WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 || 3 | 4 |   ...   | 6 |

В главе рассмотреныпубликации, посвященные существующим методам прочностныхрасчетов деталей машин агрегатов, вопросамвибрации, моделирования, обеспечения ресурса агрегатовкак в детерминированной постановке(АйрапетовЭ.Л., Генкин М.Д., Биргер И.А., и др.), так и сиспользованием вероятностного подхода(Проников А.С., Светлицкий В.А., Решетов Д.Н.,Иванов А.С., Фадеев В.З. и др.), а такжевекторно-вероятностным методампредставления погрешностей изготовления имонтажа деталей машин (Попов П.К.,Шувалов С.А., Штриплинг Л.О. и др.). Особое внимание уделеноработам, непосредственно посвященныхпроблемам проектирования насосов(Башта Т.М., АлексапольскийД.И., Беляев А.Е. и др.) ишестеренных насосов в частности (Юдин Е.М.,Рыбкин Е.А., Усов А.А., Осипов А.Ф. и др.),разработке технологических вопросов ихизготовления, ремонта и сборки (Тетюхин В.И., Глухов В.И. идр.), конкретным вопросам работышестеренных насосов авиационногоназначения 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. Вработе также использованы методики дляоценки долговечности пар трения, изложенные в работахКрагельского И.В., Дроздова Ю.Н. и др.

Таблица

Основные виды отказов иих причины для шестеренного насоса

системы топливопитанияавиационных двигателей (агрегаты 760Б и4001)

Видотказа агрегата

Выявленнаяпричина отказов, или критический параметр Пi, влияющий натехническоесостояние агрегата


1. Отказ агрегата подефекту

«Колебание давлениятоплива в

двигателе» (доляотказов –46,7%

от общего количестваотказов)

2. Отказ агрегата по дефекту

«Не запускдвигателя»

(доля отказов – 18,3%)

3. Отказ агрегата подефекту «Наличие

стружки вфильтре»

(доля отказов – 11,7%)

4. Отказ агрегата по дефекту«Падение

оборотов двигателя иего останов»

(доляотказов – 15%)

Критическийпараметр П1:

Происходит из-за резкогоувеличение объемных потерь рабочейжидкости из камеры нагнетания в камерувсасывания насоса через зону зацепленияиз-за раскрытия контактов рабочих профилейзубьев шестерен. При этом, происходитувеличение динамических нагрузок на зубьяшестерен и рост контактных напряжений,ведущий к повышенному износу зубьевшестерен насоса (рис. 1).

Критический параметрП2:

Происходит из-за ростаобъемных потерь рабочей жидкости в полостяхшестеренного насоса и падения его объемного КПД. При этом,разборка насоса показывает повышенныйизносповерхностей торцевых уплотнений подпятниковшестеренного насоса (рис. 2).

Критический параметрП3:

Износ зубьев шестерен(рис. 1), подпятников (рис. 2) и подшипниковыхопор (рис. 3).

Критический параметрП4:

Происходит вследствиесреза или потери прочности вала ведущейшестерни, возникающий вследствиезаклинивания шестерен в подпятникахнасоса (рис. 4).

На основаниипроведенного обзора литературныхисточников можно сделать заключение о том, чтосуществующие исследования и общепринятыеметодики прочностных расчетов непозволяют достоверно оценить реальноенагруженное состояние деталей и узлов,рассматриваемых в качестве примерашестеренных насосов, и объяснить причины ихпреждевременных отказов, которые преждевсего связаны с нерасчетными режимаминагружения составляющих их деталей иузлов.

В главе поставлена цельи задачи исследования.

Во второй главе, в общем виде, на основе вероятностного подхода, проведен анализ взаимного положения деталей иузлов шестеренного насоса и их влияние накаждый из критических параметров Пi. Анализ проведенс помощьювекторно-вероятностного представленияпогрешностей изготовления и монтажасоставляющихдеталей рассматриваемого агрегата, которыесгруппированы по узлам агрегата (корпуснасоса, подшипниковый узел, вал-шестерня) всуммарныевекторы. Векторы представлены в виде суммынеподвижного вектора погрешностейизготовления элементов агрегата, ипеременного вектора, т.е. зависящего отугла поворота шестерен, для каждой m–ойопоры агрегата для i–горотора (вала) насоса:

, (1)

где tzmi – постоянный вектор,характеризующий погрешностьрасположения рабочих осей шестерен в подшипниковыхопорах; tvmi – переменный векторпогрешности,зависящий от угла поворота шестерни;vmi –фазовый угол ориентации вектора погрешностиtvi; – частотавращения шестерен агрегата; – текущее время.

Текущее положениерабочей оси шестерни формируется в каждыймомент времени сочетанием суммарныхпогрешностей соответственно в правой илевойопорах, при этом угол перекоса шестерен можно рассчитать по формуле:

, (2)

где l – расстояние междуопорами (здесь индекс m = "л" обозначаетусловно левую опору; m = "п"– условноправуюопору).

Изменение межосевогорасстояния i–ой шестернирассчитывается как

.

Текущее значениепогрешности расположения рабочих осейшестерен представлено в виде:, где tzi – постояннаясоставляющая; tvi – переменнаясоставляющая; vi – фазовый уголориентации вектора погрешности tvi.Тогда реальная величина межосевогорасстояния awfakt после монтажа шестереннасоса может быть определена по следующемувыражению:

, (3)

где aw– расчетнаявеличина межосевого расстояния шестереннасоса.

Выражение (3)описывает расположение рабочих осейшестерен относительно базовых, которые шестеренныйнасос может иметь во времяработы насоса. Длярассматриваемых агрегатов разброспогрешности расположения рабочих осейшестерен aw(t)может достигать от 0 до 0,168 мм, а монтажныйугол перекоса шестерен iнасоса лежит в пределах от 0 до 4,7.10-4 рад.

В результате, на основевекторно-вероятностного анализа первичныхпогрешностей изготовления и погрешностеймонтажа составляющих агрегат деталей,разработаны теоретические основы оценкиих фактического положения в собранномвиде.

Третья глава посвящена анализу нагруженногосостояния деталей и узлов длярассматриваемого агрегата. Определеновлияние фактического положения деталей,особенностей конструкции и условий работыагрегата на их нагруженное состояниеприменительно к критическим параметрам,выявленных в главе 1. Для этого, по каждомуиз критических параметров Пi был проведенкомплекс теоретических исследований,которые позволили выявить причины илиусловия возникновения конкретного i-ого отказа.

Критический параметрП1. На основе результатов,полученных в главе 2, рассмотрено влияниепогрешностей положения иизготовления шестерен рассматриваемогоагрегата на коэффициентперекрытия зубчатогозацепления шестеренного насоса вследующем виде:

, (4)

где rа– радиусокружности вершин зубьев шестерен; rb– радиусосновной окружности зубчатого зацепления;pb –основной окружной шаг зубчатого зацепления; a'w(t)– составляющая, учитывающая кинематическую погрешность шестерен накоэффициентперекрытия:

, (5)

,

где Fpi– допуск нанакопленную погрешность шага зубьевшестерен; ffi –допуск на погрешность профиля зубашестерен; 'w – угол зацепленияпрофиля зубьев по начальной окружности, реализуемый при радиальномсмещении:

, (6)

где w– уголзацепления профиля по начальной окружности.

На рис.5 представлен графикизменения коэффициента перекрытия зубчатого зацепления рассматриваемогошестеренного насоса в зависимости отпогрешности расположения рабочих осейшестерен насоса aw/aw,которые могут быть технологическиреализованы во время сборки насоса безучета кинематической погрешности (линия 1)и с её учетом (линия 2). На рис.6 символом – показанозначение коэффициента перекрытия приминимальной монтажной погрешности tmin; символом – для максимальной погрешности tmax; символомквдр. – значение длямонтажной погрешности расположениярабочих осей шестерен с вероятностью Р = 0,9973.Как видно из рисунка, для рассматриваемого агрегата коэффициентперекрытия, взависимости от величины и ориентациипервичныхпогрешностей может достигатьзначения =0,988 (вместо расчетного 1,044)даже в пределах допустимых значенийдопусков изготовления и монтажа деталей иузлов агрегата.

С целью изученияособенностей конструкции и условий работырассматриваемого агрегата на нагруженноесостояние составляющих его деталейприменительно к критическому параметруП1, в главеподробнорассмотрена работа зубчатого зацепленияшестерен при < 1.

На первом этапе, проведено теоретическоеисследование путем моделирования работызубчатого зацепления насоса в системеавтоматизированного проектирования AutoCAD.Процесс моделирования условий работызубчатого зацепления шестерен заключалсяв воспроизводстве метода обкатки принарезании зубьев заданным производящимисходным контуром. После получения моделей«идеальных» шестерен с заданнымипараметрами, передача «собиралась» приразличных межосевых расстояниях, начиная сноминального (расчетного) и далее, сзадаваемым шагом, изменялся до максимальновозможного в пределах допусковсоставляющих насос деталей и узлов.

На рис.6 приведен случай при = 1;на рис. 7 при < 1 –в этом случае, для другой пары шестерен, наблюдаетсязазор, который необходимо преодолетьрабочему зубуведомой шестерни для входа в зацепление срабочим зубом ведомой шестерни, т.е. ведомой шестернинеобходимо довернуться на угловой зазор z.

Моделирование проводилось всистеме автоматизированного проектирования AutoCAD.На графиках рис. 8представлены результаты моделированияна примере зубчатого зацепления «идеальных»шестерен насоса НШ-32К (z1 =z2 = 8; m = 5 мм; aw= 45 мм). На рисунке, для наглядности,совмещены графики зависимости величиныдополнительного доворота шестерен fz =f (aw/aw) (линия 1) икоэффициентаперекрытия =f (aw/aw) (линия 2) на каждомцикле перезацепления зубьевпри изменении межосевого расстояния.

Конкретный вариантэкспериментального шестеренногонасоса НШ-32К,исследовался методами кинематометрии ивиброметрии.На рис. 9 приведена расчетная зависимостьзубцовой составляющей кинематическойпогрешностидля зубчатого зацепления экспериментальногонасоса НШ-32К (линия 1) с учетом допуска нациклическуюпогрешность зубцовой частоты шестерни fzzo = 30 мкм и еёувеличение, согласно результатам приведенныхна рис. 9. Здесь жепредставлены экспериментальные значениязубцовойсоставляющей кинематической погрешностизубчатогозацепления fzzor (обозначенные – ) и значениякоэффициента перекрытия (линия 2) в зависимости от межосевого расстояния шестеренэкспериментального насоса НШ-32К. Из графиков, представленных на рис. 9,видно, что при достижении некоторогоопределенного значения отклонениямежосевогорасстояния отмечается резкий ростзубцовой составляющей кинематической погрешности fzzor. Врезультате, можно сделать вывод о том, чтопри достижении величины отклонениямежосевого расстояния, которая соответствует значениюкоэффициента перекрытия зубчатогозацепления = 1, отмечаетсярезкий рост зубцовой составляющейкинематической погрешности,например, для экспериментальногонасоса НШ-32К эта критическая величинаотклонениямежосевого расстояния составляет aw/aw =0,008, а пороговая величина зубцовой составляющейкинематической погрешности fzzor = 40мкм. При дальнейшем ростеотклонения межосевого расстояния aw/awзначения коэффициента перекрытиястановятся < 1.

Таким образом, в связи схарактерной особенностью работы зубчатогозацепления шестеренного насоса, прикотором коэффициент перекрытия может быть 1,особое значение приобретает влияниедополнительного динамического нагружениязубьев шестерен, возникающего вследствиеударного входа зубьев вне линиизацепления. В этом случае происходитувеличение динамических нагрузок и ростконтактных напряжений.

На рис.10представлены результаты моделированияпогрешностей основного шага шестеренfPb (линия 1) и расчета коэффициентадинамической нагрузки для контактных напряженийКH v(линия 2) в зависимости от коэффициентаперекрытиязубчатого зацепления дляавиационных агрегатов 760Б и 4001. Из рисункаследует, чтопри достижении значения коэффициентаперекрытия < 1, резковозрастаютрасчетные значения погрешностей основногошага шестерни fPb и,соответственно коэффициент КHv(линия 2), который учитывает динамическую нагрузку в зубчатомзацеплении (ГОСТ 21354-87). Характерраспределения погрешностей основногошага fPb(линия 1) для шестерен получен в результатемоделирования работы зубчатогозацепления рассматриваемого агрегата в системеавтоматизированного проектирования AutoCAD.

На рис.11 показанрост контактных напряжений H(линия 1), действующих на зубья шестерен агрегатов 760Б и4001, в зависимости от коэффициента перекрытия зубчатогозацепления. Здесь же показано отношениеHP/H(линия 2), характеризующее запас прочностипо контактным напряжениям рабочих профилей зубьевшестереннасоса. Из полученных результатов следует,что работа зубчатого зацепленияшестеренногонасоса в условиях раскрытия контакта междурабочими профилями зубьев шестерен начиная снекоторого значения коэффициента перекрытия(в нашем случае =0,988) приводит копасномуувеличению расчетных контактныхнапряжений на зубья шестерен при которомотношение HP/H < 1, что создаетпредпосылки для их разрушения (рис. 1).

В главе былапроизведена оценкадолговечности зубьев шестерен насоса наконтактную прочность. Нарис. 12 представленырезультаты оценки долговечности Lhзубьев шестерен по контактной прочностирассматриваемого насоса (агрегаты 760Б и 4001)относительного базового варианта (Lh0 = 16000 час),выполненного по 7-й степени точности, взависимости от величины от коэффициентаперекрытия зубчатогозацепления. Оценка ресурсапроизводилась в соответствииположениям ГОСТ 21354–87. Учитывая, что коэффициентперекрытия зубчатогозацепления насоса может достигатьзначения до = 0,988 (рис. 5), долговечностьзубьев шестерен может быть в 3-4 раза меньшерасчетного базового варианта (Lh0 = 16000 час), что хорошосогласуется с производственнымиданными.

Критический параметрП2. Далее, в главе 3 рассмотрено влияниеперекоса шестерен (рис.13) на нагруженное состояниедеталей рассматриваемого агрегата.Вследствие перекоса шестерен, рассмотренных вглаве 2, происходит взаимное«сближение» торцов шестерен иподпятников. Величина «сближения»:, где r= Rнар– расстояниеот оси шестерни до линии действия возникшего осевогоусилия; sт – величинагарантированного торцевого зазора междуторцами зубьев шестерен и торцевойповерхностью подпятника, находится впределахот 5 до 9 мкм.

Pages:     | 1 || 3 | 4 |   ...   | 6 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»