Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследований 5
1.1. Определение и этапы развития шестеренных насосов гидравлической системы 5
1.2. Анализ влияния износа деталей на работоспособность шестеренных насосов 9
1.2.1. Анализ износа деталей насосов типа НШ-У 9
1.2.2. Анализ износа деталей насосов типа НШ-К 16
1.2.3. Влияние износа деталей шестеренного насоса на его работоспособность 17
1.3. Анализ существующих способов ремонта насосов 24
1.3.1. Анализ существующих способов ремонта основных деталей насосов типа НШ-У 24
1.3.1.1. Способы ремонта корпуса насоса типа НШ-У 24
1.3.1.2. Восстановление втулок насосов типа НШ-У 27
1.3.1.3. Анализ известных способов восстановления шестерен насосов типаНШ 30
1.3.2. Анализ существующих способов ремонта основных деталей насосов типа НШ-К 36
1.3.2.1. Способы ремонта подшипниковых и поджимных обойм насосов типа НШ-К 36
1.3.2.2. Восстановление шестерен и платиков насосов типа НШ-К 38
1.4. Применение антифрикционных добавок в смазочное масло для повышения долговечности сопряжений машин 38
1.5. Выводы и задачи исследований 42
2. Анализ повышения долговечности сопряжений гидронасосов применением восстановительных добавокв рабочую среду 43
3. Методика экспериментальных исследований 66
3.1. Общая методика исследований 66
3.2. Методика определения технического состояния деталей шестеренных насосов гидравлической системы 66
3.3. Методика определения показателей технического состояния насосов НШ и исследование их влияния на выходные показатели 69
3.4. Методика исследования влияния добавок в масло на работоспособность основных сопряжений насоса НШ 5 ОУ-3 71
3.5. Методика снятия шероховатости с испытанных образцов 74
4. Экспериментальные исследования 76
4.1. Исследование технического состояния деталей шестеренных насосов НШ 5 ОУ-3 при поступлении в капитальный ремонт 76
4.2. Исследования зависимости эксплуатационных показателей насоса НШ 5 ОУ-3 от технического состояния его основных структурных элементов 88
4.3. Исследование работоспособности сопряжений гидравлических насосов при добавке в рабочую среду антифрикционных добавок 99
4.4. Стендовые испытания работоспособности шестеренных насосов с применением специальных добавок в рабочую среду 107
5. Экономический эффект применения добавок и внедрения исследований
Общие выводы 117
Список использованной литературы 119
Приложения 133
- Влияние износа деталей шестеренного насоса на его работоспособность
- Применение антифрикционных добавок в смазочное масло для повышения долговечности сопряжений машин
- Методика определения показателей технического состояния насосов НШ и исследование их влияния на выходные показатели
- Исследования зависимости эксплуатационных показателей насоса НШ 5 ОУ-3 от технического состояния его основных структурных элементов
Введение к работе
Надежность гидравлической системы сельскохозяйственной техники в значительной степени зависит от работоспособности шестеренного насоса, то есть от интенсивности изнашивания отдельных его деталей.
Одним из средств повышения работоспособности шестеренных насосов и управления процессами трения и изнашивания является применение антифрикционных добавок в рабочую жидкость, генерирующие на поверхностях трения сервовитную пленку.
Имеется большое число исследований, подтверждающих эффективность применения различных добавок в масло для повышения долговечности узлов и сопряжений двигателей и трансмиссий машин. Применение таких добавок в агрегаты, для которых смазочным материалом является рабочая среда, практически не изучено. Так, результатов исследований работы узлов гидравлических систем при работе с добавками в рабочую среду в литературе нет. В связи с этим теоретическое и экспериментальное обоснование повышения работоспособности шестеренных насосов за счет применения антифрикционных добавок является весьма актуальным.
Целью диссертационной работы является повышение работоспособности шестеренных насосов гидравлических систем сельскохозяйственной техники.
Автор выражает благодарность своему научному руководителю доктору технических наук, профессору Василию Яковлевичу Сковородину, заведующему кафедрой «Надежность и технический сервис машин» Санкт-Петербургского государственного аграрного университета, за ценные консультации и помощь в работе над диссертацией.
Влияние износа деталей шестеренного насоса на его работоспособность
Коэффициент объемной подачи (КОП) насоса является интегральным показателем, определяющим его работоспособность. Анализируя данные, приведенные в литературных источниках [9, 46, 74, 77, 100], приходим к выводу, что предельно допустимым уровнем КОП для насосов, эксплуатируемых в условиях сельскохозяйственного производства, является уровень т = 0,60...0,65.
По данным источника [43] снижение объемного КПД ниже 0,7 служит признаком их непригодности для эксплуатации. Однако объемный КПД зависит от условий проведения испытаний: давления, при котором производятся измерения, температуры и вязкостно-температурных свойств рабочей жидкости, а также от содержания в ней нерастворенных газов [26].
Износ колодцев корпуса по диаметру, является непосредственной причиной роста радиального зазора в сопряжении "корпус-шестерни". В процессе работы насоса зазоры в указанном сопряжении достигают значений 0,195...0,261 мм, при предельно допустимом зазоре - 0,170 мм [10], что является причиной снижения КОП насоса до т\ =0,68 [33]. Кроме того, значительные износы колодцев корпуса приводят к нарушению первоначального расположения деталей насоса и даже к перекосу всего качающего узла [54, 65].
По мнению авторов статьи [45] наибольшая доля внутренних потерь жидкости приходится на радиальные зазоры в спряжениях "корпус-шестерня" и "цапфа-втулка". Так при величине зазора 5i=0,19 мм в сопряжении "цапфа-втулка" значение КОП снижается до уровня r\ = 0,63, то .есть достигает своего предельного значения. Величина зазора в сопряжении "корпус-втулка" как правило, не превосходит 0,12 мм и утечки в этих сопряжениях при таких значениях зазоров невелики, и составляют 2...3 дм3/мин [47]. Втулки насоса выполняют функцию подшипников скольжения и функцию замыкателей, в процессе эксплуатации они претерпевают неравномерный износ по всем рабочим поверхностям [74].
Втулки в процессе работы насоса под действием пульсирующего давления и крутящего момента совершают колебательные движения вокруг своей оси, Это приводит к износу стыковых поверхностей втулок [45], При увеличении зазора в указанном сопряжении до 0,22 мм, что в 2 раза больше нормального, КОП снижается незначительно до уровня rj =0,82 [47].
Износ втулок насоса по торцам при наличии автокомпенсации торцовых зазоров не должен существенно сказываться на увеличении утечек. Однако неравномерность износа деталей в указанном сопряжении, вследствие биения торца шестерни, из-за неточности ее изготовления и сборки насоса, нарушения соосности его привода, а также перекоса всего качающего узла из-за прогрессирующего износа колодцев корпуса и наружного диаметра втулок, приводит к существенному увеличению утечек через торцовый зазор.
Износ шестерен несколько меньше по величине, чем износы сопрягаемых деталей. Однако и эти износы вносят свой вклад в увеличение зазоров в соответствующих сопряжениях. Следует отметить, что теоретическая объемная подача насоса определяется только лишь геометрическими параметрами активных элементов насоса шестерен.
При этом расчет показывает, что уменьшение исходных параметров шестерен насоса НШ-46У по наружному диаметру-на 0,8 мм, а по ширине зуба на 1,0 мм [45], что является предельными износами, снижает объемную подачу насоса на 12,3%. В то же время экспериментальные исследования показывают, что самые незначительные износы шестерен по наружному диаметру в пределах 0,03..0,08 мм и по ширине венца шестерни на 0,1 мм снижает объемную подачу насоса на 10...15% [102]. Основная причина этого негативного явления - это нарушение герметичности между полостями нагнетания и всасывания насоса вследствие нарушения исходных посадок и образования зазоров во всех без исключения сопряжениях, а также неравномерного характера износа деталей насоса.
Одним из наиболее нагруженных и ответственных сопряжении является сопряжение шестерен насоса по эвольвентному профилю, непосредственно отделяющее напорную полость насоса от всасывающей [63, 65], Линия контакта зубьев носит подвижный характер. С увеличением зазора по линии контакта зубьев шестерен с 0,05 до 0,3 мм утечки через сопряжение возрастают с 0,258 до 55,6 дм3/мин [45].
Погрешности изготовления и сборки насоса способствуют неравномерному износу шестерен по эвольвентному профилю, увеличению погрешности направления зубьев сопрягаемых шестерен в процессе эксплуатации. Неравномерный износ эвольвентного профиля зубьев периодически приводит к нарушению кинематической взаимосвязи между зубьями по всей ширине шестерни. Кроме того, износ профилей зубьев шестерен насоса приводит к неравномерному вращению ведомой шестерни, что увеличивает амплитуду пульсации давления до 2,6 МПа [47]. Помимо этого, как отмечается в работе [32], условия работы привода насоса характеризуются большим коэффициентом динамичности, значение которого резко возрастает с увеличением погрешности профиля зубьев рабочих шестерен. При увеличении суммарной погрешности профилей зубьев сопряженных пар шестерен с 0,08 до 0,4 мм амплитуда крутящего момента в приводе увеличивается в 7,5 раз [32]. Доля утечек через сопряжения зубьев шестерен по эвольвентному профилю обычно лежит в пределах 3,5 ... 8,2% [46]. В отдельных случаях может достигать 80% [93]. Однако до сих пор лишь в работах отдельных исследователей уделяется должное внимание указанному сопряжению. Так Р.А. Ибрагимов [45, 47] считает необходимым при ремонте насосов исправлять погрешность направления зубьев шестерен шевингованием, а по мнению С.Н. Кота [56] предельный износ зубьев по толщине наступает после второго ремонта насосов. В то же время ряд авторов [58, 67, 113, 123] считают, что профиль зуба изнашивается равномерно по всей ширине зуба, величина износа незначительна и практически не оказывает влияния на работу насоса и в технических требованиях на капитальный ремонт агрегатов гидравлических систем [10] этот параметр не включен в число контролируемых дефектов.
Неравномерный односторонний износ, как колодцев корпуса, так и втулок со стороны противоположной силовому гидравлическому воздействию напора жидкости приводит к смещению всего качающего узла в сторону камеры всасывания. В результате этого со стороны камеры нагнетания на всю глубину корпуса образуются серповидные зазоры между качающим узлом и поверхностью корпуса [47]. По мере износа корпуса, втулок, а также венца и цапф шестерен по диаметру серповидные зазоры увеличиваются. Вследствие этого происходит увеличение полости высокого давления и уменьшение переходной зоны от полости всасывания к полости нагнетания. В результате увеличиваются утечки через радиальный зазор, увеличиваются нагрузки на цапфы шестерен и втулки из-за возрастания воздействия неуравновешенных сил, что способствует утяжелению условий работы сопряжении насоса и ускоренному износу его деталей.
Применение антифрикционных добавок в смазочное масло для повышения долговечности сопряжений машин
Изучением трения, изнашивания и смазки машин занимались многие ученые: Б.М. Асташкевич, Э.Д. Браун, В.Н. Виноградов, Б.Т. Грязнов, Ю.Н. Дроздов, Ю.А. Евдокимов, М.Н. Ерохин, чл.-корр. РАН В.И. Колесников, А.К. Прокопенко, А.С. Проников, Г.М. Сорокин, А.В. Чичинадзе и др.
За рубежом известными учеными в этой области являются: Ф, Боуден, Д. Тейбор, С. Баходур, К. Лудема, Н.П. Су, Д. Бакли, М. Амбрустер, Н. Краузе. Н. Уетц, Н. Чихос, Г. Фляйшер, Г. Польцер, Р. Марчак, С. Пытко, Ю. Подгуркас и другие,
До последнего времени генеральным направлением по борьбе с изнашиванием в машиностроении было повышение твердости трущихся поверхностей деталей. В промышленности разработано большое количество методов повышения твердости деталей: цементирование, азотирование, хромирование, цианирование, поверхностная закалка, наплавка твердыми материалами и др. Многолетний опыт свидетельствует, что это направление позволило в большей степени повысить надежность трущихся деталей машин. Например, без азотирования или цементирования зубчатых передач в настоящее время нельзя обеспечить надежную работу тяжелонагруженных редукторов.
Однако постоянное стремление к уменьшению массы машин и интенсификации рабочих процессов привело к увеличению давлений в узлах машин и скоростей скольжения и ухудшило условия смазывания. Площадь фактического контакта поверхностей деталей при высокой твердости материала в силу ряда причин (наличие возможного перекоса, большей шероховатости и волнистости поверхности) составляет очень малую долю номинальной поверхности трения. В результате на участках фактического контакта создаются громадные давления, что приводит к интенсивному изнашиванию поверхности терния.
В процессе поиска средств увеличения износостойкости деталей машин в нашей стране открыт избирательный перенос при трении. Избирательный перенос (ИП) - это комплекс физико-химических явлений на контакте поверхностей при трении, который позволяет преодолеть ограниченность ресурса трущихся сочленений машин и снизить потери на трение. В ИП используются фундаментальные физико-химические процессы в отличие от трения при граничной смазке, где основой является механическое взаимодействие [35, 101].
Избирательный перенос может быть обеспечен с помощью введения в смазочное масло специальных добавок.
Металлополимерные добавки в моторное масло называют иногда реметаллизаторами, то есть восстановителями металла. Эти препараты содержат микрочастицы различных металлов (медь, свинец, серебро, сурьма), заключенные в полимерную оболочку и находящиеся в нейтральной среде. В рекламных проспектах таких препаратов утверждается, что с их помощью можно реализовать эффект безызносности [35, 38].
При добавлении препарата в моторное масло частицы препарата доставляются потоком масла в зону трения, где раздавливаются, заполняя микронеровности и образуя слой с улучшенными антифрикционными свойствами. В процессе дальнейшей эксплуатации этот слой постепенно возобновляется новыми порциями препарата, доставляемыми с тем же потоком масла.
Некоторые фирмы рекомендуют для увеличения эффекта после обработки реметаллизатором применить обработку антифрикционным препаратом на основе тефлона (так называемая технология «ИКС», разработанная совместно фирмами Lubrifilm и Slayder).
Начало массового производства и применения антифрикционных добавок на основе молибдена и его соединений приходится на семидесятые годы, M0S2 имеет уникальную структуру среди слоистых смазочных материалов, что делает его особенно эффективным. Современными исследованиями было установлено, что высокие смазочные свойства M0S2 объясняются не только его физическими свойствами, но и химическим реакциями между M0S2 и металлом подложки. Реакции между M0S2 и Fe приводят к образованию сульфидов железа при температуре 700 С (то есть при температуре в зоне трения поршневое кольцо-стенка цилиндра), а при более высоких температурах образуется соединение MoFeS3. Как сульфатация железа, так и образование MoFeSj способствуют повышению износостойкости пленки.
Образующаяся молибденсодержащая пленка обладает очень высокими антифрикционными свойствами. Соответственно уменьшаются потери на трение и снижается износ деталей.
Первый способ-создание искусственных соединений молибдена, которые полностью растворяются в моторном масле. Таким образом изготавливают отечественные препараты «Экономии» и «Фриктол». В этих препаратах применены разные по составу соединения молибдена. При испытаниях этих препаратов на ВАЗе в 1990 г. (при использовании масел отечественного производства) был сделан вывод, что применение этих препаратов снижает расход топлива на 3-5% и уменьшает износ деталей на 10-20%. Следует подчеркнуть, что с повышением качества используемых масел результаты будут менее впечатляющими. Противопоказаний к применению этих препаратов не обнаружено.
Второй способ-применение природного соединения дисульфида молибдена. Бесспорным лидером в использовании дисульфида молибдена является компания Дау-Кронинг.
По данным зарубежных исследований применение масел и смазок с дисульфидом молибдена увеличивает срок службы самых разных узлов и деталей автомобилей на 30-90%, то есть в среднем в полтора раза.
Отечественные препараты такого рода-«Экономин ДМ» и «Экономии ДМГ»-испьітьівались в 1990 г. на ВАЗе. Было отмечено снижение износа деталей, улучшение приработки, уменьшение потерь на трение [35, 83].
Имеется большое число исследований, подтверждающих эффективность применения различных добавок в масло для повышения долговечности узлов и сопряжений двигателей и трансмиссий машин. Применение таких добавок в агрегаты, для которых смазочным материалом является рабочая среда, практически не изучено. Так, результатов исследований работы узлов гидравлических систем при работе с добавкам в рабочую среду в литературе нет.
Методика определения показателей технического состояния насосов НШ и исследование их влияния на выходные показатели
Эксплуатационные показатели шестеренного насоса гидросистемы ТА-коэффициент подачи насоса (подача насоса при номинальном давлении и номинальной частоте вращения), действительная подача за один оборот вала обусловлены, прежде всего, техническим состоянием деталей сопряжений «корпус-шестерня», «втулка-цапфа шестерен», «компенсатор—торец зубьев шестерен», то есть геометрическими параметрами деталей насоса. Техническое состояние деталей указанных сопряжений определялось путем микрометража в Красночетайском ремонтно-техническом предприятии Чувашской Республики, Предварительно насосы очищались в моечной машине. После очистки насосы снабжались бирочками, где указывались: марка и заводской номер насоса, наработка до поступления на ремонт (при наличии соответствующей информации). Разборка насосов осуществлялось на специальном приспособлении по ОСТ 70.0001.216 - 85. .После разборки детали насоса промывались последовательно в горячей воде (t 40-60С) с добавлением моечных средств, а затем еще раз детали промывали в проточной холодной воде и выдерживались на микрометражном столе в течение двух часов. Измерения выполняли при температуре окружающего воздуха 18...22С. Результаты микрометража заносились в предварительно подготовленные карты. Микрометражу подвергались: корпус НШ 50У-3-01 (диаметр колодца под венец шестерни), ведущие шестерни НШ 50У-2-04 и ведомые шестерни НШ 50У-2-07 (диаметр венца шестерни, диаметр цапфы, ширина венца), втулка левая НШ 50У-2-10 и втулка правая НШ 50У-2-11 (внутренний диаметр под цапфу шестерни), компенсатор НШ 50У-3-03 (высота). Измерения выполнялись в двух взаимно-перпендикулярных плоскостях и в двух сечениях.
Для проведения измерения были выбраны в соответствии с техническим требованиям на капитальный ремонт агрегатов гидроприводов сельскохозяйственной техники и подготовлены средства измерений: для отверстия корпуса под венец шестерни - индикаторный нутромер НИ 50-100 ГОСТ 9244-75; для диаметра венца шестерни - микрометр МК 75-2 ГОСТ 6507-78; для диаметра цапфы шестерни-микрометр МК 50-1 ГОСТ 6507-78; для венца по ширине-микрометр МК 50-2 ГОСТ 6507-78; для отверстия втулки-нутромер 18-50 ГОСТ 9244-75; для высоты компенсатора-микрометр МК 25-2 ГОСТ 6507-78.
Величина износа корпуса рассчитывалось от минимального диаметра по чертежу (55,02+0,019 мм); венца шестерни максимального диаметру по чертежу (55 " мм); цапфы шестерни - максимального диаметра по чертежу (26 s мм); венца шестерни - максимальной ширины по чертежу (34,045 5 мм); втулки - максимального диаметра по чертежу (264 013 мм); компенсатора - максимальной высоты по чертежу (12.0,os мм).
Для получения достоверных данных об износах определялось минимальное достаточное количество измеряемых деталей одного наименования по формуле:
Испытания насоса с целью определения его функциональных показателей проводились в соответствии с требованиями ГОСТ 14658-75 и ТК 70 0001 018-85 [10, 11] на стенде КИ 4815М. В качестве рабочей жидкости для испытания применялся масло М-10 Т% ГОСТ 8581-78, имеющий вязкость при температуре 50С 55...65 м2хс 1 106 (ССТ). Температура масла в расходном баке стенда поддерживалась 40. ..70С.
Привод стенда состоит из электродвигателя (Ne.=22 кВт, п=1460 об/мин) и клиноременной передачи, сообщающей шкиву с кулачковой муфтой и приводному валу частоту вращения п=1180 об/мин. На приводном валу закреплен угольник, входящий в щель бесконтактного датчика, и за оборот вала привода сообщающей импульс, подаваемый на электронный счётчик оборотов.
Насос установленный на плите, приспособленной для крепления различных по назначению, размерами и форм гидроагрегатов и соединенный с валом привода стенда, забирает рабочую жидкость из бака по всасывающему маслопроводу насоса. Нагнетательная полость насоса гибким шлангом высокого давления присоединена к штуцеру стенда на вход в гидравлический блок с дросселем ручного управления. Манометр показывает давление соответствующее степени открытия дросселя. Рабочая жидкость проходит очистку в фильтре и краном с двумя переключателями направляется на замер счетчика жидкости. После рабочая жидкость проступает в устройство для охлаждения жидкости. Температура рабочей жидкости измеряется термометром.
Насос после сборки обкатывался по режимам приведенном в источнике [11]. Обоснованием для перехода с одного режима обкатки на последующий является приработка рабочих поверхностей. После обкатки дополнительно затягивались болты крепления крышек насоса.
Для определения подачи насоса на стенде КИ 4200 при помощи счетчика импульсов определяют число оборотов, которое сделает насос для подачи количество контрольного объема (VK) рабочей жидкости (для насоса НШ 50У-3 VK=100 л), замеряемого счетчиком жидкости, и по этим данным подсчитывают действительную подачу (Уд) (в см3/об) за один оборот вала насоса по формуле;
Исследования зависимости эксплуатационных показателей насоса НШ 5 ОУ-3 от технического состояния его основных структурных элементов
Опытные данные зазоров между колодцем корпуса и венцами ведущей и ведомой шестерни хорошо согласовываются с теоретическим законом нормального логарифмического распределения. Зазоры в сопряжениях «цапфа - втулка» подчиняются разным законам распределения: зазор между левой верхней втулкой и верхней цапфой ведущей шестерни подчиняется закону нормального логарифмического распределения; зазор между левой нижней втулкой и нижней цапфой ведущей шестерни - закону распределения Вейбулла; зазор между правой верхней втулкой и верхней цапфой ведомой шестерни, а также зазор между правой нижней втулкой и нижней цапфой ведомой шестерни подчиняются закону нормального распределения. Торцовой зазор хорошо апроксимируется с законом нормального распределения.
Микрометрирование показало, что практически 100% опорных втулок имеют характерные износы, превышающие допустимые значении, и подлежат замене на новые или восстановлению.
Рассматривая характер износа опорных втулок, необходимо отметить, что конструктивно гидронасос НШ 50У - 3 выполнен с четырьмя втулками. Анализ статистических исследований показывает, что износ отверстий под цапфы у верхних и нижних втулок ведущей и ведомой шестерен неодинаков (табл. 4.2). Повышенный износ отверстий верхних втулок можно объяснить их плотной посадкой в корпусе, в результате чего при несоосности и перекосах шестерен в подшипниковой паре наблюдается неоднородный контакт.
Статистические характеристики износа цапф шестерен значительно ниже, чем у втулок, и выходят за пределы допустимых значений и при восстановлении они могут быть перешлифованы на соответствующие ремонтные размеры. Та же картина наблюдается и для ширины венца шестерён, и при восстановлении они тоже могут быть перешлифованы на соответствующие ремонтные размеры.
Анализируя таблицу 4.3 можно отметить, что среднее значение зазора между колодцем корпуса и венцом шестерни при поступлении на ремонт составляет 0,515 мм при максимально допускаемом значении ОД 19 мм, зазор между втулкой и цапфой шестерни соответственно равен 0,23 мм при допускаемом 0,108 мм. Такие же значительные отклонения наблюдаются по остальным зазорам.
В гидравлических насосах типа НШ трущимися сопряжениями деталей являются цапфа шестерен-втулка и торец шестерни-разгрузочная пластина. Материал трущихся деталей: сталь-алюминий.
С целью определения работоспособности этих сопряжений при введении в рабочую среду антифрикционных добавок проведены исследования на физических моделях на машине трения СМТ. Испытания проводились по схеме ролик - ролик, изготовленные из стали 18 ХГТ и алюминия АЛ - 9, что соответствовало материалу деталей насосов НШ. Скорость относительного скольжения соответствовало среднему скоростному режиму гидравлических насосов и составляло 0,5 м/сек. Испытания проводились на масле М 10 Гг с введением антифрикционных добавок СУРМ «восстановитель давления масла», СВА, СВА-М, ТСК. В процессе испытаний контролировался момент трения и температура в зоне трения. Величина износа за время испытаний определялась линейным способом по величине зоны износа на образце из алюминия. Оценка процесса изнашивания производилась на основе характеристик изношенной поверхности. Профилограмма изношенных поверхностей замерялась электронным профилографом Ml CNOMO с механизмом подачи PFM.
На рисунке 4.9 показана зависимость износа образцов из алюминия от нагрузки в зоне трения. Величина износа дана в относительных единицах по отношению к износу при работе на масле М 10 Гг без добавок.Основными эксплуатационными показателями насоса типа НШ, отражающими в той или иной степени состояние его основных структурных элементов (зазоров в сопряжениях «корпус - венец шестерни», «компенсатор - торец венца шестерни», «втулка - цапфа шестерни») принято считать подачу и коэффициент подачи рабочей жидкости.
С целью определения характера действительных зависимостей показателей насоса НШ от технического состояния его отдельных структурных элементов был проведен полнофакторный эксперимент. В качестве плана эксперимента принят центральный композиционный план [125], Факторами, определяющими показатели насоса, были приняты зазоры в сопряжении корпус - венец шестерни (Xj), компенсатор - торец венца шестерни (Х2), втулка - цапфа шестерни (Х3). Каждый опыт проводился при шести значениях противодавления (Р) в диапазоне от 0 до 16 МПа.
Испытания насоса проводились в соответствии с требованиями ГОСТ 14658-75 и ТК 70 0001 018-85 [10, 11] на стенде КИ 4200. В качестве рабочей жидкости для испытания применялось масло М-10 Гг ГОСТ 8581-78, имеющее вязкость при температуре 50С 55...65 м2хс" х10б (сСт). Температура масла в расходном баке стенда поддерживалась 40...70С в соответствии с рекомендациями.
Требуемые уровни значений факторов технического состояния деталей обеспечивались подбором частично изношенных шестерен, компенсаторов, втулок соответствующих размеров. Диапазон размеров выбирался исходя из нормативно-технической документации [11] и на основе исследований автором технического состояния деталей насоса НШ 50У-3.
