CC BY
43
№ 7 2008
3. Мищенко Л.Д, Дьяченко С.С., Тарабанова В,П. Исследование изменений структуры и характера разрушения стали 15X1 iVI 1Ф в процессе ползучести. // Известия ВУЗов. Черная металлургия. - 1978. - №2. - С110-112.
4. Локощенко А.М., Шестериков С.А. Модель длительной прочности с немонотонной зависимостью деформации при разрушении от напряжения. // Прикладная механика и техническая физика. - 1982. - № 1. - С. 160-163.
5. Работнов Ю.Н. Ползучесть элементов конструкций. М.: Наука, 1966. - 752 с.
621.664
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА НАГРУЖЕННОГО
СОСТОЯНИЯ И ФОРМИРОВАНИЕ НАЗНАЧЕННОГО РЕСУРСА ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ
Канд. техн. наук ИЛ. АИСТОВ, д-р техн. наук проф. Л. О. ШТРИПЛИНГ
Рассмотрена задача формирования назначенного ресурса шестеренных насосов, основанная на анализе причин их преждевременных отказов. Принимается, что основной причиной прелсдевре-менных отказов агрегатов является фактическое нагруженное состояние составляющих его деталей, для оценки которого наиболее г^елесообразно использовать вероятностный подход.
Оценка фактического нагруженного состояния составляющих агрегат деталей позволяет выявить причины возникновения преждевременных отказов и предложить конкретные диагностические признаки для отсева тех агрегатов, варианты сборок которых ильеют предпосылки возникновения у них преждевременных отказов. Отсев этих вариантов сборок агрегата на стадии производства позволяет повысить назначенный ресурс агрегатов.
Расчеты на прочность деталей машин (подшипниковых узлов, валов, пар трения, зубчатых колес, и пр.) основаны на корректном определении их нагруженного состояния в конкретных механизмах и агрегатах. Многообразие механизмов и агрегатов различного назначения потребовало специальных исследований и разработки методов определения нагрузок на детали машин, которые учитывают особенности конструкций, условий и режимов работы агрегатов. Например, для передаточных механизмов только на основе прямозубых зубчатых передач, таких как цилиндрические,
планетарные и волновые зубчатые редукторы, которые содержат стандартный набор деталей машин, методы расчета нагрузок не просто разные, но и зависят от конкретной конструкции того или иного редуктора [1].
К шестеренным насосам, которые содержат в своем составе стандартный набор деталей машин, а именно: валы, шестерни, подшипниковые опоры, узлы трения и конструктивно аналогичны одноступенчатым зубчатым редукторам, были применены известные методы расчета нагрузок деталей машин [2]. Такой подход позволил в конечном итоге обеспечивать некоторый средний ресурс шестеренных насосов, но с весьма значительным разбросом [3], который» как правило, связывают с недостаточной технологической дисциплиной при изготовлении и сборке деталей, его составляющих, поэтому частные мероприятия, такие как повышение точности изготовления [4], применение высокотехнологических покрытий для пар трения [5], иногда дают эффект увеличения ресурса насоса в целом. Ситуация усугубляется темч что преждевременный выход из строя шестеренных насосов связан с различными причинами, которые будем называть критическими параметрами нагруженного состояния насоса П, по i-му критерию, а именно: износ зубьев шестерен Пь повышенный износ подпятников в паре трения «торцы зубьев шестерен-подпятник» П2; износ опорных поверхностей шестерен и подшипниковых опор Пз; срез ведущего вала насоса П4, что не позволяет видеть за частными случаями отказов агрегатов системных проблем причин их возникновения.
Необходимо отметить: если для гражданских отраслей преждевременный отказ шестеренных насосов, как правило, не является критическим, то для шестеренных насосов авиационного назначения, используемых, например, в системах топливопитания двигателей, их отказ может привести к катастрофическим последствиям. На практике в качестве меры повышения надежности шестеренных насосов применяют заведомое снижение их назначенного ресурса, что в свою очередь ведет к удорожанию эксплуатации авиационных двигателей и летательных аппаратов в целом. Например, для авиационного двигателя АИ-25 и АИ-25Т, ресурс которого составляет 15 тыс. моточасов, назначенный ресурс шестеренного насоса системы топливопитания составляет 4 тыс. моточасов. При этом общепринятые методики расчета нагруженного состояния деталей и узлов для используемых в системе топливопитания шестеренных насосов подтверждают их достаточную расчетную долговечность в течение 16 тыс. мото-часов [1].
Для решения задачи формирования назначенного ресурса шестеренных насосов важно установить конкретные причины появления преждевременных отказов. Поскольку технология изготовления деталей шестеренных насосов обеспечивает Pix поэлементный точностный и прочностный контроль и соответствие необходимым требованиям; комплекс приемо-сдаточных испытаний и обкатка собранных агрегатов показывает их соответствие выходным паспортным характеристикам, агрегаты эксплуатируются в сопоставимых условиях; - можно сделать пред-
положение, что основная причина преждевременных отказов агрегатов - фактическое нагруженное состояние их деталей.
Для оценки нагруженного состояния деталей машин, входящих в состав агрегатов, как правило, используют традиционные методы расчетов в детерминированной постановке [1]. Это; либо методы расчета по допускаемым нагрузкам или деформациям, либо по предельным состояниям. Однако в традиционных методах расчета, как правило, в явном виде не учитываются возможные случайные разбросы расчетных параметров, которые всегда имеют место и носят вероятностный характер. С целью учета этого случайного разброса параметров оценку нагруженного состояния деталей машин часто проводят с помощью вероятностного подхода [6]. В этом случае нагруженное состояние агрегата Ят, по /-тому критерию характеризуется некоторой функцией безотказной работы Р1П, (Д а его назначенный ресурс Г|рш определяют из условия отсутствия отказов (рис. 1). Частные технологические мероприятия, применяемые при изготовлении агрегата, - повышение точности изготовления деталей, применение высокотехнологических покрытий для пар трения и т.д., позволяют перейти от состояния к состоянию ^пь характеризующему нагруженное состояние агрегата после улучшения технологии его изготовления, и повысить для него назначенный ресурс до величины Т2т > Т^рн/
Рис. 1. Формирование назначенного ресурса агрегата.
Необходимо отметить, что фактическое нагруженное состояние деталей машин агрегата главным образом зависит от особенностей конструкции и реального взаимного положения его деталей в собранном виде, т.е.сочетания их погрешностей изготовления и монтажа. При этом погрешности изготовления в пределах полей допусков и монтажа деталей и узлов создают предпосылки для появления дополнительных нагрузок, не учитываемых в существующих прочностных расчетах.
Для шестеренного насоса оценивали взаимное положение составляющих его деталей в собранном виде при помощи векторно-вероятностного представления их погрешностей изготовления и
№7
2008
монтажа [7], что позволило, в конечном итоге, определить реальное нагруженное состояние деталей насоса для каждого из критических параметров П, в виде функциональной зависимости
где Кгц - детерминированный критерий, характеризующий предельное нагруженное состояние агрегата по критическому параметру П,; /уш - суммарный вектор погрешностей положения составных конструктивных элементов и узлов агрегата в векторно-вероятностном аспекте. Функциональные зависимости вида (1) характеризуют нагруженное состояние агрегата по /-му критерию, для каждого из критических параметров они имеют свой конкретный вид. В результате были выявлены причины или условия возникновения конкретного /-го отказа по критическому параметру П„ а именно:
1. Увеличение динамических нагрузок на зубья шестерен, что приводит к износу этих зубьев . Данный отказ происходит вследствие работы зубчатого зацепления насоса при коэффициенте перекрытия менее 1 что возможно из-за определенных сочетаний погрешностей изготовления и монтажа деталей насоса, которые находятся в пределах допуска, и проявляется раскрытием контакта зубьев шестерен насоса во время его работы [8-10].
2. Увеличение момента сил трения в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» приводит к износу подпятников, увеличение момента сил сопротивления на валу ведущей шестерни — к срезу ведущего вала насоса. Указанные отказы являются следствием сочетаний погрешностей изготовления и монтажа деталей насоса (монтажный перекос шестерен, погрешность положения рабочих осей шестерен.) [11 ].
3. Увеличение радиальных нагрузок на подшипниковые опоры, который приводит к износу опорных поверхностей шестерен и подшипниковых опор. Данный отказ происходит вследствие не эффективно работающих разгрузочных канавок [12].
Для детерминированных критериев КП/, которые характеризуют нагруженное состояние деталей и узлов агрегата, существуют однозначные расчетные зависимости, количественно связывающие величину этого критерия и долговечность 1/,п, деталей агрегата по рассматриваемым критическим параметрам П(:
Для каждого из критических параметров, зависимости (2) дают конкретные значения долговечности деталей в зависимости от их реально возможного взаимного положения в собранном виде, что позволяет, в конечном итоге, более целенаправленно формировать назначенный ресурс агрегата в целом. Кроме того, зависимости (2) позволяют выявить причины возникновения критических параметров П„ а значит, предложить диагностические признаки для отсева тех агрегатов, варианты сборок которых имеют предпосылки возникновения у них преждевременных отказов. Отсев этих вариантов сборок агрегата на стадии производства позволяет пе-
0)
(2)
рейти от состояния 52m к состоянию S^m, характеризующему нагруженное состояние агрегатов после отсева, и еще более повысить назначенный ресурс агрегата до величины T3plil > Т2?ш (рис. 1).
Результаты проведенных исследований [8-12], легли в основу системы контроля и диагностирования технического состояния шестеренных насосов с использованием метода вибро-метрии корпуса и метода контроля потребляемой мощности приводного электродвигателя испытуемых агрегатов [13-15]. Система контроля и диагностики шестеренных насосов системы топ-ливопитания авиационных двигателей апробирована на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск) и позволила обосновать повышение назначенного ресурса шестеренного авиационного насоса (агрегат 760Б) с 4000 до 16000 моточасов.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Решетов Д.Н. Детали машин.—М.,: Машиностроение, 1989. 496 с.
2. БаштаТ.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем, — М.: Машиностроение, 1974. 606 с.
3- Башуров Б.11. Выбор математической модели прогнозирования безотказной работы объемных
насосов на основе корреляционного анализа // Известия вузов. Машиностроение, - 1990. - № 7. - С. 56-59.
4. Малышев В.Н. Повышение качества зубчатых зацеплений шестеренных насосов/ Проблема качества механических передач и редукторов. Точность и контроль зубчатых колес и передач: Материалы Всесоюзн. Науч.-техн. конф. - Д., 1991. - С. 17-18.
5. Браун Э.Д., Лабушина В.Н. Моделирование процесса абразивного изнашивания прецизионных пар шестеренных насосов.// Проблемы машиностроения и автоматики. - 1991. - № 5. - С. 73-79.
6. Решетов Д.Н., Иванов А.С., Фадеев В.З. Надежность машин. - М.: Высшая школа, 1988. - 238 с.
7. Дунаев П.Ф.,Леликов О.П. Расчет допусков размеров. - М.: Машиностроение, 1981.- 189 с.
8. Штриплинг Л.О., Аистов И.П., Посивенко И.И. Опыт повышения ресурса шестеренных насосов на примере устранения дефекта «Колебание давления топлива». // Известия ВУЗов. Машиностроение. - 2003. - № 12.-С. 15-19.
9. Штриплинг Л.О., Аистов И.П. Работа прямозубой передачи при коэффициенте перекрытия, близким к единице.// Известия ВУЗов. Машиностроение. - 2004. - № 7. - С. 35-38.
10. Аистов ИЛI Оценка динамических нагрузок, действующих в зубчатом зацеплении шестеренного насоса авиационного назначения// Известия ВУЗов. Машиностроение. - 2005. - № 2. -С. 23-26.
№7
2008
П.
Аистов И.П., Смирнов В.Д., Штриплинг АО. Анализ причин возникновения дефекта «Падение оборотов двигателя» для шестеренных насосов авиационного назначения // Известия ВУЗов. Машиностроение. - 2004. - № 11. - С. 25-28.
12.
Листов И.П. Определение радиальных нагрузок на подшипниковые опоры шестеренных насосов // Известия ВУЗов. Машиностроение. — 2005. - Ne 3, - С. 35-39.
13.
Аистов И.П.. Обеспечение качества сборки шестеренных насосов. // Сборка в машиностроении; приборостроении. — 2006. - № 1. - С. 42-47.
14.
Аистов И.П. Повышение качества сборки шестеренных насосов за счет внедрения кинематического контроля.// Сборка в машиностроении, приборостроении. — 2006. - № 8. - С. 30-32.
15.
Аистов, И.П. Диагностическая модель оценки технического состояния шестеренных насосов. //Омский научный вестник. — 2006.-Вып. 1.-С. 101-108.
593.3
РАСЧЕТ НЕСУЩЕЙ СПОСОБНОСТИ И ОЦЕНКА ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ ТОНКОСТЕННЫХ И ТОЛСТОСТЕННЫХ МНОГОСЛОЙНЫХ ОБОЛОЧЕЧНЫХ КОНСТРУКЦИЙ С УЧЕТОМ ФАКТОРОВ ДЛИТЕЛЬНОЙ
ЭКСПЛУАТАЦИИ
Получена математическая модель трехмерного напряженно- деформированного состояния несущих конструкций корпусов летательных аппаратов, учитывающая изменения свойств материалов в прог(ессе длительной эксплуатации.
Для оценки технического состояния несущих конструкций, имеющих длительные сроки эксплуатации и определения возможности их дальнейшего использования по назначению, необходимо учитывать влияние вредных факторов на прочностные свойства таких конструкций. К таким факторам относятся: эксплуатационные нагрузки, техногенные катастрофы и аварии, природные катаклизмы и состояние воздушной среды. К числу неблагоприятных относится так же фактор старения материалов конструкции.
Канд. техн. наук, доц. О.Е ОСЯЕВ, адъюнкт A.B. ОСТАПЕНКО
