Вібраційні методи оцінки якості тракторів на стадіях проектування, виготовлення та експлуатації

Размещено на http://www.allbest.ru/

Харківський національний автомобільно-дорожній університет

УДК 631.372

Спеціальність 05.22.02 - Автомобілі та трактори

Автореферат дисертації

на здобуття наукового ступеня доктора технічних наук

Вібраційні методи оцінки якості тракторів на стадіях проектування, виготовлення та експлуатації

Мигаль Василь Дмитрович

Харків 2003

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана в Харківському державному технічному університеті сільського господарства Міністерства аграрної політики України.

Науковий консультант: заслужений діяч науки і техніки України, доктор технічних наук, професор Говорущенко Микола Якович, завідувач кафедри системотехніки і діагностики транспортних машин Харківського національного автомобільно-дорожнього університету.

Офіційні опоненти:

- заслужений діяч науки і техніки України, Лауреат державної премії України, доктор технічних наук, професор Александров Євген Євгенович, завідувач кафедри колісних та гусеничних машин Національного технічного університету "Харківський політехнічний інститут";

- доктор технічних наук, професор Шульженко Микола Григорович, завідувач відділу вібраційних та термоміцнісних досліджень Інституту проблем машинобудування імені А.М. Підгорного НАН України, м. Харків;

- доктор технічних наук, професор Ігуменцев Євген Олександрович, професор кафедри "Системи управління і автоматизації промислових установок" Харківської інженерно-педагогічної академії.

Провідна установа: Національний аграрний університет, Навчально-науковий інститут Міністерства аграрної політики України, м. Київ.

Захист відбудеться "23" квітня 2003 р. о 12 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 64.059.02 при Харківському національному автомобільно-дорожньому університеті за адресою: 61002, Україна, м. Харків, вул. Петровського, 25.

З дисертацією можна ознайомитись у бібліотеці Харківського національного автомобільно-дорожнього університету (м. Харків, вул. Петровського, 25).

Автореферат розісланий "12" березня 2003 р.

Вчений секретар спеціалізованої вченої ради, доктор технічних наук, професор Богомолов В.О.

Загальна характеристика роботи

Вступ. Підвищення якості проектування, виготовлення й експлуатації тракторів є основним напрямком управління їх надійністю. Особливе значення має проектування тракторів на заданий ресурс і збереження їх проектної якості при виготовленні й експлуатації. Вирішення цих питань в існуючих дослідженнях здійснювалося з недостатнім урахуванням впливу всіх зовнішніх і внутрішніх факторів на ресурс тракторів.

Актуальність проблеми. Незважаючи на те, що протягом останніх десятиліть вживаються різноманітні науково обґрунтовані заходи для підвищення якості вітчизняних тракторів, їх ресурс, технічна й екологічна надійність недостатні для забезпечення конкурентоздатності. Проектувальники тракторів не мають у своєму розпорядженні ефективних методів і рекомендацій щодо прийняття оптимальних рішень при конструюванні агрегатів і трактора в цілому на заданий ресурс. Одним із напрямків розв'язання цієї проблеми є використання діагностичної інформації, отриманої при дослідженні вібраційних параметрів тракторних механізмів. Такі параметри можуть служити універсальним показником технічного рівня проектування і стану трактора на всіх стадіях його життєвого циклу. Це принципово новий підхід до комплексного розв'язання важливої наукової проблеми управління якістю проектування й виготовлення тракторів, підвищення ефективності їх експлуатації.

Сукупність теоретично обґрунтованих і експериментально підтверджених положень і висновків у поєднанні з результатами впровадження дозволило здійснити нові розробки в машинобудуванні, які забезпечують розв'язання важливої прикладної проблеми підвищення якості тракторів.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. За темою дисертації і під науковим керівництвом та при особистій участі здобувача виконано у співавторстві понад 75 НДР, пов'язаних із реалізацією:

- національних наукових програм Міністерства аграрної політики України й ІМЕСГ УААН із проблем розробки методів, апаратних засобів, випробувальних стендів і технологій вібраційного контролю технічного стану тракторів;

- планів робіт НДТІ ХДТУСГ і рішень ВАТ ХТЗ з упровадження вібраційних методів діагностування тракторів на стадіях проектування й виробництва;

- цільових програм Мінсудпрому СРСР і Державного комітету з промислової політики України зі створення машин і механізмів заданого рівня вібрації, систем і методик вібраційного діагностування комплексу механізмів і агрегатів корабля;

- планів робіт СКТБЗЕ "Потенціал" із розробки методів визначення норм і оцінки вібрації заглибних електродвигунів серії ПЕД;

- плану робіт Управління магістральних газопроводів "Харківтрансгаз" із розробки й упровадження методики вібраційного діагностування газоперекачувальних агрегатів.

Мета і задачі дослідження. Метою дисертаційної роботи є розробка й упровадження методів оцінки якості тракторів за їх вібродіагностичними характеристиками шляхом нормування й контролю вібрації при проектуванні, виготовленні й експлуатації, що дозволяє забезпечити заданий ресурс і ефективність використання тракторів. Цій меті підпорядковані такі задачі:

- розробка основних положень методології системного підходу до оцінки за вібродіагностичними характеристиками якості тракторів на стадіях проектування, виготовлення й експлуатації;

- визначення вібраційних характеристик тракторів на прикладі трактора типу Т?150К;

- розробка методів оцінки за вібродіагностичними характеристиками якості проектованих тракторів;

- розробка методів оцінки за вібродіагностичними характеристиками якості виготовлення, складання й монтажу тракторів;

- розробка методів оцінки за вібродіагностичними характеристиками якості тракторів під час експлуатації.

Об'єкт дослідження. Вібраційний процес взаємодії деталей агрегатів тракторів, що створює проблему системного підходу в оцінці якості їх проектування, виготовлення й експлуатації.

Предмет дослідження. Узагальнення й розробка методів оцінки якості тракторів за вібродіагностичними характеристиками на стадіях проектування, виготовлення й експлуатації.

Методи дослідження. Основним методом теоретичних досліджень є системний аналіз, узагальнення діагностичних ознак вібраційних сигналів і вібраційних характеристик, статистичних даних про граничні значення структурних і вібраційних параметрів та їх зв'язок із технічним станом тракторів, класифікація й розпізнавання образів вібраційного стану тракторів та ймовірнісно-статистичні методи нормування вібрації. Основними методами експериментальних досліджень вібродіагностичних характеристик були: натурні випробування; вимірювання і спектральний аналіз вібрації; зіставлення експериментальної вібрації початкової та зміненої конструкції, змінених режимів роботи, змін структурних і вібраційних параметрів за часом напрацювання; статистична обробка віброспектрів та нормування вібрації методами математичної статистики.

Наукова новизна отриманих результатів:

1. Уперше запропоновано системний підхід до оцінки якості тракторів на базі використання їх вібродіагностичних характеристик, що дозволило створити узагальнюючі критерії визначення технічного стану тракторів з урахуванням структурних, функціональних і динамічних характеристик механізмів на стадіях проектування, виготовлення й експлуатації.

2. Уперше експериментально обґрунтовано, що основною причиною прискореного розвитку несправностей і зниження ресурсу більшості механізмів тракторів є вібраційні процеси, які визначають напрямки досліджень для ефективного підвищення надійності тракторів.

3. Уперше експериментально установлено оптимальні значення вібраційних характеристик механізмів тракторів за критерієм забезпечення їх рівноресурсності.

4. Уперше обґрунтовано статистичну модель зв'язку структурних і вібраційних діагностичних параметрів як пропорційне співвідношення між перевищенням граничних значень над вихідними, яка використана для отримання числових значень граничних вібраційних параметрів функціональних і ресурсних елементів та розробки класів технічного стану тракторів.

5. Уперше визначено допустимі віброприскорення механізмів тракторів і запропоновано модель визначення запасу рівнів вібрації до 20 дБ відносно допустимих значень. Ця модель дозволяє оцінювати експлуатаційну придатність проектованих механізмів тракторів, рівень їх конструктивно-технологічної досконалості, прогнозувати ресурс тракторів і визначати прогресивні вимоги до вібраційних характеристик тракторів з метою підвищення їх надійності й конкурентоздатності.

6. Експериментально підтверджено статистично обґрунтовані граничні значення експлуатаційних діагностичних параметрів віброприскорень (дБ) зубчатої передачі і підшипникових вузлів головної передачі мостів як збільшення вихідних вібраційних параметрів на 20 дБ і показано, що зміна діагностичного параметра за часом напрацювання головних передач класу підвищеної вібрації (Д) є близькою до експоненційної залежності, а класу допустимої вібрації (В) - близькою до лінійної залежності.

7. Уперше для тракторів розроблено моделі: нормування й оцінки вібрації механізмів, які дозволяють на стадії їх виробництва виявляти дефекти, що спричиняють передчасну відмову й провадити індивідуальну доводку механізмів до вимог норм вібрації й цим зберігати проектну якість тракторів; нормування вихідних і граничних вібраційних діагностичних параметрів, класів якісної оцінки технічного стану, проведення регулювальних і ремонтних робіт та визначення залишкового ресурсу, що дозволяє розробляти технології технічного обслуговування тракторів за фактичним станом.

Практичне значення отриманих результатів полягає в комплексному розв'язанні важливої народногосподарської проблеми оцінки й забезпечення заданої якості проектування, виготовлення й експлуатації тракторів на основі застосування розроблених вібраційних критеріїв оцінки рівноресурсності механізмів, способів зниження рівнів вібрації, методів нормування вібрації й класів якісної оцінки технічного стану тракторів, діагностичних ознак дефектів, методів і засобів діагностування, які дозволяють створювати комплекс нормативно-технічної й методичної документації для розв'язання таких завдань:

1. Нормування вібрації тракторів за критерієм забезпечення заданого ресурсу 10-20 тис. мотогодин і контролю якості їх проектування за закладеними вібраційними характеристиками.

2. Прогнозування рівноресурсності механізмів тракторів за критерієм забезпечення оптимальності їх вібраційних характеристик при проектуванні та доводці конструкції.

3. Визначення розрахункових методів оцінки рівнів вібрації, конструктивних і технологічних способів зниження вібрації підшипникових вузлів, зубчатих передач, валів і опор тракторів для розробки прогресивних вимог до вібраційних характеристик механізмів з метою досягнення заданого підвищення ресурсу та конкурентоздатності тракторів.

4. Доводка надійності тракторів шляхом оптимізації вібраційних характеристик за вибором структурних параметрів і режимів функціонування, усунення резонансної вібрації при стендових випробуваннях, що дозволяє значно скоротити терміни введення в експлуатацію і обсяг експлуатаційної доводки та забезпечити проектну надійність і заданий ресурс на початок серійного виробництва тракторів.

5. Нормування вібраційних характеристик окремих агрегатів і комплектних тракторів, визначення діагностичних ознак дефектів і методів їх усунення для контролю якості виготовлення й уведення в експлуатацію, проведення індивідуальної доводки виробів до вимог норм вібрації.

6. Нормування експлуатаційної вібрації, класів технічного стану, вихідних і граничних значень діагностичних параметрів та періодичності діагностування для оцінки технічного стану механізмів тракторів, якості проведення регулювальних і ремонтних робіт і прогнозування залишкового ресурсу.

7. Розробка алгоритмів діагностування й програмного забезпечення апаратних засобів аналізу вібрації для автоматизації вібраційного контролю якості виготовлення, ремонту й діагностування тракторів в експлуатації.

8. Розробка відомчих і державних стандартів на класи вібрації тракторів, на методи контролю якості їх виготовлення, на методи нормування експлуатаційної вібрації та класів якісної оцінки технічного стану тракторів в експлуатації.

Основні наукові положення та рекомендації дисертаційного дослідження використані при розробці національних і державних програм розвитку АПК фахівцями Міністерства аграрної політики України і створенні:

а) чотирьох технологій, двох норм вібрації, двох приладових засобів і універсального стенда для доремонтного діагностування і післяремонтної оцінки якості ремонту агрегатів трансмісії тракторів та турбокомпресорів двигунів, які були впроваджені у виробництво, затверджені й уведені в дію в Україні Міністерством аграрної політики;

б) конструкторських і технологічних рекомендацій щодо зниження вібрації та підвищення ресурсу головної передачі мостів (патент 38521А); норм вібрації, вібраційних діагностичних ознак і мікропроцесорного приладу ВДТ оцінки якості виготовлення агрегатів трансмісії тракторів, що витримали виробничі випробування на ВАТ ХТЗ; методів і програм контролю вібрації (тих тракторів, що пред'являлися для приймальних та періодичних випробувань на державні машиновипробувальні станції), прийнятих ВАТ ХТЗ актами для дослідної перевірки та впровадження у виробництво;

в) системи вібраційного діагностування і методичних вказівок щодо оцінки віброконтролепридатності корабельних (більше 100) механізмів, прийнятої Державним комітетом промислової політики України і використаної у проекті корабля ЦКБ "Ленінська кузня"; методик і керівних документів із комплексного проектування машин (А.С. №1327239) заданого рівня вібрації; державного стандарту; технологічних норм і засобів виміру вібрації (А.С. №1753294) для контролю якості виготовлення багатьох типів електричних машин серійного виробництва, затверджених керівниками підприємств і впроваджених у конструкторську й технологічну документації НВО ХЕМЗ і СКТБЗЕ "Потенціал"; методики вібраційного діагностування поточного стану газоперекачувальних агрегатів, затвердженої керівником підприємства "Харківтрансгаз".

Особистий внесок здобувача полягає в наступному

- сформульовано науково-практичну проблему комплексного використання вібраційних методів для контролю якості проектування, виготовлення й експлуатації тракторів, поставлено мету і задачі наукових досліджень, виділено аспекти проблеми і доведено можливість її розв'язання в нинішніх умовах сучасними науково-технічними засобами; обґрунтовано вібраційні критерії оцінки якості трактора, методи і засоби теоретичних і експериментальних досліджень;

- усі теоретичні, методологічні і концептуальні розробки, наведені в розділах "Наукова новизна" і "Практичне значення", отримані самостійно й опубліковані в особистих роботах.

Особистий внесок у наукових працях, опублікованих у співавторстві, наведений у списку публікацій в авторефераті.

Апробація результатів роботи. Результати дисертаційного дослідження використані в розробках 75 НДР і НДДКР. Основні положення дисертаційної роботи представлялися й одержали позитивну оцінку: на ярмарку наукових ідей "Наука Харківщини - 2000", де за опублікований цикл монографій з вібродіагностики машин дисертант був нагороджений дипломом третього ступеня; Міністерства України у справах науки і технологій, яке на опублікований цикл монографій видало дисертанту позитивну рецензію-рекомендацію на повторне видання; Міністерства аграрної політики України, яке використало концепцію дисертанта в розробці науково-дослідних програм; на НТР ХТЗ із питань використання вібраційних методів у проектуванні, експлуатаційній доводці, оцінці якості виготовлення та діагностуванні тракторів (1996, 1999, 2001); на наук.-практ. конф. "Проблеми надійності машин на етапах проектування, експлуатації та ремонту" (Харків, 2002, ХДТУСГ); на Міжнародних наук.-техн. конф. "Проблеми технічного сервісу сільськогосподарської техніки" (Харків, 2001, ХДТУСГ), "Технічний прогрес у рослинництві" (Харків, 2001, ХДТУСГ), "Проблеми мехатроніки в подальшому розвитку транспортних засобів і систем" (Харків, 2001, ХДАДТУ), "Напрямки розвитку тракторобудування в Україні на 1999-2005" (Харків, 1998), "Енергозберігаючі технології й енергетичні засоби в с.-г. виробництві" (Акимівка, Південна філія ІМЕСГ УААН, 1995), "Проблеми механізації й електрифікації сільск. госп-ва і технічного сервісу" (Київ, ІМЕСГ УААН, щорічно в 1993-1996); на першій і другій Всеукраїнських конференціях з проблем обробки сигналів і розпізнавання образів (Київ, Інститут кібернетики, 1992, 1994); на 6-ти Всесоюзних наук.-техн. конф. з проектування й діагностування машин заданого рівня вібрації (Енергодар, 1991, Ленінград, 1978, 1980, 1988, Владимир, Суздаль, 1980, 1988).

Публікації. Основні положення дисертації опубліковані в 32 роботах, з них чотири індивідуальні монографії, що задовольняють вимогам ВАК України, 25 статей - у наукових фахових виданнях, два авторські свідоцтва на винаходи і один патент.

Обсяг і структура роботи. Дисертація складається зі вступу, п'яти розділів, загальних висновків і рекомендацій, списку використаних джерел і дев'яти додатків. Повний обсяг дисертації 513 с. Основна частина роботи складає 279 с. тексту, 122 рис. на 76 с., 29 табл. на 27 с., 336 джерел на 32 с. Обсяг додатків складає 91 с.

Основний зміст роботи

У вступній частині обґрунтовано актуальність і новизну теми, дано загальну характеристику роботи, сформульовано мету і задачі дослідження, наведено основні напрямки розв'язання завдань, викладено положення, що визначають наукову новизну і практичне значення роботи.

У першому розділі наведено короткий аналітичний огляд існуючих принципів проектування, виготовлення й експлуатації тракторів, причин виникнення вібраційних процесів у механізмах трактора, існуючих досліджень вібраційних методів оцінки якості тракторів і інших машин на стадіях проектування, виготовлення й експлуатації.

Відзначається, що існуючі методи оцінки технічного рівня конструювання, доводки і контролепридатності не дозволяють з достатньою для практики вірогідністю прогнозувати і визначати фактичний технічний стан тракторів, забезпечувати задану проектом якість їх виготовлення й експлуатації. Механізми тракторів є інтенсивним джерелом вібрації, яка знижує показники якості тракторів щодо надійності, ресурсу, довговічності, безпеки праці й екологічних наслідків (Г.Л. Гальперін, І.В. Жук, Е.В. Ісаєв, М.М. Кірієнко). Експериментальними дослідженнями показано, що прискорення вібрації понад 80 мм/с² призводять до різкого спрацювання підшипників кочення тракторів у пропорційній залежності від підвищення рівнів вібрації (Г.Л. Гальперін). На практиці дослідження вібраційних характеристик тракторів має випадковий характер здебільшого під час усунення грубих систематичних відмов.

Питання проектування, доводки і виготовлення тракторів на заданий рівень вібрації для досягнення заданого ресурсу в літературі не розглядалися. Результати існуючих досліджень з питань підвищення надійності й ресурсу тракторів слабко пов'язані з вібраційними властивостями останніх та вібронавантаженістю деталей, чим, по суті, пояснюються причини повільного розв'язання проблеми підвищення якості тракторів.

Можливості застосування вібраційного діагностування агрегатів трактора під час експлуатації були підтверджені багатьма авторами (Б.В. Павлов, Н.С. Ждановський, В.А. Алілуєв та ін.), однак їх розробки не вийшли за межі лабораторних і промислових досліджень.

В інших галузях техніки вібрації багатьох видів машин нормуються для дотримання норм безпеки праці, заданих віброакустичних полів корабельних машин, вібронавантажень на фундаменти, для підвищення надійності і віброміцності. Однак оптимізація конструктивних параметрів, розробка норм і методів контролю вібрації при виготовленні і у цих галузях не пов'язані кількісно зі створенням машин заданого ресурсу.

У завданнях проектування машин пониженої віброактивності першорядне місце належить визначенню граничних значень вібрації, проблемам оптимізації вібраційних характеристик і зниження потужності потоку вібраційної енергії, яка проходить через окремі вузли і контактні ділянки деталей механізмів (С.Г. Костогриз, В.І. Порядков). Теоретичних математичних рішень щодо визначення допустимої вібрації стосовно до підшипникових вузлів і зубчатих передач не знайдено. Розроблені ідеалізовані одномірні та багатомірні діагностичні моделі, представлені у вигляді динамічних систем із n-ступенями свободи, описаних системою диференційних рівнянь (монографії М.А. Генкіна, К.Н. Явленського, Ф.Я. Балицького), дозволяють лише в деяких випадках кількісно зв'язати дефекти механізму зі зміною властивостей вібраційних процесів. Коливанням у транспортних машинах присвячено численні роботи Є.Є.Александрова. Аналізу коливань і діагностуванню енергетичних машин присвятили роботи Н.В. Григор'єв, М.Г. Шульженко, Є.О. Ігуменцев та інші автори.

Проведені експериментальні і статистичні дослідження вібраційних відмов механізмів машин показали: надійність машин характеризується певними рівнями вібрації, перевищення яких викликає зміну структури матеріалів, інтенсивне нагромадження ушкоджень втоми і пластичних деформацій, віброповзучість в елементах конструкції, порушення нормального функціонування та зниження еластичності пружних систем механізмів (В.І. Порядков), втрату жорсткості та стійкості конструкції. Як допустимі вібрації роторних машин і механізмів у кораблебудуванні прийняті віброприскорення до 90 дБ.

Практичне застосування вібраційної діагностики машинного устаткування ґрунтується на використанні стандарту ISO 2372-74. Методи визначення вихідних і граничних вібраційних діагностичних параметрів і періодичності діагностування у відомих роботах не знайдені. Одним із найефективніших методів експериментального визначення вібраційних характеристик механізмів є спектральний аналіз.

Експериментально встановлено пропорційну залежність зміни вібрації від навантаження, частоти обертання, зазору, амплітуд геометричних погрішностей (Б.В. Павлов, В.А. Карасьов, Н.Я. Говорущенко, В.Н. Варфоломеєв, Є.О. Ігуменцев та ін.), яка широко використовується в алгоритмах прогнозування ресурсу, діагностування машин і механізмів.

Другий розділ присвячено обґрунтуванню нового методологічного системного підходу до оцінки за вібраційними параметрами якості проектування, виготовлення та експлуатації тракторів.

Актуальність застосування методів оцінки якості тракторів за вібродіагностичними характеристиками обумовлена складною системою елементів, зв'язків, робочих процесів і різноманіттям вихідних геометричних параметрів, складальних і експлуатаційних статичних станів, які визначають динамічний стан механізмів і надають кожному трактору індивідуальні властивості, а ідентифікація їх у статистичних параметрах зазорів, обмірах деталей, швидкостях зношування й відмовах істотно обмежена. Вібрація трактора є природною реакцією на реально діючі внутрішні та зовнішні збурюючі сили. У вібраційному сигналі міститься вся об'єктивна інформація про зміну всіх компонентів, що визначають технічний стан конкретного механізму в реальному часі.

Основні характеристики вібраційних сигналів, які використані для оцінки якості тракторів: пропорційна або близька до пропорційної залежність зміни вібрації від навантаження і частоти обертання, зазору, значень кінематичних і геометричних погрішностей, збудження й швидкого поширення вібрації. Ці властивості дозволяють з використанням сучасних віброаналізаторів, комп'ютерних і мікропроцесорних технологій спостерігати у реальному часі й зіставляти реакцію всіх компонентів структурних, функціональних і динамічних властивостей механізмів трактора, зв'язаних кореляційною залежністю, на зміну конструкції, технології виготовлення, робочих процесів, режимів роботи; швидко одержувати інформацію про технічний стан, підвищувати точність діагнозу й знизити трудомісткість доводки конструкції, ресурсних і експлуатаційних випробувань та діагностування тракторів при виготовленні й експлуатації.

Методологія системного підходу до підвищення якості трактора на базі єдиного показника - їх вібраційних характеристик - ґрунтується на нормуванні вібрації трактора за критерієм забезпечення заданого ресурсу і надійності на стадії проектування і згідно з критерієм збереження запроектованої якості на стадіях доводки конструкції, виготовлення й експлуатації. Для розуміння проблеми й сутності шляхів її розв'язання розроблено структурну вібраційну модель трактора, застосовано логічний системний аналіз, метод дерева цілей. Розроблено структурну схему дерева цілей комплексного розв'язання поставлених задач. Аналіз усіх аспектів проблеми дозволив звести її до розв'язання задач теоретичного, експериментального, методологічного й конструктивно-технологічного характеру, і кожний аспект моделі системи закрити розв'язанням конкретних задач. Для цього розробляються методи нормування класів вібрації і розрахунку вібрації трактора, конструктивні та технологічні засоби зниження вібрації; нормуються вібрації та види дефектів для контролю якості виготовлення; розробляються методи нормування вихідних і граничних вібраційних діагностичних параметрів, експлуатаційні норми вібрації класів якісної оцінки технічного стану й методи прогнозування залишкового ресурсу.

Третій розділ присвячено узагальненню і розробці методів оцінки за вібраційними характеристиками якості проектування, виготовлення й експлуатації тракторів.

Поставлену мету комплексного підходу до оцінки якості трактора за параметром вібрації можна в загальному випадку представити функціями збурення дефектів конструктивного, технологічного й експлуатаційного походження у вигляді

P(t,R) = P(t+TBP)+PK(t+TK)+PH(t+TH)+PЭ(t+TЭ)+PШ(t), (1)

де P(t+TBP) - періодичне низькочастотне збурення; PK(t+TK) - результат впливу кінематичних погрішностей; PH(t+TH) - імпульсні збурення; PЭ(t+TЭ) - випадкові збурення зовнішніми джерелами та режимами роботи; PШ(t) - шумове збурення, що виникає внаслідок випадкового фактора взаємодії деталей.

Для опису моделі (1) численні джерела вібрації трактора представимо багатовимірною динамічною системою (рис. 1). Спектральна щільність сигналу на виході при некорельованих входах представлена через частотні характеристики окремих каналів:

трактор вібрація електродвигун монтаж

(2)

де n - число джерел вібрації (каналів); Gy,j, Gx,j - спектральна щільність потужності сигналу на вході та виході j-го сигналу.

Рис. 1. Структурна схема багатовимірної динамічної системи трактора

Вібраційний процес представлений періодичними функціями у вигляді рядів Фур'є, а шумові складові досліджені за допомогою перетворення Фур'є. Взаємні спектри і спектральні щільності визначені з теореми Вінера-Хінчина в такий спосіб:

(3)

де T - період кожної фінітної реалізації спектра відповідно до перетворення Фур'є; n - число фінітних реалізацій; Xk(щ), Yk(щ) - комплексні спектри (перетворення Фур'є) на вході та виході; - комплексний сполучений спектр.

Дискретна апроксимація виразу перетворення Фур'є при довільному значенні щ = 2рf має вигляд

(4)

Перетворена послідовність дає на частотах складові Фур'є

j = 0,1,2,...,N - 1, (5)

Зіставлення спектрів вібрації (5) вихідної та зміненої конструкції, технології виготовлення, робочих процесів, режимів роботи дозволяє за зміною дискретних частот або частотних областей і амплітуд вібрації розпізнавати джерела збурень за дефектами і приймати рішення з вібраційної оптимізації механізмів трактора на стадії проектування, виготовлення й доводки конструкції.

На основі статистичного узагальнення великого обсягу експериментальних даних показано, що зміна вібрації механізмів має пропорційну або близьку до пропорційної залежність від зміни структурних параметрів деталей, частоти обертання й навантажень. Відхилення від пропорційної залежності названих параметрів є діагностичною ознакою дефектів у проектуванні і технології виробництва, а при експлуатації означає деградацію з'єднань механізмів і зміну оптимальних для конструкції режимів роботи.

Розроблено статистичні моделі розрахунку чисельних значень граничних вібраційних діагностичних параметрів на базі знайденого співвідношення між граничними та вихідними значеннями структурних і вібраційних параметрів. Граничні значення збільшення вібраційного параметра (ДL) над вихідним (ДLИ) для функціональних (ДLФ) і ресурсних (ДLП) елементів підшипникових вузлів і зубчатих передач отримані зі співвідношення:

 раз; дБ, (6)

раз; дБ. (7)

У формулах (6-7) ф(LФ), П(LП) - зазори (рівні вібрації) функціональних і ресурсних параметрів елементів граничного стану, а И(LИ) - вихідного стану.

Із залежностей (6-7) випливає, що зміна діагностичного параметра за зазором і вібрацією при переході механізму з одного класу технічного стану в іншій відповідає збільшенню вихідного зазору в 2,5 рази, вібрації - на 8 дБ, а збільшення їх значень у 10 разів (20 дБ), відносно вихідних, є граничною величиною.

Моделі оцінки й забезпечення якості проектування тракторів на заданий рівень вібрації. Запропоновано оцінювати рівноресурсность механізмів трактора за спектром їх вібрації. Критерієм оптимальності закладеної вібрації при проектуванні тракторів є спектральна вібраційна характеристика, яка за максимальними значеннями рівнів вібрації (1,…,n) всіх джерел вібрації (f1,…, fn) фактичного спектру 7 механізмів трактора апроксимується прямою лінією 8 (типового спектру) із різницею 40 дБ між значеннями рівнів вібрації на частоті 5 Гц і 10000 Гц. Такий спектр вібрації механізмів трактора обумовлює їх рівноресурсность.

Розроблено три класи вібрації (В, Г, Д) тракторів з діапазонами вібрації 8 дБ між класами вібрації, які побудовані відносно допустимої вібрації з урахуванням їх граничного приросту у 20 дБ (7). За допустимі прийняті рівні вібрації у 50 дБ на частоті 5 Гц і в 90 дБ на частоті 10000 Гц. Допустимі вібрації у низькочастотній області спектра визначалися розрахунковим шляхом, а в середніх і високих частотах до 10 кГц - на базі існуючих експериментальних і статистичних даних допустимої вібрації механізмів-аналогів. Рівень вібрації (Lп) у точці 1 спектра, що перевищує рівень (Lо) прямої АБ, прискорює процеси зношування й ушкодження деталей, знижуючи ресурс у пропорційній залежності від величини перевищення. Вплив вібрації (LВ) на прискорення процесів зношування ресурсних елементів трактора оцінюється коефіцієнтом перевантаження.

KП = LВ/L0. (8)

Вплив перевищення LП допустимої вібрації L0 на зниження ресурсу елемента трактора оцінюється коефіцієнтом

KP = LП/L0. (9)

Розроблено графоаналітичну модель оцінки за рівнем вібрації якості проектованого трактора. Отримано залежність ресурсу

, (10)

що дозволяє за величиною перевищення вібрації (L) над допустимою (L0), яка відповідає точці БИ, визначити зниження ресурсу ТР.

Так, перехід у клас Г "добра якість проектування" із класу В "відмінна якість проектування" призводить до збільшення вібрації на 8 дБ і втрати 40 % ресурсу.

, (11)

і ресурс у верхній зоні класу Г буде становити:

T = Tp (1 ? 0,4) = 0,6 • Tp. (12)

Перехід у клас "допустима якість" (Д) із класу "добра якість" (Г) дає втрату ресурсу ще на 40%, і ресурс у верхній зоні класу вібрації Д буде становити:

. (13)

Ресурс механізму з урахуванням фактичних рівнів вібрації при зміні частоти f *(Af Бf ) буде дорівнювати

. (14)

Визначення норм вібрації тракторів відносно допустимої вібрації (рис. 3, пряма АБ) дозволяє за запасом вібрації до граничного її збільшення, яке дорівнює 20 дБ, оцінювати експлуатаційну придатність проектованих механізмів тракторів, рівень їхньої конструктивно-технологічної досконалості, прогнозувати ресурс тракторів і визначати прогресивні вимоги до вібраційних характеристик тракторів з урахуванням підвищення їх надійності й конкурентоздатності. Запас працездатності за класами вібрації: В > 2,5; Г = 2,5 ? 1,5; Д = 1,5 ? 0,2.

Для проектування тракторів заданого рівня вібрації запропоновано метод оцінки рівня вібрації, що базується на визначенні збурюючих сил і частот, які збуджуються амплітудами зміщень геометричних осей обертання і геометричними погрішностями розмірів і форм контактуючих пар, з урахуванням умов, за яких ці процеси протікають, - маси деталей, частоти обертання, навантаження і динамічної жорсткості елементів конструкції. Рух кінематичних елементів (xi) вузла трактора представлено аналітичною моделлю, описаною диференційними рівняннями

(s = 1,…,n), (15)

де Rs,j - передаточне відношення (реакція додаткового зв'язку на масі ms при дії зусилля на масу mj, що дорівнює реакції додаткового зв'язку на масі mj при дії зусилля на масу ms).

Для можливості використання системи диференційних рівнянь уведена еквівалентна збурююча сила , де e - задане переміщення, м. Амплітуда, еквівалентна збурюючій силі, визначається за формулою:

Fi = mi • щi2 • ei, (16)

де mi - маса, кг; ei - величина амплітуди зміщення геометричної осі або геометричних погрішностей будь-якого елемента в кінематичній парі, м; щi - частота обертання, с-1.

Амплітуда коливань () і рівні вібрації (Li) у дБ для кожної збурюючої сили визначаються за формулами:

, . (17)

Запропоновано математичні вирази і наведені приклади оцінки рівнів вібрації, що збуджуються кінематичними процесами в підшипникових вузлах і валами механізмів трактора, які дозволяють при закладених параметрах конструктивних елементів, геометричних погрішностях розмірів і форм кінематичних пар, визначати збуджувані рівні вібрації механізмів і оцінювати обсяг і види зміни конструкції та доводочних робіт для одержання необхідного спектра заданого класу вібрації трактора.

Оцінку експериментальних рівнів вібрації (Lф) аналога або макета, що перевищують задані L3 для кожної збурюючої сили, дістають із співвідношення:

. (18)

Приріст вібрації при зміні амплітуди геометричних погрішностей і зазорів (Lф) кінематичних пар порівняно з необхідними або вихідними значеннями погрішностей (L0) визначається зі співвідношення

. (19)

За розрахунково-експериментальними даними рівні віброприскорень (WЖ), що збуджуються статичним дисбалансом (eУ) при жорсткому валові, і віброприскорення (WП), які викликаються зміщенням центру ваги вала від геометричної осі обертання на величину (eУ3) в підшипниковому вузлі, визначаються за формулами:

м/с²; (20)

м/с², (21)

де GB - маса вала, що обертається, кг; GKУ - маса агрегату без вала, що обертається, кг.

Віброприскорення (WШП), збуджувані овальністю шейки вала (eШП) під установку підшипника, що вимірюються на стакані підшипникового вузла визначаються за формулою:

м/с²; (22)

де КД 2 - розрахунковий коефіцієнт динамічного підсилення вібрації; eШП - овальність, мкм.

Допустимі рівні віброприскорень призначуваного підшипника кочення (LД) за заданим допустимим рівнем віброприскорень (LЗ) агрегату визначаються за рівнянням:

дБ, (23)

де КДР - експериментальний коефіцієнти динамічного підсилення вібрації; n - частота обертання, хв-1; LЗ - віброприскорення на зовнішньому кільці окремого підшипника, дБ.

Вплив частоти обертання коліс (LСЗ) і навантаження (Lh3) на зростання віброприскорень визначаються за залежностями:

LCЗ = LИК + 23 lg nK дБ; (24)

LhЗ = LИК + 20 lg NЗ дБ, (25)

де LИК - постійна величина, що залежить від конструкції та якості виготовлення шестерен, знаходиться у границях 40-50 дБ; nK - колова швидкість коліс, м/с; NЗ - потужність, що передається, кВт.

Моделі оцінки й забезпечення якості виготовлення тракторів. Оцінка якості виготовлення провадиться за рівнями відхилень вібрації механізмів трактора від заданої норми. Нормування рівнів вібрації трактора в третинооктавних смугах частот від 5 до 10000 Гц, як верхня границя поля допуску Н, здійснюється на основі статистичної обробки вибірки виміряної вібрації виробу в контрольованій смузі частот з урахуванням заданої надійності й імовірності браку згідно із залежністю

дБ, (26)

де - середнє арифметичне значення; S - емпіричне значення середнього квадратичного відхилення вимірів; l - коефіцієнт, що визначає поле допуску, який є функцією надійності, частки випадковості й обсягу вибірки.

Порівняння фактичних рівнів вібрації механізму з нормою вібрації дозволяє обґрунтовано за перевищенням спектральних складових вібрації над нормою встановлювати види дефектів, доцільність і необхідний обсяг індивідуальної доводки для усунення дефектів виготовлення, складання й монтажу трактора, контролювати технологічні процеси виготовлення і забезпечувати проектну надійність трактора на стадії виробництва. Розроблено таблиці діагностичних ознак видів дефектів агрегатів трактора та методи їх усунення, які становлять базу програмного забезпечення для приладів автоматизованого контролю якості. У залежності від рівня технології виробництва та якості проектування окремих агрегатів, їхнього складання і монтажу передбачено контроль вібрації в скороченому й повному обсязі випробувань. У скороченому обсязі контроль вібрації та індивідуальну доводку вібраційних характеристик до норм можна здійснювати в один етап після короткої (15-30 хв.) обкатки виробу на холостому ходу. Виявлення й усунення дефектів виготовлення, складання і монтажу окремих агрегатів і трактора в повному обсязі здійснюється у два етапи.

Початковий контроль якості виготовлення на відповідність нормам вібрації здійснюється при короткочасній обкатці t0. Випробовування виробу на цьому етапі провадять на холостому ходу шляхом регулювань із метою усунення потоку дефектів л0, які збуджують вібрації, що перевищують норму. Після вібраційної доводки бездефектний виріб при скороченому обсязі випробувань надходить на складання трактора, а при повному обсязі випробувань - на обкатку-припрацювання у режимі навантаження. Дефекти n, що проявилися в процесі припрацювання знову усуваються шляхом проведення регулювальних робіт і заміни деталей. Після закінчення припрацювання за результатами контролю вібрації на відповідність нормам визначають придатність виробу до монтажу в комплектний трактор і експлуатації або повертають на доводку. Усунення обкаткою на холостому ходу і припрацюванням під навантаженням дефектів виготовлення, складання й монтажу дозволяє вивести параметри агрегатів і трактора в цілому на рівень вимог проектної якості та забезпечити безвідмовну роботу в гарантований строк експлуатації.

Моделі оцінки й забезпечення якості експлуатації тракторів. Розроблено статистичну модель нормування вихідних значень вібраційного діагностичного параметра експлуатаційних норм вібрації трактора, яка дозволяє враховувати якість проектування і виготовлення в розрахунках вихідного (LИ) діагностичного параметра шляхом визначення коефіцієнта вібраційного перевантаження (КП) і відносного розсіювання уL в довірчому інтервалі в кожній контрольованій смузі частоти вібрації

, (27)

де уL - середнє квадратичне відхилення від середнього арифметичного значення вібрації, .

Величина нормованих граничних значень вібраційного діагностичного параметра експлуатаційних норм вібрації визначається як алгебраїчна сума вихідного рівня LИ і граничного приросту вібрації (6-7):

LП = LИ + ДL. (28)

За норму вібрації нижньої границі поля допуску приймається

LH = LИ - lS, (29)

як допустиме зниження нижче встановленої норми (27), що є показником порушення якості складання і технічного стану (ослаблення кріплення, провертання вала, зниження частоти обертання тощо), а в експлуатації трактора - відключення окремих елементів, агрегату або начіпних механізмів, зменшення частоти обертання, потужності.

Для контролю якості регулювальних робіт, поточного й капітального ремонту окремих агрегатів і комплектного трактора розробляються норми на 80% і 100% відновлення проектного ресурсу. Для 100% відновлення ресурсу рівні вібрації відремонтованих виробів не повинні перевищувати норми якості виготовлення (26). При 80% відновленні ресурсу рівні вібрації по всьому спектру третинооктавних значень не повинні перевищувати більш ніж на 4 дБ норми (26) якості виготовлення.

Розроблено класифікаційні діапазони експлуатаційної вібрації й шкалу якісної оцінки технічного стану, регулювальних і ремонтних робіт для ресурсних і функціональних елементів трактора, у яких зміна вібрації (7) від вихідного (27) до граничного параметра (28, 29) розбита на класи вібраційного стану "відмінно", "добре", "допустимо", "вимагає вжиття заходів", "недопустимо" із різницею інтервалів між прилеглими областями в 4 дБ. Різниця в 4 дБ збільшення або зниження вихідної вібрації вказує на істотні зміни вібраційного стану - наявність дефекту, а різниця в 8 дБ свідчить про зміну на рівні переходу механізму в інший клас технічного стану. Діагностування виду дефекту та стану механізму здійснюється методом зіставлення поточних значень вібрації з нормованими значеннями.

Нормування експлуатаційної вібрації в залежності від складності механізму трактора запропоновано провадити у широких смугах частот, у третинооктавних смугах і дискретних частотах прояву дефектів у кожній контрольній точці.

Вібраційне діагностування механізмів трактора провадиться за лінійним трендом віброприскорень (дБ) за часом напрацювання. Отримано співвідношення для прогнозування ресурсу tp:

; ; , (30)

де Lmax, LH - максимальні і початкові значення, - кутовий коефіцієнт тренда, LТ1 - рівень вібрації у поточний момент часу t1.

На базі лінійного тренда віброприскорень запропоновано модель експрес-діагностування максимального Lmax і залишкового ресурсу при обмеженій інформації - за результатами одного або двох вимірів вібраційного параметра. Максимальний і залишковий ресурси механізму трактора при відомих значеннях LИ (27) і LП (6, 7, 28) і напрацювання від початку експлуатації на момент діагностування L1 можна визначити за коефіцієнтом () швидкості наростання вібрації за допомогою одного виміру вібрації:

a = (L1 - Lи)/Lп; tmax = t1/a; top = tmax - t1 = tmax (Lп - L1)/ДLп. (31)

При відсутності даних про напрацювання елемента з початку експлуатації необхідно провести два виміри через проміжок часу напрацювання t1. Тоді

A = ДL1/ДLп; tmax = (t2 - t1)/a = t1/a. (32)

t1 = t2 - t1; t2 = tmax (L2 - Lи)/Lп; top = tmax - t2 = tmax = (L2 - Lи)/Lп. (33)

Прогнозування залишкового ресурсу за зміною рівня вібрації зводиться до екстраполяції знайденого тренда й визначення моменту його перетинання з лінією граничного стану ДLФ, ДLП (6, 7, 28).

Четвертий розділ присвячено експериментальним дослідженням: вібраційних характеристик окремих агрегатів і комплектного трактора; конструктивних і технологічних способів зниження вібрації підшипників, підшипникових вузлів, зубчатих передач і валів; доводки конструкції головної передачі моста до класу вібрації Г; граничних значень вібраційних діагностичних параметрів і ресурсу головної передачі моста при випробуваннях на стенді та в експлуатаційних умовах.

Дослідження було виконано із застосуванням сучасних віброаналізаторів 2034, 2131, 2120, 3513 із самописом 2306, вимірювального магнітофона 7005, акселерометра 4384 фірми "Брюль і К'єр" (Данія); типових стендів обкатки і ресурсних випробувань окремих агрегатів і комплектного трактора. Підшипники і підшипникові вузли випробовувалися на стенді ВНІПП-508К. При вимірюванні вібрації й дослідженні вібраційних характеристик тракторів використовувалися методи, які пройшли експертизу фахівців, були апробовані й прийняті до застосування в суднобудівній, електротехнічній і підшипниковій промисловості. Вимірювалися віброприскорення в дБ, за нульовий рівень вібрації було прийнято 3 · 10?4 м/с².

Рівні вібрації трансмісії тракторів знаходяться при частоті обертання 2000 хв-1 в межах від 75 до 112 дБ, двигуна - від 77 до 125 дБ, що в 10-20 разів перевищує вібрації аналогічних механізмів іншого машинного устаткування більшої потужності й частот обертання.

Конструктивні параметри, якість виготовлення та складання агрегатів не забезпечують стабільність точнісних параметрів і жорсткісних характеристик трактора. Це підтверджується великим (10-27 дБ) розкидом максимальних 4 і мінімальних 5 рівнів експериментальної вібрації, перевищенням до 16 дБ максимальних значень вібрації над середньоарифметичними 1 і наявністю резонансів у силовому агрегаті, головній передачі й роздавальній. Установлені значення розкиду рівнів вібрації механізмів тракторів на стадії виготовлення є показником статистичного розсіювання їх ресурсів до 50%, що і спостерігається на практиці. Основними недоліками конструкції і технології тракторів є: відсутність пружного осьового натягу підшипників, великі зазори у спряженнях підшипникових вузлів (більше 30 мкм) і зубчатих передачах (більше 0,3 мм), установка й фіксація підшипників на вал і в опору з перекосами кілець та не в площині максимальної жорсткості корпусів та ін., які обумовлюють виготовлення тракторів різної якості й нестабільність технічного стану. Основними джерелами високих рівнів вібрації трактора в низькочастотній області (до 100 Гц) є резонансні вібрації силового агрегату, дисбаланс, неспіввісність монтажу агрегатів і прогин силового агрегату, в області середніх частот (200-1150 Гц) - зубчаті передачі, в області високих частот (2000-10000 Гц) - резонансні вібрації підшипникових вузлів. Експериментально підтверджується необхідність вібраційної оптимізації (доводки) конструкції для усунення резонансів і нестабільності вібрації та нормування вібрації трактора для контролю якості виготовлення, складання та монтажу.

Підвищення навантаження коробки передач у межах номінальних значень призводить до появи резонансних явищ і збільшення вібрації у порівнянні з холостим ходом (зубчатих передач - до 17-20 дБ, підшипникових вузлів - до 12 дБ), а також збільшення вібронавантаженості деталей у 8,5-10 і в 6 разів відповідно. Зміна робочих частот обертання головної передачі моста й коробки передач від 1000 хв-1, спектр 1, до 2000 хв?1, спектр 2, збільшує рівні вібрації до 12-18 дБ, а вібронавантаженість - у 6 - 9 разів.

Рівні вібрації основних агрегатів трансмісії тракторів типу Т-150К на стадії приймально-здавальних випробувань на обкатному стенді при частоті обертання 2000 хв-1 на 10-30 дБ перевищують допустимі. Максимальні рівні вібрації агрегатів у смузі частот від 5 Гц до 10000 Гц знаходяться у верхній зоні класу вібрації Д і вище, що і визначає на даний час ресурс трактора менше 6 тис. мотогодин до капітального ремонту. Рівні вібрації та існуючий ресурс тракторів типу Т-150К узгоджуються з класом вібрації Д. Головна передача моста на стадії приймально-здавальних випробувань при частоті обертання 2000 хв-1 задовольняє діапазону Г лише на 25%, а діапазону Д - на 85%; при частоті обертання 1000 хв-1 вона задовольняє діапазону Г вже на 65%.

Спільними ресурсними випробуваннями з визначення структурних і вібраційних параметрів головної передачі моста підтверджується, що залежність зміни вібраційних параметрів (дБ) від зазорів у зубчатому зчепленні й підшипниках головної передачі є пропорційною. Граничним діагностичним вібраційним параметром є збільшення вихідного параметра на 20 дБ, а до "аварійного" стану - на 21-23 дБ. Експерименти добре узгоджуються з теоретичними значеннями нормування граничного вібраційного параметра (7). Не абсолютні рівні вібрації, а відносна їх зміна за напрацюванням є основним показником технічного стану.

Експериментально досліджено динаміку розвитку несправностей головної передачі моста з різними вихідними рівнями вібрації за часом напрацювання до відмови. Напрацювання на відмову лінійно зростає зі зменшенням вихідної вібрації.

Вібрації підшипникових вузлів менше 86 дБ (5000 Гц), а головної зубчатої передачі менше 72 дБ (300 Гц) істотно не впливають на ресурс головної передачі. Ці значення вібрації відповідають зламу кривих, який визначає границю допустимих рівнів вібрації області прямої АВ. Результати експериментів якісно узгоджуються з теоретичним визначенням допустимої вібрації і прогнозуванням впливу вібрації на зниження ресурсу. Зміна діагностичного параметра головних передач класу вібрації Д протікає за експоненційним законом без чітко вираженої прямолінійної ділянки закономірного процесу зношування, а класу Г-В - практично за лінійним законом із невеликим вигином експоненційного зростання після випрацювання 75-80% ресурсу. З цього випливає, що механізми трактора класу вібрації Д верхнього діапазону і вище вже в нових виробах мають значні дефекти, рівноцінні стану головних передач класу вібрації В після утворення зазору більше 1-1,2 мм.

Отримані експериментальні швидкості росту вібрації за часом напрацювання головної передачі моста класу вібрації Г від вихідного до граничного стану дозволяють вважати, що різниця в 8 дБ між класами вібрації трактора визначає ресурс щодо підшипникових вузлів у 6,2-8,0 тис. мотогодин, щодо зубчатої передачі - 5,0-6,1 тис. мотогодин. Розроблені класи вібрації тракторів (Д, Г, В) відповідають мінімальним ресурсам 5-10, 10-15, 15-20 тис. мотогодин.

Доробку конструкції й технології тракторів типу Т-150К до ресурсу 15 тис. мотогодин необхідно здійснювати шляхом зниження вібрації, збуджуваної дефектами дисбалансу та неспіввісності обертових деталей на 25 дБ у смузі частот 31,5-100 Гц та дефектами зубчатих передач - на 17 дБ у смузі частот 250-1250 Гц, а також поліпшення якості підшипників, оптимізації посадок і складання підшипникових вузлів - на 30 дБ у смузі 2000-6300 Гц. У роботі наведено конструктивні рішення зміни установки й фіксації підшипників і зменшення зазору в зубозчепленні головної передачі до 0,15-0,3 мм та експериментально доведено можливість вібраційної доводки конструкції головної передачі до класу вібрації Г з ресурсом 12 тис. мотогодин.

Проведено випробування головної передачі моста у складі трактора Т-150К в експлуатації до напрацювання на ресурсну відмову при одночасному контролі вібраційного та структурного параметрів. Отримано, що напрацювання на ресурсну відмову контрольної групи головних передач мостів заводського постачання з рівнями вібрації вище класу Д склало 1600 год., а нижньої зони класу Д - 3490 год., при середньому напрацюванні на відмову 2460 год. Проведення доводочних робіт із мінімізації вібрації до і після введення в експлуатацію в іншій групі з шести головних передач дозволяє збільшити середнє напрацювання на ресурсну відмову на 1740 год. Підтверджуються наші теоретичні положення про необхідність нормування вібрації для індивідуального контролю та доводки механізмів тракторів до вимог норм на стадії виготовлення й уведення в експлуатацію.

Зміна вихідної вібрації агрегатів трактора за часом обкатки-припрацювання на холостому ходу стабілізується протягом 50 год., коробок передач - 100 год. Стабілізація вібрації на 80-90% відбувається за перші 30 хвилин обкатки. Точність визначення вихідних значень нормованого параметра вібрації на 10-20% залежить від того, на якому часовому інтервалі стабілізації провадиться вимір вібрації заданої вибірки виробів. Тому за індивідуальні вихідні вібраційні параметри необхідно приймати значення вібрації, отримані після обкатки-припрацювання протягом 50-100 год., але вони не повинні бути вищими за проектні (27). Індивідуальні експлуатаційні норми вібрації дозволяють одержати повну й достовірну вхідну статистичну інформацію про технічний стан механізму трактора в порівнянні з проектними середньостатистичними нормами (27), що дозволяє також із більшою точністю діагностувати й вихідні дані про технічний стан. Тут діагностування за лінійним трендом з використанням залежностей (27-33) дозволяло з точністю 10-15% визначати стан "вимагає вжиття заходів".