CC BY
23
8. Nicholskaya, J. V. Technical means for pre-sowing treatment of seeds / J.V. Nicholskaya. - M.: Agropromizdat, 1989. - 180 p.
9. Patent for invention No. 2501202 RUA01C 1/00. Disk grinding device / O. N. Kukharev, I. N. Se-mov, I. A. Starostin. - Application 2012119235/13; publ. 20.12.2013, bull. No. 35. - 7 p.: illustrations.
10. Laboratory studies of disk grinding device / O. N. Kukharev, G. Ye. Grishin, I. N. Semov, I. A. Starostin // Niva Povolzhya. - 2014. - № 3(32). - P. 67-72.
11. STO AIST 10.4-2010. Testing of agricultural machinery. Machines for seed preparation. Methods of evaluation of functional parameters. 2011-15-09. - M.: Standartinform, 2013. - 56 p.
12. Physico-mechanical properties of modern varieties and hybrids of sugar beet / O. N. Kukharev, G. Ye. Grishin, I. N. Semov, I. A. Starostin // Vestnik of Kazan state agrarian university. - 2013. - № 2(28). - P. 77-80.
13. Konovalov, V.V. Practicum on the processing of the research results with PC: textbook / V.V. Konovalov. - Penza, 2003. - 176 p.
14. Machnev, A.V. The laboratory results of the sowing machine with asymmetrical profile of the grooves of the coil / A. V. Machnev, V. A. Machnev, P.N. Horev // Niva Povolzhya. - 2013. - №. 31. -P. 76-84.
15. Hummeller-grater of seeds SSS-0,5 // Zernoochitka [Electronic resource]. URL: http://www. zer-noochistka. EN/mashina-melkosemenih-kultur/shss-0-5 (date of application 07.09.2014).
16. Kukharev, O. N. Economic efficiency of seed-breeding of sugar beet / O. N. Kukharev // Vestnik of Federal state educational institution of higher professional education " Moscow state agroengineering university in the name of V. P. Goryachkin. - 2006. No. 4. - 89 p.
17. Kukharev, O. N. Energy-saving technology of the oriented agricultural planting: on the example of onions and sugar beets: dis. ... of doctor of technology. sciences. - Penza, 2006. - 417 p.: ill.
18. Nurullin, E.G. The main directions and results of the scientific school on the development of energy-saving machines of pneumatic-mechanical type for the production and processing grain / E.G. Nurullin // Izvestiya of the International academy of agricultural education. - 2013. - №. 17. -P. 100-103.
УДК 629.3.014.2.015.5
ФОРМИРОВАНИЕ ВИБРАЦИОННЫХ СИГНАЛОВ В КОРОБКЕ ПЕРЕДАЧ ТРАКТОРА
В. А. Мачнев, доктор техн. наук, профессор; А. В. Мачнев, доктор техн. наук, профессор;
В. А. Комаров*, доктор техн. наук, профессор; В. В. Салмин**, доктор техн. наук, профессор
ФГБОУ ВПО «Пензенская ГСХА», Россия, т. (8412) 62-85-17, e-mail: [email protected] *ФГБОУ ВПО «Мордовский ГУ им. Н. П. Огарева», Россия, т. (8342) 25-44-50, e-mail: komarov. v. [email protected] **ФГБОУ ВПО «Пензенский государственный университет», Россия, т. (8412) 56-35-11, e-mail: [email protected]
Коробка передач трактора представляет собой сложную колебательную систему, состоящую из большого числа элементов. Рассмотрено формирование вибрационного сигнала, когда возмущающая сила - мгновенная. При прохождении импульсных посылок по вибрационному каналу каждый из них является источником своих колебаний. Возникает большое число резонансов.
Получено дифференциальное уравнение колебаний, на основе которого найдено уравнение движения точки контакта пары зубьев. Показано, что коэффициент затухания значительно меньше частоты вынужденных колебаний и им можно пренебречь. С увеличением частоты выделения вибрационных сигналов до 30 кГц происходит затухание сигналов по амплитуде более чем в 30 раз.
Наряду с этим уменьшается искажение формы импульсных посылок при прохождении по каналу, по этой причине уменьшается искажение формы вибрационного сигнала и снижается погрешность диагноза.
Ключевые слова: сельскохозяйственная техника, диагностирование передач, вибрация, сигнал, коробка передач, техническое обслуживание.
Коробка передач (КП) трактора, как и любой редуктор, при своей работе возбуждает колебания. Возмущающая сила имеет импульсное приложение [1, 2, 3]. За период пересопряжения пары зубьев наблюдаются
два удара - один из них появляется при входе зубьев в зацепление, а второй вызывается скачком силы при переходе от двухпарного зацепления к однопарному. На последующую пару зубьев во втором
случае прикладывается сила почти мгновенно, за доли миллисекунды, в 2 раза больше, чем в периоде двухпарного зацепления [2, 4, 5].
Коэффициент жесткости передачи является величиной, изменяющейся от фазы. В частности, если в зоне однопарного зацепления он имеет значение 1 с, то в зоне двухпарной работы он равен 2 с, поскольку жесткости при параллельных пружинах складываются [6, 7, 8]. Из-за пересопряжения пары зубьев возникают два удара, а за оборот ведущего колеса их будет 2 г. Частота ударов в секунду, таким образом, составляет
Г=Г В 2 г, у г- ^ п
где / - частота ударов, Гц; /В =— - час-
60
тота вращения ведущего колеса, Гц; п -частота вращения ведущего колеса, мин-1; г - число зубьев ведущего колеса, шт.
Круговая частота вынужденных колебаний будет равна
Р=-
ппг
15 '
где Р - круговая частота вынужденных колебаний, с-1.
Считается, что вынужденные колебания совершаются по синусоидальному закону [1, 6, 9]
б=бо*1п(р1),
где Q - возмущающая сила, Н; Q0 - максимальное значение возмущающей силы, Н; t - время, с.
Как видим из последнего выражения, сила Q изменяется за полупериод от нуля до максимального значения, а затем падает до нуля. Эта зависимость достаточно точно отражает процессы, проходящие в КП или других редукторах при достаточно небольших частотах вращения ведущего вала.
Современные тракторы характеризуются увеличением частот вращения ведущего вала КП до 4 тыс. мин-1. В этом случае представление возмущающей силы в виде периодической силы приводит к искажению действующей силы и возникновению большой погрешности, так как переложение нагрузки при работе зубчатой передачи происходит мгновенно [10, 11, 12].
Мгновенными силами называют силы, действующие в течение ничтожно малого промежутка времени т. Считается, что сила в этом промежутке времени не изменяется, а имеет постоянное значение.
Рассмотрим движение точки контакта пары зубьев около положения равновесия,
когда на нее действуют восстанавливающая сила 1, возмущающая сила р и сила сопротивления Я1, пропорциональная скорости. Кинетическая энергия системы Т при движении точки контакта будет равна [2]:
т т*2 п Т—,Дж
где х - обобщенная скорость, м/с; т -масса (инерционный коэффициент), кг.
Ось х направлена вдоль перемещения точки контакта зубьев. Система имеет одну степень свободы.
За обобщенную координату q примем отклонение точки контакта зубьев от положения равновесия, то есть х0 =0.
Определим потенциальную энергию системы [7] согласно выражению
П=
сх
2 '
где П - потенциальная энергия системы, Дж; с - коэффициент жесткости, Н/м; х -обобщенная координата, м.
В процессе колебаний часть энергии будет рассеиваться за счет внутренних сил трения, на шум и теплоту. Функция рассеивания имеет вид
^ ьх2
Ф=-,
2
где Ф - функция рассеивания энергии, Дж; Ь - коэффициент диссипации, кг. Определим обобщенные силы:
,, дП ; дq
дФ
^ =-—=-Ьх; дq
Q =у(р ^+р ^
V дq дq дq
где QF , QR, Qр - обобщенные силы, соответствующие восстанавливающей, сопротивления и возмущающей силам, Н; Рх, Ру, рг - проекция возмущающей силы на
оси координат, Н.
Заметим, что Qр от времени не зависит и имеет постоянную величину и направление. С учетом этого составим уравнение Лагранжа для рассматриваемой системы [2]:
± ГдТ1_дТ=Q +Q +Q
А ) дq 11 R р
Нива Поволжья № 1 (34) февраль 2015 51
Подставив в него полученные выше значения, получим дифференциальное уравнение вынужденных колебаний системы
2 1
x+2nx+k1 =—QP , m
b
(1)
где 2п=— - коэффициент затухания, с-1; т
к1 - круговая частота свободных затухающих колебаний системы, с-1.
Из уравнения (1) следует, что его общее решение состоит из двух слагаемых -затухающих колебаний и вынужденных колебаний.
В колебательной системе трактора на ультразвуковой частоте 31,5 кГц коэффициент затухания п меньше круговой частоты к [13, 14]. Имеем случай малого сопротивления прк, уравнение затухающих колебаний при котором имеет вид [2]
, (
x=x0e ""I cosk/+-
• , J
-sinkti+
'•sinkt. (2)
Здесь х - координата точки, м; х0 - начальная координата (смещение) точки от положения равновесия, м; к1 =>/к2-п2 - круговая частота затухающих колебаний, с-1.
Первый член уравнения - это колебания точки контакта пары зубьев в результате ее начального отклонения от равновесия х0, второй - колебания, возникающие из-за наличия начальной скорости соударения зубьев х0.
Действующая мгновенная импульсная сила за промежуток времени & вызовет дополнительное приращение обобщенной скорости &хдоп.
С учетом этого приращение обобщенной координаты составит [2]
Г ( п \ х ]
&х=ё<!х0-е п\ ^к, (+—sink1t+—-е ъткЛ1+
I 0 I 1 к 1) к1 1 I
+ ^доп -n(t-4)
ki
sin k1 (t-tj.
(3)
Второе слагаемое этого уравнения представляет собой добавочное приращение координаты х от обобщенной возмущающей силы, приложенной к системе в момент времени t.
Приращение скорости &хдоп будет находиться по выражению
&дп =—Qpdt. т
Подставляя это значение в выражение (3) и интегрируя в пределах от 'х =0 до
^ =, получим при прк и начальных усло-
виях х0 =0 и х0 =0 1 t
х=-jQP■е~n('-tl)sink1 ((-11 л)dt.
тк1 0
Подставляя в последнее выражение t=0 и силу Ор, действующую в течение ничтожно малого промежутка времени т, имеем:
Qp
x=^ {1-е"
k sink1t+cosk1t
(4)
Колебание по этому уравнению осуществляется до тех пор, пока действует сила QP , то есть ^т.
Дифференцируя последнее выражение по времени, найдем обобщенную скорость:
^ (пcosk1'-k1sinк1/)+пе"sink1t+cosk1t^j
Подставив в (4) время, равное полупе-
п
риоду 1=2 , получаем величину максимального отклонения от положения равновесия:
Q ( —J
Q М .
(6)
Если бы сила QP действовала статически, то максимальное отклонение составило бы
x =-9±
max
c
Следовательно, амплитуда колебаний
( mi J
увеличивается на величину 11+е 2 | . Если
Г 2 J
коэффициент затухания п равен нулю, то динамическое воздействие мгновенной силы в два раза больше статического.
После прекращения действия мгновенной силы процесс колебаний продолжается [6, 14]. При этом на систему воздействует сила, равная QP и направленная в противоположную сторону, а уравнение колебаний в это время при '=т будет иметь такой же вид, но с обратным знаком:
x=-
Qp
¡1-е
n(t-T)
k
■sink1 (t-T)+cosk1 (-т)
. (7)
.(5)
Приравняв обобщенную скорость х к нулю, получаем е~п' sink1t=0. Откуда при начальном значении t=0, х0 =0 и при конеч-
ж
ном значении t имеем 81п£^=0 ; t=—. Сле-
1 ¿1
довательно, максимальная амплитуда колеТ
баний имеет место при t=-2-, то есть промежуток времени t равен половине периода затухающих колебаний. Амплитуда колебаний после прекращения действия мгновенной силы достигает своего максимального значения в момент времени tm при tmу т .
Приравняв производную от уравнения колебаний к нулю и проведя аналогичные рассуждения, получаем максимальную амплитуду после прекращения действия силы Qр :
=Qрe-п'т
( C0Sk1 (m ~T)'C0Sk1tm ) ■
Вибрационные колебания в нашем случае выделяются на ультразвуковой частоте f=31500Гц . Коэффициент затухания затухающих колебаний зависит от режимов работы КП и не превышает 50 с-1 [7, 14, 15]. Круговая частота затухающих определяется из выражения
k1 =2nf=2-3,14-31500=197820с-.
Коэффициент затухания - величина хотя и не равная нулю, но пренебрежимо малая по сравнению с круговой частотой вынужденных колебаний.
Если величина n значительно меньше k1, то сопротивлением пренебрегают [7, 16], считая n=0, и круговая частота затухающих колебаний равна частоте свободных колебаний k1 =k . Подставив эти значения в формулы (6, 7), имеем уравнение колебаний для первого полупериода:
x=Q^ (l-coskt)t<r, (8)
c
для второго полупериода
x=2qpsin—sink I t-- \ , (9)
c 2 ^ 2/
максимальную амплитуду колебаний для первого полупериода
. = 2Qp
для второго полупериода
2QP . kr
Xmax =-SinTT .
c 2
(10)
(11)
Из выражений (10, 11) видно, что максимальная амплитуда колебаний при действии мгновенной силы увеличивается в два раза, что необходимо учитывать потому, что такое увеличение может приводить к увеличению нагрузки на зубчатые колеса
и на подшипниковые опоры, в которых они вращаются. С другой стороны, это позволяет снизить погрешность оценки технического состояния коробок передач.
Для использования колебаний в технологии диагностирования очень важно, чтобы к началу следующего вибрационного сигнала колебания полностью затухали. Коэффициент затухания увеличивается с увеличением частоты. Установлено, что при коэффициенте затухания, равном 54 с-1, за одну миллисекунду, 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.
Выделение проводилось на частоте 31,5 кГц на резонансной частоте вибропреобра-завателя, которая более чем на порядок увеличивает чувствительность датчика.
Снятые на этой частоте осциллограммы показывают, что глубина модуляции сигнала близка к единице. Нарастание колебаний по времени составляет около 0,15 мс. Длительность затухания приблизительно равна 0,45 мс.
Форма сигналов анализировалась путем ее сопоставления с кривой напряжений, возникающих при сопряжениях. 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 колебательной системе достаточно малы, чего в звуковом диапазоне не наблюдается, а сигналы на выходе по формуле мало напоминают импульс на входе.
На основании изложенного материала можно сделать следующие выводы:
1. Получены уравнения колебаний, происходящих при работе зубчатой передачи, когда прикладываемая сила является импульсной, действующей в течение очень малого промежутка времени.
2. Вибрационные сигналы снятые вибропреобразователем на частоте 31,5 кГц, близки по форме к форме силового воздействия зубьев, поэтому повышается достоверность оценки технического состояния передачи.
3. Как и импульсные посылки, выделенные вибрационные сигналы по времени соответствуют фазам однопарной и двух-парной работы зубьев, что дает возможность использования для диагностирования по временным параметрам.
c
Нива Поволжья № 1 (34) февраль 2015 53
Литература
1. Михлин, В. М. Управление надежностью сельскохозяйственной техники / В. М. Михлин. -М.: Колос, 1984. - 335 с.
2. Артоболевский, И. И. Введение в акустическую динамику машин / И. И. Артоболевский, Ю. И. Бобровницкий, М. Д. Генкин. - М.: Наука, 1979. - 292 с.
3. Яхин, С. М. К расчету несущей способности вертикальных валов переменной жесткостью / С. М. Яхин // Вестник Казанского ГАУ. - 2012. -№ 3(25). - С. 96-100.
4. Комаров, В. А. Прогнозирование долговечности узлов ремонтно-технологического оборудования предприятий АПК / В. А. Комаров, А. В. Григорьев // Труды ГОСНИТИ. - 2012. - Т. 110, № 1. - С. 48-49.
5. Мачнев, А. В. Влияние кинематики привода зерновых сеялок на качество посева / А. В. Мачнев // Техника в сельском хозяйстве. - 2010. - № 4. - С. 41-42.
6. Иориш, Ю. И. Виброметрия / Ю. И. Иориш. - М.: Наука, 1963. - 771 с.
7. Вибрационные процессы при работе коробок передач тракторов / А. В. Мачнев, В. А. Мачнев, В. А. Комаров, И. М. Зябиров // Нива Поволжья. - 2014. - № 4(33). - С. 91-94.
8. Михлин, В. М. Система технического обслуживания и ремонта сельскохозяйственной техники по результатам диагностирования / В. М. Михлин. - М.: Информагротех, 1995. - 63 с.
9. Мачнев, В. А. Колебания карданной передачи / В. А. Мачнев // Нива Поволжья. - 2009. -№ 4. - С. 79-81.
10. Мачнев, В. А. Параметр для оценки состояния подшипников качения / В. А. Мачнев, В. И. Шишкин // Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 2001. - № 7. - С. 43.
11. Мачнев, В. А. Прогнозирование остаточного ресурса по результатам вибрационного диагностирования / В. А. Мачнев // Нива Поволжья. - 2012. - № 1. - С. 83-87.
12. Сенин, П. В. Повышение надежности мобильной сельскохозяйственной техники при ее необезличенном ремонте / П. В. Сенин. - Саранск: Издательство Мордовского университета, 2000. - 124 с.
13. Мачнев, В. А. Исследование работы подшипников качения трансмиссий тракторов / В. А. Мачнев // Нива Поволжья. - 2008. - № 4. - С. 53-57.
14. Мачнев, А. В. Кинематика семян при подпочвенно-разбросном посеве / А. В. Мачнев // Аграрный научный журнал. - 2010. - № 8. - С. 47-48.
15. Мачнев, В. А. Обоснование параметров для оценки технического состояния подшипников качения / В. А. Мачнев, А. В. Мачнев, В. И. Шишкин // Техника в сельском хозяйстве. - 2004. -№ 3. - С. 28.
16. Мачнев, В. А. Влияние вибраций на изнашивание подшипников / В. А. Мачнев // Тракторы и сельхозмашины. - 2004. - № 3. - С. 48.
UDK 629.3.014.2.015.5
FORMATION OF VIBRATION SIGNALS IN THE TRACTOR TRANSMISSION
V. A. Machnev, doctor of technical sciencees, professor; A. V. Machnev, doctor of technical sciences, professor; V. A. KoMarov*, doctor of technical sciences, professor;
V. V. Salmin**, doctor of technical sciences, professor
FSBEE HPT «Penza SAA», Russia, t. (8412) 62-85-17, e-mail: [email protected];
* FSBEE HPT «Ogarev Mordovia State University», Russia, t. (8342)-25-44-50, e-mail: komarov. v. [email protected];
** FSBEE HPT «Penza State University», Russia, t. (8412) 56-35-11, e-mail: [email protected]
The transmission of a tractor represents the complex fluctuation system consisting of a large number of elements. The formation of a vibration signal, when the revolting force is quick is considered in the article. When impulse signals pass across the vibration channel each of them is a source of their own fluctuations. There is a large number of resonances in this case.
The differential equation of fluctuations on the basis of which the equation of the movement of a point of contact of couple of spikes is developed was obtained. It is shown that the coefficient of attenuation is much less than a frequency of the compelled fluctuations and it can be neglected. With the increase of frequency of the vibration signals to 30 kHz there is attenuation of signals on amplitude more than by 30 times.
Alongside with this there is less distortion of a form of pulse signals when passing across the canal. For this reason the distortion of a form of a vibration signal decreases and the diagnosis error decreases as well.
Keywords: agricultural machinery, diagnosing of transfers, vibration, signal, transmission, maintenance.
References:
1. Mikhlin, V. M. Management of reliability of agricultural machinery I V. M. Mikhlin. - M.: Kolos, 19S4. - 335 p.
2. Artobolevsky, I. I. Introduction to the acoustic dynamics of machines I I. I. Artobolevsky, Y. I. Bobrovnitsky, M. D. Genkin. - M.: Nauka, 1979. - 292 p.
3. Yakhin, S. M. The calculation of the bearing ability of vertical shaft of variable rigidity I S. M. Yakhin II Vestnik of Kazan SAU. - 2012. - № 3(25). - P. 96-100.
4. Komarov, V. A. Forecasting of durability of knots of repairing and technological equipment of the agrarian and industrial complexes I V. A. Komarov, A. V. Grigoryev II Materials of GOSNiTi. - 2012. -Volume 110, № 1. - P. 4S-49.
5. Machnev, A. V. The influence of kinematics of grain drills drive on the sowing quality I А. V. Machnev II Tekhnika v selskom khozyaistve. - 2010. -№ 4. - P. 41-42.
6. lorish, Yu. I. Vibrometry I Yu. I. lorish. - М.: Nauka, 1963. - 771 p.
7. Vibration processes during the work of transmissions of tractors I А. V. Machnev, V. А. Machnev, V. А. Комаrоv, I. М. Zyabirov II Niva Povolzhya. - 2014. -№ 4(33). - P. 91-94.
S. Mikhlin, V. M. The system of maintenance and repairing of agricultural machinery according to the results of diagnosing I V. M. Mikhlin. - M.: Informagrotech, 1995. - 63 p.
9. Machnev, V. A. Fluctuations of cardan transmission I VA. Machnev II Niva Povolzhya. - 2009. -№ 4. - P. 79-S1.
10. Machnev, V. A. Parameter for an assessment of the condition of rolling bearings I V. А. Machnev, V. I. Shishkin II Tractors and agricultural machines. - 2001. - № 7. - P. 43.
11. Machnev, V. A. Forecasting of a residual resource according to the results of vibration diagnosing I V. A. Machnev II Niva Povolzhya. - 2012. - № 1. - P. S3-S7.
12. Senin, P. V. Increase of reliability of mobile agricultural machinery at its not depersonalized repairing I P. V. Senin. - Saransk: Publishing house of the Mordovian university, 2000. - 124 p.
13. Machnev, V. A. Examining the operation of rolling bearings of transmissions of tractors I V. A. Machnev II Niva Povolzhya. - 200S. - № 4. - P. 53-57.
14. Machnev, А. V. Kinematics of seeds at subsurface broadcast sowing I А. V. Machnev II Agrarian scientific magazine. - 2010. - № S. - P. 47-4S.
15. Machnev, V. А. Substantiation of parameters for the assessment of bearings technical state I V. А. Machnev, А. V. Machnev, V. I. Shishkin II Tekhnika v selskom khozyaistve . - 2004. - № 3. P. 2S.
16. Machnev, V. A. The influence of vibrations on wear of bearings I V. А. Machnev II Tractors and agricultural machines. - 2004. - № 3. - 4S p.
УДК 664.732.7
АНАЛИТИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
ДИСКОВОЙ ПЛЮЩИЛКИ
М. А. Терёхин, аспирант; В. П. Терюшков, канд. техн. наук, доцент; В. В. Коновалов*, доктор техн. наук, профессор; А. В. Чупшев, канд. техн. наук, доцент
ФГБОУ ВПО «Пензенская государственная сельскохозяйственная академия», Россия; ФГБОУ ВПО «Пензенский государственный технологический университет», Россия,
e-mail: [email protected]
С целью повышения молочной и мясной продуктивности крупного рогатого скота необходимо изыскивать пути повышения качества кормов, чтобы обеспечить скот высококачественным фуражом. Эффективность применения плющенного зерна на протяжении многих лет является приоритетным направлением кормопроизводства. Поэтому в настоящее время возникает острая необходимость разработки наиболее эффективных технологий подготовки зерновых кормов к скармливанию. В большинстве случаев многие хозяйства, базируясь на опыте зарубежных хозяйств, переходят на производство плющеного зерна, в связи с тем что оно хорошо поедается и усваивается, положительно влияет на продуктивность и здоровье, снижает себестоимость приготовления рациона кормов и продукции животноводства в целом. Авторами предлагается новая технологическая схема конструкции дисковой плющилки кормов с описанием принципа ее работы.
Дается описание конструкции измельчающего устройства дисковой плющилки. Получены аналитические формулы для расчета основных параметров конструкции. Указаны результаты экспериментальных исследований, которые проведены согласно методике и требованиям руководящих документов.
Нива Поволжья № 1 (34) февраль 2015 ss
