Ошибка трансмиссии: Наиболее распространенные коды ошибок коробки передач

7. Выводы

Нелинейная динамическая модель движения прямозубой шестерни с 14 степенями свободы с изменяющейся во времени жесткостью зацепления и демпфированием была создана для исследования LTE, которое включало крутильные смещающие колебания в 6 направлениях и радиальная вибрация смещения в 8 направлениях.

PE и IE были расширены в динамической модели, тогда как был выполнен статический анализ зубчатой ​​системы. Результаты показали, что разница амплитуд TE, вызванная зубчатой ​​парой 2, была значительно очевидна по сравнению с зубчатой ​​парой 1, которая с большей вероятностью могла вызвать нарушение системы.

Был проведен динамический анализ зубчатой ​​системы и проведено сравнение TE при различных моментах нагрузки. Результаты показали, что крутящий момент нагрузки имеет большое влияние на TE зубчатой ​​системы. Когда крутящий момент нагрузки изменился на синусоидальную форму, общее значение размаха LTE было минимальным. Сравнивались значения LTE различных параметров синусоиды и получены оптимальные параметры.

По результатам статического и динамического моделирования предложена оптимальная расчетная схема.Оптимизированная кривая TE сравнивалась с кривой TE перед оптимизацией, тогда как общее размах ошибки передачи было уменьшено на 60,7%, что, в свою очередь, повысило точность передачи и уменьшило явление помех.

В этой статье было расширено исследование нелинейной динамической модели двухступенчатой ​​цилиндрической зубчатой ​​передачи и большой инерционной нагрузки TE, что стало важной справочной информацией для реальной конструкции зубчатой ​​системы. В дальнейшем исследовании правильность схемы оптимизации будет проверена экспериментально, и будут рассмотрены некоторые передовые методы обработки сигналов при анализе редукторов.

Номенклатура

Конфликт интересов

Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.

Благодарности

Эта работа была поддержана Национальным фондом естественных наук Китая (51575007) и проектом муниципальной комиссии по образованию Пекина (JC001011201601).

Определение статической погрешности передачи косозубых зубчатых колес методом конечных элементов

4.1. Анализ напряженно-деформированного состояния

Помимо ошибки передачи, которая рассчитывается на основе результатов анализа напряженно-деформированного состояния, можно также оценить первичные результаты самих анализов.В частности, это было эквивалентное напряжение по Мизесу и контактное давление в определенные моменты вращения шестерни.

Численное моделирование в этом подразделе было выполнено на зубчатых колесах с параметрами из таблицы 1, и был применен момент нагрузки 100 Н ∙ м. Поскольку пластические свойства материала не учитывались в проведенных расчетах, после превышения предела текучести материал продолжал вести себя упруго (линейно). Однако это не очень важно при качественном сравнении следующих анализов / модификаций.

На рис. 7 (a) край вершины зуба ведомой шестерни, на которую действует тормозной момент, давит на боковую поверхность зуба ведущей шестерни зацепления. Поскольку вход в зацепление происходит не по всей ширине зуба одновременно, а постепенно, этот край очень короткий (теоретически острие). Результат — высокая концентрация напряжений, которая теоретически достигает 822 МПа. Однако это значение нереально, так как контакт острие / кромка фактически невозможен.Это всегда очень маленькая / узкая область. На эти значения также влияют тонкость и топология сетки.

За счет закругления кончика зуба (рис. 7 (b)) максимальное напряжение (454 МПа) уменьшается почти вдвое и возникает на меньшей площади. Однако путь контакта сокращается (рис. 8), так как рабочая часть эвольвенты короче из-за закругления.

Длинный выступ наконечника (без закругления), показанный на рис. 7 (c), не вызывает контакта между зубьями (без нагрузки) в теоретическом начале зацепления.Из-за крутящего момента происходит деформация и зазор между зубьями просто закрывается. Таким образом, возникающее напряжение на вершине зуба минимально. Путь контакта также короче, что видно на рис. 8.

Рис. 7. Предварительное натяжение зубьев: а) немодифицированное, б) скругление вершины вершины — R0,2 мм, в) снятие длинных вершин

Рис. 8. Максимальное контактное давление в зависимости от вращения ведущей шестерни

Максимальное контактное давление (средней пары зубьев, для вариантов с рис.7) в зависимости от вращения ведущей шестерни показана на рис. 8. Неизмененные шестерни и шестерни с закруглением вершин не слишком сильно отличаются в этом аспекте. Такие же пиковые значения давления возникают при входе / выходе из зацепления. При соприкосновении зубов по всей ширине наблюдается практически постоянное максимальное давление. Однако вариант с закруглением углов наконечника несколько более выгоден.

Влияние модификации разгрузки длинного наконечника на контактное давление более значимо.Пикового давления нет, напротив, вход в зацепление постепенный, давление увеличивается примерно линейно и краевого контакта не происходит. Давление увеличивают до тех пор, пока модифицированная эвольвента в передней поперечной плоскости не выйдет из зацепления. Таким образом, неизмененные эвольвенты уже касаются. С этого момента давление остается примерно постоянным. При выходе из меша ситуация аналогичная.

Рис. 9. Напряжение корня: а) немодифицированное, б) рельеф длинного кончика; контактное давление: в) немодифицированное, г) разгрузка длинного наконечника

Рис.9 показана ситуация, когда напряжение в корнях зуба является максимальным для среднего зуба (ведущей шестерни) без модификации (рис. 9 (a)) и с модификацией длинного рельефа вершины (рис. 9 (b)) и линий контакта и давление на зубья в зацеплении в соответствующие моменты (Рис. 9 (c) и Рис. 9 (d)). Максимальное напряжение возникает в тех корнях, где преобладает сжимающее напряжение, как и в исследовании [10]. С помощью модификации напряжение увеличилось с 70 МПа до 96 МПа. Причина в различном распределении контактного давления между парами зубьев и по отдельным парам зубьев.Из рис. 9 (d) видно, что средняя пара зубьев несет большую нагрузку. Поскольку между парами, которые находятся в начале, соотв. в конце зацепления остается только частичный контакт в областях модификации. Максимальное давление возникает на краю вершины зуба в случае отсутствия модификации, в случае модификации в точке, где измененная эвольвента встречается с исходной.

4.2. Статический TE

Размах статического TE (PTPTE) для различных конфигураций (микро / макрогеометрия, граничные условия — крутящий момент и т. Д.)) конечно-элементной модели будут оцениваться и сравниваться. Если не указано иное, нагружающий момент имел значение 100 Н ∙ м. В некоторых случаях графики TE смещены по оси y, поскольку было показано, что среднее значение TE зависит от начального проникновения контактов, которое необходимо для решателя. Однако важным и оцениваемым значением является PTPTE.

На рис. 10 показана зависимость между статическим TE, а также жесткостью зацепления (неизмененной шестерни из таблицы 1) и вращением ведущей шестерни.Оба являются периодическими с периодом кругового шага — в данном случае 12 °. Значения при нулевом вращении (предварительное натяжение зубьев) не показаны, так как они более значительно отклоняются от ожидаемого курса. На боковых изображениях показаны контактные линии для выбранных угловых перемещений. В зубчатом зацеплении чередовались две и три пары зубьев. Минимальное TE произошло с двумя парами в зацеплении, максимальное — когда количество зубцов в зацеплении должно было измениться. С тремя парами в сетке, несмотря на распределение нагрузки между большим количеством пар зубьев, получилось более высокое значение TE.Причина в том, что две краевые пары зубов контактировали только по коротким линиям, где общая жесткость зубов ниже. Из графика также видно, что статическое TE обратно пропорционально жесткости сетки.

Рис. 10. Статическое TE, жесткость сетки и контактные линии

У прямозубых цилиндрических зубчатых колес, в отличие от косозубых, в зубчатом зацеплении чередуются одна и две пары зубьев.Минимальная ошибка передачи возникает при двухпарной сетке, максимальная — при однопарной. Количество пар зубьев в сетке внезапно меняется. Параметры прямозубого зацепления идентичны параметрам косозубого зацепления в поперечной плоскости. Величина PTPTE у прямозубых цилиндрических зубчатых колес (3,20 мкм) почти в 6 раз выше, чем у цилиндрических (0,54 мкм). Путь контакта одной пары прямозубых зубьев значительно короче, поскольку нет перекрытий спиралей. Оба типа сравниваются на рис.11.

Рис. 11. Графики статического ТЭ прямозубых и косозубых зубчатых колес

На рис. 12 показаны статические TE для разных моментов нагрузки, которые всегда применяются к одной и той же зубчатой ​​паре. Таким образом, начальное проникновение было одинаковым для всех нагрузок, и средние значения TE можно было сравнить друг с другом. Из графика видно, что с увеличением нагрузки увеличивается среднее TE и значение PTPTE — Таблица 2.Зависимость между средним TE, а также PTPTE и нагрузкой находится в диапазоне (от 10 до 150) Н ∙ м практически линейно — рис. 13. При небольшой нагрузке (10 Н ∙ м) TE также достигает отрицательных значений. В этом случае отрицательное значение означает, что ведомая шестерня опережает (по направлению вращения) свое теоретическое положение. Для крутящего момента 500 Н ∙ м значение TE еще выше, но зависимость больше не является линейной. С увеличением нагрузки путь контакта удлиняется также за счет большего изгиба зубьев.

Рис. 12. Влияние момента нагрузки на статическое TE

Рис.13. Среднее статическое TE и PTPTE как функция крутящего момента

Таблица 2. Значения TE для разных моментов нагрузки

Влияние изменений поперечного профиля на погрешность передачи показано на рис.14. В частности, это рельеф кончика, рельеф корня и их комбинация на ведущей шестерне, а ведомая осталась неизменной — результаты очень похожи. Размеры модификаций были рассчитаны по формулам. (3-4). Конструкция и предельные нагрузки считались идентичными — длинные модификации. Существенное влияние этих модификаций на значения ПТПТЭ очевидно — снижение в несколько раз. Площадь зацепления для двух пар немного расширилась за счет области для трех пар.Также было проанализировано влияние слишком большого снятия зуба в начале модификации на делительный диаметр. В данном случае улучшение было менее значительным, поэтому более подходящими представляются длительные модификации.

Модификации также включают закругление углов наконечника. Для большего радиуса кривизны значение PTPTE немного выше — Таблица 3. Причина, вероятно, в более коротком активном профиле зубов. Однако, несмотря на более высокое значение TE, всегда необходимо закругление / снятие фаски. Кроме того, можно заметить, что максимальные значения TE, в отличие от конфигурации без закругления, немного смещены в области зацепления трех пар.Применение закругления (R0,2 мм) к модифицированному зубчатому зацеплению (рельеф вершины) не привело к существенным изменениям.

Рис.14. Влияние модификаций поперечного профиля на статический ТЭ

Таблица 3. Значения PTPTE для различных модификаций зубьев шестерни

Затем были проанализированы две другие расчетные нагрузки 75 Н ∙ м и 50 Н ∙ м и соответствующие им размеры модификации рельефа наконечника. Приложенная нагрузка и максимально допустимая нагрузка Tmax варьировались.В обоих случаях наиболее благоприятным оказалось равенство конструкции, максимальной и прилагаемой нагрузки — большой рельеф наконечника. Значения PTPTE были сопоставимы со случаем, когда приложенная нагрузка достигала 100 Н ∙ м, а также с расчетной и максимальной нагрузкой.

Впоследствии максимальные нагрузки были установлены на значение 100 Н ∙ м. В одном случае приложенная нагрузка была равна расчетной, а в другом — максимальной — в обоих случаях это так называемое промежуточное облегчение наконечника. Оказалось, что чем меньше разница между конструкцией и максимальной нагрузкой, тем более благоприятный эффект от модификации.Наиболее благоприятный эффект — расчетная нагрузка. Однако для максимальной нагрузки PTPTE меньше, чем для немодифицированной передачи (при той же нагрузке). Кроме того, зубчатая пара была рассчитана на крутящий момент 75 Н ∙ м и нагружена крутящим моментом 10 Н ∙ м. В этом случае оказалось, что модификация ухудшила ситуацию, и значение PTPTE было выше, чем для конфигурации без модификации. Все указанные комбинации приведены в таблице 4.

Коэффициент перекрытия — еще один параметр, который оказывает значительное влияние на размах значений TE и жесткости сетки.Коэффициент перекрытия можно изменить в основном двумя способами — изменяя угол наклона спирали или ширину зуба. Кроме того, первый вариант изменяет габаритные размеры шестерни, в том числе форму зубьев и коэффициент поперечного контакта. На рис. 15 показан график TE для различных значений коэффициента перекрытия, с постоянной шириной зуба (24 мм) и разными углами наклона спирали. Конкретные значения приведены в Таблице 5. Согласно теоретическим предположениям, PTPTE достигает наименьшего значения среди проанализированных конструкций только для коэффициента перекрытия, равного единице (или целому числу в целом).Переменная TE все еще возникает, несмотря на постоянную общую длину контактных линий, поскольку переменная жесткость зубьев по их высоте и общая жесткость зубцов все еще присутствуют. Однако использование модификации с длинным выступом на этом зубчатом колесе (с коэффициентом перекрытия, равным единице) не принесло такого большого процентного улучшения, как конфигурация по умолчанию с той же модификацией. При дальнейшем увеличении коэффициента перекрытия выше единицы (1,25) PTPTE снова увеличивается. Однако прирост менее значительный, чем при уменьшении на единицу вниз (0.75).

Таблица 4. Значения PTPTE для различных модификаций разгрузки наконечника и нагрузок

Рис.15. Влияние коэффициента перекрытия на статическое ТЕ

Таблица 5. Значения PTPTE для различных значений коэффициента перекрытия

Одним из преимуществ эвольвентных шестерен является то, что передаточное число не зависит от рабочего межосевого расстояния. Это особенно удобно с точки зрения монтажных размеров, неточностей сборки / изготовления и люфта. Однако оказалось, что изменение расстояния между рабочими центрами также влияет на ошибку передачи — рис.16. Уменьшение межцентрового расстояния ближе к теоретическому значению привело к уменьшению значения PTPTE — Таблица 6. Причина, вероятно, в коэффициенте поперечного контакта, который уменьшается с увеличением рабочего межосевого расстояния.

На рис. 16 также можно наблюдать расширение трехпарного зацепления с уменьшением межосевого расстояния. Третья пара зубцов всегда входит в зацепление в одни и те же моменты, но остается в зацеплении в течение разного времени, в зависимости от расстояния между рабочими центрами, соответственно.коэффициент поперечного контакта.

Таблица 6. Значения PTPTE для различных расстояний между рабочими центрами

С точки зрения уменьшения погрешности передачи и NVH, могут использоваться специальные конструкции шестерен с низким или очень низким уровнем шума.Оба типа шестерен имеют меньший угол нормального давления, который рассчитывается из угла поперечного давления 18,5 ° для низкого уровня шума, соответственно. 17,5 ° для очень низкого уровня шума и от угла наклона спирали [23]. Кроме того, шестерни для очень низкого уровня шума имеют более длинные зубья по сравнению со стандартными шестернями, что выражается следующими уравнениями [23]:

где ha — высота придатка, hf — высота вершины, а mn — нормальный модуль.

Рис.16. Влияние изменения рабочего межосевого расстояния на статический ТЭ

Результаты показаны на рис.17 и в таблице 7 значения, выделенные курсивом, соответствуют конфигурациям с модификацией рельефа длинной вершины. Конфигурация с низким уровнем шума показывает лишь немного меньшее значение PTPTE, чем значение по умолчанию. Более значительное снижение PTPTE наблюдалось в конфигурации с очень низким уровнем шума. Практически постоянный TE соответствует трехпарному зацеплению. Максимум произошел при входе / выходе третьей пары зубцов в / из зацепления. В обоих случаях более длинный путь контакта был вызван меньшим углом давления и, следовательно, большим поперечным отношением контакта.

Рис.17. Влияние специальных передач для (очень) низкого уровня шума на статический TE

Таблица 7. Значения PTPTE специальных передач

Кроме того, была проанализирована конфигурация с очень низким уровнем шума с коэффициентом перекрытия, равным единице (та же ширина, больший угол спирали). В этом случае PTPTE снизился очень незначительно.При добавлении модификации было достигнуто более существенное снижение.

Аналогичным образом моделировались те же типы шестерен, но для угла винтовой линии 15 ° и 30 ° — Таблица 8. Для угла 15 ° относительное уменьшение значений PTPTE по сравнению с конфигурацией по умолчанию аналогично таковым для 20 °. Однако увеличение угла наклона спирали до 30 ° не приводит к значительному снижению PTPTE зубчатых колес из-за низкого уровня шума и очень низкого уровня шума.

Таблица 8. Другие значения PTPTE специальных передач

Наконец, было проанализировано влияние различных параметров зубчатой ​​передачи на статическое TE — Таблица 9 и Рис.18. Конфигурации (a-g) также имели более длинные зубы — уравнения. (5-6). Более длинные зубы привели к увеличению коэффициента поперечного контакта и уменьшению PTPTE. Увеличение количества зубцов (b) привело также к увеличению поперечного отношения контакта. При соответствующем увеличении расстояния между рабочими центрами это отношение уменьшилось до значения, как в (а). Сравнивая (a) и (c), можно наблюдать уменьшение PTPTE с увеличением количества зубов.

Для того, чтобы коэффициент поперечного контакта был равен двум (или более), угол нормального давления был уменьшен (d-g).Целочисленное значение коэффициента поперечного контакта вызвало дальнейшее уменьшение PTPTE (d). При уменьшении расстояния между рабочими центрами отношение было увеличено до значения более двух, но PTPTE увеличилось (e). Таким образом, расстояние между рабочими центрами оказывает на ТЭ только косвенное влияние через изменение отношения поперечного контакта.

Конфигурация с целочисленным коэффициентом поперечного контакта и коэффициентом перекрытия (f) оказалась лучшим вариантом. в сочетании с модификацией разгрузки длинного наконечника PTPTE упал до очень низкого значения (g).Таким образом, статическая ошибка передачи в этом случае почти постоянна.

Таблица 9. Значения и параметры PTPTE для различных конфигураций передач

Рис.18. Влияние различных параметров передачи на статическое TE

(PDF) 📄 Измерение и использование погрешности передачи для диагностики шестерен

4

эксперимент, было бы лучше использовать значение ГТД, измеренное при низкой, но ненулевой нагрузке, достаточной для

, чтобы исключить эффект высоких точек и дает более внезапный переход к участку, подверженному воздействию Герца, на кривой жесткости

.

Другой интересный результат того же исследования показал, что, в отличие от TE, вибрация была почти

совершенно нечувствительной к износу как в ненагруженном, так и в нагруженном корпусе при низкой скорости.Это было связано с тем фактом, что

, что доля STE из-за отклонения зуба все еще относительно мала, но на самом деле только динамическая нагрузка на зуб

, вызывающая это отклонение, вызывает вибрацию. На низкой скорости нет инерционного сопротивления

вращению, поэтому ведомая шестерня может просто поглощать ГТД за счет относительного крутильного движения, при этом сила пружины GM почти

не изменяется, даже для нагруженного случая, когда статическая нагрузка почти равна постоянный.Можно было ожидать, что для DTE гораздо большие угловые ускорения могут помешать ведомой шестерне

просто «съехать с дороги» и, таким образом, вызвать отклонение зуба и увеличить вибрацию. Это было

, фактически найденное в [3] для высших гармоник зубчатой ​​зацепления. К сожалению, энкодеры, установленные на момент

этого первого теста, имели низкий резонанс, что не позволяло надежно измерять TE на скоростях выше 2 Гц (т.е.

DTE) и сравнивать их с вибрацией.

3.2 Новые результаты прямозубого редуктора

Как упоминалось выше, новые измерения проводились для другого передаточного числа, а зубчатые колеса были закалены

и отшлифованы для смягчения поверхностных повреждений. Кроме того, их ширина была уменьшена с 20 мм до

5 мм для пропорционального уменьшения жесткости зубчатой ​​зацепления. Испытания предназначены для проверки эффектов моделируемой трещины корня зуба

, описанной в разделе 2. Следует отметить, что испытательная установка коробки передач неидеальна (и не соответствует типу

), поскольку валы относительно длинные и тонкий (чтобы обеспечить доступ внутрь корпуса), но это означает

, что в TE, как правило, преобладают прогибы вала, а не дефекты зуба, что затрудняет обнаружение

изменений жесткости зуба, например, в результате трещины.Жесткость зуба как минимум на

больше, чем жесткость вала. Как TE, так и виброускорение были измерены в диапазоне

скоростей и нагрузок, но здесь представлены скорости 2 Гц и 20 Гц и нагрузки от нуля (номинальные) до 20 Нм.

Имелась небольшая нагрузка трения, соответствующая номинальному нулю, которой было достаточно для удержания шестерен в контакте

и позволяло проводить измерения ГТД на малой скорости.

На рисунке 3 показаны измеренные значения TE, синхронно усредненные по отношению к шестерне, для нагрузок 0, 5, 10,

15 и 20 Нм, для четырех различных условий:

1) Исходный TSA при 2 Гц

2 ) Исходный TSA при 20 Гц

3) Отфильтрованный TSA при 2 Гц

4) Отфильтрованный TSA при 20 Гц

Показаны два (идентичных) периода вращения.Полосовая фильтрация была выполнена для удаления маскирующего эффекта

компонентов зубчатого зацепления (GM) и первых двух гармоник скорости входного вала, поэтому в сигналах TE остались

гармоники с 3-й по 13-ю. Было проверено, что основной эффект трещины

был аддитивным, а не мультипликативным (модуляция гармоник GM), поэтому сигналы проходили через фильтр нижних частот

, отфильтрованный чуть ниже половины частоты GM для усиления аддитивных импульсов от трещины с компонентами

выше первых двух вращательных гармоник, но удаляя боковые полосы модуляции вместе с гармониками GM.

Рассматривая сначала неотфильтрованные результаты при низкой скорости на рис. 3 (a), возрастающая нагрузка дает соответствующее увеличение на

компонента зубчатого зацепления, но без изменения компонента скорости вала, что, вероятно, связано с малым

эксцентриситет шестерни. В качестве ГТД для этой передачи можно взять TE для нулевой нагрузки. Возрастающая составляющая

GM с нагрузкой соответствует статической составляющей прогиба STE.

Для эквивалентных результатов при 20 Гц на рис.3 (b) видно, что DTE существенно отличается от STE

, по крайней мере, в отношении компонента GM. Это можно объяснить тем, что частота GM

(540 Гц) очень близка к резонансу системы. Эта интерпретация также согласуется с тем фактом, что в увеличенной составляющей GM

преобладает первая гармоника, тогда как на рис. 3 (a) присутствует много гармоник GM

.

Отфильтрованные результаты низкой скорости на рис.3 (c) показывает эффект трещины примерно под 50 градусами по шкале

, хотя эффект становится менее очевидным с увеличением нагрузки. Обладая этим знанием, будет видно, что

трещина также может быть обнаружена в нефильтрованном сигнале в 3 (а), хотя только при самой низкой нагрузке.

Анализ погрешности статической передачи зубчатых колес и жесткости сетки

[1] Мао Интай, Теория ошибок и анализ точности, National Defense Industry Press, Пекин, (1982).

[2] Е Цигэн, Чжу Фэнши, Хуан Цзясянь, Точность институтов, Northwest Telecommunication Engineering Institute Press, Сиань, (1986).

[3] Ван Юйсинь, Лю Ян, Ван Имин, анализ вибрации шестерни с учетом жесткости сетки и ошибки передачи [J].Журнал механической трансмиссии, 2002, (01): 5-8.

[4] Чжао Цинхуэй, Информация о расчетах прочности зубчатых колес, China Machine Press, Пекин, (1984).

Метрология зубчатых передач, основанная на характеристиках: кинематика — трансмиссия

Математически строгое объяснение того, как производственные отклонения и повреждения на рабочих поверхностях зубьев шестерни вызывают вклад ошибок передачи в возбуждение вибрации

Некоторые производственные отклонения рабочей поверхности зубьев шестерни значительной амплитуды вызывают незначительное возбуждение вибрации и шум, однако другие с незначительной амплитудой являются источником значительного вибрационного возбуждения и шума.Доступное в настоящее время специализированное метрологическое оборудование зубчатых передач с числовым программным управлением может измерять такие образцы ошибок на зубчатом колесе за несколько часов с достаточной детализацией, чтобы обеспечить точные вычисления и диагностику возникающего в результате возбуждения вибрации из-за ошибки передачи. Как эффективно измерить такие отклонения рабочей поверхности, вычислить на основе этих измерений результирующее возбуждение вибрации из-за ошибки передачи и диагностировать производственный источник отклонений — тема этой книги.

Использование технологии, описанной в этой книге, позволит проводить выборочные проверки качества зубчатых колес, производимых в производственном цикле, во избежание нежелательной вибрации или возбуждения шума производимыми зубчатыми колесами. Кроме того, для тех, кто работает в академических и промышленных кругах и которым необходимо полное математическое понимание взаимосвязи между отклонениями рабочей поверхности зубьев и вибрационными возбуждениями, вызванными этими отклонениями, книга будет незаменима для приложений, имеющих отношение как к качеству зубчатых колес, так и к мониторингу их состояния.

Основные характеристики:

• Обеспечивает очень эффективный метод измерения цилиндрических или прямозубых шестерен с параллельными осями с достаточной детализацией, чтобы можно было точно вычислить вклад ошибок передачи из-за отклонений рабочей поверхности, а также алгоритмы, необходимые для выполнения этих вычислений. , включая примеры
• Предоставляет алгоритмы для вычисления отклонений рабочей поверхности, вызывающих любой идентифицируемый пользователем тон, например, «фантомные тона» или «боковые полосы» гармоник зубного зацепления, что позволяет диагностировать их производственные причины, включая примеры
• Предоставляет объяснения всех гармоник, наблюдаемых в спектрах вибрации и шума, вызванных зубчатыми передачами.
• Позволяет создавать трехмерные изображения и подробные числовые описания всех измеренных и вычисленных отклонений рабочей поверхности, включая примеры

Математически строгое объяснение того, как производственные отклонения и повреждения на рабочих поверхностях зубьев шестерни вызывают вклад ошибок передачи в возбуждение вибрации

Некоторые производственные отклонения рабочей поверхности зубьев шестерни значительной амплитуды вызывают незначительное возбуждение вибрации и шум, однако другие с незначительной амплитудой являются источником значительного вибрационного возбуждения и шума.Доступное в настоящее время специализированное метрологическое оборудование зубчатых передач с числовым программным управлением может измерять такие образцы ошибок на зубчатом колесе за несколько часов с достаточной детализацией, чтобы обеспечить точные вычисления и диагностику возникающего в результате возбуждения вибрации из-за ошибки передачи. Как эффективно измерить такие отклонения рабочей поверхности, вычислить на основе этих измерений результирующее возбуждение вибрации из-за ошибки передачи и диагностировать производственный источник отклонений — тема этой книги.

Использование технологии, описанной в этой книге, позволит проводить выборочные проверки качества зубчатых колес, производимых в производственном цикле, во избежание нежелательной вибрации или возбуждения шума производимыми зубчатыми колесами. Кроме того, для тех, кто работает в академических и промышленных кругах и которым необходимо полное математическое понимание взаимосвязи между отклонениями рабочей поверхности зубьев и вибрационными возбуждениями, вызванными этими отклонениями, книга будет незаменима для приложений, имеющих отношение как к качеству зубчатых колес, так и к мониторингу их состояния.

Основные характеристики:

• Обеспечивает очень эффективный метод измерения цилиндрических или прямозубых шестерен с параллельными осями с достаточной детализацией, чтобы можно было точно вычислить вклад ошибок передачи из-за отклонений рабочей поверхности, а также алгоритмы, необходимые для выполнения этих вычислений. , включая примеры
• Предоставляет алгоритмы для вычисления отклонений рабочей поверхности, вызывающих любой идентифицируемый пользователем тон, например, «фантомные тона» или «боковые полосы» гармоник зубного зацепления, что позволяет диагностировать их производственные причины, включая примеры
• Предоставляет объяснения всех гармоник, наблюдаемых в спектрах вибрации и шума, вызванных зубчатыми передачами.
• Позволяет создавать трехмерные изображения и подробные числовые описания всех измеренных и вычисленных отклонений рабочей поверхности, включая примеры

Об авторе

Уильям Д. Марк, Университет штата Пенсильвания, США
Доктор Марк — старший научный сотрудник лаборатории прикладных исследований и почетный профессор акустики в Университете штата Пенсильвания. У него более 40 лет опыта работы в акустической индустрии, включая должности в Bolt, Beranek и Newman Inc., Исследовательский центр Сперри Рэнда, ВВС США и Кембриджские исследовательские лаборатории, кульминацией которого стала награда ВМС США за заслуги перед гражданской службой. Акустическое общество Америки и старший член Института инженеров по электротехнике и радиоэлектронике. Доктор Марк опубликовал несколько журнальных статей, а также написал ряд книг за свою карьеру.

Коды наиболее распространенных ошибок передачи

Если ваш индикатор Check Engine загорелся, это может быть вызвано рядом условий.Многие имеют отношение к трансмиссии. Ваш механик может выполнить компьютерный анализ, который выявит проблемы, которые могут вызывать загорание индикатора Check Engine в виде буквенно-цифровых кодов, известных как P-коды. Ниже приведены одни из наиболее распространенных P-кодов:

P0218 : Перегрев трансмиссии

Ваша коробка передач перегревается. На некоторых автомобилях есть приборная панель с надписью «Превышение температуры трансмиссии», но не все автомобили имеют эту функцию.Этот код может означать, что датчик жидкости необходимо заменить, но это также может быть что-то гораздо более сложное, особенно если оно сопровождается другими кодами P.

P0613 : Процессор TCM

Вам не нужно сильно беспокоиться об этом коде — он просто сообщает вам о внутренней ошибке в модуле управления трансмиссией (TCM). Это проблема программирования. Вы можете отнести свой автомобиль к дилеру и заменить TCM.

P0614 : Несовместимость ECM / TCM

Это еще один чисто информационный код, говорящий вам о том, что ECM и TCM не разговаривают друг с другом.Если у вас есть этот код, скорее всего, один или другой был недавно заменен, а если вы установили использованный компонент, он не настроен для работы с новым компонентом. На новых автомобилях эти части запрограммированы для работы только с одним конкретным автомобилем и не могут быть запрограммированы для работы с другим.

P0700 : Неисправность системы управления коробкой передач

Опять же, это информационный код. В большинстве автомобилей TCM — единственный компьютер, который может включить контрольную лампу двигателя.Если возникла проблема, препятствующая включению света, вы увидите этот код.

P0706 : Диапазон / рабочие характеристики цепи датчика дальности передачи

Датчик диапазона трансмиссии сообщает TCM положение рычага переключения передач. Он также содержит выключатель безопасности нейтрали, который гарантирует, что вы можете завести автомобиль только на нейтрали или на парковке. Этот код может указывать на коррозию или другие проблемы в датчике диапазона трансмиссии.

P0715 : Неисправность цепи датчика частоты вращения входного вала / турбины

Ваша автоматическая коробка передач использует датчики входной и выходной скорости, чтобы определить, находится ли ваша трансмиссия на той передаче, на которой модуль управления коробкой передач (TCM) хочет, чтобы она была включена.Если вы видите этот код, это означает, что TCM неправильно рассчитывает схему переключения передач. Обычно вы обнаружите, что трансмиссия переходит в режим «хромоты», если это происходит. Ржавый разъем или проблема с проводкой могут быть проблемой, и обычным решением является замена датчика входной скорости.

P0720 : Неисправность цепи датчика выходной скорости

Датчики скорости сообщают вам, с какой скоростью движется выходной или входной вал. Если TCM не может прочитать эту информацию, ваш спидометр покажет неточно.Возможно, необходимо заменить датчик выходной скорости.

P0729-P0736

Все эти коды сообщают о проблемах с передаточным числом. Единственное различие в этих кодах неисправности трансмиссии — это идентифицируемая передача. Все они сообщают об одной и той же ошибке, но для разных передач. Датчики входа и выхода TCM измеряют скорость входного и выходного валов, и если они не движутся с правильной скоростью, вы получите эти коды неисправностей трансмиссии.В большинстве случаев проблема столь же проста, как и при низком уровне трансмиссионной жидкости, хотя она также может указывать на проблемы с муфтой гидротрансформатора или соленоидом переключения передач в сочетании с другими кодами P.

Гидротрансформатор преобразует скорость вращения двигателя в крутящую силу для движения вашего автомобиля и обеспечивает дополнительное передаточное число при движении на скоростях шоссе. Соленоид регулирует муфту гидротрансформатора, и если вы видите этот P-код, это может означать, что соленоид корродирован или поврежден иным образом.Если это не так, проблема может быть в проводке вокруг соленоида.

P0750-P0770

Все эти коды относятся к неисправности соленоида переключения передач. Ваш TCM сообщает вашей коробке передач, как и когда переключаться, открывая один из этих соленоидов, чтобы позволить трансмиссионной жидкости пройти в секцию гидравлического управления трансмиссии для конкретной передачи. В случае неисправности соленоида переключения передач передача, которой он должен управлять, не будет работать должным образом, даже если она вообще будет работать.Обычно вы видите другие P-коды вместе с ними.

Это наиболее распространенные коды неисправностей при передаче. После того, как ваш механик завершит компьютерную диагностику проблем с трансмиссией, он или она может посоветовать вам, какой ремонт необходим.

Амплитуды статической погрешности передачи зубчатого зацепления косозубых зубчатых колес

Аннотация

Статические погрешности передачи зацепляющихся зубчатых пар возникают из-за отклонений рабочих поверхностей нагруженных зубьев от равноудаленных идеальных эвольвентных поверхностей.К таким отклонениям относятся упругие деформации пары зубьев и геометрические отклонения (модификации) рабочих поверхностей зубьев. В очень хорошем приближении амплитуды гармоник, связанных с ошибкой статической передачи и зацеплением зубьев косозубых зубчатых колес, выражаются здесь суперпозицией преобразований Фурье величин: и (2) частичные колебания жесткости сетки, каждая величина (1) и (2) выражается как функция эвольвентного «расстояния качения».«Нормализация общего промежутка контакта одного зуба между валками к единице позволяет вычислить амплитуды гармоник зубчатого зацепления для различных форм вышеописанных величин (1) и (2). Гармоники зубчатого зацепления p = 1, 2,… появляются при значениях гармоник Qp, преобразованных в преобразование Фурье, p = 1, 2,…, где Q — фактическое (полное) отношение контактов, тем самым подтверждая его важность для минимизации амплитуд гармоник с зубчатым зацеплением ошибки передачи. Две отдельные формы и две серии форм величин (1) и (2) выбраны для иллюстрации большого разнообразия форм.В большинстве случаев, характерных для косозубых зубчатых колес, показано, что гармонические значения зацепления зубьев p = 1, 2,… возникают в областях гармоник преобразования Фурье, управляемых неоднородностями, возникающими в результате возникновения и прекращения контакта пары зубьев, тем самым показывая важность минимизация таких разрывов. Представлены графики и аналитические выражения для всех таких преобразований Фурье, которые иллюстрируют влияние различных типов модификаций рабочих поверхностей зубьев и жесткости зубных пар на возникновение ошибок передачи.