Разработка методов повышения ресурса шестеренных насосов гидротопливных систем

Размещено на http://www.allbest.ru/

6

ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск)

Омский государственный технический университет

На правах рукописи

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Разработка методов повышения ресурса шестеренных насосов гидротопливных систем

Специальность 05.02.02 Машиноведение, системы приводов и детали машин

Аистов Игорь Петрович

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. на заседании диссертационного совета Д 212.018.02 в Братском государственном университете по адресу: г. Братск, ул. Макаренко 40.

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 2009 г.

Ученый секретарь диссертационного совета Д 212.018.02, к.т.н., доцент И.М. Ефремов.

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., позволяющие устанавливать необходимый срок службы для большинства агрегатов и механизмов, содержащие 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 вынуждает 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 удовлетворяют необходимым требованиям; приемо-сдаточные испытания в собранном виде показывает соответствие выходным паспортным характеристикам; они 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. 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, 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.

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 методах 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 его 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:

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 основных 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.

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. А.А. Благонравова, Москва, 2009.

По теме диссертации опубликовано 27 работы, в том числе 11 публикаций в изданиях, рекомендованных 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.

Содержание работы

Во введении обоснована актуальность работы, изложена 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, который 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 z₁ = z₂ = 8; модуль m = 3,5 мм; номинальное межосевое расстояние a_w = 31,5 мм. Агрегат обеспечивает подачу топлива с производительностью Q_т = 2200 л/час при выходном давлении р_н = 6 МПа и скорости вращения привода n = 5000 об/мин. Рабочая жидкость - керосин ТС-1 (ГОСТ 10227-86).

В главе 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 анализ отказов рассматриваемых агрегатов, возвращенных для ремонта на заводе-изготовителе, общий выпуск которых за период с 1970 по 2005 гг. составил более 30 тысяч штук. Общее количество агрегатов, для которых в главе был проведен анализ на предмет их отказов составило около полутора тысяч штук, что составляет примерно 5-6 % от их общего количества.

В результате, были обозначены основные причины, или, назовем их критические параметры П_i, при которых произошел отказ агрегата по конкретному i-тому критерию (см. таблицу). В нашем случае, это: износ зубьев шестерен насоса вследствие раскрытия контакта их рабочих поверхностей (критический параметр П₁, рис. 1); износ подпятника в паре трения «торцы зубья шестерен - подпятник» (критический параметр П₂, рис. 2); износ опорных поверхностей шестерен и подшипниковых опор (критический параметр П₃, рис. 3); срез или потеря прочности вала ведущей шестерни (критический параметр П₄, рис. 4).

В главе 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 подхода (Проников А.С., Светлицкий В.А., Решетов Д.Н., Иванов А.С., Фадеев В.З. и др.), а также векторно-вероятностным методам представления погрешностей изготовления и монтажа деталей машин (Попов П.К., Шувалов С.А., Штриплинг Л.О. и др.). Особое внимание уделено работам, непосредственно посвященных проблемам проектирования насосов (Башта Т.М., Алексапольский Д.И., Беляев А.Е. и др.) и шестеренных насосов в частности (Юдин Е.М., Рыбкин Е.А., Усов А.А., 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. В работе также использованы методики для оценки долговечности пар трения, изложенные в работах Крагельского И.В., Дроздова Ю.Н. и др.

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 Пi, 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 «Не запуск двигателя» (доля отказов - 18,3%) 3. Отказ агрегата по дефекту «Наличие стружки в фильтре» (доля отказов - 11,7%) 4. Отказ агрегата по дефекту «Падение оборотов двигателя и его останов» (доля отказов - 15%)	Критический параметр П1: 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 П2: Происходит из-за роста объемных потерь рабочей жидкости в полостях шестеренного насоса и падения его объемного КПД. При этом, разборка насоса показывает повышенный износ поверхностей торцевых уплотнений подпятников шестеренного насоса (рис. 2). Критический параметр П3: Износ зубьев шестерен (рис. 1), подпятников (рис. 2) и подшипниковых опор (рис. 3). Критический параметр П4: Происходит вследствие среза или потери прочности вала ведущей шестерни, возникающий вследствие заклинивания шестерен в подпятниках насоса (рис. 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 главе поставлена цель и задачи исследования.

Во второй главе, в общем виде, на основе вероятностного подхода, проведен анализ взаимного положения деталей и узлов шестеренного насоса и их влияние на каждый из критических параметров П_i. Анализ проведен с помощью векторно-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-ой опоры агрегата для i-го ротора (вала) насоса:

,(1)

где t_Уzmi - постоянный вектор, характеризующий погрешность расположения рабочих осей шестерен в подшипниковых опорах; t_Уvmi - переменный вектор погрешности, зависящий от угла поворота шестерни; ш_vmi - фазовый угол ориентации вектора погрешности t_Уvi; - частота вращения шестерен агрегата; ф - 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:

,(2)

где l - расстояние между опорами (здесь индекс m = "л" обозначает условно левую опору; m = "п" - условно правую опору).

Изменение межосевого расстояния i-ой шестерни рассчитывается как

.

Текущее значение погрешности расположения рабочих осей шестерен представлено в виде:

,

где t_Уzi - постоянная составляющая; t_Уvi - переменная составляющая; ш_vi - фазовый угол ориентации вектора погрешности t_Уvi. Тогда реальная величина межосевого расстояния a_{w fakt} после монтажа шестерен насоса может быть определена по следующему выражению:

,(3)

где a_w - 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 Дa_w(щt) может достигать от 0 до 0,168 мм, а монтажный угол перекоса шестерен д_i насоса лежит в пределах от 0 до 4,7^.10^-4 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_i был проведен комплекс теоретических исследований, которые позволили выявить причины или условия возникновения конкретного i-ого отказа.

Критический параметр П₁. На основе результатов, полученных в главе 2, рассмотрено влияние погрешностей положения и изготовления шестерен рассматриваемого агрегата на коэффициент перекрытия е_б зубчатого зацепления шестеренного насоса в следующем виде:

,(4)

где r_а - радиус окружности вершин зубьев шестерен; r_b - радиус основной окружности зубчатого зацепления; p_b - основной окружной шаг зубчатого зацепления; a'_w(щt) - составляющая, учитывающая кинематическую погрешность шестерен на коэффициент перекрытия:

,(5)

,

где F_pi - допуск на накопленную погрешность шага зубьев шестерен; f_fi - допуск на погрешность профиля зуба шестерен; б'_w - угол зацепления профиля зубьев по начальной окружности, реализуемый при радиальном смещении:

, (6)

где б_w - угол зацепления профиля по начальной окружности.

На рис. 5 представлен график изменения коэффициента перекрытия е_б зубчатого зацепления рассматриваемого шестеренного насоса в зависимости от погрешности расположения рабочих осей шестерен насоса a_w/a_w, которые могут быть технологически реализованы во время сборки насоса без учета кинематической погрешности (линия 1) и с её учетом (линия 2). На рис. 6 символом - показано значение коэффициента перекрытия е_б при минимальной монтажной погрешности t_Уmin; символом - для максимальной погрешности t_Уmax; символом квдр. - значение для монтажной погрешности расположения рабочих осей шестерен с вероятностью Р = 0,9973. Как видно из рисунка, для рассматриваемого агрегата коэффициент перекрытия е_б, в зависимости от величины и ориентации первичных погрешностей может достигать значения е_б = 0,988 (вместо расчетного 1,044) даже в пределах допустимых значений допусков изготовления 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 П₁, в главе подробно рассмотрена работа зубчатого зацепления шестерен при е_б < 1.

На первом этапе, проведено теоретическое исследование путем моделирования работы 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, изменялся до максимально возможного в пределах допусков составляющих насос деталей и узлов.



На рис. 6 приведен случай при е_б = 1; на рис. 7 при е_б < 1 - в этом случае, для другой пары шестерен, наблюдается зазор, который необходимо преодолеть рабочему зубу ведомой шестерни для входа в зацепление с рабочим зубом ведомой шестерни, т.е. ведомой шестерни необходимо довернуться на угловой зазор ц_z.

Моделирование проводилось в системе автоматизированного проектирования AutoCAD. На графиках рис. 8 представлены результаты моделирования на примере зубчатого зацепления «идеальных» шестерен насоса НШ-32К (z₁ = z₂ = 8; m = 5 мм; a_w = 45 мм). На рисунке, для наглядности, совмещены графики зависимости величины дополнительного доворота шестерен f_z = f (a_w/a_w) (линия 1) и коэффициента перекрытия е_б = f (a_w/a_w) (линия 2) на каждом цикле перезацепления зубьев при изменении межосевого расстояния.



Конкретный вариант экспериментального шестеренного насоса НШ-32К, исследовался методами кинематометрии и виброметрии. На рис. 9 приведена расчетная зависимость зубцовой составляющей кинематической погрешности для зубчатого зацепления экспериментального насоса НШ-32К (линия 1) с учетом допуска на циклическую погрешность зубцовой частоты шестерни f_zzo = 30 мкм и её увеличение, согласно результатам приведенных на рис. 9. Здесь же представлены экспериментальные значения зубцовой составляющей кинематической погрешности зубчатого зацепления f_zzor (обозначенные - ) и значения коэффициента перекрытия е_б (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 f_zzor. В результате, можно сделать вывод о том, что при достижении величины отклонения межосевого расстояния, которая соответствует значению коэффициента перекрытия зубчатого зацепления е_б = 1, отмечается резкий рост зубцовой составляющей кинематической погрешности, например, для экспериментального насоса НШ-32К эта критическая величина отклонения межосевого расстояния составляет a_w/a_w = 0,008, а пороговая величина зубцовой составляющей кинематической погрешности f_zzor = 40 мкм. При дальнейшем росте отклонения межосевого расстояния a_w/a_w значения коэффициента перекрытия становятся е_б < 1.

Таким образом, в связи с характерной особенностью работы зубчатого зацепления шестеренного насоса, при котором коэффициент перекрытия может быть е_б ? 1, особое значение приобретает влияние дополнительного 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 f_Pb (линия 1) и расчета коэффициента динамической нагрузки для контактных напряжений К_{H v} (линия 2) в зависимости от коэффициента перекрытия зубчатого зацепления е_б для авиационных агрегатов 760Б и 4001_. Из рисунка следует, что при достижении значения коэффициента перекрытия е_б < 1, резко возрастают расчетные значения погрешностей основного шага шестерни f_Pb и, соответственно коэффициент К_Hv (линия 2), который учитывает динамическую нагрузку в зубчатом зацеплении (ГОСТ 21354-87). Характер распределения погрешностей основного шага f_Pb (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 у_H (линия 1), действующих на зубья шестерен агрегатов 760Б и 4001, в зависимости от коэффициента перекрытия зубчатого зацепления. Здесь же показано отношение у_HP/у_H (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_б=0,988) приводит к опасному увеличению расчетных контактных напряжений на зубья шестерен при котором отношение у_HP /у_H < 1, что создает предпосылки для их разрушения (рис. 1).

В главе была произведена оценка долговечности зубьев шестерен насоса на контактную прочность. На рис. 12 представлены результаты оценки долговечности L_h зубьев шестерен по контактной прочности рассматриваемого насоса (агрегаты 760Б и 4001) относительного базового варианта (L_h0 = 16000 час), выполненного по 7-й степени точности, в зависимости от величины от коэффициента перекрытия е_б зубчатого зацепления. Оценка ресурса производилась в соответствии положениям ГОСТ 21354-87. Учитывая, что коэффициент перекрытия е_б зубчатого зацепления насоса может достигать значения до е_б = 0,988 (рис. 5), долговечность зубьев шестерен может быть в 3-4 раза меньше расчетного базового варианта (L_h0 = 16000 час), что хорошо согласуется с производственными данными.

Критический параметр П₂. Далее, в главе 3 рассмотрено влияние перекоса шестерен (рис. 13) на нагруженное состояние деталей рассматриваемого агрегата. Вследствие перекоса д шестерен, рассмотренных в главе 2, происходит взаимное «сближение» торцов шестерен и подпятников. Величина «сближения»: , где r = R_нар - расстояние от оси шестерни до линии действия возникшего осевого усилия; s_т - величина гарантированного торцевого зазора между торцами зубьев шестерен и торцевой поверхностью подпятника, находится в пределах от 5 до 9 мкм.

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

При оценке нагруженного состояния и износа в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» принимались следующие допущения: 1). Изнашивание пары трения происходит в стационарном (установившимся) 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 волнистостью их поверхностей пренебрегалось ввиду тщательной обработке поверхностей трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника (шлифование, притирка) и сравнительно малых их размеров, т.е. . 4). Изнашиваемое тело (подпятник) - гладкое и деформируемое; истирающее (внедряемое) тело (торцы зубьев шестерен) - шероховатое. При расчетах принималось, что параметры шероховатости относятся к «истирающему» («внедряемому») телу, т.е. к торцам зубьев шестерен; материаловедческие параметры - к изнашиваемому телу (подпятник). 5). Вид износа - усталостный. При расчете износа принимается, что параметры шероховатости относятся к истирающему (внедряемому) телу (торцы зубьев шестерен), материаловедческие параметры - к изнашиваемому телу (подпятник). 6). 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, были определены нормальная нагрузка F_n, проведена оценка интенсивности изнашивания I_h,

Оценив величину интенсивности изнашивания I_h, можно рассчитать долговечность L_h пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник по формуле:

,(7)

где Дh - допустимая величина износа трущейся поверхности, принимается равной толщине антифрикционного покрытия; d_вн - внутренний диаметр номинальной поверхности износа; n - частота вращения шестерни, об/мин; k_изн = 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 s_т = 1…9 мкм приведены на рис. 14. На рисунке: линия 7 - показывает величину назначенного ресурса шестеренного насоса L_h = 16000 час; линия 1 - долговечность пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» при величине торцевого зазора s_т = 1 мкм; линия 2 - для s_т = 3 мкм; линия 3 - для s_т = 5 мкм; линия 4 - для s_т = 7 мкм; линия 5 - для s_т = 8 мкм; линия 6 - для s_т = 9 мкм На линии 7 символом - обозначен минимально возможный угол перекоса д_min, реализуемый во время сборки насоса; - с вероятностью P = 99,73%; - максимально возможный угол перекоса. Из представленных результатов видно, что усилия, возникающие в трущихся поверхностях между торцами зубьев шестерен и подпятником, вызывают износ подпятника (рис. 3), а долговечность пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» может быть менее назначенного ресурса шестеренного насоса даже при допустимых монтажных перекосах (в нашем случае, при д < 0,00047 рад.).

Кроме того, в главе произведена оценка момента сил трения M_тр 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 s_т = 1-9 мкм приведены на рис. 15 (обозначения 1-6 и дополнительные символы соответствуют обозначениям принятым на рис. 14) и показывают, что величина момента силы трения может превышать допустимую величину (M_тр > 50 Нм) даже для возможных монтажных углов перекоса шестерен насоса, отвечающих требованиям конструкторской документации.

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 s_т 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, происходит ухудшение условий работы трущихся поверхностей и рост локальных температур в зонах трения. В результате происходит интенсивный износ подпятников. Ввиду того, что характер монтажного перекоса носит случайный характер, повышенный износ поверхностей может испытывать как неподвижный, так и подвижный подпятник шестеренного насоса.

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 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 П₂. 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.

В главе проводится анализ эффективности работы таких устройств. В рассматриваемых насосах они выполнены в виде канавок в подпятниках и обеспечивают перетекание жидкости в момент запирания объема. Рассматривая массу рабочей жидкости в разгрузочной канавке как колебательную систему, можно оценить её собственную частоту по следующему выражению: , здесь с_рж - плотность рабочей жидкости; F_к - площадь канавки; ДV_рж - величина «избыточного» защемленного объема, которая должна быть вытеснена из межзубного пространства через систему разгрузочных каналов; l_к - длина канавки; р_рж - давление в защемленном объеме.

На графике рис. 16 приведены расчетные значения собственной частоты f_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 рисунка следует, что сброс давления наблюдается при условии f_z < f_РЖ , т.е. при значении коэффициента перекрытия е_б зубчатого зацепления насоса больше 1,027.

При сборках, в которых е_б< 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 достигает Дp = 2,7 МПа, что составляет 45% от давления в полости нагнетания р_н = 6 МПа, развиваемого насосом. В этом, случае, как показывают силовые расчеты, происходит рост радиальной нагрузки на подшипники насоса на 18% от номинальной расчетной радиальной нагрузки.

На рис. 18 показан график, где представлен расчет долговечности подшипников качения (линия 1) шестеренного насоса с учетом дополнительной радиальной нагрузки в зависимости от коэффициента перекрытия е_б. Линией 2 обозначена величина назначенного ресурса шестеренного насоса (L_h = 16000 час). Из представленных результатов видно, что для сборок с коэффициентом перекрытия в диапазоне 1,020 < е_б < 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 ДМ (е_б), максимальная величина которого достигает 65% от крутящего момента, действующего на вал ведущей шестерни при нормальной работе. Суммарный момент передаваемый ведущей шестерней определяется по формуле

, (8)

где М_тр - 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: М_кр = 18,9 + (50)+ 12,4 81,3 Н^.м. Запас запаса усталостной прочности на кручение при этом становится n_ф < 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, позволяя тем самым 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, имеющие предпосылки возникновения у них преждевременных отказов, на стадии производства без их разборки.

Ввиду того, что для экспериментальных исследований общих закономерностей условий работы шестеренного 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 применялся как для проверки зубчатых зацеплений отдельных шестерен (рис. 20), с моделированием различных погрешностей монтажа, так и шестерённого насоса в сборе (рис. 19).



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) подвергалась спектральному анализу с помощью программного обеспечения кинематометра.

Экспериментальные исследования проводились в два этапа. На первом этапе изменялось межосевое расстояние (или, что одно и тоже - изменение величины коэффициента перекрытия е_б зубчатого зацепления шестерен). При этом рассматривались разные взаимные положения зубьев для ведущей и ведомой шестерен насоса. На рис. 21 и 22 приведены экспериментальные кинематограммы и их спектрограммы (рис. 23 и 24) для 2-х положений (нулевого и максимального смещений) межосевого расстояния шестерен, 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 графике рис. 24 приведены кинематограммы, также, и их спектрограммы (рис. 23) для текущих значений кинематической погрешности экспериментального насоса в положениях, когда проявляются минимальные и максимальные их значения при изменении взаимного положения зубьев шестерен. Из спектрограмм видно, что при этом меняется только оборотная составляющая кинематической погрешности.

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) вариантов сборок насоса. Пример для одного из положений шестерен и 24 возможных сочетания 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.

Из представленных результатов видно, что только четвертая часть сборок, которые, как правило, осуществляются случайным образом, обеспечивают допустимое положение шестерен по диагностическому критерию отсева вариантов сборок насоса, а именно - по пороговой величине зубцовой составляющей кинематической погрешности f_zzor = 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 могут устанавливаться только в определенных сочетаниях 4-мя способами. С учетом того, что ведомую шестерню можно перевернуть на 180⁰, всего получается 8 вариантов рабочих сборок экспериментального насоса. Кинематометрирование этих вариантов рабочих сборок насоса показал, что диагностическому критерию отсева, а именно не превышение пороговой величины f_zzor = 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 изменения 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 может 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_i с вибродиагностическими признаками вибрационного состояния агрегатов, что и было сделано в работе применительно к шестеренным насосам на основе вышеизложенных в работе положений.

Для этого были произведены фактические замеры сопрягаемых размеров составляющих экспериментальный насос деталей, и для каждого из рабочих вариантов сборок, согласно положениям главы 2, были определены разброс погрешностей положения рабочих осей шестерен Дa_w и угла монтажного перекоса шестерен д_i. 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, возникающие между подпятником и торцами зубьев шестерен, и произведена оценка эффективности работы его разгрузочных канавок.

...