Оценка износа пары трения авиационного агрегата на основе теории фрикционной усталости Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 13, №4(3), 2011

УДК 621.664; 621.891

ОЦЕНКА ИЗНОСА ПАРЫ ТРЕНИЯ АВИАЦИОННОГО АГРЕГАТА НА ОСНОВЕ ТЕОРИИ ФРИКЦИОННОЙ УСТАЛОСТИ

© 2011 И.П. Аистов, А.В. Свищев

Омский государственный технический университет, г. Омск

Поступила в редакцию 10.11.2011

В работе [1] приведены результаты анализа отказов авиационного агрегата, а именно, шестеренного насоса (агрегаты 760Б и 4001) системы топливопитания авиационных двигателей АИ-25 и АИ-25Т, возвращенных для ремонта на ОАО АК «ОМСКАГРЕ-ГАТ» (г. Омск) в течение 1970-2005 гг. Всего было подвергнуто анализу по отчетам завода-изготовителя около 1,5 тысяч агрегатов или 5-6 % от их общего количества, произведенных на заводе-изготовителе (рис. 1).

Рис. 1. Шестеренные насосы системы топливопитания авиационных двигателей АИ-25 и АИ-25Т:1 - агрегат 760Б; 2 - агрегат 4001; 3 - пара трения «торцы зубьев шестерен - подпятник».

В результате, были выявлены основные причины, из-за которых произошел отказ агрегата по конкретному критерию (табл., рис. 2-5).

Причем три последних вида отказов агрегатов непосредственно связаны с условиями работы пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» и достигают до 45% от всех видов отказов, что хорошо согласуется с другими литературными источниками

[2, 3, 4].

Для авиационных агрегатов, как правило, высокая точность изготовления составляющих деталей, при котором их поэлементный точностной и прочностной контроль удовлетворяют необходимым требованиям; а, комплекс приемо-сдаточ-ных испытаний и обкатка собранных агрегатов показывает их соответствие выходным паспортным характеристикам; и, в дальнейшем, агрегаты эксплуатируются в сопоставимых условия.

Тогда, основной причиной преждевременных отказов является фактическое нагруженное состояние агрегата и, которое, главным образом, зависит от особенностей конструкции и фактического взаимного положения составляющих агрегат деталей в собранном виде, т.е. сочетания их погрешностей изготовления и монтажа. Оценка взаимного положения составляющих шестеренный насос деталей в собранном виде было осуществлено при помощи векторно-вероятностного представления их погрешностей изготовления и монтажа [5, 6].

Таблица. 1. Основные виды отказов и их причины для шестеренного насоса авиационного назначения (агрегаты 760Б и 4001)

Вид отказа агрегата Выявленная причина отказов

1. Отказ агрегата по дефекту «Колебание давления топлива в двигателе» (доля отказов - 46,7 % от общего количества отказов) 2. Отказ агрегата по дефекту «Незапуск двигателя» (доля отказов - 18,3 %) 3. Отказ агрегата по дефекту «Наличие стружки в фильтре» (доля отказов - 11,7 %) 4. Отказ агрегата по дефекту «Падение оборотов двигателя и его останов» (доля отказов - 15 %) Происходит из-за резкого увеличение объемных потерь рабочей жидкости из камеры нагнетания в камеру всасывания насоса через зону зацепления из-за раскрытия контактов рабочих профилей зубьев шестерен. При этом происходит увеличение динамических нагрузок на зубья шестерен и рост контактных напряжений, ведущий к повышенному износу зубьев шестерен насоса (рис. 2). Происходит из-за роста объемных потерь рабочей жидкости в полостях шестеренного насоса и падения его объемного КПД. При этом разборка насоса показывает повышенный износ поверхностей торцевых уплотнений подпятников шестеренного насоса (рис. 3). Износ зубьев шестерен (рис. 1), подпятников (рис. 3) и подшипниковых опор (рис. 4).Происходит из-за потери прочности вала ведущей шестерни, возникающей вследствие его усталостного разрушения (рис. 5).

940

Механика и машиностроение

а б

Рис. 2. Износ зубьев шестерен насоса: а - по головке зуба; б - по ножке зуба.

а

Рис. 3. Износ подпятника шестеренного насоса.

б

Рис. 4. Износ элементов подшипниковой опоры шестеренного насоса: а - цапфы ведущей шестерни; б - роликов подшипниковой опоры.

а б

Рис. 5. Срез вала ведущей шестерни насоса: а - по канавке шлицев; б - по галтели.

941

Известия Самарского научного центра Российской академии наук, т. 13, №4(3), 2011

Учитывая, что положение шестерен насоса является определяющим в его конструкции, в работе была оценена погрешность их положения в векторновероятностном представлении, которая для рассматриваемых агрегатов 760Б и 4001, достигает по углу монтажного перекоса торцев зубьев шестерен относительно поверхности трения с подпятником составляет 5 от 0 до 4,7'10-4 рад (рис. 6).

Рис. 6. Расчетная схема пары трения.

Наличие подпятников, которые выполняют роль торцевых уплотнений шестеренного насоса, конструктивно строго ориентированы по торцам зубьев шестерен и препятствуют повороту шестерни на монтажный угол перекоса 5Ъ и, как следствие, возникают дополнительные осевые усилия, действующие на торцевую поверхность подпятников.

Величина дополнительного осевого усилия на подпятники зависит от величины получаемого «сближения» торцевых поверхностей зубьев шестерен и подпятников: h — Г - 8 — ST (рис. 6), где и h — максимальная величина внедрения торцов зубьев шестерен в подпятник; 5 - перекос шестерни относительно подпятника, вследствие монтажных погрешностей; r - максимальное расстояние от оси шестерни до линии действия возникшего осевого усилия; sт -величина торцевого зазора между торцами зубьев шестерен и торцевой поверхностью подпятника.

Торцевые зазоры sт между зубьями шестерен и подпятником не являются постоянными величинами, а периодически меняются вследствие биения торцов шестерен, не параллельности и неровностей соприкасающихся поверхностей шестерен и подпятника, упругой деформации поверхностей скольжения в зонах контакта и т.д. Поэтому значение торцевого зазора sx, как правило, выше минимального допустимого значения = 3 мкм, и варьируется в зависимости от угла поворота шестерни в пределах от 5 до 15 мкм.

Проведем анализ влияния перекоса шестерен на нагруженное состояние в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» с помощью методов теории фрикционной усталости. Для этого были использо-

ваны методики, представленные, например, в работах [7, 8].

Необходимые исходные данные по допускам размеров деталей, конструктивным, технологическим, материаловедческим характеристикам трущихся поверхностей зубьев шестерен и подпятника агрегатов 760Б и 4001, материалам и их технологии обработки взяты из конструкторской и технологической документации на агрегаты 760Б и 4001, а также литературным источникам. Допущения, при выполнении расчетов, принимались по рекомендациям, приведенных в указанных литературных источниках, а именно:

1. Изнашивание пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» происходит в стационарном (установившимся) режиме в условиях граничной смазки, т.е. толщина пленки смазочного материала не влияет на величину нормальных напряжений в зонах фактического контакта трущихся поверхностей и на величину их сближения.

2. Влиянием температуры пренебрегаем, т.е. на поверхности контакта имеется равномерное температурное поле.

3. При расчете контурной площади касания пары трения волнистостью их поверхностей пренебрега-лось, ввиду тщательной обработке поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника (притирка, шлифование) и сравнительно малых их размеров Фнар = 2Лнар < 40 мм, рис. 5).

4. Изнашиваемое тело (подпятник) - гладкое и деформируемое; истирающее (внедряемое) тело (торцы зубьев шестерен) - шероховатое.

Микронеровности внедряемого тела представлены в виде шаровых сегментов постоянного радиуса и плотности, обладают упругими свойствами, и находятся на жестком основании. Вершины микронеровностей распределены по высоте таким образом, что начальная часть кривой опорной поверхности

описывается уравнением:

t=b-ev

где

z = h/Rmax - величина относительного сближения;

b и v - параметры кривой опорной поверхности шероховатого тела, постоянные для отдельных видов обработки.

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.

В результате была произведена оценка нормальных нагрузок в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник». Полученные результаты использовались для оценки усталостного износа пары трения. Оценка долговечности Ljh пары трения приведена на рис. 7. Кривые 1-6 показывают долговечность пары трения в зависимости от угла монтажного перекоса шестерен 5

942

Механика и машиностроение

для рекомендуемой величины торцевого зазора между трущимися поверхностями sx (от 1 до 9 мкм, соответственно). Символом Н - обозначен минимально возможный угол перекоса 5mm, реализуемый во

время сборки насоса. Символом - - обозначен

наиболее вероятное значение угла перекоса 5P=0,9973, реализуемый во время сборки насоса с вероятностью P = 99,73%. Символом - обозначен максимально возможный угол перекоса 5max, реализуемый во время сборки насоса.

Расчеты показали, что при допустимых монтажных значениях углов перекоса (5 < 0,00047 рад.) может наблюдаться повышенный износ подпятника, а долговечность пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» может быть менее назначенного ресурса насоса, что и наблюдается на практике.

По известным методикам, приведенных в [7], была также произведена оценка момента сил трения Мтр, действующий между торцевыми поверхностями зубьев шестерен и подпятником. Расчеты показали, что действующие в паре моменты сил трения могут достигнуть недопустимо высоких значений Мтр > 50 Н-м (рис. 8), и они значительно превышают величину максимального крутящего момента, передаваемый валом ведущей шестерни насоса (Мкр = 19,8

Н-м) даже в допустимом диапазоне монтажных

погрешностей сборки насоса для углов перекоса 5 торцов зубьев шестерен относительно подпятника.

Рис. 7. Расчетная долговечность пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник»

Мц. Н-м

1 2 3 4 7 6 ,

L —♦ 1 1 A

00 04 0.8 12 16 20 24 28 32 36 40 44 48

5 10"4. рад.

Рис. 8. Расчетный момент трения в паре «торцы зубьев шестерен-подпятник»

В результате шестерни насоса периодически заклиниваются и, вследствие того, что привод насоса приводится с большим запасом мощности от коробки передач авиационного двигателя, происходит усталостная потеря прочности вала ведущей шестерни.

Полученные результаты хорошо объясняют причину возникновения рассмотренных видов отказов для шестеренных насосов системы топливопитания авиационных двигателей АИ-25 и АИ-25Т.

Таким образом, на основе анализа фактического нагруженного состояния деталей и узлов шестеренных насосов, выявлены причины возникновения типовых отказов, что позволяет прогнозировать ресурс его работы в целом. Количественная оценка фактического нагруженного состояния составляющих деталей позволила объяснить причину разброса ресурса шестеренных насосов системы топливопитания авиационных двигателей агрегатов до 8-10 раз.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Аистов И.П. Система контроля и диагностики техниче-

ского состояния шестеренных насосов авиационного назначения /И.П. Аистов, Л.О. Штриплинг // Автоматизация и прогрессивные технологии: Труды V межотраслевой научно-технической конференции (26-28 сентября 2007 г.), Том 1. - Новоуральск: Изд-во НГТИ, 2007. -

С. 9-12.

2. Башуров Б.П. Выбор математической модели прогнозирования безотказной работы объемных насосов на основе корреляционного анализа / Б.П. Башуров. // Известия вузов. Машиностроение. - 1990. - № 7. - С. 56-59.

3. Браун Э.Д. Моделирование процесса абразивного изнашивания прецизионных пар шестеренных насосов / Э.Д. Браун, В.Н. Лабушина. // Проблемы машиностроения и автоматики. - 1991. - № 5. - С. 73-79.

4. Кораблев А.Н. Механизм развития и причины некоторых отказов шестеренчатых насосов / А.Н. Кораблев, К.А. Крылов // Вопросы повышения надежности и долговечности деталей и узлов авиационной техники. - Вып. 1. -М.: Машиностроение, 1969. - С. 127-132.

5. Аистов И.П. Обеспечение качества сборки шестеренных насосов / И.П. Аистов // Сборка в машиностроении, приборостроении. - 2006. - № 1. - С. 42-47.

6. Аистов И.П. Повышение качества сборки шестеренных насосов за счет внедрения кинематического контроля / И.А. Аистов // Сборка в машиностроении, приборостроении. - 2006. - № 8. - С. 30-32.

7. Крагельский И.В. Узлы трения машин: Справочник / И.В. Крагельский, Н.М. Михин. - М.: Машиностроение, 1984. -280 с.

8. Справочник по триботехнике: В 3 т. // Под общей ред. М. Хебды и А.В. Чичинадзе. - Т. 1. Теоретические основы. -М.: Машиностроение, 1989. - 400 с.

WEAR ASSESSMENT OF THE FRICTION PAIR OF AVIATION UNIT ON THE BASIS

OF FRICTIONAL FATIGUE

© 2011 Igor Aistov, Aleksey Svitchev Omsk State Technical University, Omsk

943