авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ  БИБЛИОТЕКА

АВТОРЕФЕРАТЫ КАНДИДАТСКИХ, ДОКТОРСКИХ ДИССЕРТАЦИЙ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ

Разработка методики виброакустической оценки нагруженности и дефектов коробок передач колесных машин

На правах рукописи

ЛЕЛИОВСКИЙ КОНСТАНТИН ЯРОСЛАВИЧ РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ ВИБРОАКУСТИЧЕСКОЙ ОЦЕНКИ НАГРУЖЕННОСТИ И ДЕФЕКТОВ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ КОЛЕСНЫХ МАШИН Специальность 05.05.03 - «Колесные и гусеничные машины» АВТОРЕФЕР АТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Нижний Новгород – 2008

Работа выполнена на кафедре «Автомобили и тракторы» Нижегородского госу дарственного технического университета им. Р.Е. Алексеева

Научный консультант:

Доктор технических наук, профессор Беляков Владимир Викторович

Официальные оппоненты:

Доктор технических наук, профессор Галевский Евгений Александрович Кандидат технических наук, доцент Колотилин Владимир Евгеньевич

Ведущая организация:

НИИ СМ МГТУ имени Н.Э. Баумана, г. Москва

Защита состоится «12» декабря 2008 года в 14:00 часов в аудитории 1258 на за седании диссертационного совета Д212.165.04 в Нижегородском государствен ном техническом университете имени Р.Е. Алексеева по адресу: 603950, г.

Нижний Новгород, ул. Минина, 24.

С диссертацией можно ознакомится в библиотеке Нижегородского государст венного технического университета имени Р.Е. Алексеева.

Автореферат разослан 11 ноября 2008 г.

Отзыв на автореферат в двух экземплярах с подписью, заверенной печатью ор ганизации, просим направлять в адрес ученого секретаря диссертационного со вета

Ученый секретарь диссертационного совета Д 212.165. доктор технических наук, профессор Орлов Л.Н.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Колесные машины широкого спектра оперативно– функционального назначения требуют обеспечения высокого уровня качества функ ционирования и надежности. Резервом повышения надежности является тщательные доводочные испытания, направленные на совершенствование их конструкции, в том числе и агрегатов трансмиссии. В связи с этим возникает необходимость выявления таких характеристик, которые позволили бы с минимальными затратами максималь но достоверно определить наличие в агрегатах трансмиссии различных дефектов и повреждений. Коробки передач являются одним из основных звеньев трансмиссии, участвующих в передаче крутящего момента и обеспечивающих подвижность авто тракторной техники. Своевременное определение наличия в них дефектов и повреж дений является немаловажной задачей. Их оценка на основании виброакустических характеристик представляется предпочтительной, т.к. относится к неразрушающим методам и позволяет сократить затраты времени и труда на ее реализацию. В основу предлагаемой методики положена очевидная зависимость: изменения, появляющиеся в процессе функционирования в подвижных сопрягающихся узлах коробок передач, приводят к изменению ее виброакустической нагруженности. Установив с опреде ленной степенью достоверности связь между изменениями технических параметров и виброакустическими характеристиками агрегата, можно осуществлять его диагно стику, предупреждать отказы, а также разрабатывать конструктивные мероприятия по его совершенствованию. Специфические условия работы исследуемых агрегатов потребуют уточнения целого ряда подходов и методов проектирования, испытаний и доводки, особенно в области обеспечения оптимальных виброакустических характе ристик.

Цель работы: разработка методики виброакустической оценки нагруженности и дефектов коробок передач колесных машин на стадии проектирования и доводки.

Поставлены задачи исследования:

1. Разработать структурную схему методики оценки влияния дефектов и повреж дений элементов конструкции коробок передач на их виброакустические ха рактеристики;

2. Проанализировать факторы, определяющие значения виброакустических ха рактеристик коробок передач;

3. Оценить степень информативности виброакустических сигналов при характер ных дефектах;

4. Теоретически обосновать зависимость параметров спектральных характеристик виброакустического сигнала от наличия и характера дефектов;

5. Разработать методику оценки функционального состояния коробок передач.

Научная новизна работы:

1. Определены информативные виброакустические признаки проявления и разви тия дефектов в типовых узлах и элементах коробок передач;

2. Разработана методика оценки дефектов и повреждений элементов коробок пе редач на основе анализа их виброакустических характеристик работы;

3. Разработана классификация дефектов и повреждений элементов коробок пере дач по виброакустическим признакам;

4. Определены взаимосвязи спектральных характеристик виброакустического сигнала с конструкционными и эксплуатационными дефектами коробок передач.

Практическая ценность работы:

1. Предлагаемая методика виброакустической оценки нагруженности и дефектов позволит определять работоспособность коробок передач;

2. Разработанная методика позволит повысить надежность коробок передач и обеспечить возможность их проектирования и совершенствования с учетом виброакустических характеристик;

3. Определены характерные режимы испытаний коробок передач с позиции по лучения наиболее информативных виброакустических сигналов.

Объекты исследования. На разных этапах исследования в качестве объектов выбирались коробки передач серийно выпускаемых отечественных автомобилей:



ГАЗ-2217, ГАЗ-3302, ГАЗ-2705, ПАЗ–3205, ПАЗ-4234.

Общая методика исследований. При проведении теоретических исследований использовались методы аналитической механики, акустической динамики машин, численные методы решения систем дифференциальных уравнений, методы обработки и преобразования сигналов, математическое моделирование. Экспериментальные ис следования проводились с использованием стандартных стендов, предназначенных для испытания коробок передач, измерительных виброакустических комплексов, вы числительной техники.

Реализация работы. Результаты экспериментально-теоретических исследова ний реализованы для целей оценки технического состояния коробок передач в Центре безопасности дорожного движения и технической экспертизы (г.Н.Новгород);

для проектирования и доводки перспективных моделей коробок передач на ОАО «Пав ловский автобус» (г.Павлово);

при разработке новых агрегатов трансмиссий грузовых автомобилей в КБ автомобилей ООО «Русак» ГК «КОМ» (г. Набережные Челны), в НГТУ им. Р.Е. Алексеева, на кафедре «Автомобили и тракторы» при проведении за нятий по дисциплинам «Испытания автомобиля» и «Надежность автомобиля» в про цессе подготовки инженеров по специальности 190201 «Автомобиле- и тракторо строение» и магистрантов по направлению 190100 «Наземные транспортные систе мы».

Апробация работы. Основные положения работы и результаты исследований докладывались и обсуждались на научно-технических семинарах кафедры «Автомо били и тракторы» (Н.Новгород, НГТУ им. Р.Е. Алексеева, 2003 - 2008 гг.);

на научно техническом семинаре кафедры «СМ – 9» МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003 г.);

на международной научно-технической конференции «Ав томобильный транспорт в XXI веке» (Н.Новгород, НГТУ им. Р.Е. Алексеева, 2003 г.);

на всероссийской научно–технической конференции «Современные проблемы маши ностроения и транспорта» (Ульяновск, УлГТУ, 2003 г.);

на 9-12-й нижегородских сес сиях молодых ученых (Н.Новгород, 2004 - 2007 г.);

на 4-7-й международных моло дежных научно-технических конференциях «Будущее технической науки» (Н.Новгород, НГТУ им. Р.Е. Алексеева, 2005-2008 гг.);

на 3-й всероссийской научно – технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» (Тольятти, ТГУ, 2004 г.);

на международном симпозиуме «Проектирование колесных машин», посвященном 175-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005 г.);

на международной научно-технической конференции «Прогресс транспортных систем и средств» (Волгоград, ВолгГТУ, 2005 г.);

на между народной научно-технической конференции, посвященной 70-летнему юбилею ка федры «Автомобили и тракторы» (Н.Новгород, НГТУ им. Р.Е. Алексеева, 2005 г.);

на 4-й всероссийской научно–технической конференции «Политранспортные системы» (Красноярск, КГТУ, 2006 г.).

Связь работы с крупными научными программами и темами. Основная часть диссертационной работы выполнена в рамках ведомственной научной програм мы «Развитие потенциала высшей школы»: 0120.0503691 «Определение виброакусти ческих характеристик работы агрегатов трансмиссии транспортно-технологических машин в режиме бортовой диагностики», проводимой Федеральным агентством по образованию.

Личный вклад соискателя. Все главы диссертационной работы написаны ав тором. Также автору принадлежат исследовательская часть и обработка результатов экспериментальных исследований, разработка методики оценки дефектов, динамиче ские модели, постановка задач исследования.

Публикации. По теме работы опубликованы 29 научно-технических статей, в том числе 3 в изданиях, рекомендованных ВАК РФ, а так же 10 тезисов докладов на конференциях.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, пя ти глав, общих выводов, 7 приложений, изложена на 252 страницах текста, содержит 93 рисунка, 13 таблиц, список использованных источников, включающий 148 наиме нований.

Основные положения, выносимые на защиту:

1. Методика оценки функционального состояния коробок передач по виброаку стическим характеристикам работы;

2. Результаты аналитических и экспериментальных исследований по определению спектральных характеристик виброакустических сигналов дефектов и повреж дений коробок передач;

3. Динамическая модель взаимодействия функциональных элементов коробок пе редач, позволяющая учитывать влияние повреждений и дефектов на виброаку стическую нагруженность данного агрегата.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы, сформулированы цель исследова ния, его задачи, научная новизна и практическая значимость работы.

В первой главе изложено современное состояние проблемы виброакустиче ской оценки наличия дефектов и прогнозирования работоспособности коробок пере дач. Приведены основные виброакустические методы, применяемые для указанных целей, наиболее известными из которых являются: энергетический метод, фазо временной метод, спектральный метод, метод ударных импульсов, резонансный ме тод. Из всех перечисленных методов для целей виброакустической оценки работо способности и выявления повреждений элементов коробок передач в настоящее вре мя имеет комбинация спектрального, резонансного и метода ударных импульсов.

Проанализированы работы известных отечественных учёных, внесших круп ный вклад в исследование взаимодействия зубчатых колес и подшипников. Среди них: И.И. Артоболевский, Э.Л. Айрапетов, Ф.Я. Балицкий, А.В. Барков, Н.А. Баркова, Ю.И. Бобровницкий, В.А. Доллежаль, М.Д. Генкин, М.А. Иванова, Ф.М. Диментберг, К.С. Колесников, А.Е. Кочура, Б.В. Павлов, А.И. Петрусевич, Д.Н. Решетов, А.Г. Со колова, К.В. Фролов, К.В. Явленский и др. Значительные результаты в исследовании виброакустических процессов, сопровождающих работу машин, достигнуты зару бежными учеными, среди них: Д. Байес, Д. Биц, С. Браун, Р. Коллакот, Т. Лим, Ж.

Линг, М. Мозер, А. Робертсон, З. Энджел. В рассмотренных работах получен матема тический аппарат для исследования динамических процессов, происходящих в ходе функционирования элементов коробок передач. Однако исследуемые элементы в большинстве из них рассматриваются без взаимосвязи с другими узлами трансмиссии и спецификой движения автомобиля.

Взаимосвязь с другими узлами трансмиссии автомобиля устанавливается по средством динамических моделей трансмиссии. Исследованию динамики автомо бильных трансмиссий, посвящены работы: В.Б. Альгина, И.Б. Барского, В.Л. Вейца, Б.В. Гольда, А.И. Гришкевича, П.П. Лукина, С.Н. Поддубко, А.А. Полунгяна, Н.Л.

Островерхова, Б.В. Савинова, В.М. Семенова, Ю.Г. Стефановича, И.Н. Успенского, В.А. Умняшкина, Б.С. Фалькевича, Н.М. Филькина, И.С. Цитовича, В.С. Шуплякова, Н.Н. Яценко и других. На основании анализа рассмотренных работ сделано заключе ние о том, что в существующих моделях агрегаты трансмиссии представляются как сосредоточенные массы, при определении перемещений которых не учитывается влияние динамики их внутренних узлов и элементов.





Исследованию взаимодействия колесного движителя с опорным основанием, определяющей нагружающие силы, действующие на агрегаты трансмиссии и их внутренние элементы, посвящены исследования таких ученых, как: Я.С. Агейкин, Л.В. Барахта нов, В.В. Беляков, Н.Ф. Бочаров, Л.А. Гоберман, В.В. Иванов, Н.А. Забавников, Г.М. Кутьков, М.В. Келдыш, М.А. Левин, А.С. Литвинов, В.Ф.

Платонов, В.А. Петрушов, Ю.В. Пирковский, Г.А. Смирнов, Н.А. Ульянов, А.А. Хачатуров, Е.А. Чудаков и др. В рассмотренных работах приведен общий математический подход для описания взаимодействия колес автомобиля с различными опорными основаниями. В этих ра ботах колесо рассматривается на основе феноме нологической и модельной теории, но либо без взаимосвязи с другими элементами автомобиля, такими как трансмиссия, либо при решении задач устойчивости и управляемости автомобиля.

Анализ ранее проведенных работ позволил сформулировать и обосновать задачи исследова ния, необходимые для достижения поставленной цели работы.

Во второй главе рассматривается дина- Рис. 1. Обобщенная схема, отражающая взаимосвязь возмущающих сил, дейст мическая модель коробки передач. Трансмиссия вующих в зубчатых колесах коробок пере любого движущегося автомобиля испытывает дач с нагрузочными режимами в транс миссии и силами сопротивления движе нагрузки как со стороны дороги, так и со сторо- нию автомобиля ны двигателя. Обобщенную схему, отражающую взаимосвязь возмущающих сил, действующих в зубчатом зацеплении шестерен ко робок передач с нагрузочными режимами в трансмиссии и силами сопротивления движению автомобиля область можно представить в виде модели на рис.1.

Механические коробки передач имитируют ся несколькими подобными, периодически включающимися в работу, функциональными элементами, число которых равно числу передач.

С целью упрощения рассмотрения, расчет и ана лиз виброакустических параметров работы целе сообразно осуществлять для универсального единичного функционального элемента. Для это го составляется его динамическая модель, отра жающая основные параметры: моменты инер ции, жесткости элементов, коэффициенты неуп ругого сопротивления. Функциональный эле мент коробки передач - два зубчатых колеса можно охарактеризовать шестью степенями сво боды: три линейных и три угловых (рис. 2). Для описания взаимодействия исследуемого функ ционального элемента коробки передач можно записать обобщенное уравнение энергии:

d T П R F (t ), (1) Рис. 2. Эквивалентная динамическая мо dt дель функционального элемента коробки передач где Т, П - кинетическая и потенциальная энергия сис темы;

R - диссипативная функция Рэлея;

F t - функция внешнего силового возмущения.

Качественно описать движение функционального элемента коробки передач можно посредством уравнения аналитической механики в форме Лагранжа второго рода. На основании него можно анализировать динамику функционального элемента.

Динамика его взаимодействия, согласно предлагаемой модели (рис. 2) запишется в виде системы дифференциальных уравнений:

m1 1 C 1Y y1 С z t y z K 1Y y 1 K z y z F Y y m 2 y 2 C 2 Y y 2 С z t y z K 2 Y y 2 K z y z F Y m1 1 C 1 X x1 С z t x z K 1 X x1 K z x z F X x m 2 2 C 2 X x 2 С z t x z K 2 X x 2 K z x z F X x m1 1 C 1 Z z 1 C z t z z K 1 Z z 1 K z z z F R z m 2 2 C 2 Z z 2 C z t z z K 1Z z 1 K z z z F R z I 1 1 C z t r 1 y z K z r 1 y z M X 1 F r (2) I 2 2 C z t r 2 y z K z r 2 y z M X 2 F r I P 11 С z t r 1 x z K z r 1 x z M Y 1 F r t r 2 x z M Y 2 F r I P2 2 С z r 2 x z K z I P 1 1 С z t r 1 z z K z r 1 z z M Z 1 F r 2 С z t r 2 z z K z r 2 z z M Z 2 F r I P Здесь m,m - массы ведущего и ведомого колес;

I1,I2 - моменты инерции ведущего и 1 ведомого колес;

IP1, IP2 - полярные моменты инерции ведущего и ведомого колес, r1, r2 - ра диусы начальных окружностей ведущего и ведомого колес. x1, x2, y1, y2, z1, z2 - обобщенные ко ординаты, характеризующие линейные перемещение ведущего и ведомого колес по основ ным и паразитным степеням свободы;

1,2, 1, 2, 1, 2 - обобщенные угловые перемеще ния ведущего и ведомого колес по основным и паразитным степеням свободы. C1X,C1Y,C1Z приведенные суммарные жесткости подшипниковых опор вала с закрепленным на нем ве дущим колесом и картера коробки передач в вертикальном, поперечном и продольном на правлениях;

C2X,C2Y,C2Z - приведенные суммарные жесткости подшипниковых опор вала с закрепленным на нем ведомым колесом и картера коробки передач в вертикальном, попе речном и продольном направлениях;

K X,KY, KZ - приведенные суммарные податливости 1 1 (вязкости) подшипниковых опор вала с закрепленным на нем ведущим колесом и картера коробки передач в вертикальном, поперечном и продольном направлениях;

K2X, K2Y, K2Z приведенные суммарные податливости подшипниковых опор вала с закрепленным на нем ведомым колесом и картера коробки передач в вертикальном, поперечном и продольном на правлениях. СZ - значение жесткости зубчатого зацепления, KZ - коэффициент неупру t гого сопротивления в зубчатом зацеплении. MX1, MY1, MZ1 - поворачивающие моменты веду щего колеса относительно осей X, Y и Z, возникающие от вертикальной, продольной и попе речной составляющей силы, действующей в зацеплении, MX2,M 2,MZ2 - поворачивающие Y моменты ведомого колеса относительно осей X, Y и Z, возникающие от вертикальной про дольной и поперечной составляющей силы, действующей в зацеплении. F- возмущающая t сила, действующая в зацеплении, причиной возникновения которой является эффективный крутящий момент, подведенный от двигателя к ведущему колесу и нагружающий момент, поведенный к ведомому колесу со стороны дороги.

Функция подводимого от двигателя крутящего момента приводится в гармо ническом представлении. Её характер определяют инерционные силовые и газовые динамические составляющие. Крутящий момент, вызванный силами инерции посту пательно движущихся масс цилиндропоршневой группы, находим как:

j Tи Tи sin e t и, 1 t (3) 1 где - значение порядка гармоники;

u - начальная фаза гармонического момента;

Tu крутящий момент от инерционных сил для каждого цилиндра;

Крутящий момент от сил давления газов вычисляется из уравнения:

n T г Te Tг sin e t г, 1 1 t (4) где - значение порядка гармоники;

г - начальная фаза момента, вычисляемая путем гармонического анализа индикаторной диаграммы;

T г - крутящий момент от сил давления газов, для каждого цилиндра вычисляется посредством гармонического анализа индикатор ной диаграммы;

Te - среднее значение крутящего момента двигателя.

Тогда суммарный крутящий момент двигателя вычисляется по зависимости:

k l n T e Te T sin e t k.

t (5) k 1 Возмущающий силовой фактор, обусловленный воздействием крутящего мо мента двигателя, подведенный к входу функционального элемента представим в ви T e t F t де:, (6) r r1 - ради где T e (t ) - подводимый от двигателя суммарный эффективный крутящий момент, ус начальной окружности ведущей шестерни.

Суммарный момент сопротивления от дороги, приведенный к выходному валу коробки передач, можно выразить в виде:

F f r д i0, (7) TH ' f TP где F f - сила сопротивления качению;

rд - динамический радиус ведущего колеса, i0 - пе ' редаточное число главной передачи, TP - «обратный» к.п.д. трансмиссии.

Таким образом, возмущающий силовой фактор, действующий со стороны ве домой шестерни, обусловленный сопротивлением движению, можно представить в виде:

THf " F, (8) r где T H f - приведенный нагружающий момент от дороги;

r2 - радиус начальной окружно сти ведомой шестерни.

В общем случае величины суммарного фактора силового возмущения вычис ляются по формуле: F t F ' t F " t (9) Спектральная плотность микропрофиля дороги может быть определена как:

2 A1 21 2 A2 2 2 2 22 2 2 2. (10) Sq 2 2 42 В табл. 1 приведены параметры микропрофиля асфальтобетонного покрытия, который выбран в качестве опорного дорожного основания.

Таблица,м Коэффициенты корреляционной связи 1 1, м 2, м1 2, м A1 A Асфальтобетонная дорога 0,008 0,85 0,15 0,2 0,05 0, Решения уравнений (2) в общем виде можно записать в виде системы гармони ческих функций, отражающих распространение виброакустического процесса, возни кающего при взаимодействии динамических звеньев:

x t q i t sin 2 k 0 t X t y t q t sin 2 k 0 t Y t i (11) z t q i t sin 2 k 0 t Z t t q i t sin 2 k 0 t t t q i t sin 2 k 0 t t t q i t sin 2 k 0 t t.

, t, t, t Здесь: начальные фазы виброакустического процес t, t, t X Y Z сов;

0 - собственная частота виброакустического процесса;

qi t - амплитуды виброакусти ческих импульсов в вертикальной, поперечной и продольной плоскостях.

Характер изменения амплитуд виброакустических импульсов, вызываемых взаимодействием динамического звена функционального элемента, можно также представить в виде гармонической функции:

S i t q 0 i e sin i t, (12) t i q0 - начальная амплитуда процесса;

i где - текущая частота виброакустического процесса;

i - коэффициент затухания начальной амплитуды виброакустического процесса.

Зависимость коэффициента затухания начальной амплитуды виброакустиче ских импульсов от частоты описывается эмпирическим соотношением, предложен ным Б.В. Павловым: i a 0 b i 2. (13) Величина начальной амплитуды импульса виброакустического сигнала от взаимодействия кинематической пары, с учетом ее конструкционных параметров мо жет быть описана эмпирической зависимостью:

2 Ii h 02, (14) q Ci Ci - коэффициент жесткости в зацеплении, h где I i - момент инерции ведущей шестерни, обобщенный зазор в кинематической паре.

Сумму виброакустических импульсов от взаимодействия нескольких динами ческих звеньев можно представить в виде зависимости:

n Qt q t t 0 kT, (15) t i k q - амплитуда колебательных импульсов;

t t где T – период повторения импульсов;

- на i чальная фаза последовательности импульсов, генерируемая «идеальной» кинематической парой;

- смещение импульсов от «идеального» положения.

Параметры T и t 0 являются канальными признаками, позволяющими иденти фицировать зубчатую пару (динамическое звено), генерирующую данный сигнал. Па раметры q и несут информацию о состоянии данной пары. Спектр импульсов та t i кого сигнала может быть найден по соотношению cos0,5 0.

Q q 0 1 0 (16) Здесь - продолжительность взаимодействия кинематической пары;

q0 - начальная амплитуда сигнала.

Частотная характеристика канала, передающего сигналы от нескольких дис кретных источников, может быть вычислена по формуле i (17) n H 4 2 2 i i i i Предполагая среду, в которой распространяются виброакустические сигналы, от нескольких дискретных однородной, запишем:

S H Q, (18) где S - спектр виброакустического сигнала, генерируемого несколькими дискретными источниками (кинематическими парами);

H - частотная характеристика канала.

Зависимость (18) можно записать развернуто. Данная зависимость характери зует энергетический спектр модулированного по амплитуде и фазе виброакустическо го сигнала, генерируемого рядом взаимодействующих кинематических пар:

n sin t KT. (19) S q e i t kT i i i i Согласно уравнению (19) форма энергетического спектра регистрируемого сигнала приобретает характерную форму (рис. 3).

В третьей главе приведены техниче ские характеристики коробок передач ис следуемых автотранс портных средств. Так же указаны геометри ческие, массо инерционные, упруго– жесткостные парамет ры. Выполнен расчет Рис.3. Общий вид огибающей кривой энергетического спектра виброакустиче значений подводимого ского сигнала коробки передач от двигателя эффек тивного крутящего момента с использованием формулы (5), и значений суммарного момента сопротивления дороги с использованием формулы (7). На основании этих расчетов по формулам (6) и (8) с подстановкой всех необходимых исходных данных были определены величины соответствующих возмущающих силовых факторов, а за тем, по формуле (8) – значения суммарного фактора силового возмущения. На рис. приведен пример временной зависимости силового возмущения, вычисленный для автомобиля «ГАЗель», с двигателем ЗМЗ 4062 и 5-ти ступенчатой коробкой передач, F, кН двигающейся на третьей передаче со ско ростью 30 км/ч по асфальтобетонному по крытию при угловой скорости вращения коленчатого вала равной 210 с-1. Также в данной главе произведены численные рас четы спектральных характеристик виброа 4 кустических процессов, сопровождающих t, с 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 работу исправных агрегатов и агрегатов с различными стадиями развития наиболее Рис.4. Изменение возмущающего силового факто- существенных дефектов. Для этих целей ра во времени для автомобиля «ГАЗель», с двига геометрические, инерционные и упруго– телем ЗМЗ-4062 и 5-и ступенчатой коробкой пере жесткостные характеристики функцио дач, двигающейся на 3-й передаче со скоростью 30 км/ч по асфальтобетонному покрытию при уг нальных элементов (рис. 2) подставлялись ловой скорости вращения коленвала 210 с- в систему (2), далее посредством метода Эйлера производился численный расчет. После этого для систем гармонических функций (11), являющимися решениями системы (2), проводились вычисления спек трально-частотных характеристик виборакустических сигналов. При этом моделиро вались такие дефекты, как: абразивное изнашивание зубьев шестерен и тел качения подшипников, неравномерное распределение нагрузки по телам качения в подшипни ках, погрешности сборки, монтажа и изготовления, нарушение параллельности валов и коэффициентов осевого и торцевого перекрытия, выкрашивание зубьев, их трещи ны, сколы и поломки, нарушения смазки в пятне контакта, заклинивание. Наличие ка кого–либо дефекта в различной стадии развития, а также его отсутствие в функцио нальном элементе коробки передач отражается на величинах амплитуд спектра виб роакустического сигнала, проявляющихся на характерных частотах. Расчеты динами ческой модели (рис. 2) выявили, что их проявления могут быть реализованы за счет подбора значений коэффициентов жесткости и упругости.

В зубчатом зацеплении принято рассматривать жесткость и демпфирование в виде функциональных зависимостей. Для косозубого зацепления функция жесткости, предложенная Э.Л. Айрапетовым, имеет следующий вид:

Cz Cуд L, t t (20) где Cуд - удельная жесткость косозубого зацепления;

L - переменное по фазе зацепления t колебание суммарной длины контактных линий зубчатых колес.

Коэффициент демпфирования в зацеплении рассчитываем по формуле, пред ложенной К. Джонсоном и уточненной Д.Н. Решетовым:

K z e 0, 002 0,, (21) Наибольший интерес представляют коэффициенты жесткости и демпфирова ния, характеризующие влияние исследуемых дефектов. Для исследуемых коробок пе редач значения коэффициентов жесткости и демпфирования выбираются на основа нии данных экспериментальных исследований, проведенных в ИМАШ РАН. Данные величины получены в ходе специализированных испытаний редукторов, элементы конструкции которых аналогичны по своим геометрическим и инерционным пара метрам, рассматриваемым на изучаемых коробках передач и приведены в табл. 2.

Таблица Значения коэффициентов жесткости и демпфирования, характерные для различных дефектов Значения коэффициента Значения коэффициента демпфи МН МН С № Наименование Локализация жесткости, Ci рования, Кi м м п/п неисправности неисправности 1 2 3 4 Неравномерное Узел заделки:

распределение на- ось Y: 95 - 230 0,163 - 0, грузки по телам ось X:

1 45 - 62 0,253 - 0, качения подшип ников Дефекты изготов- Узел заделки:

ления подшипни- ось Y:

2 110 - 350 0,142 – 0, ков ось X: 38 - 55 0,263 – 0, Изнашивание тел Узел заделки:

качения подшип- ось Y:

3 75 - 110 0,142- 0, ников ось X: 20 - 65 0,248 – 0, Изнашивание бо- Постепенное увеличение Уменьшение значения, кратное ковых поверхно- значения, пропорциональ- увеличению частоты вращения Зацепление:

стей зубьев шес- ное увеличению бокового шестерен терен зазора Уменьшение значения, про- Увеличение значения, пропорцио Выкрашивания на порциональное увеличению нальное увеличению угловых ско боковых поверх Зацепление:

5 угловых скоростей враще- ростей вращения шестерен ностях зубьев ния шестерен шестерен 4 1 2 Уменьшение значения в 12– Увеличение значения, кратное чис Трещины и по 15 раз в сравнении с номи- лу дефектов и пропорциональное ломка зубьев шес- Зацепление:

нальным, соответствующим частоте вращения шестерен.

терен исправному состоянию.

Уменьшение значения в 2–5 Увеличение значения, пропорцио Нарушение смаз раз в сравнении с номи- нальное частоте вращения шестерен ки в пятне контак- Зацепление:

нальным, соответствующим та шестерен исправному состоянию.

Местные схваты- Уменьшение значения, про- Увеличение значения, пропорцио вания зубьев шес- Зацепление: порциональное величине нальное степени развития дефекта и терен частоты вращения шестерен кратное частоте вращения шестерен S, дБ S, дБ 50 2 35 30 f, Гц 20 10 222 1053 2564 3448 5263 8475 f,Гц 10 222 1053 2564 3448 5263 8475 Рис. 6. График спектра виброакустического сигнала Рис. 5. График спектра виброакустического сигнала коробок пере- коробок передач автомобилей «ГАЗель» от: 1 - непра дач автомобилей «ГАЗель» и автобусов ПАЗ, вызванного различ- вильной центровки промежуточного вала;

2 – перекоса ной степенью износа поверхностей качения переднего подшипника наружного кольца переднего подшипника промежу промежуточного вала: 1 – 10% износ;

2 – 20% износ;

3 – 30% износ точного вала;

3 – перекоса внутреннего кольца перед него подшипника промежуточного вала S, д Б S, дБ 130 48 40 32 20 10 33 105 143 222 417 526 714 1053 f, Г ц 10 33 105 143 222 417 f, Гц Рис. 8. Спектральная характеристика виброакустического сигнала второй передачи коробки передач автомобилей «ГАЗель» при: 1 – Рис. 7. График амплитуд спектра виброакустического менее 2% износа боковых поверхностей зубьев от предельно допус сигнала 3-й ступени коробки передач автомобиля тимого;

2 – 20% износа боковых поверхностей зубьев от предельно «ГАЗель» и автобуса ПАЗ при сохранении (1) и нару допустимого;

3 – 80% износа боковых поверхностей зубьев от пре шении смазки в пятне контакта (2) для значений на дельно допустимого гружающего момента в зацеплении, равного Tmax..

На рис. 5–9 приведены примеры графи 2950 5900 S, дБ ков амплитудных спектральных оги бающих кривых, полученных расчетом и моделирующих влияние некоторых из 80 исследуемых дефектов на виброакусти ческие сигналы коробок передач авто 40 мобилей «ГАЗель» и автобусов ПАЗ.

Проведенные расчеты позволяют вы f, Гц 10 417 2083 3175 5263 8850 явить, что погрешности сборки и монта жа коробок передач, проявляющиеся в Рис. 9. График виброакустического спектра на корпусе коробки передач «ГАЗель» для третьей передачи: 1 – в неправильной центровке валов и переко нормальном состоянии;

2 – при поломке одного зуба сах внутренних и наружных колец под шипников, нарушают их штатную работу и проявляются в виде широкополосных виброакустических сигналов. По мере нарастания дефекта их амплитуда увеличива ется, также возрастает ее среднеквадратичное отклонение на средних и высоких час тотах. Из расчетов видно, что аналогичные изменения наблюдаются и по мере изна шивания подшипников (рис. 5). Следовательно, такие изменения амплитуд спектра виброакустического сигнала можно принять в качестве характерного оценочного при знака для подшипниковых узлов. Для оценки зубчатого зацепления в качестве таких признаков следует также принять значения характерных частот проявления дефектов.

Так, нарастание абразивного изнашивания боковых поверхностей зубьев ведет к зна чительному повышению амплитуд спектра виброакустического процесса (до 2,5– раз) (рис. 8) в полосе от 200 до 600 Гц, а нарушение смазки имеет характерные часто ты проявления от 10 до 140 Гц. При этом значительного повышения амплитуд спек тра не наблюдается (рис. 7). Такие дефекты, как поломка, скол, трещина зуба тоже имеют собственные частоты (рис. 9). Их значение зависит от того, зуб шестерни ка кой передачи имеет такой дефект. Например, наличие поломки зуба третьей передачи 5-ти ступенчатой коробки передач при частоте вращения 2000 мин-1 вызывает резкое кратное увеличение амплитуды спектра виброакустического сигнала, начиная с час тоты 2950 Гц. Таким образом, в результате расчетов было выяснено, что большинство дефектов исследуемых коробок передач имеет характерные частоты и амплитуды виброакустического спектра, соответствующего им. Эти диапазоны частот и значения приращений амплитуд можно принять в качестве оценочных параметров наличия и проявления дефектов.

В четвертой главе описана методика и приведены результаты экспериментальных исследований виброаку стических характеристик работы коробок передач. Объ ектом испытаний была выбрана 5–ти ступенчатая короб ка передач, устанавливаемая на автомобили семейства «ГАЗель» и «Соболь» в количестве 3 штук. Данные агре гаты присоединялись к двигателю ЗМЗ – 4063.10 и, по средством специального карданного вала - к гидравличе- Рис. стенд 10. Испытательный двигатель ный скому нагружающему устройству. Регистрируемыми па раметрами являлись вертикальные и продольные колебания их корпусов. В комплект измерительного оборудования входили: индуктивный датчик оборотов, пьезоэлек трические датчики виброускорений ПАМТ-440 и ПАМТ–450, сборщик – частотный анализатор сигнала СМ-3001 фирмы «Инкотес» с встроенной АЦП платой на 8 кана лов с частотой опроса 20 кГц, персональная переносная ЭВМ с процессором Intel Pen tium 100. Пьезоэлектрические акселерометры крепились посредством цианакрилового клея «Циакрин-ПЭ» на корпуса исследуемых коробок передач в районе подшипнико вых узлов. Взаимное расположение датчиков - под углом 900 друг к другу. Это необ ходимо для регистрации механических колебаний в двух плоскостях. Все испытания проводились по следующей обобщенной методике:

- на испытательный стенд устанавливалась исследуемая коробка передач, техни ческое состояние всех элементов которой заранее определено;

- к испытуемому агрегату подсоединялся комплекс измерительных средств;

- запускался двигатель внутреннего сгорания, после чего на входной вал испы туемой коробки передач подавался крутящий момент;

посредством гидродинамического тормозящего устройства производилось уве личение или уменьшение нагрузки;

- производился замер виброакустических характеристик работы при помощи из мерительного комплекса. При этом производился спектральный анализ посту пивших сигналов;

- производится изменение подаваемого крутящего момента;

- посредством изменения гидравлического сопротивления внутри тормозящего устройства производилось изменение нагрузки испытуемого агрегата;

- в памяти ЭВМ после этого сохранялись спектрограммы виброакустических ха рактеристик работы испытываемой коробки передач на всех передачах в рабо чем диапазоне по крутящему моменту и в интервале заданных нагрузок.

Крутящий момент двигателя при проведении эксперимента изменялся в диапазоне от 185 до 200 Н м с шагом 5 Н м. Момент сопротивления, обеспечивался посредством гидродинамического тормоза в пределах от 50 до 200 Н м, с шагом 50 Н м.

S, дБ S, дБ f, Гц f, Гц Рис. 11. График спектра виброакустического сигнала Рис. 12. График спектра виброакустического сигнала коробки пе коробки передач «ГАЗель», полученного в ходе экспе редач «ГАЗель», полученного в ходе эксперимента, при 20% износе римента, при 10% износе поверхностей тел качения пе поверхностей тел качения переднего подшипника промежуточного реднего подшипника промежуточного вала вала S, дБ S, дБ f, Гц f, Гц Рис. 13. График спектра виброакустического сигнала Рис. 14. График спектра виброакустического сигнала ко коробки передач «ГАЗель», полученного в ходе экс робки передач «ГАЗель», полученного в ходе эксперимента, перимента, при 30% износе поверхностей тел каче при неправильном центрировании переднего подшипника ния переднего подшипника промежуточного вала промежуточного вала Экспериментальному исследованию подлежали спектральные характеристи ки виброакустических сигналов проявления дефектов подшипников: износ поверх ностей тел качения, погрешности монтажа и изготовления, а также зубчатых колес:

абразивное изнашивание зубьев шестерен, выкрашивание зубьев, нарушения смаз ки в пятне контакта, поломка зубьев.

В первую очередь испытанию по приведенной методике при всех значениях крутящего и нагружающего моментов, нормативном уровне масла, подлежала короб ка передач №1, новая, прошедшая обкатку. Спектральные характеристики ее виброа кустических сигналов впоследствии были приняты в качестве эталонных. После этого на стенд (рис. 10) последовательно были ус тановлены коробки №2, №3. На испытуемый S, дБ образец №2 были установлены подшипники с различной степенью износа. Затем монти ровались подшипники низких классов точ ности, после чего были установлены под шипники в штатном техническом состоянии, но с перекосом наружных и внутренних ко f, Гц лец. После чего образец №2 также был под вергнут испытаниям по приведенной мето- Рис. 15. График спектра виброакустического сигнала дике при ряде значениях крутящего и на- коробки передач «ГАЗель». полученного в ходе экспери мента, при перекосе наружного кольца переднего под гружающего моментов. Спектральные ха- шипника промежуточного вала рактеристики виброакустических сигналов проявления данных дефектов подшипников S, дБ регистрировались измерительным комплек сом. При этом зубчатые колеса на образце №2 пребывали в удовлетворительном тех ническом состоянии, что исключало их су щественное влияние на измеренные сигна лы. На испытуемом образце №3 были ус тановлены шестерни с различными степеня ми износа: 2%, 80%. Затем монтировались f, Гц промежуточные валы, шестерни одной из ступеней которых имеют выкрашивание и Рис. 16. График спектра виброакустическогоходе экс сигнала коробки передач «ГАЗель», полученного в изломанный зуб. После чего образец №3 перимента, при перекосе внутреннего кольца перед также был подвергнут испытаниям по при- него подшипника промежуточного вала веденной методике при ряде значениях кру тящего и нагружающего моментов. Спек- S, дБ тральные характеристики вироакустиче ских сигналов проявления данных дефек тов подшипников регистрировались изме рительным комплексом.

При этом подшипники на образце №2 пребывали в штатном техническом со стоянии, что исключало их существенное f, Гц влияние на измеренные сигналы. На об разце №1 также была осуществлено иссле- Рис. 17. График спектра виброакустического сигнала 3-й пе дование влияние уменьшения смазки в редач автомобиля «ГАЗель», полученный в ходедля значе-экспери мента, при нарушении смазки в пятне контакта пятне контакта на спектральные характе- ний нагружающего момента в зацеплении, равного T max ристики виброакустического сигнала рабо ты.

На рис. 11–19 приведены примеры некоторых графиков огибающих амплитуд ных спектральных кривых, отражающие виброакустические характеристики иссле дуемых дефектов, полученных в ходе экспериментов. Анализируя амплитудные и частотные признаки проявления дефектов подшипников и зубчатых колес, зарегистрированные при испытании S, дБ реальных коробок передач, можно сделать вывод, что их значения имеют удовлетворительную сходи мость с теоретически рассчитанны ми. Так, амплитуды и расчетного и полученного в ходе эксперимента спектра виброакустического сигнала шестерен с 2 и 80% износом имеют ярко выраженные максимумы на f, Гц одинаковых частотах: 230 и 435 Гц Рис. 18. Спектральная характеристика виброакустического сиг соответственно. Прирост значений нала второй ступени коробки передач «ГАЗель», полученная в ходе эксперимента при: менее 2% износа боковых поверхностей амплитуд расчетного спектра виб зубьев от предельно допустимого;

80% износа боковых поверх роакустического сигнала по мере ностей зубьев от предельно допустимого нарастания износа боковых поверх S, дБ 5950 ностей зубьев составляет 3,6 раза.

Амплитуды спектра виброакустиче ского сигнала, полученные при экс периментальном исследовании ана логичного дефекта, имеют прирост в f, Гц 2,5 раза. Оба значения прироста не противоречат теоретически обосно Рис. 19. График виброакустического спектра на корпусе коробки передач «ГАЗель» для третьей передачи, получен ванным ведущими учеными– ный в ходе эксперимента при установке шестерни с одним исследователями виброактивности сломанным зубом зубчатых передач. Нарушение смазки имеет характерные частоты проявления от 10 до 140 Гц и по расчетному и по экспе риментальному спектру при незначительном повышении амплитуд. Такие дефекты, как поломка, скол зуба тоже имеют собственные частоты проявления, значения кото рых, полученные в ходе эксперимента, близки к теоретически рассчитанным. Полом ка зуба третьей передачи вызывает резкое кратное увеличение амплитуды спектра виброакустического сигнала, начиная с частоты 3270 Гц. Таким образом, в результате проведенных экспериментов были выявлены амплитудные и частотные признаки на личия и развития дефектов шестерен и подшипников 5-ти ступенчатых коробок пере дач, устанавливаемых на «ГАЗель» и «Соболь». Теоретические исследования нашли свое подтверждение в ходе экспериментов. Найденные диапазоны частот и значения амплитуд можно принять в качестве оценочных параметров проявления дефектов ко робок передач, а методику проведения испытаний – в качестве пригодной для оценки их виброакустической нагруженности.

В пятой главе на основании проведенных экспериментальных и теоретических исследований даны рекомендации по совершенствованию исследуемых агрегатов трансмиссии. Проведенные численные расчеты динамической модели коробок пере дач позволили выявить наиболее приемлемые диапазоны значений параметров их конструкции. Данные расчеты позволили определить эффективность рекомендуемых мер по усовершенствованию конструкции исследуемых коробок передач.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ 1. На основе анализа основных виброакустических методов, а также проведенных экс периментальных и теоретических исследований разработана методика оценки функ ционального состояния коробок передач автомобилей производства ОАО «ГАЗ» («ГАЗель», «Соболь»), ОАО «Павловский автобус» (ПАЗ–3205, 4224, 4234).

2. На основании проведенных экспериментальных и аналитических исследований опре делены информативные спектральные признаки проявления основных типов повреж дений и дефектов, представленные в виде «паспортов», использование которых по зволит упростить их распознавание.

3. Установлено, что для выявления повреждений элементов коробок передач информа тивными являются спектральные характеристики виброакустичекого сигнала. Для дефектов подшипников это – приращение амплитуд спектра на 25–30 % от номиналь ного значения в диапазоне частот от 0 до 13 кГц. Дефекты и повреждения зубчатых колес проявляются в следующем:

- нарушения смазки в пятне контакта проявляется постепенным приращением амплитуд спектра сигнала на 10–15 дБ в частотном диапазоне от 0 до 140 Гц. Развитие дефекта ведет к расширению частотного диапазона проявления;

- сколы и выкрашивания рабочих поверхностей проявляются приращением амплитуд спектра виброакустического сигнала на 10–12% во временной реализации;

- абразивное изнашивание проявляется приращением спектральных амплитуд в 2,5–3, раз по мере развития дефекта в частотном диапазоне от 200 до 600 Гц;

- трещины и поломки проявляются резким приращением амплитуд спектра сигнала в 2,5–3 раза на частотах, кратных вхождению в зацепление поврежденной зубчатой па ры.

4. В результате расчетных и экспериментальных исследований коробок передач автомо билей «ГАЗель», «Соболь», ПАЗ выявлены параметры конструкции коробок передач, выбор значений которых важен для обеспечения поддержания спектральных характе ристик виброакустического сигнала в нормативных пределах. К таковым можно отне сти:

- геометрические параметры и качество изготовления зубчатых колес;

- жесткость картера коробки передач (повышение изгибной жесткости корпуса позво ляет вывести диапазон его резонансных частот вибраций от 10 до 25 кГц);

- параметры точности формы элементов коробок передач и отклонения от них;

- значения возмущающих силовых факторов.

5. Проведенные экспериментальные исследования дали возможность оценки достовер ности предложенных «паспортов» и ширины информативных спектральных частот ных и амплитудных диапазонов исследуемого сигнала. Отличие экспериментальных диапазонов частот и амплитуд от расчетных составило:

- при исследовании дефектов подшипников отклонение амплитуд спектра виброаку стического сигнала составило от 7 до 15 %.

- при исследовании дефектов зубчатых колес отклонение амплитуд спектра виброаку стического сигнала составило от 10 до 23%, частот – от 9 до 18%.

6. В результате аналитических и экспериментальных исследований коробок передач разработана структурная схема методики оценки виброакустической нагруженности, дефектов и повреждений элементов коробок передач, способствующая также эффек тивному совершенствованию их конструкции;

7. Результаты теоретических и экспериментальных исследований внедрены на ОАО «Павловский автобус», г. Павлово, ООО «Русак», г. Набережные челны, в Центре безопасности дорожного движения НГТУ им. Р.Е. Алексеева и на кафедре «Автомо били и тракторы» НГТУ им. Р.Е. Алексеева в учебном процессе подготовки инжене ров по специальности 190201 «Автомобиле- и тракторостроение» и магистрантов по направлению 190100 «Наземные транспортные системы»;

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИОННОЙ РАБОТЫ ИЗЛОЖЕНЫ:

В изданиях, рекомендованных ВАК РФ:

1. Лелиовский, К.Я. Совершенствование конструкции коробок передач автомобилей «ГАЗель» по их виброакустическим характеристикам работы /К.Я. Лелиовский, В.В. Беляков, С.М. Огород нов // Известия вузов. Серия «Машиностроение». 2008. №8. С. 49 - 56.

2. Лелиовский, К.Я. Применение нейронных сетей и деревьев решений для диагностирования аг регатов трансмиссии автотранспортной техники /К.Я. Лелиовский, В.В. Беляков, М.Н. Потапова // Нейрокомпьютеры. Разработка. Применение. 2007. №11. С. 54-58.

3. Лелиовский, К.Я. Диагностика технического состояния агрегатов силовой передачи автомоби лей по виброакустическим параметрам /К.Я. Лелиовский, В.В. Беляков, М.Е. Бушуева, К.О.

Гончаров // Грузовое и пассажирское автохозяйство. 2005. №3. С. 53-60.

В других изданиях:

1. Лелиовский, К.Я. Особенности проектирования агрегатов трансмиссии с заданными виброаку стическими характеристиками / К.Я. Лелиовский, В.В. Беляков // Будущее технической науки:

сб. тез. докл. 7-й международной науч. - техн. конф./ НГТУ – Н.Новгород, 2008. С. 101-102.

2. Лелиовский, К.Я. Обобщенная методика испытаний агрегатов трансмиссии автомобилей по определению виброакустических характеристик работы /К.Я. Лелиовский// Сб. тез. докл. 12-й нижегород. сессии молодых ученых / Изд-во «ИП Гладкова» - Н.Новгород, 2007. С.52-53.

3. Лелиовский, К.Я. Диагностирование механических агрегатов автомобилей с применением ней ронных сетей / К.Я. Лелиовский, М.Н. Потапова // Труды НГТУ им. Р.Е. Алексеева. Серия «Системы обработки информации и управления»: сб. статей / НГТУ – Н.Новгород, 2006. Т.63.

Вып.13. С. 22-27.

4. Лелиовский, К.Я. Применение методов виброакустичекой диагностики для обнаружения крат ных циклических дефектов агрегатов трансмиссии автотранспортной техники /К.Я. Лелиовский, М.Н. Потапова // Политранспортные системы: сб. ст. 4-й всеросс. науч. – техн. конф. /КГТУ – Красноярск, 2006. Ч.1. С. 202-206.

5. Лелиовский, К.Я. Применение виброакустической диагностики при проектировании узлов си ловых передач автотранспортных средств /К.Я. Лелиовский, В.В. Беляков, М.Е. Бушуева, С.М.

Огороднов // Известия АИН. Серия «Транспортные машины и транспортно – технологические комплексы»: сб. ст. / В.– Вят. книж. изд-во – Н.Новгород. 2006, Т.16.С. 44-46.

6. Лелиовский, К.Я. Оптимизация виброакустических характеристик агрегатов трансмиссии /К.Я.

Лелиовский, В.В. Беляков, М.Е. Бушуева, К.О. Гончаров // Прогресс транспортных систем и средств: сб. ст. международной науч. – техн. конф. / ВолгГТУ – Волгоград, 2005. С. 71-72.

7. Лелиовский, К.Я. Диагностирование агрегатов трансмиссии автомобилей в режиме реального времени /К.Я. Лелиовский, В.В. Беляков, М.Е. Бушуева, К.О. Гончаров // Проектирование ко лесных машин: сб. ст. международного симпозиума / МГТУ им. Н.Э. Баумана – Москва, 2005. С.

245-248.

8. Лелиовский, К.Я. Результаты расчета сочетаний двигателя и трансмиссий автобуса ПАЗ – /К.Я. Лелиовский, А.Н. Блохин, С.М. Кудрявцев// Современные тенденции развития автомоби лестроения в России: сб. ст. 3-й всеросс. науч. - техн. конф. /ТГУ – Тольятти, 2004. С. 12-16.

9. Лелиовский, К.Я. Особенности выбора агрегата трансмиссии с учетом виброакустических ха рактеристик/К.Я. Лелиовский, А.Н. Блохин, П.Е. Дмитриев //Проблемы и достижения авто транспортного комплекса: сб. ст. всеросс. науч. – техн. конф./УГТУ-Екатеринбург, 2004. с.40-42.

10. Лелиовский, К.Я. Конструктивные мероприятия по снижению шумности агрегатов трансмис сии / К.Я. Лелиовский // Будущее технической науки: сб. тез. докл. 3-й международной науч. техн. конф./ НГТУ – Н.Новгород, 2004. С.168.

11. Лелиовский, К.Я. Принципы и виды технического диагностирования / К.Я. Лелиовский// Авто НН 03. Автомобильный транспорт в XXI веке: сб. ст. международной науч. - техн. конф./ НГТУ – Н.Новгород, 2003. С.40.

Подписано в печать 06.11.2008.Формат 60x84 116. Бумага газетная.

Печать офсетная. Уч. – изд. л. 1,25 л. Тираж 100 экз. Заказ.

Нижегородский государственный технический университет им. Р.Е. Алексеева.

Типография НГТУ им. Р.Е. Алексеева. 63950, Нижний Новгород, ул. Минина,

 

Похожие работы:





 
2013 www.netess.ru - «Бесплатная библиотека авторефератов кандидатских и докторских диссертаций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.