Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 Анализ состояния вопросов по теме исследования 14
1.1. Специфика конструкций и типы карданных передач российских и зарубежных автомобилей 14
1.2. Анализ отказов карданных передач автомобилей российского и зарубежного производства 20
1.2.1. Виды отказов карданных передач и их причины 20
1.2.2. Экспериментальная оценка неуравновешенности карданных передач эксплуатируемых автомобилей 22
1.3. Моделирование неуравновешенности карданных передач автомобилей 26
1.4. Моделирование динамики карданных передач 28
1.5. Балансировка карданных передач автомобилей 31
1.6. Выводы по обзору источников. Цель и задачи
исследования 34
Глава 2 Моделирование неуравновешенности основной карданной передачи 37
2.1. Постановка задач 37
2.2. Описательное содержание модели 38
2.3. Механико-математическая модель 40
2.4. Проектное моделирование неуравновешенности 47
2.4.1. Обоснование нормативов точности балансировки 47
2.4.2. Анализ эксплуатационной неуравновешенности передачи, сбалансированной на частотепб « пэ 49
2.4.3. Классификация основных карданных передач автомобилей по критерию “гибкость” 50 2.4.3.1. “Жёсткая” карданная передача 52
2.4.3.2. “Квазижёсткая” карданная передача 54
2.4.3.3. Нежёсткие (“квазигибкая” и “гибкая”) передачи 56
2.5. Формализация решения проектных задач балансировки
карданной передачи 57
2.6. Технические условия на балансировку карданной
передачи в чертёжной документации 60
2.7. Конструктивный синтез карданной передачи требуемого класса по критерию “гибкость” 61
2.8. Пример проектного расчёта нормативов балансировки карданной передачи 65
Выводы по главе 67
Глава 3 Модели и моделирование колебаний, генерируемых неуравновешенностью карданной передачи 69
3.1. Постановка задач 69
3.2. Обоснование векторной природы коэффициентов влияния 70
3.2.1. Описательное содержание модели колебаний двухопорной передачи на балансировочном станке 70
3.2.2. Теоретический анализ коэффициентов влияния 71
3.3. Экспериментальное определение коэффициентов влияния 83
3.3.1. Современная методика нахождения Кц 83
3.3.2. Уточнённая методика нахождения Кц 86
3.3.3. Экспериментальная оценка эффективности использования векторных коэффициентов влияния и ихуточнения 91
3.4. Модели и моделирование колебаний от неуравновешенности многоопорной карданной передачи 98
3.5. Формализация методики формирования матрицы [/Qy] 104
3.6. Модель и моделирование колебаний от неуравновешенности n-опорной карданной передачи на автомобиле 107
3.7. Модель и моделирование колебаний от неуравновешенности “квазигибкой” карданной передачи 113
Выводы по главе 116
Глава 4 Балансировка высокооборотных карданных передач транспортных средств 118
4.1. Постановка задач 118
4.2. Балансировка двухопорной “жёсткой” карданной передачи 119
4.3. Балансировка двухопорной “квазижёсткой” карданной передачи 122
4.4. Балансировка двухопорной “квазигибкой” карданной передачи 124
4.5. Балансировка двухопорной “гибкой” карданной передачи 130
4.6. Балансировка многоопорных карданных передач с податливыми промежуточными опорами 131
Выводы по главе 134
Общие выводы 136
Библиографический список 139
- Моделирование неуравновешенности карданных передач автомобилей
- Механико-математическая модель
- Описательное содержание модели колебаний двухопорной передачи на балансировочном станке
- Балансировка двухопорной “гибкой” карданной передачи
Введение к работе
Актуальность работы. В настоящее время область применения карданных передач очень обширна и распространяется она практически на все отрасли машиностроения и особо широко - в автомобильном производстве.
Как и любое вращающееся изделие (ротор), карданная передача имеет неуравновешенность, определяемую погрешностями изготовления её элементов, погрешностями их сборки и монтажа передачи на машине. Высокая частота вращения карданных передач (до 10000 мин-1, что характерно для современных автомобилей), предопределяет необходимость их балансировки в условиях производства и ремонта.
Для современного состояния проектирования, производства и ремонта высокооборотных карданных передач автомобилей характерно необоснованное представление их жёсткими роторами при решении вопросов балансировки. Это даёт возможность использовать для них низкочастотную балансировку. Поэтому для передачи вращения между значительно удаленными валами в автомобилях используют многошарнирные передачи с подвесными подшипниками. Валы таких передач делают короткими с критической частотой nкр1, превышающей эксплуатационную частоту nэ до значений nэ/nкр1 0,8 , не имеющих должного обоснования. Его отсутствие приводит к тому, что в работе карданной передачи, сбалансированной как жесткий ротор на частоте nб << nэ, могут возникнуть изгибы осей валов, создающие значительные эксплуатационные дисбалансы и обусловленные этим вибрации. Кроме того, практика установки подвесных подшипников многошарнирных карданных передач на податливых (резиновых) опорах может создать резонансный режим колебаний этих опор. Всё это недопустимо не только в стационарном режиме работы карданной передачи, но и в переходном режиме, т.к. сопряжено со значительным ростом динамических нагрузок как на элементы этой передачи, так и на машину в целом, что значительно снижает долговечность и надёжность передачи, ухудшает комфортность автомобиля.
Вопросы статики и кинематики карданной передачи в достаточной мере изучены, однако вопросы их динамики при работе на машине и при балансировке далеки от своего разрешения. Использование научной гипотезы о конечной изгибной жёсткости валов высокооборотной n-опорной (n2) карданной передачи автомобиля позволяет решать эти вопросы на общей теоретической основе. Это в свою очередь, позволит разработать практические рекомендации по проектированию уравновешенных конструкций таких передач и качественной их балансировке в условиях производства и ремонта, что обеспечит увеличение их ресурса и надёжности.
Как отмечают многие исследователи и инженеры по автомобилям, карданные передачи являются одним из наименее надёжных элементов их конструкции. Поэтому тему настоящего исследования следует признать актуальной.
Цель исследования – Повышение долговечности (ресурса) высокооборотных карданных передач посредством научно обоснованного решения вопросов балансировки при их проектировании, изготовлении и ремонте.
Объект исследования – высокооборотные (основные) карданные передачи, особенности конструкции и технологии балансировки которых при изготовлении и ремонте заставляют их рассматривать как объект отдельного исследования.
Предмет исследования – закономерности механики, связывающие динамические процессы и обусловленную ими неуравновешенность карданного вала, которые предопределяют конструктивные и технологические нормативы её балансировки.
Научная новизна исследования состоит в построении оригинальной механико-математической модели неуравновешенности карданной передачи с учётом изгибной податливости её оси, в использовании этой модели для классификации таких передач по признаку «гибкость»; в построении оригинальной динамической модели и моделировании процессов, происходящих при балансировке этих передач.
Практическая значимость и реализация. Разработанная на основании исследований новая классификация основных карданных передач автомобилей по критерию «гибкость» предусматривает их деление на “жесткие”,“квазижесткие”,“квазигибкие” и “гибкие”. Для каждого класса передач обоснованы конструктивные нормативы проектирования, способ и технологические нормативы их низкочастотной динамической балансировки, новые компьютерные технологии такой балансировки, гарантированно обеспечивающие эксплуатационную уравновешенность этих передач в соответствии с требованиями отечественного и международного стандартов. Эти технологии могут использоваться как при изготовлении, так и при ремонте карданных передач. Они внедрены и успешно использоваться в ООО “Энсет” (г. Ростов-на-Дону), осуществляющем ремонт карданных передач любых отечественных и зарубежных автомобилей.
На защиту выносятся следующие научные положения:
-оригинальная модель неуравновешенности высокооборотной карданной передачи, постановка и решение задач априорного моделирования неуравновешенности карданной передачи на проектной стадии её создания, классификация карданных передач по критерию “гибкость”;
-новая механико-математическая модель колебаний опор неуравновешенной карданной передачи при её балансировке;
-новые компьютерные технологии балансировки при изготовлении и ремонте высокооборотных карданных передач автомобилей на станке и на месте.
Эти научные положения отвечают всем пп. 1,4,5,6 области исследований специальности 05.02.02-Машиноведение, системы приводов и детали машин.
Апробация работы и публикации. Основные результаты исследования докладывались, обсуждались и одобрены на ежегодных международных научно-методических конференциях «Инновационные технологии в науке и образовании» (2014…2016гг.), на научно-практической конференции ДГТУ «Состояние и перспективы развития сельскохозяйственного машиностроения» 2015гг. По теме диссертации опубликовано 7 печатных работ.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, 4 глав, основных выводов, списка литературы из 60 наименований и 3-х приложений. Основная часть работы изложена на 155 страницах, содержит 134 формулы, 17 рисунков и 8 таблиц.
Моделирование неуравновешенности карданных передач автомобилей
Объект настоящего исследования- карданные передачи автомобилей самых различных моделей- в наиболее общем случае содержат следующие типовые элементы конструкции: карданные шарниры (карданы), карданные валы (валы), промежуточные опоры, скользящие шлицевые соединения (компенсирующие устройства), фланцы крепления, раздаточные коробки, редукторы. Приведенные наименования этих элементов общеприняты в автопроме [27].
Среди отмеченных элементов карданы отличаются наибольшим разнообразием. Приведенная на рис.1.1 их классификация и специфика конструкций в полной мере раскрыты в [27]. Заметим лишь, что за основной классификационный признак карданов в этой работе принята кинематика, подразделяющая их на группы асинхронных и синхронных карданов (рис.1.2). При этом асинхронный кардан (или карданный шарнир неравных угловых скоростей ведущего и ведомого валов, связанных таким карданом) используют в карданных передачах с углом наклона ведомого вала относительно ведущего не более 200. Они изготавливаются с крестовиной, допускающей две оси качания. В современном автостроении они получили наибольшее распространение.
Синхронные карданы (или карданные шарниры равных угловых скоростей, ШРУСы) применяют в приводе ведущих и одновременно управляемых колес автомобилей; угол наклона ведомого вала в зависимости от конструкции шарнира может достигать 45. Различные их конструкции из представленных на рис.1.2 использовались как на отечественных автомобилях (УАЗ-469, ГАЗ-66, ГАЗ-69, ЗИЛ-131, КАМАЗ, КрАЗ, Урал), так и на многих зарубежных автомобилях повышенной проходимости 40-60гг. выпуска (виллисы, студобеккеры) [1,43]. Точечный контакт в элементах конструкции ШРУСов, ведущий к значительным контактным напряжениям и износу, ограничивает их использовании, обеспечивая Рис.1.1. Классификация карданов. Примеры наиболее распространенных конструкций асинхронных и синхронных карданов. пробег автомобиля не более 25…30 тыс. км [3]. Тем не менее, в ряде отечественных и зарубежных марок автомобилей в настоящее время используют карданные передачи со ШРУСами.
Что касается других из отмеченных выше элементов карданной передачи, их конструкции подробно описаны в [27], и за истекшие годы они практически не претерпели изменений.
Конструкции карданной передачи, как связанной совокупности её элементов, также многообразны. Как отмечено в той же работе [27], “Основными классификационными признаками карданных передач являются: назначение, тип, наличие или отсутствие промежуточной опоры и компенсирующего устройства”. Конкретизируя по этой классификации объект настоящего исследования, определяем его как основную (используется для привода ведущих колес (см. примеры на рис.1.3;1.4,в)), высокооборотную (максимальная частота вращения в эксплуатации nэ=1500…10000 мин-1) карданную передачу любого типа (определяется числом карданов, числом ведущих колес (см. рис.1.4)), имеющую карданы с крестовиной или ШРУСы при наличии или отсутствии компенсирующих устройств, промежуточных опор и редукторов. Именно такие карданные передачи получили наибольшее распространение в современных легковых и грузовых автомобилях как отечественного, так и зарубежного производства.
На рис.1.4 обозначены: 1- коробка передач, 2-кардан, 3- карданный вал, 4-ведущий мост, 5- промежуточная опора, 6- раздаточная коробка, 7- редуктор; а-одновальная карданная передача; б- двухвальная карданная передача с промежуточной опорной; в- трехвальная передача автомобиля повышенной проходимости (см. рис.1.3); г- карданная передача полноприводного трехосного автомобиля; д- карданная передача полноприводного автомобиля с редуктором привода среднего моcта. Все представленные на этом рисунке типы передач имеют компенсирующие устройства.
Большой опыт проектирования, изготовления и ремонта карданных передач автомобилей позволил многим авторам (например, [1,27,60]) сформулировать конструктивные, технологические и эксплуатационные требования к ним. Обобщая их, отметим, что карданная передача современного автомобиля должна: -передавать крутящий момент без создания дополнительных нагрузок и крутильных колебаний в трансмиссии; -обеспечивать равенство угловых скоростей ведущего и ведомого валов, связанных карданной передачей, независимо от числа её карданов, углов и эксцентриситетов относительного расположенная этих валов; -иметь высокий КПД; -работать бесшумно; -обладать ремонтопригодностью; -иметь защищенность от вытекания смазки и от проникновения влаги, грязи и пыли к трущимся поверхностям карданов и компенсирующих устройств.
Крайне редко (например, [27,60]) авторы ставят к карданным передачам автомобилей требования высокой надёжности, низкого уровня генерируемых ими вибраций опорных элементов, качественной балансировки. Последнее является одним из основных факторов, определяющих комфортность автомобиля. Это, например, касается автомобилей “Нива”, “Газель” и китайских автомобилей, карданные передачи которых (по данным дилерских служб) балансируются в производстве некачественно, вызывая на водительском месте значительные вибрации.
Кроме того, некоторые особенности конструкций карданных передач современных автомобилей нельзя признать адекватными отмеченным выше требованиям. Так, использование упругой подвески промежуточных подшипников значительно снижает наименьшую из частот собственных колебаний карданной передачи на её опорах в машине. В переходном режиме работы передачи возникают резонансный режим с резким ростом нагрузок на резиновые обоймы, подвесные подшипники и компенсирующие устройства, снижающие их долговечность и надежность. Наконец, утверждение (например, в [27]), что резиновые обоймы подвесных подшипников служат гасителем колебаний ошибочно, т.к. резина обладает очень низкими демпфирующими свойствами.
Механико-математическая модель
Как отмечено в [46], моделирование позволяет изучать влияние на рассматриваемый объект различных решений или выборов, не прибегая к его реальному конструированию, изготовлению и испытаниям. Это особенно важно для анализа неуравновешенности и проектного синтеза уравновешенной конструкции ротационного агрегата вообще и основной карданной передачи автомобиля, в частности, из-за невозможности (как было отмечено в п.1.3) непосредственного измерения характеристик её неуравновешенности.
Моделирование неуравновешенности карданной передачи включает в себя: -создание механико-математической модели передачи, наиболее адекватно описывающей её неуравновешенное состояние; -непосредственное моделирование неуравновешенности и балансировки карданной передачи, сводящееся к разработке методик анализа неуравновешенности и синтеза уравновешенной конструкции этой передачи с помощью построенной модели её неуравновешенности.
Первой задачей создания модели является разработка её описательного содержания [6], включающего принятие аргументированных допущений, учитывающих основные конструктивные особенности карданной передачи как объекта балансировки, различные источники её неуравновешенности и их особенности.
На основе описательного содержания решаются задачи построения формализованной схемы неуравновешенности карданной передачи и её механико-математической модели [6]. При формировании последней определяются собственные свойства, параметры и характеристики модели, её входные управляющие и возмущающие воздействия, а также реакции (выходы) модели; устанавливается связи между ними. С использованием построенной модели на проектной стадии создания основной карданной передачи требуется решать такие задачи моделирования её неуравновешенности и балансировки как: -обоснование нормативов точности балансировки; -анализ эксплуатационной неуравновешенности карданной передачи, сбалансированной на частоте nб nэ; -классификация основных карданных передач автомобилей по критерию “гибкость”; -формализация решения проектных задач балансировки карданной передачи автомобиля. Представленные ниже решения перечисленных задач выполнены на методологической основе, разработанной в ДГТУ на кафедре “Теория механизмов и машин” для нежёстких роторов сельскохозяйственных машин [36,37] c учётом специфики основных карданных передач автомобилей –объектов исследования настоящей работы.
Модель неуравновешенности высокооборотной карданной передачи строим с использованием следующих допущений: а) рассматривается идеальная передача без люфтов в сопряжениях элементов карданов и компенсирующих устройств; б) погрешности исполнения элементов карданной передачи (валов, карданов, компенсирующих устройств, фланцев крепления) и их сопряжений создают множество локальных дисбалансов, имеющих постоянные углы и значения, не зависящие от угловой скорости вращения передачи; в) двухопорная карданная передача в сборе (карданный вал + 2 кардана + компенсирующее устройство + фланцы крепления) представляется однородным гладким цилиндром длиной l, равной расстоянию (в м) между торцами фланцев; массой m = m0l, равной расчетной массе передачи в сборе, где m0 – линейная плотность (кг/м); модулем упругости Е(в Па) материала карданного вала и моментом инерции I (в м4) его сечения в центре пролёта; г) многоопорные (число опор п 2) карданные передачи различных типов (см. рис. 1.4) представляются как совокупность отдельных (п-1) описанных выше двухопорных передач, представляемых как фрагменты исходной передачи. Поэтому дальнейшие исследования будем проводить только для модели двухопорной передачи, используя их результаты для исследования каждого из фрагментов многоопорной передачи; д) ось вращения (ОВ) карданной передачи представляем как прямую, соединяющую центры её опор. Используя введенное в [36] понятие “линия эксцентриситетов масс ротора (ЛЭМР)” как геометрическое место центров масс всего множества элементарных сечений тела невращающегося ротора, перпендикулярных его ОВ; осуществляя разложение ЛЭМР в ряд по собственным формам изгиба, учитываем лишь первую (основную) собственную форму искривления ЛЭМР со стрелой ymnv в центре пролёта между опорами карданной і TLLLJC передачи. Как установлено в [36], у невращающегося однородного цилиндра первая собственная форма искривления ЛЭМР создает наибольший дисбаланс - 5 _ в центральной плоскости приведения (в центре между опорами); е) рассматривая ymnv как результат исходного искривления ОВ карданной fit CLJC передачи по первой собственной форме, заметим, что с приведением передачи во вращения со скоростью значение стрелы прогиба ОВ увеличится до значения Ymax() за счёт проявления D0. Как результат, произойдет и приращения значения D0 , которое будет тем больше, чем большее значение имеет . Таким образом, исходное искривление ОВ карданной передачи по первой собственной форме со стрелой ymnv при вращении приведет к возникновению у передачи главного і TLLLJC вектора дисбалансов о(60) — о7П тах (60) (2-2) зависящего от ; ж) при низкочастотной балансировке карданной передачи (т« иэ «кр1)
Описательное содержание модели колебаний двухопорной передачи на балансировочном станке
Если условие (2.36) не выполняется при варианте V= 3 приведения спроектированной карданной передачи к классу “квазижёстких”, то эта передача не допускает использования традиционной динамической балансировки в двух плоскостях коррекции. Такая передача не может балансироваться по той же технологии и на частоте Пб=пэ, т.к. при её вращении с этой частотой на балансировочном станке, за счёт упругого прогиба ОВ передачи по первой собственной форме, возникнут громадные дисбалансы и возбуждаемые ими высокочастотные инерционные усилия, которые могут привести к аварийной ситуации.
Карданные передачи, балансировка которых не допускает использования традиционной технологии динамической балансировки по первой собственной форме изгиба [15] в двух плоскостях коррекции, относятся к нежёстким, подразделяемым на “квазигибкие” и “гибкие”. Их балансировка требует использования специальной методики и отвечающей ей технологии с использованием более двух плоскостей коррекции. Такая методика заимствована из [36] и представлена ниже.
Что касается разграничения классов “квазигибких” и “гибких” карданных передач, то, используя обоснованный в [36] критерий, “квазигибкой” будем считать передачу, для которой й)э 0,857бі кр1 = 8,57 I—-— (2.37) -верхняя граница принадлежности спроектированной карданной передачи к классу “квазигибких”. Нижней границей является невыполнение отмеченного выше условия принадлежности этой передачи к классу “квазижёстких”.
Класс “гибких” карданных передач включает в себя передачи, балансируемые по первой собственной форме изгиба, для которых условие (2.37) не выполняется, а также (теоретически) передачи, балансируемые по п-й собственной форме изгиба при п 2. Однако, последние в практике автомобилестроения не используются в связи с выдвигаемым требованием пэ икр1 к проектированию этих передач [27], что было отмечено в п. 1.5.
“Гибкие” карданные передачи могут иметь пэ в границах 0,857 nкр1 nэ икр1; их не рекомендуется использовать в практике. Хотя нормативы проектирования передач, представленные в п. 1.5, и допускают в создаваемых их конструкциях пэ/ «кр1 0,8 ... 0,9 , однако после балансировки такой передачи не гарантируется устойчивость её уравновешенности, достигнутой балансировкой. Последнее, кстати, требует значительных трудозатрат из-за сложности её практической реализации. Это служит основанием отказа от использования в автомобилях “гибких” карданных передач. Вопросы конструктивного синтеза карданной передачи требуемого класса по критерию “гибкость” рассмотрены ниже в п.2.7.
Методика нетрадиционной балансировки нежёстких (“квазигибких” и “гибких”) карданных передач представлена в п.4 настоящей работы.
Полученные выше результаты, основанные на использование построенной механико-математической модели неуравновешенности карданной передачи, и решение с помощью этой модели задач моделирования позволили осуществить, в конечном счёте, проектное управление качеством балансировки создаваемой карданной передачи. Целевое назначение этого управления-гарантированное обеспечение уравновешенности проектируемой передачи по 5-му классу точности на эксплуатационной частоте её вращения. Реализуется это обоснованием класса создаваемой передачи по критерию “гибкость” и её балансировкой по соответствующей этому классу методике с допустимыми дисбалансами ідоп= 2доп по (216) в плоскостях коррекции 1-1,2-2 (см.рис.2.1). На рис.2.2 (листы 1,2) представлен формализованной для реализации на компьютере алгоритм решения отмеченной задачи для проектируемой карданной передачи. Поясняя содержание блоков этого алгоритма, отметим: блок 1- начало расчетов; блок 2- ввод отмеченных в п.2.3 параметров механико-математической модели передачи; блок 3- ввод номера К=5 класса точности балансировки карданной передачи по действующим стандартам [17,28], предельных значений критерия (есо) качестве балансировки роторов для этого класса, а также предельных значений Zl, Z2 (см.п.2.3); блоки 4 ,… ,7- расчёт допустимых дисбалансов в принятых плоскостях коррекции передачи; блоки 8,…,11- расчёт основных количественных критериев ек, F разграничения классов карданных передач по критерию “гибкость”; блок 12- цикл перебора вариантов заготовки вала карданной передачи по точности её исполнения по ГОСТ 5005-82 [19] (/=1- обычная точность, i=2-повышенная точность, /=3 - высокая точность); блоки 13,…,17- расчёт частных значений критериев Ft для каждого из классов точности исполнения вала передачи; блок 18- условие проверки возможности отнесения передачи к классу “жёстких”. При выполнении этого условия в блоках 19,…,23 выявляется класс точности исполнения заготовки вала передачи, обеспечивающей рассмотрение её как “жёсткой”. Если условие блока 18 не выполняется ни для одного из вариантов /=1,…,3, расчет из цикла 12 переходит к блоку 25, выдающему на печать требование изготовления вала из трубы высокой точности; блоки 26,…31 -проверка возможности отнесения передачи к классу “квазижестких” по варианту V=1 (ужесточение значений допустимых дисбалансов в плоскостях коррекции). Это становится возможным при выполнении условия блока 27;
Балансировка двухопорной “гибкой” карданной передачи
Как уже отмечалось в п. 3.1, изложенная выше методика натурного определения элементов Kij матрицы [К ] векторных коэффициентов влияния по (1.11) заимствована из [6,35]. Основывается она на проведении замеров характеристик At, А2, А1±, А12, А21, А22 колебаний опор балансировочного станка с установленной на нём карданной передачей при отсутствии и наличии пробных дисбалансов. Необходимость представления этой методики в настоящей работе обусловлена тем, что излагаемая ниже методика уточнения Кц является развитием методики п.3.3.1 и, не требуя дополнительных замеров, основывается на использовании тех же характеристики колебаний опор балансировочного станка, что введены в п.3.3.1.
Результаты представленного в п.3.3.1 эксперимента наглядно демонстрируют, с одной стороны, несомненную эффективность использования модели (3.1) колебаний балансируемого изделия на станке с матрицей [Кц\ векторных коэффициентов влияния. С другой-объективное наличие погрешности экспериментального определения всех Кц за счет того, что как значения Dnl, Dn2, так и углы срп1, срп2 пробных дисбалансов Dnl,Dn2, определяющих эти коэффициенты по (3.15),(3.17), ведет к росту числа балансировочных циклов.
Характерно, что модель (3.1) или модель (1.8) со скалярными коэффициентами влияния являются действующими при любых произвольных значения элементов матриц коэффициентов влияния. Однако при этом балансировка изделия потребует очень большого количества балансировочных циклов и, как следствие, очень больших трудозатрат на балансировку каждого изделия. Поэтому, чем точнее определенные экспериментально коэффициенты влияния отвечают динамике колебательного процесса балансируемого изделия от его неуравновешенности на станке, тем меньшее число балансировочных циклов требуется, тем меньше трудоёмкость балансировки изделия. Таким образом и оценивается отмеченная выше эффективность использования модели (3.1) с векторными коэффициентами влияния, определенными по существующей в [36] и изложенной в п.3.3.1 методике. При ремонте карданных передач зачастую возникает необходимость балансировки какой-либо оригинальной передачи в единичном её исполнении. Для её балансировки необходимо определить на балансировочном станке все Кц по методике п.3.3.1 и осуществить балансировку этой передачи за 2-4 цикла.
Иным требованиями должна отвечать балансировка партии карданных передач одного типоразмера при их специализированном производстве или часто повторяющаяся необходимость балансировки отремонтированных передач одного типоразмера. В этих условиях должна использоваться технология балансировки с наименьшим числом п балансировочных циклов (в достижимом пределе с учётом контрольного измерения—п=2). Достигается это использованием наиболее точных значений Кц и углов (З у всех векторных коэффициентов влияния, обеспечивающих наибольшую адекватность модели (3.1) для такого типоразмера карданной передачи.
Повышение точности натурного определения Кц для /=1,2; 7=1,2 необходимо осуществлять посредством учёта отмеченных выше погрешностей воссоздания при их определении пробных дисбалансов п:ь п2. Реализуется это использованием следующей методики определения уточнённых значений Кц при балансировке единичного экземпляра карданной передачи данного типоразмера: а) по методике п.3.3.1 определяются все элементы матрицы [К которые рассматриваются как их первое (1) приближение; б) используя эту матрицу, а также матрицу-столбец {Л;} = {Аг А2] характеристик (амплитуд и фаз) колебаний опор балансировочного станка, измеренных при выполнении п.а), с помощью (3.18) производится балансировка установленной на станке карданной передачи с максимальной возможной для его измерительной системы точностью. При этом корректировка дисбалансов, индицируемых измерительной системой станка в каждой j=1,2 плоскости коррекции при r-ш (г=\,... ,Пц), балансировочном цикле, осуществляется установкой корректирующих масс тщг на радиусе корректировки Rj с углом щг в левой (/=1) и правой (J=2) плоскостях коррекции. Результаты корректировки по всем (пц-\) балансировочным циклам регистрируются в таблице по форме табл.3.2. В пц-м контрольном цикле, устанавливающем качество балансировки передачи, фиксируются остаточные дисбалансы D0CTl доп1, DOCT2 Одоп2, которые также фиксируются в таблице их значениями D0CTl, DOCT2 (ИЛИ остаточными значениями неуравновешенных масс 7Пост1,7Пост2) и углами (р0Сті, (рості)