WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 | 2 || 4 | 5 |   ...   | 6 |

В главеопределены нагрузки, возникающие при перекосе в паре трения«торцы зубьев шестерен– подпятник». Принималось, что для трущихсяповерхностей торцов зубьев и подпятникаизвестныконструктивные, технологические,материаловедческие иэксплуатационные характеристики трущихсяповерхностей. Необходимые исходные данныепо допускам размеров деталей,материалам итехнологии обработки взяты изконструкторской и технологическойдокументации для рассматриваемогоагрегата.

При оценке нагруженногосостояния и износа в паре трения «торцызубьев шестерен – подпятник» принимались следующиедопущения: 1). Изнашивание пары трения происходитв стационарном (установившимся) режиме вусловиях граничной смазки, т.е. толщинапленки смазочного материала не влияет навеличину нормальных напряжений в зонахфактического контакта трущихсяповерхностей и на величину их сближения. 2).Влияние температуры не учитывалось, т.е. наповерхности контакта принималосьравномерное температурное поле. 3). Прирасчете контурной площади касания парытрения волнистостью их поверхностейпренебрегалось ввиду тщательной обработкеповерхностей трущихся поверхностей торцовзубьев 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 параметрышероховатости относятся к «истирающему»(«внедряемому») телу, т.е. к торцам зубьевшестерен; материаловедческие параметры– кизнашиваемому телу (подпятник). 5). Видизноса –усталостный. При расчете износапринимается, что параметры шероховатостиотносятся к истирающему (внедряемому) телу(торцы зубьев шестерен),материаловедческие параметры – к изнашиваемомутелу (подпятник). 6). Работа пары тренияпроисходит в условиях внешнеготрения.

Исследованияпоказали, что в рабочих диапазонахвнедрения «истирающего» тела (торцы зубьев шестерен) вподпятник, наблюдаются условия упругого,упруго-пластического и пластическогоконтактов. Для этих случаев, были определены нормальнаянагрузка Fn, проведенаоценка интенсивности изнашивания Ih,

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

, (7)

где h– допустимаявеличина износа трущейся поверхности,принимается равной толщинеантифрикционного покрытия; dвн– внутреннийдиаметр номинальной поверхности износа;n – частота вращенияшестерни, об/мин; kизн = 0,7…0,8 – коэффициент,учитывающий неравномерность износатрущихся поверхностей.

Результаты расчетадолговечности рассматриваемой пары тренияв зависимости от величины перекоса приразличных гарантированных монтажныхзазорах sт =1…9 мкм приведены на рис. 14. На рисунке: линия 7 – показывает величинуназначенного ресурса шестеренного насосаLh = 16000 час; линия 1 – долговечность парытрения «торцы зубьев шестерен – подпятник» привеличине торцевого зазора sт = 1 мкм; линия 2– для sт = 3мкм; линия 3 – для sт = 5 мкм; линия 4–для sт = 7 мкм; линия 5 – для sт = 8мкм; линия 6 –для sт = 9 мкм На линии 7 символом– обозначенминимально возможный угол перекоса min,реализуемый во время сборкинасоса; – с вероятностьюP =99,73%; – максимально возможный уголперекоса. Из представленных результатоввидно, что усилия, возникающие в трущихсяповерхностях между торцами зубьевшестерен и подпятником, вызывают износ подпятника (рис. 3), адолговечность пары трения «торцы зубьев шестерен–подпятник» может быть менее назначенногоресурса шестеренного насоса даже при допустимыхмонтажных перекосах (в нашем случае,при < 0,00047 рад.).

Кроме того, в главепроизведена оценка момента сил тренияMтр в паре трения междуторцами шестерен и подпятниками, которыйдополнительно нагружает вал ведущейшестерни и должен быть преодолен приводнымустройством.

Результаты расчетов момента сил трения, длярассматриваемого агрегата, в зависимости отвеличины перекоса при различных монтажныхзазорахsт = 1–9мкм приведены на рис.15 (обозначения 1–6 и дополнительныесимволы соответствуют обозначениям принятым нарис. 14) и показывают, что величинамомента силы трения может превышатьдопустимую величину (Mтр > 50 Нм) даже длявозможныхмонтажных углов перекоса шестерен насоса,отвечающих требованиям конструкторскойдокументации.

Торцовые зазоры междузубьями шестерен и подпятником не являютсяпостоянными величинами, а периодическименяются вследствие биения торцовшестерен, непараллельности и неровностисоприкасающихся поверхностей шестерен иподпятника, упругой деформацииповерхностей скольжения в зонах контакта ит.д., величина торцевого зазора sттакже периодически изменяется взависимости от угла поворота шестерен.Таким образом, для шестеренного насосатакже возможен периодический рост силтрения между трущимися поверхностямиторцов зубьев шестерен и подпятника. В этомслучае, происходит ухудшение условийработы трущихся поверхностей и ростлокальных температур в зонах трения. Врезультате происходит интенсивный износподпятников. Ввиду того, что характермонтажного перекоса носит случайныйхарактер, повышенный износ поверхностейможет испытывать как неподвижный, так иподвижный подпятник шестеренного насоса.

Таким образом, теоретически показано, что даже придопустимых монтажных значениях угловперекоса шестерен, может наблюдатьсяповышенный износ пары трения «торцы зубьевшестерен –подпятник», что хорошо согласуется спроизводственными данными.

Критический параметрП3. Необходимо отметить, что причинаотказа по рассматриваемому параметру (см.таблицу) может быть сопутствующим факторомрассмотренных ранее видов отказовшестеренных насосов, а именно: износ зубьевшестерен (рис. 1), как следствие критическогопараметра П1, иизнос подпятников (рис.2), как следствие критическогопараметра П2. Вработе, этот параметр рассмотренисключительно с точки зрения износаподшипниковых опор (рис.3) вследствие увеличения наних нагрузок, поскольку условиявозникновения износов зубьев шестерен иподпятников рассмотрены выше.

Конструктивнойособенностью работы шестеренного насосаявляется запирание рабочей жидкости вовпадинах между зацепляющимися зубьямишестерен. Так как жидкость практическинесжимаема, то она запирается взащемленном межзубном пространстве свысоким пульсирующим давлением. Прианализе нагруженного состояния деталей иузлов насоса влияние запертого объемарабочей жидкости в межзубном пространстве,как правило, не учитывается, посколькусчитается, что существующие разгрузочныеустройства обеспечивают сброс избыточногодавления.

В главе проводится анализэффективности работы таких устройств. Врассматриваемых насосах они выполнены ввиде канавок в подпятниках и обеспечиваютперетекание жидкости в момент запиранияобъема. Рассматривая массу рабочейжидкости в разгрузочной канавке какколебательную систему, можно оценить еёсобственную частоту по следующемувыражению:,здесь рж – плотность рабочейжидкости; Fк – площадь канавки;Vрж – величина«избыточного» защемленного объема,которая должна быть вытеснена измежзубного пространства через системуразгрузочных каналов; lк– длинаканавки; ррж - давление в защемленномобъеме.

На графике рис. 16 приведены расчетные значениясобственной частоты fРЖ колебаний массы рабочей жидкости вразгрузочной канавке (линия 1) взависимостиот коэффициента перекрытия. Здесь желинией 2 показана частота перетока рабочейжидкости которая равна частотеперезацепления зубьев насоса. Из рисунка следует, что сброс давлениянаблюдается при условии fz <fРЖ, т.е. при значениикоэффициента перекрытия зубчатогозацеплениянасоса больше 1,027. При сборках, вкоторых <1,027 работа разгрузочных канавок становитсянеэффективной и необходимый сброс ростадавления рабочей жидкости в межзубномпространстве не происходит.

На рис.17 приведенырезультатырасчетов для рассматриваемых агрегатов,которые показывают величину давления рабочейжидкости в межзубном пространстве. Видно, чтодавление в межзубном пространстведостигает p =2,7 МПа, что составляет 45% от давления вполости нагнетания рн = 6МПа, развиваемого насосом. Вэтом, случае, какпоказывают силовые расчеты, происходитрост радиальной нагрузки наподшипники насоса на 18% от номинальнойрасчетной радиальной нагрузки.

На рис.18 показан график, гдепредставлен расчет долговечностиподшипников качения (линия 1) шестеренногонасоса с учетом дополнительной радиальнойнагрузки в зависимости от коэффициентаперекрытия. Линией 2обозначена величина назначенного ресурсашестеренного насоса (Lh = 16000 час). Изпредставленных результатов видно, что длясборок с коэффициентом перекрытия вдиапазоне 1,020 < < 1,027дополнительная радиальная нагрузкаприводит к снижению долговечностиподшипников качения ниже назначенногоресурса шестеренного насоса ипреждевременному разрушениюподшипниковых опор (рис. 4).

Таким образом, показано, что при определенныхсочетаниях сборок и режимов работышестеренного насоса, работа разгрузочныхканавок становится неэффективной. В этомслучае, сброса роста давления рабочейжидкости вмежзубном пространстве не происходит, чтоведет к увеличению радиальной нагрузки наопоры ипадению ресурса агрегата по критериюдолговечности подшипниковых опор.

Критический параметрП4. В главе 3 показано,что для преодоления повышенного давления взапертом объеме необходимо приложитьдополнительный крутящий момент М (),максимальная величинакоторого достигает 65% от крутящего момента,действующего на вал ведущей шестерни при нормальнойработе. Суммарный момент передаваемыйведущей шестерней определяется по формуле

, (8)

где Мтр–дополнительный момент сил трения в паре трения «торцы зубьевшестерен–подпятник»при перекосе (рис. 15). Для рассматриваемого в работенасоса максимальный момент на валу ведущейшестерни можетдостигать:Мкр = 18,9 + (50)+ 12,4 81,3 Н.м. Запасзапаса усталостной прочности накручение приэтом становится n< 1, т.е. суммарный момент сил сопротивления,возникающийна валуведущей шестерни, в зависимости отсочетания погрешностей изготовления и монтажа, можетпревышать прочностные возможности ведущего вала и приводитьк его разрушению (рис. 2), что наблюдается на практике.

В результатепроведенных исследований, для каждого изкритических параметров выявлены причинывозникновения отказов по конкретнымкритериям в виде функциональныхзависимостей от суммарного векторапогрешностей положения составных деталеймашин агрегата, характеризующиенагруженное состояние агрегата. Проведенанализ долговечности деталей и узлов взависимости от их реально возможногоположения в агрегате, позволяя тем самымпрогнозировать срок службы агрегата вцелом.

На основании полученныхрезультатов автором разработанотеоретическое обоснование возможностиповышения ресурса шестеренныхнасосов.

В четвертой главеприведены результатыэкспериментальных исследований, передкоторыми ставились следующие основныезадачи: проверка основных теоретическихположений, представленных в главе 3, овлиянии погрешностей изготовления имонтажа составляющих деталей на ихфактическое взаимное положение в собранномвиде на примере исследования положений шестереннасоса методом кинематометрии;исследование вибрационного состояния корпусаэкс

периментальногошестеренного насоса конкретных вариантов егосборки с целью экспериментальногообоснования методов виброметрии для отсевавариантовсборок насосов, имеющиепредпосылкивозникновения у нихпреждевременных отказов, на стадиипроизводства без их разборки. Ввиду того, что дляэкспериментальных исследований общихзакономерностей условий работышестеренного насоса не имеет принципиальногозначения область его применения, объектомисследования был выбран экспериментальныйшестеренный насос НШ-32К, стоимостькоторого вдесятки раз дешевле любого шестеренногонасоса авиационного назначения, т.к. впроцессе экспериментальных исследованийприходилось выполнять технологические отверстия,вносить искусственные дефекты и т.д.

В рамках первой задачиэкспериментальных исследований, дляизмерения кинематической погрешностишестерен экспериментального насоса применялся прибор CFS-2 фирмы «Goulder Mikron» (Англия), общийвид которого с насосом в сборе приведен нарис. 19. Прибор применялся как дляпроверки зубчатых зацеплений отдельныхшестерен (рис. 20), с моделированиемразличныхпогрешностей монтажа, так ишестерённого насоса в сборе (рис. 19).

Текущее значениекинематической погрешности являетсяосновной первичной информацией,получаемой с помощью описанного комплекса.Для получения достоверной информации овлиянии отдельных звеньев на точностьработы всего шестеренного насоса кривыекинематической погрешности (рис. 21 и 22)подвергалась спектральному анализу спомощью программного обеспечениякинематометра.

Экспериментальныеисследования проводились в два этапа. Напервом этапе изменялось межосевоерасстояние (или, что одно и тоже – изменение величиныкоэффициента перекрытия зубчатого зацепления шестерен). При этомрассматривались разные взаимные положениязубьев для ведущей и ведомой шестереннасоса. На рис. 21 и 22 приведеныэкспериментальные кинематограммы и ихспектрограммы (рис. 23 и 24) для 2-х положений(нулевого и максимального смещений)межосевого расстояния шестерен, из которыхвидно, что при изменении межосевогорасстояния значительно меняетсясоставляющая кинематической погрешностина частоте перезацепления зубьев шестерен(зубцовая частота кинематическойпогрешности) насоса, что подтверждаеттеоретические исследования, приведенныеранее на рис. 8, 9.

Для изучения условийработы при различных сочетаниях положенийзубьев шестерен насоса проведеныисследования в которых были проверены всевозможные варианты взаимного положениязубьев, в т.ч. с учетом разворота ведомойшестерни. На графике рис. 24 приведены кинематограммы, также, иих спектрограммы (рис.23) длятекущих значений кинематическойпогрешности экспериментального насоса в положениях,когда проявляются минимальные имаксимальные их значения при изменениивзаимного положения зубьевшестерен. Изспектрограмм видно, что при этом меняетсятолько оборотная составляющаякинематической погрешности.

На втором этапеэкспериментальных работ проводилосьисследование конкретного экземпляраэкспериментального насоса. Экспериментсостоял втом, что методами кинематометрированияисследовались все возможные 384 (16 положенийведомой шестерни, с учетом возможного ееразворота и 24 установки подшипников) вариантовсборок насоса. Пример дляодного из положений шестерен и 24 возможныхсочетания положения подшипниковприведенна рис. 25, на которомпредставлены экспериментальные измерениякинематической погрешности начастоте перезацепления зубьев шестереннасоса отварианта сборки рассматриваемого насоса.Для наглядности номера сборок с различнымисочетаниями подшипников ранжированы повеличине возрастания составляющейкинематической погрешности на зубцовойчастоте.

Pages:     | 1 | 2 || 4 | 5 |   ...   | 6 |






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