автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.03, диссертация на тему:Совершенствование средств и технологии диагностирования дисбаланса дизеля на зерноуборочном комбайне с целью его снижения в эксплуатационных условиях (на примере комбайна Дон-1500)

СДНК,Т-]^1ЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ' АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

1 о (ьев 1993

На правах рукописи

ЦОГОЕВ АЛАН ЮРЬЕВИЧ

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ СРЕДСТВ И ТЕХНОЛОГИИ ДИАГНОСТИРОВАНИЯ ДИСБАЛАНСА ДИЗЕЛЯ НА ЗЕРНОУБОРОЧНОМ КОМБАЙНЕ С ЦЕЛЬЮ ЕГО СНИЖЕНИЯ В ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ УСЛОВИЯХ (НА ПРИМЕРЕ КОМБАЙНА ДОН - 1500)

Специальность 05. 20. 03. - эксплуатация, восстановление и ремонт

сельскохозяйственной техники

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Санкт-Петербург-Пушкин 1998

Работа выполнена в Санкт-Петербургском государственном аграрном университете.

Научные руководители: заслуженный деятель науки и техники РФ, доктор технических наук, профессор Аллилуев В.А.

кандидат технических наук, доцент Калаев С.С.

Научный консультант: кандидат технических наук, доцент Муравьев К.Е.

Официальные оппоненты: доктор технических наук Соминич A.B.

кандидат технических наук Мартынов Б.Г.

Ведущее предприятие: Научно-исследовательский и проектно-

технологический институт механизации и электрификации сельского хозяйства Нечерноземной зоны РФ.

Защита состоится « 24 » 1998 г. в часов 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 пр., 23, ауд. 719.

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

Автореферат разослан « 22 » 1998 года

Ученый секретарь специализированного совета, доктор технических наук,

Смирнов В.Т.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ.

Актуальность темы: Значительную роль в повышении эффективности использования машинно-тракторного парка играет его своевременное техническое обслуживание и ремонт с применением новейших методов и средств диагностирования. Внедрение средств диагностирования в передовых хозяйствах в 2 - 2,5 раза увеличивает межремонтные сроки и на 30-40% сокращает затраты на техническое обслуживание и ремонт машин.

Среди факторов, определяющих долговечность и безотказность агрегатов и систем как моторно-силовой установки, так и комбайна в целом, вибрация занимает одно из ведущих мест.

Вибрации нарушают нормальные условия эксплуатации комбайна, ухудшают технологический процесс и снижают эксплуатационную надежность агрегатов, а также вредно влияют на организм человека, вызывая физиологические расстройства.

Основными задачами при исследовании вибрационного состояния моторно-силовой установки являются снижение вибрации в источниках их возникновения и выявление возможности уменьшения передачи колебательной энергии через оперные связи. Постоянно действующим источником вибрации комбайна является моторно-силовая установка, в частности, ее внешняя неуравновешенность и конструкция подвески. Существующие средства контроля дисбаланса трудоемки и требуют демонтажа моторно-силовой установки и применения специального балансировочного оборудования, что в условиях эксплуатации невозможно. В этой связи совершенствование существующих методов и средств контроля и снижения дисбаланса моторно-силовой установки в сборе на комбайне является актуальным и имеет научное и практическое значение.

Цель исследования. Повышение безотказности и улучшение вибрационных характеристик дизеля и комбайна в целом на основе диагностирования и снижения дисбаланса моторно-силовой установки в эксплуатационных условиях и сервисных МТС.

Объект исследований. Вибрационный процесс моторно-силовой установки комбайна Дон-1500.

Научная новизна. Способ и теоретическое обоснование формирования диагностического вибросигнала, его выделение из общего вибрационного фона. Аналитические зависимости виброперемещения и виброускорения моторно-силовой установки от величины неуравновешенной массы вращающихся и возвратно-поступательно движущихся деталей. Обоснование возможности балансировки моторно-силовой установки в сборе на комбайне в условиях эксплуатации.

Практическая ценность. Метод, средства и технология позволяют осуществлять балансировку вращающихся деталей моторно-силовой установки на комбайне. Разработанная методология диагностирования и

балансировки дизеля на комбайне, направлена на увеличение ресурса и повышения эффективности работы уборочных машин.

Реализация результатов исследований. Результаты исследований реализованы в малогабаритном цифровом индикаторе параметров вибрации тракторных и комбайновых дизелей. Прибор КИ-28062 ГОСНИТИ-СПГАУ и технология прошли эксплуатационную проверку и внедрены в учебно-опытном хозяйстве им. проф. А.Саламова Горского ГАУ, учебном процессе Санкт-Петербургского ГАУ, Новгородской и Нижегородской сельскохозяйственных академий.

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 1995...97 гг.

Публикации. Основные положения диссертационной работы изложены в 6 публикациях.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех разделов, общих выводов, списка литературы из 135 наименований и приложений. Работа изложена на 110 страницах машинописного текста, иллюстрирована 25 рисунками и 5 таблицами.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность работы, цель и направление исследований по теме, приведены основные положения, выносимые на защиту.

В первом разделе рассматривается влияние вибраций, вызванных работой моторно-силовой установки. Воздействие вибрации не только ухудшают техническое состояние моторно-силовой установки, но и влияют на эксплуатационную надежность технологических агрегатов и комбайна в целом. Основная задача при исследовании вибрационного состояния состоит в снижении вибрации в источниках их возникновения.

Одним из источников возбуждения колебаний является остаточная неуравновешенность вращающихся масс. Изучением влияния дисбаланса на вибрацию, шум и надежность двигателей занимались: В.А.Аллилуев, В.Е.Тольский, В.К.Гордиенко, Н.В.Григорьев, А.Д.Назаров, Э.Д.Жарнов, Л.В.Тузов, К.Е.Муравьев, Н.В.Петровский, Д.А.Максимов и др. В их работах получены экспериментальные и теоретические зависимости влияния дисбаланса на параметры надежности, ресурсные и экономические показатели двигателей внутреннего сгорания и изменения его в процессе эксплуатации.

С увеличением дисбаланса в плоскостях уравновешивания вследствие роста сил инерции, действующих на концах коленчатого вала, происходит прогиб вала, который усугубляется деформацией под воздействием сил и тепловых воздействий. Это вызывает смещение

центров тяжести сечений вала от оси его вращения и как следствие дисбаланс и момент дисбаланса двигателя.

Вис=0,2тЬр¥с- Мис=0,21тЬр¥с,

где: тЪр = ткЪ + 1тпр ; Ус - максимальный прогиб коленчатого вала, мм; / - длина коленчатого вала, мм; ТПкь - масса коленчатого вала, г; ШПр - масса приведенного вала, г.

Изменение дисбалансов двигателей в зависимости от прогиба коленчатого вала приведено на рис.1.

В процессе эксплуатации дисбалансы двигателей увеличиваются из-за появления неуравновешенных масс в результате отложения на деталях нагара, смол, продуктов изнашивания (рис. 2.). Увеличение зазоров в подшипниках коленчатого вала, прогиб самого вала, увеличение зазоров в сопряжениях деталей шатунно-поршневой группы так же вызывает рост дисбаланса двигателей. При эксплуатации двигателей масса поршневой группы увеличивается из-за отложения на них нагара и смол, что вызывает в плоскостях маховика и шкива коленчатого вала двигателей дисбалансы и моменты дисбалансов.

Зная массу нагара и смол на поршне тпи, и кольцах тКщ / -го цилиндра, можно определить массу УУ1т нагара и смол, приведенную к г -той шатунной шейке:

т„г=к (тш +тКШ)

где: /с-коэффицент приведения; для вращающихся масс деталей КШМ к = 1; для поступательно движущихся масс к = 0.5( 1+ 0.25^/) Я = Г / /ш; г - радиус кривошипа, мм; 1Ш - длина шатуна.

Для экспериментального определения влияния массы нагара и смол, на поршнях и поршневых кольцах, на двигателе в плоскостях коррекции был проведен ряд сложных экспериментов с применением оборудования фирмы "Шенк".

Значения дисбалансов, вызываемых повышением массы поршней и поршневых колец вследствие отложения на них нагара и смол, приведены на рис.3.

В процессе эксплуатации зазоры в коренных подшипниках коленчатого вала А К увеличиваются, что повышает дисбалансы в плоскостях коррекции двигателя.

Значение дисбаланса и моментов дисбалансов двигателя, вызываемых зазорами в коренных подшипниках коленчатого вала, определяют экспериментально с использованием графиков и расчётным путём.

. г. мы

Рис. 1. Изменение дисбалансов двигателей в зависимости от прогиба коленчатого вала:1 - 6 и 7

- 9 - для двигателей с рабочими объемами соответственно 2,445л. и 4,25 л; 1,3,4, 6,7,9 и 1,2, 4, 5,7,8

- в плоскостях соответственно маховика и шкива коленчатого вала; 4-9и1-3 - при установке на шатунные шейки груза массой тпщ и без груза; 1, 4 и 7 -расчетные значения ;2, 3, 5, 6, 8 и 9

- экспериментальные значения, полученные на станке модели МС

Те.мкм 946.

Экспериментальные зависимости влияния зазора А к на дисбаланс двигателя, полученные на балансировочном станке фирмы "Шенк", представлены на рис. 4. Значения дисбалансов и моментов дисбалансов, вызываемых зазорами в коренных подшипниках, определяются по выражениям:

В

тк

Ш

то рт

т

Мтк =

рто

Мто™Рн1 трЬоК

где: Ото, Мто - дисбалансы и моменты дисбалансов в плоскостях соответственно маховика и шкива базового двигателя, для которого известна экспериментальная зависимость между значениями этих величин и зазорами в коренных подшипниках; трт {Шрто ) и Шф (тр}ю ) -массы вращающихся деталей, приведённые к плоскостям соответственно маховика и шкива рассчитываемого (базового) двигателя, г; / - расстояние

между плоскостями коррекции рассчитываемого двигателя, мм; 1а - то же для базового двигателя, мм.

Анализ существующих способов и средств контроля дисбаланса, тракторных и комбайновых двигателей показал, что их технологии очень трудоемки, связаны с установкой дизеля на специальный стенд, требуют специального оборудования, и их применение возможно только на специализированных ремонтных предприятиях и заводах-изготовителях.

Работа направлена на развитие теоретических положений, разработку технологии и технических средств диагностирования дисбаланса дизеля на комбайне по вибропараметрам.

2 /у ч

У, / у/ i/f / .4 \ ^ Ч Л Ч. V ч ч

У / х / / / / / /

0.2 Р

0.7 _J_

m. ,r.

\ у / х / / \

/ v; А ' Ч Ч. Ч Ч ч v

* X / s /У У ч —Ч"4 V X \

Рис. 2. Кривые распределения массы нагара и смол на поршнях двигателей с рабочим объемом 2,445 л, поступивших в первый капитальный ремонт:

1. - масса нагара ГПщ на каждом поршне с кольцами;

2 - }Ппс - среднее значение

тп\

3 - - максимальное

значение т„,

4 - (йп- поле рассеяния;

5-£„ - коэффициент неравномерности рассеяния.

г.

Рис. 3. Увеличение дисбалансов двигателя с рабочим объемом 4,25л. в зависимости от суммарной массы нагара и смол на поршнях и поршневых кольцах: 1 и 2 - соответственно в плоскостях шкива и маховика коленчатого вала, полученные па балансировочном станке фирмы «Шенк»; 3 - расчетная кривая для обеих плоскостей коррекции.

Рис. 4. Влияние зазора в коренных подшипниках коленчатого вала на дисбаланс двигателей (данные получены на балансировочном станке фирмы «Шенк»): 1-3 и 4-6 - в плоскостях шкива и маховика соответственно;

1 и 4 - с рабочим объемом 2,445 л;

2 и 5 - с рабочим объемом 3 л;

3 и 6 - с рабочим объемом 4,25 л;

В соответствии с поставленной целью определенны следующие задачи исследования:

1. Исследовать динамику дизеля как объекта диагностирования дисбаланса виброакустическим методом.

2. Исследовать эксплуатационные факторы, способствующие увеличению дисбаланса моторно-силовой установки в процессе эксплуатации.

3. Исследовать амплитудно-частотные характеристики вибросигнала, формируемого рабочим процессом и воздействием динамических сил дизеля при различных режимах его работы.

4. Определить аналитические зависимости параметров диагностического вибросигнала от параметров дисбаланса дизеля.

5. Разработать технологию диагностирования динамического дисбаланса дизеля по вибропараметрам, позволяющую в процессе эксплуатации и ремонта дизеля оценивать и уменьшать его динамический дисбаланс.

6. Разработать техническое задание на модернизацию малогабаритного электронного диагностического прибора по определению динамического дисбаланса дизеля в сборе.

7. Провести лабораторные и производственные испытания разработанной технологии диагностирования и диагностических средств.

Во втором разделе приведен анализ сил возникающих при работе двигателя, теоретически обосновано формирование диагностического вибросигнала, его выделение из общего вибрационного фона. Аналитические зависимости виброперемещения и виброускорения моторно-силовой установки от величины неуравновешенной массы вращающихся деталей.

Неуравновешенные силы, переменные по величине и направлению, могут вызывать вибрации как двигателя, так и всего комбайна, причём наибольшие вибрации вызываются силами инерции поступательно движущихся и вращающихся масс двигателя.

Неуравновешенные силы постоянные по величине и направлению, вибраций двигателя не вызывают.

Для устранения отрицательных последствий, связанных с наличием вибраций, двигатель должен быть динамически уравновешен.

Динамическое уравновешивание двигателя заключается в создании такой системы сил, в которой равнодействующие силы и моменты этих сил постоянны по величине и по направлению или равны нулю.

В полностью уравновешенном двигателе при установившемся режиме работы силы, передаваемые на его опоры должны быть постоянны по величине и направлению или равны нулю.

Для рядных шестицилиндровых двигателей наибольшее распространение получила схема коленчатого вала с расположением кривошипов под углом 120 градусов. В двигателях этого типа

равномерное чередование вспышек может быть достигнуто при порядках работы 154623 и 123654. Вследствие больших нагрузок на подшипники коленчатого вала эти порядки работы в современных двигателях не применяются.

Основное применение нашли двигатели с порядком работы 153624 и 142635, в этом случае так же достигается равномерное чередование вспышек.

Семиопорный колеетатый вал обуславливает полную уравновешенность двигателя без применения каких-либо противовесов. Однако для уменьшения сил, действующих на коренные подшипники, коленчатые валы некоторых двигателей такого типа снабжают противовесами.

При работе двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы давления газов, силы инерции движущихся масс механизма, силы трения и полезного сопротивления.

Давление газов на поршень определяют по индикаторной диаграмме, которую строят по результатам теплового расчета или снимают с двигателя. Значения давления газов при этом снимают через определенные угловые интервалы.

Рг = Рп(Рг-Ра),

где: Fn - площадь поршня, м2; рг - давление газов на поршень, определяемое по индикаторной диаграмме в данный момент, Па; р0 -давление под поршнем, т.е. в картере двигателя, Па.

Силы терции движущихся масс кривошипно-шатунного механизма разделяют на силу инерции масс, движущихся возвратно-поступательно, и силу инерции неуравновешенных вращательно движущихся масс.

Силу инерции возвратно-поступательно движущихся масс для центрального кривошипно-шатунного механизма определяют по формуле:

Pi = -mj = -miro)2{cos a + Л,cos 2a\

где: till - масса деталей, совершающих возвратно-поступательное движение, кг; j - ускорение поршня, м/с2.

Силу инерции неуравновешенных вращающихся масс кривошипа, коленчатого вала и нижней части шатуна определяют по формуле:

Ре = -тсгсо 2

где: тс = (0,7 ...0,8) тш- масса неуравновешенных вращающихся частей; Мш - масса шатуна; Г - радиус кривошипа; (д -угловая циклическая частота, с"1.

Колеблющаяся система не может рассматриваться изолированно от внешней среды, с которой она соединена различными связями. Это ведет к тому, что колебания внешней среды, проникая через эти связи, вызовут движение точек неотражающее неуравновешенность ротора. Таким образом, проникновение колебаний внешней среды может ограничить пределы измерения допускаемой остаточной неуравновешенности ротора. Если в механической части не будет ослаблено действие на колеблющиеся системы вибраций внешней среды частотой вращения балансируемого ротора, то оно не может бьггь устранено путем фильтрации в измерительной схеме.

Вращающийся неуравновешенный ротор, через подшипники, воздействует на колеблющуюся систему вызывая с одной стороны, колебания ее обособленных масс, соединенных упругими связями, и, с другой, относительно упругие колебания распределенных масс в виде соответствующих им переменных напряжений в материале на пути силового потока ог подшипников.

Для выявления особенностей и возможностей механической системы Требуется не только установить зависимость между неуравновешенностью ротора и перемещениями точек подвижной части, но и определить влияние на измерение неуравновешенности характеристик колеблющейся системы. Это позволит установить целесообразные параметры и режимы колеблющейся системы. Поэтому, прежде всего, необходимо обратиться к исследованию важнейших свойств колеблющейся системы в наиболее общем виде, рассматривая ее при простом одноосном колебательном движении.

Так как перемещение точек подвижной части измеряется относительно дополнительной подвижной массы, то расчетную схему целесообразно представить как двухмассовую систему (рис. 5.).

Масса т1 соединена с основанием через упругий элемент жесткостью С\, а вторая ТПг упруго соединена с Ш\.

Рис. 5. Двухмассовая колебательная система.

Рд cos (cot-Hp) - возмущающая сила;

Ci - жесткость упругой связи массы Ш\ с основанием; С2 - жесткость упругой связи массы mi и ГП\.

На массу ГП\ действует возмущающая сила, проекция на ось которой

будет:

Pz = Pdcos (G)t+(p) = 0,001а2 тре cos (at+p),

где: в - эксцентриситет

Уравнения движения масс в рассматриваемой системе запишутся:

ЩЧ\ +С\Ч\ + ¿2 fe - Ч\)■+ Рfo - Я\) = Рд cos (со t + (р) ЩЧг ~ с2 (ъ ~ <h )- Р (ъ ~ ) = 0

При отсутствии сопротивления система примет вид:

+С\Я\ +c2(q2-ql)= Рд cos (cot + p)

Частное решение этой системы может быть найдено в виде:

qx = Ах cos (¿у t + <р); q2 = Л2 cos (a t + <p)

Воспользуемся обозначениями:

J2 _ с\ . 72 _с2 /Ц --, Л^ --

т

т-,

- условные частоты

д =

т,

т

- относительная масса.

и перепишем уравнение в виде:

Рд

т

Решая систему уравнений, определим амплитуды вкброперемещения:

4 =

а4-

Т2

л2 =

а4-

Ш,

Выходное напряженке вибропреобразователя появляющееся в результате действия силы Pt) определяется:

р

Кых =Кп — =

т2

где: К„ - коэффициент преобразования вибропреобразователя, Вс2/м;

а - виброускорение, м / с2. Но с учетом:

0,001 со*' ¡л е соб^Г+

выходное напряжение вибропреобразователя будет:

0,001со4//р, е соб (со( + <р)

/Ц ~(Ох

Кзых 2 2 б/

где: - переменное напряжение на выходе вибродатчика, В. Из выражения видно, что в спектре сигнала на выходе вибродатчика присутствуют составляющие О^х с различными частотами. Это делает невозможным измерение параметров интересующей нас составляющей. Для выделения диагностического сигнала необходимо устранить влияние С этой целью следует сужать полосу пропускания измерительного блока, т. е. применять узкополосные фильтры.

Исходя из этого, напряжение диагностического сигнала через узкополосные фильтры будет равно:

0,001а>4/ир есо^(сэг + ф)

Уд = К„ки

о2

где: Ки - коэффициент преобразования электрической цепи.

Анализ полученного выражения показывает, что на параметры диагностического вибросигнала оказывают влияние помимо дисбаланса также скоростной режим двигателя, упруго-массовые свойства подвески моторно-силовой установки и способ крепления датчика.

Для конкретного типа комбайна, способа крепления датчика и определенного скоростного режима их действие можно принять постоянными:

Уд=КпКиКкВсю{ш + ср),

где: Кк - постоянная для определенного типа силового агрегата и режима диагностирования;

V 03

Кх=-Íl2-2\ ■

т1\/л -сй{) '

D = Dd+D всм - дисбаланс моторно-силовой установки;

D¿ — 0,001 в тр ¿ - дисбаланс дизеля;

Шр д - приведенная масса ротора дизеля;

DeCM = 0,001 в Мр всм" дисбаланс вала съема мощности;

тр всм, приведенная масса ротора вала съема мощности;

Из выражения видно, что между амплитудой диагностического вибросигнала и величиной дисбаланса существует линейная зависимость:

Ayz, = КпКи KKD

В третьем разделе дается описание программы экспериментальных исследований, определение необходимости реализации задач исследования.

Контрольно-измерительная и регистрирующая аппаратура выбранная с учетом поставленных задач представлена в таблице 1.

Таблица 1.

Перечень приборов и оборудования, применяемых в экспериментальных исследованиях.

Наименование прибора, оборудования Тип прибора Измеряемый параметр Год выпуска Погрешность измерения, %

Вибропреобразователь Д-14 Виброускорение 1984 5,0

Весы WS-21 Масса 1976 0,01

Манометр образцовый МО Избыточное давление 1975 0,4

Усилитель широкополосный Ф 1510 Электрический сигнал 1979 2,4

Осциллограф шлейбовый Н-117/1 Электрический сигнал 1985 2,5

Осциллограф светолучевой С1-72А Электрический сигнал 1985 5,0

Блок полосовых фильтров В&К1612 ( Дания ) Электрический сигнал 1979 1,5

Автоматизирован ный машинотестер КИ-13950 ГОСНИТИ Частота вращения, амплитуда и фаза вибросигнала 1988 1,0

Цифровой индикатор параметров дисбаланса КИ-5981 госшгга Частота вращения, амплитуда и фаза вибросигнала 1993 1,0 5,0 3,0

Цифровой индикатор параметров дисбаланса модернизированный с оптронным датчиком КИ-28062 госнити-СПГАУ Частота вращения, амплитуда и фаза вибросигнала, общий уровень вибрации 1997 1,0

Для проведения лабораторных исследований был использован специально подготовленный комбайн Дон-1500, с дизелем СМД-31А зав.№ 00524287 1987 года выпуска, установленный на бетонном основании и оборудованный системой для отвода отработавших газов.

Имитация дисбаланса моторно-силовой установки в сборе осуществлялась специальными пробными грузами, которые устанавливались с помощью специального приспособления на маховик.

Выбор скоростного режима работы дизеля проводился с учетом амплитудно- и фазочастотных характеристик моторно-силовой установки (МСУ),'полученных с помощью прибора КИ-28062-ГОСНИТИ-СПГАУ.

Имитация изменения технического состояния дизеля осуществлялась посредством уменьшения цикловой подачи топлива в отдельные цилиндры, вплоть до отключения одного из цилиндров при помощи устройства перепуска топлива, от секций топливного насоса высокого давления (ТНВД), КИ - 4818 - ГОСНИТИ.

Соответствующие значения выходных параметров - изменения амплитуды и фазы вибрации силового агрегата в рациональных местах установки измерительных датчиков вибраций, в зависимости от величины и угла расположения дисбаланса вращающихся масс МСУ вносимого установкой пробного груза определялись непосредственно с экранов светолучевых осциллографов и экрана дисплея терминала автоматизированного машинотестера ( АМТ) КИ -13950 - ГОСНИТИ.

Для определения степени влияния различных факторов на формирование диагностических параметров моторно-силовой установки реализован факторный эксперимент типа ПФЭ 24.

Обработка экспериментальных данных осуществлялась на IBM PC /АТ по пакету прикладных программ «STATISTICА».

В четвертом разделе приводятся результаты экспериментальных исследований, проведенные согласно методике.

Выбор скоростного режима осуществлялся таким образом, чтобы обеспечить максимальную стабильность показаний диагностических параметров и получения наибольшего коэффициента чувствительности диагностического сигнала.

В процессе экспериментальных исследований были получены зависимости амплитуды и фазы диагностического сигнала от частоты вращения коленчатого вала дизеля (рис. 6.).

Как видно из графика (рис. 6.), с увеличением частоты вращения коленчатого вала повышается величина амплитуды и стабильность ее показаний. В интервале от 1900 до 2100 мин 4 (т.е. П„ ± 100 мин _1) разность между минимальным и максимальным значением амплитуды составляет ± 1,47%.

Плавное увеличение значения фазы с увеличением частоты вращения коленчатого вала объясняется тем, что происходит так называемый " дрейф " фазы (рис. 6.). Стабилизация значения фазы

наблюдается в интервале п„ ± 100 мин 1 где разность между минимумом и максимумом составляет 0,65%.

С учётом вышеизложенного, для проведения диагностирования дисбаланса моторно-силовой установки комбайна Дон-1500 был выбран скоростной режим 2000 мин соответствующий номинальному значению частоты вращения коленчатого вала данного двигателя.

Экспериментальные исследования зависимости амплитудных и фазовых параметров диагностического вибросигнала МСУ от температурного режима работы дизеля, проводили на холостом ходу, вибросигнал снимали с виброакселерометра Д-14, установленного на нижней поверхности кожуха маховика. Значения измерялись на частоте, кратной частоте вращения коленчатого вала ( т. е. п/60 ).

200 175 ISO 1 12S $ 100 I 75 SO 25 О

COO 1000 1100 1200 1300 1400 1300 1600 1700 1600 1900 2000 2100 Часгип враидамия n {

Рис. 6. Зависимость амплитуды и фазы вибросигнала от частота вращения коленчатого вала.

Влияние температуры охлаждающей жидкости на амплитуду диагностического вибросигнала описывается полиноминальной зависимостью:

у= - 204,836 + 47,463х - 2,144х2 + 0,042х3 -1,171е - 6х5 + eps

Анализ полученных зависимостей подтверждает теоретические предпосылки и позволяет выделить температурный режим работы дизеля, поддержшше которого обеспечивает минимальное влияние на амплитудные и фазовые параметры выходного диагностического вибросигнала моторно-силовой установки комбайна. Это позволяет с минимальной погрешностью определить величину и угол расположения неуравновешенной массы при контроле дисбаланса деталей МСУ.

Оценка влияния рабочего процесса в цилиндрах дизеля на параметры диагностического сигнала проводилась по методике, представленной в 3-й главе.

Изменение рабочего процесса достигалось путем уменьшения цикловой подачи топлива в отдельных цилиндрах, вплоть до отключения одного из цилиндров дизеля при помощи устройства перепуска топлива от секции топливного насоса высокого давлешш КИ - 4818 ГОСНИТИ.

Анализ результатов эксперимента показал, что при номинальной частоте вращения коленчатого вала поочередное уменьшение цикловой

подачи одного из цилиндров на 6 - 10 % не оказывает существенного влияния на средние значения диагностических параметров вибросигнала. При отключении одного из цилиндров разброс значений контролируемых параметров увеличивается.

Данное явление, объясняется как повышением неравномерности вращения коленчатого вала дизеля, неиденгичностью протекания рабочего процесса в различных цилиндрах, так и инерционностью фильтра прибора КИ-28062-ГОСНИТИ-СПГАУ.

С целью более точного исследования зависимости диагностического вибросигнала от величины остаточного дисбаланса были проведены дополнительные исследования согласно методике приведённой в 3 главе.

За основу исследований был принят один из методов низкочастотной балансировки - метод амплитуд и фаз, который предусматривает одновременное измерение амплитуды и фазы диагностического вибросигнала. Данный метод позволяет обнаружить местоположение и величину остаточного дисбаланса, ограничившись двумя пусками МСУ комбайна: один с начальным дисбалансом, второй с пробной массой.

Исследование функциональной связи амплитудных параметров диагностического сигнала по виброускорению и величины неуравновешенной массы Ш вращающихся деталей подтвердили правильность теоретических предпосылок. Данная зависимость хорошо апроксимируется линейным выражением:

А = 65,814 - 0,6932£>ОС7Л /rk ;

где: Docm / Гк~ Ш - неуравновешенная масса; Docm ~ остаточный дисбаланс, г мм; Г к- радиус коррекции, мм;

с коэффициентом корреляции г = 0.98518, что говорит о высокой тесноте связи (рис. 7.)

.Рис. 7. Зависимость амплитуды вибросигнала от величины неуравновешенной массы.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

1. Оценка дисбаланса двигателя на зерноуборочном комбайне возможна по параметрам вибросигнала снятого с акселерометра, установленного в вертикальной плоскости нижней части картера маховика, при номинальном скоростном и температурном режиме работы дизеля. Получены аналитические зависимости связи диагностических параметров с параметрами дисбаланса. Амплитуда диагностического вибросигнала по ускорению имеет линейную зависимость от величины остаточного дисбаланса дизеля.

2. Для полной балансировки двигателя необходимо проведение балансировочных операций по всем плоскостям коррекции. В процессе эксплуатации можно ограничиться проведением балансировочных операций только в плоскости маховика, как в плоскости, имеющей наибольший радиус вращения и сосредоточения наиболее массивных вращающихся деталей.

3. Изменение неравномерности подачи топлива в цилицдры дизеля до 10 % не оказывает существенного влияния на вибрационные параметры моторно-силовой установки.

4. Разработаны технические условия и модернизирован индикатор параметров дисбаланса КИ-28062 ГОСНИТИ-СПГАУ, имеющий коэффициент вибрационной чувствительности 0,733 мВ/г. при радиусе коррекции 166 мм., относительная погрешность измерения амплитуды сигнала не более 10 %, абсолютная погрешность измерешм фазы сигнала не более 5 градусов.

5. Средняя оперативная трудоемкость проведения балансировочных работ при использовании разработанных технологий и модернизированного цифрового индикатора параметров дисбаланса и общего уровня вибрации КИ-28062 ГОСНИТИ-СПГАУ составила при использовании оптронной пары 0,40 чел.ч.

6. Экономический эффект от внедрения балансировочных операций во время эксплуатации ожидается за счет: увеличения ресурса двигателя не менее, чем на 15%, увеличения эффективной мощности двигателя на 10-12% и уменьшения расхода топлива до 10%, за счет снижения неравномерности крутящего момента.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Аллилуев В.А., Калаев С.С., Цогоев А.Ю., Атаев А.К. Определение некоторых диагностических параметров моторно-силовой установки комбайна ДОН - 1500. // Тезисы докладов научно-производственной конференции Горского Государственного Аграрного Университета по итогам НИР 1995 года. - Владикавказ, - 1996.

2. Аллилуев В.А., Муравьев К.Е., Цогоев А.Ю. Определение дисбаланса силовых установок тракторов, сложной сельскохозяйственной техники с помощью вибрационного метода в условиях эксплуатации. -Рукопись представлена С - Петербургским ГАУ / НИИТЭИагропром,

1996, №226 ВС-96-7 с.

3. Максимов Д.А., Муравьев К.Е., Цогоев А.Ю. Определение дисбаланса силовых установок и сложной сельскохозяйственной техники в условиях эксплуатации // Технологии и технические средства механизированного производства продукции растениеводства и животноводства в нечерноземной зоне России: Сб. Научн. тр.- Спб.: НИПТИМЭСХ НЗ, 1996. - Вып. 66. - с. 17-21.

4. Аллилуев В.А., Муравьев К.Е., Цогоев А.Ю. Способ и приборная реализация определения параметров дисбаланса и общего уровня вибрации двигателя и роторных механизмов. - Рукопись представлена С - Петербургским ГАУ / НИИТЭИагропром, 1997. - 5 с.

5. Аллилуев В.А., Муравьев К.Е., Цогоев А.Ю. Методика контроля и уменьшения дисбаланса моторно-силовой установки комбайна Дон-1500 с помощью модернизировашюго индикатора параметров дисбаланса и общего уровня вибрации двигателя и роторных механизмов типа КИ-28062-ГОСНИТИ-СПГАУ. - Рукопись представлена С - Петербургским ГАУ / НИИТЭИагропром, 1997, № 94 ВС - 97 -11 с.

6. Аллилуев В.А., Муравьев К.Е., Цогоев А.Ю. Определение параметров дисбаланса и общего уровня вибрации двигателей и роторных механизмов с помощью индикатора КИ-28062-ГОСНИТИ-СПГАУ. / Юбилейный сборник трудов инженерного факультета СПГАУ, С-Пб.,

1997.-с. 15-20.