Технология оценки качества станков

Производство товарной продукции в различных отраслях народного хозяйства до сих пор продолжается с использованием устаревшего и физически изношенного технологического оборудования, имеющего малую производительность и рентабельность. Отсутствие современной технологии ускоренной диагностики технического состояния эксплуатируемого технологического оборудования с целью вывода его из работы не позволяет принимать обоснованные технические решения без риска значительных потерь производственных мощностей предприятий ведущих отраслей России. Кроме этого, снижение темпов создания новых станков привело к пороговому уровню, свидетельствующему о невозможности воспроизводства даже освоенных ранее прогрессивных конструкций металлорежущих станков.

Ежегодный отчет по мировому производству и реализации металлообрабатывающего оборудования показывает, что на протяжении последних 5 лет лидерами являются Япония и Германия, имеющие по 12 ведущих станкостроительных фирм, созданных ранее по плану Маршалла и входящих в число 30 лидирующих фирм - изготовителей станочной продукции в мире. При этом 2 лидирующие фирмы ежегодно реализуют станки от 1,0 до 1,5 млрд долларов каждая. Российские предприятия станкостроения в этих отчетах не упоминаются, поэтому основной целью Постановления Правительства РФ № 226 от 16.03.2000 являлось определение перспектив развития станкостроительной и инструментальной промышленности для того, чтобы возвратить Россию в лидирующую группу мировых производителей станков.

Следует заметить, что индикатором начала развития и успешного функционирования экономики страны является превышение в 2...3 раза темпов роста выпуска технологического оборудования по сравнению с темпами выпуска потребительской товарной продукции. Но пока в Российской Федерации заметных изменений в этом плане не наблюдается. Основные причины такого положения известны. Главной из них является низкая культура технологии проектирования и изготовления оборудования, особенно по показателям назначения. Консерватизм в станкостроении особенно опасен при освоении и создании новых знаний, базирующихся на фундаментальных основах классической механики [2; 6].

В настоящее время небольшое, казалось бы, ответвление общего машиностроения - станкостроение - испытывает бурный рост, особенно в Китае, в то же время у нас вопросы реальной модернизации производства оборудования отошли на второй план. Так, например, в связи с запуском в производство новых моделей автомашин, характер задач управления и синхронизации мате риальных потоков качественно усложняется. Вопросы закупки нового оборудования конкретных типов и моделей и согласования их характеристик со старым, перестройки структуры и ритмов вспомогательных конвейеров, улучшения планировки размещения оборудования невозможно решить без наличия новой номенклатуры перспективного оборудования. Цействительно, начиная с 1990 г., в России значительно сократился выпуск металлорежущих станков (МРС) и кузнечно-прессового оборудования (КПО) (рис. 1).

Рис. 1. Выпуск станов в России, относительные единицы

Технология производства изделий, обеспечивающая качественные показатели товарной продукции, формирует функциональные требования к точности, жесткости и вибрации технологического оборудования (ТО). Убедительность и достоверность высказанному положению придают имеющиеся материалы по измерению вибрационных характеристик станков по различным компонентам, а также многочисленные публикации по вибрации металлорежущих станков.

На стадии разработки формирование качества нового ТО начинается с анализа динамики и процессов вибрации станков, обеспечивающего ускоренное продвижение их на рынки сбыта. Существующие основные показатели совершенства конструкций ТО: качество, надежность, производительность, безвредность, удобство работы и обслуживания - затрагивают вопросы вибрации. Значимость и важность проблемы снижения вибрации возрастает при создании станков нового поколения . Успешному решению этой проблемы препятствует недостаточность теоретических и практических разработок по формированию конструктивных параметров станков. Создание ТО с нормированными компонентами вибрации является главной задачей повышения их технического уровня.

Реализация идеи снижения и управления вибрацией станков повышает долю нового ТО, соответствующего мировому уровню на 35.. .45 %, а в отдельных случаях - до 100 %, по эффективности эквивалентной 15 % стоимости станков. Ввиду сложности кинематических и динамических процессов, происходящих в ТО, системный анализ и имитационное моделирование целесообразно проводить в сочетании различных элементов и параметров упругой системы станка. Первичная проработка конструкции станка начинается с анализа структурной схемы технологического процесса изготовления детали и изделия на основе типовых конфигураторов (рис. 2).

Модуль                   Модуль геометрической              параметрической точности                     точности

Рис. 2. Станочный конфигуратор для системного анализа технологического процесса

Базовыми показателями качества станка, включенных в станочный конфигуратор, являются численные значения геометрической, технологической, параметрической точ ности, а также компоненты вибрации: виброперемеше-ние, виброскорость и виброускорение, показатели назначения. Оценочные показатели металлорежущих станков различных классов точности представлены в параметрической матрице транзитивности (см. таблицу). Данные показатели учитываются при построении станочного конфигуратора [2; 5].

Необходимость и достаточность числа показателей для оценки качества станка, выбираемых по параметрической матрице транзитивности, принимается экспертным решением. При этом не исключается возможность принятия решения о внесении изменений в блочные показатели геометрической, технологической, параметрической точности.

При формировании модуля геометрической точности конфигуратора следует учитывать ужесточение сдаточных норм на заводе-изготовителе по действующим стандартам и техническим регламентам. Модуль технологической точности формируется на основе значений параметров действующих стандартов и технических условий на нормы точности для соответствующих групп станков.

Численный анализ размеров и допусков по рабочему чертежу детали по параметрам 2...4 позволяет выбрать необходимый класс точности станка, что способствует увеличению эффективности его использования. Начальное численное моделирование процессов в разрабатываемом или эксплуатируемом станке, подлежащем до-

Исходная параметрическая матрица транзитивности системного анализа технологического оборудования

Дескриптор оценочных показателей	Класс точности металлорежущих станков
ISO 230-2	-	Н	Р	SP	UP
ГОСТ 7599, ГОСТ 8	Н	П	В	А	С
+ dt° С участка	10	5	2	1	0,5
А = Т с / Т д	0,36	0,32	0,25	0,2	0,16
R = R a / Т	0,05	0,025	0,0125	0,0063	0,0032
Р Т. Т ,    1,6 м	-1	-2	-3	-4	-5
Квантиль т = 1,6 К	0	-1	-2	-3	-4
Виброскорость В е , мм/с	7,2	4,5	2,8	1,7	1.1
Точность ДОС: мкм угловые секунды	10 3	5 3	2 1,5	1 1	0,5 0,3
Установка по уровню: мм/м угловые секунды	0,1 20,7	0,04 8,3	0,02 4,14	0,02 4,14	0,01 2,07
Доля ТО: без точной механики в точной механике	0,54 0,02	0,26 0,13	0,12 0,28	0,05 0,35	0,03 0,22
Модуль нагрузки	1	0,8	0,63	0,5	0,4
Индекс жесткости	1	1,25	1,56	1,95	2,15
Неравномерность вращения МГД % кн = 2( w max - w min )/( w max + w min ) механизм подачи	0,14 0,03	0,1 0,02	0,07 0,015	0,06 0,012	0,05 0,01
Перепад скорости при ступенчатом регулировании, %	4,1	2,6	1,2	1,2	1,2
Эксцентриситет центра инерции фундамента со станком и центра массы подошвы фундамента, в сторону уклона, %	5	3	2	2	1
Класс надежности	0	1	2	3	4
Вероятность безотказной работы	0,85	0,9	0,99	0,999	0,9999
Радиальное биение, ряд РФ1, мкм	16	10	6	4	2

Примечание. Применяемые обозначения: Т , - погрешность станка; Т _] - наименьший допуск на размер детали; R _а - шероховатость; Т $ - допуск формы и расположения поверхностей; В _е - эффективная виброскорость; ДОС - датчик обратной связи; w _max , w _min - вариация частоты вращения шпинделя, ходового винта.

работке и модернизации, выполняется с использованием регламентированных значений отдельных параметров станка.

Причиной вибрации являются множество факторов [1; 3; 5; 7]:

• - конструкторские недоработки: выбор и назначение посадок, центрирование осей вращения роторов, жесткость, спектр частот вращения шпинделя;

• -    производственные факторы: отклонение размеров от чертежа, режимы термообработки, шероховатость, ошибки сборочных и регулировочных работ, базирование заготовок, качество режущего инструмента, приспособлений, масса заготовок и др.;

• -    эксплуатационные режимы: вязкость и чистота рабочих жидкостей, износ, техническое состояние ТО, внешние факторы.

Для нормирования вибрации в технических системах используют: виброперемещение, виброскорость, виброускорение с координатной привязкой к характерным точкам и поверхностям станка, а также добротность станка.

Компоненты вибрации являются интегральными показателями энергонасыщенности отдельных механизмов и станка в целом. Количественные характеристики значений геометрической точности станка непосредственно проявляются в измеряемых значениях компонентов вибрации. Вычисленные или измеренные значения этих компонентов при их сопоставлении с нормативными данными позволяют судить о качестве, жесткости, виброустойчивости и точности станка.

Изменение технического состояния станка проявляется в изменении значений измеряемой компоненты вибрации. Компоненты вибрации определяют на начальной стадии проектирования специальными динамическими расчетами, а достоверность результатов расчетов проверяют экспериментальными измерениями после изготовления первого образца станка в период приемосдаточных испытаний.

Полученные значения компонентов вибрации сравнивают с нормативными данными, включая санитарные нормы по ГОСТ 12.1.012-90. Руководствуясь информацией, полученной в процессе разработки станка, построенными математическими моделями компонентов вибрации, конструктор синтезирует характеристики, обеспечивающие достижение заданных показателей качества и виброактивности.

Характерные точки и области измерения вибрации анализируемых станков - это корпусные поверхности в зоне опор шпинделя, поверхности столов, место контакта станины с фундаментом или полом производственного помещения.

Виброперемещение представляет первую компоненту вибрации. Оно является составляющей перемещения, описывающей вибрацию, характеризующую движение точки или системы при поочередном возрастании и убывании во времени значений параметров [5; 7].

Функциональную зависимость виброперемещения можно записать в виде

5 5 _o ■ sin( wt + ф), (1) где 5 _o - текущее значение перемещения.

Второй компонентой вибрации является виброскорость, в общем случае представляющая первую произ водную виброперемещения по времени. В большинстве действующих стандартов, регламентирующих вибрацию двигателей и электрических машин металлорежущих станков и рабочих мест, виброскорость нормирована и представляет основную компоненту вибрационных процессов, отражающую особенности изменения энергии в упругой системе. Использование классической энергетической теории, соотношения потенциальной и кинетической энергии вибрационного процесса для свободных колебаний и принципа Релея позволили получить целевые функции вибрации, описывающие виброскорость У в общем случае:

y_i = ds ^v /dt=j(w^). (2)

Главными аргументами целевой функции для каждого компонента являются многоуровневые частоты w . и характерное координатное перемещение х. ". За частотные уровни поперечных колебаний приняты пиковые w_p , эффективные w, , минимальные w ₁ значения, соответствующие идентифицированным процессам, протекающим в локальном объеме и экстремальных точках станка. Декадные всплески амплитудных значений виброскорости, в частности пиковых значений, характерны как для пусковых и переходных процессов, так и для квазистационарных режимов работы станков, в отличие от традиционных рекомендаций для экспертных оценок конструкций станков.

Из множества частот можно выделить частоты, формируемые и генерируемые непосредственно конструкцией шпинделя и станка.

Частота вибрации по ГОСТ 22061 определяется по функции

Щ _р = п ■ d. ■ z / 60 ( d , - d. ), (3) где z - число тел качения в подшипнике; d , - диаметр беговой дорожки наружного кольца подшипника; d . - диаметр беговой дорожки внутреннего кольца подшипника.

Частота вибрации, рассчитываемая по функции (3), является наибольшей, так называемой пиковой интегральной частотой вибрации шпиндельной сборки и всей конструкции станка, которая функционально отражается на пиковом значении виброскорости.

Вторая, локальная средняя частота вибрации станка определяется по функции щм-п^П/30, (4)

где П - частота вращения шпинделя, мин 1.

Третья, локальная низшая частота станка ц рассчитывается по функции

Ю^П^Г/60, (5) где Г = d , / d . - коэффициент связи по условию демпфирования, здесь d - диаметр беговой дорожки наружного кольца подшипника, d . - диаметр беговой дорожки внутреннего кольца подшипника качения.

Рассмотренные частоты вибрации позволяют анализировать шпиндельные сборочные единицы (ШСЕ) и станок в характерном евклидовом пространстве, ограниченном контуром станка. Наиболее сложным при системном анализе целевой функции вибрации является количественная оценка и описание характерного координатного перемещения, даже при наличии проектного или ремонтного сборочного чертежа механизма главного движения станка. Проработку конструкции ШСЕ и станка начинают с составления общей матрицы согласия.

Функция перемещения представлена в виде

	f ( P 6 )	если	х е	Д,
	f ( IT )	если	х е	д ,
	f ( it )	если	х е	д •
f ( x ) = ■	f ( e )	если	х е	д ,          (6)
	f ( У )	если	х е	д ,
	не определена ,	если	х е	Д.

Функция перемещения (6) состоит из основных пара метров станка, отвечающих допустимому решению и представляющих:

• -    радиальное биение шпинделя/( Р ₆ );

• -    допуски, охватывающие элементы, форму и расположение отверстий характерной контактной пары/( IT);

• -    соответствующие допуски, охватывающие элементы, форму и расположение поверхностей характерных контактных пар вала/( it );

• -    конструктивный и технологический дисбаланс ШСЕ /( е ) по ГОСТ 22061;

• -    статический прогиб шпинделя на участках, обуславливающих формирование размера изделия/( у );

• -    внешние и внутренние факторы, не описанные соответствующими математическими моделями.

Функция радиального биения представлена в виде

Р 6, - 3 ■ [Б , !j °'⁵ + а (Б , !j °'⁵ + Б ₂ / i °'⁵ ) / L ] / 2Ж, (7) где Р ₆₁ - радиальное биение консоли шпинделя; Б , , Б ₂ - радиальное биение подшипников передней, задней опоры;, / , i - число подшипников соответственно в передней и задней опорах; а - длина консоли левого или правого участка; L - расстояние между опорами шпинделя по Р 50-83-88; Ж - D / d - коэффициент связи по радиальному биению опор, здесь D , d -соответственно наружный и внутренний диаметры подшипника в передней или задней опорах шпинделя.

При использовании в компоновке подшипников разного диаметра коэффициент связи определяется по большему габариту и номеру подшипника, а при использовании подшипников разного класса точности по ГОСТ 520-89 выбирается подшипник с низким классом точности. Во всех случаях при анализе конструкций за правую или переднюю опору принята опора, расположенная у режущего инструмента.

Радиальное биение межопорного участка шпинделя Р ₆₂ определяется по функции

R ₆₂ -(3+ IT /2Ж, (8) где 3 - зазор или натяг посадки подшипника для ШСЕ; IT - допуск посадочного размера корпуса шпинделя.

При анализе виброактивности ШСЕ и станка значение радиального биения рассчитывается, как среднее арифметическое от функций (7) и (8).

Трудности выявления контактных пар преодолеваются, если начать анализ с двух парных точек посадочных диаметров внутреннего и наружного колец, принадлежащих подшипнику качения. Дисбаланс учитывается по эксцентриситету геометрической оси вращения шпинделя с осью, проходящей через центры тяжести вращающихся масс элементов конструкции ШСЕ.

Значение эксцентриситета определяется по зависи мости е - (е ■ w) / w,                     (9)

где ( е ■ w ) - скоростной параметр, выбираемый по ГОСТ 22061.

Для станка нормального класса точности класс точности балансировки принимается не более 4, а для станков повышенного класса точности - не более 3. Для станков прецизионного класса рекомендуемыми классами точности балансировки являются классы 1 и 2 по ГОСТ 22061. В практке системного анализа ШСЕ значение эксцентриситета берется как половина от значения, вычисленного по функции (9).

Значение прогиба консоли шпинделя вычисляется по функции у , - 103 В. ■а 3/3Е■I■Ц,             (10)

где В . - т ■ g - приведенный параметр консоли шпинделя левой или правой части; а - длина соответствующей консоли шпинделя; Е - модуль упругости материала шпинделя; I - момент инерции сечения соответствующей консоли шпинделя; Ц - L / 2 d _e - коэффициент связи по диаметру подшипника; здесь d - диаметр беговой дорожки наружного кольца подшипника.

Прогиб в пролете шпинделя определяется по формуле у ₂ -10 ³ В ₂ -L ³ /48 E-I-Ц         (11)

где В ₂ - вес пролета шпинделя с вращающимися элементами; L - расстояние между опорами шпинделя по Р 50-83-88.

Кроме линейных размеров, вращающиеся массы существенно влияют и на формирование вибрационных процессов в ШСЕ и станке. В общем случае характерное координатное перемещение для новых, эксплуатируемых не более 18 месяцев станков следует определять как среднее арифметическое перемещений, вычисляемых по математическим моделям. А для станков, эксплуатируемых после среднего ремонта характерное координатное перемещение высчитывается, как сумма функциональных единичных параметров. Сложность определения координат функциональных точек заключается в раскрытии конструкции механизмов станков, не предусматривающих установки штатной диагностической аппаратуры. Определение пиковой, максимальной виброскорости в характерных точках станка выполняется по следующим функциям в экстремальной интегральной точке, принадлежащей механизму главного движения в области опор качения на поверхности корпуса ШСЕ:

' ^,                              (¹²)

где V _p - виброскорость в энергонасыщенной интегральной точке механизма главного движения.

В локальной средней точке (ЛСТ), принадлежащей механизму базирования, направляющей линейке,

'                       ^ ^,                             (¹³)

где K _mp - виброскорость в энергонасыщенной точке механизма базирования, направляющей линейки; k - w / w -коэффициент связи по координатному перемещению в ЛСТ.

В локальной низшей точке (ЛНТ), принадлежащей несущей системе станка, опорным поверхностям станка, зеркалу фундамента,

'                   ' ^,                           (¹⁴)

где V _p - виброскорость в локальной низшей точке, принадлежащей как несущей системе, так и фундаменту; k _{с l} = w_llw_s- коэффициент связи по координатному перемещению в ЛНТ.

Виброскорость является базовым компонентом, характеризующим вибрацию и динамику станка. Третьим компонентом, оценивающей вибрацию станка, является виброускорение, представляющее производную виброскорости по времени. Из определения в общем случае следует a=d- svl dt2 =j(w^x.*)=dV I dt=-So ■ w2 ■ sin(w t+p). (15)

С учетом выполненных выкладок по виброскорости. исходные целевые функции вибрации по виброускорению имеют следующий вид

• - виброускорение в экстремальной интегральной точке, принадлежащей механизму главного движения в области опор качения на поверхности корпуса ШСЕ,

% = w ■ ^У _Ф ^;

- виброускорение в локальной средней точке, принадлежащей поверхностям механизма базирования, направляющей линейки, механизма подачи,

T_v   ^wT ^V _mp ^;

- виброускорение в локальной низшей точке, принадлежащей несущей системе станка, опорным поверхностям станка, зеркалу фундамента,

“ р = *Т ^У р . (¹⁸)

Наибольшее влияние на изменение виброускорения оказывает частота вращения шпинделя. По величине виброускорения можно судить о дополнительных динамических силах, действующих в конструкции ШСЕ и на опоры шпинделя, а также о соотношении статических и динамических нагрузок в подшипниках шпинделя. При значении виброускорения больше стандартного значения в опорах шпинделя возникают значительные динамические нагрузки, превышающие статические. В этом случае в конструкции ШСЕ и станка следует дополнительно проработать посадки, радиальные и аксиальные зазоры в подшипниках, установку динамических гасителей. Если значение виброускорения меньше стандартного значения, то в подшипниках ШСЕ динамическая нагрузка не превышает статическую нагрузку от веса сборки шпинделя с режущим инструментом и элементом привода.

В теории колебаний и вибрации показателем качества упругих механических систем является добротность. Добротность Qv раскрывает суть внутренних динамических процессов через относительные показатели изменения компонент вибрации, а также позволяет понять процессы стабилизации отдельных видов движений механизмов станка, подойти к сложному анализу динамики вращения шпинделя. Последнее относится к лаг-ранжевому движению нутации собственной оси шпинделя и пуансовому азимутальному движению оси шпинделя в зоне резания, проявляющихся в виде следа на замкнутой сфере с траекториями в форме синусоиды, острия и петли. Имитационное моделирование, анализ осциллограмм работы станка при начальных экспериментах позволили и получить зависимости для определения добротности на принципиально новой основе - по функции виброскорости в виде структуры функций:

' Bp /bp если B. < B.max и bp < bp max , Оу =■ Be /be если Be < Be max и Ь. < b.max , (19) B - / b- если B- < B - max и b- < b- max , . в /bi если B, < B,max и b , < b , max , где Вр, ЪР, Ве Ъ ,В м, Ъ -м виброскорость и ее вариация соответственно для пикового, среднего и минимального значений.

Максимальные значения приняты в энергонасыщенной точке ШСЕ.

Вариация виброскорости в станке, как и другие компоненты вибрации, происходит вследствие ряда конструктивных причин, описываемых целевой функцией вибрации, а также реологическими свойствами упругой системы станка, содержащего, так называемые тела Гука и Ньютона, которые в конструкции станка с последовательным соединением выступают в форме тела Максвелла, с параллельным соединением - в форме тела Кельвина-Фойхгта, с комбинированным соединением - в форме тела Бюргерса-Френкеля.

Для качественной и количественной оценки конструкций новых станков имитационное моделирование динамики фрезерных станков проводилось в математическом пакете Mathcad 8 Pro с использованием специальных прикладных программ «Вибро» и «Аксель».

Произведя первичные преобразования общего уравнения вынужденных колебаний (20), записанного с коэффициентом сопротивления а [1; 2; 5]:

м • у + а • у + c • у = Q • sin ю • t , (20) получаем дифференциальное уравнение вынужденных колебаний (21) для моделирования виброактивности конструкций механизма главного движения и фрезерного станка:

У ,+ 2 • h • У , + p i • У ,- = H • sin ю • t , (21) где h = q I2m- коэффициент демпфирования станочной системы, с ¹ ; q - коэффициент сопротивления, внутреннее трение в материале, Н ■ с I м; m . - приведенная масса системы, кг;р. = с I m - частота собственных колебаний системы, с ^-1 ; у. - характерное функциональное перемещение, мкм; Н- приведенная нагрузка, вызывающая вибрацию станочной системы, Н; ® - вынужденная частота процесса работы станка, с ^-1 ; t - функциональное время, с.

Численные значения угловых колебаний шпинделя на участке крепления режущего инструмента показаны на рис. 3.

X

-1 -10

- 5 - 1 0

5 - 10

4 - 10

3 - 10

2 - 10

1 - 10

-2 - 10

-3 - 10

-4 - 1 0

Рис. 3. Угловые колебания шпинделя, рад / м

Результат моделирования поперечных колебаний шпинделя по компоненте виброперемещения с физическим отображением параметра геометрической точности станка, в частности радиального биения шпинделя, представлен на рис. 4. Амплитуда поперечных колебаний, сопоставимая с радиальным биением шпинделя, позволяет оценить уровень точности и конкурентоспособности станка на стадии проектирования. Управляя формированием линейных размеров шпиндельной сборки механизма главного движения и роторов механизма подачи, можно создавать конструкции с новыми свойствами заданных движущих масс . Используя новую технологию проектирования на базе математического моделирования, можно значительно ускорить создание отечественных станков нового поколения.

X

1 ^. 10 ⁵

8 ^. 10 ⁶

6 ^. 10 ⁶

4 ^. 10 ⁶

2 ^. 10 ⁶

1 ^. 10

iiiinimiijiiiiiiiiiiiiiiuiiiiniiiii пиши iiiiiiiiiiiiiihiiiinihiiuiiiNii hi пн ниш шип llllll|l|||||lilllVIIJilll|l||||||llllllllllllll ЮПШ 111111111111111II ШИ I Ill'll' 11 III' 11111111111

0 0.20.40.60.8 1 1.21.41.61

T

Рис. 4. Поперечные колебания станка

Переходны процесс разгона шпинделя (рис. 5) показывает динамику изменения амплитуды колебания и стабилизацию угловой скорости шпинделя.

Рис. 5. Переходный процесс (разгон шпинделя)

Оценка принимаемых технических решений на стадии проектирования новых станков на основе использования технологии системного моделирования ускоряет запуск в производство конкурентоспособной станочной продукции. Первичные исследования подтверждают возможность управления компонентами вибрации при разработке нового технологического оборудования.

Современное состояние теории машин позволяет активно воздействовать на процесс проектирования и конструирования при создании конкурентоспособной продукции станкостроения.

Используя системный анализ и теорию малых колебаний, можно разрабатывать технические условия на основе синтеза основных параметров и характеристик как станка, так и детали, товарной продукции. Синтез обеспечивает оптимизацию линейно-массовых характеристик объекта разработки. Выходными параметрами, пригодными для системного анализа, являются компоненты вибрации: виброскорость, виброускорение и виброперемещение, которые анализируются по исходной конструкторской документации, состоящей из чертежей общего вида, проектных, рабочих, ремонтных сборочных чертежей.