автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Разработка методов контроля качества сборки шестеренных насосов

На правах рукописи

Посивенко Иван Иванович

РАЗРАБОТКАМЕТОДОВ КОНТРОЛЯ КАЧЕСТВА СБОРКИ ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ

Специальность 05.02.02 Машиноведение, системы приводов и детали машин

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Омск - 2004

На правах рукописи

Посивенко Иван Иванович

РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ КОНТРОЛЯ КАЧЕСТВА СБОРКИ ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ

Специальность 05.02.02 Машиноведение, системы приводов и детали машин

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Работа выполнена на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск) и на кафедре «Производство летательных аппаратов» Омского государственного технического университета

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Штриплинг Лев Оттович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор,

Заслуженный деятель науки РФ, Беляев Арнольд Ефраимович

кандидат технических наук, доцент Масягин Василий Борисович

Ведущая организация: Московский государственный технический университет им. Н.Э. Баумана (107005, г. Москва, ул. 2-я Бауманская, 5)

Защита состоится 73 мая 2004 г. в 14 часов на заседании диссертационного совета Д 212.178.06 в Омском государственном техническом университете по адресу: г. Омск, пр. 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, пр. Мира, И, ОмГТУ, диссертационный совет Д 212.178.06, ученому секретарю.

Автореферат разослан 2004 г.

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

С.А. Макеев

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Одним из факторов, определяющих надежность работы различных гидромеханических систем (например, гидромеханических систем летательных аппаратов) является безотказная работа его качающего узла, обеспечивающего требуемые параметры расхода рабочей жидкости. В настоящее время, в исполнительных органах механизмов и машин широко применяются шестеренные насосы.

По данным ОАО «ОМСКАГРЕГАТ», одного из ведущих предприятий РФ по производству шестеренных насосов для сельскохозяйственной, строительно-дорожной 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, эксплуатируемых в сопоставимых условиях, имеет разброс в 8-10 раз. Исходя из того, что в условиях отлаженного производства, детали составляющих узлов насоса выполнены в пределах допуска, причина такого разброса ресурса кроется в качестве сборки насосов.

Разработка теоретических основ и методов контроля качества сборки шестеренных насосов позволят без изменения технологии производства отдельных деталей повысить их ресурс. Поэтому представленная работа, посвященная вопросам создания методов контроля качества сборки шестеренных насосов, является актуальной.

Цель работы. Целью настоящего исследования является повышение ресурса работы шестеренных насосов, за счет обеспечения качества их сборки.

Методы исследования. Теоретическая часть работы базируется на применении теории размерных цепей, теории вероятностей, методах математического моделирования и спектрального анализа. В экспериментальной части работы использовались методы кинематометрии и виброметрии.

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. На основе векторно-вероятностного представления погрешностей изготовления и монтажа составляющих деталей разработан метод определения реального положения рабочих осей шестеренного насоса. На основе анализа возможных вариантов сборок шестеренного насоса показано, что величина коэффициента перекрытия зубчатого зацепления насоса полностью, или на части оборота вращения шестерен может быть меньше единицы Впервые исследовано поведение шестерен насоса в условиях, когда величина коэффициента перекрытия зубчатого зацепления меньше единицы, теоретически определено и экспериментально подтверждено, что зубцовая составляющая кинематической погрешности шестеренного насоса является достоверной характеристикой положения рабочих осей шестерен и может являться диагностическим признаком качества собранного насоса Установлена связь

между величиной оборотной составляющей кинематической погрешности шестеренного насоса и взаимным расположением контактирующих зубьев шестерен, а также условиями их установки в подшипниковых опорах. Показано, что разброс ресурса для насосов, работающих в сопоставимых условиях, состоящих из деталей изготовленных по одной технологии, на одном оборудовании и одним инструментом, но собранные без контроля качества его сборки, может составлять до 8-10 раз.

Практическая ценность работы. Теоретические и экспериментальные исследования легли в основу методики контроля качества сборки шестеренных насосов. Методика прошла апробацию и внедрена на ОАО «Омскагрегат».

Апробация работы. Основные положения работы докладывались на международных и российских конференциях: "Снежинск и наука", г. Сне-жинск, 2003 г.; "Развитие оборонно-промышленного комплекса на современном этапе", г. Омск, 2003 г.; "Дорожно-транспортный комплекс, экономика, экология, строительство и архитектура", г. Омск, 2003 г.; "Управление качеством: теория, методология, практика", Саранск, 2003.

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

Структура н объем работы. Диссертация состоит из введения, 4 глав, выводов, списка литературы из 114 наименований и изложена на 116 страницах машинописного текста, включая 31 рисунок и 8 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении дана общая характеристика работы и отмечена ее актуальность. Здесь же приведена статистика по ресурсу шестеренных насосов авиационного назначения, возвращенных для ремонта на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ».

В первой главе на основе анализа опубликованных работ выявлено общее состояние вопросов, охватывающие: технологические задачи изготовления, сборки и ремонта (восстановления работоспособности) шестеренных насосов; а, также задач, направленных на повышение надежности, работоспособности и долговечности шестеренных насосов, используемых в гидромеханических системах (например, в гидромеханических системах летательных аппаратов).

Отмечается что, шестеренные насосы получили широкое распространения в гидромеханических системах благодаря простоте их конструкции, высокими массогабаритными характеристиками, малой трудоемкости изготовления, удобству обслуживания.

По литературным источникам выделены следующие основные направления исследований, направленных на повышение их надежности, работоспособности и долговечности шестеренных насосов: разработка математических моделей насоса, связанные с описанием зубчатого зацепления шестерен

в насосе (Юдин Е.М., Иванов И.П., Лурье З.Я. и др.); разработка технологических вопросов изготовления, сборки, и ремонта шестеренного насоса (Те-тюхин 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 А.В., Кот С.Н., Васильев Л.В. и др.); разработка адекватных математических моделей шестеренного насоса, с целью решения задач диагностирования его рабочего состояния (Леньшин В.В., Костюков В.Н. и др.); исследования, направленные на снижение пуль-сационной производительности шестеренного насоса с целью снижения их общей виброакустической активности (Саенко В.П., Желтобрюх В.П. и др.); исследования, направленные на уменьшение внутренних утечек и повышение объемного к.п.д. (Саенко В.П., Рыбкин Е.А., Усов А.А., Осипов А.Ф. и др.); исследования, направленные на повышение ресурса работы шестеренных насосов (Барышев В.И, Башуров Б.П. и др.).

Однако существующие исследования не могут объяснить разброс наработки на отказ шестеренных насосов, изготовленных на одном предприятии, по одной и той же технологии, одним и тем инструментом, и, эксплуатируемых в сопоставимых условиях. Такое состояние дел не позволяет обеспечить стабильность, безотказность, снижает назначенный ресурс шестеренных насосов ответственных агрегатов.

Целью настоящего исследования является повышение ресурса работы шестеренных насосов, за счет обеспечения качества их сборки.

В соответствии с поставленной целью задачами исследования являются:

1) Выявить причину разброса ресурса шестеренных насосов.

2) Провести анализ влияния погрешностей изготовления и монтажа на работоспособность шестеренных насосов.

3) На основе анализа особенностей проявления погрешностей разработать критерии, позволяющие проводить оценку качества сборки шестеренного насоса.

4) Разработать метод диагностирования состояния шестеренных насосов без их разборки.

Во второй главе на основе векторно-вероятностного представления погрешностей изготовления и монтажа разработан метод, который позволяет оценить реальное положение рабочих осей шестерен насоса.

В основе метода лежит векторно-вероятностное представление погрешностей, которые сгруппированы по узлам передачи (корпус насоса, подшипниковый узел, вал-шестерня) в суммарные векторы, которые могут быть представлены в воде суммы постоянного (неподвижного) вектора погрешностей изготовления элементов насоса, и переменного вектора, т.е. зависящего от угла поворота (вращения) шестерни насоса:

h = Е t'n. + 'ы cos(в" + 0)

где - постоянный вектор, характеризующий погрешность расположения (установки) рабочих осей шестерен в подшипниковых опорах; - переменный вектор погрешности, зависящий от угла поворота (вращения) шестерни насоса; у,,-фазовый угол ориентации вектора погрешности О - частота вращения шестерен насоса (частота проявления векторов погрешностей 1-ой шестерни); t - текущее время.

Особенностью шестеренных насосов является - обеспечение параллельности торцев шестерен, от которого существенно зависит к.п.д. насоса. Поэтому, при расчете суммарных погрешностей по отношению к положению рабочих осей в каждой из опор (условно правом и левом подшипниковых узлах) принимается минимальная погрешность из двух при этом второй подшипник оказывается во взвешенном состоянии, а радиальная нагрузка воспринимается подпятником, поджимающим торцы шестерен, вызывая его повышенный износ. В итоге, погрешности установки (монтажа) шестерен и опор проявляются не в перекосах шестерен, а в отклонении от их номинального межосевого расстояния а само межосевое расстояние после монтажа качающего узла может быть определено по следующему выражению:

чертежу)

<=-5

Рис. 1

По выражению (2) можно определить текущее расположение рабочих осей шестерен относительно базовых, которые шестеренный насос может иметь как после сборки насоса, так и во время работы насоса.

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

_ -(а.+/1(а>0)-8!па,(/1)

£а ~ '

Рь

где рь — основной окружной шаг зубчатого зацепления; й, и ^ - радиусы окружности вершин зубьев и основной окружности шестерен насоса; о„(<Е) - угол зацепления профиля по начальной окружности с учетом погрешностей расположения рабочих осей шестерен; /¡г (Ш) - погрешность расположения рабочих осей шестерен.

Расчеты по формуле (3) показывают, что возможна такая ориентация погрешностей, что на части оборота вращения шестерен возможны случаи, когда коэффициент перекрытия Са< 1>

Далее исследовался вопрос о влиянии кинематической погрешности шестерен на работу шестеренного насоса в условиях, когда коэффициент перекрытия зубчатого зацепления насоса Ец ~ 1. Влияние кинематической погрешности шестерен на коэффициент перекрытия насоса может быть представлено в виде межосевого смещения "идеальной шестерни" Аа'Лох)'.

где Fp¡ и ffi — допуски на накопленную погрешность шага и погрешность профиля зуба для ведущей (/' = 1) и ведомой (i = 2) шестерен насоса; a'w — угол зацепления профиля по начальной окружности, реализуемый при радиальном смещении "идеальной шестерни". Тогда, с учетом кинематической погрешности, формула (3) примет вид:

- [а„ + Аас + Да. (at) + Да, (zcat)] sin a'w

£„ =

2

Рь

(5)

где Ад,. — постоянная монтажная погрешность расположения рабочих осей шестерен; àaJlfiji) и ¿SaJ(zûX) - амплитуды составляющих погрешностей положения рабочих осей шестерен, проявляющихся с оборотной (йЛ) и зубцовой (zoA) частотами; а'„ - угол зацепления шестерен с учетом монтажных погрешностей расположения шестерен и их кинематической погрешности isa'JfiÀ).

Значения ЛаЛ(о() и &aXzaJt) определяют по формулам: 2

О 5 i 2 1 1

Дa, (cat) = —Ч-\ 2\Fp, cos(Ш + )] + £ /rw cos(eot + r„)\; (6)

1Saw I l-l 1-1 J

Дa, (zcot) = f ff cos(za>t + V JJи r^-f, cos(ZÛ>0 .

Расчеты по зависимости (5) для экспериментального насоса НШ-32К показал, что в зависимости от сборки в переделах допуска составляющих

насоса деталей коэффициент перекрытия зубчатого зацепления насоса может достигать величины £„ = 0,985. Кроме того, в третьей главе диссертационной работы было показано, что за счет увеличения зубцовой составляющей кинематической погрешности коэффициент перекрытия для экспериментального насоса НШ-32К достигает величины £<, = 0,96.

Третья глава посвящена вопросам выделения диагностических признаков для оценки качества сборки шестеренного насоса.

На основе моделирования работы зубчатого зацепления насоса в системе автоматизированного проектирования AutoCAD при изменении межосевого расстояния шестерен (см. рис. 2 и 3), показано, что в условиях работы, когда происходит раскрытие контакта зубьев, которое ведет к

необходимости дополнительного доворота при работе ведомой шестерни. Этот доворот служит добавкой к зубцовой составляющей кинематической погрешности насоса.

Величина этого доворота в линейных единицах Aft для экспериментального насоса НШ-32К в зависимости от изменения межосевого расстояния Aajaw шестерен приведена на рис. 4. Из рисунка видно, что до-ворот Aft возникает после достижения отклонения межосевого расстояния величины и далее резко возрастает.

На рис. 5 приведена расчетная зависимость (график 2) зубцовой составляющей кинематической погрешности шестеренного насоса НШ-32К,

приведенная к безразмерному виду: f' = ~ i + А^О^О ^ в за-

висимости от межосевого расстояния Aajaw <j, - зубцовая составляющая кинематической погрешности; Д£(Дд„) - увеличение зубцовой составляющей кинематической погрешности шестерни при £ц< 1). Здесь же точками представлены экспериментальные данные.

3.0

2.5

2.0

1.5

1.0

0.5

0.0

{

,0.5 /к.

к Л ▲

А. 2

1.06

1.04

1.02

1.00

0.98

0.96

0.94

0000 0.002 0.004 0.006 0.008 0.010 0 012 0.014 0 016 0.018

ДоУа,

Рис. 5

Из графика (рис. 5) видно, что зубцовая составляющая кинематической погрешности однозначно характеризует отклонение межосевого расстояния шестерен насоса и её можно рассматривать как диагностический критерий качества сборки шестеренного насоса.

В качестве примера критерия качества сборки рассматриваемого экспериментального насоса НШ-32К определено пороговое значение кинематической погрешности, при котором выполняется условие е„, > 1, составляет /г* = 1,2 {[1!ОГ ~ 40 мкм), что соответствует критическому отклонению межосевого расстояния Аа„/а„ = 0,08. Данная характеристика может быть отмечена в паспорте насоса.

Однако, кинематическая погрешность насоса не всегда может быть замерена, поэтому нами была рассмотрена связь между кинематической

погрешностью и виброактивностью насоса. Показано, что изменение спектральной составляющей кинематической погрешности и рост уровня спектральной составляющей виброускорения корпуса насоса на зубцовой частоте связан соотношением:

где /¡I* и/¡2* — зубцовые составляющие кинематической погрешности насоса, приведенные к безразмерному виду для испытуемого насоса и насоса, с требуемыми параметрами сборки насоса. На рис. 6 представлен график изменения спектральной составляющей виброускорения АЬ^ экспериментального насоса НШ-32К на частоте перезацепления зубьев в зависимости от межосевого расстояния зубчатого зацепления шестерен насоса. Здесь же представлены результаты экспериментальных исследований по измерению спектральной составляющей виброускорения корпуса насоса.

Рис.6

Из анализа результатов, представленных на рис. 6 следует, что для критического отклонения межосевого расстояния экспери-

ментального насоса НШ-32К увеличение спектральной составляющей виброускорения составит более 1 дБ, что достаточно для фиксирования неудовлетворительного состояния качества сборки насоса.

В работе исследовано влияние величины коэффициента перекрытия е„ зубчатого зацепления шестеренного насоса на ресурс его работы. Поскольку при величина зубцовой составляющей кинематической погрешности

возрастает, возрастают дополнительные динамические нагрузки, что также

учтено в работе. На рис. 7 представлены результаты расчетов оценки ресурса ¿м экспериментального насоса НШ-32К относительного базового варианта ¿м по контактной и изгибной прочности в зависимости от коэффициента. перекрытия Е„. Оценка ресурса производилась согласно нормативных документов с использованием следующих формул:

где Кцу И Кцр - коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчетах по контактной и изгибной прочности; Кца И Кна - коэффициенты, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчетах по контактной и изгибной прочности; ^ = 6 — для зубчатых колёс с однородной структурой материала, включая закалённые при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой; Цг = 9 - для азотированных, цементированных и нитроцементированных зубчатых колёс.

Учитывая, что возможны сборки насоса со значениями коэффициента перекрытия зубчатого зацепления до разброс по ресурсу составля-

етдо 8-10 раз, что хорошо согласуется с производственными данными.

Рис.7

Четвертая глава посвящена методам и средствам экспериментальных исследований, применявшимся в работе для проверки достоверности теоретических результатов.

Для комплексной проверки кинематической точности шестерен насоса применялся прибор CFS-2 фирмы «Goulder Mikron» (Англия), общий вид которого с насосом в сборе приведен на рис. 8.

Измерения кинематической погрешности проводились в измерительных условиях, когда движение звеньев осуществляется без деформаций образующих поверхностей, с постоянной частотой вращения, при полном отсутствии

смазки контрактирующих поверхностей. Для интенсификации труда кинемато-мер подключен к ПЭВМ.

Рис. 9.

Текущее значение кинематической погрешности является основной первичной информацией, получаемой с помощью описанного комплекса. Сопоставление записей кинематической погрешности экспериментального насоса НШ-32К показало, что эти записи от оборота к обороту повторяют

друг друга. Это объясняется тем, что число зубьев шестерен насоса одинаковое, и, следовательно, от оборота к обороту повторяется и взаимное положение зубьев шестерен и сочетание всех погрешностей изготовления и монтажа. В дальнейшем, при проведении спектрального анализа кинематической погрешности, за основу принималась реализация протяженностью в один оборот шестерен.

Экспериментальные исследования проводились в два этапа. На первом этапе изменялось межосевое расстояние и обеспечивалось разное взаимное угловое положение шестерен. Закрепление шестерен насоса в оправках кинематометра показано на рис. 9.

Изменение межосевого расстояния обеспечивалось смещением ведомой шестерни в сторону сближения на величину до 0,005 ¿¡а/а№ и в сторону увеличения на величину 0,016 До/а», с шагом 0,001 Да/ам где Да - величина смещения шестерни, а„- межосевое расстояние. Общий вид типовых кривых текущего значения кинематической погрешности при нулевом смещении и при разведении осей на 0,012 ДаЛ^для одного из угловых положений шестерен приведены на графике рис. 10.

Рис. 10.

Взаимное положение шестерен насоса из-за одинакового количества зубьев не меняется, т.к. в процессе вращения условный 1-й зуб ведущей шестерни всегда будет работать в паре с 1-м зубом ведомой , 2-й со 2-м и т.д. Для изучения условий работы при различных сочетаниях положений зубьев было проведено экспериментальные исследования в которых были проверены все возможные монтажные положения, когда 1 зуб ведущей шестерни контактирует со 2-м, с 3-м и до 8-го. Так как ведомая шестерня симметрична, то она может быть развернута на 180°, т.е. установлена таким образом, что контактирует с ведущей шестерней обратной стороной профиля зубьев, в этом случае возможно еще 8 угловых положений. На графиках рис. 11 приведены две кинематограммы текущего значения ки-

нематической погрешности насоса в положениях, когда проявляются минимальные и максимальные их значения при изменении взаимного (углового) положений шестерен насоса. Из приведенных графиков видно, что поскольку сборка насоса при серийном производстве осуществляется случайным образом (т.е. взаимное положение шестерен не отслеживается), то для насосов НШ-32К возможная величина кинематической погрешности случайным образом находится в пределах от 96 до 190 мкм. Отметим, что все 16 возможных сборок насосов вполне работоспособны, и визуально, без инструментального контроля, не отличаются друг от друга.

Рис. 11

На рис. 12 и 13 приведены спектрограммы, построенные на основе анализа экспериментальных кинематограмм, приведенных соответственно на рис. 10 и 11.

Спектральный анализ кинематической погрешности насоса в зависимости от межосевого расстояния шестерен показал, что оборотная составляющая при этом практически не меняется, а вот высокочастотная изменяется и весьма значительно (см. рис. 12). Из спектрограммы (рис. 13) видно, что различные сочетания контактирующих зубьев оказывают влияние только на величину кинематической погрешности, проявляющуюся с частотой вращения шестерен.

На втором этапе экспериментальных работ проводилось исследование насоса НШ-32К в сборе. Эксперимент состоял в том, что методами кинематометрирования исследовались все возможные сборки одного экспериментального насоса НШ-32К. Всего таких, сборок может быть 384 (16 положений ведомой шестерни, с учетом возможного ее разворота и 24 установки подшипников).

Пример для одного из положений шестерен и 24 возможных сочетания положения подшипников приведен на рис. 14, на котором представлены экспериментальные измерения кинематической погрешности на зубцовой частоте насоса от варианта сборки экспериментального насоса НШ-32К. Для наглядности номера сборок с различными сочетаниями подшипников ранжированы по возрастающей зубцовой составляющей кинематической погрешности. Как видно из рисунка только 6 сборок из 24 обеспечивают допустимое расположение рабочих осей шестерен по ранее выбранному диагностическому критерию качества сборки насоса, а именно: по пороговой величине зубцовой составляющей кинематической погрешности

Из приведенного примера следует, что поскольку сборка осуществляется случайным образом, на практике только четвертая часть возможных сборок, состоящих из одних и тех же комплектующих, удовлетворяют требуемым условиям.

Для экспериментального исследования вибраций корпуса шестеренного насоса был использован гидравлический стенд приемосдаточных испытаний ОАО "ОМСКАГРЕГАТ» (рис. 15), который позволяет снимать рабочие характеристики шестеренного насоса при различных частотах вращения ведущей шестерни: производительность; давление на выходе, температура рабочей жидкости (топлива). Указанный гидравлический стенд был оборудован дополнительной аппаратурой, предназначенной для оценки вибродиагностического состояния шестеренного насоса.

Рис. 15

В состав измерительной аппаратуры входили: аппаратура аналогового измерения вибраций (датчики виброускорений ДУ-5С, усилительный блок ВИ6-6ТН), АЦП - аналого-цифровой преобразователь на основе 12-ти разрядной микросхемы ADS7816; программное обеспечение для АЦП, формирующее выходные данные в необходимом формате; персональный компьютер под управлением ОС Windows; математический пакет Matlab с инструментом SPTooJ, для обработки и анализа сигнала.

Результаты измерений уровней вибрации корпуса насоса при различных межосевых расстояний шестерен зубчатого зацепления сравнивались для одинаковых сборок насоса. Измерение вибраций производили в двух взаимно перпендикулярных осях (в горизонтальном и вертикальном направлениях) для разных сборок экспериментального насоса НШ-32К. Сигнал

с вибродатчика обрабатывался с выделением спектральной составляющей М.^, на частоте перезацепления зубьев шестерен насоса. Результаты измерения спектральной составляющей виброускорения Д/,^ экспериментального насоса НШ-32К в зависимости от межосевого расстояния шестерен насоса представлены на рис. 6. В ходе экспериментов показано, что измеренный уровень вибрации корпуса шестеренных насосов можно использовать для количественной оценки величины кинематической погрешности шестерен, которая является прямым диагностическим признаком качества сборки шестеренных насосов.

Основные результаты и выводы

1. На основе векторно-вероятностного представления погрешностей изготовления и монтажа составляющих деталей разработан метод определения реального положения рабочих осей шестеренного насоса. На основе анализа возможных вариантов сборок шестеренного насоса показано, что величина коэффициента перекрытия зубчатого зацепления насоса полностью, или на части оборота вращения шестерен может быть меньше единицы (е„< 1).

2. Проведен анализ условий работы шестеренного насоса в условиях когда коэффициент перекрытия меньше единицы (е„ < 1). Теоретически определено и экспериментально подтверждено, что зубцовая составляющая кинематической погрешности шестеренного насоса является достоверной характеристикой положения рабочих осей шестерен и может являться диагностическим признаком качества собранного насоса.

3. Установлена связь между величиной оборотной составляющей кинематической погрешности шестеренного насоса и взаимным расположением контактирующих зубьев шестерен.

4. Установлена связь между величиной кинематической погрешности и уровнем виброускорения корпуса насоса.

На примере насоса НШ-32К показано, что рост уровня зубцовой спектральной составляющей виброускорения более чем на 1 дБ характеризует недопустимый уровень отклонения межосевого расстояния шестерен (расположения рабочих осей шестерен) и является основанием для его отбраковки (переборки).

5. Показано, что разброс ресурса для насосов, работающих в сопоставимых условиях, состоящих го деталей изготовленных по одной технологии, на одном оборудовании и одним инструментом, но собранные без контроля качества его сборки, может составлять до 8-10 раз.

6. Теоретические и экспериментальные исследования легли в основу методики контроля качества сборки шестеренных насосов. Методика прошла апробацию и внедрена на ОАО «Омскагрегат».

Основное содержание диссертации отражено в следующих работах:

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

2. Штриплинг. Повышение качества сборки шестеренных насосов. / Л О. Штриплинг, И.П. Аистов, И.И. Посивенко и др. // Управление качеством: теория, методология, практика. Материалы Всероссийской научно-практ. конф. - Саранск: Типография «Красный Октябрь», 2004. - С. 271-281.

3. Аистов. Контроль качества сборки шестеренных насосов. / И.П. Аистов И.П., И.Б. Чебакова, И.И. Посивенко // Развитие оборонно-промышленного комплекса на современном этапе: Материалы научно-технической конференции (Омск, 4-6 июня 2003 г.). Часть 1. - Омск: Омск. Госуниверситет, 2003. - С. 26-26.

4. Штриплинг. Повышение долговечности шестеренных насосов системы топливопитания авиационных двигателей. / Л.О. Штриплинг, И.И. Посивенко // Снежинск и наука. Современные проблемы атомной науки и техники: Сборник научных трудов Международной научно-практической конференции. - Снежинск Челябинской области: Изд-во СГФТА, 2003. - С. 90-91.

5. Аистов. Повышение качества шестеренных насосов гидравлических приводов навесного оборудования строительных машин. / И. П. Аистов, И.И. Посивенко // Дорожно-транспортный комплекс, экономика, экология, строительство и архитектура: Материалы Международной научно-практической конференции 21-23 мая 2003 г. Книга 2. - Омск: СИБАДИ, 2003. - С. 223-225.

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: Ом-ГТУ, 2002. (Рук. Штриплинг Л.О.)

Отпечатано с оригинала-макета, предоставленного автором

ИД №06039 от 12 10 2001

Подписано в печать 05 04 04 Формат 60x84/16 Отпечатано на ризографе Бумага офсетная Уел печ л 1,25 Уч -изд л 1,25 Тираж 100 Заказ 255

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

1-796 1

ВВЕДЕНИЕ

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Общее состояние вопроса по исследованию шестеренных насосов

1.2. Технологические вопросы изготовления, сборки и ремонта шестеренных насосов

1.3. Обзор работ, посвященных исследованиям условий эксплуатации шестеренных насосов и обеспечения их работоспособности

1.4. Математические модели шестеренных насосов

1.4.1. Особенности зубчатого зацепления шестеренных насосов

1.4.2. Оценка ресурса работы шестеренных насосов

1.4.3. Математические модели по оценке технологического процесса изготовления и сборки шестеренных насосов

1.5. Выводы и постановка задач исследования

2. ВЛИЯНИЕ ПОГРЕШНОСТЕЙ ИЗГОТОВЛЕНИЯ И СБОРКИ НА СОСТОЯНИЕ ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ

2.1. Векторно-вероятностное представление первичных погрешностей деталей шестеренного насоса

2.2. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления деталей шестеренного насоса 3 5 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. Особенности сборки шестеренного насоса

2.3.3. Расчет текущего положения рабочих осей шестерен насоса

2.3.4. Пример расчета суммарных погрешностей и положения рабочих осей шестерен шестеренного насоса

2.4. Расчет коэффициента перекрытия зубчатого зацепления шестеренного насоса

2.4.1. Влияние погрешности изготовления и монтажа деталей на коэффициент перекрытия зубчатого зацепления шестеренного насоса

2.4.2. Влияние погрешности изготовления зубчатых венцов шестерен на коэффициент перекрытия

2.5. Анализ влияния конструктивных параметров и условий сборки на величину коэффициента перекрытия зубчатого зацепления качающего узла насоса

2.6. Выводы 66 3. ВЫДЕЛЕНИЕ ДИАГНОСТИЧЕСКИХ ПРИЗНАКОВ ДЛЯ

ОЦЕНКИ КАЧЕСТВА СБОРКИ И РАБОЧЕГО СОСТОЯНИЯ ШЕСТЕРЕННОГО НАСОСА

3.1. Контроль точности сборки при помощи параметра кинематической погрешности

3.1.1. Кинематическая погрешность шестеренного насоса

3.1.2. Влияние на кинематическую погрешность шестерен изменения межосевого расстояния

3.1.2.1. Моделирование работы зубчатого зацепления насоса при изменении межосевого расстояния

3.1.2.2. Расчет кинематической погрешности шестерен насоса с учетом их реальной сборки

3.2. Контроль точности сборки рабочих осей шестеренного насоса методами виброметрии

3.3. Влияние коэффициента перекрытия на ресурс работы шестеренного насоса

3.3.1. Определение ресурса шестеренного насоса на контактную прочность

3.4.2. Определение ресурса шестеренного насоса на изгибную прочность

3.4.3. Пример расчета ресурса экспериментального насоса НШ-32К

3.5. 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 конструктивно-технологических факторов на характер кинематической погрешности

4.2.1. Изменение взаимного углового положения шестерен

4.2.2. Изменение межосевого расстояния

4.3. Исследование насоса в сборе

4.4. Экспериментальное обоснование методов виброметрии для оценки состояния шестеренного насоса

Надежность, работоспособность и долговечность гидромеханических систем (ГМС) топливопитания определяются динамическими нагрузками, действующих в их элементах и агрегатах [1, 2, 3, 4, 5]. Причиной 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 органов механизмов и машин широко применяются шестеренные насосы (ШН). 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 относительного их вращения. 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», одного из ведущих предприятий РФ по производству ШН для авиационной техники, ресурс ШН в 2—3 раза ниже ресурса авиационного двигателя. Например, для двигателя Д-36 эксплуатационный ресурс составляет 12 тыс. часов, а ресурс ШН, работающего в

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.

Кроме того, на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» накоплен многолетний опыт производства, эксплуатации и ремонта таких насосов. Анализ возвращенных на предприятие для ремонта дефектных насосов показывает, что наиболее распространенными (более половины - 57,8%) являются дефекты непосредственно связанные с зубчатым зацеплением шестеренного насоса.

30 и о

8 25 © та

-л

X 20 х U 3 15

0 оэ

05

1 10

250

750

1250 1750 2250 наработка, час Рис. 1

2750

3250

На Рис. 1 представлена процентная доля возвращенных агрегатов по дефекту качающего узла агрегатов 760Б и 4001 в зависимости от наработки в часах. Анализируя представленную диаграмму можно отметить, что наработка на отказ возвращенных агрегатов, изготовленных по одной и той же технологии, на одном и том же оборудовании, одним и тем же инструментом, эксплуатируемые в сопоставимых условиях, имеют разброс от 250 до

3250 часов, т.е. более, чем в 10 раз. В то же время выходной контроль, который осуществляется по его рабочим характеристикам (производительность, выходное давление и др.), показывает полное соответствие практически всех насосов паспортным данным, т.е. насос, в собранном виде, рассматривается как "черный ящик", контролируемый по выходным параметрам.

Исходя из того, что в условиях отлаженного производства, детали составляющих узлов насоса выполнены, как правило, в пределах допуска, причина такого разброса ресурса кроется в качестве сборки насосов [12,13].

РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. На основе векторно-вероятностного представления погрешностей изготовления и монтажа составляющих деталей разработан метод определения реального положения рабочих осей шестеренного насоса.

На основе анализа возможных вариантов сборок шестеренного насоса показано, что величина коэффициента перекрытия зубчатого зацепления насоса полностью, или на части оборота вращения шестерен может быть меньше единицы (еа < 1).

2. Проведен анализ условий работы шестеренного насоса в условиях когда коэффициент перекрытия меньше единицы (еа < 1).

Теоретически определено и экспериментально подтверждено, что зубцовая составляющая кинематической погрешности шестеренного насоса является достоверной характеристикой положения рабочих осей шестерен и может являться диагностическим признаком качества собранного насоса.

3. Установлена связь между величиной оборотной составляющей кинематической погрешности шестеренного насоса и взаимным расположением контактирующих зубьев шестерен.

4. Установлена связь между величиной кинематической погрешности и уровнем виброускорения корпуса насоса.

На примере насоса НШ-32К показано, что рост уровня зубцовой спектральной составляющей виброускорения более чем на 1 дБ характеризует недопустимый уровень отклонения межосевого расстояния шестерен (расположения рабочих осей шестерен) и является основанием для его отбраковки (переборки).

5. Показано, что разброс ресурса для насосов, работающих в сопоставимых условиях, состоящих из деталей изготовленных по одной технологии, на одном оборудовании и одним инструментом, но собранные без контроля качества его сборки, может составлять до 8-10 раз.

6. Теоретические и экспериментальные исследования легли в основу методики контроля качества сборки шестеренных насосов. Методика прошла апробацию и внедрена на ОАО «Омскагрегат».

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 / ЦНИИТЭСТРОЙМАШ. № 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: Техшка, 1977. - 320 с.

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

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

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

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

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

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

22. 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.

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

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

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

26. Леонтьев В.Н., Сиротин С.А., Теверский Н.Е. Испытание авиационных двигателей и их агрегатов. М.: Машиностроение, 1976.

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

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

29. Ремонт гидравлических насосов типа НШ. М.: БТИ Всероссийского объединения "Россельхозтехника" Совета Министров РСФР, 1967.- 39 с.

30. Альбом технологических карт на восстановление деталей насосов НШ-46 и НШ-32. Саратов: Приволжское ЦБТИ, 1968. - 52 с.

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

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

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

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

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

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

37. Харин В.Н. Объемный гидропривод забойного оборудования. — М.: Недра, 1968.

38. Современные шестеренные насосы / ВНИИМСВ. № 1117. -1987. - 9 с.

39. Поршневые и шестеренные насосы / ТПП БССР. № 12449/3. -1981.-29 с.

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

41. Малышев В.Н. Повышение качества зубчатых зацеплений шестеренных насосов // Проблема качества механических передач иредукторов. Точность и контроль зубчатых колес и передач: Материалы Всесоюзн. Науч.-техн. конф. -Д., 1991.-С. 17-18.

42. Кпочковский Н.И. Восстановление алюминиевых втулок гидравлических насосов типа НШ диффузионной металлизацией: Автореферат дисс. . канд. техн. наук. — М., 1989. 16 с.

43. Родионов Л.Ф., Колмакова А. Л. Восстановление работоспособности шестеренных насосов полимерными покрытиями. -Куйбышев, Куйбышевский политехнический институт, 1987. 27 с. — Деп. в ЦНИИТЭИ-ТРАКТОРОСЕЛЬХОЗМАШ 14.04.87. - № 829 тс 87.

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

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

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

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

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

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

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

51. Выбор гидравлических насосов / ТПП- № Б-102/6. Харьков, 1988. -19 с.

52. Клюс 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.

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

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

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

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

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

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

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

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

61. Иванов И.П. Зубчатые передачи с комбинированным смещением: Основы теории и расчетов. JL: Изд-во ЛГУ, 1989. - 128 с.

62. Лурье З.Я., Жерняк А.И. Многокритериальная оптимизация основных параметров качающих узлов шестеренных насосов внутреннего эвольвентного зацепления // Вестник машиностроения. -1995,-№8. -С. 3-8.

63. Рязанцев В.М. Коэффициент перекрытия циклоидальных и циклоидально-эвольвентных зацеплений с различными глубинами нарезки роторов // Вестник машиностроения. 1998. - № 4. - С. 17—20.

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

65. Алексапольский Д.И., Саенко В.П. Влияние характера распределения давления жидкости на утечки через торцевые зазоры в шестеренных насосах // Гидропривод и гидропневмоавтоматика. — Киев: Техшка, 1977.-Вып. 13.

66. Исследование характеристик пульсаций нагнетаемого давления в шестеренных насосах / ТПП. № 18341/3. - М., 1987. - 24 с. - Пер. с японск. ст. Ямагути Кэндзи из. журн.: Нихон кикай гаккай ромбунсю. -1984. - Т. 50. - С. 2968-2976.

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

68. Леныиин В.В. Исследование виброакустических характеристик элементов гидромеханических систем двигателей летательных аппаратов: Дисс. . канд. техн. наук. — Самара, 1997. — 193 с.

69. Леньшин В. В., Шахматов Е.В. Экспериментальные исследования виброакустических свойств трубопроводов с пульсирующей рабочей средой // РК Техника: начно-техн. сборник, серия XII, Вып. 1, часть 1. Самара, 1996. - С. 121-129.

70. Шабуров И.В., Шахматов Е.В., Гимадиев А.Г. Анализ динамических характеристик шестеренных насосов и определение путей снижения их пульсационной производительности. Куйбышев, 1989. -36 с. - Деп. в ВНИИТЭМР 25.09.89. - № 27-мш89.

71. Васильев Л.В. Исследование и выбор рациональной схемы шестеренного насоса с учетом повышения надежности и рабочих параметров гидроприводов тракторов: Дисс. . канд. техн. наук. М., НАТИ, 1972. -151 с.

72. Осипов А.Ф. Объемные гидравлические машины. М.: Машиностроение, 1966.- 160 с.

73. Кулешов Ю.В. Оценка влияния зазоров в сопряжениях шестеренного насоса на его внутренние утечки // Повышение технического уровня сельско-хозяйственных машин. Киев, 1991. - С. 58-64.

74. Осипов А.Ф. Объемные гидравлические машины. М.: Машиностроение, 1966.- 160 с.

75. Густомясов А.Н., Рыбаков А.Ю. Диагностирование объемных гидромашин термодинамическим методом // Известия АН. Энергия (Россия). 1995, —№2.-С. 118-122.

76. Федорченко Н.П., Колосов С.В. Исследование термического метода диагностики объемных гидромашин. // Гидропривод и системы управления строительных и тяговых дорожных машин. Омск: СИБАДИ, 1981. - С. 21 -29.

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

78. Абрамов Б.М. Колебания прямозубых зубчатых колес. -Харьков: Изд-во ХГУ, 1968. 176 с.

79. Маркин Ю.С. Неравномерность вращения и вибрационный контроль зубчатых передач. Казань: Татарское кн. изд-во, 1982 г. - 154 с.

80. Леньшин В.В., Шабуров И.В., Шахматов Е.В. Математическая модель шестеренного насоса как источника гидромеханических колебаний. Самара: СГАУ, 1994. 26 с. - Деп. в ВИНИТИ 25.03.94., № 727-В94.

81. Acoustical control of external gear pumps by intensity measuring techniques. / Carliffi E., Veechi I. // Noise Contr. Eng. J. 1990. - 35, № 2. -pp. 53-59.

82. The noise control of external gear pumps. / Thorns R., Bomhaev-Beins R., Schmidt B. // Pr. Nauk. Inst. Konstr. i Eksploat. Macz. Pwof. Ser. Wspofepr. 1991. - № 4. - C. 179-188.

83. Нестеренко В.П., Заикин M.C. К вопросу о взаимной ориентации основных деталей шестерен насоса в корпусе под действием рабочих нагрузок. // Гидропривод и системы управления. Новосибирск: НИСИ, СИБАДИ, 1976.-С. 121-130.

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

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

86. Иванов И.П., Иванов С.Л. Оптимизация зубчатых зацеплений шестеренных насосов. Л.: Ленинградский горный институт, 1986. -7 с.-Деп. в ВНИИТЭМР 01.04.87. - № 162 мш 87.

87. Иванов С.Л. О применении комбинированного смещения шестеренных гидромашинах. Л.: Ленинградский горный институт, 1990. — 12 с. - Деп. в ВНИИТЭМР 17.12.90. - № 226 мш 90.

88. Рязанцев В.М. Шестеренный насос с циклоидально-эвольвентным зацеплением //Вестник машиностроения. -1995. — № 3. — С. 16-18.

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

90. 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.

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

92. Допуски и посадки. Справочник. Ч. 2. Л.: Машиностроение, 1983.-448 с.

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

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

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

96. Гавриленко В.А. Основы теории эвольвентной зубчатой передачи. М.: Машиностроение, 1969. - 432 с.

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

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

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

100. 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.

101. 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. Евстифеева Омск: Изд-во ОмГТУ, 2002. - С. 31-35.

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

103. 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.