автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.03, диссертация на тему:Вибрационное диагностирование и прогнозирование состояния механических передач тракторов

I ц ик?

На правах рукописи УДК 631.3:62

МАЧНЕВ Валентин Андреевич

Вибрационное диагностирование

и прогнозирование состояния механических передач тракторов

Специальность 05.20.03 - Эксплуатация, восстановление и ремонт сельскохозяйственной техники

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Москва-1997

Работа выполнена в Пензенской государственной сельскохозяйствен ой академии

Научные консультанты: В.И. Черноиванов,

академик РАСХН, доктор технических наук, профессор.

В.М. Михлин, заслуженный деятель науки РФ, доктор технических наук, профессор.

Ведущая организация - Северо-Кавказская машиноиспытательная станция, г. Зерноград.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор В.А. Аллилуев доктор технических наук, профессор К.Ю. Скибневский доктор технических наук, профессор П.П. Лезин

Защита диссертации состоится

» Мд^Тс* 1997 г. в

часов на заседании диссертационного совета Д.020.85.01 во Всероссийском научно-исследовательском технологическом институте ремонта и эксплуатации машинно-тракторного парка (ГОСНИТИ) по адресу 109428, г. Москва, 1-ый Институтский пр. д. 1.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке института. Автореферат разослан " __ 1997 г.

Ученый секретарь Диссертационного совета, доктор технических наук /С/1 М.А. Халфин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность исследований. Механические передачи в настоящее фемя занимают одно из важнейших мест при передаче или преобразо-шнии движения. Их применяют в тракторах, автомобилях, сельскохо-¡яйствепных машинах и технологическом оборудовании.Они в немалой ггепеии определяют показатели их надёжности.

Многие передачи имеют ресурс, значительно меньший зало-кенного при проектировании. Так. ресурс трансмиссии тракторов V1T3-80 должен составлять 10 тыс. мото.ч, ДТ-75, Т-150К - 8 тыс. мо-"о.ч. Фактически средняя наработка до первого капремонта равна Í400...5510 мото.ч. В то же время с недоиспользованным ресурсом по-ггупает в ремонт до 60% коробок передач тракторов и более 40% веду-цих мостов.

Основные причины этого явления заключаются в нарушении пра-1ИЛ эксплуатации машин и отсутствии надежных способов и средств ;онтроля их технического состояния и прогнозирования остаточного »есурса.

Всё это способствует, с одной стороны, преждевременным ре-юнтным воздействиям, а с другой - приводит к отказам, сопровож-1ающимся большими трудозатратами и значительными издержками на странение их последствий .

В повышении эффективности использования машин важная роль пгводится диагностированию, которое позволяет не только осущест-лять оценку состояния без разборки, но и прогнозировать срок службы составных частей машин, устанавливать необходимые воздействия дя поддержания машины в исправности.

При создании диагностических средств основное внимание уде-ястся производительности, универсальности, достоверности и простое использования. В современных условиях необходимо также располо-ать средствами и способами, которые могут использоваться в автома-изированных системах диагностирования.

В этой связи разработка средств и способов диагностирования [сханических передач, отвечающим указанным требованиям, пред-гавляет собой одну из наиболее важных проблем, требующую своего ешения.

В диссертационной работе эта проблема решается путём разра-отки вибрационного способа диагностирования, использования виб-ационного параметра для прогнозирования остаточного ресурса и ехнологии прогнозирования технического состояния механических ередач.

Цепь исследований . Разработать методы и средства диагност! рования механической передачи сельскохозяйственных машин для т вышения их работоспособности в процессе эксплуатации.

Объект исследований. Механические передачи сельскохозя! ственных машин и их техническое состояние.

Научная новизна . К научным результатам выполненного иссл дования можно отнести установление: закономерностей формирован* импульсных посылок от работающей передачи; выявление облает спектра колебаний с наименьшим искажением сигналов; вибрационнь параметров, имеющих наибольшую чувствительность к изменени: структурных параметров; наличия нескольких резонансных режимов работающей передаче.

Получены зависимости: амплитуды диагностического сигнал; выделенного в ультразвуковом диапазоне частот, от технического с< стояния передач; появления основного, главного и кратных резонан! ных режимов передач от частоты вращения; амплитуды сигналов с нагрузки и частоты вращения ведущего вала; амплитуды сигналов с наличия смазочной пленки между контактирующими поверхностям! диагностического сигнала от температуры масла; изменения вибращ онного сигнала от наработки.

Определены основные показатели функции отклонения диа! ностического параметра от наработки; изменения временных соотнс шений в положении импульсов от технического состояния передач; ал плитуды сигналов от неравномерности вращения ведущего вала; вере ятности неисправностей передач при наличии комплекса качественны признаков.

В результате исследований установлены основные положения м< тодологии применения вибрационного способа для передач, имеющи при работе ударный характер взаимодействия сопрягаемых деталей разработан органолептический способ диагностирования передач п качественным признакам, обоснованы методы уменьшения погрей ности вибрационного диагностирования.

Практическая значимость работы заключается в разработке:

-способа вибрационного диагностирования, позволяющего с мг лой трудоемкостью и высокой достоверностью определять техничс ское состояние передач;

- приемов повышения чувствительности вибрационного способа снижения его погрешности;

- структуры диагностического устройства и требований к обра ботке сигналов;

- эффективной технологии диагностирования и поиска неисправ-остей, позволяющей определять состояние механических передач меющимися и разрабатываемыми средствами;

- технологии прогнозирования остаточного ресурса по амплитуде ибрационных сигналов;

- методов определения возможности диагностирования по пара-[етрам вибрационных сигналов;

-способа диагностирования по качественным признакам;

- нормативных показателей по ТО и текущему ремонту передач;

- рекомендаций по использованию технологии и средств диагно-гирования и прогнозирования остаточного ресурса передач;

- рекомендаций по применению технологии поиска неисправно-гей по качественным признакам;

Применение способа вибрационного диагностирования позволяет 1,3...1,8 раза увеличить фактическую наработку передач до отказа за чег их предупреждения и сократить число преждевременных ремонтов.

Реализация результатов исследований. Вибрационный способ ди-гностирования передач с выделением сигналов в ультразвуковом диа-азоне спектра реализован в разработанных совместно с сотрудниками ОСНИТИ приборах КИ-12435 и ПДД, измерительной и прогнози-ующей системе КИ-13940 а также в разрабатываемом ГОСНИТИ омпьютерном тестере.

Этими же средствами реализуется технология вибрационного ди-гностирования и прогнозирования состояния передач.

Результаты работы вошли в научный отчет ГОСНИТИ в 1996 тсуг "Система перспективных методов и средств технического диагно-гирования машин и оборудования АПК.

Обоснованные номинальные .предельные и допускаемые значения араметров использованы в технологических картах на днагностиро-•шие механических передач. Разработаны и Минсельхозом РСФСР гверждены рекомендации по вибрационному диагностированию пере-ач. Методика поиска неисправностей, разработанная совместно с со-рудниками ГОСНИТИ реализована в компьютерной программе.

Результаты теорегических и экспериментальных исследований по иагностированию, прогнозированию и поиску неисправностей ис-ользуются в учебном процессе и научных исследованиях в Пензенской эсударственной сельскохозяйственной академии в частности, методи-\ поиска неисправностей, вибрационные методы диагностирования.

Апробации работы. Основные результаты работы доложены и эсуждались на научно-технических конференциях в ГОСНИТИ (1978 1979 г.). Московском автомобильно-дорожном институте (1979 ),Пензенском сельскохозяйственном институте (1980, 1981, 1982, 1984,

1985, 1986, 1988, 1989, 1991, 1993, 1994, 1995 г.), на научно-технической конференции в Поволжском доме научно-технических знаний ( 1990, 1992 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 44 печатных работ, в т.ч. 1 брошюра, 5 авторских свидетельств, общим объёмом около 26 печатных листов.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Первый раздел посвящен анализу современного состояния вопроса. В нем рассмотрены вопросы оценки технического состояния передач с целью разработки и обоснования нового способа их диагностирования.

Различным аспектам этой проблемы посвящены работы Волгина И. В., Доброхлебова А. П., Литвина Т. П., Михлина В. М., Скиб-невского К. Ю., Лезина П. П., Халфина М. А., Першина А. А., Постникова О. К., Берковича М. С., Данченко Н. И., Иделевич А. Я., Моисеева Я. А., Николаева Я. Ф„ Перминова А. Е., Тошкова Т. Т., Дунаева А. В., Дунаева Ю. М., Макарова В. С., Чернявского И. Ш. и др.

К перспективным методам, оценивающим передачу в динамике относятся виброакустические, характеризующие передачу наиболее полно по взаимодействию соприкасаемых деталей. Виброакустические методы привлекают к себе внимание благодаря универсальности их использования. малой трудоемкости диагностирования, привлекательности эргономических свойств.

Существенный вклад в разработку виброакустических методов диагностирования передач внесли Павлов Б.В.. Генкин М.Д., Балицкий Ф.Я., Соколова А.Г., Аллилуев В. А., Михлин В.М., Соловьев В.И., Белый И.Ф., Гиберт А.И., Гуров О.Б., Ефимов H.H., Жук Ю.Н., Коньшин В.А., Лившиц Г.А., Игнатьев Г. С., Милаев П.П., Морозов С.А., Рудницкий В.Н., Федоров С.П., Горбачев A.B. а также Тейлор, Т. Талиан, А. Мейер и др.

Однако, в проведенных исследованиях был недостаточно обоснован диапазон измерения сигналов по частоте. В них исходили из того, что основная энергия колебаний, возбуждаемых при работе передачи или механизма, сосредоточена в спектре, ограниченном сверху значени-1

ем -, где т - длительность соударения взаимодействующих деталей в т

секундах. Учитывая, что длительность соударения в передачах составляет доли миллисекунд, то и 90% энергии сосредоточено в спектре частот от 0 до 5...6 кГц. Дальнейшему анализу колебаний подвергался именно этот участок спектра. Поскольку речь идет не о передаче энергии, а о передаче информации, то следовало бы изучить этот процесс в

более высоком диапазоне частот, обратив особое внимание на ультразвуковую область спектра.

Практически не изучался процесс искажения вибрационных сигналов, происходящих по вибрационному каналу.

Исходя из таких подходов подбиралась и разрабатывалась диагностическая аппаратура. Она обеспечивала измерение параметров вибрационного сигнала до 5...10 кГц. Те же подходы заложены в приборах зарубежных фирм. Например, фирма Schenk (Германия) выпускает приборы Vibroport-ЗО, анализирующий колебания до 10 кГц, Однако, 1ля оценки подшипников в нем предусмотрена возможность выделения сигналов в узкой полосе на частоте резонанса акселерометра. Этот подход (использование резонансной частоты датчика) вместе с тем был загажен в ГОСНИТИ еще в 70-е годы.

Отечественных диагностических средств, кроме ранее разработанных ГОСНИТИ, способных диагностировать передачи не имеется.

Анализ существующих технологий вибрационного диагностиро-зания приводит к выводу, что они отличаются сложностью, требуют специальных условий и громоздкой стационарной аппаратуры. При зценке состояния передач требуется слив масла из корпуса, промывка :го дизельным топливом.

В проведенных исследованиях по механическим передачам не учитывались аспекты использования параметров для прогнозирования :>статочного ресурса, что служит одной из основных задач диагностирования.

Появление неисправностей в передаче сопровождается появлени-;м качественных признаков, определяемых органолептическим путем. Зопрос определения неисправностей передач по качественным нризна-сам, несмотря на простоту подходов и достаточно высокую достовер-юсть, до сих пор не разработан. Отчасти это объясняется необходимостью использования достаточно сложных вычислений при определе-ши априорных, условных и апостериорных вероятностей появления шисправностей и качественных признаков. Однако распространение 1ерсональных компьютеров способствуют применению метода, исполь-¡ование которого позволит существенно уменьшить случаи инструментального диагностирования.

Таким образом, широкому распространению вибрационного ме-ода диагностирования передач препятствуют высокая трудоемкость, ложность технологии, громоздкость применяемой аппаратуры, недо-таточная чувствительность к изменению структурных параметров, ма-тя стабильность результатов.

Программа исследований

PaipaGuiKa «гхиолос им ;owi косшропашы передач, npoi тгжроваиня остаточного ресурса н поиск их неисправно•

C1VH

:...••-:"..".....— .........-......":—-." i ................ ............

Ра «работка срс-ртя аибрациожки о днатиоспгровали* ддаглостнровалня н прогнозирования остаточного ресурса

___I_

I'jupaGaiva рекомендаций по использованию методов п среда» ннбршгноиног о диагностирования. прогноз грова-нкя остатачмо! о ресурса н поиску неисправностей передач

Для достижения поставленной цели на основании анализа состояния вопроса поставлены следующие задачи:

1. Разработать теоретические основы вибрационного диагностирования и прогнозирования технического состояния механических передач.

2. Создать методологические основы вибрационного диагностирования передач.

3. Обосновать средства вибрационного диагностирования.

4. Создать основы технологии вибрационного диагностирования механических передач.

5. Разработать рекомендации по применению методов и средств $ибрациониого диагностирования механических передач.

При выполнении исследований использовалась вибрационная ап-гаратура фирмы Вгие! & К]ег (Дания), позволяющая анализировать ко-тебаиия в диапазоне 0...40 кГц, а также в более узких полосах этого щапазопа, современные диагностические приборы и оборудование пгсчествснного производства, персональные компьютеры, необходи-ше для обработки диагностической информации.

Программа исследований приведена на рис. 1.

Во втором разделе "Теоретические основы диагностирования и

прогнозирования состояния механических передач" проведено >боснование применения вибрационного способа диагностирования, [рогнозирования и поиска неисправностей передач.

Изучение проведено на примере зубчатых, карданных передач и юдшипников качения. В них наиболее ярко проявляются явления, наблюдаемые в других типах передач.

При работе зубчатой передачи возникают ударные процессы. Расе принималось, что частота вынужденных колебаний равняется зуб-;овой чаемою. Проведенными исследованиями выявлено, чго за период ересопряжсиия пары зубьев наблюдается два удара. Один из них по-вляегся па входе зубьев в зацепление, а второй вызывается скачком илы при переходе от двухпарного зацепления к одноиарному. С учё-ом этого возмущающая колебания сила будет иметь циклическую час-оту:

-Иг ■

где -число зубьев ведущего колеса: п-частота вращения вала в ик1 , р -частота вынужденных колебаний, с"1.

Полученная формула имеет весьма важное значение, поскольку от ге зависят параметры колебаний, значение резонансной частоты вра-ения.

Дифференциальным уравнением колебаний зубчатой передач* трактора МТЗ-80(82) (.г, = 27,гг = 38) служит уравнение:

х + + . (2)

/п,Л7а(с, + Сг) 15

где X -отклонение точки контакта зубьев от их равновесного по ложения, м; С;,С2 -коэффициенты жёсткости ведущего и ведомого ко лес, Н/мг ; титг -приведённая масса колёс, кг; О -статическая на грузка, приходящаяся на единицу массы, Н.

Решение этого уравнения показывает, что сила, вызывающа) смещение точки контакта при крутящем моменте 112, Нм равна 1165( Н, а в резонансе -17600 Н. Как видим, имеется многократное превыше ние динамической силы, возникающей из-за колебаний перед стати ческой, равной 2330 Н.

Сопоставляя частоту собственных колебаний с частотой вынуж денных, получим частоту вращения, соответствующую резонансном] режиму:

п _ 15 [с,с2(т, +т2)

" яг,\т,т2(с,+с2)' ^ ^

По ней определится резонанс, называемый параметрическим, пp^ котором наблюдается максимальная динамическая нагрузка. При из учении было высказано предположение, что резонансные режимы на блюдаются при совпадении вынужденных колебаний с каждым вто рьш, третьим, четвёртым, и т.д. колебаниями, а также при совпадент собственных колебаний с каждым вторым, третьим и т.д. импульсо?* возмущающей силы. Из этого следует, что зубчатая передача имеет ж один, а много резонансов с различным отношением f^fь -частоты соб ственных колебаний к частоте вынужденных, т.е. различным коэффи циентом кратности А,. Получены следующие значения коэффициентоЕ кратности X =0,1;0,П;0,125;0,17;0,2;0,33;0,5;1;2;3;4;5... Начиная с Я.=0,2 установлены резонансные режимы пр =59;74; 98; 148; 297; 594

891; 1188; 1485; 1782;2075 мин"1 . Дальнейшие частоты приводить нецеле сообразно, поскольку они выходят за рабочие режимы. Основной резо нансный режим - 297 мин"1 (при X = 1), главный - 594 мин'1 (здесь частота пересопряжения совпадает с собственной частотой зубчатой передач и поэтому X =2 ).

При обосновании технологии диагностирования учёт резонансных режимов необходим, поскольку пренебрежение этим фактором приводит к недопустимой погрешности.

Исследование карданных передач привело к выводу, что при ра-5оте они также вызывают ударные воздействия на опоры, аналогично ¡убчатым передачам, однако причины их несколько отличны.

В идеальном случае при отсутствии зазоров в подшипниках и шшцах ось собственного вращения совпадает с осью абсолютного зращения. При этом центр масс расположен на оси абсолютного вращения. Силы, действующие на опоры, в рассматриваемом случае будут равны статическим силам. Ось вращения здесь является главной центральной осью инерции.

С износом из-за наличия радиальных зазоров происходит смещение центра масс вала. Он вращается на удалении h от оси идеального зращения, описывая траекторию, близкую к окружности, вследствие чего появляются динамическая сила и момент. Величина силы будет равна:

Р = тМе2 + <s>41 (4)

где h -расстояние от оси идеального вращения до центра масс, м;

.1

m -масса вала, кг; ю-угловая скорость, С ; е -угловое ускорение вала, с'-2.

Инерционный момент определяется по проекциям на оси координат, перпендикулярным оси вращения:

К = -JmJ + М„2; (5)

Мш = /^ш2 + ¡„ъ ;

Миу = /^оз2 + /^е ,

где Мих, Миу -проекции момента на координатные оси, Н/м ; !у/, -моменты инерции относительно координатных плоскостей, кгм2 .

Центробежные моменты инерции зависят от квадрата координат дентра масс хс,ус. Векторы силы и момента всегда будут перпендику-1ярны оси вращения и вращаются с частотой вращения вала.

Определим силу О0 эквивалентную Ми и Р :

°°=f4W' (б)

где L - расстояние между опорами, м.

Подставляя выражения Р и Ми, при со = const получим

Со = rm2fyj1 + ^ . (7)

Сила О0 представляет собой установившееся значение возмущающей силы.

Центр масс вала придёт во вращение в случае, если О» ^ ^ т.е. эквивалентная нагрузка должна быть больше веса вала или равной ему.

При вращении вала в подшипнике качения происходит перекатывание внутреннего кольца подшипника через тело качения и его падение до момента контакта со следующим телом качения. За счёт такого контакта внутреннего кольца подшипника с телом качения, а также погрешностей формы тел качения возникает импульсная нагрузка, вызывающая колебания, передаваемые опорам и всему корпусу.

Диффсренци.шьным уравнением колебаний от действия возмущающей силы будет выражение:

5 + 2/75 + к'в = 0'{/] , (8)

где 5 -перемещение точки контакта тела качения с дорожкой в радиальном направлении, м ; £?(,) -нормированная сила Н. Решение этого уравнения будет иметь вид:

я = в0е~3110/ ап(16800/ + а) + ¿> вт р/ , (9)

где в0 -наибольшее смещение под действием статической силы О * , м ; Ь -установившееся значение амплитуды вынужденных колебаний, м.

Это выражение свидетельствует о изменении с течением времени смещения 5, которому будет пропорциональна динамическая сила, создающая импульсные посылки, распространяемые по всей конструкции. По анализу отклика в какой-либо точке механизма также можно судить о силе ударного взаимодействия между деталями подшипника.

Интенсивность ударных воздействий (связанная с амплитудой вибрационных сигналов пропорциональной зависимостью) зависит от скорости соударения. В зубчатых передачах, используемых в сельскохозяйственной технике, как правило, появляются срединные удары, возникающие при превышении основного шага ведущего над ведомым колесом. В этом случае скорость соударения зубьев будет равна:

= (й1Л/Яв1(1±(У21± с,)8т<р012Ар , (10)

где

____р'Ак_в =, . лс

яша ± — соьа ] а/

Р,±Л

^ Л 5Ша±—-сова а/

ю, -угловая скорость ведущего вала, с-1; Яв)-радиус головок ведущего колеса, м; а^ -угол зацепления, рад; Ар -разность основных шагов зацепления, м; ¿У21 -передаточное отношение; р-радиус кривизны зубьев, м; р -шаг зацепления, м; I.-хорда, проведённая из полюса в точку начала зацепления зубьев, м; а„-межосевое расстояние, м; Де-изменение коэффициента перекрытия;

9т = агссоэ ,град; уг = Ф02 ~ . П>ад.

Знак минус ставится перед С,, в случае Ф01 < а^, в остальных случаях верхние знаки относятся к внешнему зацеплению.

Формула (10) показывает основные факторы, влияющие на скорость удара и вызывающие ударную силу взаимодействия: основной шаг зацепления, радиус кривизны профиля зубьев, изменение коэффициента перекрытия передачи вследствие увеличения зазоров в передаче. Эти параметры с износом увеличиваются.

В теоретическом разделе показано, что колебания точек механизма, возникающие от ударных воздействий в виде откликов по амплитуде, времени установления колебаний, длительности, формы существенно зависят от частоты. С увеличением частоты селекции их длительность уменьшается, затухание увеличивается, форма претерпевает меньшие искажения. Эти факторы положительно действуют на увеличение связи амплитуды сигнала с техническим состоянием передачи, повышают отношение сигнала к помехе, дают предпосылки к использованию для оценки не только амплитудных, но и фазовых соотношений.

Поскольку диагностирование трансмиссий тракторов может производиться не только в стационарных условиях на стенде, но и на работающем тракторе, было рассмотрено влияние на результаты диагноза колебательной системы: двигатель-коробка передач -неравномерности вращения ведущего вала двигателя.

В силу неравномерности пара зубьев получаст деформацию за счёт действия динамической силы, равную:

5=Г1ф1-Г2ф 2, (И)

где гь г2-радиусы начальных окружностей ведущего и ведомого колёс, м; «{,„ Фг -углы поворота колёс.

За счёт влияния на ведущее колесо маховика, приведённой массы движущихся деталей, получается добавочный угол <рм смещения одного сечения ведущего вала относительно сечения маховика, равный;

Ф = Ф1-Ф«. (12)

Углы отсчитываются как обычно от равновесного положения де талей.

Запишем уравнения движения вращающихся масс: /„ф* = сь(ч>1 - Ф«) ;

A«Pi = ~сь (ф1 - Ф« ) - огл (г,ф - гг ф) ; (13)

/2ф2 = Cbr2{r.¡ф, - /2Ф2) •

В этих выражениях : /м, /,, /2-моменты инерции маховика и зуб чатых колёс, кгм2; С -коэффициент жёсткости зубьев, н/м2; Сь

коэффициент крутильной жёсткости вала, н/м2.

В карданной передаче с учётом неравномерности вращение буде действовать динамическая нагрузка:

Q = /л/?(ю + A© sino/)2 ; (14)

М = (ш + Ara sin + fp. , (15)

где Дю -изменение угловой скорости, с '.

В выражении (15) сомножитель Дю sintoí в среднем за цикл (уго. в 4л) принимает значение, равное нулю, и поэтому влияния на ударны воздействие неравномерность вращения двигателя не оказывает.

Предпосылкой к использованию амплитуды сигналов служи плавное изменение структурных параметров и соответствующие этом; плавное изменение с возрастанием наработки амплитуды вибрацион ных сигналов.

В работе рассматривались пути снижения погрешности диагно стирования по амплитуде вибрационного сигнала. Для снижения по грешности измерения средней скорости изменения вибрационного па раметра, применяемой в функции изменения амплитуды вибрационны сигналов, предполагалось использовать три измерения диагностиче ского параметра.

Учитывая неравнозначность значений, полученных при трёх из мерениях, были введены весовые коэффициенты для каждого из ни? Показатель средней скорости изменения амплитуды сигналов опреде лялся выражением:

где ДA¡{t) -отклонение амплитуды от номинального значени при /-м измерении, мВ; t¡-наработка к моменту /-го измерения, мс то.ч.; b¡ -весовой коэффициент; a-показатель степени функции сигнала

В этом случае функция амплитуды сигналов будет иметь вид: А=АН+\С-Г, (17)

где /^-номинальное значение сигналов.

Имея в виду, что = 14/° и проведя соответствующие пре-

образования, получим выражение для определения остаточного ресурса при трёх измерениях вибрационного параметра:

*ер 1ост

0,8

(&Ап)

I/ср

(«8)

где Л/4л-предельное отклонение амплитуды сигналов работающей передачи, мВ; а-показатель степени функции изменения амплитуды сигналов; /¿-наработка к моменту последнего контроля, мо-то.ч.; 0,8-коэффициент оптимизации остаточного ресурса; ^-степень расширения интервала, необходимого для совмещения ремонтных работ рассмагриваемой составной части с другими.

Нередко остаточный ресурс требуется определить при условии обеспечения безотказной работы с определённой вероятностью. Для механических передач её целесообразно принять в пределах Р=0,8...0,99. С учётом этого интервал остаточного ресурса будет:

1

' ААп

1Щ + ЕЬпр

1 + Ба

Пр

-1

(19)

где Я-квантиль нормального распределения, ст„р-погрешность прогнозирования.

Применение трехкратного измерения диагностического сигнала даёт возможность увеличивать интервал остаточного ресурса от 0,1 до 0,125, что расширяет возможность выполнения попутного ремонта.

В большом числе случаев определение неисправностей механических передач вполне достаточно проводить но качественным признакам, не прибегая к инструментальной проверке. За качественные признаки можно принять повышенный шум, стуки, увеличенный нагрев, течь масла, повышенную вибрацию и другие.

Техническое состояние передачи зависит от комплекса признаков. Число признаков, определяющих работу передачи, выбирается из практических соображений экспертно с учётом разделительных свойств признаков, позволяющих определить какой неисправности соответствует тот или иной признак.

При поиске неисправностей используют вероятностный метод, если известна совокупность признаков, каждый из которых с определённой вероятностью характеризует состояние передачи, указывает на определённую неисправность. На основании этого следует в передаче устанавливать ту или иную неисправность.

Среди вероятностных методов наиболее интересен байесовский подход. Он предполагает наличие априорной вероятности неисправностей, вероятностей появления качественных признаков при неисправности.

Вероятность неисправности при наличии комплекса признаков определяют по выражению:

Р{Н'/к) = {рШрК{к%а) • (20)

где Р{Н/) - вероятность /-ой неисправности; Р(К / Н/) -вероятность появления комплекса признаков при неисправности Н1 ; Р{Н1 / к) - апостериорная вероятность появления неисправности Н, после того как получены результаты оценки по комплексу качественных признаков К.

Третий раздел посвящен разработке методологических основ вибрационного диагностирования механических передач.При обосновании методов выделения области фильтрации сигналов преследовалась цель повышения информативности сигналов.

Теория распознавания образов говорит о наибольшей информативности в случае, если параметры выходного воздействия повторяют параметры входного воздействия или кратны им. В связи с этим установлено, что для получения большей информативности следует изучить вопросы искажения вибрационных импульсов при прохождении их по вибрационному каналу передачи от места возникновения ударного воздействия до места установки вибропреобразователя. Для выделения сигналов следует использовать ту область, где искажения будут небольшими.

Использование области фильтрации, отвечающей приведенным требованиям, позволяет обеспечить линейность системы, либо в наибольшей степени приблизиться к ней.

Исследования вибрационных процессов в механической передаче следует начинать с изучения общих спектральных характеристик выходного сигнала. По спектральной характеристике можно сделать общий вывод о частотном составе спектра, о характере распределения составляющих, степени изменения интенсивности различных составляющих спектра выходного сигнала при изменениях технического состояния передач.

В исследованиях определено, что наиболее приемлемым подходом в изучении колебательных свойств служит изучение амплитудно-частотной характеристики путем возбуждения

гармоническими колебаниями. Он позволяет выявить наличие резонансных зон в канале, распределение их по частоте и выбрать полосу пропускания с учетом небольших искажений, обеспечить согласование выходного сигнала с входным воздействием.

Определяя необходимый для технологии нагрузочный режим, следует учитывать наличие масла в передаче, поскольку коэффициент демпфирования системы со смазкой и без нее существенно отличается, а амплитуда сигналов в первом случае изменяется на порядок.

При определении нагрузочного режима следует определить возможность использования в технологии диагностирования технологической нагрузки, которая обычно отличается высокой стабильностью. Это существенно упростит технологию диагностирования.

Скоростной режим следует определять с учетом ряда соображений. Одним из основных требований служит затухание импульса от работающей передачи к началу следующего удара, если не полностью, то хотя бы с глубиной модуляции, достаточной для обработки и определения начала удара. Глубина модуляции принимается достаточной, если она не ниже 0,5...0,6. В разработанном способе получены сигналы с глубиной модуляции около единицы.

При определении скоростного режима необходимо изучить резонансные свойства канала, по которому распространяются колебания. Выбирая скоростной режим необходимо проверить наличие резонансных режимов на всём диапазоне рабочих частот вращения ведущего вала, на котором возможно диагностирование.

К режимам диагностирования следует отнести и наличие (отсутствие) смазки в передаче. Диагностирование с маслом предпочтительнее в силу ряда причин: экономичности, уменьшения погрешности и трудоемкости оценки.

При использовании параметров вибрационного сигнала для прогнозирования остаточного ресурса необходимо получить путем статистических наблюдений основные показатели функции изменения диагностического параметра, вчастности, средний ресурс, допускаемые отклонения, показатель степени функции изменения параметра. Эти показатели необходимо определить и в случае прогнозирования по реализации вибрационного параметра.

Применение метода прогнозирования остаточного ресурса по реализации вибрационного параметра позволяет учесть индивидуальные особенности каждого механизма и его

эксплуатационные характеристики. При определении остаточного ресурса целесообразно установить его оптимальное значение с использованием технического или экономического критерия, а в случае попутного ремонта или обслуживания, и его интервал в течение которого возможна постановка машины на ремонт.

В случае, если требуется ответить на вопрос надежно ли отработает передача до следующего межконтрольного срока требуется нахождение остаточного ресурса с заданной доверительной вероятностью по реализации вибрационных сигналов.

В процессе исследования разработаны основные положения метододики поиска неисправностей, заключающиеся в выборе качественных признаков, перечня неисправностей, их априорных вероятностей, возникновения возможности использования при поиске неисправностей современной вычислительной техники.

Методология применения вибрационного способа исходила из его универсальности, обеспечения широкого использования при оценке различных типов и коксгрукций передач, что позволяет использовать один и тот же прибор для широкого класса механизмов.

В четвертом разделе изложены результаты исследований по разработке основ технологии вибрационного диагностирования.

Важная роль в технологии диагностирования отводится выбору области фильтрации сигналов. Для ее обоснования снимался спектр колебаний работающей передачи в диапазоне 20Гц...40кГц. Он отличается широким частотным составом, простирается на всем указанном диапазоне. Наиболее высокая амплитуда колебаний в диапазоне частот 3,5...5,5 кГц; 1,4...3,5 кГц; 5Д..7 кГц.

Были рассмотрены спектры колебаний, снятые в более узких диапазонах 0...63 Гц, 63...200 Гц, 200...630 Гц, 630...2000 Гц, 2...6.3 кГц, 6,3... 10 кГц. Из рассмотрения спектров колебаний работающей передачи видно, что рассеяние амплитуды колебаний с увеличением частоты уменьшается, т. е. амплитуда становится более стабильной. Стабильность служит фактором, снижающим погрешность измерения.

Как показали исследования, для изучения передаточных свойств необходимо использовать характеристику канала путем возбуждения гармонических колебаний. Эта характеристика свидетельствует, что в звуковом диапазоне частот имеется много резонансов с высокой добротностью контура.

Наибольшее проявление резонансного контура имеется в окрестностях частот 0,9; 1,4; 1,5; 2,2; 3,9; 5,4; 9,8; 11; 12 кГц. Добротность резонансных контуров очень высока. Они передают сигналы без искажений при полосе пропускания, равной 0,3...2 кГц. Требуемая же

полоса пропускания значительно выше и составляет 3...5 кГц. Исследования характеристик показывают, что с увеличением частоты ширина резонансных контуров увеличивается (добротность снижается), а искажение сигналов уменьшается, и уже на частоте 17... 19 кГц добротность такова, что резонансная кривая проявляется мало.

Колебания, полученные при работе передач, относятся к затухающим. Для обоснования технологии диагностирования очень важно, чтобы к началу следующего - сигнала колебания, возникшие от предыдущего соударения, полностью затухли. Затухание колебаний увеличивается с увеличением частоты. Установлено, что при коэффициенте затухания, равном 54с"'за одну мс, вибрационные сигналы при частоте 10 кГц уменьшаются по амплитуде в 10,2 раза, на частоте 20 кГц - в 20,3 раза, а на частоте 30 кГц - в 30,02 раза.

Поэтому, исходя из изложенного выше, было признано целесообразным выделение сигналов проводить в более высоком диапазоне, переходя в ультразвуковой спектр, что должно быть использовано в технологии диагностирования.

Однако в указанном диапазоне интенсивность колебаний очень мала. Чтобы иметь возможность выделения сигналов такой интенсивности, была использована резонансная частота вибропреобразователя, где чувствительность, благодаря резонансному контуру, повышается на порядок по сравнению с звуковым спектром.

На рис.2 изображена осциллограмма работающей передачи. Выделение проводилось на частоте 31,5 кГц. Глубина модуляции сиг-' нала близка к единице. Нарастание колебаний по времени составляет около 0,15 мс. Длительность затухания приблизительно соответствует 0,45 мс. Появилась возможность использования в технологии и временного параметра, в частности, для определения зазоров в полтинниках 401)0 коэффицент перекрытия.

Форма сигналов анализировалась путем её сопоставления с кривой напряжении, возникающих при пересопряжсниях. На входе зубьев в зацепление происходит нарастание силы по линейной зависимости. Примерно по,такой же форме происходит снятие нагрузки при выходе из зацепления. Импульсные посылки, передаваемые через колебательную систему, создают вибрационные сигналы также треугольной формы. Значит искажения сигналов при прохождении по системе достаточно малы, чего в звуковом диапазоне не наблюдается, а сигнал на выходе мало напоминает импульс на входе.

.'Ш1Г.ЯШ'

и »чип «дат

Рис.2. Осциллограмма работающей зубчатой передачи, снятой при п= Л 50 мин-' и развертке 1,5 мс/см.

Исследование связи диагностического параметра с режимами работ имело цель выявить такие из них, которые бы с малой погрешностью отражали техническое состояние передачи, повышали достоверность метода и чувствительность к изменению структурных параметров. Эти режимы включаются затем в технологию диагностирования.

Исследования проводились в двух вариантах при наличии смазки в передаче и при ее отсутствии.

Нередко виброимпульсные сигналы в течении ударного воздействия длительностью в доли мс раздваиваются. Осциллограмма напряжений зуба свидетельствует, что после входа зуба в зацепление нагрузка в первой фазб - фазе двухпарной работы не имеет постоянного значения, а совершает высокочастотные колебания. С увеличением износа колебания нагрузки становится большими по амплитуде. Наряду с этим повышается и частота колебаний.

После достижения своего максимального значения на входе нагрузка приближенно по этому закону снижается. Длительность снижения мала, а величина изменения силы велика. В этой связи имеется мгновенное снятие нагрузки (до значения 0,2...0,6 от первоначальной силы) за промежуток времени в 1,3...1,8 раза меньшей чем длительность вступления в зацепление, что вызывает упругую волну, распространяющуюся по конструкциям и дающую второй всплеск этого же сигнала. Этот всплеск присутствует обычно в передаче, имеющей значительный износ и без масла. Величина обоих всплесков одного и того же сигнала имеет случайную природу. Такой же характер вибрационного сигнала проявляется и при переходе к однопарной зоне.

Анализ графика зависимости амплитуды сигналов от статической нагрузки в зацеплении показал, что вначале с ростом нагрузки

от нуля до некоторого значения амплитуда вибрационных сигналов возрастает, а затем, начиная с некоторого значения нагрузки, стабилизируется.

При частоте вращения 1200 мин"1 стабилизация амплитуды наступает, начиная с нагрузки « 38 кН/м. При частоте вращения п=1500 мин 1 стабилизация наблюдается несколько позже, с 44 кН/м.

Это объясняется тем, что комплексная ошибка зацепления, связанная со структурными параметрами, представляет собой разность деформации зубьев и ошибки шага (играющей в динамике важную роль) . С увеличением деформации, получаемой при увеличении статической нагрузки, комплексная ошибка также уменьшается и наступает момент, когда она равна нулю.

Отсюда следует вывод о целесообразности использования в технологии диагностирования передачи с нагрузкой, превышающей 4-1...50 кН/м. В этом случае отклонения в нагрузке, возникающие при диагностировании передачи, сильного влияния на результаты диагноза оказывать не будут.

Вторым весьма важным фактором для технологии диагностирования служит частота вращения ведущего вала передачи. С увеличением частоты вращения, скорость срединного удара пропорциональна угловой скорости ведущего вала. Однако, характер зависимости различается от того с маслом работает передача или без него. При отсутствии масла с изменением частоты вращения зубчатой передачи МТЗ-80 имеются зоны, где амплитуда виброимиульсных сигналов

имеет выраженный максимум(п» 610;810;1150л««/-1).

В то же время наблюдается минимумы амплитуды в окрест-

-1

ностях /7* 1000 и/7 « 1300 л«*« . Амплитуда сигналов зависит от час-готы вращения, снижаясь или возрастая по плавной кривой на различных участках графика, что подтверждает теоретические предпосылки наличия резонансных режимов работы.

Расчетные резонансные режимы должны быть у передачи в

окрестностях частот вращения 594, 891, 1183, 1485, 1782, 2075 мин

Фактически они составили около 700, 810, 1000 мин 1 . Наблюдаются некоторые отклонения от расчетных значений. Причинами этого являются разность масс деталей, допущенная при изготовлении, изменение массы с износом, изменение с износом жесткости, продолжительности фаз зацепления, соотношение погрешности основного шага с деформацией зубьев и другие.

Учитывая сдвиг резонансного режима и невозможность эпределения заранее его положения, технология дигностирования должна предусматривать его нахождение.

Ранее отмечалось, что в передаче возникают кратные резо-нансы с коэффициентами кратности 0,1; 0,11; 0,125; 0,17; 0,2; 0,25; 0,33; 0,5; 1; 2; 3 и т. д. В связи с многоэлементностью системы, передача должна отличаться большим количеством резонансных режимов. В действительности, не все резонансные режимы проявляются в равной мере. Более того, большая часть их не проявляется совсем. Это зависит от величины и закона возмущающей силы, сил внутреннего трения и свойств колебательной системы.

Установлено, что с увеличением кратности резонансного режима (повышением частоты вращения) ширина резонансной зоны увеличивается, снижая погрешность диагностирования, вызванную возможным отклонением частоты вращения от установленного технологией значения.

Назначение жесткого скоростного режима в технологии диагностирования передач (без смазки) неизбежно приводит к большой погрешности, особенно, если частота вращения попала в одну из ветвей резонансного контура, обычно имеющих высокую добротность.

Пределы изменения режима по частоте вращения можно определить для каждой из передач. Для режима п » 1150 мин 'сдвиг в связи с износом может быть равным 60... 70 мин 'а с учетом изменения некоторых параметров эту величину следует расширить на 70... 90 мин ' в каждую сторону. Диапазоном, где будет наблюдаться режим резонансной работы будет частота вращения 1060 ...1310 мин '.

Аналогично этому определяются диапазоны частот вращения, в которых располагаются другие резонансные режимы. В установленных подобным образом областях и следует искать резонансные режимы, по максимальной амплитуде вибрационных сигналов, сопровождающих работу передачи.

Диагностирование передачи без масла приемлемо, в основном, в условиях ремонтного производства, а также для контроля качества нового механизма. В практике эксплуатации предпочтительно проведение диагностирования передач со смазкой. Масло между контактирующими телами препятствует сближению контактирующих тел и, поэтому амплитуда колебаний и величина ударного импульса снижаются. Характерно, что резонансные режимы при диагностировании с маслом не проявляются в силу большой величины коэффициента затухания колебаний, создаваемого маслом. С увеличением частоты вращения чувствительность возрастает, поскольку амплитуда от частоты вращения в рабочем диапазоне частот двигателя изменяется пропорционально (рис.3).

Рис.3. Зависимость амплитуды вибрационных сигналов А зубчатой передачи с маслом от частоты вращения ведущего вала л. 1,3 -передача Ъ\ — 21, Ъг - 43 различного технического состояния, 2,4 -передача 7л — 27. Ъг - 37 различного состояния.

А,мВ

30

20 10

О -1

Рис.4. Зависимость амплитуды А сигналов карданной передач» различного технического состояния от частоты вращения вала п.

В работе выявлена максимальная частота вращения, при которой возможно диагностирование, определяемое с учетом длительности вибрационных сигналов. При длительности 0,5 мс она из условия обеспечения полного затухания колебаний равна 3257 -1

мин , что находится значительно выше раоочих частот двигателя.

Среди структурных параметров существенное влияние на амплитуду вибрационных сигналов оказывает погрешность профиля, ее отклонение от эвольвенты. При перемещении точки контакта по

зубу

нагрузка при её постоянной статической величине колеблется от своего среднего значения. У новых передач колебания имеет высокую частоту и размах - около 10% от статической нагрузки. У изношенных колес размах высокочастотных колебаний силы составляет более 20 % статической силы, т.е. увеличивается в два раза, повышая ударный импульс в несколько раз.

Установлено, что уменьшение длительности переднего и заднего фронта ударного воздействия у изношенной передачи приводит к более выраженному характеру ударного приложения нагрузки, вызывающей по этой причине более интенсивный износ передачи и значительное увеличение амплитуды сигналов.

Исследованиями установлено, что основными структурными параметрами, влияющими на динамику передачи и амплитуду вибрационных сигналов, служат отклонение рабочего профиля зубьев от эвольвенты, ошибка шага зацепления, радиальный зазор в подшипниках, уменьшающий коэффициент перекрытия передачи, характеризующий плавность ее работы.

Наиболее тесная связь амплитуды сигнала с радиальными зазорами наблюдается при отсутствии нагрузки в зацеплении. Коэффициент корреляции здесь- 0,87. Увеличение амплитуды от уменьшения коэффициента перекрытия, связанного с зазорами в опорах, происходят по показательной функции.

/4 = 4,48-2786* , (23)

где 6 - отклонение коэффициента перекрытия от номинального. Уравнение регрессии связи диагностического параметра со структурными для зубчатой передачи:

А = 2,34 +0,851Ajt, +0,499Дх, + 0,717Дх3 +0,62Д*4 +10,78Дх5 , (24) где Ах,-ошибка зацепления, мкм; Ахг,&х3-отклонение профиля зуба ведомого и ведущего колеса от эвольвенты, мкм; Дх4-конусность ведущего колеса, мкм; ДЛ"5- отклонение коэффициента перекрытия .

Коэффициент множественной корреляции амплитуды с наиболее важными параметрами зубчатых колес - с ошибкой шага зацепления, коэффициентом перекрытия и погрешностью рабочего профиля зубьев составляет 0,87.

При диагностировании подшипников ударные процессы появляются от перекатывания цапфы по телам качения и отклонения их формы от идеальной. В момент перекатывания цапфы вала с шарика на шарик возникает сила, которая с наработкой оставляет на неподвижном кольце углубление в виде лунок. Шарики, попадая в них, возбуждают ударные импульсы, с износом увеличивающиеся более чем на порядок.

Функции сигналов имеют экспоненциальную или степенную зависимость. Они показывают, что с ростом зазора в подшипнике амплитуда в начале увеличивается достаточно умеренно, а затем, начиная с зазоров 0,4...0,5 мм, происходит резкое повышение амплитуды сигналов. Это увеличивает чувствительность вибрационного метода тс предельному значению структурного параметра, что особенно важно при диагностировании подшипников многих машин. Резкий рост амплитуды происходит в силу того, что энергия соударение деталей увеличивается пропорционально квадрату его скорости. Зависимость диагностического параметра от структурного при одной и той же частоте вращения вала имеет экспоненциальный характер (рис 5):

А = ехр(0,0822 + 3,744s) , (25)

где А -амплитуда сигналов, мВ; S-радиальный зазор в подшипнике, мм.

АмЯ.

1С

10.

j /

/J

лУ

О 0,2 О,;

0,6 0,8 ^Л мм

Рис.5. Зависимость амплитуды сигналов А от радиального зазора S в подшипнике (1) и от смещения h центра тяжести карданного вала (2).

В карданной передаче связь амплитуды сигналов с её техническим состоянием обусловливается отклонением центра тяжести и отражается линейной зависимостью.

А = 1,83 + 31,17/) , (26)

где Ь - смещение центра масс, мм.

В работе установлена целесообразность использования амплитуды вибрационного сигнала для прогнозирования остаточного ресурса механических передач. Выявлено, что амплитуда сигналов с увеличением времени работы изменяется по плавной кривой. Для выражения зависимости амплитуды сигналов от наработки принята степенная функция. По мере наработки растет величина амплитуды, особенно яри значениях, близких к предельным. Это преимущество вибрационного способа следует подчеркнуть особо, поскольку

погрешность диагноза в этом случае снижается, а вероятность отказа и остаточный ресурс определяются наиболее точно, уменьшая при этом погрешность выбраковки элементов.

Поскольку исследований по обоснованию предельных, допускаемых и других значений виброакустических параметров передач не проводилось, потребовалось их определение статистическим путем. При распределении ресурса по закону Вейбулла, коэффициенте вариации ресурса 0,5 был получен средний ресурс передач, равный

Гср = 6... 7 тыс мохо.ч.

Номинальное значение амплитуды вибрационных сигналов установлено путем измерения амплитуды у новых передач, прошедших обкатку. По ряду передач это составляет 2...3 мВ, подшипников 0,3...1 мВ, карданных передач 0,5...1 мВ, подшипников, состояние которых определяется через коэффициент перекрытия, до 1,5 мВ.

За предельное значение амплитуды вибрационных сигналов принято значение амплитуды передач, достигших предельного технического состояния. Например, по ряду передач имеющих ¿1 = 27 , ¿г = 38 получено предельное значение 57 мВ. На основе приведенных данных определим допускаемое значение вибрационного параметра.

При эксплуатации механических передач непрерывные издержки пренебрежимо малы, поэтому принималось, что функция непрерывных издержек 8(1)=0. Нормированное значение удельных дискретных издержек (в долях издержек на предупредительную замену ), связанных

с устранением последствий отказов, для трансмиссии принято Л> = 2. Издержки А, связанные с устранением отказа, включают в себя издержки С на предупредительную замену элемента и потери от простоя машин при устранении последствий отказов. Оптимальное допускаемое значение вибрационного параметра в долях предельного составило = 0,46 д. Исходя из этого определили допускаемое значение вибрационного параметра. Для указанной передачи оно составило 26,2 мВ. Допускаемое отклонение вибрационного параметра от номинального значения оказалось 23,2 мВ.

Полученные таким образом предельные значения для подшипников составляют 10 мВ, для карданного вала 64 мВ. Допускаемые значения составили для карданного вала 31 мВ, подшипников качения - 4,8 мВ.

Показатель степени а, функции изменения вибрационного параметра находился как среднее значение из трёх измерений для каждой передачи, а затем усреднялся по всем передачам. Найденный таким способом показатель составил 3,3.

Функция диагностического сигнала для указанной передачи имеет вид:

А =3+ V?t3'3 (27)

где А- амплитуда вибрационных сигналов, мВ; t - наработка, мото-ч.; показатель средней скорости отклонения амплитуды вибрационного сигнала, мВ/мото-ч" ; 3-номинальное значение сигналов, мВ.

Один из важнейших показателей в функции изменения вибрационных сигналов - скорость отклонения амплитуды сигналов. От точности его определения существенно зависит точность прогнозирования технического состояния передачи. С целью повышения точности определения скорости отклонения диагностического параметра, предложено учитывать неравнозначность каждого из трёх измерений. Для этого введены весовые коэффициенты, отражающие значимость каждого измерения.

Для первого результата измерения весовой коэффициент следует принять ¿V =0,2, для второго ^2=0,3, для третьего Аз=0,5. Это позволяет более полно учесть изменения функции на предшествующем этапе эксплуатации передачи.

Показатель средней скорости отклонения параметра от номинального значения изменяет свое значение с наработкой. В начальном периоде работы показатель составляет 0,6...3-10~1\\В/мото-ч., а в заключительном периоде повышается в несколько раз, иногда на порядок. При использовании трех измерений погрешность определения остаточного ресурса обычно уменьшается на !0...20%. Функция изменения амплитуды сигналов изображена на рис. 6.

Представляет интерес определение оптимального остаточного ресурса. В первом приближении ( вполне достаточным в практических целях ) полученный остаточный ресурс следует умножить на коэффициент оптимизации - 0,8.

Установлено, что нахождение по вибрационному параметру оптимального остаточного ресурса целесообразно при *ост > !м ^межремонтной наработки ). При ¡ост - 2...3tM механическая передача имеет высокую надёжность, а вероятность безотказной работы в следующий межконтрольный период приближается к единице.

Среднюю скорость отклонения вибрационного параметра следует также использовать и при более точной оптимизации 1осг по экономическому критерию.

Рис.6. Зависимость амплитуды вибрационных сигналов А зубчатой передачи от наработки /.

Нахождение оптимального остаточного ресурса *°ост при

экономическом критерии имеет смысл, если *°ст < , когда остаточный ресурс меньше межконтрольной наработки. Для его нахождения следует установить по литературным источникам или путем расчетов, издержки, связанные с устранением последствий отказа и диагностированием передачи, которые могут выражаться в руб. или чел-часах.

Определение *ост по экономическому критерию рекомендуется выполнять с помощью компьютера.

Для обеспечения попутного ремонта или обслуживания оптимальный остаточный ресурс следует расширить в обе стороны от

расчетного значения. Учитывая более ВЫСОКУЮ ТОЧНОСТЬ ПОЛучеНИЯ ^ост по трем измерениям, можно получить интервал остаточного ресурса при выработке которого следует выполнять ремонтные воздействия с расширением на 0,125 в обе стороны.

В работе установлен перечень неисправностей и соответствующий им перечень качественных признаков для передач и подшипников, а также коробки передач трактора МТЗ-80(82). Исследовано использование технологии поиска неисправностей для коробок передач трактора.

Определены вероятности неисправности Р(Н,) и условные вероятности появления качественных признаков при неисправностях Р(к1 / Н) . Эти данные отражены в табл.1, где Нх - износ рабочих поверхностей зубчатых колес; Нг - износ подшипников качения; Н3 • износ свертной втулки; Нл- поломка (скол) зубьев; Нъ- отсутствие бокового зазоров в передаче; Нь- износ зубьев на конус; Н,- износ торцев зубьев; На- неотрегулирована муфта сцепления; /Уд-износ механизма переключения; Ню- исправное состояние; А, - повышенный шум в передаче; кг - стуки в коробке передач; к3 - самопроизвольное выключение передачи; к4 - затруднительное включение передачи; кь -шум на нейтральной передаче; к^ - повышенный нагрев корпуса; к7 -шум в передаче во время включения.

Таблица 1 служит диагностической матрицей для определения неисправностей по их апостериорным вероятностям.

Таблица 1

Априорные и условные вероятности технического состояния коробки передач

Нснсправ пость Априортгая всроят-иосчь псисправ- ИОС111 Р(Н,) Условные вероятности появления качсстякиных признаков при неисправпосгях Р{К11Н;)

К, Кг К3 *4 к5 Кв К7

Н, 0,06 0,82 0,02 0,18 0,04 0,36 0,01 0,01

нг 0,04 0,52 0,23 0,02 0,02 0,76 0,01 0,01

Н3 0,01 0,46 0,34 0,01 0,01 0,8 0,01 0,01

Н4 0,01 0,01 0,96 0,01 0,01 0,01 0,01 0,01

На 0,01 0,47 0,2 0,01 0,16 0,01 0,46 0,01

Н6 0,03 0,19 0,01 0,73 0,05 0,01 0,01 0,01

Н7 0,03 0,24 0,02 0,21 0,048 0,01 0,01 0,28

Н, 0,01 0,01 0,01 0,01 0,01 0,01 0,01 0,9

н9 0,03 0,01 0,01 0,58 0,43 0,01 0,01 0,01

0,77 0,01 0,01 0,001 0,1 0,01 0,02 0,06

Апостериорная вероятность неисправности Р[Н I К) определяемая по выражению (20) при наличии всего комплекса качественных признаков составляет 0,797. Апостериорные вероятности неисправностей при комплексе всех признаков и при одном признаке отражены в табл.2. При проявлении не всего комплекса признаков, а только части его, расчет апостериорных вероятностей по алгоритму не претерпевает каких-либо изменений, а является лишь частным случаем.

Таблица 2.

Апостериорные вероятности неисправностей при наличии качественных признаков

номер не-исп-рав-нос-ти Апостериорная вероятность неисправности при комплекс е признаке Апостериорная вероятность при наличии только одного качественного признака

К, К2 к3 К* *5 *е «г

н, 0,14 0,73. 0,009 0,041 0.0029 0,018 0.004 0.001

Н} 0,797 0,096 0,087 0,002 0,00073 0,412 0.001 0.007

Нз 0,0000066 0,0015 0,039 0,002 0.000091 0,071 0.00048 0.00013

н4 1.2-10''4 0,000101 0,786 0.0001 0,000051 0,00026 0.00026 0.000076

ня 0,0386 0,044 0,0612 0,0006 0.00013 0.0013 0,11 0.00038

Не 0.00114 0.037 0,005 0,584 0,0031 0,0029 0.003 0,034

н7 0.0223 0,00546 0,0001 0,006 0.008 0.00043 0.00045 0,005

Не 0.0000049 0.000256 0.0004 0,0003 0,00012 0.00063 0.00066 0,169

Н9 0,000414 0,00184 0.0006 0,34 0,066 0.0046 0.005 0,001

Н,0 0.000508 0.065 0.0005 0.022 0,912 0,297 0,873 0,782

При наличии неполной априорной информации следует проводить оценку неисправностей, применив самообучение с использованием качественных признаков. Суть самообучения заключается в том, что к имеющимся априорным данным добавляется информация от диагноза поступающих объектов диагностирования. Если при диагностирования по качественным признакам поступила коробка передач с неисправностью Ц обследованной по признаку к, ,

то производится корректировка априорных вероятностей, что заложено в алгоритм поиска неисправностей. Следует заметить, что при поступлении объектов изменяются априорные вероятности всех неисправностей, а также условные вероятности каждого качественного признака при неисправности Нг Откорректированные значения помещаются в уточненной диагностической матрице. Такой подход рекомендуется использовать при органолептическом

диагностировании.

Технологией диагностирования предусматривается определение неисправности по комплексу признаков К и одному признаку кг Согласно байесовскому решающему правилу состояние передачи следует отнести к неисправности с наибольшей апостериорной вероятностью:

Н„ если РЩ / К) > Р(На / К), (28)

где в- номер неисправности, кроме /'-й.

Для диагностической матрицы, приведенной в табл.2 выявлена наибольшая вероятность у неисправности Н2 при наличии всего комплекса:

0,797= Р(Нг / К) > Р(Н./ К)

Аналогично этому находится неисправность и при появлении только одного качественного признака.

В пятом разделе "Средства вибрационного диагностирования и прогнозирования остаточного ресурса "описывается аппаратура вибрационного диагностирования передач, в том числе прибор КИ-12435 и автоматизированная система КИ-13940, созданные с участием автора и реализующие способ и технологию диагностирования и прогнозирования остаточного ресурса.

Электронный прибор КИ-12435 предназначен для диагностирования трансмиссий и их элементов по параметрам вибрационных сигналов. Предел измерения амплитуды 2 мВ...З В. Учитывая наличие передач с большим рассеиванием интенсивности соударения, предусмотрены коэффициенты усиления /г, =5, к2 =10, /г3 =50. Вес 3,8 кг позволяет использовать его и в качестве переносного. Измерение амплитуды проводится по 100 импульсам с дальнейшим их усреднением.

В диагностической установке КИ-13940 реализован наряду с другими способ вибрационного диагностирования передачи и прогнозирования остаточного ресурса. Эта система позволяет измерять амплитуду сигналов в пределах 0,5 мВ...З В. При обработке диагностической информации возможно усреднение десяти или ста

импульсных сигналов, масштабирование с целым или нецелым числом, суммирование и вычитание с использованием весовых коэффициентов. Результаты диагностирования выдаются на цифровой индикатор, имеется цветовая сигнализация и устройство печати. Система автоматизированная, позволяет проводить измерения только в установленных оператором пределах нагрузочного и скоростного режимов. При выходе из них она прекращает работу и возобновляет автоматически после прихода параметра в норму. Диагносгирование передач с помощью описанных приборов отличается простотой технологии и малой трудоёмкостью. В настоящее время разрабатываются диагностические средства, включающие в себя микропроцессор и позволяющие углубить степень автоматизации процессов диагностирования и прогнозирования остаточного ресурса.

В шестом разделе изложены рекомендации по использованию методов и средств диагностирования передач и прогнозированию её остаточного ресурса.

Вибрационный способ оценки состояния передач и их элементов применим для всех типов передач, где имеется ударный характер нагрузки. Объективным критерием применимости способа служит длительность соударения взаимодействующих деталей, не превышающая 12... 15 мс.

При затруднениях в расчётах длительность следует определять из кинематических соображений, учитывая, например, что в зубчатой передаче она составляет ориентировочно 10 % длительности пересопряжения зубьев, в подшипниковой опоре 2...4 % периода вращения сепаратора, делённого на число тел качения, карданной передаче 5 % от оборота вала и т.д.

В практических условиях определение возможности использования способа можно определить по величине амплитуды сигналов передачи имеющей номинальное состояние. Если сигнал имеет значение не ниже 0,8—1,2 мВ, то применение вибрационного способа для диагностирования передач на исследуемом режиме возможно.

Плановое диагностирование передач следует проводить при ТО-3. Кроме этого следует применять и заявочное диагностирование. Диагностирование передач необходимо осуществлять и при постановке машины (механизма) на ремонт с целью определения передач, не нувдающихся в ремонте. На заводах-изготовителях и в ремонтном производстве следует использовать разработанный способ для проверки качества изготовления или ремонта, а также определения взаимного положения деталей, обеспечивающего наименьшую динамическую нагрузку (например, в главной передаче).

Вибрационный способ рекомендуется применять в стационарных условиях на станциях и постах ТО , а также в полевых условиях, непосредственно на рабочем месте.

Диагностирование передач технологического оборудования, работающего в стационарных условиях, рекомендуется проводить на рабочем месге, без демонтажа. Скоростной режим здесь обеспечивается приводным двигателем при соответствующей технологической нагрузке.

В стационарных условиях на крупных станциях для диагностирования следует использовать автоматизированную установку многоцелевого назначения типа КИ-13940 ГОСНИТИ в современном исполнении, на пунктах ТО при условии проверки передач без нагрузки рекомендуется применять приборы КИ-12435, Мепа-21.

Амплитуду вибрационного сигнала используют для прогнозирования остаточного ресурса всех передач, где имеются ударные воздействия, поскольку она является функцией наработки.

Определение оптимальное остаточного ресурса следует проводить по двум критериям - техническому и экономическому. Технический критерий должен применяться при отсутствии информации о денежных или трудовых затратах, связанных с отказом и предупредительном восстановлением элементов по вибрационному параметру.

Оптимальный 1оат по экономическому критерию целесообразно определять с предварительным нахождением экономических показателей. Для минимизации издержек необходимо использовать компьютерные программы.

Таким образом, область использования прогнозирования эстаточного ресурса передач достаточно широка и не ограничивается классом передач и сферами, в которых они в настоящие время «пользуются.

Поиск неисправности по качественным признакам с •«пользованием байесовского метода применим для любой передачи 5ез каких-либо ограничений их типа, условий эксплуатации и прочих збстоятельств.

Из всего перечня неисправностей следует выбрать 1...5 наиболее ¡начимых, определяющих ресурс передачи, и 1...4 качественных тризнаков, которые бы наиболее точно свидетельствовали о наличии «исправности.

При принятии решения о неисправности следует исходить из ого, что установленная неисправность должна иметь наибольшую шосгериорную вероятность при проявлении комплекса признаков или

одного из них . Для каждой из неисправностей следует заранее установить определенный уровень распознавания - вероятности её проявления, при превышении которого принимается решение о наличии неисправности. В большинстве случаев уровень распознавания следует принять равным 0,7.

Если апостериорная вероятность неисправности менее 0,2, то состояние передачи принимается исправным. При апостериорной вероятности неисправности в пределах 0,2...0,7 необходимо подключить диагностические приборы для того, чтобы убедиться в наличии или отсутствии неисправности.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЙ

На основании результатов исследований можно сформулировать следующие выводы.

1. Существующие способы диагностирования механических передач имеют большую трудоемкость контроля и недостаточную чувствительность к изменению структурных параметров. Вследствие этого механические передачи зачастую подвергаются преждевременному ремонту. Фактическая межремонтная наработка составляет 44...53% от нормативного значения. Преждевременный ремонт вызывает необоснованные затраты труда и денежных средств, ускоренное изнашивание сопрягаемых деталей.

2. Работа механических передач сопровождается ударами. За шаг зацепления наблюдается два удара, один из которых вызывается соударением зубьев при входе в зацепление, а другой переложением нагрузки с двух пар зубьев на одну. В карданной передаче превуалируют удары, возникающие от смещения центра масс от оси абсолютного вращения и отклонения главной центральной оси инерции вала от этой оси. За оборот наблюдается одно ударное воздействие, если частота вращения превышает некоторое значение, до которого удары возникают от "перекатывания" вала по шлицам (до 100...350 мин в зависимости от конструкции). В подшипниковых опорах удары возникают от перекатывания цапфы вала через тела качения. Сила ударных воздействий связана с техническим состоянием передач, с износом она увеличивается.

3. В качестве обобщенного параметра технического состояния передач следует использовать амплитуду вибрационных сигналов, отражающую интенсивность ударных воздействий в передаче и имеющую тесную связь с ее структурными параметрами. Коэффициент множественной корреляции амплитуды с погрешностями зацепления составил 0,82, с параметрами технического состояния карданной

передачи - 0,87, с радиальным зазором в подшипниках при постоянном зацеплении - 0,89, а при отсутствии зацепления (холостом вращении вала) - 0,91. Длительность удара и форма импульсного сигнала имеют слабую связь со структурными параметрами передач.

4. Определение области фильтрации сигналов следует проводить с учетом длительности ударного воздействия, уменьшения влияния амплитудно-частотной характеристики на искажение формы и длительности при прохождении по вибрационному каналу сигналов. Следует учитывать, что с увеличением частоты фильтрации затухание колебаний увеличивается, повышая тем самым возможность разделения сигналов от различных кинематических пар и частоту вращения, на которой можно проводить диагностирование, поскольку уменьшаются наложения импульсных сигналов. Причем до появления нового импульса предыдущий успевает затухнуть полностью, если использовать частоту около 25...30 кГц. Длительность сигналов от работающей передачи при этом составляет 0,2...0,7 мс. Импульсные сигналы от работающей передачи коробки передач МТЗ-80 будут затухать полностью до значения 3257 мин'1, что лежит за пределами рабочего диапазона.

5. Режимы работы передач при диагностировании следует выбирать с таким расчетом, чтобы ударные явления были ярко выражены. Нагрузка в зацеплении при диагностировании без масла должна быть не менее 30 кН/м, а с маслом - 44 кН/м. Скоростной режим передачи, работающей со смазкой, можно назначать в рабочем диапазоне 800...2000 мин '. Предпочтение следует отдавать более высоким режимам, поскольку чувствительность метода на них выше. При диагностировании без смазки следует использовать резонансный режим. С повышением частоты вращения ширина резонансной кривой увеличивается, добротность снижается, уменьшая погрешность определения амплитуды из-за отклонения от требуемой частоты вращения. При этом чувствительность в области параметрического резонанса выше, чем при главном. При невозможности использования этих резонансных режимов предпочтение следует отдать кратному резонансному режиму, ближайшему к указанному, но расположенному в рабочем диапазоне частот. Диагностирование зубчатых передач целесообразно проводить с маслом в корпусе редуктора. Стабильность показаний диагностического прибора в этом случае выше, погрешность диагностирования снижается, а технология проверки упрощается.

6. Характер изменения амплитуды сигналов с наработкой позволяет использовать вибрационный параметр для прогнозирования остаточного ресурса механической передачи. Он может определяться как по среднему статистическому, так и по реализации. Метод по

реализации изменения параметра приводит к снижению погрешности для конкретной передачи или механизма. Для повышения точности прогноза среднее значение показателя скорости изменения параметра следует определять по результатам трех измерений, с введением весовых коэффициентов при первом измерении равном, 0,2, втором-0,3, третьем-0,5. Учитывая особенности динамики механических передач, целесообразно показатель средней скорости изнашивания определять при наработке, превышающей 40...60% среднего ресурса передачи. Учитывая значительный показатель степени функции изменения параметра (более 2 для подшипников и 3 для зубчатых передач), рекомендуется допускаемые значения параметра брать в пределах 0,4...0,6 от предельного значения.

7. Разработанные на основании исследований требования к технологическим картам на диагностирование предполагают проводить диагностирование при ТО-3, постановке на ремонт и выходе из него, а также осуществлять проверку по потребности. Кроме того, рассмотрена возможность оценки качества при изготовлении передач, а также передач, работающих в стационарных условиях (конвейеров, транспортеров и т.д.). В них предусматривается создание определенных нагрузочных и скоростных режимов, усреднение необходимого числа измерений сигналов. Характерно, что технологические карты обладают универсальностью методических подходов при различных значениях амплитудных параметров (поминального, допускаемого, предельного). Требования применимы и к технологическим картам других механизмов с периодическим изменением нагрузки возникающей при их работе.

8. Использование средств вибрационного диагностирования КИ-12435 ГОСНИТИ, КИ-13940 ГОСНИТИ и др. позволяют сократить трудоемкость проверки, повысить точность измерений параметров и прогнозирования остаточного ресурса. Применение компьютерной программы для диагностирования, прогнозирования и поиска неисправностей значительно облегчает труд диагноста.

9. Разработанный вибрационный способ диагностирования механических передач обеспечивает выделение вибрационных сигналов в ультразвуковом диапазоне частот с использованием резонансной частоты вибропреобразователя (27...32 кГц). Теоретически и экспериментально установлено, что с повышением частоты фильтрации сигналов с 10 до 30 кГц увеличивается затухание колебаний в 3 раза, снижаются искажения сигналов при прохождении вибрационного канала, обеспечивая соответствие по форме и длительности выходного сигнала входному воздействию. Соответствие параметров входной величины ударов и выходной величины сигнала

обеспечивает снижение погрешности изменений. Способ обладает малым временем диагностирования, высокой чувствительностью, универсальностью и простотой технологии измерения.

10. С целью снижения затрат на проведение регламентного диагностирования следует использовать технологию поиска неисправносгей по качественным признакам с применением вероятностного подхода. Неисправности должны определяться по апостериорным вероятностям их появления. При определении неисправности может использоваться один качественный признак А; или комплекс признаков К. В обоих случаях за неисправность из перечня неисправностей принимают ту, апостериорная вероятность которой выше 0,7. При наибольшей апостериорной вероятности неисправности менее 0,2 передачу следует отнести к исправному состоянию. Если максимальная апостериорная вероятность в перечне неисправностей передачи лежит в пределах 0,2...0,7, то для уточнения состояния передачи следует применять диагностические средства.

При выборе неисправности, в первую очередь, необходимо останавливаться на наиболее значимых которые определяют ресурс передачи. В перечне достаточно иметь 1...5 неисправностей и 1...4 качественных признака по каждой неисправности.

При наличии неполной априорной информации следует использовать режим самообучения, когда с поступлением передач, имеющих неисправности и качественные признаки, корректируются априорная вероятность неисправности и условные вероятности признаков. Откорректированные значения должны использоваться в уточненной диагностической матрице.

11. Технология вибрационного диагностирования должна учитывать наличие смазочного материала в передаче. При диагностировании без масла скоростной режим следуег выбирать так, чтобы он находился в середине резонансного контура, что позволяет снизить погрешность по сравнению с другими частотами вращения. Учитывая, чго значения резонансного режима зависят от ряда факторов: жесткости, массы, свойств колебательной системы, претерпевающих изменения при переходе от объекта к объекту, следует заранее выбрать диапазон частот вращения, при котором диагностировать передачу в резонансном режиме.

Диапазон рекомендуемых частот вращения зависит от коэффициента кратности резонанса -X и нагрузки в зацеплении. При \ - 4, нагрузке 80 кН/м диапазон, где необходимо искать резонансный режим, равен 1060... 1310 мин

Использование способа вибрационного диагностирования. повышает фактическую наработку передачи до отказа в 1,3... 1.5 раза за

счет более полной выработки ресурса. Годовой экономический эффект составляет 119 тыс. рублей на один трактор в ценах 1996 года.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ ОПУБЛИКОВАНО В РАБОТАХ:

1. Диагностирование механических передач по качественным признакам / Сост. Мачнсв В.А. -Пенза, 1996. - Зс. -(ИЛ Пензенского ЦНТИ).

2. Диагностирование подшипников качения зубчатых передач / Сост. Мачнсв В.А., Шишкин В.И. -Пенза, 1995. - 2с. - (ИЛ Пензенского ЦНТИ).

3. Мачнев В.А. Вибрационные методы оценки зубчатых колес //Техника в сельском хозяйстве. -1979.-№12.-С 60- 61.

4. Мачнев В.А. Методический подход в исследовании вибрационных сигналов коробок передач: Труды ГОСНИТИ.- т.59. М.: ГОСНИТИ, 1979,-С. 80-83.

5. Мачнев В.А. Исследование и разработка методов диагностирования коробок передач тракторов по параметрам виброударных импульсов. Научный отчет, номер госрегистрации 780760, инв. ном. ВНТИЦ Б800074. М.: ГОСНИТИ, 1979,- 126 с.

6. Мачнев В.А. Вибрационное диагностирование коробок передач тракторов // Механизация и электрификация сел. хозяйства. -1980.-№3 -С.38-40.

7. Мачнев В.А. Исследование виброударных процессов в коробке передач тракторов: Межвуз. сб. научных работ. -Вып. 132. -Саратов, 1981.-С.80-88.

8. Мачнев В.А. Обоснование режимов работы КП тракторов МТЗ-80 и МТЗ-50 при диагностировании вибрационным способом: Сб. научных работ. Вып. 132. - Саратов, 1981.-С.88-96.

9. Мачнев В.А. Влияние интенсивности ударных процессов в зубчатой передаче на износ подшипников коробки передач // Механизация и электрификация сел. хозяйства. -1981.-№1. -С.59-60.

10. Мачнев В.А.. Соловьев В.И. и др. Способ определения износа подшипниковых опор валов механизмов с зубчатыми передачами //Бюллетень изобретений. -1981.-№10.- А.с.813168.

11. Мачнсв В.А., Михлин В.М. и др. Способ диагностирования одноступенчатого редуктора //Бюллетень изобретений. -1981.-№7.-А.с.807109.

12. Мачнев В.А. Вибрационный способ оценки технического состояния зубчатых колес //Рекомендации по внедрению в производство законченных научных разработок. -Пенза, -1982. С.47-49.

13. Мачнев В.А. Проблемы использования машинно-тракторного парка //Материалы областной научно практической конференции. Тезисы докладов. -Пенза, 1983. -С.93-94.

14. Мачнев В.А. О прогнозировании технического состояния коробки передач тракторов: Межвуз. сб. научных работ "Ремонт тракторов и сельскохозяйственных машин". -Саратов, 1982,- С.148-154.

15. Мачнев В.А. К формированию виброимпульсных сигналов в коробке передач тракторов И Вопросы эксплуатации МТП: Межвуз. сб. научных работ. -Саратов, 1983. -С.122-131.

16. Мачнев В.А., Михлин В.М., Соловьев В.И. Вибрационное диагностирование коробок передач тракторов // Механизация и электрификация сельского хозяйства. -1986. -№3. -С.38-40.

17. Мачнев В.А., Соловьев В.И., Ивлев A.B., Франкштейн С.М. Способ внбродиагностики эксцентрикового подшипника эксцентрикового механизма// Бюллетень изобретении. -198!.-№30. -Д. с. 834432.

18. Мачнев В.А, Диагностика коробок перемены передач // Стенные просторы. -1987.--Nbl2.-C. 38.

19. Мачнев В.А., Шишкин В.И. Диагностика - это резерв // Степные просторы. -1989.-№5. -С. 26.

20. Мачнев В.А., Шишкин В.И., Твердохлебова В.А. О цикле измерения вибрационного диагностического прибора II Тезисы докладов к областной научно-технической конференции. -Пенза, 1990. -С.49-50.

21. Мачнев В.А., Шишкин В.И., Твердохлебова В.А. Исследование амплитудно-частотной характеристики объекта диагностирования // Тезисы докладов к областной научно-технической конференции,-Пенза, 1990. -С.51-52.

22. Мачнев В.А. Способ вибродиагностики механизмов И Бюллетень изобретений. -1990.-№14. -А.с.1557463.

23. Мачнев В.Л. Способ определения технического состояния подшипников качения редукторов // Тезисы докладов с конференции. -Пенза, 1992,-С.75-76.

24. Мачнев В.А., Шишкин В.И. Колебания возникающие при работе зубчатой передачи // Тезисы докладов к научной конференции ученых. -Пенза: АО "Маяк", 1995.-С. 14-15.

25. Мачнев В.А., Шишкин В.И. Оптико-механический усилитель //Тезисы докладов к научной конференции ученых. -Пенза. 1995.- С.20-21.

26. Мачнев В.А., Шишкин В.И. Методы диагностирования коробки передач тракторов // Тезисы докладов к научной конференции ученых. -Пенза. 1995,-С. 12-13.

27. Мачпсн В.А. Влияние вибраций на кинематику зубчатой передачи имеющей двухмассовую динамическую модель // Тезисы докладов к научной конференции ученых. -Пенза, 1995,- С.8-9.

28. Мачнев В.Л. Влияние вибраций на передаточную функцию зубчатой передачи // Тезисы докладов к научной конференций. -Пенза,

1995. -С. 10-11.

29. Мачнев В.А., Шишкин В.И. Использование колебательных процессов в зубчатой передаче // Техника в сельском хозяйстве, 1996. -№ 3. -С. 29-30.

30. Модифицированное устройство для диагностирования кри-вошипно-ползунного механизма двигателя / Сост. Мачнев В.А., Шишкин В.И., Поздняков И.В.- Пенза, 1987. -2с. - (ИЛ Пензенского ЦНТИ).

31. Прибор для диагностирования коробок передач вибрационным способом / Сост. Мачнев В.А.-Пснза, 1987.-4с. -(ИЛ Пензенского ЦНТИ).

32. Прибор для диагностирования трансмиссий вибрационным способом / Сост. Мачнев В.А., Шишкин В.И., Гальдин А.Г., Комаров

A.Н.-Пенза, 1987. - 4с. -(ИЛ Пензенского ЦНТИ).

33. Прибор для диагностирования зубчатых передач / Сост. Мачнев В.А., Шишкин В.И. -Пенза, 1995, - 2с. - (ИЛ Пензенского ЦНТИ).

34. Оценка технического состояния зубчатых передач по анализу вибраций / Сост. Мачнев В.А.-Пенза, 1995. -2с. -(ИЛ Пензенского ЦНТИ).

35. Определение остаточного ресурса механизма / Сост. Мачнев

B.А., Мурадов А.И. и др. -Пенза. -1995. - 2с. - (ИЛ Пензенского ЦНТИ). Зб.Оценка технического состояния механизмов по анализу колебаний / Сост. Мачнев В.А.. Шишкин В.И. -Пенза, 1995. - 2с. - (ИЛ Пензенского ЦНТИ).

37. О диагностировании и поиске неисправностей механических передач / Сост. Мачнев В.А., Белый И.Ф., Твердохлебова В.А. -Пенза,

1996. -Зс. -(ИЛ Пензенского ЦНТИ).

38. Устройство для определения базы отсчета при измерении вибрационных параметров / Сост. Мачнев В.А., Михлин В.М. и др. Пенза, 1995.- 2с. - (ИЛ Пензенского ЦНТИ).

39. Электронное диагностирование гидросистем / Сост. Мачнев В.А., Шишкин В.И. и др. -Пенза, 1995,- 2с. - (ИЛ Пензенского ЦНТИ).

40. Соловьев В.И., Беляев В.И., Мачнев В.А. Технология вибрационного диагностирования дизельных двигателей. -Москва, 1979. -47с.

41. Шишкин В.И., Мачнев В.А., Клюкин Л.М. Способ определения технического состояния подшипников качения валов машин // Бюллетень изобретений. -1992. -№12. -А.с.1723480.