструктор, назначая и вынося на чертеж технологическую норму точности Одопт, обеспечиваемую производством, должен количественно оценить «упругие» дисбалансы с тем,

чтобы ротор, отбалансированный в производстве с точностью О0о„т<ОЛтк, имел в эксплуатации неуравновешенность, не превосходящую йаопк. Однако исследований по количественной оценке «упругих» дисбалансов проведенным обзором не установлено;

- имеющийся опыт балансировки гибких роторов в ряде отраслей машиностроения ставит и решает задачу определения и последующей корректировки их дисбалансов на эксплуатационной частоте вращения, которая в большинстве рассмотренных случаев превосходит первую критическую. Такая постановка задачи диктуется требованиями стандартов, которые послужили тормозом развития научного поиска новых эффективных и практически реализуемых технологий низкочастотной балансировки нежестких роторов. Хотя и имеются попытки практического внедрения низкочастотной балансировки гибкого ротора ГТД, давшие значительный технический эффект, однако ему сопутствуют технологические сложности из-за отсутствия теоретических основ механики нежесткого ротора, разработка которых позволит осуществлять балансировку на алгоритмической основе без использования пробных грузов с подбором их массы итерационным методом.

На основании изложенного были поставлены следующие задачи настоящего исследования:

- разработать теоретические основы механики нежесткого ротора, сбалансированного на низкой частоте вращения;

- произвести классификацию нежестких роторов сельхозмашин по признаку «гибкость»;

- разработать научные основы проектного обоснования новых способов и технологических нормативов низкочастотной балансировки нежестких роторов сельхозмашин всех классов и дать оценку эффективности их использования.

Во второй главе представлены теоретические разработки по моделированию динамических процессов, возникающих при балансировке и эксплуатации нежестких ротационных агрегатов сельскохозяйственных машин. Фундаментальной основой этих разработок послужило объективное отсутствие в природе абсолютно жестких тел и, как следствие, - наличие упругих деформаций оси любого ротора при его вращении.

Построение механико-математической модели нежесткого ротора произвели с учетом следующих основных допущений:

1,Ось вращения ротора - прямая, соединяющая центры его опор, - и геометрическое место расположения центров масс элементарных сечений невращающегося ротора, перпендикулярных оси его вращения, не совпадают практически у каждого реального ротора сельскохозяйственной машины. Причина этого лежит в пластических деформациях вала ротора, возникающих как при изготовлении его заготовки, так и при её обработке. Отмеченное геометрическое место в общем случае имеет вид

пространственной кривой, концы которой совпадают с центрами опор ротора. Функцию векторов отклонений этой кривой от оси вращения ротора вдоль этой оси назвали исходным искривлением оси ротора. Разложение этой функции в ряд позволяет представить её в виде векторной суммы классических форм изгиба в различных плоскостях, содержащих ось вращения ротора. Будем полагать, что у нежесткого ротора сельскохозяйственной машины, превалирующее влияние на динамику имеет первый член отмеченного разложения (первая классическая форма изгиба).

2.Упругие деформации оси ротора от действия неуравновешенных инерционных усилий подчиняются закону Гука, поэтому роторную систему считаем линейной. Это позволяет при определении деформаций оси ротора использовать принцип суперпозиции.

Возможность применения этих и других допущений для ротационных агрегатов сельхозмашин обоснована в работе. С их учетом модель нежесткого ротора представлена на рис.1 до и после приведения его во вращение со скоростью со.

В качестве аналитического описания исходного неупругого искривления оси невращающегося ротора по первой форме изгиба со стрелой Утю приняли уравнение упругого искривления оси прямой балки под действием сосредоточенной силы в центре пролета, обеспечивающей ту же стрелу упих прогиба,:

Рис.1. Деформация оси нежесткого ротора до (а) и после (б) приведение его во вращение

I 14 /2 j 2

Ч1-х)ут

I

3 (/-х)2

4 /2

Как результат неупругого искривления этой оси по (1), нашли главный вектор дисбалансов невращающегося ротора как

— 1/1 5 -

Dm = 2т0 [ydx = - ту„„ , (2)

о 8

где т - масса ротора; та=т/1 - линейная плотность ротора.

С приведением такого ротора во вращение со скоростью со, за счет действия дисбалансов, распределенных вдоль его оси по закону (1), возникают инерционные усилия, приводящие к дополнительному упругому прогибу его оси (рис. 1,6). Используя известные теоретические зависимости расчета деформаций балок, стрелу у^ дополнительного упругого прогиба оси ротора от действия такой распределенной нагрузки нашли как

-W&f-. (3)

где а - коэффициент изменения стрелы упругого прогиба оси ротора при скорости со его вращения; Е - модуль упругости материала вала ротора, / -момент инерции его сечения.

Дополнительный упругий прогиб оси ротора со стрелой вызывает появление дополнительных дисбалансов, которые, в свою очередь, ведут к новому дополнительному прогибу. Поэтому окончательное выражение для расчета стрелы у^ упругого прогиба оси ротора при установившемся вращении его со скоростью со нашли с использованием свойства геометрической прогрессии:

г^- a<L W

ы 1 - а

Стрелу Y"m суммарного (неупругого и упругого) прогиба оси ротора при скорости со его вращения (рис. 1,6) определили как

(5)

1-й

Построенную механико-математическую модель нежесткого ротора использовали для моделирования процессов, происходящих при двухплоскостной низкочастотной динамической его балансировке, традиционно принятой для ротационных агрегатов сельхозмашин.

Такая балансировка реализуется установкой корректирующих дисбалансов dZ , dTi в плоскостях коррекции 1,2 у опор I, II ротора (рис. 1 ,б) и на скорости со$ вращения ротора при его балансировке, меньшей эксплуатационной скорости соэ его вращения, обеспечивает равенство нулю дисбалансов Dh Dn в плоскостях опор ротора. Учитывая, что установка

корректирующих дисбалансов уменьшает стрелу упругого прогиба оси ротора, с использованием построенной модели получили общее выражение для расчета коэффициента Ь изменения стрелы упругого прогиба оси ротора от действия этих дисбалансов на скорости со вращения ротора

96 El В * '

где А, В, С определены из рис. 1,6, и уравнения для расчета значений этих дисбалансов

д-р _ 5 1 0,51-С. _ 5 тут 1 0,51-А (у)

41 8 1 -at 1+Ь, В ' 11 % 1 -as 1+Ъ) В ' W

где a=a¡ и b=b¡ находятся по (3), (6) при т=оог.

Приведение ротора, сбалансированного теоретически идеально на нйзкой скорости (ú¡<m3, во вращение со скоростью co¡<co<ío3 ведет к увеличению стрелы упругого прогиба его оси и, как результат, к возникновению главного вектора D" его дополнительных дисбалансов, для расчета которого получено выражение

TV» 5 ~ / 1 1 1+6 \ 5 - í /04

D ^-ту^ ( ------—-г- (8)

8 1 -a \-ae\ + bs 8

учитывающее совместное влияние на изгиб оси ротора как распределенных от исходного пеупругого искривления его оси по (1), так и корректирующих дисбалансов, установленных на ротор при его двухплоскостной балансировке на скорости cú¡. С обеспечением этого вращения на балансировочном станке последний зафиксирует в плоскостях коррекции 1,2 ротора сонаправленные дисбалансы D", £>" антипараллельные >■„„. Сумма этих дисбалансов определяет угол и значение ül = -ü" главного вектора корректирующих дисбалансов, необходимых для устранения о", определенного по (8). Найденное значение D* позволяет с использованием (8) решить задачу идентификации стрелы ув исходного неупругого искривления оси ротора по первой форме её изгиба:

-y^-fh- (9)

5 т5

Последней задачей моделирования явилось теоретическое обоснование возможности и эффективности новой методики алгоритмической трехплоскостной низкочастотной балансировки нсжссткого ротора. Она становится возможной после идентификации балансируемого на станке ротора и установке на роторе дополнительных (к уже введенным при двухплоскостной балансировке на скорости co¿) корректирующих дисбалансов Do--Dm, определенному по (2), Ъш=~Ш, Ъ7ч - dTi, определенным по (7), как это показано на рис.2. Как видно из него, полученная система дисбалансов будет уравновешена (Б, = Du = о) на любой

скорости вращения, вплоть до <я-еоэ. При этом упругий прогиб оси ротора будет отсутствовать и при любом со стрела прогиба оси ротора yZu = = const.

ОТ f"

1

1

т

DZ

'0.

: з »

I

\от *

ОВР

от ! 2

1

н -и-

Рис.2. Установка дополнительных корректирующих дисбалансов при трехплоскостной балансировке нежесткого ротора

В третьей главе представлена экспериментальная оценка адекватности механико-математической модели, построенной априори для ротационного режущего аппарата косилки-измельчителя навесной КИН-2,7, путем априорного моделирования и экспериментального определения зависимости

А"

(10)

имеющей место после двухплоскостной балансировки этих роторов на скорости а>з<а)э и приведения их во вращение на балансировочном станке с варьируемой скоростью

Используя чертежную документацию и полученные в главе 2 аналитические зависимости моделирования, для испытуемой конструкции ротора раскрыли априорную зависимость (10), получив после подстановки 1 1+330710^ шгЧ

F = 107,5

(И)

^1-2,625-Ю"5 ш2 0,936 Ту же зависимость получили постановкой эксперимента на пяти экземплярах испытуемой конструкции ротора, каждый из которых прошел двухплоскостную балансировку на станке модели 7916Д, имеющимся на заводе «Ростсельмаш», при «¿=52,36с'1. После этого для каждого ротора ступенчато меняли со в диапазоне от шг=52,36с'' до <»,„„=145,04с"1 и, фиксируя значения и углы дисбалансов £>Г, производили идентификацию его У«ш и расчетом получили экспериментальные точки зависимости (10). Поскольку характеризует только собственные свойства модели

испытуемой конструкции ротора, по результатам последних расчетов эти свойства осреднили и получили эмпирическую зависимость /%(<») в виде 1 1+3,190-Ю"4

F,= 107,5

1-2,536 10"

0,939

(12)

Обработку данных всех экспериментальных замеров проводили на ЭВМ по специально разработанному алгоритму, предусматривающему учет остаточных дисбалансов в плоскостях коррекции каждого из испытанных роторов после его двухплоскостной балансировки на скорости со6, формирование массива {F3 со] и осреднение характеристик собственных свойств эмпирической модели испытуемой конструкции ротора.

Максимальное расхождение реакций F(m) эмпирической и теоретической моделей испытуемого агрегата составило 3,39%, что определяет высокий уровень адекватности построенной априори модели.

Отмеченная выше обработка экспериментальных замеров на ЭВМ предусматривала также идентификацию для каждого из роторов его и

расчет дополнительных корректирующих дисбалансов Do, Dm, dZi , которые использовали для практической реализации трехплоскостной низкочастотной их балансировки. С выполнением последней каждый из испытанных роторов приводили во вращение на балансировочном станке со ступенчато варьируемой скоростью cos<fo<fomm и фиксировали дисбалансы в плоскостях коррекции 1,2 у их опор. Значения этих дисбалансов не превосходили допустимых на всех скоростях вращения, что подтвердило экспериментально теоретически установленную эффективность такой балансировки в сравнении с двухплоскостной низкочастотной балансировкой, после которой на скорости «„их вращения испытанных роторов станок зафиксировал значения дисбалансов от упругого прогиба оси, многократно превышающие допустимые значения.

Последним п. программы исследований в главе 3 был проведен анализ чувствительности построенной механико-математической модели исследованной конструкции ротора к точности определения её параметров, осуществленный с помощью математической теории ошибок и данных по ошибкам определения параметров модели, полученных по результатам экспериментов. Этот анализ установил, что общая модель конструкции нежесткого ротационного агрегата, имеющего определенное допуском значение не чувствительна к точности определения её параметров. При максимально возможных отклонениях параметра ß общей модели, определяемого случайным значением сокр\ первой критической скорости вращения ротора, ошибка расчетов дополнительных корректирующих дисбалансов не превосходит 0,5%. Более существенная (до 17%) ошибка вносится в расчет этих дисбалансов за счет ошибки идентификации уж, проводимой с использованием расчетного значения ß. Поэтому практическая реализация трехплоскостной балансировки требует построения частной модели каждого балансируемого ротора, в которой для него необходимо идентифицировать апостериори как значение ß, так и определяемое им значение у тт.- Необходимость этого вытекает из значительной

чувствительности частной модели к точности определения её параметров, обоснованной в работе.

В четвертой главе представлена построенная по результатам предьщущих исследований классификация ротационных агрегатов сельхозмашин по признаку «гибкость», технология и нормативы балансировки роторов каждого из введенных классов, а также практическое использование и внедрение результатов исследования.

Для построения отмеченной классификации были разработаны количественные критерии целевого назначения технологического процесса балансировки любого ротора и ограничений по безопасности её реализации в производстве и безопасности работы сбалансированного ротора при установившемся и переходных режимах работы машины, что представлено в диссертации как теоретические предпосылки классификации. Разработку этих критериев произвели с использованием уравнения для расчета' предельного значения Ву главного вектора дисбалансов ротора, обусловленных упругим прогибом его оси на максимальной эксплуатационной скорости со, его вращения после проведения традиционной двухплоскостной его балансировки иа скорости й)}<со3. Полученное из общей механико-математической модели конструкции проектируемого ротора это уравнение имеет вид

П =0,46875т/^ГТ--!гт—41 (13)

' 1-М 1+ара>1)

Ь уп1*

где а=—, /3 = 0,01—, т, I - априорно отыскиваемы параметры общей а Е1

модели, в которых а и Ъ определены по (3) и (6), а остальные обозначения раскрыты выше.

Допустимые значения Д и/р/, А^лр// дисбалансов в плоскостях опор, обеспечивающие нормальное функционирование ротора в эксплуатации машины, определяются действующим в отрасли сельскохозяйственного машиностроения стандартом ОСТ 23.2.431, в соответствие с которым допустимое значение Остдо„ главного вектора дисбалансов проектируемого ротора находится как

Учитывая, что после двухплоскостной низкочастотной балансировки на скорости а>{<а>э уравновешенность ротора, приведенного во вращение со скоростью со,, нарушается за счет возникновения Оу по (13), допустимое значение 2 0,ЮстЛт главного вектора дисбалансов, обеспечиваемое такой балансировкой должно составлять

(15>

Если ротор проходит двухплоскостную балансировку на эксплуатационной скорости а>^а>, вращения, 0У=0, однако при скорости

т- (17)

О<а><со, его вращения в переходных режимах возникает главный вектор остаточных дисбалансов, предельное значение Docm(co) которого может достигать

^ - \ - Я*»] - 0.46875т/ (i ^ ) . (16)

При отсутствии балансировки или выполнении традиционной двухплоскостной балансировки на скорости о)^-о)3, с помощью его общей модели предельное значение стрелы у(со}) прогиба оси по форме (1) определяется как

0,75/

1

Наконец, используя приведенное в «Справочнике по балансировке» положение о ширине опасной для машины резонансной зоны колебаний в ±0,lcu.pi, определяем границу этой зоны в дорезонансном режиме как

ра>\< 0,81. (18)

С использованием всех полученных из общей модели соотношений разработан алгоритм и программа для ЭВМ, позволяющая для любого рошра на заключительной стадии проектирования расчетами обосновать его класс по признаку «гибкость», метод и технологические нормативы его балансировки. При этом существующая классификация роторов по их «гибкости», выделяющая классы жестких, квазигибких и гибких роторов, дополнена введением класса квазижестких роторов. К тому же, ликвидируя недостатки существующей, предложенная классификация построена на использовании количественных критериев, разграничивающих эти классы и им соответствующие рекомендации по балансировке.

Так, жестким считаем ротор, который может быть сбалансирован в двух плоскостях коррекции на эксплуатационной скорости а>3 вращения и определенное по (16) значение главного вектора его остаточных дисбалансов не превосходит 0,1 D^^. Такой ротор может балансироваться в двух плоскостях коррекции у опор на любой скорости 0<co¡<co} с нормой точности

Квазижестким считаем ротор, который может быть сбалансирован лишь на скорости co¡<co3 и после приведения его во вращение со скоростью со, значение Dy этого ротора, определенное по (13), не превосходит Д.„,„„, а норма ~< T)ímdon точности его балансировки на скорости ú)S, определенная по (15), составляет не менее 0,1 . Такой ротор должен балансироваться в двух плоскостях коррекции у опор на обоснованной расчетами скорости со6 и с соответствующей этой скорости нормой D'^ точности балансировки.

Квазигибким считаем ротор, который может быть сбалансирован лишь на скорости co¡<cú3 и после приведения его во вращение со скоростью ш3 значение Dy этого ротора, определенное по (13), превосходит DM¡n, а норма

точности его балансировки на скорости а>&, определенная по ( 15), имеет значение меньшее, чем 0,1 Dclwkm, или мнимое значение. К таким роторам также относится агрегат, для которого стрела у(соэ) прогиба оси, определенная по (17), превосходит Zmin - минимальный допустимый зазор между ротором и рамой машин. Необходимым условием отнесения ротационного агрегата к квазигибким является выполнение неравенства (18). Квазигибкие роторы требуют использования трехплоскостной балансировки.

Для гибких роторов условие (18) нарушается. Их работа происходит в резонансной зоне, потому использование таких роторов в конструкциях сельскохозяйственных машин не допустимо. Если расчетами установлена принадлежность проектируемого агрегата к классу гибких, необходимо внести изменения в конструкцию этого агрегата для приведения его к другому классу. Эффективность этих изменений, направленных на ужесточение агрегата, оценивается расчетами по той же программе.

Проведение расчетов по отмеченной выше программе для ротационного режущего аппарата косилки-измельчителя навесной КИН-2,7 установило принадлежность его к классу квазигибких роторов.

Если для жестких и квазижестких роторов проводится традиционная для отрасли сельхозмашиностроения двухплоскостная низкочастотная балансировка по известной технологии, то для квазигибких роторов, на основе теоретически обоснованной в главе 2 и экспериментально проверенной в главе 3 методики трехплоскостной низкочастотной балансировки, разработана промышленная компьютерная технология такой балансировки, реализуемая на существующем балансировочном оборудовании. Эта технология совмещает традиционную двухплоскостную балансировку (на наименее возможной скорости ш{ с наибольшей возможной для станка точностью) с последующим приведением ротора во вращение на балансировочном станке со скоростью ш6<а><шг, определением его остаточных дисбалансов в плоскостях коррекции у опор на этой скорости. С использованием последних, по специально разработанной программе для ЭВМ идентифицируются параметры р и ут частной механико-математической модели балансируемого ротора и по (2), (7) находятся Do = -Dm, Dut=-DZ, Dui = ~dTi - дополнительные корректирующие дисбалансы, устанавливаемые на этом роторе в соответствии с рис.2. По такой технологии на заводе «Ростсельмаш» была отбалансирована партия из 72 ротационных режущих аппаратов косилки-измельчителя навесной КИН-2,7, хорошо зарекомендовавших себя в эксплуатации.

Помимо отмеченного, расчеты по обоснованию классов роторов, вида и технологических нормативов их балансировки были проведены для барабанов измельчителей зерноуборочных комбайнов «Дон-1500Б», СК-5М «Нива». В результате этих расчетов окончательно получено:

-для барабана измельчителя комбайна «Дон-1500Б»: «Ротор кзазижесткий. Балансировать в двух плоскостях коррекции у опор на скорости <ыг=52,36с'1 при £>доп=2,90гм», «Допустимые дисбалансы в плоскостях коррекции Д>о„|=2,05гм, /?Л)Л2=2,05гм»;

-для барабана измельчителя комбайна СК-5М «Нива»- «Ротор квазижесткий. Балансировать в двух плоскостях коррекции у опор на скорости £0,5=52,36с"1 при Д>0„=4,18гм», «Допустимые дисбалансы в плоскостях коррекции: Д)ОП|=2,95гм, /)д,л2=2,95гм».

Результаты исследования используются в ОАО «Ростсельмаш», о чем имеется акт внедрения в приложении к диссертации.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

1. Решение проблемы управления качеством при проектировании и производстве ротационных агрегатов сельхозмашин не может быть осуществлено на существующих теоретических основах механики и балансировки жестких и гибких роторов и требует принципиально нового подхода к моделированию неуравновешенности и динамики нежесткого ротора, каковым является в реальности и должен представляться любой ротационный агрегат.

2. Разработанные новые теоретические положения механики нежесткого ротора позволили установить связь между скоростью со его вращения и дисбалансами, возникающими за счет зависящего от аз упругого искривления оси ротора по первой классической форме изгиба. На основе полученных аналитических зависимостей этой связи построена оригинальная механико-математическая модель неуравновешенности нежесткого ротора, использование которой для моделирования традиционно принятой в сельхозмашиностроении низкочастотной двухплоскостной динамической балансировки позволило установить недопустимость ее использования для реальных роторов без адекватного обоснования технологических нормативов ее реализации.

3. Впервые разработанные теоретические положения идентификации параметров механико-математической модели нежесткого ротора, вращающегося со скоростью до первой критической (что характерно для ротационных агрегатов сельхозмашин), открывают широкие возможности создания новых технологий их многоплоскостной низкочастотной балансировки на существующем оборудовании, обеспечивающей уравновешенность и отсутствие упругого прогиба оси нежесткого ротора на всех скоростях 0<О]<щ<а)1<р] его вращения, что не обеспечивается его двухплоскостной балансировкой с расположением плоскостей коррекции у опор ротора.

4. Экспериментальные исследования динамики нежесткого ротора, проведенные на ротационном режущем аппарате косилки-измельчителя навесной КИН-2,7 и потребовавшие разработки оригинальных методик как

постановки экспериментов, так и обработки их результатов, выявили высокий уровень адекватности (расхождение 3,39 %) построенной априорной модели этого агрегата. Эти исследования подтвердили полученные теоретические зависимости по идентификации параметров модели, а также эффективность разработанной оригинальной методики трехплоскостной низкочастотной балансировки нежесткого ротора в обеспечении его уравновешенности на скоростях вращения 0<йу£с&„ что открывает возможности ее широкого использования в практике машиностроения.

5. Анализом чувствительности механико-математической модели нежесткого ротора к точности определения ее параметров установлена необходимость использования в практических расчетах двух типов этих моделей:

- общая априорная модель конструкции ротационного агрегата, индифферентная к точности определения ее параметров и используемая при разработке конструктивных нормативов балансировки при проектировании ротора;

- частная апостериорная модель каждого балансируемого ротора, чувствительная к точности определения ее параметров и используемая в производственных условиях при необходимости проведения трехплоскостной низкочастотной балансировки этого ротора.

Такая дифференциация моделей лежит в основе унификации методов решения проектных и производственных задач создания и управления качеством ротационных агрегатов сельхозмашин.

6. Предложенные методика и формализованный для ЭВМ алгоритм обоснования класса проектируемого ротора по признаку «гибкость», основанные на использовании введенного критерия целевого назначения балансировки и ограничений как на безопасность реализации этой операции в производственных условиях, так и на безопасность функционирования ротора в составе действующей машины, вводят, наряду с известными классами жестких, квазигибких и гибких роторов, класс квазижестких роторов, требующих обоснования не только конструктивных, но и технологических нормативов их балансировки. Ликвидируя неопределенности существующей классификации роторов по этому признаку, предложенная методика, построенная на использовании количественных критериальных оценок, обосновываемых с помощью общей априорной механико-математической модели конструкции нежесткого ротора, не только однозначно определяет по результатам расчетов класс проектируемого ротора по признаку «гибкость», но и обосновывает технологические нормативы его балансировки, гарантированно обеспечивающие достижение ее целевых назначений.

7. Если классы жестких и квазижестких роторов требуют использования традиционной двухплоскостной низкочастотной балансировки с технологическими нормативами (а%, Д^ь Д)0„2),

обоснованными расчетами по установлению класса ротора, то квазигибкие роторы требуют использования обоснованной теоретически и проверенной экспериментально оригинальной трехллоскостной низкочастотной балансировки. Разработанная компьютерная технология такой балансировки, предусматривающая традиционную двухплоскостную балансировку и ряд последующих алгоритмически определенных действий, связанных с получением информации для расчета на ЭВМ и установкой на роторе

дополнительных корректирующих дисбалансов в трех

плоскостях его корректировки, практически использована при балансировке партии квазигибких ротационных режущих аппаратов косилки-измельчителя КИН-2,7. Этот опыт показал эффективность и достоверность использования предложенной методики и алгоритма идентификации параметров частной механико-математической модели каждого балансируемого квазигибкого ротора при его трсхплоскостной балансировке и служит основанием для использования разработанной технологии и требуемых при ее реализации программных средств для ЭВМ при балансировке любых квазигибких ротационных агрегатов.

8. В сельскохозяйственных машинах не допускается использование гибких роторов. Если проектировщик расчетами по разработанному алгоритму классификации роторов по признаку «гибкость» установил принадлежность спроектированной им конструкции к классу гибких роторов, использование построенной при этом общей априорной механико-математической модели конструкции агрегата позволяет ему вносить в нее целенаправленные изменения и расчетами оценивать их эффективность, решая таким образом задачу проектного управления качеством разработанной им конструкции ротационного агрегата.

9. Использование материалов исследования для барабанов измельчителей зерноуборочных комбайнов «Дон-1500Б» и СК-5М «Нива» позволило отнести их к классу квазижестких и обосновать технологические нормативы их двухплоскостной динамической балансировки, гарантированно обеспечивающие выполнение требований конструктора к уравновешенности этих агрегатов в эксплуатации. Внедрение этих нормативов дало значительный эффект в снижении вибраций, генерируемых этими агрегатами при работе комбайнов, и исключении имевших место усталостных разрушений панелей крепления барабанов измельчителей на комбайнах.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Механика квазигибкой роторной системы. /Соавтор О.А.Полушкин. -

Вестник Донского государственного технического университета. -

Ростов-на-Дону, 1999.

2. Анализ инерционной размерной цепи сборной конструкции ротационного агрегата. /Соавторы О.А.Полушкин, В.С.Василенко. -Ростов н/Д: ДГТУ. - Деп. в ВИНИТИ 29.12.00, №3310 - В00. - 2000.

3. Классификация ротационных агрегатов сельхозмашин по критерию «гибкость» и специфика их балансировки. /Соавторы МВ.Савенков, О.А.Полушкин. Сб. науч. тр. «Научные основы решения проблем сельскохозяйственного машиностроения» ЯГулГУ. - Тула, 2003.

4. О задачах точности расчета ротационных агрегатов сельхозмашин. /Соавторы О.А.Полушкин, М.А.Бугаевский. - Известия ТулГУ. Серия «Проблемы сельскохозяйственного машиностроения». Вып.1. - Тула: Изд-во ТулГУ, 2004.

5. О балансировке нежестких роторов сельскохозяйственных машин -Материалы Всероссийской науч.-техн. конф., посвященной 100-летию со дня рождения И.И.Смирнова «Теория и проектирование сельскохозяйственных машин», Ростов н/Д: ДГТУ, 2004.

6. Моделирование технологического процесса балансировки барабанов измельчителей зерноуборочных комбайнов. /Соавторы М.В.Савенков, О.АЛолушкин. - Известия ТулГУ. Серия «Проблемы сельскохозяйственного машиностроения. Вып. 1. - Тула: Изд-во ТулГУ, 2004.

7. Специфика ротационных агрегатов сельхозмашин и задачи их исследования как объектов управления качеством. /Соавтор М.А.Бугаевский. - Ростов н/Д: ДГТУ. Деп. в ВИНИТИ 01.07.2005, №942-В2005.

ЛР №04779 от 18.05.01. В набор а 2.*/. 05. В печать 23 К/.IX Объем 4,0 усл.пл. А 9 уч.-изд.л. Офсет. Бумага тип №3. Формат 60x84/16. Заказ тШ Тираж<100

Издательский центр ДГТУ

Адрес университета и полиграфического предприятия: 344010, г.Ростов-на-Дону, пл.ГагаринаД.

№24842

РНБ Русский фонд

2006-4 27557

ВВЕДЕНИЕ.

1.АНАЛИТИЧЕСКИЙ ОБЗОР МАТЕРИАЛОВ ПО ВОПРОСАМ ИССЛЕДОВАНИЯ.

1.1 .Специфика ротационных агрегатов сельхозмашин и задачи их исследования как объектов управления качеством.

1.2.Классификация ротационных агрегатов как объектов балансировки.

1.3.Теоретические основы моделирования неуравновешенности ротационных агрегатов.

1 АНормирование точности балансировки роторов.

1.5.Балансировка нежестких роторов.

1.6.Выводы по обзору и задачи исследования.

2.РАЗРАБОТКА МЕХАНИКО-МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ НЕЖЕСТКОГО РОТОРА СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННОЙ МАШИНЫ.

2.1 .Постановка задачи и обоснование допущений.

2.2.Описательное содержание и формализация модели нежесткого ротора.

2.3.Модель нежесткого ротора, сбалансированного на низкой частоте вращения в двух плоскостях коррекции.

2.4.Идентификация исходного искривления оси нежесткого ротора по первой форме изгиба.

2.5.Модель нежесткого ротора, сбалансированного на низкой частоте в трех плоскостях коррекции,.

ВЫВОДЫ ПО ГЛАВЕ.

3.ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ОЦЕНКА АДЕКВАТНОСТИ МЕХАНИКО-МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ НЕЖЕСТКОГО РОТОРА.

3.1.Цели, программа и методика исследования.

3.2.Методика обработки экспериментальных данных.

3.3.Объект экспериментального исследования, расчет параметров его механико-математической модели.

3.4.Результаты экспериментального исследования, их обработка и анализ.

3.5.Анализ чувствительности модели к точности определения её параметров.

ВЫВОДЫ ПО ГЛАВЕ.

4.КЛАССИФИКАЦИЯ РОТАЦИОННЫХ АГРЕГАТОВ СЕЛЬХОЗМАШИН ПО ПРИЗНАКУ «ГИБКОСТЬ», ТЕХНОЛОГИЯ И НОРМАТИВЫ ИХ БАЛАНСИРОВКИ.

4.1 .Постановка задачи.

4.2.Целевое назначение технологического процесса балансировки ротора.

4.3.Теоретические предпосылки классификации.

4.4.Классы роторов и требования к их балансировке.

4.4.1.Жесткие роторы.

4.4.2.Квазижесткие роторы.

4.4.3.Квазигибкие роторы.

4.4.4.Гибкие роторы.

4.5.Алгоритм обоснования класса проектируемого ротора.

4.6.Технология трехплоскостной низкочастотной балансировки квазигибких роторов.

4.7.Практическое использование материалов исследования.

ВЫВОДЫ ПО ГЛАВЕ.

Переход к рыночной экономике в России коренным образом изменил отношение к качеству отечественной сельскохозяйственной техники. Если существовавшая ранее планово-распределительная система обеспечивала сбыт любой (зачастую даже не полностью укомплектованной) машины вне зависимости от выполнения предъявляемых к ней требований, то рынок породил конкуренцию, которая стала непреодолимым препятствием для большинства отечественных производителей техники для сельского хозяйства особенно в начале рыночных преобразований в нашей стране. Да и к настоящему времени лишь немногие заводы сельскохозяйственного машиностроения в России возродили свое производство и то лишь при существенной государственной поддержке.

Естественным при этом явилась оккупация рынка сельскохозяйственной техники России зарубежными производителями, которые не только поставляют в нашу страну готовую продукцию, но и налаживают сборочное производство своих машин. Так, например, создание немецкой и финской фирмами сборочных производств зерноуборочных комбайнов в г. Краснодаре и г. Шахты уже сейчас, когда эти заводы лишь начали выпуск своей продукции, составило серьезную конкуренцию заводу «Ростсельмаш» - флагману отечественного комбайностроения, который только в 2000 году начал восстанавливать свой производственный потенциал.

Качество и конкурентоспособность любой продукции тесно взаимосвязаны. Некачественная продукция может стать конкурентоспособной лишь при крайне низких её ценах, снижающих рентабельность производства, приводящую к его свертыванию и закрытию, что ведет к негативным социальным последствиям, которые и в настоящее время наблюдаются в нашей стране. Поэтому качество продукции вообще и качество продукции сельхозмашиностроения, имеющей колоссальный рынок в России - стране, обладающей громадным сектором сельскохозяйственного производства, является краеугольным камнем. Подъем качества не только удвоит ВВП, но и снимет социальную напряженность в стране, к чему устремлены помыслы и действия ее руководства.

В современных рыночных условиях решение проблемы качества продукции приобрело иной смысл и направленность. В доперестроечные времена решение этой проблемы велось путем «борьбы за качество», преследующей цель поднять и обеспечить те или иные показатели качества продукции, которые принимались как приоритетные. Так, проектирование и постановка на производство комбайнов «Дон-1500» изначально было направлено на создание машины, обеспечивающей наибольшую пропускную способность и производительность среди машин-аналогов. Постановка и достижение этой цели осуществлялись без должного внимания к другим показателям качества (надежность, экологичность, качество и потери зерна и др.), что заставило проектировщиков и производителей этого комбайна долгие годы вести доработку его конструкции после постановки ее на производство. Но даже к настоящему времени отдельные из этих показателей качества не достигли требуемого уровня. Такой подход к решению проблемы качества при разработке конструкции и производстве комбайнов, характерный для процессов создания других машин сельскохозяйственного назначения, является бессистемным и поэтому неэффективным.

Последнее десятилетие получил развитие и находит все более широкое использование системный подход к решению проблемы качества продукции сельхозмашиностроения, который ставит и решает задачу не подъема и обеспечения, а управления качеством сельхозмашин. Целью такого управления является оценка и обеспечение гарантии выпуска в заданные сроки требуемого количества машин с требуемыми уровнями всех (без исключения) показателей качества у каждой из этих машин. Управление качеством на системной основе должно осуществляться на всех стадиях создания (установление перечня и нормирование уровня каждого из показателей качества, проектирование, испытание, производство) и функционирования (эксплуатация, обслуживание, ремонт) сельскохозяйственных машин. Его реализация на каждой из этих стадий требует решения множества научных задач по установлению связей синтезируемых проектировщиком и осуществляемых в производстве параметров конструкции создаваемой машины с уровнем каждого из показателей качества ее функционирования. Кроме того, обязательным при системном подходе к управлению качеством создаваемой сельхозмашины является обеспечение гарантии реализации в процессе изготовления каждой машины всех требований к ее конструктивным параметрам, обоснованным и заложенным в ее чертежной документации проектировщиком. Здесь уместно заметить, что испытания макетных образцов зерноуборочного комбайна «Дон-1500», созданных под наблюдением и контролем проектировщиков и потому отвечавших всем требованиям конструкторской документации, показали наработку на отказ, в несколько раз превышающую наработку на отказ, установленную по результатам испытаний серийных машин, выпущенных производством. Это свидетельствует о нарушении последнего из условий системного подхода к управлению качеством этих машин.

Как обосновано многими исследователями и подтверждено практикой эксплуатации сельскохозяйственных машин, одним из факторов, оказывающих наиболее значительное влияние практически на все показатели качества их функционирования, являются динамические нагрузки и вибрации, генерируемые ротационными агрегатами этих машин. Такие агрегаты очень широко используются в конструкциях сельхозмашин из-за их несомненных достоинств в обеспечении непрерывности технологического процесса работы такого агрегата в машине, простоте конструкций их приводов, возможности уравновешивания их в производстве вполне доступными технологическими средствами. Решение последней задачи • осуществляется балансировкой, которая для роторов зерноуборочного комбайна впервые была введена на заводе «Ростсельмаш» в начале 60-х годов прошлого века для уравновешивания молотильного барабана и ряда шкивов зерноуборочного комбайна СК-3. В настоящее время практически все ротационные агрегаты всех моделей зерноуборочных комбайнов и других машин сельскохозяйственного назначения проходят балансировку в производственных условиях. Это явилось данью существующим и вступившим в противоречие двум тенденциям развития современного сельскохозяйственного машиностроения, которые сводятся к интенсификации их технологических процессов - с одной стороны, и к снижению материалоемкости - с другой стороны.

Результатом воплощения в жизнь первой тенденции явился рост скоростей вращения ротационных агрегатов сельхозмашин, обусловивший необходимость их балансировки. Для зерноуборочных комбайнов и других машин сельскохозяйственного назначения значительный вклад в разработку различных аспектов возникшей при этом проблемы балансировки роторов этих машин внесен учеными кафедры «Теория механизмов и машин» ДГТУ (в прошлом РИСХМ). Результаты фундаментальных и прикладных исследований этой научной школы по вопросам балансировки роторов при конструировании и производстве машин (начало им положено в 1963-м году) легли в основу и использованы при разработке Государственного /8/ и отраслевых /25.27/ стандартов и методических указаний /22,23/, справочника по балансировке /39/, используемых в практике проектирования и производства сельхозмашин, машин для животноводства и кормопроизводства и машин иного назначения по сей день. Стимулом разработки отмеченных нормативных материалов послужил выпуск в 1970-м году международного стандарта МС ИСО 1940 /20/, отдельные положения которого подвергнуты в этих материалах корректировке, доработке и уточнениям, связанным с необходимостью учета специфики ротационных агрегатов сельхозмашин.

Завершая анализ проявления первой тенденции развития сельхозмашиностроения, необходимо заметить, что обусловленный ею рост скоростей вращения ротационных агрегатов сельхозмашин осуществлялся в рамках возможности рассмотрения этих агрегатов как жестких роторов; возросшая эксплуатационная частота их вращения оставалась значительно ниже первой критической частоты вращения. Поэтому объектом отмеченных выше исследований служили конструкции жестких роторов. На них и распространяется действие разработанных нормативных материалов.

В последнее десятилетие значительно активизировалось проявление второй из отмеченных тенденций развития сельхозмашиностроения. Если вести речь о комбайне «Дон-1500», то толчком этому послужило, в первую очередь, нарушение экологического показателя этой машины, создававшей недопустимо высокое давление колес на почву и потому требовавшей значительного снижения веса машины. Если вести речь не только о комбайне «Дон-1500», но и о других машинах (не только сельскохозяйственного назначения), то снижение их материалоемкости обусловлено решением поставленной на государственном уровне и подкрепленной рыночными отношениями в экономике России проблемы ресурсосбережения. Результатом этого явилось снижение критических скоростей вращения ротационных агрегатов сельхозмашин, что на фоне проявления первой тенденции привело к сближению эксплуатационных и критических скоростей вращения этих агрегатов, не позволяющему рассматривать отдельные из них как жесткие роторы и использовать для решения как конструкторских, так и технологических задач их балансировки отмеченные выше нормативные материалы.

Первый прецедент возник при осуществлении балансировки ротационного режущего аппарата макетного образца косилки-измельчителя навесной КИН-2,7 конструкции ГСКБ ОАО «Ростсельмаш» в середине 90-х годов. Его балансировка в ГСКБ (ныне Технический центр - ТЦ) ОАО «Ростсельмаш» как жесткого ротора на низкой частоте вращения (пб = 500 мин"1) с последующей установкой на машину и приведением во вращение с эксплуатационной частотой п ~ 2000 мин"1 выявили чрезвычайно высокий и опасный для машины и оператора уровень вибраций, генерируемых этим агрегатом. Приведение этого ротора, сбалансированного на низкой частоте, во вращение с частотой п = 1 ООО мин"1 на балансировочном станке создало в цехе аварийную ситуацию.

Возникновение аналогичных ситуаций с роторами измельчителей зерноуборочных комбайнов СК-5 «Нива», «Дон-1500» и его модификаций показало на недопустимость рассмотрения этих и других агрегатов зерноуборочных комбайнов как жестких и использования для их балансировки традиционных технологий и потребовало углубленного научного исследования динамики нежестких конструкции ротационных агрегатов сельхозмашин и их балансировки. На этой основе, аргументирующей актуальность таких исследований как следствие действия объективных и противоречивых тенденций современного сельхозмашиностроения, была поставлена научная цель настоящих исследований как: «Раскрыть закономерности механики нежестких ротационных агрегатов сельхозмашин, на основе которых разработать новые эффективные технологии и требования к балансировке, гарантирующие необходимую уравновешенность таких агрегатов при эксплуатации машин».

Практическая цель исследований сводится к обеспечению гарантии качества функционирования ротационных агрегатов сельхозмашин и подъему конкурентоспособности отечественной техники для сельского хозяйства путем использования раскрытых закономерностей для внедрения новых технологий низкочастотной балансировки роторов сельхозмашин, удовлетворяющих противоречивым тенденциям развития современного сельхозмашиностроения.

На защиту выносятся следующие основные положения исследования: - анализ особенностей конструкций, технологии изготовления и эксплуатации ротационных агрегатов сельхозмашин, предопределяющих специфику их балансировки;

- классификация ротационных агрегатов сельхозмашин по критерию «гибкость»;

- механико-математическая модель нежесткого ротора;

- моделирование динамики нежесткого ротационного агрегата сельхозмашины;

- новая технология низкочастотной многоплоскостной балансировки нежестких роторов.

Работа выполнялась на кафедре «Теория механизмов и машин» Донского государственного технического университета (ДГТУ) в рамках реализации научно-технической Программы «Научные исследования высшей школы в области производственных технологий», раздел: «Механика в машино- и приборостроении» Минобразования России в 2000 г., а также по грантам Т00-6.1-1044 и Т02-06.1-255 Минобразования РФ, выделенным ДГТУ на проведение фундаментальных исследований в области машиностроения в 2000.2004 гг. Тема работы вкладывается в приоритетные направления научных исследований ДГТУ: «Управление качеством изготовления изделий машиностроительного комплекса» и «Проблемы создания машин и технологических процессов агропромышленного комплекса».

Принятые в работе термины и определения соответствуют ГОСТ Р 19534 /6/.

Автор приносит большую благодарность коллективу кафедры «Теория механизмов и машин» ДГТУ за помощь и содействие в выполнении исследований и оформлении диссертационной работы.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

1. Решение проблемы управления качеством при проектировании и производстве ротационных агрегатов сельхозмашин не может быть осуществлено на существующих теоретических основах механики и балансировки жестких и гибких роторов и требует принципиально нового подхода к моделированию неуравновешенности и динамики нежесткого ротора, каковым является в реальности и должен представляться любой ротационный агрегат.

2. Разработанные новые теоретические положения механики нежесткого ротора позволили установить связь между скоростью со его вращения и дисбалансами, возникающими за счет зависящего от со упругого искривления оси ротора по первой классической форме изгиба. На основе полученных аналитических зависимостей этой связи построена оригинальная механико-математическая модель неуравновешенности нежесткого ротора, использование которой для моделирования традиционно принятой в сельхозмашиностроении низкочастотной двухплоскостной динамической балансировки позволило установить недопустимость ее использования для реальных роторов без адекватного обоснования технологических нормативов ее реализации.

3. Впервые разработанные теоретические положения идентификации параметров механико-математической модели нежесткого ротора, вращающегося со скоростью до первой критической (что характерно для ротационных агрегатов сельхозмашин), открывают широкие возможности создания новых технологий их многоплоскостной низкочастотной балансировки на существующем оборудовании, обеспечивающей уравновешенность и отсутствие упругого прогиба оси нежесткого ротора на всех скоростях 0<(а<соэ<(Окр\ его вращения, что не обеспечивается его двухплоскостной балансировкой с расположением плоскостей коррекции у опор ротора.

4. Экспериментальные исследования динамики нежесткого ротора, проведенные на ротационном режущем аппарате косилки-измельчителя навесной КИН-2,7 и потребовавшие разработки оригинальных методик как постановки экспериментов, так и обработки их результатов, выявили высокий уровень адекватности (расхождение 3,39 %) построенной априорной модели этого агрегата. Эти исследования подтвердили полученные теоретические зависимости по идентификации параметров модели, а также эффективность разработанной оригинальной методики трехплоскостной низкочастотной балансировки нежесткого ротора в обеспечении его уравновешенности на скоростях вращения 0 <су<соэ, что открывает возможности ее широкого использования в практике машиностроения.

5. Анализом чувствительности механико-математической модели нежесткого ротора к точности определения ее параметров установлена необходимость использования в практических расчетах двух типов этих моделей:

- общая априорная модель конструкции ротационного агрегата, индифферентная к точности определения ее параметров и используемая при разработке конструктивных нормативов балансировки при проектировании ротора;

- частная апостериорная модель каждого балансируемого ротора, чувствительная к точности определения ее параметров и используемая в производственных условиях при необходимости проведения трехплоскостной низкочастотной балансировки этого ротора.

Такая дифференциация моделей лежит в основе унификации методов решения проектных и производственных задач создания и управления качеством ротационных агрегатов сельхозмашин.

6. Предложенные методика и формализованный для ЭВМ алгоритм обоснования класса проектируемого ротора по признаку «гибкость», основанные на использовании объективного критерия (4.6) целевого назначения балансировки и ограничений как на безопасность реализации этой операции в производственных условиях, так и на безопасность функционирования ротора в составе действующей машины, вводят, наряду с известными классами жестких, квазигибких и гибких роторов, класс квазижестких роторов, требующих обоснования не только конструктивных, но и технологических нормативов их балансировки. Ликвидируя отраженные в п.1.2 работы неопределенности существующей классификации роторов по этому признаку, предложенная методика, построенная на использовании количественных критериальных оценок, обосновываемых с помощью общей априорной механико-математической модели конструкции нежесткого ротора, не только однозначно определяет по результатам расчетов класс проектируемого ротора по признаку «гибкость», но и обосновывает технологические нормативы его балансировки, гарантированно обеспечивающие достижение ее целевых назначений.

7. Если классы жестких и квазижестких роторов требуют использования традиционной двухплоскостной низкочастотной балансировки с технологическими нормативами D^on2), обоснованными расчетами по установлению класса ротора, то квазигибкие роторы требуют использования обоснованной теоретически и проверенной экспериментально оригинальной трехплоскостной низкочастотной балансировки. Разработанная компьютерная технология такой балансировки, предусматривающая традиционную двухплоскостную балансировку и ряд последующих алгоритмически определенных действий, связанных с получением информации для расчета на ЭВМ и установкой на роторе дополнительных корректирующих дисбалансов D0, Z)KnKp,, D^ в трех плоскостях его корректировки, практически использована при балансировке партии квазигибких ротационных режущих аппаратов косилки-измельчителя КИН-2,7. Этот опыт показал эффективность и достоверность использования предложенной методики и алгоритма идентификации параметров частной механико-математической модели каждого балансируемого квазигибкого ротора при его трехплоскостной балансировке и служит основанием для использования разработанной технологии и требуемых при ее реализации программных средств для ЭВМ при балансировке любых квазигибких ротационных агрегатов.

8. В сельскохозяйственных машинах не допускается использование гибких роторов. Если проектировщик расчетами по разработанному алгоритму классификации роторов по признаку «гибкость» установил принадлежность спроектированной им конструкции к классу гибких роторов, использование построенной при этом общей априорной механико-математической модели конструкции агрегата позволяет ему вносить в нее целенаправленные изменения и расчетами оценивать их эффективность, решая таким образом задачу проектного управления качеством разработанной им конструкции ротационного агрегата.

9. Использование материалов исследования для барабанов измельчителей зерноуборочных комбайнов «Дон-1500Б» и СК-5М «Нива» позволило отнести их к классу квазижестких и обосновать технологические нормативы их двухплоскостной динамической балансировки, гарантированно обеспечивающие выполнение требований конструктора к уравновешенности этих агрегатов в эксплуатации. Внедрение этих нормативов дало значительный эффект в снижении вибраций, генерируемых этими агрегатами при работе комбайнов, и исключении имевших место усталостных разрушений панелей крепления барабанов измельчителей на комбайнах.

1. Ананьев И.В. Справочник по расчету собственных колебаний упругих систем. - М.: ОГИЗ. Гостехиздат, 1946.

2. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М.:Наука, 1988.

3. Бень Н.Я., Шостакович В.В. Сборка и балансировка роторов паровых машин. -М.: Госэнергоиздат, 1933.

4. Векессер В.А. О назначении допусков на дисбаланс роторов турбомашин. Сб. статей «Уравновешивание машин и приборов». -М.: Машиностроение, 1965.

5. Вернигор В.Н., Игумнов И.Н., Воинова В.В. Метод решения задач нестационарных колебаний роторов с использованием вычислительных комплексов, реализующих метод конечных элементов. Справочник. Инженерный журнал, №5, 2005.

6. ГОСТ Р 19534. Балансировка вращающихся тел. Термины.

7. ГОСТ Р 12327. Машины электрические вращеающиеся. Отаточные дисбалансы роторов. Нормы и методы измерений.

8. ГОСТ Р 22061. Машины и технологическое оборудование. Система классов точности балансировки. Основные положения.

9. ГОСТ Р 25466. Вибрация. Роторы гибкие паротурбинных агрегатов. Требования к балансировке.

10. Ю.Дарков А.В., Шпиро Г.С. Сопротивление материалов. Изд. 3-е. -М.: Высшая школа, 1969.

11. Ден-Гартог Дж. П. Теория колебаний. М.: ГТТИ, 1942.

12. Диментберг Ф.М., Шаталов К.Т., Гусаров А.А. Колебания машин. -М. Машиностроение, 1964.

13. Диментберг Ф.М. Изгибные колебания вращающихся валов. -М.:Изд. АН СССР, 1959.

14. Дьяченко П.Е. Балансировка деталей в авиационном машиностроении. -М.: ОНТИ, 1938.

15. Зенкевич В. А. Особенности уравновешивания роторов высокооборотных электрических машин М.: ЦИНТИ электротехнической промышленности и приборостроения, 1961

16. Кин Н. Тонг. Теория механических колебаний. М.:ГНТИ машиностроительной литературы, 1963.

17. Колесник Н.В. Статическая и динамическая балансировка. M.-JL: Машгиз, Ленингр. отд-ние, 1954.

18. Левит М.Е. Теория и практика уравновешивания турбомашины. В сб. «Уравновешивание машин и приборов». - М.: Машиностроение, 1965.

19. Левит М.Е., Рыженков В.М. Балансировка деталей и узлов. М.: Машиностроение, 1986.

20. МС ИСО 1940. Качество балансировки вращающихся жестких тел. -М.:Изд-во стандартов, 1973.

21. МС ИСО 5406. Балансировка гибких роторов. М.:Изд-во стандартов, 1980.

22. МУ 105-0-052-80. Оптимизация параметров точности сборочных единиц и деталей изделий. Киев:ВНИИживмаш, 1980.

23. Петров Г.Н., Савелова А.А. Методы уравновешивания роторов. -М.:Машгиз, 1956.

24. Полушкин О.А. Изыскание и разработка методики оптимального нормирования остаточного дисбаланса ротационных узлов зерноуборочных машин: Дисс. . канд. техн. наук: 05.06.01. Ростов н/Д: РИСХМ, 1968.

25. Полушкин О.А. Научные основы нормирования точности исполнения агрегатов сельхозмашин на базе моделирования их динамики и процессов функционирования: Дисс. . д-ра техн. наук: 05.06.01. Ростов н/Д: РИСХМ, 1983.

26. Полушкин О.А., Декамили JI.E., Фокин В.А. Анализ и синтез статической модели функционирования балансировочного станка. -Динамика узлов и агрегатов сельскохозяйственных машин. -Межвуз. сб. науч. тр. Ростов-на-Дону: Изд-во РИСХМ, 1993.

27. Полушкин О.А., Фокин В.А. Теоретические основы балансировки роторов. Типовые методы определения дисбалансов. -Методические указания. Вып.1 Ростов-на-Дону: Изд-во ДГТУ, 1994.

28. Полушкин О.А., Фокин В.А., Каныгин Г.И. Классификация роторов кормо- и зерноуборочных комбайнов как объектов балансировки. -Динамика, прочность и надежность сельскохозяйственных машин. -Межвуз. сб. научн. тр. Ростов н/Д: Изд-во ДГТУ, 1996.

29. Рунов В.Т. Уравновешивание турбоагрегатов на электростанциях. -M.-JL: Госэнергоиздат, 1963.

30. Самаров Н.Г. Статико-динамическое уравновешивание упруго-деформируемых роторов. В сб. «Уравновешивание машин и приборов». - М. Машиностроение, 1965.

31. Самойлов В.А. Вибрации агрегатов электростанций и балансировка роторов. -М: Госэнергоиздат, 1949.

32. Современные методы и средства балансировки машин и приборов. Под ред. Щепетильникова В.А. М.: Машиностроение, 1985.

33. Справочник машиностроения. В 6-и т. Т.1. Под ред. Н.С. Ачеркана. М.: Машгиз, 1960.

34. Справочник по балансировке. -М.Машиностроение, 1992.

35. Теория и конструкция балансировочных машин. /Под ред. проф. Щепетильникова В.А. М.:Машгиз, 1963.162

36. Теория и практика уравновешивания машин и приборов. /Под. ред. проф. Щепетильникова В.А. М.Машиностроение, 1970.

37. Теория и прктика балансировочной техники. /Под. ред. проф. Щепетильникова В.А. М.Машиностроение, 1973.

38. Уравновешивание машин и приборов. /Под. ред. проф. Щепетильникова В.А. М.:Машиностроение, 1965.

39. Фрейдберг В.З. Балансировка автомобильных деталей и балансировочные станки. -М.ЮНТИ, 1938.45 .Чистяков А. А. Определение допустимой неуравновешенности роторов авиационных ГТД. В сб. «Уравновешивание машин и приборов». - М. Машиностроение, 1965.

40. Шаталов К.Т. Вынужденные колебания линейных цепных систем при учете всех внешних и внутренних трений. М.:Изд-во АН СССР, 1949.

41. Шитиков Б.В. Динамическая балансировка роторов. -М. :Трансжелдориздат, 1951.

42. Щепетильников В.А. Определение допустимых дисбалансов для вращающихся частей машины. В сб. «Теория и конструкция балансировочных машин». -М.: Машгид, 1963.

43. Щепетильников В.А. Современное состояние балансировочной техники. В сб. «Уравновешивании машин и приборов». - М.: Машиностроение, 1965.