автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Разработка методов повышения ресурса шестеренных насосов гидротопливных систем
- доктора технических наук
- Аистов, Игорь Петрович
- город
- Омск
- год
- 2009
- специальность ВАК РФ
- 05.02.02
Автореферат диссертации по теме "Разработка методов повышения ресурса шестеренных насосов гидротопливных систем"
и? - .3
3866 Направах рукописи
АИСТОВ Игорь Петрович
РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ ПОВЫШЕНИЯ РЕСУРСА ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ ГИДРОТОПЛИВНЫХ СИСТЕМ
Специальность 05.02.02 Машиноведение, системы приводов
и детали машин
АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук
Братск-2009
На правах рукописи
АИСТОВ Игорь Петрович
РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ ПОВЫШЕНИЯ РЕСУРСА ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ ГИДРОТОПЛИВНЫХ СИСТЕМ
Специальность 05.02.02 Машиноведение, системы приводов
и детали машин
АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук
Братск-2009
Работа выполнена на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск) и в Омском государственном техническом университете
Научный консультант: доктор технических наук, профессор
Штриплинг Лев Оттович
Официальные оппоненты: заслуженный деятель науки РФ,
доктор технических наук, профессор Беляев Арнольд Ефроимович
доктор технических наук, профессор Каверзин Сергей Викторович
доктор технических наук, профессор Огар Петр Михайлович
Ведущая организация: ГОУ ВПО «Сибирский государственный
аэрокосмический университет» им. М.Ф. Решетнева, г. Красноярск
Защита состоится «25» июня 2009 г. в_00 часов на заседании диссертационного совета Д 212.018.02 в Братском государственном университете по адресу: г. Братск, ул. Макаренко 40, ауд._.
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Братского государственного университета.
Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью организации, просим направлять по адресу: 665709, Российская Федерация, Иркутская область, г. Братск, ул. Макаренко 40, Братский государственный университет (БрГУ), диссертационный совет Д 212.018.02, ученому секретарю (тел./факс 8-(3953)-33-20-08).
Автореферат разослан «А£у> 2009 г.
Ученый секретарь диссертационного совета Д 212.018.02 к.т.н., доцент
И.М. Ефремов
' ~ БЙЁЛИОТЫЧЛ I 2008___|
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность проблемы. В настоящее время методы расчета нагруженного состояния деталей и узлов различного назначения разработаны достаточно глубоко и подкреплены широкой номенклатурой нормативно-технической документации, в том числе: ГОСТами, отраслевыми стандартами, методиками и т.д., позволяющей устанавливать необходимый срок службы для большинства агрегатов и механизмов, содержащих типовые детали машин: валы, шестерни, подшипниковые опоры, узлы трения и т.д.
Однако практика эксплуатации отдельных агрегатов, например шестеренных насосов авиационного назначения, показывает, что существующие методы расчетов не обеспечивают расчетную долговечность составляющих деталей и вынуждают устанавливать назначенный ресурс насоса в 3-4 раза ниже возможной величины, при этом разброс наработки до отказа достигает до 8-10 раз. Принимая, что для шестеренных насосов гидротопливных систем характерны: отлаженная технология изготовления составляющих деталей, когда их поэлементный контроль удовлетворяет необходимым требованиям; приемо-сдаточные испытания насосов в собранном виде показывают их соответствие выходным паспортным характеристикам; насосы эксплуатируются в сопоставимых условиях, тогда основной причиной преждевременных отказов является фактическое нагруженное состояние деталей машин насоса, которое главным образом зависит от особенностей конструкции, условий работы и реального взаимного положения составляющих насос деталей в собранном виде, т.е. от сочетания их погрешностей изготовления и монтажа. Причем варианты сборок насосов, имеющие предпосылки преждевременных отказов, как правило, успешно проходят приемосдаточные испытания. Следовательно, установление причин появления нагрузок, приводящих к преждевременному выходу из строя шестеренных насосов, и разработка системы контроля и диагностики агрегатов на стадии производства, позволяющая выявлять варианты сборок, имеющие предпосылки преждевременных отказов, являются актуальными задачами.
В связи с вышеизложенным, научной проблемой, требующей своего разрешения, является установление причин появления нагрузок, не закладываемых в существующие методики расчетов, на детали шестеренных насосов с учетом особенностей их конструкции, условий работы и погрешностей их изготовления и монтажа.
Целью настоящего исследования является повышение достоверности расчетов загруженного состояния деталей и узлов шестеренных насосов с учетом их фактического взаимного положения в собранном виде, особенностей конструкции и условий работы насоса, а также разработка системы контроля и диагностики текущего состояния шестеренных насосов гидротопливных систем на стадии производства, позволяющая выявлять варианты сборок, имеющие предпосылки преждевременных отказов.
Задачами исследования являются следующие.
1. Выявить закономерности, влияющие на фактическое взаимное положение деталей и узлов шестеренных насосов в собранном виде.
2. Выявить закономерности силового взаимодействия деталей и узлов шестеренных насосов с учетом их фактического положения в собранном виде.
3. Выявить влияние особенностей конструкции и условий работы шестеренных насосов на нагруженное состояние их деталей и узлов.
4. Провести анализ влияния фактического нагруженного состояния составляющих деталей и узлов шестеренных насосов на их ресурс.
5. Экспериментально подтвердить основные теоретические положения, представленные в работе.
6. Разработать систему контроля и диагностики шестеренных насосов на стадии производства, позволяющую выявлять варианты их сборок, имеющие предпосылки преждевременных отказов.
В качестве объекта исследования рассматриваются шестеренные насосы системы топливопитания авиационных двигателей.
Методы исследования. Теоретическая часть работы базируется на применении векторно-вероятностных методов представления погрешностей изготовления и монтажа деталей машин, теории вероятностей, теории упругости, теории колебаний, теории надежности, трибологиии и методов математического моделирования. В экспериментальной части работы использовались методы кинематометрирования, виброметрии, спектрального анализа, теории планирования эксперимента и обработки экспериментальных данных.
Достоверность результатов. Достоверность полученных в работе результатов обусловлена корректным использованием фундаментальных положений математики и механики, подтверждена удовлетворительным совпадением результатов теоретических исследований с экспериментальными данными.
Основные положения, выносимые на защиту.
1. Математические модели, описывающие закономерности взаимного положения деталей и узлов и их влияние на силовое взаимодействие в шестеренных насосах гидротопливных систем.
2. Диагностическая модель технического состояния шестеренных насосов, учитывающая особенности их конструкции и работы.
3. Комплекс экспериментальных методов и исследований, обеспечивающих оценку текущего технического состояния шестеренных насосов на основе метода виброметрии корпуса и метода контроля потребляемой мощности приводного электродвигателя испытуемых агрегатов.
4. Алгоритм формирования назначенного ресурса агрегатов на примере шестеренных насосов систем топливопитания авиационных двигателей.
Научная новизна работы заключается в следующем.
1. На основе детерминированного и вероятностного подходов выявлены закономерности взаимного положения и силового взаимодействия деталей и узлов шестеренных насосов авиационного назначения, которые позволили оценить их фактическое нагруженное состояние в собранном виде.
2. Предложен общий алгоритм оценки фактического нагруженного состояния деталей шестеренных насосов с учетом погрешностей изготовления и реального взаимного положения в собранном виде, который позволяет целенаправленно подойти к формированию для них назначенного ресурса.
3. Проведен теоретический анализ работы цилиндрической зубчатой передачи при коэффициенте перекрытия менее единицы, который позволил предва-
рительно количественно оценить нагрузки на зубья шестерен насоса для конкретных вариантов сборок шестеренных насосов.
4. Проведен анализ условий работы и дана оценка долговечности пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» с учетом фактического взаимного положения основных деталей и узлов шестеренных насосов авиационного назначения, которые позволили количественно оценить увеличение момента сил трения в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» и интенсивность её износа.
5. Выявлены сочетания вариантов сборок и режимов работы шестеренного насоса, при которых работа разгрузочных канавок становится неэффективной, и проведена количественная оценка увеличения радиальной нагрузки на подшипниковые опоры насоса.
6. Разработана диагностическая модель технического состояния шестеренных насосов, которая отражает условия появления у них основных отказов и позволяет учитывать погрешности изготовления, монтажа и фактического взаимного положения деталей в собранном виде, а также условия работы шестеренных насосов при различных режимах.
7. Обоснованы основные принципы формирования ресурса агрегатов, которые позволили увеличить назначенный ресурс шестеренного насоса, на примере насоса системы топливопитания авиационного двигателя.
Практическая значимость работы состоит в том, что: предложены основные принципы и методы расчета нагруженного состояния деталей и узлов шестеренных насосов с учетом погрешностей их изготовления и реального взаимного положения в собранном виде; предложен алгоритм анализа нагруженного состояния шестеренных насосов с учетом взаимного положения составляющих их деталей и узлов в собранном виде, который позволяет целенаправленно подойти к формированию для них назначенного ресурса; теоретические и экспериментальные исследования легли в основу системы контроля и диагностирования шестеренных насосов авиационного назначения, что позволило повысить его назначенный ресурс; результаты работы прошли апробацию, внедрены на ОАО «Омскагрегат» (г. Омск) и могут быть рекомендованы для внедрения на заводах-изготовителях шестеренных насосов во всем диапазоне их типоразмеров и назначения в различных отраслях машиностроения.
Работа выполнялась в соответствии с аналитической ведомственной целевой программой «Развитие научного потенциала высшей школы (2006-2008 гг.)» Федерального агентства по образованию Министерства образования и науки Российской Федерации.
Апробация работы. Основные положения работы докладывались на международных и российских конференциях: «Проблемы механики современных машин», Улан-Удэ, 2000; «Динамика машин и рабочих процессов», Челябинск, 2002; «Динамика систем, механизмов и машин», Омск, 2002; «Дорожно-транспортный комплекс, экономика, экология, строительство и архитектура», Омск, 2003; «Развитие оборонно-промышленного комплекса на современном этапе», Омск, 2003; «Дорожно-транспортный комплекс, экономика, экология, строительство и архитектура», Омск, 2003; «Проблемы механики современных машин», Улан-Удэ,
2003; «Управление качеством: теория, методология, практика», Саранск, 2004; «Динамика систем, механизмов и машин», Омск, 2004; «Проблемы механики современных машин», Улан-Удэ, 2006; «Автоматизация и прогрессивные технологии», Новоуральск, 2007; «Сильные инженерные школы - технологический прорыв Сибири», Омск, 2008; на Научном семинаре по трению и износу им. М.М. Хрущева Института машиноведения РАН им. A.A. Благонравова, Москва, 2009.
По теме диссертации опубликовано 27 работ, в том числе 11 публикаций в ведущих рецензируемых научных журналов и изданий.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, 6 глав, перечня основных результатов и общих выводов, приложения, списка литературы из 194 наименований. Работа изложена на 284 страницах машинописного текста, включая 83 рисунка и 23 таблицы.
СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ
Во введении обоснована актуальность работы, изложены цель и задачи исследований, дана общая характеристика работы, приводятся научная новизна полученных результатов и практическая значимость выполненной работы, выделены положения, выносимые на защиту.
В первой главе на основе анализа опубликованных работ отмечается, что для оценки нагруженного состояния деталей и узлов, входящих в состав агрегатов, в основном используют традиционные методы расчетов в детерминированной постановке. Однако в традиционных методах расчета, как правило, в явном виде не учитываются возможные разбросы расчетных параметров, которые всегда имеют место и носят вероятностный характер. Для этого, с целью учета разброса расчетных параметров, оценку нагруженного состояния деталей и узлов агрегатов часто проводят с помощью вероятностного подхода. Также отмечается что, практика эксплуатации авиационных агрегатов показывает, что некоторая их часть не вырабатывает свой назначенный ресурс работы из-за преждевременных отказов составляющих его деталей и узлов. В качестве примера выбран шестеренный насос системы топливопитания авиационных двигателей (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. Агрегат обеспечивает подачу топлива с производительностью Qt = 2200 л/ч при выходном давлении р„ = 6 МПа и скорости вращения привода п = 5000 об/мин. Рабочая жидкость - керосин ТС-1 (ГОСТ 10227-86).
Проведен анализ опубликованных работ: выявлено общее состояние вопросов изготовления и сборки шестеренных насосов; рассмотрены общепринятые прочностные расчеты деталей и узлов насоса; проведен анализ существующих исследований, направленных на повышение надежности шестеренных насосов, используемых в гидромеханических системах различного назначения. Показано, что существующие методики прочностных расчетов деталей шестеренных насосов не могут объяснить причины их преждевременных отказов. Приведена статистика и дан анализ отказов рассматриваемых агрегатов, возвращенных для ремонта на заводе-изготовителе, общий выпуск которых за период
с 1970 по 2005 гг. составил более 30 тыс. штук. Общее количество агрегатов, для которых был проведен анализ на предмет их отказов, составило около полутора тысяч штук, что соответствует примерно 5-6 % от их общего количества.
В результате были обозначены основные причины, или критические параметры П/, при которых произошел отказ агрегата по конкретному г'-му критерию (см. таблицу). В нашем случае, это: износ зубьев шестерен насоса вследствие раскрытия контакта их рабочих поверхностей (критический параметр П,, рис. 1); износ подпятника в паре трения «торцы зубья шестерен - подпятник» (критический параметр Пг, рис. 2); износ опорных поверхностей шестерен и подшипниковых опор (критический параметр П3, рис. 3); срез или потеря прочности вала ведущей шестерни (критический параметр ГЦ, рис. 4).
а) износ по головке зуба б) износ по ножке зуба
Рис. 1
а) износ цапфы ведущей шестерни б) износ роликов подшипниковой опоры
Рис.3
Также рассмотрены публикации, посвященные существующим методам прочностных расчетов деталей машин агрегатов, вопросам вибрации, моделирования, обеспечения ресурса агрегатов как в детерминированной постановке (Айрапетов Э.Л., Генкин М.Д., Биргер И.А., и др.), так и с использованием вероятностного под-
хода (Проников A.C., Светлицкий В.А., Решетов Д.Н., Иванов A.C., Фадеев В.З. и др.), а также векторно-вероятностным методам представления погрешностей изготовления и монтажа деталей машин (Попов П.К., Шувалов С.А., Штриплинг JI.O. и др.). Особое внимание уделено работам, непосредственно посвященным проблемам проектирования насосов (Башта Т.М., Алексапольский Д.И., Беляев А.Е. и др.), в частности шестеренных насосов (Юдин Е.М., Рыбкин Е.А., Усов A.A., Осипов А.Ф. и др.), разработке технологических вопросов их изготовления, ремонта и сборки (Тетюхин В.И., Глухов В.И. и др.), конкретным вопросам работы шестеренных насосов авиационного назначения и их диагностики (Шабуров И.В., Шахматов Е.В., Костюков В.Н. и др.), обеспечения ресурса (Барышев В.И, Башуров Б.П. и др.) и т.д.
а) «срез» вала по канавке шлицев б) «срез» вала по галтели
Рис.4
Таблица
Основные виды отказов и их причины для шестеренного насоса системы топливопитания авиационных двигателей (агрегаты 760Б и 4001)
Вид отказа агрегата Выявленная причина отказов, или критический параметр П„ влияющий на техническое состояние агрегата
1. Отказ агрегата по дефекту «Колебание давления топлива в двигателе» (доля отказов - 46,7 % от общего количества отказов) 2. Отказ агрегата по дефекту «Незапуск двигателя» (доля отказов - 18,3 %) 3. Отказ агрегата по дефекту «Наличие стружки в фильтре» (доля отказов - 11,7 %) 4. Отказ агрегата по дефекту «Падеиие оборотов двигателя и его останов» (доля отказов - 15 %) Критический параметр П]: Происходит 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. При этом происходит увеличение динамических нагрузок на зубья шестерен и рост контактных напряжений, ведущий к повышенному износу зубьев шестерен насоса (рис. 1). Критический параметр Пг: Происходит из-за роста объемных потерь рабочей жидкости в полостях шестеренного насоса и падения его объемного КПД. При этом разборка насоса показывает повышенный га-нос поверхностей торцевых уплотнений подпятников шестеренного насоса (рнс. 2). Критический параметр Пз: Износ зубьев шестерен (рис. 1), подпятников (рис. 2) и подшипниковых опор (рис. 3). Критический параметр П4: Происходит из-за потери прочности вала ведущей шестерни, возникающей вследствие его усталостного разрушения (рнс. 4).
На основании проведенного обзора литературных источников можно сделать заключение о том, что существующие исследования и общепринятые методики прочностных расчетов не позволяют достоверно оценить реальное нагруженное состояние деталей и узлов, рассматриваемых в качестве примера шестеренных насосов, и объяснить причины их преждевременных отказов, которые прежде всего связаны с нерасчетными режимами нагружения составляющих их деталей и узлов.
В заключение поставлена цель и определены задачи исследования.
Во второй главе в общем виде, на основе вероятностного подхода проведен анализ взаимного положения деталей и узлов шестеренного насоса и их влияния на каждый из критических параметров П,- с помощью векгорно-вероятностного представления погрешностей изготовления и монтажа составляющих деталей рассматриваемого агрегата, которые сгруппированы по узлам агрегата (корпус насоса, подшипниковый узел, вал-шестерня) в суммарные векторы. Векторы представлены в виде суммы неподвижного вектора погрешностей изготовления элементов агрегата и переменного вектора, т.е. зависящего от угла поворота шестерен, для каждой m-й опоры агрегата для нго ротора (вала) насоса:
V М = 'i™ + cos (сот + V|/ra(), (1)
где /и«,,- - постоянный вектор, характеризующий погрешность расположения рабочих осей шестерен в подшипниковых опорах; t^ - переменный вектор погрешности, зависящий от угла поворота шестерни; Ц1Ж/ - фазовый угол ориентации вектора погрешности ю - частота вращения шестерен агрегата; т - текущее время.
Текущее положение рабочей оси шестерни формируется в каждый момент времени сочетанием суммарных погрешностей соответственно в правой и левой опорах, при этом угол перекоса шестерен можно рассчитать по формуле
5, = arc tg |(<гд, - /ги() / / |, (2)
где I - расстояние между опорами (здесь индекс т = "л" обозначает условно левую опору; т = V - условно правую опору).
Изменение межосевого расстояния г'-й шестерни рассчитывается как
¿4, +fxJ/2-
Текущее значение погрешности расположения рабочих осей шестерен
г
представлено в виде Л<я№ (сот) = + 'ы cos (м r + Vw )], где tv,, - постоянная
(-1
составляющая; (ы - переменная составляющая; »)/„■ - фазовый угол ориентации вектора погрешности t^.,. Тогда реальная величина межосевого расстояния a,„/0(t, после монтажа шестерен насоса может быть определена по следующему выражению:
^wfakt ~~ (®0, (3)
где а„ - расчетная величина межосевого расстояния шестерен насоса.
Выражение (3) описывает расположение рабочих осей шестерен относительно базовых, которые шестеренный насос может иметь во время работы насоса. Для рассматриваемых агрегатов разброс погрешности расположения рабочих
осей шестерен АлДсо/) может достигать от 0 до 0,168 мм, а монтажный угол перекоса шестерен 5,- насоса лежит в пределах от 0 до 4,7' 10"" рад.
В результате, на основе векторно-вероятностного анализа первичных погрешностей изготовления и погрешностей монтажа составляющих агрегат деталей разработаны теоретические основы оценки их фактического положения в собранном виде.
Третья глава посвящена анализу нагруженного состояния деталей и узлов для рассматриваемого агрегата. Определено влияние фактического положения деталей, особенностей конструкции и условий работы агрегата на их нагруженное состояние применительно к критическим параметрам, выявленных в главе 1. Для этого по каждому из критических параметров П,- был проведен комплекс теоретических исследований, которые позволили выявить условия их проявления и возникновения конкретного г'-го отказа.
Критический параметр П1. На основе результатов, представленных в главе 2, рассмотрено влияние погрешностей положения и изготовления шестерен рассматриваемого агрегата на коэффициент перекрытия Еа зубчатого зацепления шестеренного насоса в следующем виде:
= 2Фа2~ гь2 - К + ¿ЧДа*) + ЛаДсйт^т 1рь< (4)
где га - радиус окружности вершин зубьев шестерен; гь - радиус основной окружности зубчатого зацепления; рь - основной окружной шаг зубчатого зацепления; Да 'Дай) - составляющая, учитывающая кинематическую погрешность шестерен на коэффициент перекрытия:
Аа'к(сот) = -Н- £ соз(сот + ч/0(.)] + /г собьют) I) (5)
I (=1 )
где Fp¡ - допуск на накопленную погрешность шага зубьев шестерен; fj¡ - допуск на погрешность профиля зуба шестерен; a'w ~ угол зацепления профиля зубьев по начальной окружности, реализуемый при радиальном смещении:
a' =arccos[-—-;--cosa,! (в)
где а„, - угол зацепления профиля по начальной окружности.
На рис. 5 представлен график изменения коэффициента перекрытия га зубчатого зацепления рассматриваемого шестеренного насоса в зависимости от погрешности расположения рабочих осей шестерен насоса Aajam которые могут быть технологически реализованы во время сборки насоса без учета кинематической погрешности (линия 1) и с её учетом (линия 2). На рис. 5 символом И показано значение коэффициента перекрытия 8ц при минимальной монтажной погрешности /£,,„•„; символом А - значение для максимальной погрешности символом ф - значение для монтажной погрешности расположения рабочих осей шестерен с вероятностью Р = 0,9973. Как видно из рисунка, для рассматри-
1.04 1.03 1.02 1.01 1.00 0.99
ваемого агрегата коэффициент перекрытия еа в зависимости от величины и ориентации первичных погрешностей может достигать значения, равного 0,988 (вместо расчетного 1,044) даже в пределах допустимых значений допусков изго-р товления и монтажа деталей и
узлов агрегата.
С целью изучения особенностей конструкции и условий работы рассматриваемого агрегата на нагруженное состояние составляющих его деталей применительно к критическому параметру П| в главе подробно рассмотрена работа зубчатого зацепления шестерен при £„< 1.
На первом этапе проведено теоретическое исследование путем моделирования ра-
0.98
£а " 0 ,988 .....2
•г- >
0.000 0.001 0.002 0.003 0.004 0.005 да /а
Рис. 5
боты зубчатого зацепления насоса в системе автоматизированного проектирования AutoCAD. Процесс моделирования условий работы зубчатого зацепления шестерен заключался в воспроизводстве метода обкатки при нарезании зубьев заданным производящим исходным контуром. После получения моделей «идеальных» шестерен с заданными параметрами передача «собиралась» при различных межосевых расстояниях, начиная с номинального (расчетного) и далее, с задаваемым шагом, межосевое расстояние изменялось до максимально возможного в пределах допусков составляющих насос деталей и узлов.
\
л
■ИНН
т^Ч
Рис.6
4-
ц
и
еа < 1
Рис.7
На рис. 6 приведен случай при ^ = 1; на рис. 7 - при е^с 1. В этом случае для другой пары зубьев шестерен наблюдается зазор, который необходимо преодолеть рабочему зубу ведущей шестерни для входа в зацепление с рабочим зубом ведомой шестерни, т.е. ведомой шестерни необходимо довернуться на угловой зазор Дфг.
Моделирование проводилось в системе автоматизированного проектирования AutoCAD. На графиках рис. 8 представлены результаты моделирования на примере зубчатого зацепления «идеальных» шестерен насоса НШ-32К (z, =22- 8; т = 5 мм; а„ - 45 мм). На рисунке для наглядности совмещены графики зависимости величины дополнительного доворота шестерен Дfz = f(AaJaw) (линия 1) и коэффициента перекрытия Ец = f(AaJaw) (линия 2) на каждом цикле перезацепления зубьев
Конкретный вариант экспериментального шестеренного насоса НШ-32К исследовался методами кинемато-метрии и виброметрии. На рис. 9 приведена расчетная зависимость зубцо-вой составляющей кинематической погрешности для зубчатого зацепления экспериментального насоса НШ-32К (линия 1) с учетом допуска на циклическую погрешность зубцовой частоты шестерни = 30 мкм и её увеличения, согласно результатам, приведенным на рис. 8. Здесь же представлены экспериментальные значения зубцовой составляющей кинематической погрешности зубчатого зацепления /„ог (обозначенные - А) и значения коэффициента перекрытия е„ (линия 2) в зависимости от межосевого расстояния шестерен экспериментального насоса НШ-32К. Из графиков, представленных на рис. 9, видно, что при достижении некоторого определенного значения отклонения межосевого расстояния отмечается резкий рост зубцовой составляющей кинематической погрешности fuor. В результате, можно сделать вы-Рис. 9 Ла,/а„ В°Д 0 том! 4X0 ПРИ достижении вели-
чины отклонения межосевого расстояния, которая соответствует значению коэффициента перекрытия зубчатого зацепления Ец = 1, отмечается резкий рост зубцовой составляющей кинематической погрешности, например, для экспериментального насоса НШ-32К эта критическая величина отклонения межосевого расстояния составляет Дajaw = 0,008, а пороговая величина зубцовой составляющей кинематической погрешности f~or - 40 мкм. При дальнейшем росте отклонения межосевого расстояния Aa„/aw значения коэффициента перекрытия Ец становятся меньше 1.
Таким образом, в связи с характерной особенностью работы зубчатого зацепления шестеренного насоса, при котором коэффициент перекрытия еа может быть меньше или равен 1, особое значение приобретает влияние дополнитель-
при изменении межосевого расстояния, Ai, мкм
80т-----г-^—г ^
70--------Η 1.06
---"П Г' Ш
50---*ч~------f\--1.02
40------4---1.00
30----s~-----0.98
20--------°-96
10----
.........«......1»......--
0.000 0.00 0.00 0.01 0.01 0.020 Дajaw
Рис. 8
fuor, M KM
ч /
4 \ 2
N / 1
<*— = 40 ■.......Ц M KM T~
X
r
6„
1.04 1.0 1.0 0.9 0.9
0.00 0.00 0.00 0.012 0.01
ного динамического нагружения зубьев шестерен, возникающего вследствие ударного входа зубьев вне линии зацепления. В этом случае происходит увеличение динамических нагрузок и рост контактных напряжений.
На рис. 10 представлены результаты моделирования погрешностей основного шага шестерен/п (линия 1) и расчета коэффициента динамической нагрузки для контактных напряжений Кц „ (линия 2) в зависимости от коэффициента перекрытия зубчатого зацепления £<, для авиационных агрегатов 760Б и 4001. Из рисунка
40 35 30 25 20 15 10 5 0
/п, мкм
/
1 /
у
2
Км 1.8
1.04
1.03
1.02 1.01 Рис. 10
1.7 1.6
1.5 1.4 1.3 1.2 1.1 1.0
1.00 0.99 0.98
еа
апр/он
ан, МПа
следует, что при достижении значения коэффициента перекрытия s„ < 1 резко возрастают расчетные значения погрешностей основного шага шестерни fPb и соответственно коэффициент Кцу (линия 2), который учитывает динамическую нагрузку в зубчатом зацеплении (ГОСТ 21354-87). Характер распределения погрешностей основного шага /рь (линия 1) для шестерен получен в результате моделирования работы зубчатого зацепления рассматриваемого агрегата в системе автоматизированного проектирования AutoCAD.
На рис. 11 показан рост контактных напряжений ан (линия 1), действующих на зубья шестерен агрегатов 760Б и 4001, в зависимости от коэффициента перекрытия зубчатого зацепления. Здесь же показано отношение awf/cw (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 е„ = 0,988), приводит к опасному увеличению расчетных контактных напряжений на зубья шестерен, при котором отношение ОцР/ац < 1, что создает предпосылки для их разрушения (рис. 1).
1.10
1.05
1.00
0.95
0.90
0.85
0.80
----- ---------- -------------- „2___ ч. J{'
\ /
-4 ) 1 \
\ \
1
1400
1300
1200
1100
1000
900
800
1.04 1.03
1.02
1.01 1.00 Рис. 11.
0.99 £а
Далее была произведена оценка долговечности зубьев шестерен насоса на контактную прочность. На рис. 12 представлены результаты оценки долговечности Ь,,
зубьев шестерен по контактной
V/* о (¿4 о = 16000 ч)
1.2
1.0
0.6
0.4
0.2
1.04 1.03 1.02 1.01 1.00 0.99
Рис. 12
еа
прочности рассматриваемого насоса (агрегаты 760Б и 4001) относительного базового варианта (Ью = 16000 ч), выполненного по 7-й степени точности, в зависимости от величины от коэффициента перекрытия е„ зубчатого зацепления. Оценка долговечности зубьев производилась в соответствии с ГОСТ 21354-87. Учитывая, что коэффициент перекрытия е,, зубчатого зацепления насоса может достигать значения до е„ = 0,988 (рис. 5), то долговечность зубьев шестерен может быть в 3-4 раза меньше расчетного базового варианта (£ю = 16000 ч), что хорошо согласуется с производственными данными.
Критический параметр П2. В главе 3 рассмотрено влияние перекоса шестерен (рис. 13) на нагруженное состояние деталей рассматриваемого агрегата. Вследствие перекоса 6 шестерен, рассмотренных в главе 2, происходит взаимное «сближение» торцов шестерен и подпятников. Величина «сближения» А = г • б - 5Т, где г = Лнар - расстояние от оси шестерни до линии действия возникшего осевого усилия; - величина гарантированного торцевого зазора между торцами зубьев шестерен и торцевой поверхностью подпятника, находится в пределах от5до9мкм.
Л Определены нагрузки, возникающие
при перекосе в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник». Принималось, что для трущихся поверхностей торцов 2йт Л Г А зубьев и подпятника известны конструк-
тивные, технологические, материаловед-ческие и эксплуатационные характеристики трущихся поверхностей. Необходимые исходные данные по допускам рис ¡з размеров деталей, материалам и техноло-
гии обработки взяты из конструкторской и технологической документации для рассматриваемого агрегата.
Для оценки долговечности пар трения использованы методики, изложенные в работах Крагельского И.В., Дроздова Ю.Н. и др. Для определения нагруженного
ш \ й
1 ' 1
1 Ш
состояния в паре трения <сторцы зубьев шестерен - подпятник» принимались следующие допущения: 1) изнашивание пары трения происходит в стационарном (установившемся) режиме в условиях граничной смазки, т.е. толщина пленки смазочного материала не влияет на величину нормальных напряжений в зонах фактического контакта трущихся поверхностей и на величину их сближения; 2) влияние температуры не учитывалось, т.е. на поверхности контакта принималось равномерное температурное поле; 3) при расчете контурной площади касания пары трения пренебрегали волнистостью их поверхностей ввиду тщательной обработки поверхностей трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника (шлифование, притирка) и сравнительно малых их размеров, т.е. Лс = Ла=п-(А'щр -); 4) изнашиваемое тело (подпятник) - гладкое и деформируемое; истирающее (внедряемое) тело (торцы зубьев шестерен) - жесткое и шероховатое. При расчетах принималось, что параметры шероховатости относятся к «истирающему» («внедряемому») телу, т.е. к торцам зубьев шестерен, материало-ведческие параметры - к изнашиваемому телу (подпятник); 5) вид износа - усталостный. При расчете износа принимается, что параметры шероховатости относятся к истирающему (внедряемому) телу (торцы зубьев шестерен), материало-ведческие параметры - к изнашиваемому телу (подпятник); б) работа пары трения происходит в условиях внешнего трения.
Исследования показали, что в рабочих диапазонах внедрения «истирающего» тела (торцы зубьев шестерен) в подпятник наблюдаются условия упругого, упруго-пластического и пластического контактов. Для этих случаев была определена нормальная нагрузка проведена оценка интенсивности изнашивания Д.
Оценив величину интенсивности изнашивания Д, можно рассчитать долговечность пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» по формуле
--, (7)
1ь-т-%-с1ш.п-кта
где ДЛ - допустимая величина износа трущейся поверхности, принимается равной толщине антифрикционного покрытия; с!т - внутренний диаметр номинальной поверхности износа; п - частота вращения шестерни, об/мин; кт„ = 0,7...0,8 - коэффициент, учитывающий неравномерность износа трущихся поверхностей.
Результаты расчета долговечности рассматриваемой пары трения в зависимости от величины перекоса при различных гарантированных монтажных зазорах .?т = 1...9 мкм приведены на рис, 14, где линия 7 показывает величину назначенного ресурса шестеренного насоса = 16000 ч; линия 1 - долговечность пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» при величине торцевого зазора £т = 1 мкм; линия 2 - для £т = 3 мкм; линия 3 - для $т = 5 мкм; линия 4 - для .?т = 7 мкм; линия 5 - для 5Х = 8 мкм; линия 6 - для = 9 мкм. На линии 7 обозначены: символом ■ - минимально возможный угол перекоса 6т|П, реализуемый во время сборки насоса; ♦ - значения угла перекоса с вероятностью Р = 99,73%; А - 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 при 5 < 0,00047 рад.).
Ы (¿/л, Ч)
Кроме того, произведена оценка момента сил трения М^ в паре трения между торцами шестерен и подпятниками, который дополнительно нагружает вал ведущей шестерни и должен быть преодолен приводным устройством.
Результаты расчетов момента сил трения для рассматриваемого агрегата в зависимости от величины перекоса при различных монтажных зазорах л-т = 1-9 мкм приведены на рис. 15 (обозначения 1-6 и дополнительные символы соответствуют обозначениям, принятым на рис. 14).
Мтр, Н'м 8 7 б 5 4 3 2 1 0
0.0 0.4 0.8 1.2 1.6 2.0 2.4 2.8 3.2 З.б 4.0 4.4 4.8
Рис.15 5 Ш 'Рад'
Результаты показывают, что величина момента силы трения может превышать допустимую величину (М1р > 50 Им) даже для возможных монтажных углов перекоса шестерен насоса, отвечающих требованиям конструкторской документации.
1
1
> ? 1 4 V 6,
■- 1 у ) )
Торцовые зазоры между зубьями шестерен и подпятником не являются постоянными величинами, а периодически меняются вследствие биения торцов шестерен, непараллельности и неровности соприкасающихся поверхностей шестерен и подпятника, упругой деформации поверхностей скольжения в зонах контакта и т.д., величина торцевого зазора также периодически изменяется в зависимости от угла поворота шестерен. Таким образом, для шестеренного насоса также возможен периодический рост сил трения между трущимися поверхностями торцов зубьев шестерен и подпятника. В этом случае ухудшаются условия 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.
Таким образом, теоретически показано, что даже при допустимых монтажных значениях углов перекоса шестерен может наблюдаться повышенный износ пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник», что хорошо также согласуется с производственными данными.
Критический параметр П3- Необходимо отметить, что причина отказа по рассматриваемому параметру (см. таблицу) может быть сопутствующим фактором рассмотренных ранее видов отказов шестеренных насосов, а именно: износ зубьев шестерен (рис. 1) - как следствие критического параметра П1 и износ подпятников (рис. 2) - как следствие критического параметра ГТ2. В работе этот параметр рассмотрен исключительно с точки зрения износа подшипниковых опор (рис. 3) вследствие увеличения на них нагрузок, поскольку условия возникновения износов зубьев шестерен и подпятников рассмотрены выше.
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 деталей и узлов насоса влияние запертого объема рабочей жидкости в межзубном пространстве, как правило, не учитывается, поскольку считается, что существующие разгрузочные устройства обеспечивают сброс избыточного давления.
Проведен анализ эффективности работы разгрузочных устройств. В рассматриваемых насосах они выполнены в виде канавок в подпятниках и обеспечивают перетекание жидкости в момент запирания объема. Рассматривая рабочую жидкость в разгрузочной канавке как колебательную систему, можно оценить её
собственную частоту по следующему выражению: /рж= л/р„'(Рр*"'к'А^Рж)I>
здесь ррж - плотность рабочей жидкости; ¡\ - площадь канавки; ДКрж - величина «избыточного» защемленного объема, которая должна быть вытеснена из межзубного пространства через систему разгрузочных каналов; /к - длина канавки; ррж - давление в защемленном объеме.
На графике рис. 16 приведены расчетные значения собственной частоты /рж колебаний массы рабочей жидкости в разгрузочной канавке (линия 1) в зависимости от коэффициента перекрытия. Здесь же линией 2 показана частота перетока рабочей жидкости, которая равна частоте перезацепления зубьев насоса. Из ри-
сунка следует, что сброс давления наблюдается при условии< /рж, т.е. при зна-
/т. Гц
1200
1000
800
600
400
200
1.04
\
\
\ 2, ¿ = 667 Гц
\
\
\
1.03
.02
1.01
1.00
е«
Рис. 16
МПа, развиваемого насосом. В этом случае, происходит рост радиальной нагрузки на подшипники насоса на 18 % от номинальной расчетной радиальной нагрузки.
рЖ э
чении коэффициента перекрытия £ц зубчатого зацепления насоса больше 1,027. При сборках, в которых ец < 1,027, работа разгрузочных канавок становится неэффективной и необходимый сброс роста давления рабочей жидкости в межзубном пространстве не происходит.
На рис. 17 приведены результаты расчетов для рассматриваемых агрегатов, которые показывают величину давления рабочей жидкости в межзубном пространстве. Видно, что давление в межзубном пространстве Ар = 2,7 МПа, что составляет 45 % от давления в полости нагнетания р„ — 6 как показывают силовые расчеты,
3.0 2.4 1.8 1.2 0.6 0.0
Др, МПа
\
\
\
\ \
V.,
1.04 1.03
1.02 1.01 Рис. 17
/-а, час 20000
16000
12000
8000
4000 20
1.00
0.99
£а
1
—
А ? л (, » 1600 1 час.
/
/ /
/
V
0 1.04 1.03 1.02 1.01 1.00 0.99 0.98 Рис. 18 Ба
На рис. 18 показан график, где представлен расчет долговечности подшипников качения (линия 1) шестеренного насоса с учетом дополнительной радиальной нагрузки в зависимости от коэффициента перекрытия бц. Линией 2 обозначена величина назначенного ресурса шестеренного насоса {Ц = 16000 ч). Из представленных результатов видно, что для сборок с коэффициентом перекрытия в диапазоне 1,020 < £<,< 1,027 дополнительная радиальная нагрузка приводит к снижению долговечности подшипников качения ниже назначенного ресурса шестеренного насоса и преждевременному разрушению подшипниковых опор (рис. 4).
Таким образом, показано, что при определенных сочетаниях сборок и режимов работы шестеренного насоса работа разгрузочных канавок становится неэффективной. В этом случае сброса роста давления рабочей жидкости в межзубном пространстве не происходит, что ведет к увеличению радиальной нагрузки на опоры и падению ресурса агрегата по критерию долговечности подшипниковых опор.
Критический параметр П4. В главе 3 показано, что для преодоления повышенного давления в запертом объеме необходимо приложить.дополнительный крутящий момент АМ (еД максимальная величина которого достигает 65 % от крутящего момента, действующего на вал ведущей шестерни при нормальной работе. Суммарный момент, передаваемый ведущей шестерней, определяется по формуле
мкр = МН0М + Л/тр + АМ(еа), (8)
где Мф - дополнительный момент сил трения в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» при перекосе (рис. 15). Для рассматриваемого в работе насоса максимальный момент на валу ведущей шестерни может достигать следующих значений: = 18,9 + (2:50)+ 12,4 >: 81,3 Н'м. Запас усталостной прочности на кручение при этом п, < 1, т.е. суммарный момент сил сопротивления возникающий на валу ведущей шестерни в зависимости от сочетания погрешностей изготовления и монтажа может превышать прочностные возможности ведущего вала и приводить к его разрушению (рис. 2), что наблюдается на практике.
В результате проведенных исследований для каждого из критических параметров выявлены причины возникновения отказов по конкретным критериям в виде функциональных зависимостей от суммарного вектора погрешностей положения составных деталей машин агрегата, характеризующие нагруженное состояние агрегата. Проведен анализ долговечности деталей и узлов в зависимости от их реально возможного положения в агрегате, что позволило прогнозировать срок службы агрегата в целом.
На основании полученных результатов автором разработано теоретическое обоснование возможности повышения ресурса шестеренных насосов.
В четвертой главе приведены результаты экспериментальных исследований, перед которыми ставились следующие основные задачи: проверка основных теоретических положений, представленных в главе 3 о влиянии погрешностей изготовления и монтажа составляющих деталей на их фактическое взаимное положение в собранном виде на примере исследования положений шестерен насоса методом кинематометрии; исследование вибрационного состояния корпуса экспериментального шестеренного насоса конкретных вариантов его сборки с целью экспериментального обоснования методов виброметрии для отсева вариантов сборок насосов, имеющих предпосылки возникновения у них преждевременных отказов, на стадии производства без их разборки. Ввиду того, что для экспериментальных исследований общих закономерностей условий работы шестереннЬго насоса не имеет принципиального значения область его применения, объектом исследования был выбран экспериментальный шестеренный насос НШ-32К, стоимость которого в десятки раз дешевле любого шестеренного насоса авиационного
назначения, т.к. в процессе экспериментальных исследований приходилось выполнять технологические отверстия, вносить искусственные дефекты и т.д.
В рамках первой задачи экспериментальных исследований, для измерения кинематической погрешности шестерен экспериментального насоса применялся прибор CFS-2 фирмы «Goulder Mikron» (Англия), общий вид которого с насосом в сборе приведен на рис. 19. Прибор использовался для проверки зубчатых зацеплений как отдельных шестерен (рис. 20) с моделированием различных погрешностей монтажа, так и шестерённого насоса в сборе (рис. 19).
Рис.19 Рис.20
Текущее значение кинематической погрешности является основной первичной информацией, получаемой с помощью описанного комплекса. Для получения достоверной информации о влиянии отдельных звеньев на точность работы всего шестеренного насоса кривые кинематической погрешности (рис. 21 и 22) подвергались спектральному анализу с помощью программного обеспечения кинематометра.
Экспериментальные исследования проводились в два этапа. На первом этапе изменялось межосевое расстояние зубчатого зацепления шестерен насоса, т.е. изменялась величина коэффициента перекрытия еа зубчатого зацепления шестерен. При этом также рассматривались разные взаимные положения зубьев для ведущей и ведомой шестерен насоса. На рис. 21 приведены экспериментальные кинематограммы, а на рис. 23 - их спектрограммы для двух положений (нулевого и максимального смещений) межосевого расстояния, из которых видно, что при изменении межосевого расстояния значительно меняется составляющая кинематической погрешности на частоте перезацепления зубьев шестерен (зубцовая частота кинематической погрешности) насоса, что подтверждает теоретические исследования, приведенные ранее на рис. 8, 9.
Для изучения условий работы при различных сочетаниях положений зубьев шестерен насоса проведены исследования, в которых были проверены все возможные варианты взаимного положения зубьев, в т.ч. с учетом разворота ведомой шестерни. На рис. 22 приведены кинематограммы, а на рис. 24 -их спектрограммы для текущих значений кинематической погрешности экспериментального насоса в положениях, когда проявляются минимальные и мак-
симальные их значения при изменении взаимного положения зубьев шестерен. Из спектрограмм видно, что при этом меняется только оборотная составляющая кинематической погрешности.
90 75 60 45 30 15 О -15 -30 -45 -60 -75 -90 -105
А к
\ Ли
/1 рсА л
Да/а^ \° Л г~ 160 мкм
\ 1 /
\ у \ !
' А^уД 2 )0 ю |8 "А г-
1/ ¿я
и / V
1Уи МКМ —
У 1
Да/ак = 0,012 Один оборот шестерни Рис. 21
5
Один оборот шестерен Рис. 22
180 160 140 -120 100 80 -60 -40 -20 ■ 0 •
180 160 140 120 100 80 60 40 20 0
Рис. 23
Рис. 24
На втором этапе экспериментальных работ проводилось исследование конкретного экземпляра экспериментального насоса. Эксперимент состоял в том, что методами кинематометрирования исследовались все возможные 384 (16 положений ведомой шестерни, с учетом возможного ее разворота и 24 установки подшипников) варианта сборок насоса. Пример для одного из положений шестерен и 24 возможных сочетаний положения подшипников приведен на рис. 25, на котором представлены экспериментальные измерения кинематической погрешности на частоте перезацепления зубьев шестерен насоса от варианта сборки рассматриваемого насоса. Для наглядности номера сборок с различными сочетаниями подшипников ранжированы по величине возрастания составляющей кинематической погрешности на зубцовой частоте. 80 •
I 70 ' | 60 •
I 50"
Вс 40-
5 20 ■ ЕГ
10 • о •
I 3 5 7 9 II 13 15 17 19 21 23 Номер сборки
Рис. 25
Из представленных результатов видно, что только четвертая часть сборок, которые, как правило, осуществляются случайным образом, обеспечивает допустимое положение шестерен по диагностическому критерию отсева вариантов сборок насоса, а именно по пороговой величине зубцовой составляющей кинематической погрешности/220Г = 40 мкм (рис. 9).
Для реальных условий эксплуатации число вариантов сборки рассматриваемого экспериментального шестеренного насоса более ограничено, поскольку для обеспечения смазки подшипниковые опоры конструктивно отличались направлением смазочных канавок и делятся на условно-правые и условно-левые опоры. Эти опоры могуг устанавливаться только в определенных сочетаниях четырьмя способами. С учетом того, что ведомую шестерню можно перевернуть на 180°, всего получается восемь вариантов рабочих сборок экспериментального насоса. Кине-матометрирование этих вариантов рабочих сборок насоса показало, что диагностическому критерию отсева (непревышение пороговой величины/п„ = 40 мкм) отвечают только шесть сборок из восьми возможных.
Однако использование методов кинематометрирования для диагностики технического состояния шестеренных насосов возможно лишь при отработке методов диагностики во время экспериментальных исследований, т.к. требует измене-
ния их конструкции, что возможно лишь на экспериментальном образце. Поскольку кинематическая погрешность зубчатого зацепления насоса не всегда может быть непосредственно замерена, в работе была рассмотрена связь между кинематической погрешностью зацепления и вибросостоянием корпуса насоса. Кроме того, учитывая, что контроль за вибросостоянием корпуса агрегатов является одним из наиболее универсальных методов, который можегг быть использован в системе контроля и диагностирования, позволяющей без разборки агрегатов обеспечивать отсев тех агрегатов, варианты сборок которых имеют предпосылки возникновения основных отказов. Для этого необходимо сопоставить характер проявления рассматриваемых критических параметров П/ с вибродиагностическими признаками вибрационного состояния агрегатов, что и было сделано в работе применительно к шестеренным насосам на основе вышеизложенных в работе положений.
Были произведены фактические замеры сопрягаемых размеров составляющих экспериментальный насос деталей и для каждого из рабочих вариантов сборок, согласно положениям главы 2, был определен разброс погрешностей положения рабочих осей шестерен Да„ и угла монтажного перекоса шестерен 5,. Далее, согласно положениям главы 3, для каждого из вариантов сборок исследуемого экспериментального насоса были определены фактические величины коэффициента перекрытия зубчатого зацепления для рассматриваемых конкретных сборок насоса, проведены расчеты момента сил трения, возникающих между подпятником и торцами зубьев шестерен, и произведена оценка эффективности работы разгрузочных канавок насоса.
На основании произведенных расчетов для исследуемого экспериментального насоса предложены конкретные диагностические признаки технического состояния применительно к методам виброметрии его корпуса, а именно: диагностическим признаком режима работы насоса в условиях раскрытия контакта зубьев шестерен зубчатого зацепления является повышенный уровень вибрации на частоте перезацепления зубьев шестерен по сравнению с контрольным образцом насоса, работающего в нормальном режиме; диагностическим признаком режима работы насоса в условиях увеличения момента сил трения в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» является наличие повышенного уровня вибрации («шумовой компоненты») на частотах, характеризующих собственные частоты установки шестерен в подшипниковых опорах, по сравнению с контрольным образцом насоса* работающего в нормальном режиме; диагностическим признаком режима работы насоса в условиях неэффективно работающих разгрузочных канавок является наличие повышенного уровня вибрации на частоте вращения вала ведущей шестерни, по сравнению с контрольным образцом насоса, работающего в нормальном режиме. Кроме того, диагностическим признаком отсева агрегатов, варианты сборок которых имеют предпосылки возникновения у них преждевременных отказов, является рост сил сопротивления на валу ведущей шестерни насоса, который может быть проконтролирован превышением потребляемой мощности приводного электродвигателя над номинальной или заранее выбранной «пороговой» величиной.
Данные фактических замеров размеров сопрягаемых деталей экспериментального насоса и расчеты их нагруженного состояния позволили произвести прогноз: 1)
два варианта сборок экспериментального насоса, погрешности положения рабочих осей шестерен которых выше допустимых, должны привести к режиму работы насоса в условиях раскрытия контакта зубьев шестерен (проявление критического параметра П,); 2) три варианта сборок экспериментального насоса, монтажный перекос шестерен которых наиболее значителен, могут привести к режиму работы насоса с увеличенным моментом сил трения в паре <сгорцы зубьев шестерен - подпятник» (проявление критического параметра П2); 3) варианты сборок экспериментального насоса, работающие в условиях неэффективной работы разгрузочных канавок, отсутствуют, т.е. проявление критического параметра Пз не прогнозируется.
В главе приведены результаты экспериментальных исследований вибрационного состояния восьми рабочих вариантов сборок экспериментального шестеренного насоса Для исследования вибрационного состояния корпуса экспериментального насоса был использован стенд приемосдаточных испытаний (рис. 26). Стенд позволял снимать рабочие характеристики шестеренного насоса при различных частотах вращения ведущей шестерни. Измерения производились при частоте вращения шестерен 16 Гц (960 об./мин). Вы-Рис. 26 бор частоты вращения ведущей шестерни
исследуемого насоса был обусловлен аппаратными ограничениями регистрирующей аппаратуры на октавных частотах: 8 Гц, 16 Гц, 63 Гц, 125 Гц, 250 Гц, 500 Гц, 1000 Гц, 2000 Гц.
Для оценки вибрационного состояния экспериментального насоса стенд был оборудован дополнительной измерительной аппаратурой. В состав измерительной аппаратуры входили: аппаратура аналогового измерения вибраций (виброускорения) корпуса шестеренного насоса, в качестве которой использовался прибор ВШВ-003-М2 с пьезоэлектрическим датчиком ДН-3-М1; АЦП на основе 12-ти разрядной микросхемы ADS7816; программное обеспечение для АЦП; персональный компьютер под управлением ОС Windows; математический пакет MATLAB с инструментом SPTool для обработки и анализа сигнала.
На рис. 27 представлено сопоставление экспериментальных данных по измерению кинематической погрешности зубчатого зацепления на частоте перезацепления зубьев шестерен насоса (125 Гц) для рабочих вариантов сборок экспериментального насоса с уровнем виброускорения корпуса насоса на той же частоте. Из представленных результатов следует, что рост величины кинематической погрешности зубчатого зацепления насоса на частоте пересопряжения зубьев (линия 1) сопровождается ростом уровня вибрации корпуса насоса на этой же частоте (гистограммы 2), т.е. измеренный уровень вибрации корпуса шестеренных насосов можно использовать для количественной оценки величины кинематической погрешности шестерен.
На рис. 28 приведены результаты измерений уровня вибрации (виброускорения) корпуса экспериментального насоса НШ-32 для каждой из рабочих вариантов его сборки по октавным частотам, отложенным по оси абсцисс в логарифмических координатах, причем 16 Гц соответствует частоте вращения вала
ведущей шестерни насоса; 125 Гц - частоте перезацепления зубьев шестерен; 1000 Гц - частоте, характеризующей собственную частоту установки шестерен в подшипниковых опорах для экспериментального насоса.
дБ 90
86
82
78
74
70
пороговое значение/г = 40 мкм
--9-«» • |
а
мкм "60 50 40 30 20 10 0
¡ 3 7 5 6 варианты сборок насоса Рис. 27
дБ
110
100
90
70
60
40
1000 500 Гц / „___2000^Гц
250 Гц U .5 Гц /
с. ^ Ж..
Ы Гц 32 Гц }
16 Гц
т-К J
Полученные экспериментальные данные подтвердили проявление заранее прогнозируемых диагностических признаков для каждого из восьми рассмотренных вариантов сборок экспериментального насоса, а именно: 1) повышенный уровень вибрации на частоте перезацепления зубьев шестерен (125 Гц) полностью соответствует тем двум вариантам сборок, которые работают в условиях раскрытия контакта зубьев шестерен и были предсказаны данными фактических замеров деталей и расчетом их нагруженного состояния, а также подтверждены экспериментально методами кинематометрирования их зубчатого зацепления (рис. 25) и виброметрирования корпуса насоса (рис. 27); 2) повышенный уровень «шумовой» компоненты на частоте, характеризующей собственную частоту установки шестерен в подшипниковых опорах для экспериментального насоса, а именно 1000 Гц, что соответствует двум из трех прогнозируемых вариантов сборок насоса, которые работают в условиях подпятник»;
10 ЮО 1000 /Гц 1000
Рис. 28
увеличения момента сил трения в паре «торцы зубьев шестерен 3) варианты сборок экспериментального насоса, работающие в условиях неэффективной работы разгрузочных канавок, выявлены не были, что и было предсказано по результатам предварительных исследований. В результате проведенных экспериментов были выявлены четыре варианта сборок насоса, которые имеют предпосылки возникновения у них преждевременных отказов экспериментального насоса из восьми возможных. Таким образом, можно говорить об экспериментальном подтверждении основных теоретических положений, на основе которых были предложены диагностические признаки проявления основных отказов шестеренных насосов. Приведено экспериментальное обоснование метода виброметрии корпуса насоса, который может быть использован для отсева агрегатов, имеющих предпосылки возникновения у них преждевременных отказов, на стадии производства без их разборки.
В главе рассмотрены также конкретные вопросы использования метода контроля потребляемой мощности приводного электродвигателя испытуемых насосов. Для этого с целью выявления недопустимых перекосов шестерен, а также
сборок с неэффективно работающими разгрузочными канавками предложено проводить контроль крутящего момента на приводном валу насоса путем включения в цепь питания приводного электродвигателя ваттметров, которые позволяют определять его потребляемую мощность и, следовательно, оценить крутящий момент, необходимый для преодоления момента сил сопротивления на валу ведущей шестерни. «Пороговая» величина момента сил сопротивления на валу ведущей шестерни устанавливается расчетом. Данный метод показал свою эффективность и используется при приемосдаточных испытаниях рассматриваемых в работе агрегатов на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск), рис. 29.
Пятая глава посвящена разработке диагностической модели технического состояния шестеренного насоса, направленной на прогнозирование диагностических признаков проявления рассмотренных критических параметров с целью распространения теоретических положений и полученных экспериментальных данных на все виды, типоразмеры и режимы работы шестеренных насосов гидротопливных систем.
Диагностическая модель шестеренного насоса учитывает: 1) монтажную погрешность сборки и изготовления деталей насоса, которая представлена в векторно-вероятностном виде; 2) для различных сочетаний погрешностей изготовления и сборки насоса возможные случаи изменения коэффициента перекрытия зубчатого зацепления шестерен до величины еа < 1; 3) возможное увеличение динамической нагрузки, действующей на зубья шестерен, при е„ < 1; 4) возможное увеличение момента сил трения, действующий в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» вследствие перекоса шестерен; 5) возможность неэффективной работы разгрузочных канавок, приводящей к увеличению радиальных нагрузок на опоры и дополнительному нагружению вала ведущей шестерни. Модель позволяет учитывать пульсационный характер давления рабочей жидкости шестеренного насоса и упругодиссипативные свойства его конструктивных элементов в процессе работы.
В диагностической модели шестеренного насоса приняты следующие допущения: 1) мощность приводного двигателя шестеренного насоса считается бесконечной, т.е. текущий угол поворота ведущей шестерни во времени Ф) считается известным: Ф] = С2] 'т (где - постоянная угловая скорость ведущей шестерни насоса; т - текущее время); 2) нагрузка приложена в полюсе зацепления шестерен; 3) зубья шестерен принимаются абсолютно точными и жесткими.
Ваттметры стенда приемосдаточных испытаний
Рис. 29
В модели рассмотрены радиальные колебания шестерен в неподвижной системе координат 7.оХ. Центр координат системы расположен на пересечении межосевой линии шестерен и оси вращения ведущей шестерни, которая установлена в опорах насоса без монтажных погрешностей. Оси о7, и оХ направлены соответственно параллельно и перпендикулярно осям валов передачи, причем ось оХ лежит на межосевой линии шестерен насоса (рис. 30а). Система уравнений имеет следующий вид:
/я, + с„ -X, + (6Ш -х„ +с„ -л:и)-5та№ -совб, =/;;,, -эта,, -соБб, +
'^а. соБб, + Д^гидр1, ■вто^-сояб, +^тр| - соеб,; тг ■ хг +Ьхг ■хг+сх1-хг-{Ь^х^+с^-х^)-8та^со5Ъ1=~Рпг-5та„-со5?,г--Д/^ • Б1па№ • со5б2 - • 8та„ • СОБ62 - • созб2.
В уравнениях (9) и (10) приняты следующие обозначения: и х2-амплитуды поперечных колебаний ведущей и ведомой шестерен насоса вдоль межосевой линии; т> - приведенные массы ведущей и ведомой шестерен насоса; сх1, сх2 - приведенные радиальные (по оси X) жесткости подшипниковых опор для валов ведущей и ведомой шестерен насоса соответственно; Ьхи Ьх2- приведенные коэффициенты демпфирования, характеризующие диссипативные свойства валов ведущей и ведомой шестерен насоса в подшипниковых опорах по оси X; с2Ъ -жесткость пары зубьев шестерен насоса в полюсе зубчатого зацепления; Ь„ - коэффициент, характеризующий диссипативные свойства в зубчатом зацеплении; 5, - угол монтажного перекоса шестерен насоса, который зависит от монтажных погрешностей положения г'-й шестерни в опоре (см. формулу (2)); ак - угол зацепления зубьев шестерен по начальным окружностям ¿1^ в полюсе зацепления, также зависит от погрешностей изготовления и монтажа деталей насоса (см, формулу (6)); и /'„г - нормальные силы, действующие в полюсе зацепления на зубья шестерен вдоль линии зацепления вследствие передачи крутящего момента; АР.а - дополнительная динамическая нагрузка, действующая на шестерни насоса вследствие угловых колебаний шестерен из-за их кинематической погрешности.
Дополнительные радиальные нагрузки ДРпичц.1 и действующие на
ведущую и ведомую шестерни вследствие гидравлического давления в межзубном пространстве в зависимости от режимов работы насоса (рис. 306):
' г/;' oí)
где^ж - собственная частота движения рабочей жидкости в разгрузочной канавке; fz - частота перезацепления зубьев шестерен насоса; Ар - повышение давления во впадинах зубьев; силы трения F^ и FTp2, действующие между трущимися поверхностями торцов зубьев шестерен и подпятником; х„ - упругие деформации зубчатого зацепления, которые определяются из условия постоянства контакта зубьев шестерен (рис. ЗОв): х, -sin aw = х, - х2;
(*«) = тгХ„ + К (■*„ - *кп) + с„ (*„ ~ *к„) =
б) расчетная схема разгрузочных канавок насоса
где тг - приведенная масса: тг = т{ ■тг /(т, + т2); хКп - функция, позволяющая учесть кинематическую погрешность изготовления зубьев ведущей и ведомой шестерен насоса при их взаимодействии (принято, что со = £2|):
*КП = + ^(,1)-С05((ВТ+ Ч' о,) + л//л + /Д С05(г -®х) . где РР1 - допуск на накопленную погрешность шага г-й шестерни насоса; ¡¡\ -допуск на погрешность профиля зуба г-й шестерни; У о; - суммарный фазовый угол ориентации между векторами погрешности и межосевой линией шестерен насоса; г,— число зубьев г-й шестерни,
Из уравнения (12) определяется деформация зубчатого зацепления х33 и её первая производная, которые используются при решении системы уравнений (9) и (10) численными методами. Результатом решения являются текущие значения радиальных колебаний х\, хг шестерен насоса вдоль межосевой линии, а также их производные, т.е. текущие значения их виброскорости и виброускорения. Решение диагностической модели технического состояния шестеренного насоса производилось в среде математического пакета МАТЬАВ с расширением БтиНпк. Для обработки и анализа решений использовался инструмент 8РТоо1, входящий в состав этого математического пакета МАТЬАВ.
На рис. 31 приведены расчетные амплитуды спектрограмм виброускорения на частоте вращения ведущей шестерни 16 Гц, на частоте перезацепления зубьев 125 Гц и на частоте 1000 Гц, характеризующей собственную частоту установки шестерен в подшипниковых опорах, полученных в результате решения представленной диагностической модели для экспериментального шестеренного насоса, в сравнении с экспериментальными данными (рис. 28). На рис. 31 штриховой линией обозначены расчетные спектрограммы и экспериментальные данные для варианта сборки насоса, работающего в условиях раскрытия контакта зубьев шестерен; сплошной линией обозначены расчетные спектрограммы и экспериментальные данные для варианта сборки насоса, работающего в условиях увеличения момента сил трения в паре «торцы зубьев шестерен - подпятник».
Сравнение полученных теоретических результатов с экспериментальными данными показывает их соответствие представленной диагностической модели шестеренного насоса. Прогнозируемые диагностические признаки технического состояния подтверждены экспериментально на примере конкретных вариантов сборок экспериментального насоса, и их можно рекомендовать для всех
видов шестеренных насосов. Кроме того, контроль диагностических признаков технического состояния шестеренных насосов возможно осуществлять не только на стадии их производства, но и на стадии эксплуатации. Для этого необходимо, чтобы система диагностики осуществляла непрерывный вибромониторинг, который должен отслеживать в спектрограммах вибросостояния корпуса насоса следующие параметры: резкое увеличение амплитудных составляющих на частоте вращения вала ведущей шестерни (и кратным ей частотам); резкое увеличение амплитудных составляющих на частоте перезацепления зубьев шестерен
(и кратным ей частотам); резкое увеличение «шумовой» компоненты на частотах, характеризующих собственные частоты установки шестерен в подшипниковых опорах.
На основе полученных в работе результатов была разработана система контроля и диагностирования шестеренных насосов авиационного назначения на стадии производства, позволяющая оценивать их техническое состояние без разборки. Она апробирована и адаптирована к существующим стендам приемосдаточных испытаний (рис. 32).
В шестой главе обобщены результаты проведенных исследований и предложен общий алгоритм оценки технического состояния агрегатов. Схема алгоритма представлена на рис. 33, важнейшим элементом которого является выявление основных критических параметров П/, влияющих на техническое состояние агрегата в наибольшей степени, и диагностических признаков их проявления. Предложенный порядок анализа технического состояния агрегатов позволяет целенаправленно подойти к формированию для них назначенного ресурса.
Анализ погрешностей изготовления и монтажа составных деталей машин агрегата
Анализ реального положения составных деталей машин агрегата а вероятностном аспекте
Декомпозиция технического состояния агрегата по выявленным критическим параметрам П/
Критический параметр П)
Критический параметр Пт
Критический параметр П<
Критический параметр П„
Выявление условий возникновения (причин) проявления отказов
Разработка математических моделей для проектных и проверочных расчетов
Анализ фактического нагруженного
состояния конструктивных элементов агрегата
Анализ сопутствующих факторов, влияющих на рабочее состояние агрегата
Формирование назначенного ресурса агрегата
Прочностные расчеты (проектировочные и проверочные) агрегата
8.
О ° °
'§§¡§15 §
Диагностика технического состояния агрегата без его разборки
[Теоретическое обоснование формирования назначенного ресурса|
Рис. 33
В конце диссертации формулируются основные результаты и общие выводы по работе, приводится список использованной литературы. В Приложении приведен Акт о внедрении системы контроля и диагностики технического состояния шестеренных насосов систем топливопитания авиационных двигателей на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск).
ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ
1. На основе векторно-вероятностного представления погрешностей изготовления и монтажа деталей выявлены общие закономерности их фактического взаимного положения в собранном агрегате. Показано, что погрешности изготовления, в пределах полей допусков, и монтажа деталей и узлов агрегата создают предпосылки для появления дополнительных нагрузок, не учитываемых в существующих прочностных расчетах.
2. Для шестеренных насосов установлена взаимосвязь и проведена количественная оценка влияния фактического взаимного положения составляющих деталей и узлов в собранном виде на их силовое взаимодействие с учетом особенности конструкции и условий их работы; выявлены новые факторы, которые вызывают появление нерасчетных дополнительных нагрузок на детали насоса.
3. Для шестеренных насосов, собранных из деталей, изготовленных в пределах полей допусков, установлены возможные их сочетания погрешностей изготовления и монтажа, которые приводят к условиям работы насоса с раскрытием контакта зубьев шестерен, т.е. коэффициент перекрытия зубчатого зацепления шестерен насоса на части оборота может быть меньше единицы; на основе кинематического контроля разработан метод, позволяющий выявить указанные возможные сочетания погрешностей изготовления и монтажа деталей агрегата.
Впервые теоретически обосновано и экспериментально подтверждено, что составляющая кинематической погрешности на частоте перезацепления зубьев шестерен является достоверной характеристикой положения рабочих осей шестерен зубчатого зацепления и может являться диагностическим признаком отсева шестеренных насосов, варианты сборок которых имеют предпосылки возникновения у них преждевременных отказов.
Экспериментально подтверждено, что увеличение уровня вибрации корпуса насоса на частоте перезацепления зубьев шестерен соответствует увеличению величины кинематической погрешности зубчатого зацепления насоса на этой же частоте, т.е. уровень вибрации корпуса шестеренных насосов можно использовать для количественной оценки величины кинематической погрешности шестерен.
4. Впервые выполнен анализ работы цилиндрической зубчатой передачи при коэффициенте перекрытия менее единицы и проведена количественная оценка нагрузок на зубья для шестерен насоса. Показано, на примере шестеренных насосов системы топливопитания авиационных двигателей, что рост контактных напряжений на зубья шестерен рассматриваемого в работе в качестве примера насоса по сравнению с расчетными достигает до 10 % и приводит к повышенному износу зубьев и преждевременным отказам насоса в целом.
5. Показано, что при допустимых монтажных значениях углов перекоса шестерен насоса возможно значительное увеличение момента сил трения в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник», что приводит к интенсивному износу подпятников. Произведена количественная оценка увеличения этого момента сил трения в паре трения «торцы зубья шестерен - подпятник» для рассматриваемого в работе шестеренного насоса; показано, что это увеличение достигает до 50 раз по сравнению с номинальными нагрузками.
6. Показано, что величина момента сил трения в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник», при возможных и допустимых монтажных значениях углов перекоса шестерен насоса, может превышать номинальный крутящий момент, действующий на валу ведущей шестерни насоса, что приводит к увеличению момента сил сопротивления на вал ведущей шестерни. В результате, суммарный момент сил сопротивления, возникающий на валу ведущей шестерни, в зависимости от сочетания допустимых погрешностей изготовления и монтажа, может превышать его прочностные возможности. Произведена количественная оценка увеличения момента сил сопротивления на ведущем валу шестеренного насоса, которое может достигать до 5-10 раз по сравнению с номинальными нагрузками, что приводит к потере прочности вала ведущей шестерни.
7. Проведен анализ работы разгрузочных устройств шестеренных насосов, выполненных в виде разгрузочных канавок. Впервые показано, что при установленных в работе сочетаниях сборок и режимов работы шестеренного насоса работа разгрузочных канавок становится неэффективной, т.е. сброса давления рабочей жидкости в межзубном пространстве при перезацеплении зубьев шестерен не происходит. В этом случае происходит увеличение радиальной нагрузки на подшипниковые опоры шестеренного насоса до 20 %, что создает предпосылки падения ресурса агрегата по критерию долговечности подшипниковых опор до 3 раз.
8. На основе анализа фактического нагруженного состояния деталей и узлов шестеренных насосов выявлены причины возникновения типовых отказов, что позволяет прогнозировать ресурс их работы в целом. Количественная оценка фактического нагруженного состояния составляющих деталей позволила объяснить причину разброса ресурса шестеренных насосов системы топливопитания авиационных двигателей агрегатов до 8-10 раз.
Полученные результаты могут быть распространены для оценки нагруженного состояния деталей и узлов на все виды и типоразмеры шестеренных насосов.
9. Проведены экспериментальные исследования конкретных вариантов сборок экспериментального шестеренного насоса, которые подтвердили основные теоретические положения и позволили разработать и обосновать критерии отсева агрегатов, имеющие предпосылки возникновения у них преждевременных отказов, на стадии производства без их разборки.
Полученные результаты позволили предложить конкретные диагностические признаки, позволяющие без разборки шестеренных насосов на стадии производства обеспечить отсев агрегатов, варианты сборок которых имеют предпосылки возникновения основных отказов.
Диагностические признаки проявления основных отказов для шестеренных насосов подтверждены экспериментально на примере конкретных вариантов сборок экспериментального насоса. В результате проведенных экспериментов выявлены варианты сборок экспериментального насоса, имеющие предпосылки возникновения у него преждевременных отказов, без его разборки.
10. Разработана диагностическую модель технического состояния шестеренных насосов, которая отражает условия появления у них основных отказов. Модель позволяет учитывать погрешности изготовления, монтажа и фактического взаимного положения деталей в собранном виде, а также условия работы шестеренных насосов при различных режимах.
Прогнозируемые диагностические признаки технического состояния шестеренных насосов, полученные в результате решения диагностической модели, подтверждены экспериментально на примере конкретных вариантов сборок экспериментального насоса.
Рассмотренные диагностические признаки технического состояния можно рекомендовать для всех видов шестеренных насосов, а их контроль осуществлять не только на стадии производства, но и на стадии эксплуатации агрегатов.
11. Предложен общий алгоритм оценки технического состояния агрегатов с учетом реального положения и фактического нагруженного состояния составляющих их деталей и узлов в собранном виде на примере шестеренных насосов системы топливопитания авиационных двигателей, который позволяет разработать мероприятия по формированию и обеспечению их назначенного ресурса.
12. Теоретические и экспериментальные исследования легли в основу системы контроля и диагностирования шестеренных насосов системы топливопитания авиационных двигателей на примере агрегатов 760Б и 4001, позволяющие без их разборки на стадии производства обеспечить отсев агрегатов, варианты сборок которых имеют предпосылки возникновения основных отказов. Система контроля и диагностирования адаптирована к конкретным производственным условиям приемосдаточных испытаний с использованием методов контроля вибрационного состояния корпуса и потребляемой мощности приводного электродвигателя для испытуемых агрегатов.
Результаты работы апробированы и внедрены на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ», что позволило обосновать увеличение назначенного ресурса для агрегата 760Б с 4000 до 16000 моточасов.
Вышеизложенное позволяет заключить, что в диссертации осуществлено решение важной научно-технической проблемы, имеющей актуальное хозяйственное значение и носящей межотраслевой характер, заключающееся в установлении общих закономерностей силового взаимодействия деталей и узлов с учетом погрешностей га изготовления и реального взаимного положения в собранном агрегате; повышении достоверности расчетов их нагруженного состояния; оценке технического состояния агрегата без его разборки на стадии производства, что позволяет разработать целенаправленные мероприятия по формированию и обеспечению его назначенного ресурса.
Основное содержание диссертации отражено в следующих работах:
1. Штриплинг, Л.О. Учет влияния динамики привода на прочностной расчет зубчатой передачи / Л.О. Штриплинг, И.П. Аистов, Л,Г. Стишенко // Механика процессов и машин: Сб. науч. тр.: В 2-х кн.- Омск: Изд-во ОмГТУ, 1996. - Кн. 2. -- С. 28-32.
2. Аистов, И.П. Обобщенная модель шестеренного насоса для решения задач диагностирования / И.П. Аистов, С.А. Морев // Проблемы механики современных машин: Матер. Междунар. конф. - Улан-Удэ: ВСГТУ, 2000. - Т. 2. - С. 16-17.
3. Аистов, И.П. Математическая модель шестеренного насоса для решения задач диагностирования / И.П. Аистов // Динамика машин и рабочих процессов: Сб. докладов на Всерос. науч.-техн. конф. - Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 2002. - С. 8-12.
4. Аистов, И.П. Обоснование выбора вибродиагностического признака рабочего состояния шестеренных насосов / И.П. Аистов, М.Х. Хейнсоо, В.Д. Смирнов // Механика процессов и машин: Сб. науч. тр. - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2002. - С. 40-44.
5. Аистов, И.П. Контроль качества шестеренных насосов / И.П. Аистов // Динамика систем, механизмов и машин: Матер. IV Междунар. науч.-техн. конф., посвященной 60-летию ОмГТУ. - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2002, - С. 5-7.
6. Аистов, И.П. Описание математической модели шестеренного насоса для решения задач диагностирования / И.П. Аистов // Известия ВУЗов. Машиностроение. - 2002. - № 2-3. - С. 49-55.
7. Штриплинг, Л.О. Разработка системы контроля качества сборки и диагностирования состояния шестеренных насосов авиационных двигателей // Отчет по НИР (тема 10.01П). Гос. per. № 01.2.00106846 (инв.02.20.0300422) / Л.О. Штриплинг, И.П. Аистов, В.В. Аккерман и др. - Омск: ОмГТУ, 2002. - 96 с.
8. Аистов, И.П. Диагностирование рабочего состояния шестеренного насоса во время его эксплуатации / И.П. Аистов // Проблемы механики современных машин: Матер, второй междунар. конф. - Улан-Удэ: ВСГТУ, 2003. - Т. 2. - С. 49-52.
9. Аистов, И.П. Контроль качества шестеренных насосов / И.П. Аистов, И.Б. Чебакова, И.И. Посивенко // Развитие оборонно-промышленного комплекса на современном этапе: Матер, науч.-техн. конф. - Омск: Омск, госуниверси-тег, 2003. - С. 25-26.
10. Аистов, И.П. Повышение качества шестеренных насосов гидравлических приводов навесного оборудования строительных машин / И.П. Аистов, И.И. Посивенко // Дорожно-транспортный комплекс, экономика, экология, строительство и архитектура: Матер. Междунар. науч.-практ. конф. 21-23 мая 2003 г. - Омск: Изд-во СибАДИ, 2003. - С. 223-225.
11. Штриплинг, Л.О. Оценка качества сборки шестеренных насосов / Л.О. Штриплинг, И.П. Аистов // Прогрессивные зубчатые передачи: Сб. науч. трудов. - Новоуральск: Изд-во НГТИ, 2003, - С. 134-142.
12. Штриплинг, Л.О. Опыт повышения 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.
13. Штриплинг, Л.О. Повышение качества сборки шестеренных насосов / Л.О. Штригшинг, И.П. Аистов, В.Д. Смирнов, И.И Посивенко // Управление качеством: теория, методология, практика: Матер. Всерос. науч.-практ. конф. 16-17 декабря 2003 г . - Саранск: Тип. «Краен. Окт.», 2004. - С. 277-281.
14. Штриплинг, Л.О. Работа прямозубой передачи при коэффициенте перекрытия, близком к единице / Л.О. Штриплинг, И.П. Аистов // Известия ВУЗов. Машиностроение. - 2004. - № 7. - С. 35-38.
15. Аистов, И.П. Оценка динамических нагрузок в зубчатом зацеплении шестеренного насоса / И.П. Аистов, Л.И. Аистова, В.Д. Смирнов // Динамика систем, механизмов и машин: Матер. V Междунар. науч.-техн. конф. - Омск: Изд-во ОмП'У, 2004. - Кн. 1. - С. 6-9.
16. Аистов, И.П. Влияние погрешностей монтажа на коэффициент перекрытия зубчатого зацепления шестеренного насоса / И.П. Аистов, Л.И. Аистова, В.Д. Смирнов // Анализ и синтез механических систем: Сб. науч. тр. / Под ред. В.В. Евстифеева. - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2004. - С. 228-232.
17. Аистов, И.П. Анализ причин возникновения дефекта «Падение оборотов двигателя» для шестеренных насосов авиационного назначения / И.П. Аистов, В.Д. Смирнов, Л.О. Штриплинг // Известия ВУЗов. Машиностроение. -2004.-№ 11.-С. 25-28.
18. Аистов, И.П. Оценка динамических нагрузок, действующих в зубчатом зацеплении шестеренного насоса авиационного назначения / И.П. Аистов // Известия ВУЗов. Машиностроение. - 2005. - № 2. - С. 23-26.
19. Аистов, И.П. Определение радиальных нагрузок на подшипниковые опоры шестеренных насосов / И.П. Аистов // Известия ВУЗов. Машиностроение.-2005,- №3.-С. 35-39.
20. Аистов, И.П. Обеспечение качества сборки шестеренных насосов / И.П. Аистов // Сборка в машиностроении, приборостроении. - 2006. -№ 1. - С. 42-47.
21. Аистов, И.П. Диагностическая модель оценки технического состояния шестеренных насосов / И.П. Аистов // Омский научный вестник. - 2006. - Вып. 1.-С. 101-108.
22. Аистов, И.П. Расчет нагруженного состояния деталей машин с учетом влияния погрешностей изготовления, монтажа и их реального положения в собранном агрегате / И.П. Аистов, Л.О. Штриплинг // Проблемы механики современных машин: Матер, третьей междунар. конф. - Улан-Удэ: ВСГТУ, 2006. -Т. 2. - С. 73-77.
23. Аистов, И.П. Повышение качества сборки шестеренных насосов за счет внедрения кинематического контроля / И.П. Аистов // Сборка в машиностроении, приборостроении. - 2006. - № 8. - С. 30-32.
24. Аистов, И.П. Система контроля и диагностики технического состояния шестеренных насосов авиационного назначения / И.П. Аистов, Л.О. Штриплинг // Автоматизация и прогрессивные технологии: Труды V межотраслевой науч.-техн. конф. (26-28 сентября 2007 г.). Том 1. - Новоуральск: Изд-во НГТИ, 2007. - С. 9-12.
25. Аистов, И.П. Влияние качества сборки на типовые дефекты шестеренных насосов авиационного назначения / И.П. Аистов // Сборка в машиностроении, приборостроении. - 2007. - № 12. - С. 51-54.
26. Аистов, И.П. Повышение надежности ответственных агрегатов на примере шестеренных насосов авиационного назначения / И.П. Аистов, JI.O. Штрип-линг // Сильные инженерные школы - технологический прорыв Сибири: Матер. II Съезда инженеров Сибири. Часть I. - Омск: Изд-во ОмГТУ, 2008. ~ С. 138-141.
27. Аистов, И.П. Особенности расчета нагруженного состояния и формирование назначенного ресурса шестеренных насосов / И.П. Аистов, Л.О, Штри-плинг// Известия ВУЗов. Машиностроение. - 2008. - № 7. - С. 11-16.
Редактор Т. А. Москвитина Компьютерная верстка - Е. В. Беспалова ИД№ 06039 от 12.10.2001 г. Подписано в печать 23.04.09. Формат 60^84 '/|6. Бумага офсетная. Отпечатано на дупликаторе. Усл. печ. л. 2,25. Уч.-изд. л. 2,25 . Тираж 100. Заказ 348.
Издательство ОмГТУ. 644050, г. Омск, пр-тМира, 11 Типография ОмГТУ
Оглавление автор диссертации — доктора технических наук Аистов, Игорь Петрович
ВВЕДЕНИЕ
1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЯ
1.1. Методы расчета нагруженного состояния деталей и узлов агрегатов
1.1.1. Детерминированные методы оценки нагруженного состояния деталей и узлов агрегатов
1.1.2. Вероятностные подходы оценки нагруженного состояния деталей и узлов агрегатов
1.2. Шестеренный насос как объект исследования нагруженного состояния составляющих агрегат деталей и узлов
1.3. Оценка нагруженного состояния деталей и узлов шестеренных насосов
1.3.1. Конструктивные особенности шестеренных насосов
1.3.2. Существующие методы определения расчетных нагрузок на детали и узлы шестеренных насосов
1.3.2.1. Определение крутящего момента, действующего на вал ведущей шестерни по паспортным данным насоса
1.3.2.2. Определение радиальных нагрузок, действующие на подшипниковые опоры шестеренных насосов
1.3.2.3. Определение момента сил трения в паре трения «торцы зубьев шестерен — подпятник»
1.3.2.4. Определение контактных напряжений, действующих в зубчатом зацеплении шестеренного насоса
1.4. Анализ статистики отказов агрегатов во время их эксплуатации, на примере шестеренных насосов авиационного назначения 41 1.4.1. Структура и анализ типовых отказов шестеренных насосов авиационного назначения
1.4.1.1. Отказ по дефекту «Колебание давления топлива в двигателе»
1.4.1.2. Отказ по дефекту «Падение оборотов двигателя и его останов»
1.4.1.3. Отказ по дефекту «Не запуск двигателя»
1.4.1.4. Отказ по дефекту «Наличие стружки в фильтре»
1.5. Пути повышения ресурса работы шестеренных насосов
1.5.1. Технологические вопросы изготовления, сборки и ремонта шестеренных насосов
1.5.2. Обзор работ, посвященных исследованиям условий эксплуатации шестеренных насосов и обеспечения их работоспособности
1.5.3. Обзор работ, посвященных оценке ресурса работы шестеренных насосов
1.5.4. Математические модели шестеренных насосов
1.6. Выводы и постановка задач исследования 69 2. РАСЧЕТ ФАКТИЧЕСКОГО ПОЛОЖЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ
ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ В СОБРАННОМ ВИДЕ
2.1. Векторно-вероятностное представление первичных погрешностей деталей
2.2. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления и монтажа деталей шестеренного насоса
2.2.1. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления корпуса
2.2.2. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления подшипниковых опор
2.2.3. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления шестерен
2.2.3.1. Погрешности изготовления опорных шеек валов шестерен
2.2.3.2. Погрешности изготовления зубчатых венцов шестерен
2.3. Определение положения шестерен в шестеренном насосе
2.3.1. Суммирование первичных погрешностей изготовления и монтажа деталей и узлов
2.3.2. Расчет текущего положения рабочих осей шестерен
2.3.3. Пример расчета суммарных погрешностей и положения шестерен
2.4. Результаты и выводы 106 3. АНАЛИЗ ФАКТИЧЕСКОГО НАГРУЖЕННОГО СОСТОЯНИЯ
ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ ШЕСТЕРЕННОГО НАСОСА
3.1. Анализ нагруженного состояния зубчатого зацепления шестеренного насоса
3.1.1. Определение коэффициента перекрытия зубчатого зацепления шестеренного насоса
3.1.1.1. Влияние погрешности изготовления и монтажа деталей на коэффициент перекрытия зубчатого зацепления шестеренного насоса
3.1.1.2. Влияние погрешности изготовления зубчатых венцов шестерен на коэффициент перекрытия зубчатого зацепления шестеренного насоса
3.1.1.3. Совместное влияние погрешностей изготовления и монтажа деталей на величину коэффициента перекрытия зубчатого зацепления шестеренного насоса
3.1.2. Анализ условий работы зубчатого зацепления шестеренного насоса при коэффициенте перекрытия менее единицы
3.1.3. Анализ нагруженного состояния зубьев шестерен насоса при коэффициенте перекрытия менее единицы
3.1.3.1. Определение коэффициента, учитывающий динамическую нагрузку в зубчатом зацеплении шестеренного насоса
3.1.3.2. Контактные напряжения, действующие в зубчатом зацеплении в условиях работы шестеренного насоса
3.1.4. Определение ресурса шестеренного насоса по критерию долговечности зубьев шестерен на контактную прочность
3.1.5. Результаты и выводы 127 3.2. Анализ нагруженного состояния в паре трения в паре трения «торцы зубьев шестерен — подпятник»
3.2.1. Параметры трущихся поверхностей пары трения торцы зубьев шестерен - подпятник»
3.2.1.1. Конструктивные параметры трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника
3.2.1.2. Технологические параметры трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника
3.2.1.3. Материаловедческие параметры трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника
3.2.1.4. Фрикционные параметры трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника
3.2.2. Износ трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника
3.2.3. Оценка нагруженного состояния и износа в паре трения «торцы зубьев шестерен — подпятник»
3.2.3.1. Определение нормальных нагрузок в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник»
3.2.3.2. Оценка износа в паре трения торцы зубьев шестерен — подпятник»
3.2.4. Результаты и выводы 147 3.3. Определение нагруженного состояния подшипниковых опор шестеренных насосов
3.3.1. Расчет гидравлического давления рабочей жидкости в запертом межзубном пространстве шестеренного насоса
3.3.2. Анализ эффективности работы разгрузочных канавок шестеренных насосов
3.3.3. Определение радиальных нагрузок, действующие на подшипниковые опоры шестеренного насоса
3.3.4. Определение окружных усилий, действующие на зубья шестерен насоса
3.3.5. Оценка долговечности подшипниковых опор шестеренного насоса
3.3.6. Результаты и выводы
3.4. Анализ нагруженного состояния вала ведущей шестерни шестеренного насоса
3.4.1. Определение момента сил трения между торцами зубьев шестерен и подпятником насоса с учетом монтажных погрешностей сборки
3.4.2. Определение суммарного крутящего момента, действующего на вал ведущей шестерни
3.4.3. Результаты и выводы
Введение 2009 год, диссертация по машиностроению и машиноведению, Аистов, Игорь Петрович
Надежность и долговечность агрегатов в первую очередь обуславливается нагруженным состоянием составляющих их конструктивных элементов, деталей, и узлов [1—5]. В настоящее время методы расчета нагруженного состояния деталей и узлов различного назначения разработаны достаточно глубоко и подкреплены широкой номенклатурой нормативно-технической документации, в том числе: ГОСТы, отраслевые стандарты, методики, и т.д., позволяющие устанавливать необходимый срок службы для большинства агрегатов и механизмов, содержащие типовые детали машин: валы, шестерни, подшипниковые опоры, узлы трения и т.д. [6-14].
Однако практика эксплуатации отдельных агрегатов, например шестеренных насосов гидротопливных систем (а более, конкретно: насосов авиационного назначения) показывает, что существующие методы расчетов не обеспечивают расчетную долговечность составляющих деталей. Можно отметить, что ресурс шестеренных насосов авиационного назначения, как правило, в 2—3 раза ниже ресурса самих авиационных двигателей, величина которых, как правило, составляет от 15 до 20 тысяч моточасов. Например, для авиационного двигателя Д-36, ресурс которого составляет 12 тыс. моточасов, в то же время, для шестеренного насоса его системы топливопитания составляет 4 тыс. моточасов. При этом, наработка на отказ этих насосов, изготовленных по одной и той же технологии, на одном и том же оборудовании, одним и тем же инструментом, и эксплуатируемых в сопоставимых условиях, имеют разброс от 250 до 3250 моточасов, т.е. более чем в 10 раз [15, 16].
Принимая, что для шестеренных насосов гидротопливных систем характерны: отлаженная технология изготовления составляющих деталей, когда их поэлементный контроль удовлетворяют необходимым требованиям; приемо-сдаточные испытания и их обкатка в собранном виде показывает соответствие выходным паспортным характеристикам; они эксплуатируются в сопоставимых условиях, — основной причиной преждевременных отказов является фактическое нагруженное состояние деталей машин насоса, которое, главным образом, зависит от особенностей конструкции, условий работы и реального взаимного положения составляющих насос деталей в собранном виде, т.е. сочетания их погрешностей изготовления и монтажа. Причем, варианты сборок насосов, имеющие предпосылки преждевременных отказов, как правило, успешно проходят приемо-сдаточные испытания. Следовательно, установление причин появления нагрузок, приводящие к преждевременному выходу из строя шестеренных насосов гидротопливных систем систем, и разработка системы контроля и диагностики агрегатов на стадии производства, позволяющая выявлять варианты сборок, имеющие предпосылки преждевременных отказов, являются актуальными задачами.
В связи с вышеизложенным, научной проблемой, требующей своего разрешения, является установление причин появления нагрузок, не закладываемые в существующие методики расчетов, на детали шестеренных насосов с учетом особенностей их конструкции, условий работы и погрешностей их изготовления и монтажа.
Целью настоящего исследования является повышение достоверности расчетов нагруженного состояния деталей и узлов шестеренных насосов с учетом их фактического взаимного положения в собранном виде, особенностей конструкции и условий работы насоса, а также разработка системы контроля и диагностики текущего состояния шестеренных насосов гидротопливных систем на стадии производства, позволяющая выявлять варианты сборок, имеющие предпосылки преждевременных отказов.
Задачами исследования являются:
1) Выявить закономерности, влияющие на фактическое взаимное положение деталей и узлов шестеренных насосов в собранном виде.
2) Выявить закономерности силового взаимодействия деталей и узлов шестеренных насосов с учетом их фактического положения в собранном виде.
3) Выявить влияние особенностей конструкции и условий работы шестеренных насосов на нагруженное состояние его деталей и узлов.
4) Провести анализ влияния фактического нагруженного состояния составляющих деталей и узлов шестеренных насосов на их ресурс.
5) Экспериментально подтвердить основные теоретические положения, представленные в работе.
6) Разработать систему контроля и диагностики шестеренных насосов на стадии производства, позволяющая выявлять варианты их сборок, имеющие предпосылки преждевременных отказов.
Научная новизна работы заключается:
1. На основе детерминированного и вероятностного подходов, выявлены закономерности взаимного положения и силового взаимодействия деталей и узлов шестеренных насосов авиационного назначения, которые позволили оценить их фактическое нагруженное состояние в собранном виде.
2. Предложен общий алгоритм оценки фактического нагруженного состояния деталей шестеренных насосов с учетом погрешностей изготовления и реального взаимного положения в собранном виде, который позволяет целенаправленно подойти к формированию для них назначенного ресурса. .
3. Проведен теоретический анализ работы цилиндрической зубчатой передачи при коэффициенте перекрытия менее единицы, который позволил предварительно количественно оценить нагрузки на зубья шестерен насоса для конкретных вариантов сборок шестеренных насосов.
4. Проведен анализ условий работы и оценка долговечности пары трения "торцы зубьев шестерен — подпятник" с учетом фактического взаимного положения основных деталей и узлов шестеренных насосов авиационного назначения, который позволил количественно оценить увеличение момента сил трения в паре трения «торцы зубьев шестерен — подпятник» и интенсивность её износа.
5. Выявлены сочетания вариантов сборок и режимов работы шестеренного насоса, при которых работа разгрузочных канавок становится неэффективной, и проведена количественная оценка увеличения радиальной нагрузки на подшипниковые опоры насоса.
6. Разработана диагностическая модель технического состояния шестеренных насосов, которая отражает условия появления у них основ-• ных отказов, и позволяющая учитывать погрешности изготовления, монтажа и фактического взаимного положения деталей в собранном виде, а также условия работы шестеренных насосов при различных режимах.
7. Обоснованы основные принципы формирования ресурса агрегатов, которые позволили увеличить назначенный ресурс шестеренного насоса, на примере насоса системы топливопитания авиационного двигателя.
Практическая значимость работы состоит в том, что: предложены основные принципы и методы расчета нагруженного состояния деталей и узлов шестеренных насосов с учетом погрешностей их изготовления и реального взаимного положения в собранном виде; предложен алгоритм анализа нагруженного состояния шестеренных насосов с учетом взаимного положения составляющих их деталей и узлов в собранном виде, который позволяет целенаправленно подойти к формированию для них назначенного ресурса; теоретические и экспериментальные исследования легли в основу системы контроля и диагностирования шестеренных насосов авиационного назначения, что позволило повысить его назначенный ресурс; результаты работы прошли апробацию и внедрены на ОАО «Омскагрегат» (г. Омск) и могут быть рекомендованы для внедрения на заводах-изготовителях шестеренных насосов во всем диапазоне их типоразмеров и назначения в различных отраслях машиностроения.
Работа выполнялась в соответствии с аналитической ведомственной целевой программы «Развитие научного потенциала высшей школы (2006-2008 года) Федерального агентства по образованию Министерства образования и науки Российской федерации.
Основные положения работы докладывались на международных и российских конференциях: «Проблемы механики современных машин», Улан-Удэ, 2000; «Динамика машин и рабочих процессов», Челябинск, 2002; «Динамика систем, механизмов и машин», Омск, 2002; «Дорожно-транспортный комплекс, экономика, экология, строительство и архитектура», Омск, 2003; «Развитие оборонно-промышленного комплекса на современном этапе», Омск, 2003; «Дорожно-транспортный комплекс, экономика, экология, строительство и архитектура», Омск, 2003; «Проблемы механики современных машин», Улан-Удэ, 2003; «Управление качеством: теория, методология, практика», Саранск, 2004; «Динамика систем, механизмов и машин», Омск, 2004; «Проблемы механики современных машин», Улан-Удэ, 2006: «Автоматизация и прогрессивные технологии», Новоуральск, 2007: «Сильные инженерные школы - технологический прорыв Сибири», Омск, 2008; на Научном семинаре по трению и износу им. М.М. Хрущева Института машиноведения РАН им. A.A. Благонравова, Москва, 2009.
По теме диссертации опубликовано 27 работы, в том числе 11 публикаций в изданиях, включенных в перечень ВАК для докторских диссертаций.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, 6 глав, перечня основных результатов и общих выводов, приложения, списка литературы из 194 наименования. Работа изложена на 284 страницах машинописного текста, включая 83 рисунка и 23 таблицы.
Заключение диссертация на тему "Разработка методов повышения ресурса шестеренных насосов гидротопливных систем"
Результаты работы апробированы и внедрены на ОАО «ОМСКАГ-РЕГАТ», что позволило обосновать увеличение назначенного ресурса для агрегата 760Б с 4000 до 16000 моточасов.
Библиография Аистов, Игорь Петрович, диссертация по теме Машиноведение, системы приводов и детали машин
1. Алексеев, Н.П. Надежность и технико-экономические характеристики авиационных двигателей / Н.П. Алексеев. — М.: Транспорт, 1980.
2. Васильев, В.М. 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. Скубачевский, Г.С. Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчет деталей / Г.С. Скубачевский. М.: Машиностроение, 1981.-550 с.
4. Башта, Т.М. Гидравлические приводы летательных аппаратов / Т.М. Башта. -М.: Машиностроение, 1967. -495 с.
5. Раздолин, В.М. Агрегаты воздушно-реактивных двигателей / В.М. Раздолин. М.: Машиностроение, 1973. — 350 с.
6. Решетов, Д.Н. Детали машин / Д.Н. Решетов. М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.
7. Биргер, И.А. Расчеты на прочность деталей машин / И.А. Биргер, Б.Ф. Шорр, Г.Б. Иосилевич.-М.: Машиностроение, 1979. 704 с.
8. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвент-ные внешнего зацепления. Расчет на прочность. М.: Изд-во стандартов, 1988. - 126 с.
9. Брагин, В.В. Проектирование высоконапряженных цилиндрических передач / В.В. Брагин, Д.Н. Решетов. -М.: Машиностроение, 1991.-224 с.
10. Авиационные зубчатые передачи и редукторы: Справочник / Под ред. Э.Б. Булгакова. М.: Машиностроение, 1981. - 374 с.
11. Перель, JI.Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник / Л.Я. Перель, A.A. Филатов М.: Машиностроение, 1992. - 608 с.
12. Крагельский, И.В. Узлы трения машин: Справочник / И.В. Кра-гельский, Н.М. Михин. -М.: Машиностроение, 1984. 280 с.
13. Писаренко, Г.С. Справочник по сопротивлению материалов / Г.С. Писаренко, А.П. Яковлев, В.В. Матвеев. Киев: Наукова Думка, 1988.-736 с.
14. Анурьев, В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. -М.: Машиностроение, 2001. Т. 2.-901 с.
15. Аистов, И.П. Обеспечение качества сборки шестеренных насосов / И.П. Аистов // Сборка в машиностроении, приборостроении. -2006. -№ 1.-С. 42—47.
16. Гладкий, В.Ф. Прочность, вибрация и надежность конструкции летательного аппарата / В.Ф. Гладкий.-М.: Наука, 1975.
17. Коненков Ю.К. Случайные механические процессы в оборудовании машин / Ю.К. Коненков, М.Д. Давтян. М.: Машиностроение, 1988.-272 с.
18. Решетов, Д.Н. Надежность машин / Д.Н. Решетов, A.C. Иванов, В.З. Фадеев -М.: Высшая школа, 1988. 238 с.
19. Светлицкий, В.А. Статистическая механика и теория надежности / В.А. Светлицкий. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002. - 504 с.
20. ГОСТ 27.002-89. Надежность в технике. Основные понятия. Термины и определения. -М.: Издательство стандартов, 1990. 37 с.
21. Проников, A.C. Надежность машин / A.C. Проников. М.: Машиностроение, 1978. - 591 с.
22. Труханов, В.М. Надежность технических систем типа подвижных установок на этапе проектирования и испытаний опытных образцов / В.М. Труханов. М.: Машиностроение, 2003. - 320 с.
23. Сызранцев, В.Н. Решение задачи прочностной надежности нефтегазового оборудования методами непараметрической статистики / В.Н. Сызранцев, Я.П. Невелев, C.JI. Голофаст. // Известия ВУЗов. Машиностроение. 2006. - № 7. - С. 25-31.
24. Беленький, Д.М. Вероятностные методы расчета деталей машин на прочность / Д.М. Беленький, В.Ю. Ляшев, Л.Р. Оганезов. // Вестник машиностроения. 2002. - № 7. - С. 23-26.
25. Holzhuter, Е. Pumpen-Perspektiven / Е. Holzhuter. // Industrie-Anzeiqer — 1990.- 112, № 103-104.-С. 30-32.-нем.
26. Pumpen-Studie: Deutschland verdrängt noch Rest-Europa // Produktion: Die Wochenzeitung fur das technische Management. — 2001. № 6. - C. 4. - нем.
27. Ruhige Marktentwicklung bei Verdrängerpumpen in Deutschen Landen // Maschinenmarkt. 1991. - 97, № 52. - C. 78-80. - нем.
28. Караханьян, В. К. Насосы. Проблемы и решения / В. К. Кара-ханьян. // Химическая технология. -2003. № 11. — С. 4-5.
29. Intelligent pump selection in the 21st Century // World Pumps. -2001. № 422. - C. 22-25. - англ.
30. Карта распределения статей по гидравлике / Masuda Kenji, Konami Shizurou, Sato Sanroku, Suzuki Ryushi, Hayakawa Osamu, Hida Jiro, Miura264Ryuji // Yuatsu to kukiatsu = J. Jap. Hydraul. and Pheum. Soc. 1994. - 25, № 1. -C. 61-73.-яп.
31. Развитие машиностроительной гидравлики в Японии / Ichikawa Tsuneo // Yuatsu to kukiatsu = J. Jap. Hydraul. and Pheum. Soc. 1991. - 30, № l.-C. 19-20.-яп.
32. Юдин, E.M. Шестеренные насосы / E.M. Юдин. M.: Машиностроение, 1964.- 232 с.
33. Рыбкин, Е.А. Шестеренные насосы для металлорежущих станков / Е.А. Рыбкин, A.A. Усов. М.: Машгиз, 1960. - 187 с.
34. Осипов, А.Ф. Объемные гидравлические машины коловратного типа / А.Ф. Осипов. — М.: Машиностроение, 1971. — 208 с.
35. Осипов, А.Ф. Объемные гидравлические машины / А.Ф. Осипов. М.: Машиностроение, 1966. — 160 с.
36. Башта, Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем / Т.М. Башта. — М.: Машиностроение, 1974. — 606 с.
37. Когаев, В.П. Прочность и износостойкость деталей машин / В.П. Когаев, Ю.Н. Дроздов. — М.: Высшая школа, 1991. 319 с.
38. Абрамов, Е.И. Элементы гидропривода: Справочник / Е.И. Абрамов, К.А. Колесниченко, В.Т. Маслов. Киев: Техшка, 1977. - 320 с.
39. Тетюхин, В.И. Эксплуатация и ремонт шестеренных, аксиально-поршневых и пластинчатых насосов / В.И. Тетюхин, В.Ж. Фрейманис, В.М. Янсон. Д.: Стройиздат, 1974. - 184 с.
40. Гавриленко, В.А. Основы теории эвольвентной зубчатой передачи / Г.А. Гавриленко. — М.: Машиностроение, 1969. — 432 с.
41. Иванов, И.П. Зубчатые передачи с комбинированным смещением: Основы теории и расчетов / И.П. Иванов. JL: Изд-во ЛГУ, 1989. - 128 с.
42. Иванов И.П. Оптимизация зубчатых зацеплений шестеренных насосов / И.П. Иванов, С.Л. Иванов; Ленинградский горный институт — Л., 1986.-7 е.- Деп. в ВНИИТЭМР 01.04.87. -№ 162 мш 87.
43. Иванов, С.Л. О применении комбинированного смещения шестеренных гидромашинах / С.Л. Иванов; Ленинградский горный институт -Л, 1990.- 12 с.-Деп. в ВНИИТЭМР 17.12.90.-№ 226 мш 90.
44. Беляев, А.Е. Механические передачи с шариковыми промежуточными телами / А.Е. Беляев. Томск: Изд. ТПУ, 1992. - 231 с.
45. Беляев, А.Е. Механические роликовые передачи / А.Е. Беляев. — Новоуральск: Изд. НГТИ, 1994. 120 с.
46. Буренин, В.В. Конструкции шестеренных насосов / В.В. Буренин, В.П. Дронов. М.: ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ, 1982. - 40 с.
47. Шестеренные насосы: Конструкция и применение / ЦНИИТЭ-СТРОЙМАШ. № БП-82-14866. - 1984. - 28 с.
48. Гидравлические шестеренные насосы: конструкция и развитие / ЦНИИТЭСТРОЙМАШ. № БИ-82-14549. - 23 с.
49. Айрапетов, Э.Л. О расчетной оценке контактных разрушений на зубьях зубчатых колес / Э.Л. Айрапетов. // Вестник машиностроения. — 1999. -№ 8. -С. 3-21.
50. Айрапетов Э.Л. Совершенствование методов расчета на прочность зубчатых передач / Э.Л. Айрапетов. // Вестник машиностроения. -1993. -№ 7. -С. 5-14.
51. Айрапетов, Э.Л. Учет динамической нагруженности при расчете зубчатых передач на прочность / Э.Л. Айрапетов. // Вестник машиностроения. 1997. - № 11. - С. 3-8.
52. Айрапетов, Э.Л. Расчетная модель износа зубьев неточных и деформируемых зубчатых передач / Э.Л. Айрапетов, Ф.Г. Нахатакян. // Вестник машиностроения. 1990. - № 11. — С. 18—20.
53. Дроздов, Ю.Н. Развитие методов расчета на износ зубчатых колес / Ю.Н. Дроздов, Б.П. Нажесткин. // Вестник машиностроения. — 1990.-№ 11.-С. 15-17.
54. Косарев, О.И. Модель вибровозбуждения в прямозубом зацеплении / О.И. Косарев. // Проблемы машиностроения и надежности машин. Машиноведение. 1996. - № 1. - С. 22-33.
55. Косарев, О.И. Способы снижения возбуждения вибраций в прямозубом зацеплении / О.И. Косарев. // Вестник машиностроения. 2001. - № 4. - С. 8-14.
56. Петрусевич, А.И. Динамические нагрузки в зубчатых передачах с прямыми колесами / А.И. Петрусевич, М.Д. Генкин, В.К. Гринкевич. -М.: Изд-во АН СССР, 1956. 134 с.
57. Штриплинг, Л.О. Опыт повышения 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.
58. Аистов, И.П. Оценка динамических нагрузок, действующих в зубчатом зацеплении шестеренного насоса авиационного назначения / И.П. Аистов. // Известия ВУЗов. Машиностроение. 2005. - № 2. - С. 23-26.
59. Кораблев, А.Н. Механизм развития и причины некоторых отказов шестеренчатых насосов / А.Н. Кораблев, К.А. Крылов // Вопросы повышения надежности и долговечности деталей и узлов авиационной техники. — Вып. 1. М.: Машиностроение, 1969. - С. 127-132.
60. Аистов, И.П. Анализ причин возникновения дефекта «Падение оборотов двигателя» для шестеренных насосов авиационного назначения / И.П. Аистов, В.Д. Смирнов, Л.О. Штриплинг. // Известия ВУЗов. Машиностроение. 2004. - № 11. - С. 25-28.
61. Басистов, Н.И. Ремонт шестеренного насоса методом коррекции зацепления / И.Н. Басистов. Уфа, 1961. - 44 с.
62. Малышев, В.Н. Повышение качества зубчатых зацеплений шестеренных насосов / В.Н. Малышев // Проблема качества механических передач и редукторов. Точность и контроль зубчатых колес и передач: Материалы Всесоюзн. Науч.-техн. конф. Л., 1991. - С. 17-18.
63. Клочковский, Н.И. Восстановление алюминиевых втулок гидравлических насосов типа НШ диффузионной металлизацией: автореферат дисс. . канд. техн. наук / Н.И. Клочковский. М., 1989. — 16 с.
64. Родионов, Л.Ф. Восстановление работоспособности шестеренных насосов полимерными покрытиями / Л.Ф. Родионов Л.Ф., А.Л. Колмакова; Куйбышевский политехнический институт. — Куйбышев, 1987. — 27 с. — Деп. в ЦНИИТЭИ-ТРАКТОРОСЕЛЬХОЗМАШ 14.04.87. № 829 тс 87.
65. Ремонт гидравлических насосов типа НШ М.: БТИ Всероссийского объединения «Россельхозтехника» Совета Министров РСФР, 1967.- 39 с.
66. Альбом технологических карт на восстановление деталей насосов ТТЛ 1—46 и НШ-32 Саратов: Приволжское ЦБТИ, 1968. - 52 с.
67. Современные шестеренные насосы / ВНИИМСВ. № 1117. -1987.- 9 с.
68. Поршневые и шестеренные насосы / ТПП БССР. № 12449/3. -1981.-29 с.
69. ГОСТ 1643-81. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски. — М.: Изд-во стандартов, 1981. 69 с.
70. Тайц, Б.А. Точность и контроль зубчатых колес / А.Б. Тайц — М.: Машиностроение, 1972. 365 с.
71. Портман, В.Т. Суммирование погрешностей при аналитическом расчете точности станка / В.Т. Портман. // Станки и инструмент. — 1980. № 1.-С. 6-8.
72. Решетов, Д.Н. Точность металлорежущих станков / Д.Н. Реше-тов, В.Т. Портман. М.: Машиностроение, 1986. - 336 с.
73. Якушев, А.И. Основы взаимозаменяемости и технические измерения / А.И. Якушев. — М.: Машиностроение, 1967. — 400 с.
74. ГОСТ 9778-81. Передачи зубчатые цилиндрические мелкомодульные. Допуски. М.: Изд-во стандартов, 1981. - 39 с.
75. Марков, А.Л. Измерение зубчатых колес / А.Л. Марков. Л.: Машиностроение, 1977. -280 с.
76. Лившиц, Г.А. Погрешность зубчатого зацепления быстроходного редуктора и некоторые вопросы динамики агрегата / Г.А. Лившиц. // Взаимозаменяемость и технические измерения в машиностроении. -Вып. 3. -М.: Машгиз, 1961. С. 66-92.
77. Ионак, В.Ф. Приборы кинематического контроля / В.Ф. Ионак. -М.: Машиностроение, 1981. 128 с.
78. Измерение кинематической погрешности зубчатых передач / М.И. Кисилев и др.. // Состояние и проблемы технических измерений: Тез. докл. IV Всероссийской науч -техн. конф. М., 1997. - С. 18-19.
79. Дунаев, П.Ф. Расчет допусков размеров / П.Ф. Дунаев, О.П. Ле-ликов. М.: Машиностроение, 1981. - 189 с.
80. Допуски и посадки: Справочник. Ч. 2. JL: Машиностроение, 1983.-448 с.
81. Объемные гидромашины. Методы заводской обкатки, диагностирования технического состояния. Методические рекомендации / ВНИИГИДРОПРИВОД. -М.: ВНИИТЭМР, 1990. 80 с.
82. Нестеренко, В.П. К вопросу о взаимной ориентации основных деталей шестерен насоса в корпусе под действием рабочих нагрузок / В.П. Нестеренко, М.С. Заикин. // Гидропривод и системы управления. -Новосибирск: НИСИ, СИБАДИ, 1976.-С. 121-130.
83. Глухов, В. И. Влияние отклонений формы и расположения элементов деталей на работу конструкции / В.И. Глухов,. И.А. Маркова. // Авиационная промышленность. 1986. - № 3. - С. 32-34.270
84. Маркова, И.А. Проверка правильности назначения допускаемых отклонений на размеры деталей / И.А. Маркова, В.И. Глухов. Омск: ОмПИ, 1984.-77 с.
85. Глухов, В. И. Комплексные показатели размерной и геометрической точности деталей машин / В.И. Глухов. // Вестник машиностроения. -1998.-№ 4.-С. 3-7.
86. Глухов, В. И. Повышение качества гидравлического насоса путем достоверных измерений зависимых отклонений расположения элементов деталей / В.И. Глухов, Д.Б. Мартемьянов. // Динамика систем, механизмов и машин. Омск, 2002. - Кн. 1. — С. 315-317.
87. Саенко, В.П. Исследование зависимостей радиальных нагрузок, объемных и механических потерь от характера распределения давления жидкости в шестеренных насосах : дисс.канд. техн. наук / В.П.Саенко. Харьков, 1978. - 178 с.
88. Васильев, Л.В. Определение индикаторной диаграммы рабочего процесса шестеренного насоса / Л.В. Васильев, В.Н. Бугриенко. // Тракторы и сельхозмашины. — 1968. № 2.
89. Мудряк, В.И. Исследование изменения рабочих характеристик шестеренных насосов гидросистем в процессе их эксплуатации / В.И. Мудряк. //271Труды КПИ: «Проблемы механики и машиностроения». — Вып. 6. Кише-нев, 1967.
90. Installing and maintaining gear pumps / W. Kent // Chem. Eng. (USA). 1996. - 103. - № 3. - pp. 96-98.
91. Кот, C.H. Исследование влияние износа некоторых деталей насоса НШ-32 на его рабочие характеристики / С.Н. Кот // Сб. научных работ аспирантов ЦНИИМЭСХ. Минск, 1967.
92. Севернев, М.М. Исследование влияния эксплуатационных факторов на долговечность шестеренных насосов тракторных гидросистем / М.М. Севернев, С.Н. Кот. // Труды ЦНИИМЭСХ. т. VI. - Минск: Урожай, 1969.
93. Козюменко, В.Ф. Исследование условий работы шестеренных насосов в гидросистемах сельскохозяйственных тракторов с целью повышения их работоспособности: дисс. канд. техн. наук / В.Ф. Козюменко -Зерноград, Ростовск. обл., 1971. 186 с.
94. Мудряк, В.И. Исследование работоспособности шестеренных насосов гидросистем тракторов и сельскохозяйственных машин: дисс. . канд. техн. наук / В.И. Мудряк. Кишинев, 1968. — 150 с.
95. Костюков, В.Н. Мониторинг безопасности производства / В.Н. Костюков — М.: Машиностроение, 2002. 224 с.
96. Выбор гидравлических насосов / ТПП.— № Б—102/6. Харьков, 1988.- 19 с.
97. Исследование работоспособности шестеренных гидромашин на маловязком масле и воде / В.П. Клюс и др.. // Вестник машиностроения. 1991. - № 6. - С. 18-20.
98. Костюков, В.Н. Обобщенная диагностическая модель виброакустического сигнала периодического действия / В.Н. Костюков // Омский научный вестник. Омск, 1999. - Вып. 6. - С. 37-41.
99. Костюков, В.Н. Синтез инвариантных диагностических признаков и моделей состояния агрегатов для целей диагностики / В.Н. Костюков // Омский научный вестник. 2000. - Вып. 12. - С. 77-81.
100. Аистов И.П. Описание математической модели шестеренного насоса для решения диагностирования / И.П. Аистов. // Известия ВУЗов. Машиностроение. 2002. - № 2-3. - С. 49-55.
101. Манычев, В.Ф. Исследование износа зубьев насоса эвольвент-ного профиля / В.Ф. Манычев, И.Р. Дусаев И.Р. // Весщ АН БССР. Сер. ф1з-тэхн. наук. - 1991. - № 4. - С. 102-109.
102. Браун, Э.Д. Моделирование процесса абразивного изнашивания прецизионных пар шестеренных насосов / Э.Д. Браун, В.Н. Лабушина. // Проблемы машиностроения и автоматики. 1991. - № 5. - С. 73-79.
103. Башуров, Б.П. Вероятностные модели эксплуатационной надежности насосов / Б.П. Башуров. // Известия ВУЗов. Энергетика. -1989,-№4.-С. 124-128.
104. Башуров, Б.П. Выбор математической модели прогнозирования безотказной работы объемных насосов на основе корреляционного анализа / Б.П. Башуров. // Известия вузов. Машиностроение. 1990. — № 7. - С. 56-59.
105. Желтобрюх, В.Н. Повышение надежности шестеренных насосов с подшипниками скольжения / В.Н. Желтобрюх, В.А. Петренко, В.М. Карленко. // Технология и организация производства. 1969. - № 6.
106. Шевченко, B.C. Ускоренные ресурсные испытания насосов станочных систем / B.C. Шевченко, В.Н. Бетхер, О.П. Лапотко. // Вестник машиностроения. 1974. - № 6. - С. 10-13.
107. Желтобрюх, В.Н. Разработка и исследование шестеренного насоса с ограниченной камерой давления: дисс. . канд. техн. наук / В.Н. Желтобрюх. Кировоград, 1977. —143 с.
108. Осипов А.Ф. Увеличение долговечности шестеренного насоса на высоких давлениях / А.Ф. Осипов. // Общее машиностроение. ЦИН-ТИМАШ. 1962. - № 10.
109. Барышев, В.И. Повышение надежности и долговечности гидросистем тракторов и дорожно-строительных машин в эксплуатации / В.И. Барышев. Челябинск: Южно-Уральское кн. изд-во, 1973. - 112 с.
110. Нестеренко, В.П. К вопросу определения усилия отжима уплотнителя от торца шестерни в насосах / В.П. Нестеренко. // Гидропривод и системы управления строительных и тяговых дорожных машин. -Омск: СИБАДИ, 1981.-С. 100-104.
111. Малинкович, М.Д. Влияние перекрытия в зацеплении на трение и изнашивание зубьев / М.Д. Малинкович. // Известия ВУЗов. Машиностроение. 1990. - № 7. - С. 35-39.
112. Малинкович, М.Д. Качественная оценка скольжения и износа цилиндрических колес / М.Д. Малинкович. // Известия ВУЗов. Машиностроение. 1979. - № 9. - С. 38-48.
113. Лурье, З.Я. Многокритериальная оптимизация основных параметров качающих узлов шестеренных насосов внутреннего эвольвентно-го зацепления / З.Я. Лурье, А.И. Жерняк. // Вестник машиностроения. — 1995. -№ 8.-С. 3-8.
114. Рязанцев, В.М. Коэффициент перекрытия циклоидальных и циклоидально-эвольвентных зацеплений с различными глубинами нарезки роторов / В.М. Рязанцев. // Вестник машиностроения. — 1998. — №4. -С. 17-20.
115. Монахов, Н.М. Производительность шестеренного насоса и давление во впадинах зубьев / Н.М. Монахов. // Вестник машиностроения. 1974.-№ 3. - С. 30-34.
116. Вишенский, И.И. Исследование работы шестеренных насосов / Н.М. Вишенский. // Пневматика и гидравлика. — М., 1973. — С. 264-273.
117. Алексапольский, Д.И. Влияние характера распределения давления жидкости на утечки через торцевые зазоры в шестеренных насосах / Д.И. Алексапольский, В.П. Саенко // Гидропривод и гидропневмоавтоматика. -Киев: Техшка, 1977.-Вып. 13.
118. Исследование характеристик пульсаций нагнетаемого давления в шестеренных насосах / ТПП. № 18341/3. - М., 1987. - 24 с. - Пер. с275японск. ст. Ямагути Кэндзи из. журн.: Нихон кикай гаккай ромбунсю. — 1984. Т. 50. - С. 2968-2976.
119. Леныиин, В.В. Исследование виброакустических характеристик элементов гидромеханических систем двигателей летательных аппаратов: дисс. канд. техн. наук / В.В. Леныиин. Самара, 1997. - 193 с.
120. Леныиин, В.В. Экспериментальные исследования виброакустических свойств трубопроводов с пульсирующей рабочей средой / В.В. Леньшин, Е.В. Шахматов. // РК Техника: начно-техн. сборник, серия XII, Вып. 1, часть 1. Самара, 1996. - С. 121-129.
121. Шабуров, И.В. Анализ динамических характеристик шестеренных насосов и определение путей снижения их пульсационной производительности / Е.В. Шахматов, А.Г. Гимадиев. Куйбышев, 1989. - 36 с. - Деп. в ВНИИТЭМР 25.09.89. - № 27-мш89.
122. Васильев, Л.В. Исследование и выбор рациональной схемы шестеренного насоса с учетом повышения надежности и рабочих параметров гидроприводов тракторов: дисс.канд. техн. наук / Л.В. Васильев.-М.,НАТИ, 1972. 151 с.
123. Кулешов, Ю.В. Оценка влияния зазоров в сопряжениях шестеренного насоса на его внутренние утечки / Ю.В. Кулешов. // Повышение технического уровня сельско-хозяйственных машин. — Киев, 1991. — С. 58-64.
124. Густомясов, А.Н. Диагностирование объемных гидромашин термодинамическим методом / А.Н. Густомясов, А.Ю. Рыбаков. // Известия АН. Энергия (Россия). 1995. - № 2. - С. 118-122.
125. Федорченко, Н.П. Исследование термического метода диагностики объемных гидромашин / Н.П. Федорченко, C.B. Колосов. // Гидропривод и системы управления строительных и тяговых дорожных машин.-Омск: СИБАДИ, 1981.-С. 21-29.
126. Абрамов, Б.М. Колебания прямозубых зубчатых колес / Б.М. Абрамов. Харьков: Изд-во ХГУ, 1968. - 176 с.
127. Маркин, Ю.С. Неравномерность вращения и вибрационный контроль зубчатых передач / Ю.С. Маркин Казань: Татарское кн. изд-во, 1982 г. - 154 с.
128. Математическая модель шестеренного насоса как источника гидромеханических колебаний / Леньшин В.В., Шабуров И.В., Шахматов Е.В.; Самарский государственный аэрокосмический университет. — Самара, 1994. 26 с. - Деп. в ВИНИТИ 25.03.94., № 727-В94.
129. Acoustical control of external gear pumps by intensity measuring techniques. / E. Carliffi, I. Veechi. // Noise Contr. Eng. J. 1990. - 35, № 2. -pp. 53-59.
130. The noise control of external gear pumps. / R. Thorns, R. Bom-haev—Beins, B. Schmidt. // Pr. Nauk. Inst. Konstr. i Elcsploat. Macz. Pwof. Ser. Wspofepr. 1991. — № 4. — C. 179-188.
131. Саенко, В.П. Метод определения нагрузок, действующих на опоры шестерен в насосах с ограниченной зоной давления / В.П. Саенко, В.М. Волоцкий. // Гидропривод и гидропневмоавтоматика. — Киев: Техшка, 1972.-Вып. 8.-С. 133-140.
132. Шевченко, B.C. Определение оптимальных конструктивных параметров шестеренных насосов с помощью методов линейного программирования: дисс.канд. техн. наук / B.C. Шевченко Минск, 1963. - 120 с.
133. Kajima, Е. Characteristics of Fluidborne Noise Generated by Fluid Power Pump / E. Kajima, M. Shinada. // Bulierin of JSME. October 1984. -Vol. 27, № 232. - p. 2188-2195.
134. Аистов, И.П. Математическая модель шестеренного насоса для решения задач диагностирования / И.П. Аистов. // Динамика машин и рабочих процессов: Сборник докладов на Всероссийской научно-технической конференции. Челябинск: Изд—во ЮурГУ, 2002. - С. 8—12.
135. Попов, П.К. Математическое моделирование процесса возникновения кинематической ошибки волнового редуктора / П.К. Попов, А.Ф. Фирсаев, С.А. Шувалов. // Исследование и расчет деталей машин. — М.: Изд. МВТУ им. Н.Э. Баумана, 1978. С. 123-132.
136. Аистов, И.П. Контроль качества шестеренных насосов / И.П. Аистов, И.Б. Чебакова, И.И. Посивенко. // Развитие оборонно-промышленного комплекса на современном этапе: Материалы научно—технической конференции. Омск: Омск, госуниверситет, 2003. — С. 25—26.
137. Тику, Ш. Эффективная работа: AutoCAD 2004 / Ш. Тику. -СПб.: Питер, 2004. 1040 с.
138. ГОСТ 13755-81. Передачи зубчатые цилиндрические эволь-вентные. Исходный контур М.: Изд-во стандартов, 1981. - 7 с.278
139. Штриплинг, JI.O. Работа прямозубой зубчатой передачи при коэффициенте перекрытия, близком к единице / JI.O. Штриплинг, И.П. Аистов. //Известия вузов. Машиностроение. 2004. — № 7. - С. 35-38.
140. Крагельский, И.В. Основы расчетов на трение и износ / И.В. Крагельский, М.Н. Добычин, B.C. Комбалов. М.: Машиностроение, 1977.-526 с.
141. Демкин, Н.Б. Контактирование шероховатых тел / Н.Б. Демкин. -М.: Наука, 1970.-226 с.
142. Алексеев, Н.М. Металлические покрытия опор скольжения /Н.М. Алексеев. М.: Наука, 1973 - 75 с.
143. 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.
144. Справочник по триботехнике: В 3 т. //Под общей ред. М. Хеб-ды и A.B. Чичинадзе. — Т. 1. Теоретические основы. М.: Машиностроение, 1989. - 400 с.
145. Михин, Н.М. Внешнее трение твердых тел / Н.М. Михин. — М.: Наука, 1977.-222 с.
146. Вишенский, И.И. Исследование работы шестеренных насосов / И.И. Вишенский // Пневматика и гидравлика. М., 1973. - С. 264-273.
147. Влияние рабочих параметров на пульсацию и уровень шума шестеренных гидронасосов / ЦНИИТЭСТРОЙМАШ. № БП-82-14895. -М, 1982. - 12 с.
148. Исследование характеристик пульсаций нагнетаемого давления в шестеренчатых насосах / ТПП. № 18341/3. - М., 1987. - 24 с.
149. Влияние закупоривания жидкости во впадинах между зубьями на шумность работы шестеренных насосов / ТПП, БССР, Минское отд.,- № 737/4. Минск, 1980. - 14 с.
150. Исследование явления запирания жидкости в шестеренчатом насосе / ТПП.-№Б-2172.-М., 1988.- 18 с.
151. Стрелков, С.П. Введение в теорию колебаний / С.П. Стрелков. -М.: Наука, 1964.-437 с.
152. Аистов, И.П. Определение радиальных нагрузок на подшипниковые опоры шестеренных насосов. // Известия ВУЗов. Машиностроение.- 2005. -№3.- С. 35-39.
153. Аистов, И.П. Влияние качества сборки на типовые дефекты шестеренных насосов авиационного назначения / И.П. Аистов. // Сборка в машиностроении, приборостроении. 2007. - № 12. — С. 51-54.
154. Аистов, И.П. Повышение качества сборки шестеренных насосов за счет внедрения кинематического контроля / И.П. Аистов. // Сборка в машиностроении, приборостроении. — № 8. 2006. - С. 30-32.
155. Аистов, И.П. Контроль качества сборки и диагностика шестеренных насосов / И.П. Аистов. // Динамика систем, механизмов, и машин: Мат. IV междунар. науч.—техн. конф. Книга 1 — Омск, 2002. С. 5-7.
156. Аистов, И.П. Диагностирование рабочего состояния шестеренного насоса во время его эксплуатации / И.П. Аистов. // Проблемы механики современных машин: Материалы второй международной конференции. Улан-Удэ: ВСГТУ, 2003. - Т. 2. - С. 49-52.
157. Костюков, В.Н. Вибромониторинг насосных агрегатов нефтеперерабатывающих производств / В.Н. Костюков. // Омский научный вестник. 1999.-Вып. 8.-С. 55-59.
158. Павлов, Б.В. Акустическая диагностика механизмов / Б.В. Павлов. М.: Машиностроение, 1971. — 224 с.
159. Шахматов, Е.В. О виброакустическом взаимодействии элементов гидромеханических и топливных систем авиационных двигателей / Е.В. Шахматов. // Динамические процессы в силовых и энергетических установках JIA. Самара: СГАУ, 1993.- С. 37-42.
160. Дьяконов, В.П. MATLAB 6/6.1/6.5 + Simulink 4/5. Основы применения / В.П. Дьяконов. М.: СОЛОН-Пресс, 2004. - 768 с.
161. Дьяконов, В.П. MATL AB 6.0/6.1/6.5+SP1 + Simulink 4/5. Обработка сигналов и изображений / В.П. Дьяконов. — М.: СОЛОН-Пресс, 2005.-592 с.
162. Аистов И.П. Диагностическая модель оценки технического состояния шестеренных насосов / И.П. Аистов. // Омский научный вестник. 2006. - Вып. 1.-С. 101-108.
163. Штриплинг, Л.О. Расчет кинематической погрешности цилиндрической зубчатой передачи / Л.О. Штриплинг, Л.А. Андриенко. // Известия вузов. Машиностроение. — 1998 № 1-3.— С. 43-51.
164. Динамические процессы в механизмах с зубчатыми передачами: Сб. / Под ред. М.Д. Генкина, Э.Л. Айрапетова. -М.: Наука, 1976. 155 с.
165. Айрапетов, В.А. Податливость прямозубого зубчатого зацепления / В.А. Айрапетов, М.Д. Генкин, Д.И. Колин. // Виброакустичеекая активность механизмов с зубчатыми передачами. М.: Наука, 1971.- С. 13-59.
166. Айрапетов, Э.Л. Статика планетарных механизмов / Э.Л. Ай-рапетов. М.: Наука, 1976. - 264 с.
167. Вибрации в технике: Справочник: В 6-ти т. / Под ред. В.Н. Чело-мея. М.: Машиностроение, 1980. - Т.З. Колебания машин, конструкций и их элементов / Под. ред. Ф.М. Диментберга и К.С. Колесникова. — 544 с.
168. Биргер, В.А. Сопротивление материалов / В.А. Биргер В.А., P.P. Мавлютов М.: Наука, 1986. - 560 с.
169. Кленников, С.С. Динамика волновой передачи / С.С. Кленни-ков. // Использование волновых зубчатых передач в промышленности: Тез. докл. Всесоюз. науч—техн. семинара. — Минск, 1978. — С. 38-48.
170. Хендерсон, Дж. Демпфирование колебаний / Дж. Хендерсон — М.: Мир, 1988.-448 с.
171. Вибрации в технике: Справочник: В 6 т/ Под ред. В.Н. Чело-мея. М.: Машиностроение, 1978. - Т.1 - Колебания линейных систем / Под. ред. В.В. Болотина. - 352 с.
172. Решетов, Д.Н. Демпфирование колебаний в деталях станков / Д.Н. Решетов, З.М. Левина. // Исследования колебаний металлорежущих станков. М.: Машгиз, 1958. - С. 45-86.
173. Фридрих, Г. Динамические нагрузки в зубчатом зацеплении одноступенчатой цилиндрической передачи / Г. Фридрих, Р. Линке, Г. Пагель. // Детали машин: Экспресс-информация ВИНИТИ. 1974. - № 41.-С. 11-17.
174. Дорофеев, В.Л. Динамический анализ и синтез цилиндрических зубчатых передач с сопряженными и несопряженными зубьями: дисс. докт. техн. наук / В.Л. Дорофеев. Фрунзе, 1990. - 267 с.282
175. Сергиенко, А.Б. Цифровая обработка сигналов / А.Б. Сергиен-ко. СПб.: Питер, 2002. - 608 с.
176. Рудаков, П.И. Обработка сигналов и изображений. MATLAB 5.x / П.И. Рудаков, И.В. Сафонов. М.: ДИАЛОГ-МИФИ, 2000. - 416 с.
177. Надежность и эффективность в технике: Справочник. Т. 6: Экспериментальная обработка и испытания / Под. общ. ред. P.C. Судакова, О.И. Тескина. -М.: Машиностроение, 1989. 376 с.
178. Ефремов, В.В. Теория и практические вопросы работоспособности элементов машин, приборов и аппаратуры / В.В. Ефремов, В.А. Наумов, A.A. Чурсин. — Иркутск: Изд-во Иркут. ун-та, 1984, 220 с.
179. Слюдиков, М.Н. Надежность и точность механизмов приводов систем управления летательными аппаратами: Справочник / М.Н. Слюдиков. М.: Машиностроение, 1984. - 352 с.
-
Похожие работы
- Повышение эффективности зачистки деталей пневматических и гидротопливных систем при использовании термоимпульсного метода
- Повышение долговечности шестеренных гидронасосов восстановлением изношенных рабочих поверхностей комбинированным методом
- Повышение работоспособности главных линий листовых станов горячей прокатки в условиях воздействия динамических нагрузок
- Разработка методов контроля качества сборки шестеренных насосов
- Автоматизация прогнозирования ресурса зубчатых передач с целью повышения их эксплуатационных возможностей
-
- Материаловедение (по отраслям)
- Машиноведение, системы приводов и детали машин
- Системы приводов
- Трение и износ в машинах
- Роботы, мехатроника и робототехнические системы
- Автоматы в машиностроении
- Автоматизация в машиностроении
- Технология машиностроения
- Технологии и машины обработки давлением
- Сварка, родственные процессы и технологии
- Методы контроля и диагностика в машиностроении
- Машины, агрегаты и процессы (по отраслям)
- Машины и агрегаты пищевой промышленности
- Машины, агрегаты и процессы полиграфического производства
- Машины и агрегаты производства стройматериалов
- Теория механизмов и машин
- Экспериментальная механика машин
- Эргономика (по отраслям)
- Безопасность особосложных объектов (по отраслям)
- Организация производства (по отраслям)
- Стандартизация и управление качеством продукции