Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ современных достижений в области расчета, проектирования, изготовления и эксплуатации качающих органов в масляных насосах дизелей и других тепловых двигателей 12
1.1. Масляный насос в системе смазки двигателя 12
1.2. Механические потери на привод вспомогательных агрегатов дизеля..14 1.3 Особенности работы зубчатой пары как гидравлической машины 23
1.4. Отказы в работе шестеренчатых насосов 26
1.5. Разновидности расчетов цилиндрической эвольвентнои зубчатой передачи 29
1.5.1. Особенности геометрического расчета малозубой цилиндрической прямозубой эвольвентнои зубчатой передачи внешнего зацепления...30
1.5.2. Исходный и исходный производящий реечные контуры 37
1.5.3. Коэффициенты смещения и их выбор 41
1.5.4 Общая структура расчетов и изготовления зубчатых колес методом
обкатки 47
1.6. Методы изготовления малозубых зубчатых колес масляных насосов
дизелей на различных заводах 48
1.6.1. Технология изготовления малозубых зубчатых колес маслонасосов дизелей на ОАО "Алтайский завод агрегатов" (АЗА) 50
1.6.2. Технология изготовления на Борисовском заводе агрегатов 52
1.6.3. Влияние погрешностей изготовления на качественные показатели зубчатого зацепления 54
1.7 Выводы 56
Глава 2. Теоретическое исследование качающих зубчатых колес масляного насоса дизеля 58
2.1. Исследование условий, влияющих на получение зубчатых колес и передачи с высокими качественными показателями. Разработка алгоритма расчета 58
2.2. Новая методика определения оптимального угла производящего реечного контура и коэффициента его смещения 77
2.3. Погрешности и их влияние на качественные показатели зацепления зубчатых колес маслонасоса 80
2.4. Расчет параметров экспериментальной червячной фрезы и экспериментального зубчатого колеса 84
Глава 3. Методика экспериментальных исследований масляного насоса дизеля 89
3.1. Цель и задачи экспериментальных исследований 89
3.2. Объекты экспериментальных исследований 89
3.3 Средства измерения параметров экспериментальных зубчатых колес маслонасоса 92
3.4. Измерение вращающего момента, подводимого к ведущему валику маслонасоса 98
3.5. Измерение давления масла на выходе из маслонасоса в нагнетающую магистраль 100
3.6. Стендовые испытания маслонасосов 102
Глава 4. Результаты экспериментальных исследований 104
4.1. Результаты изготовления экспериментальных качающих зубчатых колес маслонасоса 104
4.2. Результаты экспериментального определения коэффициента торцового перекрытия 106
4.3. Результаты тензометрических исследований серийного и экспериментального маслонасосов 109
4.4. Результаты испытаний маслонасосов, собранных из экспериментальных качающих зубчатых колес на производительность (подачу масла) и износостойкость 111
4.5. Срашштельные результаты по механическим потерям серийного и
экспериментального маслонасосов 120
Выводы и рекомендации 122
Материалы диссертации отражены в следующих работах 124
Список литературы 126
Приложение 143
- Масляный насос в системе смазки двигателя
- Исследование условий, влияющих на получение зубчатых колес и передачи с высокими качественными показателями. Разработка алгоритма расчета
- Средства измерения параметров экспериментальных зубчатых колес маслонасоса
Масляный насос в системе смазки двигателя
Долговечность и надежность работы двигателя внутреннего сгорания во многом определяет его система смазки, которая должна обеспечить: подачу масла в необходимом количестве к трущимся поверхностям, вынос продуктов износа из зон трения и очистку масла от них, поддержание оптимальной температуры масла. Поступление масла к трущимся поверхностям может быть принудительным под давлением и разбрызгиванием. Подача масла под давлением осуществляется при помощи масляного насоса.
В системах смазки современных двигателей в основном применяют масляные насосы шестеренные (шестеренчатые) с внешнем зацеплением, как, например, в двигателе 64 13/14 (рис. 1.1), а значительно реже с внутренним зацеплением.
Обычно масляный насос крепится [145]: к крышке коренного подшипника; к нижней плоскости блок-картера; к боковой плоскости крышки коренного подшипника, к нижней горизонтальной плоскости крышки коренного подшипника, встроен в крышку коренного подшипника, к передней плоскости блок-картера.
Качающие органы масляных насосов современных дизелей и других тепловых двигателей обычно выполняют в виде эвольвентных цилиндрических зубчатых колес внешнего зацепления с числом зубьев Z менее 13. Наиболее часто встречаются конструкции маслонасосовс7 = 8,.Л2табл. 1 [161].
Исследование условий, влияющих на получение зубчатых колес и передачи с высокими качественными показателями. Разработка алгоритма расчета
Зубчатые колеса, являющиеся рабочими (качающими) органами масляных насосов дизелей обычно выполняются с малым числом зубьев. Чаще всего используются колеса с числами зубьев Z = 8...11. Применение малозубых зубчатых колес в сочетании со средними значениями модулей (m = 3...5 мм) обеспечивает высокую производительность и малые габариты маслоиасоса. Это является очень ценным качеством масляного насоса, как агрегата системы смазки дизеля.
Однако изготовление такой компактной малозубой зубчатой передачи сопряжено с большими трудностями. Общеизвестно, что при использовании червячных фрез, в основу которых положен исходный контур по ГОСТ 13755-81, возможно получить зубчатый венец с правильным эвольвентным профилем зубьев только до Z = 17. При нарезании зубчатых колес с Z 17 начинается подрез ножки зуба и необходимо принимать меры по исправлению этою явления. Существует два основных пути по устранению подреза ножек зубьев. Первый - использовать смещение режущего инструмента в процессе фрезерования. Второй путь - изменить угол профиля режущего инструмента. Возможно также и сочетание этих двух направлений, когда изменяется угол профиля инструмента и применяется оптимальное его смещение.
Первый путь, использующий стандартный режущий инструмент (червячные фрезы с исходным контуром по ГОСТ 13755-81), наиболее полно изучен к настоящему времени, его возможности хорошо известны рекомендованы ГОСТ 16532-70 в качестве основного. При изготовлении зубчатых колес с числом зубьев менее 17 используется положительное смещение производящего реечного контура (ПРК), а выбор оптимальных коэффициентов смещения производится с помощью блокирующих контуров, которые позволяют наглядно получить представление о всех качественных показателях зацепления для выбранных коэффициентов смещения. Наиболее полный набор таких контуров имеется в работах [65, 146].
Согласно ГОСТ 16532-70 (приложение 3 с. 33, черт. 2), дающего блокирующие контуры для выбора коэффициентов смещения, хорошо видно, что с уменьшением числа зубьев зона допустимых коэффициентов смещения (разрешенная зона) сильно уменьшается и достигает своего минимума для сочетания чисел зубьев передачи Zi = Z2=8. Для меньшего сочетания чисел зубьев, указанный стандарт блокирующих контуров не приводит, хотя известно [42], что минимально достижимое число зубьев внешней эвольвентной зубчатой передачи с передаточным отношением равным единице равно Z[ = Zi - 5. Это указывает на большую сложность изготовления зубчатых колес с такими числами зубьев.
По блокирующему контуру для Zi = Z2=8 [65] ясно видно, что весь он находится в зоне подреза ножек зубьев, так как все рекомендуемые коэффициенты смещения находятся в зоне, где X Xmm. В этом случае подрез ножек зубьев неизбежен. Кроме этого, основной качественный показатель зубчатой передачи - коэффициент торцового перекрытия си очень низок и находится в пределах от 1,0 до 1,1.
Все это вынуждает заниматься поиском возможностей выхода из такою положения. Следует отметить, что блокирующие контуры, приведенные в [65, 150] построены только в одной системе расчета, обеспечивающей постоянный радиальный зазор между вершиной зуба одного колеса и впадиной другого, равным С = 0,25-тп в собранной передаче.
Средства измерения параметров экспериментальных зубчатых колес маслонасоса
Согласно цели работы по выявлению возможности повышения качественных показателей качающих зубчатых колес маслопасоса был проведен анализ существующих способов расчета, который показал невозможность получения маслонасосов с Ъ\ = Z2 = 8 с высокими качественными показателями при а = 20.
Был разработан алгоритм расчета и новая методика выбора оптимальных параметров, позволяющих на стадии проектирования заложить необходимые качественные показатели готового изделия - маслопасоса дизеля. Повышение качественных показателей достигается за счет повышения плавности работы маслонасоса путем необходимого перекрытия Еа качающих зубчатых колес.
Как известно [13], реализовывать повышенное значение са 1 можно только при достаточно высокой степени точности изготовления зубчатых колес. Чем выше е„, тем выше должна быть степень точности.
Предельно экономически достижимая степень точности изготовления зубчатых колес на машиностроительных заводах Алтайского края - 8 по ГОСТ 1643-81.
Для экспериментальных качающих зубчатых колес маслонасоса была назначена степень точности 8-А но ГОСТ 1643-81.
Всего было изготовлено 70 экспериментальных зубчатых колес, которые были пронумерованы и измерены по необходимым параметрам точности. Некоторые результаты представлены в Согласно ГОСТ 1643-81 для зубчатых колес с Z{ =Z2 = 8;m=5,5; и
степени точности 8-А основные параметры не должны выходить за допустимые пределы:
- длина общей нормали Wmax =24,866 мм, Wmtn =24,766 мм;
- радиальное биение зубчатого венца не более Fr =0,050 мм;
- колебание длины общей нормали не более Fvw =0,028 мм;
- погрешность направления зуба не более F# =0,025 мм.
Анализируя результаты измерений, указанных выше параметров в табл. 4.1 можно сделать заключение, что зубчатые колеса с номерами следует забраковать, так как один или несколько из указанных параметров выходят за допустимые пределы. Зубчатые колеса с номерами 66,67 - соответствуют степени точности 8-Л ГОСТ 1643-81 были собраны в пару и подвергались дальнейшим испытаниям.
Результаты экспериментального определения коэффициента торцового перекрытия
Одним из важнейших параметров, определяющих надежную работу зубчатой пары, является коэффициент торцового перекрытия. Существующие способы его определения [21, 47,4 8, 49,65, 150] являются косвенными и не учитывают погрешностей изготовления деталей.
Нами предлагается новый экспериментальный способ определения фактического коэффициента торцового перекрытия, учитывающий все погрешности изготовления деталей зубчатой передачи. Это представляется особенно важным в проверке достоверности проведенных теоретических расчетов.
Сущность способа заключается в следующем. Собирается реальная зубчатая пара в корпусе с действительным межосевым расстоянием. В темноте, а лучше при красном свете, под собранную зубчатую пару подкладывается незасвеченная черно-белая фотопленка низкой светочувствительности (3...6 сд. ГОСТ).
Зубья колес устанавливаются так, чтобы один из них только вошел в зацепление. Это определяется по исчезновению световой щели между входящими в контакт зубьями. Такую операцию вполне можно осуществить, так как от красного света эмульсия фотопленки низкой чувствительности не засвечивается. Далее над собранной передачей на мгновение включается белый свет. Происходит экспозиция незакрытых участков фотопленки.
