WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 |   ...   | 2 | 3 || 5 | 6 |

Из представленныхрезультатов видно, что толькочетвертая часть сборок, которые, как правило,осуществляются случайным образом,обеспечивают допустимое положение шестеренпо диагностическому критерию отсева вариантов сборок насоса, а именно – по пороговойвеличине зубцовой составляющейкинематической погрешности fzzor =40 мкм (рис. 9).

Для реальных условийэксплуатации, число вариантов сборкирассматриваемого экспериментальногошестеренного насоса более ограничено, поскольку, дляобеспечения смазки, подшипниковые опорыконструктивно отличались направлением смазочныхканавок и делятся на условно правые иусловнолевые опоры. Эти опоры могутустанавливаться только в определенныхсочетаниях 4-мя способами. С учетом того, что ведомуюшестерню можно перевернуть на 1800, всегополучается 8вариантов рабочих сборокэкспериментального насоса.Кинематометрирование этих вариантов рабочих сборок насосапоказал, что диагностическому критерию отсева, а именно непревышение пороговой величины fzzor =40 мкм,отвечают только шесть сборок из восьмивозможных.

Однако, использованиеметодов кинематометрирования длядиагностики технического состояния шестеренныхнасосов возможно лишь при отработкеметодовдиагностики во время экспериментальныхисследований, т.к. требует изменения ихконструкции, что возможно лишь наэкспериментальном образце. Поскольку,кинематическая погрешностьзубчатого зацепления насоса не всегдаможет быть непосредственно замерена, в работебыла рассмотрена связь междукинематической погрешностью зацепления ивибросостоянием корпуса насоса. Крометого, учитывая, что контроль завибросостоянием корпуса агрегатовявляется одним из наиболее универсальныхметодов, который может быть использован всистеме контроля и диагностирования, позволяющейбез разборки агрегатов, обеспечиватьотсев техагрегатов, варианты сборок которых имеютпредпосылки возникновения основных отказов. Для этого,необходимо сопоставить характерпроявления рассматриваемых критическихпараметров Пi с вибродиагностическимипризнаками вибрационного состояния агрегатов, что ибыло сделано в работе применительно кшестереннымнасосам на основе вышеизложенных в работе положений.

Для этого былипроизведены фактические замерысопрягаемых размеров составляющихэкспериментальный насос деталей, и длякаждого из рабочих вариантов сборок,согласно положениям главы 2, былиопределены разброс погрешностей положениярабочих осей шестерен aw и угла монтажногоперекоса шестерен i. Далее, согласноположениям главы 3, для каждого извариантов сборок исследуемогоэкспериментального насоса были определеныфактические величины коэффициентаперекрытия зубчатого зацепления длярассматриваемых конкретных сборок насоса,проведены расчеты моментасил трения, возникающие между подпятником и торцамизубьев шестерен, и произведена оценка эффективности работы егоразгрузочных канавок.

На основаниипроизведенных расчетов для исследуемогоэкспериментального насоса предложеныдиагностические признаки техническогосостояния применительно к методамвиброметрии его корпуса, а именно: диагностическим признаком режима работынасоса в условиях раскрытия контактазубьев шестерен зубчатого зацепления являетсяповышенный уровень вибрации на частотеперезацепления зубьев шестерен посравнению с контрольным образцом насоса,работающегов нормальном режиме; диагностическим признаком режима работы насоса в условияхувеличения момента силтрения в паре трения «торцы зубьевшестерен –подпятник» является наличие повышенного уровнявибрации («шумовой компоненты») на частотах, характеризующиесобственные частоты установки шестерен вподшипниковых опорах, по сравнению сконтрольным образцом насоса, работающего в нормальномрежиме; диагностическим признаком режима работы насосав условиях неэффективно работающихразгрузочных канавок является наличиеявляется повышенный уровень вибрации начастотевращения вала ведущей шестерни по сравнению с контрольным образцом насоса,работающего в нормальном режиме. Крометого, диагностическимпризнаком отсева агрегатов, вариантысборок которых имеют предпосылкивозникновения у них преждевременныхотказов, является рост сил сопротивленияна валу ведущей шестерни насоса, которыйможет быть проконтролирован превышениемпотребляемой мощности приводногоэлектродвигателя над номинальной илизаранее выбранной «пороговой»величиной.

Данные фактическихзамеров размеров сопрягаемых деталейэкспериментального насоса и расчеты ихнагруженного состояния позволили произвестипрогноз: 1) два варианты сборокэкспериментального насоса, погрешностиположения рабочих осей шестерен которых вышедопустимых, должны привести к режиму работы насосав условиях раскрытия контакта зубьевшестерен (проявление критического параметра П1); 2) три вариантасборок экспериментального насоса,монтажный перекос шестерен которыхнаиболее значителен, могут привести крежиму работы насоса с увеличенным моментомсил трения в паре «торцы зубьев шестерен–подпятник» (проявление критическогопараметраП2); 3)варианты сборок экспериментальногонасоса, работающие в условияхнеэффективной работы разгрузочныхканавок, отсутствуют, т.е. проявление критического параметра П3 непрогнозируется.

В главе приведенырезультаты экспериментальныхисследований вибрационного состояниявосьми рабочих вариантов сборокэкспериментального шестеренногонасоса. Дляисследования вибрационного состояниякорпуса экспериментального насоса былиспользованстенд приемо-сдаточных испытаний (рис. 26). Стенд позволял снимать рабочиехарактеристики шестеренного насоса приразличныхчастотах вращения ведущей шестерни.Измерения производились при частоте вращенияшестерен– 16Гц (960об./мин.). Выбор частотывращения ведущей шестерни исследуемогонасоса был обусловлен аппаратнымивозможностью регистрирующей аппаратуры наоктавных частотах: 8 Гц, 16 Гц, 63 Гц, 125 Гц,250 Гц, 500 Гц, 1000 Гц, 2000 Гц.

Для оценкивибрационного состоянияэкспериментального насоса стенд был оборудовандополнительной измерительной аппаратурой.В состав измерительной аппаратуры входили: аппаратурааналогового измерения вибраций(виброускорения) корпуса шестеренногонасоса, в качестве которой использовалсяприборВШВ–003–М2 с пьезоэлектрическимдатчиком ДН–3–М1;АЦП на основе 12-ти разрядной микросхемыADS7816; программное обеспечение дляАЦП; персональный компьютерпод управлением ОС Windows;математический пакет MATLAB, синструментом SPTool, для обработки ианализасигнала.

На рис.27представлено со-поставление экспериментальныхданных по измерению кине-матической погрешности зуб-чатого зацепленияна частоте перезацепления зубьевшестерен насоса (125 Гц) длярабочих вариантов сборокэкспериментального насоса с уровнем виброускорения корпусанасоса на той же частоте. Из представленныхрезультатов следует, что рост величиныкинематической погрешности зубчатогозацепления насоса на частоте пересопряжениязубьев (линия 1) сопровождается ростом уровнявибрации корпуса насоса на этой же частоте(гистограммы 2), т.е. измеренный уровеньвибрации корпуса шестеренных насосов можноиспользовать для количественной оценкивеличиныкинематической погрешности шестерен.

На рис.28приведены результаты измерений уровнявибрации (виброускорения) корпуса экспериментальногонасоса НШ-32 для каждой из рабочих вариантов его сборкипо октавным частотам,отложенных по оси абцисс в логарифмическихкоординатах, причем: 16 Гц – соответствуетчастоте вращения вала ведущей шестернинасоса; 125 Гц – соответствует частотеперезацепления зубьев шестерен; 1000 Гц–соответствует частоте, характеризующейсобственную частоту установки шестерен вподшипниковых опорах дляэкспериментального насоса.

Полученныеэкспериментальные данные подтвердилипроявление заранее прогнозируемыхдиагностических признаков для каждого извосьми рассмотренных вариантов сборокэкспериментального насоса, а именно: 1)повышенный уровень вибрации на частотеперезацепления зубьев шестерен (125 Гц)полностью соответствует тем двумвариантам сборок, которые работают вусловиях раскрытия контакта зубьевшестерен и были предсказаны даннымифактических замеров деталей и расчетом ихнагруженного состояния, а такжеподтверждены экспериментально методамикинематометрирования их зубчатогозацепления (рис. 25) и виброметрирования корпуса насоса(рис. 27); 2)повышенный уровень «шумовой» компонентына частоте, характеризующей собственнуючастоту установки шестерен вподшипниковых опорах дляэкспериментального насоса – 1000Гц, соответствуетдвум из трех прогнозируемых вариантовсборок насоса, которые работают в условияхувеличения момента сил трения в паре«торцы зубьев шестерен – подпятник»; 3)варианты сборок экспериментальногонасоса, работающие в условияхнеэффективной работы разгрузочныхканавок, выявлены не были, что и былопредсказано по результатампредварительных исследований. Врезультате проведенных экспериментов быливыявлены четыре варианта сборок насоса,которые имеют предпосылки возникновения уних преждевременных отказовэкспериментального насоса из восьмивозможных. Таким образом, можно говорить обэкспериментальном подтверждении основныхтеоретических положений, на основе которыхбыли предложены диагностические признакипроявления основных отказов шестеренныхнасосов. Приведено экспериментальноеобоснование метода виброметрии корпусанасоса, который может быть использован дляотсева агрегатов, имеющие предпосылкивозникновения у них преждевременныхотказов, на стадии производства без ихразборки.

В главе, рассмотренытакже конкретные вопросы использования методаконтроляпотребляемой мощности приводногоэлектродвигателя испытуемых насосов. Для этого, сцелью выявления недопустимых перекосовшестерен, атакже сборок с неэффективно работающимиразгрузочными канавками, предложенопроводить контроль крутящего момента наприводном валу насоса, путем включенияцепь питания приводного электродвигателя ваттметров,которые позволяют определять его потребляемую мощность, и,следовательно, оценить крутящий момент,необходимыйдля преодоления момента сил сопротивленияна валу ведущей шестерни. «Пороговая»величина момента сил сопротивления навалу ведущейшестерни устанавливается расчетом. Данныйметод показал свою эффективность ииспользуется при приемо-сдаточныхиспытаниях рассматриваемых в работеагрегатов наОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск) (рис.29).

Пятая глава посвященаразработке диагностической модели технического состоянияшестеренного насоса, направленная напрогнозирование диагностическихпризнаков проявления рассмотренныхкритических параметров с цельюраспространения теоретических положений иполученных экспериментальных данныхвсе виды, типоразмеры и режимы работышестеренных насосов гидротопливныхсистем.

Диагностическаямодель шестеренного насоса учитывает:1) монтажную погрешностьсборки и изготовления деталей насоса,которая представлена ввекторно-вероятностном виде; 2) дляразличных сочетаний погрешностейизготовления и сборки насоса, учтенывозможные случаи, при которых величинакоэффициента перекрытия зубчатогозацепления шестерен < 1; 3) возможноеувеличение динамической нагрузки,действующие на зубья шестерен, при <1; 4) возможное увеличение момента силтрения, действующий в паре трения «торцызубьев шестерен – подпятник» вследствие перекосашестерен; 5) возможность неэффективнойработы разгрузочных канавок, приводящей кувеличению радиальных нагрузок на опоры идополнительному нагружению рессорыведущей шестерни. Модель позволяетучитывать пульсационный характер давлениярабочей жидкости шестеренного насоса иупруго-диссипативные свойства егоконструктивных элементов в процессеработы.

В диагностическоймодели шестеренного насоса принятыследующие допущения: 1) мощность приводногодвигателя шестеренного насоса считаетсябесконечной, т.е. текущий угол поворотаведущей шестерни во времени 1– считаетсяизвестным: 1 = 1. (где 1 – постоянная угловаяскорость ведущей шестернинасоса; – текущее время); 2)нагрузка приложена в полюсе зацепленияшестерен; 3) зубья шестерен принимаютсяабсолютно точными и жесткими.

В модели рассмотренырадиальные колебанияшестерен в неподвижной системе координатZoX. Центр координатсистемы расположен на пересечении межосевой линиишестерен и оси вращения ведущей шестерни,которая установлена в опорах насоса без монтажныхпогрешностей. Оси оZ и оXнаправлены, соответственно, параллельно иперпендикулярно осям валов передачи,причем ось оXлежит на межосевой линии шестерен насоса (рис. 30а):

(9)

(10)

В уравнениях (9) и (10) приняты следующиеобозначения: x1 и x2 – поперечные колебанияведущей и ведомой шестерен насоса вдольмежосевой линии;m1, m2 – приведенныемассы ведущей и ведомой шестерен насоса;cx1, cx2 – приведенныерадиальная (по оси Х) жесткость подшипниковых опор длявалов ведущей и ведомой шестерен насоса,соответственно; bx1,bx2 –приведенные коэффициенты демпфирования,характеризующие диссипативные свойствавалов ведущей и ведомой шестерен насоса вподшипниковых опорах по оси Х; cзз– жесткость пары зубьевшестерен насоса в полюсе зубчатогозацепления; bзз – коэффициент, характеризующийдиссипативные свойства в зубчатомзацеплении;

i – угол монтажного перекосашестерен насоса, который зависит отмонтажных погрешностей положения i–ойшестерни в опоре (см. формулу (2)); w– уголзацеплениязубьев шестерен по начальным окружностям dwi в полюсезацепления, также зависит от погрешностейизготовления и монтажа деталей насоса (см.формулу (6));Fn1 и Fn2 – нормальные силы,действующие в полюсе зацепления на зубья шестерен вдольлинии зацепления вследствие передачикрутящего момента; Fзз–дополнительная динамическая нагрузка,действующаяна шестерни насоса вследствие угловыхколебаний шестерен из-за их кинематическойпогрешности.

Дополнительныерадиальныенагрузки Fгидрх1 иFгидрх2, действующую наведущую иведомую шестерни вследствиегидравлического давления в межзубномпространстве в зависимости от режимовработы насоса (рис. 30б):

, (11)

где fРЖ– собственнаячастота движения рабочей жидкости вразгрузочной канавке; fz– частотаперезацепления зубьев шестерен насоса;p –повышение давления во впадинахзубьев.

Силы трения Fтр1 иFтр2, действующие междутрущимися поверхностями торцов зубьевшестерен и подпятником; xзз– упругиедеформации зубчатого зацепления, которыеопределяются из условия постоянстваконтакта зубьев шестерен (рис. 30в):

(12)

где mзз– приведеннаямасса: ; xКП– функция,позволяющая учесть кинематическуюпогрешность изготовления зубьев ведущей иведомой шестерен насоса при ихвзаимодействии (принято, что = 1):

,

где Fpi– допуск нанакопленную погрешность шага i-ой шестернинасоса;ffi –допуск на погрешность профиля зуба i-ой шестерни; 0i – суммарный фазовыйугол ориентации векторов погрешностиFpi и межосевой линиейшестерен насоса; zi – число зубьев i-ой шестерни.

Pages:     | 1 |   ...   | 2 | 3 || 5 | 6 |






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