Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Постановка задач исследования и выбор объекта исследования 5
1.1. Общие сведения о гидроприводах и гидросхемах 5
1.2. Обоснование выбора объекта исследования 9
1.3. Типы шестеренных насосов и условия эксплуатации гидроприводов оборудованных шестеренными насосами 15
1.4. Состояние вопроса оценки технического состояния шестеренных насосов 18
1.5. Выводы по главе 28
ГЛАВА 2. Причины изменения и методы оценки технического состояния шестеренных насосов 30
2.1. Устройство, принцип работы и теоретические основы расчета параметров насосов типа НШ 30
2.2. Анализ факторов, влияющих на выходные параметры шестеренных насосов 38
2.3. Планирование этапов прогнозирования изменения технического состояния шестеренных насосов 56
2.4. Выводы по главе 61
ГЛАВА 3. Разработка математической модели технического состояния шестеренного насоса 62
3.1 Формулирование подхода к построению математической модели сложных объектов 62
3.2 Принцип построения топологической модели процесса функционирования шестеренного насоса 70
3.3 Выводы по главе 89
ГЛАВА 4. Разработка методики исследования параметров шестеренного насоса 91
4.1 Вывод уравнений процесса функционирования шестеренного насоса 91
4.2 Основные этапы прогнозирования технического состояния насосов типа НШ 113
4.3 Выводы по главе 117
Основные результаты и выводы 118
Список литературы
- Обоснование выбора объекта исследования
- Анализ факторов, влияющих на выходные параметры шестеренных насосов
- Принцип построения топологической модели процесса функционирования шестеренного насоса
- Основные этапы прогнозирования технического состояния насосов типа НШ
Введение к работе
Актуальность работы. На надежность работы различных
гидромеханических систем (например, гидромеханических систем дорожных, строительных, тяговых, лесозаготовительных и сельскохозяйственных машин) оказывает влияние безотказная работа их качающих узлов, обеспечивающих требуемую подачу и давление. Одна из причин отказов, в процессе эксплуатации самоходных гидрофицированных машин - ухудшение характеристик насосов и выход их параметров за допустимые пределы. В настоящее время, в исполнительных органах гидрофицированных машин широко применяются шестеренные насосы.
В гидрофицированных машинах требования к выходным параметрам (производительность, скорость и т.д.) устанавливаются как для машины в целом, так и для отдельных её элементов, узлов и агрегатов. При этом значения выходных параметров машины зависят от параметров, характеризующих состояние её отдельных элементов и узлов (насосов, гидромоторов, гидроцилиндров и т.д), и от роли, которую они играют в обеспечении требуемых показателей качества машины в целом. Для насосов такими параметрами являются: подача, создаваемое давление рабочей жидкости, объемный коэффициент полезного действия. Снижение показателей выходных параметров шестеренных насосов происходит из-за увеличения количества утечек рабочей жидкости вследствие износа элементов деталей и сопряжений.
Прогнозирование технического состояния и нормирование выходных параметров одна из задач развития теории надежности машин и гидромеханических систем
Представленная работа, посвящена вопросам исследования увеличения утечек, как следствие износа подшипников скольжения и торцов шестерен и прогнозированию остаточного ресурса.
Цель диссертационной работы: Разработать математическую модель, позволяющую прогнозировать влияние изменения размеров шестерен и их опор в результате износа на выходные
параметры насоса. | РОС НАЦИОНАЛЬНАЯ і
J МММТЕКА і
Задачи исследований:
-
Разработка схемы связности конструктивных, технологических и эксплуатационных параметров, влияющих на функционирование насоса
-
Разработка математической модели оценки технического состояния насоса с использованием топологического подхода
-
Анализ и обобщение теоретических и экспериментальных исследований технического состояния насоса при изменении, вследствие износа, геометрических параметров.
4. Разработка методики прогнозирования изменения пара
метров, определяющих техническое состояние насоса
Методы исследования. Для разработки модели оценки технического состояния шестеренного насоса, как сложной механической системы, использовались методы теории систем управления, графов, множеств, матричного исчисления, методы регрессионного анализа и статистические методы обработки экспериментальных данных. При решении матричных уравнений и уравнений регрессии, а также при выполнении графических работ использовались пакеты программ для работы на ЭВМ.
Научная новизна работы:
-
Насос рассмотрен как сложная механическая система с представлением его функционирования в виде топологической модели.
-
Разработана функциональная схема связности конструктивных, технологических и эксплуатационных параметров, влияющих на техническое состояние шестеренных насосов.
-
Применен формализованный метод идентификации, состоящий из последовательных этапов построения математической модели объекта исследования: функциональная схема связи параметров, структурная схема, структурный граф (С-граф), матричная модель процесса функционирования шестеренных насосов.
-
Разработана математическая модель и аналитические выражения, позволяющие оценивать влияние различных технологических и триботехнических факторов на техническое состояние шестеренных насосов.
5. Предложена методика прогнозирования остаточного ресурса шестеренных насосов типа НШ - 10, с помощью номограммы.
Достоверность. Достоверность научных положений, выводов и результатов, сформулированных в диссертации, базируется на четком представлении задач и методов прогнозирования параметрической надежности сложных механических систем, полностью обоснована математическими выкладками, имитационным моделированием на ЭВМ, вычислительными экспериментами и подтверждается проведенными натурными испытаниями.
Практическая ценность. Получены теоретические и экспериментальные данные о влиянии различных факторов на техническое состояние насоса, которые могут быть учтены, при проектировании новых и модернизации существующих гидравлических приводов самоходных машин.
Разработана методика прогнозирования технического состояния (подачи, объемного КПД и мощности) насоса с учетом влияния конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов.
Методика прошла апробацию и внедрена на АРЗ ОАО «БЭСТ - 1», а так же на кафедре СДМ и О в курсе дисциплины «Основы гидравлики и гидропривода»
Апробация работы. Результаты работы были доложены и обсуждены на научно-техническом семинаре по специальности 05.02.02 «Машиноведение, системы приводов и детали машин» при Красноярском государственном техническом университете (г. Красноярск), 2004 г.; на XXII научно-технической конференции Братского государственного технического университета, г. Братск, 2001 г.; межрегиональных научно-технических конференциях (Естественные и инженерные науки - развитию регионов). Братск: БрГТУ, 2002-2004 гг.
Публикации. По результатам работы опубликовано 12 печатных работ. Из них статей - 7, тезисов докладов — 5.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы. Общий объем работы 129 страниц основного текста, 57 рисунков, 6 таблиц. Список литературы содержит 71 наименование.
Обоснование выбора объекта исследования
Снижение объемного КПД насосов объясняется износом торцевых поверхностей шестерен (рис.1.10) и втулок (подшипников скольжения).
Анализ надежности и долговечности гидравлических насосов [60] показывает, что шестеренные гидронасосы имеют низкую надежность и долговечность по сравнению с другими видами гидронасосов, и следовательно необходимо продолжать исследования и поиск решений, направленных на выявление и устранение причин снижающих надежность.
В эксплуатационных условиях надежность и долговечность гидронасосов зависит от конструктивных особенностей, выбранных материалов, технологии изготовления, качества применяемой рабочей жидкости, культуры технического обслуживания, условий эксплуатации, ремонтопригодности и ряда других факторов.
Исследования [15,24,31,43,60] , посвященные вопросам надежности и долговечности шестеренчатых насосов, можно разделить на три группы в зависимости от рассматриваемых факторов: конструкторско-технологических; режимов эксплуатации; состояний рабочей жидкости и способов её очистки.
Техническое состояние шестеренчатых гидронасосов определяется развиваемой подачей и объемным КПД исследуемого насоса.
В период эксплуатации происходит изнашивание сопрягаемых деталей, нарушается их уплотнение, увеличиваются утечки перекачиваемой жидкости. Увеличение количества внутренней утечки резко снижает подачу и объемный КПД насоса, что является определяющей характеристикой технического состояния шестеренных насосов.
Утечка рабочей жидкости в результате износа деталей трения насоса, по мнению многих исследователей, происходит по следующим направлениям: а) торцам шестерен и втулок за счет нарушения плоскости сопряженных поверхностей; б) опорным поверхностям колодцев корпуса и упорным торцовым поверхностям втулок вследствие эрозионного разрушения материалов корпуса и втулок; в) сопряжению крышки и передних втулок с резиновым уплотнением разгрузочной пластины за счет износа торца шестерен и втулок; г) стыковым поверхностям втулок за счет их смятия и образования клиновидной щели; д) через зацепления вследствие погрешностей контакта зубьев и перекоса шестерен в процессе работы насоса; е) через радиальный зазор между цилиндрическими поверхностями шестерен, втулок и соответствующих расточек в корпусе насоса. На рис. 1.11 приведена схема утечек жидкости и гидравлического поджима опорных втулок насоса.
Утечки жидкости в насосе [16,17,18,24,31,32] происходят по торцовым плоскостям шестерен и опорных втулок 1, а также в следующих местах: 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10. Все утечки жидкости поступают в камеры 13 и далее по каналам 11 и 12 на слив. Каналы 11 соединяют камеры 13 с напорной камерой, что автоматически обеспечивает гидравлический прижим опорных втулок к торцам шестерен.
Проанализировав работы по исследованию надежности объемных гидроприводов и насосов типа НШ, выполненные в предшествующие годы, можно отметить, что методически все исследования основывались на результатах стендовых, натурных и производственных испытаниях объектов исследований с использованием статистических методов обработки накопленных данных.
Полученные результаты исследований способствовали совершению конструкции отдельных деталей насосов и уточнению некоторых геометрических параметров.
Модернизации, реконструкции, подбор и замена материалов и технологий изготовления не позволили решить всех проблем надежности шестеренных насосов, а проблема создания математической модели, для прогнозирования параметрической надежности изделия на стадии проектирования остается актуальной.
Стремление сократить утечку рабочей жидкости через зазоры привело к большому разнообразию устройств гидравлической самокомпенсации торцевых «к зазоров в качающем узле.
Многими исследователями выполнены работы [24,60] по выявлению влияний конструкторско-технологических факторов на надежность НШ и предлагались решения направленные на повышение или сохранение первоначального КПД.
В конструкциях насосов НШ-32У, НШ-46У, НШ-10Е и других за счет модернизации [ 11,60] ряда деталей несколько повысилась надежность и долговечность насосов. Однако испытания этих насосов показали, что конструктивно-технологические мероприятия не полностью решают вопросы надежности, а параметры, влияющие на снижение основных показателей насосов, мало изучены.
Исследованиями установлено, что давление в нагнетательной системе гидропривода значительно меняется в зависимости от режима работы рабочего органа машины (экскаватора), это вызывает изменение (рост) давления в нагнетательной полости насоса. Этим объясняется износ основных деталей шестеренчатых насосов и снижение технического состояния насоса, а как следствие всего гидропривода.
Трущиеся детали шестеренных гидронасосов смазываются той же рабочей жидкостью, следовательно, ее чистота в определенной степени влияет на износостойкость деталей насоса, а смазочный слой на сопряженных поверхностях должен обладать высокой механической прочностью отвечающей условиям трения при температурных режимах и давлении в насосе.
Особое внимание в исследованиях ученых [15-18,24,31,32] уделено вопросу влияния концентрации загрязнения рабочей жидкости на изменение объемного КПД шестеренчатого насоса, так [15] при повышении уровня загрязнений с 3 до
10 мг на 100 мл за время наработки до 2000 часов, интенсивность отказов увеличивается в три раза.
Выявлены основные показатели загрязненности рабочей жидкости: размеры частиц, концентрация, твердость частиц, химико-механический состав. Так в землеройных машинах, большую часть загрязнений рабочей жидкости составляют, не продукты износа, а абразивные частицы, представляющие собой почвенный мелкозем — пыль. Экспериментально установлено снижение объемных КПД от параметров загрязнителя. Исследования Н.В. Хребтова показали, что при уменьшении объемного КПД на 10, 20, 30 и 40%, продолжительность рабочего цикла гидропривода увеличивается соответственно на 20, 40, 60 и 80%.
Анализ факторов, влияющих на техническое состояние насосов, показал что:
1) различные режимы погружения рабочих органов, температура, запыленность и другие внешние факторы создают неблагоприятные условия для работы узлов трения насосов, приводя к их интенсивному изнашиванию и понижению технического состояния гидропривода;
2) долговечность и износостойкость насосов в значительной степени зависит от возникающих во время работы нагрузок и удельных нагрузок в деталях;
3) правильное, обоснованное, назначение материалов для изготовления деталей насоса является источником повышения надежности насосов.
На наш взгляд появление отказов объясняется тем, что привод работает в сложных условиях, при этом различные процессы и факторы изменяют во времени значения функциональных параметров. Кроме того, при проектировании и изготовлении имеет место разброс физических и прочностных свойств материалов, нестабильность технологического процесса, непостоянство внешних воздействий и нагрузок. Все процессы, воздействующие на техническое состояние привода можно отнести к следующим категориям:
Анализ факторов, влияющих на выходные параметры шестеренных насосов
Изучение процесса функционирования шестеренного насоса позволило выделить основные выходные параметры, характеризующие его параметрическую надежность: подача насоса Q, объемный коэффициент полезного действия rj и мощность насоса Р. Отклонение эксплуатационных параметров от первоначальных, указанных в паспорте на изделие, влечет за которой является насос. По данным исследований [54] снижение подачи - Q на 26% от оптимальной вызывает самоопускание рабочего органа, то есть при снижении подачи до 74% от номинальной, наступает отказ гидропривода машины. Проанализируем некоторые факторы, влияющие на изменение Q, Р, г. Подача шестеренных насосов, определяется конструктивными, кинематическими и эксплуатационными параметрами. Так конструктивными параметрами, влияющими на подачу шестеренного насоса являются: объем и количество впадин между зубьями, ширина зубчатого венца шестерен, частота вращения шестеренных колес, размеры подшипников скольжения и величины зазоров в местах сопряжений вращающихся деталей, а так же способы уплотнений; физико-механические показатели материалов в парах трения: твердость, прочность, антифрикционные свойства, коэффициенты трения и интенсивность изнашивания.
Технологическими параметрами являются: класс точности обработки деталей и всего насоса; класс чистоты обработки поверхностей деталей, характеризуемый шероховатостью и волнистостью обработанных поверхностей; величины зазоров и натягов в местах соединений деталей.
К кинематическим параметрам отнесем частоту вращения шестерен, скорости скольжения на поверхности трения, силы действующие в зацеплении и давления между сопрягаемыми поверхностями зубьев и подшипников скольжения.
Эксплуатационные параметры: температура окружающей среды, температура рабочей жидкости и деталей насоса, влажность и давление среды, запыленность в зоне работы гидрооборудования, обеспечение постоянства частоты вращения, вязкость рабочей жидкости.
При анализе схем объемных гидроприводов (см. рис. 1.1 - 1.3) видно, что давление в гидроситеме можно регулировать (задавать) предохранительным клапаном. Кроме давления насоса, существует еще давление на входе в насос рв и перепад давлений в камерах насоса Др: Ар = р-рв. (2-Ю) -40 Подведя итог, правильно будет утверждать, что между подачей, мощностью и давлением существует связь, это видно из функциональных зависимостей (2.9) и (2.10), а на величину мощности будут влиять те же факторы, что и на подачу. Рассмотрим параметры, влияющие на объемный коэффициент полезного действия г] шестеренного насоса. Основными параметрами, влияющими на объемный КПД, являются утечки рабочей жидкости из рабочей камеры насоса: Л = (QTH - QyV QTH = I" Qy/ QTH = l-nmin/n , (2.1 1) где QTH -теоретическая подача насоса, л/мин; Qy - объемные потери рабочей жидкости (утечки) , л/мин; ttmm минимальная частота вращения приводного вала, при которой действительная подача насоса становится равной нулю, об/мин; п - частота вращения приводного вала.
Из уравнения (2.11) видно, что объемный коэффициент полезного действия шестеренного насоса зависит от частоты вращения приводного вала, а так же от утечек рабочей жидкости из нагнетательной камеры насоса во всасывающую.
Основным параметром, определяющим состояние шестеренного насоса является действительная подача насоса Од. В общем случае:
Нужно заметить также, что на подачу насоса, необходимую для обеспечения всем гидроприводом заданной производительности (времени рабочего цикла), влияет заданное в системе давление.
Рассмотрим механизм изменения утечек, описанных в предыдущих главах и факторы влияющие на их изменение. На изменение выходных параметров шестеренного насоса, влияет изменение геометрических параметров некоторых деталей в результате износа. Зазоры в подшипниках скольжения, увеличиваются при износе диаметров валов и отверстий втулок. Вследствие того, что материал втулок мягче материала валов следует ожидать более интенсивный износ втулок, а величина износа втулок много больше износа валов.
Износ поверхности цапфы происходит равномерно по всей поверхности окружности трения, чего нельзя сказать о характере износа втулок.
При увеличении зазоров в подшипниках скольжения, как следствие, надо ожидать что, увеличится межосевое расстояние. Учитывая направление векторов сил можно предположить что, износ подшипников скольжения происходит неравномерно, а с тенденцией большего износа в зоне больших давлений в сопряжении цапфа - втулка подшипника скольжения.
У новых насосов, головки зубьев, установлены с зазором 5К относительно колодцев в корпусе, но при увеличении межосевого расстояния этот зазор вырабатывается и как следствие можно ожидать износ головок зубьев по наружной окружности Da и корпуса насоса (рис.2.5), зоны износа заштрихованы. Изменение межосевого расстояния влечет за собой изменение характера эвольвентного зацепления, что может явиться причиной увеличения утечек, за счет появления зазора 8зуб.
Принцип построения топологической модели процесса функционирования шестеренного насоса
Для узлов 2-го рода, исходя из определения , записываем уравнения всех сочетаний пар входящей и выходящих дуг, обходя узел, например, по часовой стрелке (рис.3.4). Входящей дуге 1 в строке матрицы узлов записываем +1, а первой выходящей дуге 2 записываем -1, затем формируем вторую строку матрицы узлов, где следующей парой будут ветви 1 и 3, присваивая 1-й ветви +1, в 3-й -1 и т.д. Для каждого узла формируем столько строк, сколько имеем сочетаний для пар входящей и выходящей дуг. Остальные столбцы в строке заполняем нулями.
Уравнение узлов 3-го рода формируются, как и уравнения узлов 2-го рода. В матричном виде уравнение узлов 1, 2 и 3-го рода можно представить так: [А]-[Х]=0 (3.9) где [А] - матрица структуры графа. Подставляя в (3.9) из (3.8) значение [X], получим матричное уравнение С-графа: [А]-[В]-[Хвх]=0 (3.10) Уравнение (3.10) полностью отражает структуру графа, так как при записи уравнения (3.8) записаны уравнения компонент и узлов 3-го рода, а при записи уравнения (3.9) - уравнения узлов 1-го и 2-го. Уравнение (3.10) будет использоваться в дальнейшем для синтеза систем управления.
Метод на основе С-графов в основном ориентирован на синтез множества звеньев заданной структуры системы, однако, этот метод, обладая всеми свойствами топологии, не менее успешно может использоваться для целей анализа и исследования поведения системы. Данное утверждение основывается на том, что запись уравнения системы и матричное преобразование уравнения позволяют обоснованно выбрать количество неизвестных компонент в системе и количество состояний структурной системы.
Успешное проектирование систем управления во многом зависит от информации об объекте, которой располагает конструктор. Общеизвестны усилия, которые приходится прилагать, чтобы получить математическую модель объекта.
Разработано множество методик и примеров, которые позволяют успешно провести исследования с целью идентификации объекта.
На основании проведенного анализа объекта управления, то есть гидравлического шестеренного насоса НШ - 10, построена функциональная схема связанности параметров шестеренного насоса (рис.3.5). Вершинами являются параметры объекта. К этим параметрам относятся: диаметры валов dBajl, втулок DBT, вершин головок зубьев dr3, межосевое расстояние aw, частота вращения ведущей шестерни п, ширина шестерен Ь, угол зацепления а, шероховатости поверхностей трения Ra, давление в напорной гидролинии рг, объемный коэффициент полезного действия т]0, подача QH0M и мощность насоса Р.
Функциональная схема связности параметров Ребра характеризуют наличие функциональных связей между параметрами и их направление. Параметры управления выбираются из условия получения оптимальных значений выходных параметров, таких как, подачи QHOM объемного коэффициента полезного действия Г]0, мощности Р. Для получения математической модели строим структурную схему объекта управления (рис. 3.6). Здесь узлам соответствуют параметры насоса, ребра характеризуют направление влияния функциональных связей.
Выходные сигналы Х50, Х54, Х57 отражают результат изменения функционирования шестереного насоса. Сигнал Х5о - соответствует номинальной-подаче насоса (Q, МПа) - величина, которая берется из паспорта на шестеренный насос, а также согласно экспериментальным показателям; сигнал Х54 - равный объемному коэффициенту полезного действия насоса (г\) - заданная величина, минимальное значение г\ = 0,6 -0,7 [24]; сигнал Х57 - мощность передаваемая насосом потоку жидкости, определяем по уравнению - Р = QH0M Р2 кВт. Передаточные функции: W(i), W(2), W(3), W(4), W(5), W{6), W(7), W(8), W(9), W(io), W(H), W(i2), W(i3), W(14), W(i5), W(6), W(7), W(i8), W(i9), W(20), W(22), W(23), W(24), W(25), W(26), W(27), W(28), W(29), W(30), W(3i), - функциональные связи отражающие влияние и взаимодействие факторов.
Согласно указанному методу, определяем матрицу компонентов В (рис.3.8) и матрицу структуры [А] (рис.3.9). По формуле [Н]=[А]-[В] вычисляем матрицу системы [Н] (рис.3.10). Для понижения порядка матрицы системы размерностью 46x44 разбиваем ее на подматрицы: Н/ - размерностью 37x9, Н27 - размерностью 9x9, Из - размерностью 37x35, Н4; - размерностью 9x35. Для удобства вычисления предварительно переставляем столбцы матрицы системы, чтобы получить диагональную подматрицу Н27 для которой: Н2/(9х9)=(Н2/)-1(9х9). В результате перестановки столбцов матрица [Н] имеет вид (рис. 3.11). Разделив ее на подматрицы: и применив форму: Н2=Нз/- Н/х 7 )" х Н/, получим пониженную матрицу системы . Данная матрица имеет размерность 37x35. . При дальнейшем понижении порядка матрицы необходимо учитывать, что столбцы соответствующие сигналам : Хь Х2, Х2о, Х2Ь Х4з, Х3о - входных параметров и Х5о, Х54, Х57 - выходных параметров не должны участвовать в матричном преобразовании.
Для понижения порядка матрицы Н. Разбиваем ее на блочные подматрицы: Н/; - размерностью 21x16, Н/ - размерностью 16x16, , Н3" -размерностью 21x19, Н/ - размерностью 16x19. Предварительно переставляем столбцы матрицы системы, чтобы получить диагональную подматрицу Н/ для которой: Н2//(16Х16)=(Н2//У1(16Х16). В результате перестановки столбцов матрица [Н] имеет вид (рис. 3.12). Разделив ее на подматрицы
Основные этапы прогнозирования технического состояния насосов типа НШ
С помощью зависимостей представленных на рис. 4.4 - 4.6 можно прогнозировать состояние выходных параметров шестеренного насоса, в зависимости от диаметров валов, отверстий подшипников скольжения и ширины шестерен.
На рисунке 4.4 представлена зависимость изменения подачи, шестеренного насоса Q, от изменения геометрических параметров. Зная подачу насоса (например замеренную с помощью расходомера) можно определить с определенной долей достоверности диаметры вала, втулки, ширину шестерен. Так же зная диаметр вала, втулки или ширину шестерен можно определить подачу насоса.
На рисунке 4.5 представлена зависимость объемного коэффициента полезного действия п от изменения геометрических параметров. На рисунке 4.6 представлена зависимость мощности насоса N от изменения геометрических параметров. Причем, если определить значение геометрических параметров согласно рисунку 4.4, то можно определить и значения мощности и объемного КПД насоса по рис. 4.5 и 4.6.
Анализ графика рис. 4.7 показывает изменение подачи шестеренного насоса при изменении диаметра вала шестерни ёвал, увеличении диаметра отверстия подшипника скольжения DBT и уменьшении ширины шестерен под действием износа в процессе эксплуатации. Левая часть графика до пересечения двух функциональных прямых может использоваться для прогнозирования влияния размеров полей допусков на вал и отверстие назначаемых конструктором на ожидаемую подачу насоса при оптимальных режимах вращения рабочих органов и требуемого рабочего давления.
Графики рис. 4.8 и 4.9 позволяют оценить влияние назначенных конструктивных размеров на объемный коэффициент полезного действия и мощность насоса.
Зависимости рис.4.4 - 4.9 описывают влияние изменения межосевого расстояния, как функцию от изменения диаметров валов шестерен и втулок, а так же изменение ширины шестерен на техническое состояние шестеренных насосов. Но при построении данных зависимостей учитывались и другие параметры, влияющие на техническое состояние шестеренных насосов посредством коэффициентов регрессии найденных по экспериментальным замерам.
Теоретическую подачу насоса при износе диаметров цапф и втулок подшипников скольжения т.е. Aaw, можно определить по формуле (2.22). Данная формула не учитывает объемный КПД, а лишь учитывает влияние изменения межосевого расстояния, как функцию от изменения диаметров валов шестерен и втулок, а так же изменение ширины шестерен подачу шестеренных насосов. На рис. 4.10 представлен сравнительный анализ зависимостей (2.22) и (4.30), следующих допущениях: 18,09мм DBT 17,94 мм; 17,94 мм 1вал
На рис.4.10 зависимость 1 построена по формуле (2.22), зависимость 2 построена по формуле (4.30), а зависимость 3 построена по формуле (2.22), но с учетом объемного КПД. Зависимости 2 и 3 практически не отличаются друг от друга, расхождение не превышает 2,5%. Причем зависимость 3 построена с учетом объемного КПД насоса не включающего в себя потери при изменении межосевого расстояния и ширины шестерен, так как формула (2.22) учитывает их.
Таким образом, утечки из-за изменения межосевого расстояния и ширины шестерен по формуле (2.22), составляют 9,2%. По экспериментальным данным данные утечки составляют 9 - 12%. Погрешность между аналитическими, регрессионными зависимостями и экспериментальными замерами не превышает 10%. Методика прогнозирования остаточного ресурса и оценки технического насоса марки НШ - 10 На основании регрессионных моделей (4.30), (4.31), (4.32) и построенных по ним зависимостям (рис.4.4 - 4.9), для дальнейших исследований, построим номограмму (рис. 4.11):
Номограмма для определения параметров насоса НШ - -114 Данная номограмма позволяет определить хотя бы по известному значению пять неизвестных параметров. Например, при замеренной на расходомере подаче шестеренного насоса, можно определить, с той или иной долей вероятности, объемный КПД, мощность, диаметры валов шестерен, диаметры втулок подшипников скольжения и ширину шестерен.
В данной работе предложена методика прогнозирования остаточного ресурса или приближения критического состояния элемента гидромеханической системы по его технологическим параметрам. При замерах геометрических параметров деталей шестеренных насосов (диаметры валов, втулок и ширина шестерен), используя требования стандарта ГОСТ 27.301 - 83 и РТМ 44 - 46. «Методика статистической обработки эмпирических данных», по номограмме (рис 4.11) находим соответствующие выходные параметры: подачу, объемный КПД и мощность насоса. Полученные значения справедливы при следующих допущениях: - обороты вала насоса постоянны п = 1680 об/мин; - давление в напорной гидролинии постоянно рНОм = 2 МПа; - температура рабочей жидкости постоянна Т = 45С; - значения параметров в заштрихованной зоне (рис 4.11) являются критическими (т.к. объемный КПД равен 0,7-0,6). Насос признается отказавшим при значениях находящихся ниже заштрихованной зоны. На основании вышесказанного, строим блок-схему прогнозирования остаточного ресурса шестеренного насоса НШ - 10 (рис.4.12), включающую в себя пять этапов:
Так же, номограмма (рис.4.И) позволяет, не снимая насоса с машины, прогнозировать техническое состояние элементов насоса. Этапы оценки технического состояния шестеренного насоса марки НШ - 10 представлены на рис.4.13. Для этого необходимо установить расходомер в напорную гидролинию гидропривода, гидрофицированной самоходной машины.
