Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и постановка задач исследования 12
1.1. Конструктивные особенности шестеренных насосов 12
1.2. Исследования, направленные на повышение надежности шестеренных насосов 14
1.3. Методы оценки ресурса работы шестеренных насосов 17
1.4. Описание типовых дефектов шестеренных насосов 19
1.5. Причины возникновения основных дефектов шестеренных насосов 22
1.5.1. Дефект «Колебание давления топлива в двигателе» 22
1.5.2. Дефект «Падение оборотов двигателя и его останов» 24
1.5.3. Дефект «Не запуск двигателя» 25
1.5.4. Дефект «Наличие стружки в фильтре» 26
1.6. Определение расчетных нагрузок на конструктивные элементы шестеренных насосов 27
1.6.1. Определение крутящего момента, действующего на рессору ведущей шестерни по паспортным данным насоса 27
1.6.2. Определение радиальных нагрузок, действующих на подшипниковые опоры шестеренных насосов 32
1.6.3. Определение момента сил трения, в паре трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» 34
1.6.4. Определение контактных напряжений, действующих в зубчатом зацеплении шестеренного насоса 35
1.7. Выводы и постановка задач исследования 38
2. Оценка состояния шестеренного насоса в собранном виде 39
2.1. Векторно-вероятностное представление первичных огрешностей деталей шестеренного насоса
2.2. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления деталей шестеренного насоса 46
2.2.1. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления корпуса насоса 46
2.2.2. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления подшипниковых опор насоса 47
2.2.3. Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления шестерен насоса 50
2.2.3.1. Погрешности изготовления опорных шеек шестерен 50
2.2.3.2. Погрешности изготовления зубчатых венцов шестерен 51
2.3. Определение расположения рабочих осей шестерен шестеренного насоса. 53
2.3.1. Суммирование первичных погрешностей изготовления и монтажа элементов шестеренного насоса 53
2.3.2. Расчет текущего положения рабочих осей шестерен насоса 54
2.3.3. Пример расчета суммарных погрешностей и положения рабочих осей шестерен насоса 56
2.4. Расчет коэффициента перекрытия зубчатого зацепления 58
шестеренного насоса
2.5. Выводы 62
3. Анализ реальных условий работы шестеренного насоса 63
3.1. Определение контактных напряжений, действующих в зубчатом зацеплении шестеренного насоса при коэффициенте перекрытия близком к единице 63
3.1.1. Определение коэффициента, учитывающего динамическую нагрузку в зубчатом зацеплении шестеренного насоса 63
3.1.2. Контактные напряжения, действующие в зубчатом зацеплении в реальных условиях работы шестеренного насоса 67
3.2. Определение нагрузок, действующих на узлы шестеренных насосов, вследствие наличия запертого объема рабочей жидкости в межзубном пространстве 69
3.2.1. Расчет давления рабочей жидкости в запертом межзубном пространстве 69
3.2.2. Анализ эффективности работы разгрузочных канавок шестеренных насосов 71
3.2.3. Определение усилий, действующих на конструктив ные элементы шестеренного насоса, вследствие запирания рабочей жидкости 74
3.2.3.1. Определение радиальных нагрузок, действующих на опоры шестеренного насоса 74
3.2.3.2. Определение окружных усилий, действующих на зубья шестерен насоса 75
3.3. Дополнительные нагрузки, действующие в парах трения «торцы шестерен - подпятник» вследствие перекоса валов шестерен насоса 76
3.3.1. Конструктивные параметры трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника насоса 78
3.3.2. Технологические параметры трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника насоса 78
3.3.3. Материаловедческие параметры трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника насоса 80
3.3.4. Эксплуатационные параметры трущихся поверхностей торцов зубьев шестерен и подпятника насоса 81
3.3.5. Определение нормальной нагрузки, возникающей при сближении торцов зубьев шестерен и подпятника насоса 83
3.3.6. Определение коэффициента трения, возникающего при взаимодействии торцов зубьев шестерен и подпятника 87
3.3.7. Условия работы пары трения «торцы зубьев шестерен - подпятник» 90
3.4. Оценка износа в паре трения «торцы зубьев шестерен подпятник» 94
3.5. Определение крутящего момента, действующего на рессору ведущей шестерни 100
3.5.1. Определение момента сил трения между торцами зубьев шестерен и подпятником шестеренного насоса с учетом монтажных погрешностей сборки 100
3.5.2. Определение суммарного крутящего момента, действующего на рессору ведущей шестерни 104
3.6. Оценка долговечности подшипниковых опор шестеренного насоса 109
3.7. Результаты и выводы 110
4. Экспериментальные исследования. средства и методы 112
4.1. Кинематический контроль 112
4.1.1. Условия проведения измерений 113
4.1.2. Описание измерительного прибора 113
4.1.3. Текущее значение кинематической погрешности 118
4.1.4. Спектральный анализ 119
4.2. Исследование влияния изменения межосевого расстояния на характер кинематической погрешности 121
4.3. Исследование параметра кинематической погрешности насоса в сборе 123
4.4. Экспериментальное исследование виброактивности шестеренного насоса 124
4.5. Контроль крутящего момента на входном валу 128
4.6. Выводы 131
Основные результаты и выводы 132
Литература
- Методы оценки ресурса работы шестеренных насосов
- Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления деталей шестеренного насоса
- Определение коэффициента, учитывающего динамическую нагрузку в зубчатом зацеплении шестеренного насоса
- Текущее значение кинематической погрешности
Введение к работе
Надежность, работоспособность и долговечность гидромеханических систем (ГМС) топливопитания авиационных двигателей определяются динамическими нагрузками, действующими в их элементах и агрегатах [1, 2, 3, 4, 5]. Причинами возникновения динамических нагрузок являются механические колебания (вибрации) элементов конструкции ГМС и пульсация рабочей жидкости [6, 7, 8]. Центральным элементом ГМС является перекачивающий узел, обеспечивающий требуемые параметры расхода рабочей жидкости. В настоящее время в исполнительных органах механизмов и машин в качестве перекачивающего узла широко применяются шестеренные насосы. Это объясняется простотой их конструкции, надежностью и долговечностью работы в тяжелых эксплуатационных условиях, высокими массогабаритными характеристиками, малой трудоемкостью изготовления, удобством обслуживания, а также, в отличие от других типов объемных насосов, возможностью непосредственного их соединения с приводными механизмами [2, 9, 10, 11].
Однако, наряду с большим количеством достоинств, шестеренные насосы, как и все другие механизмы на основе зубчатых колес, обладают очень существенным недостатком - наличием угловых колебаний шестерен насоса относительно их вращения, причиной которых является ограниченная точность изготовления и сборки составляющих насос деталей. Данные колебания создают значительные динамические нагрузки как на конструктивные элементы насоса, так и ГМС в целом; а на высоких частотах вращения, наряду с пульсацией давления рабочей жидкости, являются одной из причин появления кавитации, приводящей к выходу из строя ГМС топливопитания авиационного двигателя.
По данным ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск), одного из ведущих предприятий РФ по производству шестеренных насосов для авиацион ной техники, их ресурс в 2-3 раза ниже ресурса авиационного двигателя. Например, для двигателя Д-36 эксплутационный ресурс составляет 12 тыс. часов, а ресурс шестеренного насоса, работающего в составе ГМС топливопитания двигателя составляет 4 тыс. часов, т.е. общий ресурс такой сложной и дорогой системы, которой является система топливопитания авиационного двигателя, ограничивается ресурсом шестеренного насоса, который конструктивно прост и сравнительно дешев. Анализ возвращенных на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» для ремонта дефектных насосов показывает, что наработка на отказ возвращенных агрегатов, изготовленных по одной и той же технологии, на одном и том же оборудовании, одним и тем же инструментом, эксплуатируемых в сопоставимых условиях, имеют разброс от 250 до 3250 часов, т.е. более, чем в 10 раз. Практика показала, что основными причинами дефектов возвращенных шестеренных насосов являются:
- раскрытие контакта рабочих профилей зубьев шестерен;
- срез рессоры ведущей шестерни;
- повышенный износ подпятников и подшипниковых опор.
В то же время выходной контроль, который осуществляется по рабочим характеристикам шестеренного насоса (производительность, выходное давление и др.), показывает полное соответствие практически всех насосов паспортным данным.
Настоящая работа, посвященная анализу причин типовых дефектов шестеренных насосов, а также разработке мероприятий, позволяющих предотвратить их появление, является актуальной.
Целью настоящего исследования является повышение ресурса работы шестеренных насосов за счет устранения причин появления их основных дефектов.
В соответствии с целью ставятся следующие задачи исследования:
1) Провести анализ реального состояния шестеренного насоса в сборе и оценить действующие нагрузки на его конструктивные элементы.
2) Выявить условия возникновения причин, основных отказов шестеренных насосов.
3) Разработать мероприятия по устранению причин отказов шестеренных насосов на стадии сборки.
Научная новизна работы заключается в том, что на основе век-торно-вероятностного анализа погрешностей изготовления и сборки шестеренных насосов определены реальные нагрузки, действующие на его конструктивные элементы. На основе анализа возможных вариантов сборок шестеренного насоса показано, что в определенном диапазоне величины коэффициента перекрытия зубчатого зацепления насоса работа разгрузочных канавок, предназначенных для сброса давления рабочей жидкости из межзубного пространства, не эффективна. Выявлено, что даже при допустимых значениях углов монтажного перекоса шестерен насоса, происходит значительный рост момента сил трения в паре "торцы зубьев шестерен - подпятник", который приводит к росту приводного крутящего момента, действующего на рессору ведущей шестерни насоса.
Практическая ценность работы заключается в том, что теоретические и экспериментальные исследования легли в основу методики контроля качества сборки шестеренных насосов, с целью исключения причин появления типовых дефектов на стадии сборки. Методика прошла апробацию и внедрена на ОАО «Омскагрегат».
Основные положения работы докладывались на международной и российской конференциях: "Управление качеством: теория, методология, практика", Саранск, 2003; "Динамика систем, механизмов и машин",
Омск, 2004. По теме диссертации опубликовано 6 работ, в том числе 1 рукопись научно-технического отчета.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, 4 глав, выводов, списка литературы из 111 наименований и изложена на 144 страницах машинописного текста, включая 47 рисунков и 13 таблиц.
Во введении дана общая характеристика работы и отмечена ее актуальность. Здесь же рассмотрены причины возникновения типовых дефектов шестеренных насосов авиационного назначения, возвращенных для ремонта на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск).
В первой главе на основе анализа опубликованных работ выявлено общее состояние вопросов, охватывающее: технологические задачи изготовления и сборки шестеренных насосов; а также задач, направленных на повышение надежности, работоспособности и долговечности шестеренных насосов, используемых в гидромеханических системах. По литературным источникам выделены основные направления исследований, направленные на повышение надежности, работоспособности и долговечности шестеренных насосов. Приведены общепринятые методики оценки нагруженного состояния конструктивных элементов шестеренных насосов. Проведена статистика и анализ причин возникновения типовых дефектов шестеренных насосов авиационного назначения, возвращенных для ремонта на ОАО "Омскагрегат" (г. Омск). Поставлена цель исследования и обозначены задачи.
Во второй главе на основе векторно-вероятностного представления погрешностей изготовления и монтажа конструктивных элементов насоса проведена оценка реального положения рабочих осей и перекосов шестерен насоса.
Третья глава посвящена анализу реальных нагрузок, действующих на конструктивные элементы шестеренного насоса в реальных условиях его работы и эксплуатации.
Четвертая глава посвящена разработке мероприятий, направленных на повышение качества сборки шестеренных насосов. Приведена методика, позволяющая выявить - на стадии сборки - причины, приводящие к отказам шестеренных насосов.
Основные положения, выносимые на защиту:
1) Методика, позволяющая оценить реальное положение рабочих осей и угол монтажного перекоса шестерен насоса с целью определения реальных нагрузок, действующих на конструктивные элементы шестеренного насоса.
2) Математические модели и расчетные зависимости, описывающие нагруженное состояние конструктивных элементов насосов, позволяющие объяснить условия возникновения причин основных отказов шестеренных насосов.
3) Экспериментальная методика, позволяющая на стадии сборки шестеренных насосов устранить причины возникновения отказов шестеренных насосов и повысить ресурс их работы.
Методы оценки ресурса работы шестеренных насосов
Работы, посвященные вопросам оценки надежности и обеспечения требуемого ресурса шестеренного насоса, базируются в основном на методах теории вероятности и математической статистики [25, 62, 63, 59, 61, 71, 78]. В работах прослеживаются два способа опытной оценки количественных характеристик надежности: по результатам специальных (ускоренных) испытаний [25, 78]; и по результатам наблюдений исследуемого объекта в реальных условиях эксплуатации [71, 79]. Первый способ оценки характерен для условий проектирования оборудования, второй - для доводки оборудования в условиях текущего его производства.
В работах Барышева В.И. [25, 78] рассмотрены ускоренные испытания шестеренных насосов для гидросистем тракторов и дорожных машин, а также экспресс-методы оценки их эксплуатационной долговечности (ресурса) в моточасах работы насоса. Моделирование ускоренных испытаний насосов проводилось в условиях искусственного загрязнения рабочей жидкости или в ус ловиях лабораторно-полевых испытаний, при этом, оценивался износ шестеренного насоса в зависимости от степени его нагружения. Срок службы насосов оценивался экспериментально по падению объемного КПД насоса и сравнивался с расчетными данными. Приводятся следующие основные выводы: снижение объемного КПД шестеренных насосов навесных автотракторных гидросистем зависит в основном от абразивного износа торцевых уплотнений; износ деталей и падение объемного КПД шестеренного насоса прямо пропорциональны мощности насоса и увеличению рабочего давления, т.е. нагрузкам на детали насоса.
В работах Башурова Б.П. [71, 79] рассмотрен другой способ оценки количественных характеристик надежности, который более объективен, т.к. при этом не нужно имитировать условия эксплуатации и режимы работы шестеренных насосов, а также пересчитывать показатели надежности с лабораторных условий на эксплуатационные. Кроме того - в качестве исходных данных для анализа работоспособности насосов - берутся реальные статистические данные по их отказам. В работе [71] рассмотрены электроприводные шестеренные насосы отечественного и зарубежного производства, работающие в составе масляных (объем выборки - 33 насоса), топливных (объем выборки - 35 насосов) и топливо-перекачивающих (объем выборки - 37 насосов) систем (см. таблицу 1.1). Приводится структура и динамика потока фактических отказов в зависимости от наработки насоса. На основе статистических данных строилась вероятностная модель безотказной работы шестеренного насоса. На основе полученных результатов приводятся следующие выводы, которые не противоречат и дополняют выводы, сделанные Барышевым В.И. Как видно из таблицы 1.1, основной причиной отказа шестеренных насосов является износ и механические повреждения конструктивных элементов насоса.
Конкретных работ по оценке ресурса шестеренных насосов из-за износа деталей насоса недостаточно, можно только отметить работы по исследованию износа зубьев шестерен насоса [69]; работы по исследованию износа подпятника [70]; оценка нагруженности узлов насоса [55, 80] и т.д. К этим исследованиям можно отнести работы, посвященные оценке ресурса работы зубчатого зацепления обычных цилиндрических передач [81-87].
На ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск) накоплен многолетний опыт производства, эксплуатации и ремонта шестеренных насосов различного назначения, в том числе и для систем топливопитания авиационных двигателей. В таблице 1.2, в качестве примера, приведены статистические данные по основным причинам возврата шестеренных насосов (агрегаты 760Б и 4001) системы топливопитания авиационных двигателей АИ-25 и АИ-25ТЛ для ремонта на ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» за период с 1970 по 2000 гг.
Векторно-вероятностное представление погрешностей изготовления деталей шестеренного насоса
Показатель точности сборочной единицы связан с отклонениями размеров отдельных деталей линейной функцией. Подставляя в выражение для Мх числовые характеристики, характеризующие поле распределения отклонений размеров, получим среднее отклонение суммарного размера В данных формулах emt и U - среднее отклонение и допуск /-го влияющего размера; а, и AT,- - коэффициенты относительной асимметрии и относительного рассеяния /-го влияющего размера; 0 и К%- коэффициенты относительной асимметрии и относительного рассеяния суммарного размера; С, - коэффициенты приведения для рассматриваемых размеров, зависящие от конкретной расчетной схемы анализируемой размерной цепи.
При большом количестве составляющих размеров суммарное распределение конечного размера стремится к симметричному распределению по закону Гаусса. Поэтому для проектных расчетов принимают: 0 = 0, Kz = 1.
Аргументами функции (2.1) могут быть погрешности двух видов: скалярные, характеризующиеся только случайной величиной; и векторные, имеющие случайное значение и направление.
Для случая, когда в размерной цепи имеются детали, которые равновероятно соприкасаются в пределах зазоров (например, в сопряжениях вала и отверстия с натягом), можно записать 2 К (Х2- С К» (2.18) Значения emz и tz вычисляются по формулам emz=0,5-[(da-db) + (ema-emb) + (aja-abtby\-aztz, (2.20) t2=J- Kltl + K2btl, (2.21) где da, db- номинальные значения диаметров отверстия и вала; ета, еть - средние отклонения размеров отверстия и вала; ta, іь допуски отверстия и вала. Распределение величин зазоров обычно близко к нормальному, поэтому при практических расчетах принимают согласно (2.10): ctz=0, =1,0.
Сопряженные вал и отверстие могут иметь отклонения не только размеров, но и формы, которые учтем приведенными коэффициентами a a, К а, о!ь, К ь, при допущении, что поперечные сечения отверстия и вала представляют эллипс или близкую к нему фигуру [38]:
В процессе работы насоса суммарные векторы эксцентриситетов узлов меняют свое положение относительно полюса зацепления колес. По этому текущее значение суммарного вектора можно записать в виде fa(av/) = 2Vcos(cvf), (2.27) где tn - суммарный вектор эксцентриситета узла, вызванный первичными погрешностями группы деталей звена, ошибки которых U проявляются с одинаковой частотой; со, - частота проявления векторов погрешностей /-го звена; t - текущее время.
Одним из назначений корпуса шестеренного насоса является ориентация подшипниковых опор. Погрешности расположения подшипниковых опор в корпусе определяют погрешность расположения шестерен, насоса (рис. 2.2).
На погрешности расположения подшипниковых опор влияют взаимное расположение и ориентация осей отверстий под подшипниковые опоры, погрешности внутренних размеров (допуски) отверстий или расточек в корпусе под опоры, погрешности отклонения от формы этих отверстий или расточек и т.д.
В общем случае погрешности корпуса fa могут быть учтены при анализе размерной цепи, замыкающим размером которой является погрешность в каждой из опор шестерен: ки =Zfc cos(0 ) + /0 cos(0«) + / cos(Є%)], (2.28) j где tkzj - j-я погрешность поверхностей сопрягаемых с зазором или натягом; Qkzj - фазовый угол между вектором погрешности % и межосевой линией; tkj] -j-я погрешность отклонения от формы сопрягаемых поверхностей; 9 - фазовый угол между вектором погрешности % и межосевой линией; tiuj -j-я погрешность непараллельности или неперпендикулярности сопрягаемых поверхностей; 0 ;- -фазовый угол между вектором погрешности tksj и межосевой линией.
Определение коэффициента, учитывающего динамическую нагрузку в зубчатом зацеплении шестеренного насоса
Коэффициент KHV, учитывающий динамическую нагрузку в зубчатом зацеплении согласно методики по ГОСТ 21354-87 [93], определяется по формуле: (3.1) где WHV - удельная окружная динамическая сила, которую можно определить по следующему выражению [96]: где 5я - коэффициент, учитывающий жесткость зубьев и особенность работы зубьев при наличии их профильной модификации; go - коэффициент, учитывающий влияние разности (погрешности) шаговом п/рьа основного шага для ведущей и ведомой шестерен соответственно; aw - межосевое расстояние шестерен насоса, мм; ас - коэффициент, учитывающий удельную жесткость зубьев рассматриваемого зубчатого зацепления заданного исходного контура по сравнению с таким же зацеплением с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 [97]; ам - коэффициент, учитывающий приведенную массу ведущей шестерни.
Коэффициент go определяют по таблице 9 ГОСТ 13755-81 [97] или оценивают по формуле [93]: gO=fo3 fpbEi ГДЄ/РЬЕ - эффективная погрешность шага зацепления (мм). С учетом износа зубьев в результате приработки, эффективную погрешность шага можно записать в виде [93,97]: fpbE - fpb Уа (3 -2) где уа - износ зубьев шестерен, который при проектировочных расчетах можно определить из таблицы №10 ГОСТ 21354-87 [93]. В дальнейшем, при рассмотрении погрешностей, износом уа в выражении (3.2) будем пренебрегать. Разность основных шагов fPbE ведущей ръ\ и ведомой ры шестерен зубчатого зацепления насоса, которую при проектировочных расчетах можно оценить по формуле: fpb - Ры Ры yjfpbri + fpbri (3-3) где,/ры и fpbri - погрешности основного шага для ведущей и ведомой шестерен насоса.
При необходимости, учитывая что для погрешностей изготовления зубчатых колес характерно нормальное распределение, разность основных шагов ведущей и ведомой шестерен/РЬ зубчатого зацепления насоса можно оценить в зависимости от задаваемой доверительной вероятности P(tfpb) [96]: fpb -V J tjbp- yj fpbri + fpbri где - tfpb погрешность (квантиль) основных шагов ведущей и ведомой шестерен зубчатого зацепления в долях от их среднего квадратичного отклонения, определяемая по заданной вероятности P(tfpb) из таблицы 3.1.
Рассмотрим влияние смещения рабочих осей шестерен на характер распределения погрешности основного шага /РЬ зубчатого зацепления шестеренного насоса при коэффициенте перекрытия єа 1.
С этой целью, в системе автоматизированного проектирования AutoCAD было проведено моделирование работы зубчатого зацепления шестеренного насоса. Процесс моделирования в системе AutoCAD заключался в воспроизводстве метода обкатки при нарезании зубьев шестерен на coca заданным производящим исходным контуром. После получения моделей "идеальных" шестерен с заданными параметрами, передача "собиралась" при различных межосевых расстояниях, начиная с расчетного и далее по увеличению с заданным шагом [98].
На рис. 3.1 показаны шестерни насоса при изменении межосевого расстояния на критическую величину Aajaw, при котором коэффициент перекрытия зубчатого зацепления становится єа 1. Из рисунка видно, что при разрыве контакта зубьев одной пары (в точке 1), контакта во второй паре не возникает. При этом для другой пары шестерен наблюдается зазор, который необходимо преодолеть головке зуба ведущей шестерни для входа в зацепление с зубом ведомой шестерни. Вход в зацепление будет носить ударный характер, при этом образующийся зазор можно рассматривать как погрешность шагов зацепления зубьев ведущей и ведомой шестерен, величина которого напрямую влияет на интенсивность удара.
Текущее значение кинематической погрешности
Текущее значение кинематической погрешности является основной первичной информацией, получаемой с помощью описанного комплекса.
Сопоставление записей кинематической погрешности для одной установки шестерен насоса, или насоса в сборе, показало, что эти записи от оборота к обороту повторяют друг друга. Это объясняется тем, что число зубьев шестерен насоса одинаковое, и следовательно, от оборота к обороту повторяется как взаимное положение зубьев шестерен, так и сочетание всех погрешностей изготовления и монтажа.
В дальнейшем, при проведении амплитудно-частотного анализа кинематической погрешности, за основу принималась реализация протяженностью в один оборот шестерен.
Пример такой кинематограммы для шестеренного насоса НШ-32 с параметрами т = 5 мм, z\ = 8, zi = 8 приведен на рис. 4.4.
По кинематограмме можно определить амплитуду кинематической погрешности, в данном случае это 196 мкм, и качественно оценить характер кривой, зрительно выделив спектральные составляющие. Спектральный анализ
Для получения достоверной информации о влиянии отдельных звеньев на точность работы всего шестеренного насоса необходимо кривую кинематической погрешности разложить на спектральные составляющие.
Достаточно просто ручной расшифровке поддаются кинематограм-мы, содержащие не более трех гармонических составляющих, что характерно для шестеренных насосов [109].
Программное обеспечение кинематомера позволяет автоматизировать процесс спектрального анализа. В основе такого анализа лежит разложение кривой кинематической погрешности на составляющие ряда Фурье. Недостатком такой расшифровки является то, что если какое-либо звено насоса имеет локальный дефект, или наблюдается отклонение функции кинематической погрешности какой-либо шестерни от гармонической формы (что постоянно имеет место), то в разложении Фурье дефект или отклонение будут представлены рядом гармоник. Поэтому, при проведении спектрального анализа текущего значения кинематической погрешности, необходим предварительный анализ ожидаемого частотного спектра, а в качестве проверки правильности расшифровки необходимо учитывать, что сумма амплитуд гармонических составляющих должна соответствовать амплитуде текущего значения. Пример спектрограммы (текущего значения кинематограммы представленной на рис. 4.4), приведен на рис. 4.5.
На спектрограмме по оси ординат отложена амплитуда, а по оси абсцисс - номер спектральной составляющей кинематической погрешности: s - coz/co = z со /со = 2. Поскольку насос имеет на обеих шестернях по 8 зубьев, то на спектрограмме оставлены 1-я (оборотная) спектральная составляющая и 8-я (зубцовая). Суммарная погрешность двух гармонических составляющих -196 мкм, как это и следует из самой кинематограммы.
Изменение межосевого расстояния обеспечивалось смещением ведомой шестерни в сторону сближения на величину до 0,005 Аа/ащ и в сторону увеличения - на величину 0,015 Aa/aw с шагом 0,001 Аа/а , где Аа - величина смещения шестерни, aw - межосевое расстояние. Общий вид типовых кривых текущего значения кинематической погрешности при нулевом смещении и при разведении осей на 0,012 Aa/aw приведены на графике рис. 4.6.
Спектральный анализ кривых кинематической погрешности для всех 8-й взаимных угловых положений шестерен показал, что изменение положения осей приводит к значительному изменению амплитуд погрешностей, проявляющихся с частотой пересопряжения зубьев, при этом оборотная составляющая погрешности меняется незначительно.
Типовая спектрограмма, приведенная на рис. 4.7, охватывает все характеристики кинематической погрешности для одного из положений зубьев шестерен. Все другие 7 положений отличаются только амплитудными значениями оборотной составляющей погрешности, диапазон изменений амплитуд зубцовых составляющих кинематической погрешности неизменен.
