автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Повышение ресурса шестеренных насосов на основе анализа типовых дефектов и устранения причин их возникновения на стадии сборки

На правах рукописи

СМИРНОВ Вадим Дмитриевич

ПОВЫШЕНИЕ РЕСУРСА ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ НА ОСНОВЕ АНАЛИЗА ТИПОВЫХ ДЕФЕКТОВ И УСТРАНЕНИЯ ПРИЧИН ИХ ВОЗНИКНОВЕНИЯ НА СТАДИИ СБОРКИ

Специальность 05.02.02 - Машиноведение, системы приводов

и детали машин

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Омск-2005

-гооб-4 7251?

На правах рукописи

СМИРНОВ Вадим Дмитриевич

ПОВЫШЕНИЕ РЕСУРСА ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ НА ОСНОВЕ АНАЛИЗА ТИПОВЫХ ДЕФЕКТОВ И УСТРАНЕНИЯ ПРИЧИН ИХ ВОЗНИКНОВЕНИЯ НА СТАДИИ СБОРКИ

Специальность 05.02.02 - Машиноведение, системы приводов

и детали машин

Омск -2005

• **НиЫи*<£ •

« Ж *-•''

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

/

ЛУГ/РОЛ

Работа выполнена на ОАО «ОМСКГРЕГАТ» (г. Омск) и в Омском государственном техническом университете

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Штриплинг Лев Оттович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Сыркин Владимир Васильевич

кандидат технических наук, доцент Масягин Василий Борисович

Ведущая организация: ФГУП «Омский научно-исследовательский

институт технологии и организации

производства двигателей»,

г. Омск, 644021, ул. Хмельницкого, 283

Защита состоится «27» мая 2005 г. в 1500 часов на заседании диссертационного совета Д 212.178.06 в Омском государственном техническом университете по адресу: г. Омск, ул. Мира, 11, ауд. 6-340.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Омского государственного технического университета.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью организации, просим направлять по адресу. 644050, Омск, ул. Мира, 11, ОмГТУ, диссертационный совет Д 212.178.06, ученому секретарю.

Автореферат разослан «Л/» ¿2е/ 2005 г.

Ученый секретарь диссертационного совета Д 212.178.06, к.т.н.,

В.Н. Бельков

ЮС НАОМНМЛММ ЖШТКА

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Одним из факторов, определяющих надежность работы гидромеханических систем является безотказная работа его качающего узла, обеспечивающего требуемые параметры расхода рабочей жидкости. В настоящее время, в качестве качающего узла для исполнительных органов механизмов и машин широко применяются шестеренные насосы.

По данным ОАО «ОМСКАГРЕГАТ», одного из ведущих предприятий РФ по производству шестеренных насосов для сельскохозяйственной, строительной и авиационной техники, наработка на отказ насосов, изготовленных по одной и той же технологии, на одном и том же оборудовании, одним и тем же инструментом, и эксплуатируемых в сопоставимых условиях, имеет разброс в 8-10 раз.

В результате, назначенный ресурс относительно простых агрегатов - шестеренных насосов, оказывается ниже назначенного ресурса основного сложного устройства или механизма. Так для авиационных двигателей АИ-25 и АИ-25ТЛ, ресурс которых 10 тыс. часов, ресурс насосных агрегатов 760Б и 4001 составляет 4 тыс. часов. При этом отказ насоса может произойти и ранее. В то же время после разборки многих насосов отработавших ресурс мы убеждаемся, «гго они могли бы работать и далее.

Практика показала, что основными типовыми причинами дефектов возвращенных шестеренных насосов являются: раскрытие контакта рабочих профилей зубьев шестерен; срез рессоры ведущей шестерни; повышенный износ подпятников и подшипниковых опор. В то же время выходной контроль, который осуществляется по рабочим характеристикам шестеренного насоса (производительность, выходное давление и др.), показывает полное соответствие практически всех насосов паспортным данным.

Отсутствие теории объясняющей данную ситуацию не позволяет обеспечить надежность насосов, что на практике ведет к снижению назначенного ресурса.

Настоящая работа, посвященная анализу причин типовых дефектов шестеренных насосов, а также разработке мероприятий, позволяющих предотвратить их появление, является актуальной.

Целью работы является повышение ресурса работы шестеренных насосов за счет устранения причин появления их основных дефектов.

Задачи исследования, в соответствии с поставленной целью:

1) Провести анализ реального состояния шестеренного насоса в сборе и оценить действующие нагрузки на его конструктивные элементы.

2) Выявить условия возникновения причин, основных отказов шестеренных насосов. I

3) Разработать мероприятия по устранению причин отказов шестеренных насосов на стадии сборки.

Методы исследования. Теоретическая часть работы базируется на применении теории размерных цепей, теории вероятностей, теории объемных гидромашин, теории упругости, теории колебаний, методах математического моделирования. В экспериментальной части работы использовались методы измере-

ния нормативных показателей зубчатых колес и объемных гидромашин, а также методы теории планирования эксперимента и обработки экспериментальных данных.

Достоверность результатов. Достоверность полученных в работе результатов обусловлена корректным использованием фундаментальных положений математики и механики, подтверждена хорошим совпадением результатов численных расчетов с экспериментальными данными.

Научная новизна работы заключается в том, что:

- на основе векторно-вероятностного представления погрешностей изготовления и сборки шестеренных насосов определены реальные нагрузки, действующие на его конструктивные элементы;

- на основе анализа возможных вариантов сборок шестеренного насоса показано, что в определенном диапазоне величины коэффициента перекрытия зубчатого зацепления насоса работа разгрузочных канавок, предназначенных для сброса давления рабочей жидкости из межзубного пространства, не эффективна;

- выявлено, что даже при допустимых значениях углов монтажного перекоса шестерен насоса, происходит значительный рост момента сил трения в паре "торцы зубьев шестерен - подпятник", который приводит к росту приводного крутящего момента, действующего на рессору ведущей шестерни насоса

Основные положения, выносимые на защиту:

1) Методика, позволяющая оценить реальное положение рабочих осей и угол монтажного перекоса шестерен насоса с целью определения реальных нагрузок, действующих на конструктивные элементы шестеренного насоса.

2) Математические модели и расчетные зависимости, описывающие нагруженное состояние конструктивных элементов насосов, позволяющие объяснить условия возникновения причин возникновения основных отказов шестеренных насосов.

3) Экспериментальная методика диагностирования, позволяющая выявить шестеренные насосы, в которых сочетание погрешностей изготовления и сборки, создают предпосылки для возникновения дефектов.

Практическая ценность работы заключается в том, что на основе теоретических и экспериментальных исследований разработаны методики контроля качества сборки шестеренных насосов, позволяющие исключить причины появления типовых дефектов на стадии сборки. Методика прошла апробацию и внедрена на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск).

Апробация работы. Основные положения работы докладывались на международной и российской конференциях: "Управление качеством: теория, методология, практика", Саранск, 2003; "Динамика систем, механизмов и машин", Омск, 2004.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 6 работ, в том числе 1 рукопись научно-технического отчета.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, 4 глав, выводов, списка литературы из 111 наименований и изложена на 144 страницах машинописного текста, включая 47 рисунков и 13 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении дана общая характеристика работы и отмечена ее актуальность. Здесь же приведена статистика и рассмотрены причины возникновения типовых дефектов шестеренных насосов авиационного назначения по имеющимся источникам, а также возвращенных для ремонта на ОАО «ОМСКАГРЕ-ГАТ» (г. Омск).

В первой главе на основе анализа опубликованных работ выявлено общее состояние вопросов изготовления и сборки шестеренных насосов; приведены общепринятые прочностные расчеты; а, также рассмотрены существующие исследования, направленные на повышение надежности, работоспособности и долговечности шестеренных насосов, используемых в гидромеханических системах.

По литературным источникам выделены следующие основные направления исследований: разработка математических моделей насоса, связанные с описанием зубчатого зацепления шестерен в насосе (Юдин Е М., Рыбкин Е.А., Усов A.A., Монахов Н.М. и др.); разработка технологических вопросов изготовления, сборки, и ремонта шестеренного насоса (Тетюхин В.И., Мудряк В.И. и др.); разработка вопросов диагностирования при изготовлении и эксплуатации, с целью выработки рекомендаций обеспечения их заданных параметров (Звездов В.П., Лунев A.B., Кот С.Н., Васильев JT.B. и др.); разработка адекватных математических моделей шестеренного насоса, с целью решения задач диагностирования его рабочего состояния (Леньшин В.В., Шабуров И.В., Шахматов Е.В., Костюков В.Н. и др.); исследования, направленные на снижение пульсационной производительности шестеренного насоса с целью снижения его общей виброакустической активности (Саенко В.П., Желтобрюх В.П. и др.); исследования, направленные на уменьшение внутренних утечек и повышение объемного КПД (Саенко В.П., Осипов А.Ф. и др.); исследования, направленные на повышение ресурса работы шестеренных насосов (Барышев В.И, Башуров Б.П. и др.).

В главе, на примере шестеренных насосов авиационного назначения (агрегаты 760Б и 4001) системы топливопитания авиационных двигателей АИ-25 и АИ-25ТЛ, приведена статистика и анализ причин возникновения типовых дефектов. Выделены следующие основные дефекты и причины их возникновения:

1) Дефект «Колебание давления топлива в двигателе» (доля отказов - 46,7% от общего количества отказов) появляется из-за резкого увеличение объемных потерь рабочей жидкости из камеры нагнетания в камеру всасывания насоса через зону зацепления из-за раскрытия контактов рабочих профилей зубьев шестерен.

Рис. 1а. Износ по головке зуба Рис. 16. Износ по ножке зуба

При этом, из-за возникающих динамических нагрузок, растет уровень контактных напряжений, ведущий к повышенному износу зубьев шестерен насоса (рис. 1а, б).

2) Причиной дефекта «Падение оборотов двигателя и его останов» (доля отказов - 15%) является срез рессоры ведущей шестерни, возникающий вследствие заклинивания шестерен в подпятниках насоса (рис. 2).

а) срез рессоры по канавке шлицев

Рис. 2.

Рис. 3

б) срез рессоры по галтели

3) Причина дефекта «Не запуск двигателя» (доля отказов - 18,3%) заключается в росте объемных потерь рабочей жидкости в полостях шестеренного насоса и падение его объемного КПД, при этом, разборка насоса показывает повышенный износ поверхностей торцевых уплотнений под-

пятников шестеренного насоса (рис. 3).

4) Основной причиной дефекта «Наличие стружки в фильтре» (доля отказов - 11,7%) является, кроме износа зубьев шестерен и подпятников, износ подшипниковых опор (рис. 4).

Рис. 4 Износ элементов насоса: а) износ цапфы ведущей шестерни; б) износ роликов подшипниковой опоры насоса.

6

На основе общепринятых методик, была произведена оценка нагруженного состояния конструктивных элементов шестеренного насоса авиационного назначения (агрегаты 760Б и 4001), который представляет собой прямозубую зубчатую передачу с внешним зацеплением' число зубьев ведущей и ведомой шестерен z\ = z2 = 8; модуль т = 3,5 мм; номинальное межосевое расстояние а„ = 31,5 мм. Насос обеспечивает подачу топлива с производительностью Q1 = 2200 л/час при выходном давлении р„ = 6 МПа и скорости вращения привода п = 5000 об/мин. Рабочая жидкость - керосин ТС-1 (ГОСТ 10227-86); плотность рабочей жидкости р - 860 кг/м3; модуль упругости рабочей жидкости Е~ 1275 МПа

Существующие методы расчета нагруженного состояния конструктивных элементов шестеренного насоса показали, что:

1) При определении контактных напряжений в зубчатом зацеплении насоса (ГОСТ 21354-87), коэффициент запаса прочности составляет 1,2.

2) При расчете момента сил трения, действующий в паре трения «торцы шестерен - подпятник» (Осипов А.Ф.), его значение не превышает 1,0 Нм.

3) При расчете крутящего момента Мкр =19,8 Нм, действующего на рессору ведущей шестерни насоса (Башта Т.М., Юдин Е.М.), коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям составил не менее 4,3.

4) При расчете радиальных нагрузок (Башта Т.М., Саенко В.П.), действующих на подшипниковые опоры насоса, коэффициент запаса по долговечности (Перель Л.Я.) подшипников качения по сравнению с назначенным ресурсом шестеренного насоса (Lh - 4000 часов) составляет 1,29.

Таким образом показано, что существующие исследования и общепринятые прочностные расчеты не могут:

- объяснить значительный разброс наработки на отказ шестеренных насосов;

- объяснить, почему, возникают дефекты, поскольку все расчеты подтверждают надежность узлов.

Такое состояние дел не позволяет обеспечить стабильность, безотказность, сужает возможности назначения ресурса шестеренных насосов на уровне ресурса ответственных агрегатов.

В связи с вышеизложенным, в главе поставлена цель и задачи исследования.

Во второй главе на основе векторно-вероятностного представления погрешностей изготовления и монтажа конструктивных элементов насоса проведена оценка реального положения рабочих осей и перекосов шестерен насоса.

В основе метода лежит векторно-вероятностное представление погрешностей, которые сгруппированы по узлам передачи (корпус насоса, подшипниковый узел, вал-шестерня) в суммарные векторы. Векторы представлены в виде суммы неподвижного вектора погрешностей изготовления элементов насоса, и переменного вектора, т.е. зависящего от угла поворота шестерен, для каждой той опоры насоса для /'-го ротора (вала) насоса:

hn„ (ffl 0 = + COS («>f + V„ ), (1)

где thm, - постоянный вектор, характеризующий погрешность расположения рабочих осей шестерен в подшипниковых опорах; t-Lvm, - переменный вектор погрешности, зависящий от угла поворота шестерни насоса; yvm, - фазовый угол

ориентации вектора погрешности /¿-„; со - частота вращения шестерен насоса; (-текущее время.

Текущее положение рабочей оси шестерни формируется в каждый момент времени сочетанием суммарных погрешностей соответственно в правой и левой опорах (рис. 5). Угол перекоса рассчитывается по формуле

\/1 , (2) обозначает условно

5, = | arctg{t

где / - расстояние между опорами (здесь индекс т = "л левую опору; т = "я" - условно правую опору).

Изменение

межосевого расстояния i - шестерни рассчитывается Ая„, = (tz„ +tzm)/2 . Текущее значение погрешности расположения рабочих осей шестерен можно представить в виде

2

А «Д со • t) = £ + tXm cos (со • t + )],

Рис. 5

где - постоянная составляющая; - переменная составляющая; \)/и - фазовый угол ориентации вектора погрешности Тогда реальная величина межосевого расстояния а„/ак1 после монтажа шестерен насоса может быть определена по следующему выражению:

=в»+Ав.(в»0, (3)

где - расчетная величина межосевого расстояния шестерен насоса.

Выражение (3) описывает расположение рабочих осей шестерен относительно базовых, которые шестеренный насос может иметь во время работы насоса.

В главе показано, что для рассматриваемого шестеренного насоса авиационных двигателей АИ-25 и АИ-25ТЛ, разброс погрешность расположения рабочих осей шестерен может достигать от 0 до 0,168 мм, а монтажный угол перекоса шестерен 5, насоса лежит в пределах от 0 до 4,7'Ю-* рад.

Погрешности расположения рабочих осей и изготовления шестерен влияют на работу зубчатого зацепления насоса, при этом, коэффициент перекрытия £ц можно определить по следующей формуле:

V+Аа„(соО + АяДсоО^ш а„ !рь, (4)

здесь га - радиус окружности вершин зубьев шестерен; гь - радиус основной окружности зубчатого зацепления; рь - основной окружной шаг зубчатого зацепления; Аа'ш((о1) - учет кинематической погрешности шестерен на коэффициент перекрытия:

АаДю*) = -^4-1 £ со5(со< + у0,)]+ /г со8(гшО [

tgaw

Л =>///.+/;

где Гр, - допуск на накопленную погрешность шага шестерен;^ - допуск на погрешность профиля зуба шестерен; а'и - угол зацепления профиля по начальной окружности, реализуемый при радиальном смещении:

aw = arccosf

aw + Aaw (ш 0 + A aw (w О

•cosaw])

здесь aw - угол зацепления профиля по начальной окружности.

На рис. б представлен график изменения коэффициента перекрытия зубчатого зацепления рассматриваемого шестеренного насоса в зависимости от погрешности расположения рабочих осей шестерен насоса Дajaw, которые могут быть технологически реализованы во время сборки насоса без учета кинематической погрешности (линия 1) и с учетом (линия 2). На рис. 6 символом ■ -показано значение коэффициента перекрытия еа при минимальной монтажной погрешности ttnm, символом А - для максимальной погрешности t-s^, символом ф -значение для монтажной погрешности расположения рабочих осей шестерен с вероятностью Р = 0,9973. Как видно из рисунка, для

рассматриваемого шестеренного насоса реальный коэффициент перекрытия, в зависимости от величины и ориентации первичных погрешностей может достигать значения £<, до 0,988 (вместо расчетного 1,044) даже в пределах допустимых значений допусков изготовления и монтажа насоса. При ea < 1, работа зубчатого зацепления сопровождается ростом динамических нагрузок.

Третья глава посвящена анализу величин реальных нагрузок, действующих на конструктивные элементы шестеренного насоса с учетом погрешностей изготовления шестерен и монтажных погрешностей сборки насоса в целом.

В связи с характерной особенностью работы зубчатого зацепления шестеренного насоса, при котором коэффициент перекрытия может быть е„ < 1, особое значение приобретает влияние дополнительного динамическое нагружение зубьев шестерен, возникающее вследствие ударного входа зубьев вне линии зацепления. В этом случае происходит увеличение динамических нагрузок и рост контактных напряжений. Для их определения было проанализировано влияние возникающего при ea < 1, дополнительного зазора на погрешности основного шага/рьг\ и fptn зубьев шестерен. С этой целью, в системе автоматизированного проектирования AutoCAD было проведено моделирование работы зубчатого зацепления насоса в условиях монтажной погрешности сборки и изготовления шестерен насоса. Процесс моделирования заключался в воспроизводстве метода

0 000 0 001

0 002 0 003 Рис. 6

0 004

0 005 0 006

Д az/aw

обкатки при нарезании зубьев шестерен насоса заданным производящим исходным контуром. После получения моделей "идеальных" шестерен с заданными параметрами, передача "собиралась" при различных межосевых расстояниях, начиная с расчетного и далее увеличивалась, с задаваемым шагом, при этом определялась величина А - дополнительный зазор.

Рис. 7

Ояр/Оя 105

1 03

1 01

099

0 97

0 95

он. МПа 1 1200

На рис. 7 показано положение шестерен насоса, при котором коэффициент перекрытия зубчатого зацепления еа < 1. Из рисунка видно, что при разрыве контакта зубьев одной пары (в точке 1), контакта во второй паре не возникает. Вход в зацепление с преодолением возникшего зазора носит ударный характер, при этом, образующийся зазор можно рассматривать как погрешность шагов зацепления зубьев ведущей и ведомой шестерен.

На рис. 8 представлены результаты моделирования погрешностей основного шага шестерен /п (линия 1) и расчета коэффициента динамической нагрузки для контактных напряжений Кн, (линия 2) в зависимости от коэффициента перекрытия зубчатого зацепления Ец для рассматриваемого нами насоса Из рисунка следует, что при достижении значения коэффициента перекрытия Еа < 1, резко возрастают расчетные значения погрешностей основного шага шестерни /рь и, соответственно коэффициент Кну.

—

2

\

1

\

\

1

1 04 1 03

1 02 1 01 Рис.9

1 00 0 99

1100

1050

1000

950

900

850

800 0 98

£п

На рис. 9 показан рост контактных напряжений а,/ (линия 1), действующих на зубья шестерен насоса, в реальных условиях работы зубчатого зацепления рассматриваемого шестеренного насоса. Здесь же показано отношение анр/он (линия 2), характеризующее запас прочности по контактным напряжениям рабочих профилей зубьев шестерен насоса. Из полученных результатов следует, что работа зубчатого зацепления шестеренного насоса в условиях раскрытия контакта между рабочими профилями зубьев шестерен начиная с некоторого значения коэффициента перекрытия (в нашем случае во=0,988) приводит к опасному увеличению расчетных контактных напряжений на зубья шестерен при котором отношение анг/ан < 1, что создает предпосылки для их разрушения (рис. 1).

Далее рассматривается влияние перекоса шестерен (рис. 10) на нагруже-ние элементов насоса. Вследствие перекоса 6 валов происходит взаимное

«сближение» торцев шестерен и подпятников, обеспечивающих их взаимную параллельность. Величина "сближения"

А = г ■ 6 - , где г = /?мр - рас-2Я»ар \ "г "" д /Аи стояние от оси шестерни до ли-

нии действия возникшего осевого усилия; - величина гарантированного торцевого зазора между торцами зубьев шестерен и торцевой поверхностью подпятника, рис находится в пределах от 5 до 9

мкм.

В главе определены нагрузки, возникающие при перекосе в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник». Принималось, что для трущихся поверхностей торцев зубьев и подпятника известны конструктивные, технологические, материаловедческие и эксплуатационные характеристики трущихся поверхностей. Необходимые исходные данные по допускам размеров деталей, материалам и технологии обработки взяты из конструкторской и технологической документации на рассматриваемый шестеренный насос.

В ходе исследования были определены нормальная нагрузка Fm сила тре-= /7р ■ Рп, проведена оценка интенсивности изнашивания Д:

Рп=Рс.А^ 0,21.у(У-1)-*, -б2"*"2" -А"2 ■е"+1'2-г-^г-А,

т

\ V ■ 1

1 \

ния ^

1-ц2

/ = ^ тр

2,4-т0(1-цг)4

,/5.д2/5.£4/5

- + Р + 0,24 а1ф ¿'5Д2'5(

1-Ц2

)4

Л = 0,34• (¿Г(1 - ц2) • рс ■ [т0 + 0,5 • Р(/>У • £4,5Д2/5)/(1 - ц2)4,5]'7а'.

(5)

(6) (7)

где рс - "контурное" давление, действующее на поверхности подпятника; Ас -площадь, на которой действует "контурное" давление;/^ - коэффициент трения

трущихся поверхностей; Л = —- характеристика микронеровности по-

Я-Ь

верхности торцов зубьев; г. = —--"относительное сближение" трущихся поверх-

К.Х

ностей; Е и ц - модуль упругости и коэффициент Пуассона материала изнашиваемой поверхности подпятника; а,ф - коэффициент, зависящий от напряженного состояния в зоне касания; т0 и р - фрикционные характеристики изнашиваемой поверхности, зависящие от условий работы трущихся поверхностей торцов зубьев и подпятника; V, Ь и к) - технологические параметры микронеровностей трущейся поверхности торцев зубьев шестерен; Л™, и Л - максимальная высота и радиус очертания микронеровностей трущейся поверхности торцов зубьев шестерен; /' -показатель кривой усталости.

Это позволило рассчитать долговечность пары трения: -**-

Д-бОя-^«^

где ДА - допустимая величина износа трущейся поверхности, принимается равной толщине антифрикционного покрытия; - внутренний диаметр номинальной поверхности износа; п - частота вращения шестерни, об/мин; кши = 0,7.. .0,8 - коэффициент, учитывающий неравномерность износа трущихся поверхностей.

Результаты расчета в зависимости от величины перекоса при различных гарантированных монтажных зазорах 5Т = 1.. .9 мкм приведены на рис. 11.

18 (£/,) (£/,, час)

6 5 4

3 2 1 0

00 04 08 12 1 6 20 24 28 32 36 40 44 48

8 10"4, рад

Рис. И

Здесь линия 6 показывает величину назначенного ресурса шестеренного насоса Ь), = 4000 час; 1 - долговечность пары трения "торцы зубьев шестерен - подпятник" при величине торцевого зазора = 1 мкм; 2 - дня ¿т = 3 мкм; 3 -для а, = 5 мкм; 4 - для ят = 7 мкм; 5 -для л\ = 8 мкм; 6 -для = 9 мкм. На линии 6 символом ■ - обозначен минимально возможный угол перекоса 5т|п, реализуемый во время сборки насоса, ♦ - с вероятностью Р = 99,73%, ▲ - максимально возможный угол перекоса. Из представленных результатов видно, что усилия, возникающие в

трущихся поверхностях между торцами зубьев шестерен и подпятником, вызывают износ подпятника (рис. 3), а долговечность пары трения "торцы зубьев шестерен -подпятник" может быть менее назначенного ресурса шестеренного насоса даже при допустимых монтажных перекосах (в нашем случае 5 < 0,0004 рад.).

Знание сил трения в свою очередь позволило оценить момент трения Мтр между торцами шестерен и подпятниками, который должен быть преодолен приводным устройством с дополнительным нагружением рессоры ведущей шестерни. Результаты расчетов момента трения, для рассматриваемого насоса, в зависимости от величины перекоса при различных гарантированных монтажных зазорах sT= 1 ...9 мкм приведены на рис. 12 (обозначения 1-5 и дополнительные сим? волы соответствуют обозначениям принятым на рис. 11) и показывают, что величина момента силы трения может превышать допустимую величину (Мф > 50 Нм) даже для возможных монтажных углов перекоса шестерен насоса (5 < 0,0004 рад.) ^ отвечающих требованиям конструкторской документации.

Мр, Нм 50 45 40 35 30 25 20 15 10 5 0

8

Рис.12 8 ИГ4, рад

Торцевые зазоры между зубьями шестерен и подпятником не являются постоянными величинами, а периодически меняются вследствие биения торцев шестерен, непараллельности и неровности соприкасающихся поверхностей шестерен и подпятника, упругой деформации поверхностей скольжения в зонах контакта и т.д., величина торцевого зазора s, также периодически изменяется в зависимости от угла поворота шестерен. Таким образом, для шестеренного на' coca также возможен периодический рост сил трения между трущимися поверхностями торцев зубьев шестерен и подпятника. В этом случае, происходит ухудшение условий работы трущихся поверхностей и рост локальных температур в зонах трения. В результате происходит интенсивный износ подпятников. Ввиду того, что характер монтажного перекоса носит случайный характер, повышенный износ поверхностей может испытывать как неподвижный, так и подвижный подпятник шестеренного насоса, что также хорошо согласуется с производственными данными.

, Нм

Рис.12 5 ИГ4, рад

¡

Конструктивной особенностью работы шестеренного насоса является запирание рабочей жидкости во впадинах между зацепляющимися зубьями шестерен. Так как жидкость практически несжимаема, то она запирается в защемленном межзубном пространстве с высоким пульсирующим давлением. При анализе нагруженного состояния конструктивных элементов влияние запертого объема рабочей жидкости в межзубном пространстве не учитывается, поскольку считается, что существующие разгрузочные устройства обеспечивают сброс избыточного давления.

В главе проводится анализ эффективности работы таких устройств. В рассматриваемых насосах они выполнены в виде каналов в подпятниках и обеспечивают переток жидкости в момент запирания объема. Рассматривая рабочую жидкость в разгрузочном канале как массу, можно оценить собственную частоту

движения жидкости: здесь р - плотность рабочей

жидкости; /•* - площадь канала; V- защемленный объем в межзубном пространстве; / - длина канала; р - давление в защемленном объеме.

^ На графике рис. 13 приве-

ло

,гц

1200

1000

800

600

400

200

дены расчетные значения собственной частоты /о колебаний массы жидкости в разгрузочном канале (линия 1) в зависимости от коэффициента перекрытия. Здесь же линией 2 показана частота перетока рабочей жидкости которая равна частоте перезацепления зубьев насоса. Из рисунка следует, что сброс давления наблюдается при условии < /», т.е. при значении коэффициента перекрытия £„ зубчатого зацепления насоса больше 1,027. При сборках, в которых еа< 1,027 работа разгрузочных канавок становится неэффективной и необходимый сброс роста давления рабочей жидкости в межзубном пространстве не происходит.

На рис. 14 приведены результаты расчетов для рассматриваемого шестеренного насоса, которые показывают величину давления рабочей жидкости в межзубном пространстве. Видно, что давление в межзубном пространстве достигает Ар = 2,7 МПа, что составляет 45% от давления в полости нагнетания р„ = 6 МПа, развиваемого насосом. В этом, случае, как показывают силовые расчеты, происходит рост радиальной нагрузки на подшипники насоса на 18% от номинальной расчетной радиальной нагрузки

На рис. 15 показан график, где представлен расчет долговечности подшипников качения (линия 1) шестеренного насоса с учетом дополнительной ра-

1.04

03

1 02

1.01

1 00

Рис. 13

0 99

£а

диальной нагрузки в зависимости от коэффициента перекрытия е„. Линией 2 обозначена величина назначенного ресурса шестеренного насоса (¿а ~ 4000 час). Из представленных результатов видно, что для сборок с коэффициентом перекрытия в диапазоне 1,027> еа >1,020 дополнительная радиальная нагрузка приводит к снижению долговечности подшипников качения ниже назначенного ресурса шестеренного насоса и преждевременному разрушению подшипниковых опор (рис. 4).

Ар, МПа

¿а, час

3 0 24 1 8 1 2 06 00

Л

\

I_

1 04 1 03 1 02 1 01 Рис. 14

1 04 1 03 1 02 1 01 1 00 0 99 0 98 Рис. 15 £а

Кроме того, для преодоления повышенного давления в запертом объеме необходимо приложить дополнительный крутящий момент АМ(еа), максимальная величина которого достигает 65% от крутящего момента, действующего на рессору ведущей шестерни при нормальной работе Суммарный момент передаваемый рессорой определяется по формуле

Л^р = Л/ном + Мтр + ДМ(8а), (9)

где Мтр - дополнительный момент трения в паре трения "торцы зубьев шестерен - подпятник" при перекосе (график рис. 12). Для рассматриваемого в работе насоса максимальный момент на рессоре может быть: Мкр = 18,9 + (£50)+ 12,4 > 81,3 Нм Запас на кручение при этом становится = [т] /ттах < 1. Т.е. суммарный момент сопротивления, возникающий на рессоре ведущей шестерни, в зависимости от сочетания погрешностей изготовления и монтажа, может превышать прочностные возможности рессоры и приводить к разрушениям (рис. 2).

Четвертая глава посвящена методам и средствам экспериментальных исследований, применявшимся в работе для проверки достоверности теоретических результатов, а также разработке мероприятий направленных на выявление насосов, которые после сборки имеют повышенные перекосы или находящиеся в диапазоне неэффективной работы разгрузочных канавок.

Первая задача решалась методами кинематометрирования зубчатого зацепления и виброметрии корпуса экспериментального шестеренного насоса, вторая - измерением мощности приводного электродвигателя гидравлического стенда на входном валу насоса.

Для комплексной проверки кинематической точности насоса применялся прибор CFS-2 фирмы «Goulder Mikron» (Англия), общий вид которого с насосом в сборе приведен на рис. 16.

Экспериментальные исследования проводились в два этапа. На первом этапе изменялось .межосевое расстояние отдельных шестерен Была установлена связь между амплитудой зубцовой составляющая кинематической погрешности и коэффициентом перекрытия. На втором этапе исследовались различные сборки насоса и по величине зубцовой составляющая рис jg кинематической погрешности опре-

делялось качество сборки.

Для исследования изменения вибраций корпуса шестеренного насоса для различных сборок был использован стенд приемо-сдаточных испытаний ОАО "ОМСКАГРЕГАТ» (рис. 17). Указанный гидравлический стенд был оборудован дополнительной аппаратурой, для оценки вибродиагностического состояния шестеренного насоса с известными характеристиками, определенными кинематическим контролем. В состав измерительной аппаратуры входят датчики виброускорений, усилительный блок; АЦП на основе 12-ти разрядной микросхемы ADS7816; программное обеспечение для АЦП, использовался ПК, математический пакет Matlab с инструментом SPTool, для обработки и анализа сигнала

ДLwz,

Рис. 17

1 04 1 03 1 02 101 1 00 0 99 0 98 0 97 0 96

Рис. 18 Еа

Результаты расчета и экспериментов по измерению изменения спектральной составляющей виброускорения на зубцовой частоте для проанализированных при кинематическом контроле сборок, в зависимости от коэффициента перекрытия приведены на рис. 18. Из графика видно, что данная величина может быть использована для количественной оценки коэффициента перекрытия

Для выявления насосов, которые после сборки имеют повышенные перекосы шестерен, а также коэффициент перекрытия находящийся в диапазоне неэффективной работы разгрузочных каналов, нами внедрен контроль крутящего момента на приводном валу насоса, включением в цепь питания электродвигателя амперметра (рис. 19), который протарирован в киловаттах, что позволяет определять потребляемую мощность приводного двигателя (а следовательно и крутящий момент).

При избыточном перекосе шестерен насоса или при неэффективной работе разгрузочных канавок, возрастает величина крутящего момента А/кр, действующего на ведущий вал шестерни насоса. Пороговая величина (М1ср)порог устанавливается расчетом.

Основные результаты и выводы

1. На основе векторно-вероятностного представления погрешностей изготовления и монтажа составляющих шестеренный насос деталей разработан метод определения реального положения шестерен в насосе.

2. При определенных сочетаниях векторов погрешностей деталей, абсолютные величины (модули) которых находятся в пределах допусков, коэффициент перекрытия зацепления шестерен может быть меньше единицы.

Показано, что работа шестеренного насоса в условиях, когда £,, < 1 сопровождается увеличением динамических нагрузок, что приводит к разрушению зубьев шестерен.

3. Проведен анализ влияния перекоса шестерен на нагруженное состояние элементов шестеренного насоса.

Показано, что при допустимых значениях углов перекоса момент сил трения, действующий в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» может превышать номинальный момент, что приводит к интенсивному износу подпятников и увеличению нагрузки на рессору ведущей шестерни.

4. Проведен анализ эффективности работы разгрузочных устройств шестеренных насосов авиационного назначения.

Амперметры (ваттметры) стенда приемо-сдаточных испытаний

Рис. 19

Показано, что для конкретных условий работы насоса, собранного в установленном диапазоне коэффициента перекрытия, работа разгрузочных канавок становится неэффективной. Это приводит во-первых к увеличению радиальных нагрузок на опоры и снижению ресурса подшипниковых опор и во-вторых к увеличению момента сопротивления и дополнительному нагружению рессоры ведущей шестерни.

5. Суммарный момент сопротивления, возникающий на рессоре ведущей шестерни, при выявленных сочетаниях погрешностей изготовления и монтажа, превышает прочностные возможности рессоры ведущей шестерни.

6. Проведенные исследования легли в основу экспериментальных методик определения качественного состояния шестеренного насоса:

- выявление сборок шестеренных насосов с коэффициентом перекрытия меньше единицы;

- выявление сборок шестеренных насосов с недопустимым перекосом шестерен и с неэффективно работающими разгрузочными канавками.

Методики прошли апробацию на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ», г. Омск.

Внедрение разработанных методов позволит повысить назначенный ресурс шестеренных насосов.

Основное содержание диссертации отражено в следующих работах:

1. Аистов И.П., Смирнов В.Д., Хейнсоо М.Х. Обоснование выбора вибродиагностического признака рабочего состояния шестеренных насосов // Механика процессов и машин: Сб. науч. тр. - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2002. - С. 40-44.

2. Штриплинг Л.О., Аистов И.П., Смирнов В.Д. Повышение качества сборки шестеренных насосов // Управление качеством: теория, методология, практика. Материалы Всероссийской научн.-практ. конф. - Саранск, 2003. - С. 271-281.

3. Аистов И.П., Смирнов В.Д., Аистова Л.И. Оценка динамических нагрузок в зубчатом зацеплении шестеренного насоса // Динамика систем, механизмов и машин: Матер. V Междунар. науч.-техн. конф. - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2004.-Кн. 1.-С. 6-9.

4. Аистов И.П., Смирнов В.Д., Аистова Л.И. Влияние погрешностей монтажа на коэффициент перекрытия зубчатого зацепления шестеренного насоса. // Анализ и синтез механических систем: Сб. науч. тр. /Под ред. В.В. Евстифеева. -Омск: Изд-во ОмГТУ, 2004. - С. 228-232.

5. Аистов И.П., Смирнов В.Д., Штриплинг Л.О. Анализ причин возникновения дефекта «Падение оборотов двигателя» для шестеренных насосов авиационного назначения // Известия вузов. Машиностроение. - 2004. - № 11 - С. 25-28.

6. Разработка системы контроля качества сборки и диагностирования состояния шестеренных насосов авиационных двигателей // Отчет по НИР (тема 10.01П>. Гос. per. № 01.2.00106846 инв.02.02.0300422), Омск: ОмГТУ, 2002. (Рук. Штриплинг Л.О.).

Отпечатано с оригинала-макета, предоставленного автором ИД №06039 от 12 10 2001

Подписано в печать 18 04 05 Формат 60x84 '/|б Отпечатано на дупликаторе Бумага офсетная Уел печ л 1,25. Уч-изд л 1,25 Тираж 100 Заказ 302

Издательство ОмГТУ Омск, пр Мира, 11т 23-02-12 Типография ОмГТУ

I

I

I

I f

\

i

!

I Í

I

I

I

)

II t

I

»-7990

РНБ Русский фонд

2006-4 7259

ВВЕДЕНИЕ 7 1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ

ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Конструктивные особенности шестеренных насосов

1.2. Исследования, направленные на повышение надежности шестеренных насосов

1.3. Методы оценки ресурса работы шестеренных насосов

1.4. Описание типовых дефектов шестеренных насосов

1.5. Причины возникновения основных дефектов шестеренных насосов

1.5.1. Дефект «Колебание давления топлива в двигателе»

1.5.2. Дефект «Падение оборотов двигателя и его останов»

1.5.3. Дефект «Не запуск двигателя»

1.5.4. Дефект «Наличие стружки в фильтре»

1.6. Определение расчетных нагрузок на конструктивные элементы шестеренных насосов

1.6.1. Определение крутящего момента, действующего на рессору ведущей шестерни по паспортным данным насоса

1.6.2. Определение радиальных нагрузок, действующих на подшипниковые опоры шестеренных насосов

1.6.3. Определение момента сил трения, в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник»

1.6.4. Определение контактных напряжений, действующих в зубчатом зацеплении шестеренного насоса

1.7. Выводы и постановка задач исследования

2. ОЦЕНКА СОСТОЯНИЯ ШЕСТЕРЕННОГО НАСОСА

В СОБРАННОМ ВИДЕ

2.1. Векторно-вероятностное представление первичных 39 погрешностей деталей шестеренного насоса

2.2. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления деталей шестеренного насоса

2.2.1. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления корпуса насоса

2.2.2. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления подшипниковых опор насоса

2.2.3. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления шестерен насоса

2.2.3.1. Погрешности изготовления опорных шеек шестерен

2.2.3.2. Погрешности изготовления зубчатых венцов шестерен

2.3. Определение расположения рабочих осей шестерен шестеренного насоса.

2.3.1. Суммирование первичных погрешностей изготовления и монтажа элементов шестеренного насоса

2.3.2. Расчет текущего положения рабочих осей шестерен насоса

2.3.3. Пример расчета суммарных погрешностей и положения рабочих осей шестерен насоса

2.4. Расчет коэффициента перекрытия зубчатого зацепления 58 шестеренного насоса

2.5. Выводы

3. АНАЛИЗ РЕАЛЬНЫХ УСЛОВИЙ РАБОТЫ ШЕСТЕРЕННОГО НАСОСА

3.1. Определение контактных напряжений, действующих в зубчатом зацеплении шестеренного насоса при коэффициенте перекрытия близком к единице

3.1.1. Определение коэффициента, учитывающего динамическую нагрузку в зубчатом зацеплении шестеренного насоса

3.1.2. Контактные напряжения, действующие в зубчатом зацеплении в реальных условиях работы шестеренного насоса

3.2. Определение нагрузок, действующих на узлы шестеренных насосов, вследствие наличия запертого объема рабочей жидкости в межзубном пространстве

3.2.1. Расчет давления рабочей жидкости в запертом межзубном пространстве

3.2.2. Анализ эффективности работы разгрузочных канавок шестеренных насосов

3.2.3. Определение усилий, действующих на конструктивные элементы шестеренного насоса, вследствие запирания рабочей жидкости

3.2.3.1. Определение радиальных нагрузок, действующих на опоры шестеренного насоса

3.2.3.2. Определение окружных усилий, действующих на зубья шестерен насоса

3.3. Дополнительные нагрузки, действующие в парах трения «торцы шестерен - подпятник» вследствие перекоса валов шестерен насоса

3.3.1. Конструктивные параметры трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника насоса

3.3.2. Технологические параметры трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника насоса

3.3.3. Материаловедческие параметры трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника насоса

3.3.4. Эксплуатационные параметры трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника насоса

3.3.5. Определение нормальной нагрузки, возникающей при сближении торцов зубьев шестерен и подпятника насоса

3.3.6. Определение коэффициента трения, возникающего при взаимодействии торцов зубьев шестерен и подпятника

3.3.7. Условия работы пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник»

3.4. Оценка износа в паре трения «торцы зубьев шестерен подпятник»

3.5. Определение крутящего момента, действующего на рессору ведущей шестерни

3.5.1. Определение момента сил трения между торцами зубьев шестерен и подпятником шестеренного насоса с учетом монтажных погрешностей сборки

3.5.2. Определение суммарного крутящего момента, действующего на рессору ведущей шестерни

3. 6. Оценка долговечности подшипниковых опор шестеренного насоса

3.7. Результаты и выводы

4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ. СРЕДСТВА И

МЕТОДЫ

4.1. Кинематический контроль

4.1.1. Условия проведения измерений

4.1.2. Описание измерительного прибора

4.1.3. Текущее значение кинематической погрешности

4.1.4. Спектральный анализ

4.2. Исследование влияния изменения межосевого расстояния на характер кинематической погрешности

4.3. Исследование параметра кинематической погрешности насоса в сборе

4.4. Экспериментальное исследование виброактивности шестеренного насоса

4.5. Контроль крутящего момента на входном валу

Надежность, работоспособность и долговечность гидромеханических систем (ГМС) топливопитания авиационных двигателей определяются динамическими нагрузками, действующими в их элементах и агрегатах [1, 2, 3, 4, 5]. Причинами возникновения динамических нагрузок являются механические колебания (вибрации) элементов конструкции ГМС и пульсация рабочей жидкости [6, 7, 8]. Центральным элементом ГМС является перекачивающий узел, обеспечивающий требуемые параметры расхода рабочей жидкости. В настоящее время в исполнительных органах механизмов и машин в качестве перекачивающего узла широко применяются шестеренные насосы. Это объясняется простотой их конструкции, надежностью и долговечностью работы в тяжелых эксплуатационных условиях, высокими массогабаритными характеристиками, малой трудоемкостью изготовления, удобством обслуживания, а также, в отличие от других типов объемных насосов, возможностью непосредственного их соединения с приводными механизмами [2, 9, 10, 11].

Однако, наряду с большим количеством достоинств, шестеренные насосы, как и все другие механизмы на основе зубчатых колес, обладают очень существенным недостатком - наличием угловых колебаний шестерен насоса относительно их вращения, причиной которых является ограниченная точность изготовления и сборки составляющих насос деталей. Данные колебания создают значительные динамические нагрузки как на конструктивные элементы насоса, так и ГМС в целом; а на высоких частотах вращения, наряду с пульсацией давления рабочей жидкости, являются одной из причин появления кавитации, приводящей к выходу из строя ГМС топливопитания авиационного двигателя.

По данным ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск), одного из ведущих предприятий РФ по производству шестеренных насосов для авиационной техники, их ресурс в 2-3 раза ниже ресурса авиационного двигателя. Например, для двигателя Д-36 эксплуатационный ресурс составляет 12 тыс. часов, а ресурс шестеренного насоса, работающего в составе ГМС топливопитания двигателя составляет 4 тыс. часов, т.е. общий ресурс такой сложной и дорогой системы, которой является система топливопитания авиационного двигателя, ограничивается ресурсом шестеренного насоса, который конструктивно прост и сравнительно дешев. Анализ возвращенных на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» для ремонта дефектных насосов показывает, что наработка на отказ возвращенных агрегатов, изготовленных по одной и той же технологии, на одном и том же оборудовании, одним и тем же инструментом, эксплуатируемых в сопоставимых условиях, имеют разброс от 250 до 3250 часов, т.е. более, чем в 10 раз. Практика показала, что основными причинами дефектов возвращенных шестеренных насосов являются:

- раскрытие контакта рабочих профилей зубьев шестерен;

- срез рессоры ведущей шестерни;

- повышенный износ подпятников и подшипниковых опор.

В то же время выходной контроль, который осуществляется по рабочим характеристикам шестеренного насоса (производительность, выходное давление и др.), показывает полное соответствие практически всех насосов паспортным данным.

Настоящая работа, посвященная анализу причин типовых дефектов шестеренных насосов, а также разработке мероприятий, позволяющих предотвратить их появление, является актуальной.

Целью настоящего исследования является повышение ресурса работы шестеренных насосов за счет устранения причин появления их основных дефектов.

В соответствии с целью ставятся следующие задачи исследования:

1) Провести анализ реального состояния шестеренного насоса в сборе и оценить действующие нагрузки на его конструктивные элементы.

2) Выявить условия возникновения причин, основных отказов шестеренных насосов.

3) Разработать мероприятия по устранению причин отказов шестеренных насосов на стадии сборки.

Научная новизна работы заключается в том, что на основе век-торно-вероятностного анализа погрешностей изготовления и сборки шестеренных насосов определены реальные нагрузки, действующие на его конструктивные элементы. На основе анализа возможных вариантов сборок шестеренного насоса показано, что в определенном диапазоне величины коэффициента перекрытия зубчатого зацепления насоса работа разгрузочных канавок, предназначенных для сброса давления рабочей жидкости из межзубного пространства, не эффективна. Выявлено, что даже при допустимых значениях углов монтажного перекоса шестерен насоса, происходит значительный рост момента сил трения в паре "торцы зубьев шестерен - подпятник", который приводит к росту приводного крутящего момента, действующего на рессору ведущей шестерни насоса.

Практическая ценность работы заключается в том, что теоретические и экспериментальные исследования легли в основу методики контроля качества сборки шестеренных насосов, с целью исключения причин появления типовых дефектов на стадии сборки. Методика прошла апробацию и внедрена на ОАО «Омскагрегат».

Основные положения работы докладывались на международной и российской конференциях: "Управление качеством: теория, методология, практика", Саранск, 2003; "Динамика систем, механизмов и машин", f Омск, 2004. По теме диссертации опубликовано 6 работ, в том числе 1 рукопись научно-технического отчета.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, 4 глав, выводов, списка литературы из 111 наименований и изложена на 144 страницах машинописного текста, включая 47 рисунков и 13 таблиц.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. На основе векторно-вероятностного представления погрешностей изготовления и монтажа составляющих шестеренный насос деталей разработан метод определения реального положения шестерен в насосе.

2. При определенных сочетаниях векторов погрешностей деталей, абсолютные величины (модули) которых находятся в пределах допусков, коэффициент перекрытия зацепления шестерен может быть меньше единицы.

Показано, что работа шестеренного насоса в условиях, когда еа < 1 сопровождается увеличением динамических нагрузок, что приводит к разрушению зубьев шестерен.

3. Проведен анализ влияния перекоса шестерен на нагруженное состояние элементов шестеренного насоса.

Показано, что при допустимых значениях углов перекоса момент сил трения, действующий в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» может превышать номинальный момент, что приводит к интенсивному износу подпятников и увеличению нагрузки на рессору ведущей шестерни.

4. Проведен анализ эффективности работы разгрузочных устройств шестеренных насосов авиационного назначения.

Показано, что для конкретных условий работы насоса, собранного в установленном диапазоне коэффициента перекрытия, работа разгрузочных канавок становится неэффективной. Это приводит во-первых к увеличению радиальных нагрузок на опоры и снижению ресурса подшипниковых опор и во-вторых - к увеличению крутящего момента и дополнительному нагружению рессоры ведущей шестерни.

5. Суммарный момент сопротивления, возникающий на рессоре ведущей шестерни, при выявленных сочетаниях погрешностей изготовления и монтажа, превышает прочностные возможности рессоры ведущей шестерни.

6. Проведенные исследования легли в основу экспериментальных методик определения качественного состояния шестеренного насоса:

- выявление сборок шестеренных насосов с коэффициентом перекрытия меньше единицы;

- выявление сборок шестеренных насосов с недопустимым перекосом шестерен и с неэффективно работающими разгрузочными канавками.

Методики прошли апробацию на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ», г. Омск.

7. Внедрение разработанных методов позволит повысить назначенный ресурс шестеренных насосов.

1. Алексеев Н.П. Надежность и технико-экономические характеристики авиационных двигателей. - М.: Транспорт, 1980.

2. Автоматический контроль и диагностика систем управления силовыми установками летательных аппаратов / В.М. Васильев, Ю.М. Гусев, А.И. Иванов и др. М.: Машиностроение, 1989. - 240 с.

3. Шорин В.П. Устранение колебаний в авиационных трубопроводах. М.: Машиностроение, 1980. - 156 с.

4. Конструкция авиационных двигателей / Межвуз. науч. сб. -Вып. 21.-Уфа, 1971.

5. Скубачевский Г.С. Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчет деталей. М.: Машиностроение, 1981. - 550 с.

6. Гулиенко А.И., Калнин В.М. Влияние механических возмущений на характеристики гидромеханических регуляторов силовых установок // Кавитационные автоколебания в насосных системах. Киев, 1976. - 4.2. -С. 128-134.

7. Зайончовский Г.И. и др. Влияние колебаний давления питания гидроусилителей на частотные характеристики системы управления вертолетом // Гидропривод и гидропневмоавтоматика. Киев, 1979. - Вып. 15. - С. 34-37.

8. Светлицкий В.А. Механика трубопроводов и шлангов. М.: Машиностроение, 1982. - 280 с.

9. Башта Т.М. Гидравлические приводы летательных аппаратов. -М.: Машиностроение, 1967. -495 с.

10. Раздолин В.М. Агрегаты воздушно-реактивных двигателей. -М.: Машиностроение, 1973. 350 с.

11. Юдин Е.М. Шестеренные насосы. -М.: Машиностроение, 1964. 232 с

12. Буренин В.В., Дронов В.П. Конструкции шестеренных насосов. -М.: ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ, 1982. 40 с.

13. Шестеренные насосы. Конструкция и применение / ЦНИИТЭСТ-РОЙМАШ. № БП-82-14866. - 1984. - 28 с.

14. Гидравлические шестеренные насосы: конструкция и развитие / ЦНИИТЭСТРОЙМАШ. № БИ-82-14549. - 23 с.

15. Абрамов Е.И., Колесниченко К.А., Маслов В.Т. Элементы гидропривода: Справочник. Киев: Технжа, 1977. - 320 с.

16. Тетюхин В.И., Фрейманис В.Ж., Янсон В.М. Эксплуатация и ремонт шестеренных, аксиально-поршневых и пластинчатых насосов. -JI.: Стройиздат, 1974. 184 с.

17. Осипов А.Ф. Объемные гидравлические машины коловратного типа. М.: Машиностроение, 1971. - 208 с.

18. Вишенский И.И. Исследование работы шестеренных насосов // Пневматика и гидравлика. М., 1973. - С. 264-273.

19. Влияние рабочих параметров на пульсацию и уровень шума шестеренных гидронасосов / ЦНИИТЭСТРОЙМАШ. № БП-82-14895. -М., 1982.- 12 с.

20. Исследование характеристик пульсаций нагнетаемого давления в шестеренчатых насосах / ТПП. № 18341/3. - М., 1987. - 24 с.

21. Виброакустическая активность механизмов с зубчатыми передачами: Сб. статей. М.: Наука, 1971. - 253 с.

22. Авиационные зубчатые передачи и редукторы. / Под ред. Э.Б. Булгакова-М.: Машиностроение, 1981. 374 с.

23. Саенко В.П. Исследование зависимостей радиальных нагрузок, объемных и механических потерь от характера распределения давления жидкости в шестеренных насосах: Дисс. . канд. техн. наук. Харьков, 1978.- 178 с.

24. Барышев В.И. Повышение надежности и долговечности гидросистем тракторов и дорожно-строительных машин в эксплуатации. Челябинск: Южно-Уральское кн. изд-во, 1973. - 112 с.

25. Влияние закупоривания жидкости во впадинах между зубьями на шумность работы шестеренных насосов / ТПП, БССР, Минское отд-е, -№ 737/4. Минск, 1980. - 14 с.

26. Исследование явления запирания жидкости в шестеренчатом насосе / ТПП. № Б-2172. - М., 1988. - 18 с.

27. Рыбкин Е.А., Усов А.А. Шестеренные насосы для металлорежущих станков. М.: Машгиз, 1960. - 187 с.

28. Савин И.Ф. Гидравлический привод строительных машин. -М.: Стройиздат, 1974.

29. Румянцев Е.К. Гидравлические системы зерноуборочных комбайнов. М: Колос, 1975.

30. Харин В.Н. Объемный гидропривод забойного оборудования. -М.: Недра, 1968.

31. Басистов Н.И. Ремонт шестеренного насоса методом коррекции зацепления. Уфа, 1961. - 44 с.

32. Малышев В.Н. Повышение качества зубчатых зацеплений шестеренных насосов // Проблема качества механических передач и редукторов. Точность и контроль зубчатых колес и передач: Материалы Всесоюзн. На-уч.-техн. конф. JL, 1991. - С. 17-18.

33. Клочковский Н.И. Восстановление алюминиевых втулок гидравлических насосов типа НШ диффузионной металлизацией: Автореферат дисс. . канд. техн. наук. М., 1989. - 16 с.

34. Родионов Л.Ф., Колмакова А.Л. Восстановление работоспособности шестеренных насосов полимерными покрытиями. Куйбышев, Куйбышевский политехнический институт, 1987. - 21 с. - Деп. в ЦНИИТЭИ-ТРАКТОРОСЕЛЬХОЗМАШ 14.04.87. -№ 829 тс 87.

35. ГОСТ 1643-81. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски. -М.: Изд-во стандартов, 1981. 69 с.

36. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Расчет допусков размеров. М.: Машиностроение, 1981.-189 с.

37. Тайц Б.А. Точность и контроль зубчатых колес. М.: Машиностроение, 1972.-365 с.

38. Портман В.Т. Суммирование погрешностей при аналитическом расчете точности станка // Станки и инструмент. 1980. - № 1. - С. 6-8.

39. Решетов Д.Н., Портман В.Т. Точность металлорежущих станков.- М.: Машиностроение, 1986. 336 с.

40. Якушев А.И. Основы взаимозаменяемости и технические измерения.- М.: Машиностроение, 1967. 400 с.

41. ГОСТ 9778-81. Передачи зубчатые цилиндрические мелкомодульные. Допуски. М.: Изд-во стандартов, 1981. - 39 с.

42. Марков А.Л. Измерение зубчатых колес. Л.: Машиностроение, 1977.-280 с.

43. Лившиц Г.А. Погрешность зубчатого зацепления быстроходного редуктора и некоторые вопросы динамики агрегата // Взаимозаменяемость и технические измерения в машиностроении. Вып. 3. - М.: Машгиз, 1961.-С. 66-92.

44. Ионак В.Ф. Приборы кинематического контроля. М.: Машиностроение, 1981. -128 с.

45. Кисилев М.И., Морозов А.Н., Назолин А.Л. и др. Измерение кинематической погрешности зубчатых передач // Состояние и проблемытехнических измерений: Тез. докл. IV Всероссийской науч.-техн. конф. -М., 1997. С. 18-19.

46. Аистов И.П., Хейнсоо М.Х., Смирнов В.Д. Обоснование выбора вибродиагностического признака рабочего состояния шестеренных насосов // Механика процессов и машин: Сб. науч. тр. /Под ред. В.В. Евстифее-ва Омск: Изд-во ОмГТУ, 2002. - С. 31-35.

47. Допуски и посадки. Справочник. Ч. 2. JL: Машиностроение, 1983.-448 с.

48. Перель Л.Я., Филатов А.А. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор. Справочник. М.: Машиностроение, 1992 .-608 с.

49. Аистов И.П., Чебакова И.Б., Посивенко И.И. Контроль качества шестеренных насосов. // Развитие оборонно-промышленного комплекса на современном этапе: Материалы научно-технической конференции. Омск: Омск, госуниверситет, 2003. - С. 25-26.

50. Объемные гидромашины. Методы заводской обкатки, диагностирования технического состояния. Методические рекомендации. / ВНИИГИДРО-ПРИВОД. М.: ВНИИТЭМР, 1990. - 80 с.

51. Нестеренко В.П., Заикин М.С. К вопросу о взаимной ориентации основных деталей шестерен насоса в корпусе под действием рабочих нагрузок. //

52. Гидропривод и системы управления. Новосибирск: НИСИ, СИБАДИ, 1976. -С. 121-130.

53. Леньшин В.В., Шабуров И.В., Шахматов Е.В. О влиянии параметров конструкции шестеренного насоса на динамическую нагружен-ность его элеменов/ Самара: Самарский аэрокосмический университет, 1994. 17 с. - Деп. в ВИНИТИ 22.06.94, № 1553-В94.

54. Васильев Л.В., Бугриенко В.Н. Определение индикаторной диаграммы рабочего процесса шестеренного насоса // Тракторы и сельхозмашины. 1968.-№ 2.

55. Мудряк В.И. Исследование изменения рабочих характеристик шестеренных насосов гидросистем в процессе их эксплуатации // Труды КПИ "Проблемы механики и машиностроения". Вып. 6. - Кишенев, 1967.

56. Installing and maintaining gear pumps / W. Kent // Chem. Eng. (USA). -1996.-103.- №3.-pp. 96-98.

57. Кот C.H. Исследование влияние износа некоторых деталей насоса НШ-32 на его рабочие характеристики // Сб. научных работ аспирантов ЦНИИМЭСХ. Минск, 1967.

58. Севернев М.М., Кот С.Н. Исследование влияния эксплуатационных факторов на долговечность шестеренных насосов тракторных гидросистем // Труды ЦНИИМЭСХ. т. VI. - Минск: Урожай, 1969.

59. Козюменко В.Ф. Исследование условий работы шестеренных насосов в гидросистемах сельскохозяйственных тракторов с целью повышения их работоспособности: Дисс. . канд. техн. наук. Зерноград, Рос-товск. обл., 1971. - 186 с.

60. Мудряк В.И. Исследование работоспособности шестеренных насосов гидросистем тракторов и сельскохозяйственных машин: Дисс. . канд. техн. наук. Кишинев, 1968. -150 с.

61. Выбор гидравлических насосов / TI111.- № Б-102/6. Харьков, 1988.- 19 с.

62. Кпюс В.П., Кондратенко В.Н., Кушенко В.В., Куницкий А.В. Исследование работоспособности шестеренных гидромашин на маловязком масле и воде // Вестник машиностроения. 1991. - № 6. - С. 18-20.

63. Костюков В.Н. Обобщенная диагностическая модель виброакустического сигнала периодического действия // Омский научный вестник. -Омск, 1999.-С. 37-41.

64. Аистов И.П. Описание математической модели шестеренного насоса для решения диагностирования. // Известия ВУЗов. Машиностроение. -2002.-№2-3.-С. 49-55.

65. Манычев В.Ф., Дусаев И.Р. Исследование износа зубьев насоса эвольвентного профиля // Весщ АН БССР. Сер. ф1з.-тэхн. наук. - 1991. -№4.-С. 102-109.

66. Браун Э.Д., Лабушина В.Н. Моделирование процесса абразивного изнашивания прецизионных пар шестеренных насосов. // Проблемы машиностроения и автоматики. 1991. - № 5. - С. 73-79.

67. Башуров Б.П. Выбор математической модели прогнозирования безотказной работы объемных насосов на основе корреляционного анализа // Известия вузов. Машиностроение. 1990. -№ 7. - С. 56-59.

68. Штриплинг Л.О., Аистов И.П., Посивенко И.И. Опыт повышения ресурса шестеренных насосов на примере устранения дефекта «Колебание давления топлива» //Известия ВУЗов. Машиностроение. № 12. -2003.-С. 15-19

69. Кораблев А.Н., Крылов К.А. Механизм развития и причины некоторых отказов шестеренчатых насосов. // Вопросы повышения надежности и долговечности деталей и узлов авиационной техники. Вып. 1. -М.: Машиностроение, 1969. - С. 127-132.

70. Желтобрюх В.Н., Петренко В.А., Карленко В.М. Повышение надежности шестеренных насосов с подшипниками скольжения // Технология и организация производства. 1969. - № 6.

71. Шевченко B.C., Бетхер В.Н., Лапотко О.П. Ускоренные ресурсные испытания насосов станочных систем. // Вестник машиностроения. -1974.-№6.-С. 10-13.

72. Желтобрюх В.Н. Разработка и исследование шестеренного насоса с ограниченной камерой давления: Дисс. . канд. техн. наук. Кировоград,1977.- 143 с.

73. Осипов А.Ф. Увеличение долговечности шестеренного насоса на высоких давлениях // Общее машиностроение. ЦИНТИМАШ. 1962. - № 10.

74. Башуров Б.П. Вероятностные модели эксплуатационной надежности насосов // Известия ВУЗов. Энергетика. -1989. № 4. - С. 124-128.

75. Нестеренко В.П. К вопросу определения усилия отжима уплотнителя от торца шестерни в насосах. // Гидропривод и системы управления строительных и тяговых дорожных машин. Омск: СИБАДИ, 1981. - С. 100-104.

76. Малинкович М.Д. Влияние перекрытия в зацеплении на трение и изнашивание зубьев. // Известия ВУЗов. Машиностроение. 1990. - № 7. -С. 35-39.

77. Малинкович М.Д. Качественная оценка скольжения и износа цилиндрических колес. // Известия ВУЗов. Машиностроение. 1979. - № 9. -С. 38-48.

78. Айрапетов Э.Л. О расчетной оценке контактных разрушений на зубьях зубчатых колес. //Вестник машиностроения. 1999. - № 8. - С. 3-21.

79. Айрапетов Э.Л. Совершенствование методов расчета на прочность зубчатых передач. //Вестник машиностроения. 1993. - № 7. - С. 5-14.

80. Айрапетов Э.Л. Учет динамической нагруженности при расчете зубчатых передач на прочность. //Вестник машиностроения. 1997. -№ 11.-С. 3-8.

81. Айрапетов Э.Л., Нахатакян Ф.Г. Расчетная модель износа зубьев неточных и деформируемых зубчатых предач. //Вестник машиностроения. 1990.-№11.-С. 18-20.

82. Дроздов Ю.Н., Нажесткин Б.П. Развитие методов расчета на износ зубчатых колес. //Вестник машиностроения. -1990. № 11. - С. 15-17.

83. Петрусевич А.И., Генкин М.Д., Гринкевич В.К. Динамические нагрузки в зубчатых передачах с прямыми колесами. М.: Изд-во АН СССР, 1956.-134 с.

84. Башта Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем М.: Машиностроение, 1974. - 606 с.

85. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам /Под ред. Б.Б. Некрасова Минск: Вышэйшая школа, 1985. - 382 с.

86. Монахов Н.М. Производительность шестеренного насоса и давление во впадинах зубьев // Вестник машиностроения. 1974. - № 3. -С. 30-34.

87. Саенко В.П., Волоцкий В.М. Метод определения нагрузок, действующих на опоры шестерен в насосах с ограниченной зоной давления // Гидропривод и гидропневмоавтоматика. Киев: Техшка, 1972. - Вып. 8. -С. 133-140.

88. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эволь-вентные внешнего зацепления. Расчет на прочность. М.: Изд-во стандартов, 1988. - 126 с.

89. Косарев О.И. Модель вибровозбуждения в прямозубом зацеплении // Проблемы машиностроения и надежности машин. Машиноведение. 1996. -№ 1. -С. 22-33.

90. Косарев О.И. Способы снижения возбуждения вибраций в прямозубом зацеплении // Вестник машиностроения. 2001. - № 4. - С. 8-14.

91. Братин В.В., Решетов Д.Н. Проектирование высоконапряжен-ных цилиндрических передач. М.: Машиностроение, 1991. - 224 с.

92. ГОСТ 13755-81. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвент-ные. Исходный контур. М.: Изд-во стандартов, 1981. - 7 с.

93. Штриплинг JI.O., Аистов И.П. Работа прямозубой зубчатой передачи при коэффициенте перекрытия, близком к единице. //Известия вузов. Машиностроение. 2004. - № 7. - С. 35-38.

94. Стрелков С.П. Введение в теорию колебаний. М.: Наука, 1964. -437 с.

95. Крагельский И.В., Михин Н.М. Узлы трения машин: Справочник. М.: Машиностроение, 1984. - 280 с.

96. Крагельский И.В., Добычин М.Н., Комбалов B.C. Основы расчетов на трение и износ. -М.: Машиностроение, 1977. 526 с.

97. Демкин Н.Б. Контактирование шероховатых тел. М.: Наука, 1970.-226 с.

98. Greenwood J.A., Minsenhell Н., Tabor D. Hysteresis losses In rubber In sliding and rolling friction. Proc. Roy Soc., 1961. - ser. A, vol. 259. - N 1268.-p. 480.

99. Трибология: Исследования и приложения: опыт США и стран СНГ. /Под ред. В.А. Белого, К. Лудемы, Н.К. Мышкина. М.: Машиностроение; Нью-Йорк: Аллертон пресс, 1993. - 454 с.

100. Справочник по триботехнике: В 3 т. //Под общей ред. М. Хеб-ды и А.В. Чичинадзе. Т. 1. Теоретические основы. - М.: Машиностроение, 1989.-400 с.

101. Михин Н.М. Внешнее трение твердых тел. М.: Наука, 1977. - 222 с.

102. Ионак В.Ф. Приборы кинематического контроля. М.: Машиностроение, 1981. -128 с.

103. Кисилев М.И., Морозов А.Н., Назолин A.JI. и др. Измерение кинематической погрешности зубчатых передач // Состояние и проблемы технических измерений: Тез. докл. IV Всероссийской науч.-техн. конф. -М., 1997. С. 18-19.

104. Аистов И.П. Контроль качества сборки и диагностика шестеренных насосов // Динамика систем, механизмов, и машин: Мат. IV меж-дунар. науч.-техн. конф. Книга 1 Омск, 2002, - С. 5-7.

105. Аистов И.П. Диагностирование рабочего состояния шестеренного насоса во время его эксплуатации. // Проблемы механики современных машин: Материалы второй международной конференции. Улан-Удэ: ВСГТУ, 2003. - Т. 2. - С. 49-52.