Разработка методов повышения ресурса шестеренных насосов гидротопливных систем (06.04.2009)

Автор: Аистов Игорь Петрович

. 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 Fn, проведена оценка интенсивности изнашивания Ih,

Оценив величину интенсивности изнашивания Ih, можно рассчитать долговечность Lh пары трения «торцы зубьев шестерен – подпятник по формуле:

где ?h – допустимая величина износа трущейся поверхности, принимается равной толщине антифрикционного покрытия; dвн – внутренний диаметр номинальной поверхности износа; n – частота вращения шестерни, об/мин; kизн = 0,7…0,8 – коэффициент, учитывающий неравномерность износа трущихся поверхностей.

линия 2 – для sт = 3 мкм; линия 3 – для sт = 5 мкм; линия 4 – для sт = 7 мкм; линия 5 – для sт = 8 мкм; линия 6 – для sт = 9 мкм На линии 7 символом – обозначен минимально возможный угол перекоса ?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 ? < 0,00047 рад.).

Кроме того, в главе произведена оценка момента сил трения Mтр 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 sт = 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 (Mтр > 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 sт 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.

, здесь ?рж – плотность рабочей жидкости; Fк – площадь канавки; ?Vрж – величина «избыточного» защемленного объема, которая должна быть вытеснена из межзубного пространства через систему разгрузочных каналов; lк – длина канавки; ррж - давление в защемленном объеме.

На графике рис. 16 приведены расчетные значения собственной частоты fРЖ 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 fz < fРЖ , т.е. при значении коэффициента перекрытия ?? зубчатого зацепления насоса больше 1,027. При сборках, в которых ??< 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 ?p = 2,7 МПа, что составляет 45% от давления в полости нагнетания рн = 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.

коэффициента перекрытия ??. Линией 2 обозначена величина назначенного ресурса шестеренного насоса (Lh = 16000 час). 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 ?М (??), максимальная величина которого достигает 65% от крутящего момента, действующего на вал ведущей шестерни при нормальной работе. Суммарный момент передаваемый ведущей шестерней определяется по формуле

где Мтр – 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: Мкр = 18,9 + ((50)+ 12,4 ( 81,3 Н.м. Запас запаса усталостной прочности на кручение при этом становится n? < 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.

периментального 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.

,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 ?? 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 fzzor = 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 fzzor = 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 Пi 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 ?aw и угла монтажного перекоса шестерен ?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.

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 ?? < 1; 3) возможное увеличение динамической нагрузки, действующие на зубья шестерен, при ?? < 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.


загрузка...