Разработка методов повышения ресурса шестеренных насосов гидротопливных систем

На основании произведенных расчетов для исследуемого экспериментального насоса предложены 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, характеризующие 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 является повышенный уровень 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 варианты 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 П₁); 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 «торцы 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 П₃ 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 приемо-сдаточных испытаний (рис. 26). Стенд позволял снимать рабочие характеристики шестеренного насоса при различных частотах вращения ведущей шестерни. Измерения производились при частоте вращения шестерен - 16Гц (960 об./мин.). Выбор частоты вращения ведущей шестерни исследуемого насоса был обусловлен аппаратными возможностью 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 со-поставление экспериментальных данных по измерению кине-матической погрешности зуб-чатого 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, отложенных по оси абцисс в логарифмических координатах, причем: 16 Гц - соответствует частоте вращения вала ведущей шестерни насоса; 125 Гц - соответствует частоте перезацепления зубьев шестерен; 1000 Гц - соответствует частоте, характеризующей собственную частоту установки шестерен в подшипниковых опорах для экспериментального насоса.

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 - 1000Гц, соответствует двум из трех прогнозируемых вариантов сборок насоса, которые работают в условиях увеличения момента сил трения в паре «торцы зубьев шестерен - подпятник»; 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, имеющие 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 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 приемо-сдаточных испытаниях рассматриваемых в работе агрегатов на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск) (рис. 29).

Пятая глава посвящена разработке диагностической модели технического состояния шестеренного насоса, направленная на прогнозирование диагностических признаков проявления рассмотренных критических параметров с целью распространения теоретических положений и полученных экспериментальных данных 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, учтены возможные случаи, при которых величина коэффициента перекрытия зубчатого зацепления шестерен е_б < 1; 3) возможное увеличение динамической нагрузки, действующие на зубья шестерен, при е_б < 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 рессоры ведущей шестерни. Модель позволяет учитывать пульсационный характер давления рабочей жидкости шестеренного насоса и упруго-диссипативные 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 ₁ - считается известным: ₁ = ₁ ^. ф (где ₁ - постоянная угловая скорость ведущей шестерни насоса; ф - текущее время); 2) нагрузка приложена в полюсе зацепления шестерен; 3) зубья шестерен принимаются абсолютно точными и жесткими.

В модели рассмотрены радиальные колебания шестерен в неподвижной системе координат ZoX. Центр координат системы расположен на пересечении межосевой линии шестерен и оси вращения ведущей шестерни, которая установлена в опорах насоса без монтажных погрешностей. Оси оZ и оX направлены, соответственно, параллельно и перпендикулярно осям валов передачи, причем ось оX лежит на межосевой линии шестерен насоса (рис. 30а):

(9)

(10)

В уравнениях (9) и (10) приняты следующие обозначения: x₁ и x₂ - поперечные колебания ведущей и ведомой шестерен насоса вдоль межосевой линии; m₁, m₂ - приведенные массы ведущей и ведомой шестерен насоса; c_x1, c_x2 - приведенные радиальная (по оси Х) жесткость подшипниковых опор для валов ведущей и ведомой шестерен насоса, соответственно; b_x1, b_x2 - приведенные коэффициенты демпфирования, характеризующие диссипативные свойства валов ведущей и ведомой шестерен насоса в подшипниковых опорах по оси Х; c_зз - жесткость пары зубьев шестерен насоса в полюсе зубчатого зацепления; b_зз - коэффициент, характеризующий диссипативные свойства в зубчатом зацеплении;

_i - угол монтажного перекоса шестерен насоса, который зависит от монтажных погрешностей положения i-ой шестерни в опоре (см. формулу (2)); б_w - угол зацепления зубьев шестерен по начальным окружностям d_wi в полюсе зацепления, также зависит от погрешностей изготовления и монтажа деталей насоса (см. формулу (6)); F_n1 и F_n2 - нормальные силы, действующие в полюсе зацепления на зубья шестерен вдоль линии зацепления вследствие передачи крутящего момента; F_зз - дополнительная динамическая нагрузка, действующая на шестерни насоса вследствие угловых колебаний шестерен из-за их кинематической погрешности.

Дополнительные радиальные нагрузки ДF_гидрх1 и ДF_гидрх2, действующую на ведущую и ведомую шестерни вследствие гидравлического давления в межзубном пространстве в зависимости от режимов работы насоса (рис. 30б):

,(11)

где f_РЖ - собственная частота движения рабочей жидкости в разгрузочной канавке; f_z - частота перезацепления зубьев шестерен насоса; Дp - повышение давления во впадинах зубьев.

Силы трения F_тр1 и F_тр2, действующие между трущимися поверхностями торцов зубьев шестерен и подпятником; x_зз - упругие деформации зубчатого зацепления, которые определяются из условия постоянства контакта зубьев шестерен (рис. 30в):

(12)

где m_зз - приведенная масса: ; x_КП - функция, позволяющая учесть кинематическую погрешность изготовления зубьев ведущей и ведомой шестерен насоса при их взаимодействии (принято, что щ = Щ₁):

,

где F_pi - допуск на накопленную погрешность шага i-ой шестерни насоса; f_fi - допуск на погрешность профиля зуба i-ой шестерни; _0i - суммарный фазовый угол ориентации векторов погрешности F_pi и межосевой линией шестерен насоса; z_i - число зубьев i-ой шестерни.

Из уравнения (12) определяется деформация зубчатого зацепления x_зз и её первая производная, которые используются при решении системы уравнений (9) и (10) численными методами. Результатом решения являются текущие значения радиальных колебаний x₁, x₂ 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 MATLAB с расширением Simulink. Для обработки и анализа решений использовался инструмент SPTool, входящий в состав этого математического пакета MATLAB.

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 увеличение момента сил трения в паре «торцы зубьев шестерен - подпятник».

Сравнение полученных теоретических результатов с экспериментальными данными показывает соответствие представленной диагностической модели шестеренного насоса, т.е. прогнозируемые диагностические признаки его 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, характеризующие 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, и которая апробирована и адаптирована к существующим стендам приемо-сдаточных 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_i, влияющие 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.

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 топпливопитания 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 учитываемые 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. 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. конкретный и измеренный 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 возможных и 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.

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, что приводит к срезу 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 его 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 обосновать возможность и критерии отсева агрегатов, имеющие предпосылки возникновения у них преждевременных отказов, на стадии производства без их разборки.

10. 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.

11. 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.

12. 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.

13. 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 приемо-сдаточных испытаний с использованием методов контроля вибрационного состояния корпуса и потребляемой мощности приводного электродвигателя для испытуемых агрегатов.

14. Предложен общий алгоритм оценки технического состояния агрегатов с учетом реального положения и фактического нагруженного состояния составляющих их деталей и узлов в собранном виде, который позволяет целенаправленно подойти к формированию для них назначенного ресурса.

15. Результаты работы апробированы и внедрены на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск), что позволило обосновать увеличение назначенного ресурса для агрегата 760Б с 4000 до 16000 часов.

Вышеизложенное позволяет заключить, что в диссертации осуществлено решение важной научно-технической проблемы, имеющей актуальное народохозяйственное значение и носящее межотраслевой характер, заключающееся в установлении общих закономерностей силового взаимодействия деталей и узлов с учетом погрешностей их изготовления и реального взаимного положения в собранном агрегате, повышении достоверности расчетов их нагруженного состояния, оценки 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: Материалы международной конференции. - 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: Сборник докладов на Всероссийской научно-технической конференции. - 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: Мат. 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. рег. № 01.2.00106846 (инв.02.20.0300422). / Л.О. Штрирлинг, 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: Материалы второй международной конференции. - 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: Материалы научно-технической конференции. - Омск: Омск. госуниверситет, 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: Материалы 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. Штриплинг, И.П. Аистов, В.Д. Смирнов, И.И Посивенко. // Управление качеством: теория, методология, практика: Материалы Всерос. науч.-практ.конф. 16-17 декабря 2003 г . - Саранск: Тип. «Красн.Окт.», 2004. - С.277-281.

14. Штриплинг, Л.О. Работа прямозубой передачи при коэффициенте перекрытия, близким 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 ОмГТУ, 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: Материалы третьей международной конференции. - 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 научно-технической конференции (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, Л.О. Штриплинг. // Сильные инженерные школы - технологический прорыв Сибири: Материалы 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. Штриплинг. // Известия ВУЗов. Машиностроение. - 2008. - № 7. - С. 11-16.

Размещено на Allbest.ru