автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.03, диссертация на тему:Совершенствование методов и средств диагностирования агрегатов гидросистемы трактора по параметрам вибраций



На правах рукописи

Перцев

Сергей Николаевич

Совершенствование методов и средств диагностирования агрегатов гидросистемы трактора по параметрам вибраций.

Специальность: 05.20.03 - эксплуатация, восстановление и ремонт сельскохозяйственной техники

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Санкт - Петербург - Пушкин 1997 г.

Работа выполнена в Санкт-Петербургском государственном аграрном университете.

Научный руководитель: засл. деятель науки и техники РФ, доктор

технических наук, профессор В.А. Аллилуев.

Научный консультант: кандидат технических наук A.A. Онучина Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Николаенко A.B.

кандидат технических наук, доцент Мартынов Б.Г.

Ведущее предприятие: Научно-исследовательский и проектно-технологический институт механизации и электрификации сельского хозяйства Нечерноземной зоны РФ.

Защита состоится « 24 » июня 1997 г. в/'/час.З&'ьтя. на заседании специализированного совета К 120.37.05 по присуждению ученой степени кандидата технических наук в Санкт-Петербургском государственном аграрном университете по адресу: 189620, Санкт-Петербург - Пушкин, Академический проспект, 23, ауд. 719.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского государственного аграрного университета.

CtQ

Автореферат разослан <t<6o> . ZC.Q, J? 1997 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, доктор технических наук

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ.

Актуальность темы. На современных тракторах сельскохозяйственного назначения широко применяется гидравлический привод. Гидравлическая навесная система существенно улучшает показатели сельскохозяйственных агрегатов, но в процессе эксплуатации по мере износа составных элементов гидронавесной системы появляется целый ряд отказов.

Существующие методы и средства контроля технического состояния гидронавесной системы трудоемки и требуют монтажа и вмешательства в замкнутый контур. Наиболее эффективными являются безразборные методы при диагностировании гидроагрегатов. Одним из таких является виброакустический метод. Он позволяет диагностировать состояние гидравлической системы по параметрам вибрации. В связи с этим совершенствование существующих и разработка новых методов и средств контроля технического состояния агрегатов гидросистемы представляет научный и практический интерес.

Цель исследования. Совершенствование безразборного метода и средств диагностирования агрегатов тракторных гидросистем на основании контроля параметров вибраций.

Объект исследований. Агрегаты гидронавесной системы (ГНС) трактора МТЗ-80, как наиболее развитой и многофункциональной из раз-дельно-агрегатируемых гидросистем, используемых в сельскохозяйственных тракторах.

Научная новизна. Установлена и исследована связь и получены аналитические зависимости между величиной подачи рабочей жидкости насосом и параметрами колебаний цапфы подшипника скольжения шестеренчатого насоса, а также параметров колебаний перепускного и предохранительного клапанов распределителя от эксплуатационной настройки предохранительного клапана Разработаны методики определения амплитудно-частотных характеристик колебательной системы гидронасоса и распределителя трактора Определены средства, рациональные режимы и технология диагностирования агрегатов ГНС в условиях эксплуатации при помощи разработанных средств и переходных устройств.

Практическая ценность. Применение разработанной технологии диагностирования агрегатов ГНС с использованием накладного вибропреобразователя позволяет без вмешательства в замкнутый контур определять параметры технического состояния гидронасоса и распределителя, дает возможность автоматизировать процесс диагностирования, повысить ресурс гидросистемы и эффективность работы машинно-тракторного агрегата, снизить трудоемкость диагностирования и ТО.

Реализация результатов исследований. Результаты исследований реализованы в автоматизированном машинотестере К539 (КИ-13950-ГОСНИТИ) и в малогабаритном электронном приборе, принятом к внедрению ГОСНИТИ и получившим шифр КИ-5981 -ГОСНИТИ. Технология диагностирования проверена в лабораторных испытаниях совместно с ГОСНИТИ и рекомендованы к внедрению, что подтверждено соответствующими актами.

Апробация работы. Основные результаты исследований доложены, обсуждены и одобрены на научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава, научных работников и аспирантов Санкт-Петербургского государственного аграрного университета в 19921997 г.г.

Публикации. Основные положения диссертационной работы изложены в 2 публикациях.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, 5 разделов, общих выводов, списка литературы из 160 наименований и 5 приложений. Текстовая часть изложена на 169 страницах машинописного текста, иллюстрирована 36 рисунками и 11 таблицами.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ.

Во введении обосновывается актуальность темы и излагаются положения, которые выносятся на защиту.

В первом разделе рассматриваются особенности эксплуатации и дается анализ неисправностей ГНС трактора и причин их возникновения. Проанализированы методы и средства обнаружения неисправностей гидросистемы, а также вибрации в шестерёнчатых насосах гидравлических систем и перепускного клапана распределителя.

Научной базой для создания и совершенствования методов и средств диагностирования ГНС являются работы В.П. Павлова, И. А. Бир-гера, В.П. Вегера, В.А. Дидур, Я.Х. Закина, В.М. Михлина, П.П. Пархоменко, Т.А. Сырицина, В.А. Аллилуева и других ученых, посвященные вопросам технического диагностирования, и труды в области гидравлики, выполненные Т.М. Баштой, Н.С. Гамыниным, Д.Н. Поповым, В.Н. Прокофьевым, H.A. Слезкиным.

Конкретные вопросы диагностирования ГНС рассматривались в работах Т.М. Алексеевой, C.B. Колосова, P.A. Макарова, С.А. Морозова, A.A. Онучиной, И. А Паотсо, Г.Г. Пимонова, П.М. Черейского и др.

Анализ неисправностей ГНС трактора и причин их возникновения показал, что в условиях эксплуатации наряду с наличием большого числа отказов в работе ГНС наблюдается недоиспользование ресурса агрегатов. В частности, до 36 % гидронасосов типа НШ, поступающих в ремонт, не нуждаются в нем. В капитальный ремонт зачастую поступают распределители, требующие лишь регулировки клапанов. Все это свидетельствует о необходимости разработки более эффективных методов и технологий диагностирования. Основным недостатком большинства методов является необходимость вмешательства в замкнутый контур ГНС, приводящего к потерям рабочей жидкости, ее загрязнению и дополнительным неисправностям. Безразборные методы диагностирования ГНС не нашли широкого применения, в частности, из-за недостаточной исследованности вибрационного процесса агрегатов гидросистемы.

Рассмотрение вибраций в шестерёнчатых насосах гидравлических систем при его работе и вибраций перепускного клапана распределителя позволили сделать вывод о возможности диагностирования агрегатов ГНС виброакустическим методом, приемлемым для практического применения. На основании проведенного анализа, имеющихся исследований, и цели работы были поставлены следующие задачи исследования:

1. Разработать метод виброакустического диагностирования агрегатов гидронавесной системы трактора применительно к задачам оценки ее технического состояния.

2. Исследовать амплитудно-частотные характеристики вибрационного процесса насоса и распределителя и обосновать наиболее информативные частоты диагностического сигнала при их различном техническом состоянии.

3. Исследовать влияние показателей работы гидросистемы на диагностические параметры.

4. Определить аналитические зависимости диагностических параметров агрегатов гидросистемы, позволяющими диагностировать их техническое состояние без разборки узлов автоматизированными системами и электронными приборами.

5. Исследовать влияние эксплуатационных факторов на достоверность виброакустического метода

6.Разработать средства и технологию диагностирования гидронавесной системы трактора МТЗ-80/82 на основе виброакустического метода.

Во втором разделе проведено обоснование применения вибрационного метода; рассмотрен процесс формирования диагностического сигнала; проведены анализ сил, возникающих при работе гидронасоса и распределителя, и анализ колебаний гидроагрегатов, вызванных этими силами.

В процессе эксплуатации в результате износа сопряжений насоса (например, износа подшипников) увеличивается межцентровое расстояние и угол зацепления. Однако при увеличении межцентрового расстояния фактическая рабочая длина линии зацепления становится меньше расчетной. По этой причине в момент вступления в зацепление новой пары зубьев во впадине остается часть масла, которая переносится обратно во всасывающую камеру. Масло, находящее во впадине, при выходе из зацепления пары зубьев ухудшает условие всасывания. В силу этого износ постелей подшипниковых обойм приводит к изменению характеристики подачи масла насоса Таким образом, объемные потери в насосе зависят не только от герметичности качающего узла, но и от монтажной размерной цепи межцентрового расстояния и от погрешности основных шагов

шестерни, так как от них зависит рабочая длина линии зацепления. Следовательно, производительность насоса запишется

о^в), (1)

где: С|- производительность насоса , л/мин; Б - геометрический зазор в насосе, м.

Наибольшие вибрации вызываются силами инерции вращающихся масс в гидронасосе. Они являются причиной появления интенсивных низкочастотных составляющих в спектре вибраций корпуса гидронасоса Неравномерный износ, увеличение зазора и дисбаланса приводит к увеличению вибрации на частоте, кратной частоте вращения вала гидронасоса. Инерционные'силы обусловлены величиной эксцентриситета. Следовательно, силы инерции от действия центробежных сил определяется:

Рви = га£Ф2. (2)

где: Рим " сила инерции, Н, ш - масса цапфы, кг, <в - угловая скорость цапфы подшипника скольжения гидронасоса, с"1; е - эксцентриситет, м.

Цапфа в подшипнике совершает движение на упругой масляной подушке. При постоянной нагрузке или ее отсутствии и при постоянной угловой скорости цапфа займет определенное положение. Внешние силы будут уравновешены поддерживающей силой масляного слоя. При этом цапфа сместится перпендикулярно направлению нагрузки в сторону равновесия (рис. 1).

Сила, действующие на цапфу со стороны смазки, складываются из сил внутреннего давления Ре, направленных радиально, и сил трения Р^, направленных касательно поверхности цапфы. Силы Ре и Ра являются со-

О

Рис.1. Расчетная схема: О - геометрический центр подшипника, Ог центр цапфы, 02 - центр тяжести массы цапфы; О1О2 = в - эксцентриситет центра тяжести цапфы, а - угол, характеризующий положение центра цапфы.

ставляющими результирующих реакций смазочного слоя. При неизменных значениях нагрузок W на шестерню со стороны рабочей жидкости направления действия этих сил останется постоянным.

С учетом силы тяжести FT уравнение движения цапфы при наличии нарушений геометрии узла цапфа - подшипник и с учетом торцевых утечек смазочной жидкости в проекции на ось х и у запишется

mx = meco2 cos cot - Ре cosa - Pa sin a + FT + Wsina, (3) my = meco2 sincot - Pe sina - Pa cos a - W cosa, (4)

где: x,y - ускорение в проекциях на ось х,у соответственно; м/с2; Ре - радиальная сила внутреннего давления со стороны смазки, Н; Ра - касательная сила трения со стороны масляного слоя, Н; W - нагрузка на подшипник, Н.

Для установления зависимости между техническим состоянием подшипника скольжения и колебаниями корпуса гидронасоса, на котором установлен первичный преобразователь, рассмотрена механическая колебательная система Вращающаяся цапфа под действием центробежных сил инерции через подшипники скольжения воздействуют на колеблющуюся систему, вызывая, с одной стороны, колебания ее обособленных масс, соединенных упругими связями, и, с другой стороны - относительно упругие колебания распределенных масс в виде соответствующих им переменных напряжений в материале на пути акустического канала от подшипника

Дифференциальное уравнение движения сосредоточенных масс преобразователя и объекта диагностирования с учетом того, что для конкретной системы значения жесткости и демпфирования есть величины постоянные, запишется в виде

d2x/dt2 + cj =F(t)/M, (5)

2

где: Ci = ©о х - величина, зависящая от жесткости крепления измерительного преобразователя к объекту и демпфирования системы «объект - датчик», определяется опытным путем; ш0 - собственная частота, Гц; х - отклонение колеблющегося тела от положения равновесия, м;

M=mim2/(mi+m2) - приведенная масса системы, кг; F(t) - возмущающая сила, Н.

Колебательное движение материальных тел при вибрации удовлетворяет уравнению вынужденных колебаний. Силой вынужденных колебаний корпуса шестеренчатого насоса будет сумма сил

d2x/dt2 + cj= [emoo2 - Ра - Ре +W]/M, (6)

d2x/dt2=(Emca2 /М)-В, (7)

где: B=((Pa+Pe-W)/M)-Cl.

Центробежная сила ею m является функцией периодической с периодом частоты вращения вала насоса Вибрации, воспринимаемые измерительным преобразователем, по величине будут прямопорциональны переменной составляющей эксцентриситета из-за роста сил инерции в переносном движении. Увеличение эксцентриситета вызывается износом деталей и увеличением зазоров в сопряжении «подшипника - цапфа».

Центробежные силы, являясь вынужденными инерционными силами, зависят от угловой скорости вращения цапфы подшипника Поэтому при постоянных массе вала насоса, эксцентриситете с увеличением угловой скорости увеличивается вынуждающая сипа и вместе с ней увеличивается амплитуда вибраций.

При измерении неуравновешенности побочные колебания затрудняют измерения, что может быть исключено подбором скоростного режима Устранение внутренних помех может происходить только путем подбора режима работы и варьирования параметров колебательной системы. Применение оптимальной частотной фильтрации позволяет выделить те участки спектра полезного сигнала, на которых его амплитуда максимальна по сравнению с помехой.

При изменении вибросигнала с изменением теплового режима гидросистемы изменяется амплитуда, т.к. изменяется вязкость масла, зависящая от температуры рабочей жидкости. Зависимость амплитуды вибросигнала от температуры рабочей жидкости устанавливается экспериментально, т.к. трудно учесть все факторы , действующие при этом.

Зависимость амплитуды колебаний перепускного клапана от регулировки предохранительного клапана показана при рассмотрении баланса

сил, действующих на перепускной клапан, движущийся вниз под действием силы инерции сжатой пружины. На открытый перепускной клапан распределителя гидронавесной системы действует статическое и динамическое давления, приводящие к возникновению сил, различных по величине и направлению.

Возмущающей силой, вызывающей колебания корпуса распределителя, является сила инерции движущегося вниз перепускного клапана Сила вибрационного воздействия равна силе инерции и противоположна ей направлена

Рв=р! ^ -Нп^ +р2Г4-Рпр -Рт1-Рт2 -р^з^-б^-бЬк-Мл-К, (8) где: Рв - возмущающая сила, р] - давление в нагнетательной магистрали распределителя, Па; р2 - давление на сливе в гидробак, Па; р3 - давление в подпоршневой полости, Па; £ - площадь верхней части поршня, м2; -площадь нижней части поршня перепускного клапана, м2; Г3 - площадь нижней части грибка клапана, м2; £( - площадь верхней части грибка клапана, м2; тк - маса клапана, кг; g - ускорение силы тяжести, м/с2; Бщ, -усилие предварительного сжатия пружины, Н; Б-п - сила трения, возникающая в случае концентрического расположения клапана во втулке, Н; Ри - сила трения потока рабочей жидкости о боковую поверхность клапана, Н; 5 - жесткость пружины клапана, Н/м; Ьк - изменение высоты подъема клапана, вызванное колебаниями подачи гидронасоса, м; - высота подъема клапана, соответствующая среднему значению подачи гидронасоса, м; N - осевая составляющая гидродинамической силы, соответствующая среднему значению подачи, Н; N1 - осевая составляющая гидродинамической силы, соответствующая величине колебания подачи, Н.

Для установления зависимости между техническим состоянием системы «гидронасос - распределитель» и колебаниями корпуса распределителя, на котором установлен первичный преобразователь, рассмотрена механическая колебательная система Дифференциальное уравнение движения сосредоточенных масс преобразователя и объекта диагностирования, аналогично (б), с учетом конкретной системы, полагая, что в гидросистеме изменяется два параметра - подача насоса и давление срабатыва-

ния предохранительного клапана, для определенных перепада давлений на щели перепускного клапана и температуре рабочей жидкости имеем С^Х/^Г^А+СОД-РПР/ М, (9)

где: А =((РЛ - Р3 £ - Р^, - Рп - Ртз + т^)/М)- с2,

С = Й+1) [уУ2со5(и/2)-(3/щ 7Г£ш(и/2)\'(2е(Р1-Р2)/у]/М. Таким образом, амплитуда виброускорения зависит от количества жидкости, подаваемой гидронасосом, и от регулировки предохранительного клапана при постоянной температуре (вязкости масла) и частоте вращения вала насоса

Для определения давления срабатывания предохранительного клапана необходимо рассмотреть колебания не только перепускного, но и предохранительного клапана

Дифференциальное уравнение определяющее зависимость технического состояния предохранительного клапана от амплитуды колебаний корпуса распределителя в этом случае запишется

сРх/Сс^Д+Р'пр/М, (Ю)

где: Д =(( р1 Гз - 5Ь к - N - Р*т + т*К §)/М)- Ст, Р пр - сила предварительного натяжения пружины предохранительного клапана, Н; п к - высота подъема клапана, м; К* - осевая составляющая гидродинамической силы, Н; £5 - площадь предохранительного клапана, м2; Р*т - сила трения потока рабочей жидкости о боковую поверхность предохранительного клапана, Н; т*к - масса предохранительного клапана, кг.

Амплитуда колебаний предохранительного клапана будет зависеть только от натяжения пружины, т.е. вибрационным способом возможно определять давление срабатывания предохранительного клапана

В третьем разделе дается описание применяющейся в процессе исследований контрольно - измерительной аппаратуры, экспериментальных установок, излагается методика проведения экспериментальных исследований и обработки полученной информации.

В качестве объекта исследований выбрана ГНС трактора МТЗ-80, как наиболее развитая и многофункциональная из раздельно-агрегатных систем, используемых на сельскохозяйственных тракторах. Исследования

проводились на стенде КИ-4815М-ГОСНИТИ и на тракторе МТЗ-80 при различных эксплуатационных режимах работы ГНС.

Контрольно - измерительная и регистрирующая аппаратура выбрана с учетом поставленных задач и включает: автоматизированный машино-тестер (AMT) КИ - 13950 - ГОСНИТИ, гидравлический стенд КИ-4815М-ГОСНИТИ со штатными манометрами и счетчиками давления и термометром, анализатор спектра фирмы «Брюль и Къер», осциллограф лучевой С1-93, комплект диагностический КИ -5373 - ГОСНИТИ, анализатор вибрационный диагностический (АВД), широкополосный усилитель Ф-1510, модернизированный цифровой индикатор параметров дисбаланса дизелей КИ-5981-ГОСНИТИ, источник питания Б5-9, виброакселераторы Д-14, индукционные отметчики ОВИ, оптронная пара отражательного типа. Первичные преобразователи устанавливались на объект диагностирования посредством разработанных переходных устройств.

Проверка и тарировка приборов и аппаратуры производилась перед проведением эксперимента и после его окончания.

Методика экспериментальных исследований включала: определение влияния теплового режима работы гидросистемы трактора на величину диагностического параметра, исследование амплитудно-частотных характеристик агрегатов гидросистемы на стенде КИ-4815М-ГОСНИТИ и на их основе определение зон установки первичных преобразователей, определение зависимости вибросигнала от технического состояния насоса и давления срабатывания предохранительного клапана, определение оптимального скоростного режима работы гидросистемы трактора при диагностировании.

Для определения степени влияния различных факторов на формирование диагностических параметров реализованы факторные эксперименты типа ПФЭ 24 и ПФЭ 23. Его планирование осуществлялось на основе изучения априорных данных, аналитических и экспериментальных исследований.

Обработка экспериментальных данных и получение вероятностно-статических характеристик проводились на ПК ЮМ 486DX4 по пакету прикладных программ «STATISTIKA».

В четвертом разделе приводятся результаты экспериментальных исследований.

Предварительные исследования позволили определить возможный диапазон колебаний температуры рабочей жидкости при диагностировании и определить пределы диагностирования параметров, где сигнал наиболее стабилен (^=50 - 55 °С).

После анализа амплитудно-частотных характеристик были выбраны диагностические параметры: виброускорение корпуса распределителя, которое возникает в результате действия сил инерции перепускного и предохранительного клапанов, и виброускорение корпуса гидронасоса, которое возникает в результате действия центробежных сил при вращении вала насоса. Наиболее чувствительна к изменению подачи насоса частота виброускорения выходного параметра вибропреобразователя, равная 4 кГц, давления срабатывания предохранительного клапана частота виброускорения, равная 6 кГц, зазора в подшипнике скольжения гидронасоса частота виброускорения выходного сигнала, кратная частоте вращения вала насоса и равная 25 Гц. В последнем случае имеется возможность применения малогабаритного прибора КИ-5981-ГОСНИТИ.

Опираясь на полученные результаты, для трактора МТЗ-80 был определён скоростной режим для проведения диагностирования шестерёнчатого насоса - 2000 мин'1, т.к. с ростом частоты вращения от минимальных до 2000 мин'1 уменьшается дисперсия диагностического параметра, увеличивается стабильность. При дальнейшем увеличении частоты вращения показания амплитуды параметров неустойчивы, имеется большой разброс значений, что делает затруднительным проведение измерений. Поэтому, данный режим не может быть определен для проведения диагностических операций, (рис.2).

Для диагностирования распределителя скоростной режим брался также равным 2000 мин"1 на основе ранее проведенных исследований.

В результате лабораторных исследований были реализованы все возможные сочетания факторов двухуровневого четырехфакгорного эксперимента ПФЭ 24 и трехфакторного эксперимента ПФЭ 23. Учитывая вероятностный характер диагностических параметров, были проведены

проверки гипотез о нормальном законе их распределения по критерию Пирсона после проведения обоих экспериментов.

Проведенные эксплуатационные исследования показали возможность реализации метода диагностирования гидроагрегатов трактора в сборе по параметрам виброускорения с использованием малогабаритного прибора КИ-5981 -ГОСНИТИ и автоматизированного машинотесгера КИ-1395О-ГОСНИТИ.

Рис.2 Зависимость амплитуды виброускорения корпуса насоса от частоты вращения двигателя на частоте, кратной частоте вращения вала

Рис. 3 Экспериментальные и аналитические зависимости диагностического параметра от величины подачи при давлении срабатывания предохранительного клапана: 1-14,5 МПа, 2 - 15 МПа, 3 - 15,5 МПа, 4 -16 МПа;

_экспериментальная,

___теоретическая.

Рис. 4 Экспериментальная и теоретическая зависимости амплитуды колебаний предохранительного клапана от давления срабатывания

_экспериментальная

__теоретическая

Щ5 9

я н

/

/

/

£00 Ж

/ООО

п

то поо мг' 2.ш

Й

3 / Л/

V. У //

%ин к2

15 ф ЦЦ„ 16,5 Р-

В результате проведенных исследований получены зависимости (рис. 3) амплитуды вибраций корпуса распределителя от количества жидкости, протекающей через щель перепускного клапана распределителя с целью определения технического состояния системы «гидронасос - распределитель», а также зависимость (рис.4) алпигатуды вибраций предохранительного клапана от предварительного натяжения пружины с целью его регулировки на заданное давление срабатывания. Коэффициент парной корреляции составил 0,85 - 0.94. Зависимость имеет не линейный характер.

Получена зависимость (рис. 5) амплитуды вибраций корпуса гидронасоса от его подачи. Данная зависимость носит нелинейный характер. Коэффициент корреляции составляет 0,8 - 0,95. Предельному значению подачи гидронасоса будут соответствовать предельные значения диагностических параметров для обоих случаев.

Рис. 5 Экспериментальная и теоретическая зависимости диагно- г сгического параметра от подачи насоса: Й _экспериментальная,

___теоретическая.

' »5 <¿4 30 35 42 лкаН 54

а-

При определении допустимых значений диагностического параметра были рассчитаны вероятности ошибок первого рода (исправный агрегат принимается неисправным) и второго рода (неисправный агрегат принимается исправным). Вероятность ошибок первого рода равна 0,308, вероятность ошибок второго рода 0,011.

При диагностировании точность измерения оценивалась также чувствительностью метода При изменении диагностического параметра значение структурного изменялось на 23,4% при установке датчика на распределитель. Абсолютная погрешность при этом равнялась 0,15 МПа, относительная -10,3%.

При установке датчика на гидронасос при изменении диагностического параметра значение структурного изменялось на 25,6%. Абсолютная погрешность в этом случае равнялась 2,6 л/мин, относительная погрешность - 9,8 %.

В пятом разделе представлены технология контроля параметров гидросистемы на тракторе в эксплуатационных условиях с использованием малогабаритного прибора КИ-5981-ГОСНИТИ и автоматизированного машинотестера КИ-13950-ГОСНИТИ и переходных устройств и определен экономический эффект, указанный в выводах.

Общие выводы.

1. В результате исследований разработан виброакустический метод диагностирования гидронавесной системы применительно к задачам оценки внутренних утечек через зазоры в гидронасосе по величине колебаний цапфы в подшипнике скольжения и через зазоры запорно - регулирующих элементов по величине звуковых и ультразвуковых колебаний, излучаемых турбулентным потоком. Применение разработанного метода в комплексе с расходомерными методами позволит снизить в 2-3 раза трудоемкость диагностирования элементов гидросистемы и обеспечить его технологичность.

2. На основе амплитудно-частотных характеристик вибрационного процесса распределителя и гидронасоса определены и обоснованы наиболее информативные частоты диагностического сигнала ддя диагностирования технического состояния предохранительного клапана 6 кГц и для диагностирования технического состояния гидронасоса 25 Гц, что соответствует наибольшей чувствительности и информативности амплитуд частот к изменению технического состояния.

3. На основании исследований влияния показателей работы гидросистемы на диагностический сигнал получены уравнения регрессии и обоснованы наиболее рациональные тепловой и скоростной режимы: температура рабочей жидкости в пределах 50 - 55 °С, частота вращения вала насоса 1760 мин'1 (2000 мин"1 коленчатого вала), что обеспечивает наименьшую погрешность измерений в пределах 90 - 95%.

4. Получены аналитические зависимости связи параметров вибросигнала с параметрами , характеризующими техническое состояние агрегатов гидросистемы. Амплитуда диагностического сигнала, снимаемого с корпуса гидронасоса, имеет парабалическую зависимость от величины подачи насоса. Амплитуда вибросигнала, снимаемого с корпуса распределителя , имеет линейную зависимость от величины давления срабатывания предохранительного клапана

5. Исследовано влияние эксплуатационных факторов на достоверность виброакустического метода При измерении производительности насоса виброакустическим методом значение структурного параметра изменялось на 25,6% при абсолютной погрешности 2,6 л/мин, относительной - 9,8 %. При измерении давления срабатывания предохранительного клапана распределителя виброакустическим методом значение структурного параметра изменялось на 23,4% при абсолютной погрешности 0,15 МПа, относительной - 10,3 %.

6. Средняя оперативная трудоемкость проведения диагностических работ при использовании разработанной технологии составила с применением КИ-5981-ГОСНИТИ - 0,43 чел.ч, ис применением AMT - 0, 46 чел.ч.

11. Экономический эффект от внедрения результатов исследований достигается во время эксплуатации ja счёт увеличения ресурса двигателя не менее чем, на 15%; увеличения эффективной мощности двигателя на 10... 12% и уменьшения расхода рабочей жидкости и топлива на 10... 15% и за счёт снижения оперативной трудоемкости контроля основных параметров гидросистемы трактора в 3 раза

Основные материалы диссертации изложены в следующих работах:

1. Перцев С.Н. К вопросу диагностирования насоса НШ-32-2К виброакустическим методом. Рукопись представлена С.- Петербургским ГАУ/ НИИТЭИагропромом, 1996, №44 ВС- 96. - С.7.

2. Перцев С.Н. Колебания в подшипниках скольжения шестеренчатого насоса Рукопись представлена С.- Петербургским ГА.У/ НИИТЭИаг-ропромом, 1996, №43 ВС- 96. - С. 7.

Подписано к печати ¡8.05.97 г. Объем 1,0 ал. Тираж 100 экз. Формат 84х10\8 ЭТО «Эталон», Санкт-Петербург, ЬСшпговнча, 4а