RU2631493C1 - Способ диагностики зубьев шестерён зубчатых передач - Google Patents

Способ диагностики зубьев шестерён зубчатых передач Download PDF

Info

Publication number
RU2631493C1
RU2631493C1 RU2016123508A RU2016123508A RU2631493C1 RU 2631493 C1 RU2631493 C1 RU 2631493C1 RU 2016123508 A RU2016123508 A RU 2016123508A RU 2016123508 A RU2016123508 A RU 2016123508A RU 2631493 C1 RU2631493 C1 RU 2631493C1
Authority
RU
Russia
Prior art keywords
frequency
signal
tooth
gear
signals
Prior art date
Application number
RU2016123508A
Other languages
English (en)
Inventor
Владимир Николаевич Журавлёв
Игорь Федорович Кравченко
Павел Дмитриевич Жеманюк
Александр Викторович Папчёнков
Андрей Борисович Единович
Original Assignee
Публичное акционерное общество "МОТОР СИЧ" (сокращенно АО "МОТОР СИЧ")
Государственное предприятие "Запорожское машиностроительное конструкторское бюро "Прогресс" имени академика А.Г. Ивченко" (сокращенно ГП "Ивченко-Прогресс")
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Публичное акционерное общество "МОТОР СИЧ" (сокращенно АО "МОТОР СИЧ"), Государственное предприятие "Запорожское машиностроительное конструкторское бюро "Прогресс" имени академика А.Г. Ивченко" (сокращенно ГП "Ивченко-Прогресс") filed Critical Публичное акционерное общество "МОТОР СИЧ" (сокращенно АО "МОТОР СИЧ")
Application granted granted Critical
Publication of RU2631493C1 publication Critical patent/RU2631493C1/ru

Links

Images

Classifications

    • G—PHYSICS
    • G01—MEASURING; TESTING
    • G01M—TESTING STATIC OR DYNAMIC BALANCE OF MACHINES OR STRUCTURES; TESTING OF STRUCTURES OR APPARATUS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • G01M13/00—Testing of machine parts
    • G01M13/02—Gearings; Transmission mechanisms

Landscapes

  • Testing Of Devices, Machine Parts, Or Other Structures Thereof (AREA)

Abstract

Изобретение относится к способу вибрационной акустической диагностики и может быть использовано для диагностики в эксплуатационных условиях дефектов, зарождающихся в зубьях шестерен. Способ заключается в съемке с корпуса редуктора вибрационного акустического сигнала, сравнивают экстремальные значения функции линейной деформации каждого из зубьев в фазовой области вибрационного акустического сигнала с учетом сигнала зубцовой частоты и сравнивают с допустимым параметром деформации зубьев по ранее установленным результатам типовых испытаний зубчатой передачи. Технический результат заключается в повышении надежности выделения в вибрационном акустическом сигнале, снимаемом с корпуса редуктора двигателя, характеристик отклонений зубьев шестерен от штатного состояния. 2 з.п. ф-лы, 6 ил.

Description

Изобретение относится к области диагностики деталей машин, а именно к способу вибрационной акустической диагностики. Может иметь широкое применение, в частности для диагностики наиболее напряженных узлов - зубчатых передач редукторов газотурбинных двигателей (ГТД).
Эффективным направлением эксплуатационного технического диагностирования зубчатых передач редукторов ГТД являются методы анализа сигнала вибраций корпуса двигателя. Традиционные методы вибрационной диагностики преимущественно основываются на анализе информационного сигнала в спектральной области и выполняются путем фильтрации либо спектрального разложения с информационным анализом амплитудного спектра преобразования Фурье или спектральной плотности мощности [1].
Например, известен способ вибрационной диагностики машин [2], который заключается в том, что осуществляют выделение n периодических и шумовую компоненты вибрационного акустического сигнала, с дальнейшим построением диагностического вектора, по направлению и величине которого судят о виде и степени дефекта, причем шумовую компоненту выделяют путем последовательного подавления известных периодических компонент. Частоты известных выделяемых n периодических компонент определяемых по частоте 1-й гармоники, входящей в каждую компоненту, устанавливают пропорционально частоте опорной периодической компоненты, которую находят путем поиска в заданном диапазоне частот, с коэффициентами пропорциональности, определяемыми конструкцией машины. Определяют отклонение фактического значения частоты каждой периодической компоненты от расчетного значения и также включают его в состав диагностического вектора. Причем фактическое значение частоты каждой периодической компоненты определяют как среднее значение фактических частот входящих в нее гармоник, приведенных к первой гармонике, с поправкой на коэффициенты коррекции, определяемые видом функции окна преобразования Фурье по соответствующим математическим формулам.
Недостатком способа является применение эмпирических коэффициентов, которые определяются конкретной реализацией конструкции машины, что определяет низкую точность обработки вибрационных акустических сигналов путем преобразования Фурье, имеющего недостатки, обоснованные в источнике [1].
Операции интегрирования, которые выполняются при применении методов фильтрации и разложения в ряд Фурье, нестационарного вибрационного акустического сигнала на интервале длительности окна анализа, определяют, ввиду усреднения сигнала дефекта на интервале окна анализа, большую дисперсию информационных параметров во временной и частотной областях. Вследствие этого исторически доказана неудовлетворительная чувствительность в задаче диагностирования математических моделей, работающих в частотной области, к сигналам зарождающихся дефектов зубьев, которые имеют малую амплитуду и большую скважность на временном интервале анализа.
Известно применение статистических методов обработки вибрационного акустического сигнала для анализа дефектов зубчатых передач редукторов вертолетов [3]. Эти методы не локализованы в спектральной области, что определяет их низкую пороговую чувствительность к зарождающимся дефектам и к внутрисистемным помехам сложных механизмов, к которым относятся ГТД.
Известен, например, способ вибрационной диагностики передач зацеплением [4].
Способ заключается в том, что предварительно фиксируют частоту вращения входного вала диагностируемой передачи, рассчитывают зубцовые частоты, по ним настраивают узкополосные фильтры, снимают сигнал с датчика вибраций, установленного на корпусе диагностируемой передачи, фильтруют его упомянутыми узкополосными фильтрами. Полученные диагностические данные фиксируют в памяти вычислительного средства в реальном масштабе времени в виде цифровой последовательности. В последней выбирают массивы данных, соответствующие времени полных оборотов диагностируемых колес, на которых затем выделяют участки, соответствующие колебаниям, генерируемым отдельными зубьями. После чего по параметрам колебаний оценивают техническое состояние диагностируемых зубчатых колес и их зубьев. При этом съем данных осуществляют при различных нагружающих моментах на выходном валу диагностируемой передачи. Для каждого зуба определяют среднее значение размахов колебаний вибрационного акустического сигнала, а в качестве диагностических параметров используют их изменение при увеличении нагружающих моментов и их отношение к нагружающим моментам на выходном валу диагностируемой передачи.
Операция узкополосной фильтрации предполагает осреднение диагностических данных с постоянной времени фильтра, что приводит к погрешностям определения зарождающихся дефектов. Операция осреднения, применяемая в способе, определяет статистическую обработку результатов и имеет недостатки, характерные для статистических методов.
Таким образом, важной и актуальной задачей современного двигателестроения является разработка эффективных методов эксплуатационного диагностирования зубчатых передач [5], позволяющих более надежно выделить в вибрационном акустическом сигнале опор валов зубчатых передач редукторов двигателя признаки отклонения характеристик деталей редуктора от штатного состояния и дополнить автоматическую систему анализа технического состояния роторных деталей ГТД пятого и шестого поколений.
Известен способ диагностики зубчатых передач на основе вибрационной диагностики [6], выбранный за прототип на основании сходства основных признаков.
Согласно способу предварительно определяют частоту вращения входного вала диагностируемой передачи, рассчитывают зубчатые частоты, по ним настраивают узкополосные фильтры, снимают сигнал с датчика вибраций, установленного на корпусе диагностируемой передачи. Датчик вибрационного акустического сигнала устанавливают на корпусе вращающегося подшипника или на поверхности одного из невращающихся колец подшипника, который установлен на валу с диагностируемой шестерней. Определяют в заданной полосе частот от 30 до 300 кГц в равные последовательные промежутки времени с частотой выборки от 50 до 0,1 мкс значения выброса максимальных амплитуд вибрационных акустических сигналов, следующих последовательно и неразрывно по времени. Определяют время длительности выброса максимальных последовательных и неразрывных по времени вибрационных акустических сигналов и интервал времени между выбросами максимальных неразрывных по времени вибрационных акустических сигналов за время не менее одного оборота колеса зубчатой передачи. На основании установленного интервала времени между выбросами максимальных неразрывных по времени вибрационных акустических сигналов и времени длительности выброса максимальных вибрационных акустических сигналов рассчитывают по приведенным в описании формулам размер дефекта и его местоположение. О техническом состоянии зубчатой передачи судят путем сравнивания определенного диагностикой размера дефекта с допустимым размером дефекта, исходя из технических и эксплуатационных характеристик зубчатой передачи за время не менее одного оборота колеса.
Недостатком известного способа (прототипа), в связи с работой его в спектральной области, является невозможность выявления зарождающихся дефектов, временные параметры длительности выбросов которого соизмеримы с постоянной времени (интервале окна анализа) фильтров. Осреднение сигнала дефекта на интервале нескольких оборотов колеса зубчатой передачи и временной анализ между выбросами максимальных неразрывных по времени сигналов датчика вибраций, в условиях вибрационных и акустических помех эксплуатируемого ГТД, содержащего детали, вибрационные и акустические сигналы которых суммируются во времени с сигналами зубьев шестерен, определяет пороговую чувствительность к зарождающимся дефектам и неудовлетворительную чувствительность к помехам на интервале окна анализа.
Задачей изобретения является создание способа диагностики зубьев шестерен зубчатых передач, с помощью которого возможно выявлять зарождающиеся дефекты деформации зубьев в эксплуатационных условиях.
Техническим результатом изобретения является надежное выделение в вибрационном акустическом сигнале редуктора двигателя характеристик отклонений зубьев шестерен от штатного состояния с помощью автоматической системы анализа технического состояния роторных деталей ГТД.
Задача решается тем, что в способе диагностики зубьев шестерен зубчатых передач, по которому для диагностируемой шестерни предварительно определяют период tr вращения входного вала, рассчитывают зубцовую частоту ƒz, определяют частоту выборки аналого-цифровых преобразователей ƒd=1/tν, где tν - период выборки, с датчика вибраций, который устанавливают на корпусе редуктора вблизи опоры вала шестерни, снимают вибрационный акустический сигнал s(t), где t - текущее время, согласно изобретению техническое состояние зубьев шестерни под эксплуатационной нагрузкой определяют путем сравнивания экстремальных значений функции линейной деформации ΔLz(t,Δtν) каждого из зубьев в фазовой области вибрационного акустического сигнала, вычисленных на основе функции приращения полной фазы Δϕz(t,Δtν) сигнала зубцовой частоты на интервале времени, кратном периоду Δtν частоты выборки, с допустимым параметром деформации зубьев
Figure 00000001
, ранее определенным по результатам типовых испытаний технических и эксплуатационных параметров зубчатой передачи.
Для определения вычисленных значений функции линейной деформации зубьев выполняют следующее.
С помощью генератора синусных и косинусных сигналов формируют синусные ss(t) и косинусные sc(t) сигналы, частоты которых строго равны рассчитанной зубцовой частоте ƒz, а фазы сдвинуты между собой на угол 90°.
Одновременно, используя генератор частоты выборки, формируют сигнал выборки sd(t,Δtν), частота ƒd которого больше зубцовой частоты ƒz как минимум в двадцать раз ƒd>20ƒz. Такая частота обеспечивает статистическую точность вычисления функции линейной деформации в 10%-ном доверительном интервале и определяет точность вычисления функции линейной деформации для каждого зуба диагностируемой шестерни в пространстве времени.
Вибрационный акустический сигнал s(t) с датчика вибраций, содержащий сигнал sz(t)∈s(t) зубцовой частоты, подают на вход аналого-цифрового преобразователя сигнала вибраций. А синусные ss(t) и косинусные sc(t) сигналы и сигналы частоты выборки sd(t,Δtν) подают на соответствующие входы аналого-цифрового преобразователя синусных и косинусных сигналов.
Используя аналого-цифровые преобразователи, вибрационный акустический сигнал, синусные и косинусные сигналы дискретизируют с частотой выборки, равномерно квантуют и выбирают анализируемый сигнал на интервале времени tr периода вращения входного вала.
Количество уровней квантования выбирают исходя из минимальных линейных размеров зарождающихся дефектов, которые определяются параметром радиуса rz делительной окружности шестерни.
Используя вычислительное средство, дискретизированный анализируемый сигнал s(t,Δtν) умножают на дискретизированные сигналы синусных ss(t,Δtν) и косинусных sc(t,Δtν) сигналов, выбранные на интервале времени tr, получая сигналы синусных ssp(t,Δtν) и косинусных scp(t,Δtν) произведений сигналов, которые содержат изменения фазы сигнала зубцовой частоты ƒz, пропорциональные линейной деформации зубьев шестерни.
Каждый сигнал синусных ssp(t,Δtν) и косинусных scp(t,Δtν) произведений сигналов обрабатывают цифровыми фильтрами пятого порядка с частотой среза, равной зубцовой частоте ƒz, получая отфильтрованные сигналы зубцовой частоты ssƒ(t,Δtν) и scƒ(t,Δtν), сдвинутые относительно друг друга на угол 90°. Частота среза должна быть строго равна зубцовой частоте исследуемой шестерни, что обеспечивает метрологическую точность и исключает погрешности анализа зарождающихся дефектов.
Далее производят вычисление функции полной фазы Δϕz(t,Δtν) зубцовой частоты, определяемой как арктангенс отношения отфильтрованного сигнала синусного произведения ssƒ(t,Δtν) к отфильтрованному сигналу косинусного произведения scƒ(t,Δtν):
Figure 00000002
где ssƒ(t,Δtν) - величина отфильтрованного сигнала синусного произведения;
scƒ(t,Δtν) - величина отфильтрованного сигнала косинусного произведения.
Вычисляют каждое i-е приращение сигнала полной фазы
Figure 00000003
зубцовой частоты на интервале времени Δtν периода частоты выборки:
Figure 00000004
После чего значение функции линейной деформации ΔLz(t,Δtν) зуба на интервале времени tr на радиусе rz делительной окружности шестерни вычисляют по формуле:
Figure 00000005
Предпочтительно для обеспечения максимального отношения информационного вибрационного сигнала к сигналу внутренних системных помех датчик вибраций устанавливать таким образом, чтобы ось чувствительности датчика была перпендикулярна к оси вала диагностируемой шестерни и перпендикулярна прямой, соединяющей ось вала шестерни с диагностируемым зубом шестерни.
Основным отличительным признаком изобретения является параметр функции линейной деформации ΔLz(t) каждого из зубьев под эксплуатационной нагрузкой. Этот параметр фазовой области вибрационного акустического сигнала вибраций опор зубчатых передач редуктора является показателем потери энергии при передаче крутящего момента зубчатой парой.
Параметр может быть выделен из общего вибрационного акустического сигнала путем вычислений на основе приращения полной фазы Δϕz(t,Δtν) сигнала зубцовой частоты на интервале времени Δtν периода вращения вала шестерни.
Определение технического состояния зубьев диагностируемой шестерни зубчатой передачи путем сравнивания экстремальных значений упомянутой функции линейной деформации ΔLz(t) с ранее определенными допустимыми техническими и эксплуатационными характеристиками зубчатой передачи дает возможность выявлять зарождающиеся дефекты деформации зубьев в эксплуатационных условиях несмотря на их незначительность в общем сигнале вибраций опор валов зубчатых передач редукторов двигателя.
Заявленное изобретение основано на расширенном анализе известного физического процесса передачи крутящего момента в зубчатом зацеплении в фазовой области вибрационного акустического сигнала пересопряжения зубьев.
Анализ физического процесса передачи крутящего момента рассматривается с учетом максимальной контактной нагрузки пары зубьев и параметров их поверхностей [7]. В течение одного цикла пересопряжения жесткость пары зубьев, участвующих в передаче крутящего момента, изменяется несколько раз, при этом происходит изгибная деформация зубьев в упругой области с соответствующим изменением шагов зацепления. Это, в свою очередь, может привести к пластической деформации в зоне двухпарного зацепления. В процессе нарастания фронта деформации tф происходит изменение полной фазы Δϕz(t,Δtν) зубцовой частоты Δωz(t), t∈tф, что приводит к изменению кинетической энергии шестерни
Figure 00000006
, где J - момент инерции шестерни, и инициирует момент импульса М=JΔωr. Последний порождает импульс вибрации
Figure 00000007
с энергией
Figure 00000008
, где: m - активная масса шестерни,
Figure 00000009
- усредненная на интервале tф скорость деформации зуба. Сигнал, пропорциональный энергии пересопряжения, передается на опору вала и распространяется по корпусным деталям двигателя к датчику вибраций.
В случае эксплуатационного дефекта зуба, то есть трещины, выкрашивания, изменения массы (износа, изменения геометрии поверхности) будет изменяться функция линейной деформации зуба ΔLz (t) и девиация фазы зубцовой частоты в фазовом пространстве, влияющие на энергию вибраций ΔEν(t).
На основании вышесказанного сделан вывод и подтвержден экспериментально, что основной функцией, которая характеризует энергетическую эффективность передачи крутящего момента и является чувствительной к зарождающимся дефектам зубьев шестерен, можно считать изменение полной фазы мгновенной зубцовой частоты
Figure 00000010
на интервале времени tr одного оборота вала шестерни, которая является функцией динамической кинематической погрешности [5, с. 333] в пространстве времени. Таким образом, искомыми параметрами, функции которых в пространстве времени под эксплуатационной нагрузкой определяют потери энергии при передаче крутящего момента зубчатой парой, можно считать величину линейной деформации зуба ΔLz(t).
Предложенный способ поясняется функциональной схемой обработки сигналов, представленной на Фиг. 1, а также графиками, на которых изображены результаты анализа параметра величины линейной деформации зуба ΔLz(t) зубчатой пары:
Фиг. 2 - анализируемый сигнал датчика вибраций s(t);
Фиг. 3 - сигналы синусных ssp(t,Δtν) (верхний) и косинусных scp(t,Δtν) (нижний) произведений сигналов;
Фиг. 4 - отфильтрованные сигналы синусного ssƒ(t,Δtν) (верхний) и косинусного scƒ(t,Δtν) (нижний) произведений сигналов;
Фиг.5 - сигнал приращения полной фазы Δϕz(t,Δtν) зубцовой частоты;
Фиг. 6 - функция деформации ΔLz(t,Δtν) для каждого зуба шестерни.
Пример осуществления способа
Адекватность способа проверялась в процессе анализа сигнала датчика поперечных горизонтальных вибраций опоры ведущей шестерни заднего редуктора двигателя ТВ3-117ВМА - СБМ1, который проходил стендовые испытания на предприятии МОТОР СИЧ. Анализируемый сигнал вибраций s(t), который содержит сигнал зубцовой частоты sz(t) (файл zzr317mp), интервалом 1 с, был записан приблизительно в средине режима двигателя «взлетный», длительность которого 5 мин.
Датчик вибраций 1 (фиг. 1) был установлен на корпусе редуктора таким образом, что ось чувствительности датчика была перпендикулярна к оси вала диагностируемой шестерни, и размещен на расстоянии порядка 100 мм от ведущей шестерни. Датчик имеет линейную фазовую характеристику преобразования до частоты 20000 Hz.
Далее настраивали генератор 3 синусных и косинусных сигналов на зубцовую частоту ƒz=10222,6 Hz, со сдвигом фаз выходных сигналов на угол 90°. Генератор 2 сигналов частоты выборки настраивали на частоту дискретизации ƒd=216000 Hz (20*10222,6<216000), количество уровней квантования было выбрано n=216.
Процесс дискретизации и квантования сигнала вибраций производился в аналого-цифровом преобразователе 4 (фиг. 1), а синусных и косинусных сигналов - в аналого-цифровом преобразователе 5.
Дискретизированный в аналого-цифровом преобразователе 4 анализируемый сигнал датчика вибраций (фиг. 2) умножали (блоки 6, 7, фиг. 1 - перемножители сигналов) на дискретизированные в аналого-цифровом преобразователе 5 сигналы генератора синусных и косинусных сигналов, выбранные на интервале времени одного оборота вала tr=0,0040093s, получая сигналы синусных и косинусных произведений сигналов (фиг. 3).
Каждый сигнал синусных и косинусных произведений сигналов обрабатывали цифровыми фильтрами 8, 9 (фиг. 1) пятого порядка с частотой среза по уровню -3 дБ, равной зубцовой частоте ƒz=10222,6 Hz диагностируемой шестерни, получая отфильтрованные сигналы косинусного и синусного произведений сигналов (фиг. 4).
С помощью вычислительного средства автоматической системы анализа технического состояния роторных деталей двигуна производились следующие вычисления:
- сигнала (фиг. 5) полной фазы зубцовой частоты Δϕz(t,Δtν) путем расчета арктангенса отношения отфильтрованного сигнала синусного произведения к отфильтрованному сигналу косинусного произведения по формуле (1) и приращения (блок 10 на фиг. 1) сигнала полной фазы Δϕz(t,Δtν) зубцовой частоты на интервале времени Δtν одного периода вращения вала шестерни по формуле (2);
- функции линейной деформации (блок 11 на фиг. 1) для каждого зуба диагностируемой шестерни (фиг. 6) зубчатой передачи ΔLz(t,Δtν) по формуле (3).
Экстремальные результаты вычисления функции деформации, указывающие на появление зарождающихся дефектов деформации зубьев диагностируемой шестерни, отображены на графике фиг. 6.
Техническое состояние зубьев диагностируемой шестерни зубчатой передачи определяли путем сравнивания экстремальных вычисленных значений функции деформации под эксплуатационной нагрузкой (пики на графике фиг. 5) с допустимым максимальным параметром деформации, который был ранее определен и равен
Figure 00000011
.
Источники информации
1. Журавлев В.Н. Методическая адекватность спектральной модели в задаче технического диагностирования роторных деталей редукторов ГТД [Текст] / В.Н. Журавлев, А.В. Папченков, С.А. Борзов // «Вестник двигателестроения» - Запорожье, АО "Мотор Сич", 2014. - №2. - С. 221-228.
2. Патент РФ 2 322 666, МПК G01N 29/00, G01M 15/00, опубл. 20.04.2008.
3. Harry J. Decker. Crack Detection for Aerospace Quality Spur Gears [Text] /Harry J. Decker U.S. Army Research Laboratory Glenn Research Center, Cleveland, Ohio/National Aeronautics and Space Administration. NASA/TM-2002-211492. Prepared for the International 58th Annual Forum and Technology Display sponsored by the American Helicopter Society.- Montreal, Quebec, Canada, June 11-13, 2002.
4. Патент РФ 2224232, МПК G01M 13/02, опубл. 20.02.2004.
5. Авиационные зубчатые передачи и редукторы: Справочник [Текст] / Под ред. Э.Б. Булгакова. - М.: Машиностроение, 1981. - 374 с.
6. Патент РФ №2337340, G01M 13/02, опубл. 27.10.2008.
7. Журавлев В.Н. Виброкинематометрия зубчатых передач [Текст] / В.Н. Журавлев, А.В. Папченков, А.Б. Единович, А.В. Корнейчук // Вестник НТУ "ХПИ". Серия: Проблемы механического привода. - Х.: НТУ "ХПИ", 2015. - №35(1144). - С. 56-60.

Claims (17)

1. Способ диагностики зубьев шестерен зубчатых передач, по которому для диагностируемой шестерни предварительно определяют период tr вращения входного вала, рассчитывают зубцовую частоту ƒz, определяют частоту выборки аналого-цифровых преобразователей ƒd=1/tv, где tv - период выборки, с датчика вибраций, который устанавливают на корпусе редуктора вблизи опоры вала шестерни, снимают вибрационный акустический сигнал s(t), где t - текущее время,
отличающийся тем, что
техническое состояние зубьев шестерни под эксплуатационной нагрузкой определяют путем сравнивания экстремальных значений функции линейной деформации ΔLz(t,Δtv) каждого из зубьев в фазовой области вибрационного акустического сигнала, вычисленных на основе функции приращения полной фазы Δϕz(t,Δtv) сигнала зубцовой частоты на интервале времени, кратном периоду Δtv частоты выборки, с допустимым параметром деформации зубьев
Figure 00000012
, ранее определенным по результатам типовых испытаний технических и эксплуатационных параметров зубчатой передачи.
2. Способ диагностики по п. 1, отличающийся тем, что для определения вычисленных значений функции линейной деформации зубьев с помощью генератора синусных и косинусных сигналов формируют синусные ss(t) и косинусные sc(t) сигналы, частоты которых строго равны рассчитанной зубцовой частоте ƒz, а фазы сдвинуты между собой на угол 90°,
одновременно, используя генератор частоты выборки, формируют сигнал выборки sd(t,Δtv), частота ƒd которого больше зубцовой частоты ƒz как минимум в двадцать раз ƒd>20ƒz,
затем, используя аналого-цифровые преобразователи, вибрационный акустический сигнал, синусные и косинусные сигналы дискретизируют с частотой выборки, равномерно квантуют и выбирают анализируемый сигнал на интервале времени tr периода вращения входного вала,
после, используя вычислительное средство, дискретизированный анализируемый сигнал s(t,Δtv) умножают на дискретизированные сигналы синусных ss(t,Δtv) и косинусных sc(t,Δtv) сигналов, выбранные на интервале времени tr, получая сигналы синусных ssp(t,Δtv) и косинусных scp(t,Δtv) произведений сигналов, которые содержат изменения фазы сигнала зубцовой частоты ƒz, пропорциональные линейной деформации зубьев шестерни,
каждый сигнал синусных ssp(t,Δtv) и косинусных scp(t,Δtv) произведений сигналов обрабатывают цифровыми фильтрами пятого порядка с частотой среза, равной зубцовой частоте ƒz, получая отфильтрованные сигналы зубцовой частоты ssƒ(t,Δtv) и scƒ(t,Δtv), сдвинутые относительно друг друга на угол 90°,
далее производят вычисление функции полной фазы Δϕz(t,Δtv) зубцовой частоты по формуле
Figure 00000013
где ssƒ(t,Δtv) - величина отфильтрованного сигнала синусного произведения;
scƒ(t,Δtv) - величина отфильтрованного сигнала косинусного произведения;
вычисляют каждое i-е приращение сигнала полной фазы
Figure 00000014
зубцовой частоты на интервале времени Δtv периода частоты выборки
Figure 00000015
после чего вычисляют значение функции линейной деформации ΔLz(t,Δtv) зуба на интервале времени tr на радиусе rz делительной окружности шестерни
Figure 00000016
3. Способ диагностики по п. 2, отличающийся тем, что количество уровней квантования выбирают исходя из минимальных размеров зарождающихся дефектов, которые определяются параметром радиуса rz делительной окружности шестерни.
RU2016123508A 2016-02-01 2016-06-14 Способ диагностики зубьев шестерён зубчатых передач RU2631493C1 (ru)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
UA201600803 2016-02-01
UAA201600803 2016-02-01

Publications (1)

Publication Number Publication Date
RU2631493C1 true RU2631493C1 (ru) 2017-09-22

Family

ID=59931157

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
RU2016123508A RU2631493C1 (ru) 2016-02-01 2016-06-14 Способ диагностики зубьев шестерён зубчатых передач

Country Status (1)

Country Link
RU (1) RU2631493C1 (ru)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2737993C1 (ru) * 2020-05-07 2020-12-07 Александр Евгеньевич Сундуков Способ диагностики дефектов зубьев зубчатых колёс редуктора газотурбинного двигателя

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE4101985A1 (de) * 1991-01-24 1992-07-30 Domarkas Andrew Verfahren zum ermitteln von unregelmaessigkeiten zweier miteinander arbeitender elemente
WO2000068748A1 (en) * 1999-05-06 2000-11-16 Wm. Marsh Rice University Closed loop compensation of kinematic error in harmonic drives
RU2224232C1 (ru) * 2002-05-22 2004-02-20 Институт надежности машин НАН Беларуси Способ виброакустической диагностики передач зацеплением
RU2322666C1 (ru) * 2006-09-20 2008-04-20 Общество с ограниченной ответственностью НПЦ "Динамика" - Научно-производственный центр "Диагностика, надежность машин и комплексная автоматизация" Способ виброакустической диагностики машин
RU2337340C1 (ru) * 2007-01-10 2008-10-27 Владимир Семенович Потапенко Способ диагностики зубчатых передач

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE4101985A1 (de) * 1991-01-24 1992-07-30 Domarkas Andrew Verfahren zum ermitteln von unregelmaessigkeiten zweier miteinander arbeitender elemente
WO2000068748A1 (en) * 1999-05-06 2000-11-16 Wm. Marsh Rice University Closed loop compensation of kinematic error in harmonic drives
RU2224232C1 (ru) * 2002-05-22 2004-02-20 Институт надежности машин НАН Беларуси Способ виброакустической диагностики передач зацеплением
RU2322666C1 (ru) * 2006-09-20 2008-04-20 Общество с ограниченной ответственностью НПЦ "Динамика" - Научно-производственный центр "Диагностика, надежность машин и комплексная автоматизация" Способ виброакустической диагностики машин
RU2337340C1 (ru) * 2007-01-10 2008-10-27 Владимир Семенович Потапенко Способ диагностики зубчатых передач

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2737993C1 (ru) * 2020-05-07 2020-12-07 Александр Евгеньевич Сундуков Способ диагностики дефектов зубьев зубчатых колёс редуктора газотурбинного двигателя

Similar Documents

Publication Publication Date Title
Sharma et al. Gear crack detection using modified TSA and proposed fault indicators for fluctuating speed conditions
Yoon et al. On the use of a single piezoelectric strain sensor for wind turbine planetary gearbox fault diagnosis
Tuma Gearbox noise and vibration prediction and control
CN110988472B (zh) 基于电流信号的风力发电机变桨传动齿轮故障诊断方法
CN104819841A (zh) 基于内置编码信息的单传感柔性角度域平均方法
Lin et al. A review and strategy for the diagnosis of speed-varying machinery
CN105841792A (zh) 基于微型传感器的齿轮压力角方向局域振动信号获取方法
Gu et al. Monitoring and diagnosing the natural deterioration of multi-stage helical gearboxes based on modulation signal bispectrum analysis of vibrations
CN108317052B (zh) 齿轮的损伤因子的检测方法及装置、风力发电机组
Qu et al. Gearbox Fault Diagnostics using AE Sensors with Low Sampling Rate.
RU2631493C1 (ru) Способ диагностики зубьев шестерён зубчатых передач
CN110219816A (zh) 用于风机故障诊断的方法和***
Nacib et al. A comparative study of various methods of gear faults diagnosis
RU2643696C1 (ru) Способ вибрационной диагностики шестерён редуктора газотурбинного двигателя
Selami et al. Gear Crack Detection Using Residual Signal and Empirical Mode Decomposition.
US11486483B1 (en) Condition monitoring for components of a gearbox
Wang et al. A model-based gear diagnostic technique
JP6283591B2 (ja) 回転機械の自動振動診断装置
Abouel-seoud et al. An experimental study on the diagnostic capability of vibration analysis for wind turbine planetary gearbox
Tuma Phase demodulation of impulse signals in machine shaft angular vibration measurements
Li et al. Angle domain average and CWT for fault detection of gear crack
Sawalhi et al. Helicopter gearbox bearing blind fault identification using a range of analysis techniques
Qu et al. A study on comparing acoustic emission and vibration sensors for gearbox fault diagnostics
KR101378868B1 (ko) 풍력발전기의 이상상태 감지 장치 및 그 방법
JP2017181283A (ja) シングルピニオン式の遊星歯車装置の歯数特定装置および歯数特定方法