СОДЕРЖАНИЕ
Введение
1 Обзор работ в облас ти виброакустики шестеренных насосов
1.1 Анализ мероприятий по снижению пульсационного и виброакустического состояния шестеренного насоса. Обзор исследований
1.2 Анализ существующих математических моделей гидродинамики шестеренного насоса
Выводы по главе 1
2 Математическое моделирование динамических процессов в шестеренном насосе
2.1 Разработка математической модели пульсаций расхода шестеренного насоса, учитывающей кинематику рабочего процесса, утечки и геометрию разгрузочных канавок
2.1.1 Разработка математической модели кинематики зацепления
2.1.2 Разработка математической модели утечек в шестеренном насосе
2.1.3 Разработка математической модели гидродинамики «запертого» объема в шестеренном насосе
2.2 Разработка уточненной методики расчета кавитационного запаса шестеренного насоса, учитывающей условие неразрывности рабочей среды при заполнении межзубовых полостей шестерен.
Выводы по главе 2
3 Экспериментальное исследование динамических процессов в насосном
агрегате
3.1 Стендовая установка и средства измерения для исследования пульсационных процессов в гидромеханической системе с шестеренным насосом. Разработка гасителя колебаний.
3.2 Экспериментальное подтверждение адекватности разработанной
математической модели кинематики зацепления 106
3.3 Экспериментальное подтверждение адекватности математической модели утечек в шестеренном насосе 109
3.4 Экспериментальное подтверждение адекватности математической модели гидродинамики «запертого» объема шестеренного насоса 115
3.5 Экспериментальное подтверждение адекватности уточненной методики расчета кавитационного запаса шестеренного насоса 117
3.6 Точность оценки характеристик динамических процессов 122
Выводы по главе 3 128
4 Мероприятия но снижению виброакустических нагрузок шестеренного
насоса 129
4.1 Выявление закономерностей влияния геометрических параметров разгрузочных канавок на давление в «запертом» объеме 129
4.2 Разработка и экспериментальная проверка эффективности мероприятия по снижению динамических нагрузок в насосных агрегатах 135
4.3 Влияние предложенного профиля разгрузочных канавок на объемный КПД шестеренного насоса 139
Выводы по главе 4 145
Основные результаты и выводы 146
Список использованных источников
3
ВВЕДЕНИЕ
Широкое применение шестеренных насосов (ШН) в гидромеханических системах машин объясняется простотой и компактностью конструкции, надежностью, малой трудоемкостью изготовления, удобством обслуживания, а также, в отличие от других типов объемных насосов, возможностью непосредственного их соединения с приводными механизмами. Однако, наряду с большим количеством достоинств, ШН обладают рядом существенных недостатков:
• неравномерность подачи рабочей жидкости, которая вызывает пульсации давления, распространяющиеся по магистралям, и является одним из основных факторов, дестабилизирующих нормальную работу гидравлических систем;
• запирание (компрессия) жидкости, приводящее к значительным скачкам давления и, как следствие, разрушению деталей насоса;
• кавитационные процессы, вызывающие эрозионный износ шестерен.
Шестеренные насосы широко применяются в авиации, в качестве основного узла системы топливопитания. По данным ОАО «ОМСКАГРЕГАТ» (г. Омск), одного из ведущих предприятий РФ по производству ШН для авиационной техники, их ресурс в 2-3 раза ниже ресурса авиационного двигателя. Например, для двигателя Д-36 эксплутационный ресурс составляет 12 тыс. часов, а ресурс ШН, работающего в составе топливной системы двигателя, составляет 4 тыс. часов, т.е. общий ресурс такой сложной и дорогой системы, как система топливопитания авиационного двигателя, ограничивается ресурсом ШН, 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, имеет разброс от 250 до 3250 часов, т.е. более чем в 10 раз.
Одной из основных причин снижения ресурса насосного агрегата является высокая виброакустическая нагруженность его элементов. Поэтому актуальной является работа, направленная на теоретическое и экспериментальное исследование
4
процессов возникновения динамических нагрузок и кавитации в насосных агрегатах и разработку мероприятий по снижению динамических нагрузок в них.
Существует 3 основных метода снижения виброакустической нагруженности агрегатов и систем:
• снижение виброакустической нагруженности в источнике;
• метод частотной отстройки;
• установка гасителя колебаний.
При использовании метода частотной отстройки сложно влиять на все резонансные частоты системы. Установка гасителя колебаний требует внесения изменений в конструкцию топливной системы. Первый метод не имеет указанных недостатков. Поэтому в диссертации проведено теоретическое и экспериментальное исследование динамических процессов в ШН.
Основные научные положения, выносимые на защиту:
1. Разработана математическая модель шестеренного насоса, учитывающая кинематику зацепления, геометрию разгрузочных канавок и утечки рабочей жидкости, позволяющая определять пульсационное состояние шестеренного качающего узла для обеспечения повышенных эксплуатационных характеристик.
2. Создана математическая модель ■ гидродинамики «запертого» объема в шестеренном насосе, позволяющая выбирать профиль разгрузочных канавок, обеспечивающий требуемое давление в «запертом» объеме.
3. Выявлена закономерность наличия первой и второй зубцовых гармоник в спектре пульсаций давления шестеренного насоса, обусловленных процессами разгрузки «запертого» объема и вытеснения рабочей жидкости из межзубовых впадин. Определены закономерности влияния геометрических параметров разгрузочных канавок на давление в «запертом» объеме.
4. Уточнена методика расчета кавитационного запаса шестеренного насоса, позволяющая определить требуемое для бескавитационной работы насоса давление подкачки, учитывающая условие неразрывности рабочей среды в процессе заполнения межзубовых полостей шестерен на входе в шестеренный насос.
Диссертационная работа выполнена на кафедре «Автоматические системы
энергетических установок» Самарского государственного аэрокосмического
5
университета в соответствии с планами госбюджетных и хоздоговорных научно-исследовательских работ.
Диссертационная работа состоит из введения, четырёх глав, заключения, библиографии.
В первой главе проведен анализ источников пульсаций ШН, мероприятий по снижению пульсационного и виброакустического состояния ШН. Проанализированы основные факторы, влияющие на амплитуду и характер изменения пульсаций давления рабочей среды ШН с внешним зацеплением.
Показаны достоинства и недостатки рассмотренных математических моделей шестеренных насосов. На основании проведённого анализа в первой главе диссертации сформулированы цель и задачи исследований.
Во второй главе разработана математическая модель шестеренного насоса, позволяющая определять пульсационное состояние шестеренного качающего узла. Исходными данными в данной модели являются временные зависимости и спектральные характеристики пульсаций расхода в области нагнетания и всасывания, временные зависимости утечек рабочей жидкости из области нагнетания в область всасывания, перетечки между областью запертого объема и областями нагнетания и всасывания, изменение объема и давления в запертом объеме в зависимости от угла поворота. *
Временные зависимости и спектральные характеристики пульсаций расхода в области нагнетания и всасывания определяются с помощью предложенной математической векторной модели кинематики зацепления ШН. Временные зависимости утечек рабочей жидкости из области нагнетания в область всасывания рассчитываются с помощью математической модели утечек рабочей жидкости в шестеренном насосе. Перетечки между областью запертого объема и областями нагнетания и всасывания, изменение объема и давления в запертом объеме в зависимости от угла поворота получены из разработанной математической модели, гидродинамики «запертого» объема шестеренного насоса.
Предложены подходы, позволяющие использовать разработанную
математическую модель шестеренного насоса для расчета динамических
характеристик шестеренных насосов с внешним, внутренним и косозубым
6
зацеплением и для создания систем диагностики износа поверхностей зубьев шестерен.
Представлена уточненная методика расчета кавитационного запаса ШН, учитывающая условие неразрывности рабочей среды при заполнении межзубовых полостей шестерен на входе в насос.
В третьей главе описано созданное стендовое оборудование и средства измерения пульсаций давления для оценки адекватности разработанных математической модели ШН и методики расчета кавитационного запаса ШН.
Показано, что предлагаемая модель кинематики зацепления точнее существующей на 24-31% в зависимости от режима работы ШН. Оценка по критерию Фишера Р показала адекватность разработанной модели.
Адекватность модели утечек ШН была подтверждена экспериментально путем измерения утечек для каждого углового положения шестерен при выключенном ШН, на нескольких режимах работы стендовой установки.
Адекватность модели гидродинамики «запертого» объема ШН подтверждена экспериментально.
Проведены измерения пульсаций давления в области всасывания ШН при давлении подкачки, рассчитанном по традиционной и предложенной методикам. Сравнивая спектральные характеристики с учетом признаков наличия кавитации, показана адекватность предложенной уточненной методики.
Описана закономерность наличия первой и второй зубцовых гармоник в спектре пульсаций давления ШИ, обусловленных процессом разгрузки запертого объема и процессом вытеснения рабочей жидкости из межзубовых впадин.
В четвертой главе определены зависимости давления в запертом объеме от
геометрических параметров разгрузочных канавок, позволяющие выбирать
рациональные схемы разгрузочных канавок. Разработаны мероприятия по ♦
улучшению динамических характеристик шестеренного насоса за счет снижения пульсаций рабочей жидкости на 40...70 %, что увеличивает ресурс качающего узла. Экспериментально подтверждена эффективность предложенных мероприятий.
В заключении даны основные выводы по работе и указаны возможные области применения полученных результатов.
7
1 ОБЗОР РАБОТ В ОБЛАСТИ ВИБРОАКУСТИКИ ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ
Гидравлические насосы - источники мощности для гидравлической схемы. Все используемые в гидростатических системах насосы объемного типа. Насосы не объемного типа, обычно характеризующиеся низким давлением и высоким расходом, являются неспособными к производству достаточной мощности, необходимой гидростатическим силовым системам.
Шестеренные насосы с наружным зацеплением представляют собой пару чаще всего одинаковых шестерен, находящихся в зацеплении и помещенных в камеру, стенки которой охватывают их со всех сторон с малыми зазорами. Камеру образуют корпус и подшипниковые узлы. По обе стороны области зацепления в корпусе имеются полости, соединенные с линиями высокого и низкого давления. Жидкость, перекачиваемая из полости с низким давлением, заполняет впадины между зубьями и перемещается в полость с высоким давлением. Конструкция выглядит достаточно простой, но все ее элементы выполнены с повышенной точностью и прочностью. Все элементы испытывают высокие знакопеременные нагрузки, поэтому материал изготовления должен быть качественным, способным выдерживать, различные перегрузки.
Шестеренчатые насосы используют очень простой принцип работы и поэтому имеют минимальное количество частей. Простота шестеренчатого насоса приводит к более высокой надежности по сравнению с другими объемными насосами, которые используют более сложную геометрию. В связи с этим они получили более широкое распространение [11,17].
1.1 АНАЛИЗ МЕРОПРИЯТИЙ ПО СНИЖЕНИЮ ПУЛЬСАЦИОННОГО И ВИБРОАКУСТИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ ШЕСТЕРЕННОГО НАСОСА. ОБЗОР ИССЛЕДОВАНИЙ.
Проведенный анализ позволяет выделить основные факторы, влияющие на колебания гидромеханических параметров в шестеренном насосе с внешним зацеплением: явление запирания жидкости в межзубовом пространстве, процесс
8
выравнивания давления между двумя полостями при перемещении межзубовой впадины из переходной зоны в полость нагнетания; утечки жидкости по линии контакта зубьев двух шестерен, обусловленные погрешностью изготовления; радиальные и торцевые утечки жидкости из полости нагнетания в полость всасывания; процесс изменения во времени зацепления зубьев.
Основные недостатки шестеренных насосов: неравномерность подачи
жидкости; чувствительность к механическим примесям в перекачиваемой жидкости; неуравновешенность радиальных сил давления жидкости на шестерни; постепенный рост зазоров в процессе эксплуатации насоса из-за износа деталей и связанное с этим увеличение внутренних утечек.
Неравномерность подачи шестеренного насоса зависит от числа зубьев шестерен и угла зацепления [54].
В работе [71] описано экспериментальное исследование шестеренчатых насосов одинакового размера, с различными числами зубьев на ведущих и ведомых зубчатых колесах (рисунок 1.1).
а) N,=13; Ы2=16; б) N,=14; N2=15; в) N,=15; N2=14; г) N,=16; N2=13. Рисунок 1.1 - Шестеренчатые насосы одинакового размера, с различными числами зубьев на ведущих и ведомых зубчатых колесах
На рисунке 1.2 показан график амплитуды пульсаций потока рабочей жидкости, в зависимости от изменения числа зубьев и на ведущих (шестерня 1) и на ведомых (шестерня 2) зубчатых колесах для насосов, конструкция которых изображена на рисунке 1.1.
Л>/і
Л'“/-/
ЛГ,-/5
.........N,*16
8 9 10 И 12 13 14 15 16 17 1.8 19 20 21
/V,
Рисунок 1.2 - Теоретическая амплитуда пульсаций потока, отнесенная к среднему
расходу насоса
Из анализа рисунка 1.2 следует, что с увеличением числа зубьев на ведущем зубчатом колесе уменьшается амплитуда пульсаций потока.
Результаты этого исследования показывают, что ведущее зубчатое колесо определяет характеристики пульсаций потока насоса, в то время как ведомое зубчатое колесо определяет размер насоса. В результате выгодно проектировать шестеренный насос с внешним зацеплением с большим количеством зубьев на ведущем зубчатом колесе и меньшем количеством зубьев на ведомом зубчатом колесе. Эта конфигурация будет иметь тенденцию к понижению и размера насоса (не понижая рабочий объём насоса) и амплитуды пульсации потока, увеличивая собственные частоты гармоники гидромашины. Однако на практике чаще используются насосы с одинаковыми шестернями, что обуславливается большей технологичностью изготовления.
Таким образом, показано, что число зубьев у шестерен оказывает существенное влияние на неравномерность подачи.
10
В зависимости от выбранной схемы или конструкции шестеренного насоса степень влияния перечисленных выше факторов может быть различной. Однако в любом случае они практически всегда имеют место, поэтому для точной оценки пульсационного состояния насоса необходимо рассмотреть каждый фактор в отдельности.
Однако при изготовлении, сборке и ремонте удобнее использовать взаимозаменяемые (одинаковые) шестерни, поэтому применение шестеренных насосов с различным числом зубьев на шестернях не получило широкого распространения.
Одним из главных недостатков шестеренного насоса является образование запертого объема в результате нахождения в зацеплении одновременно двух пар зубьев, что приводит к увеличению пульсаций расхода и повышению уровня звукового давления при работе шестеренного качающего узла [16,18,28].
Оценке влияния закупоривания жидкости в межзубовом пространстве на пульсации давления насоса посвящено большое число исследований [12, 13, 33]. Анализ этого явления с точки зрения классической теории зацепления дан в работе [70].
Некоторое ослабление компрессии (как «положительной», так и «отрицательной») в отсеченном межзубовом пространстве может быть достигнуто соответствующим изменением отдельных параметров зацепления.
Для данного числа зубьев с увеличением угла зацепления или уменьшением рабочей высоты зуба снижается величина коэффициента перекрытия 6, и следовательно, зависящая от него степень защемления. Однако эффективность этого мероприятия невелика потому, что даже при небольших значениях 8 наблюдается заклинивание жидкости. Кроме того, снижению коэффициента 8 препятствует возникающее при этом заострение зубьев (при малых числах зубьев и больших углах зацепления), а уменьшение рабочей высоты зубьев снижает геометрическую производительность насоса. [54]
11
Среди мер, направленных против защемления жидкости, наибольшее распространение получил метод канализации жидкости. Для этой цели на торцах уплотняющих втулок или прокладок (рисунок 1.3) фрезеруют специальные канавки.
Рисунок 1.3 - Схема расположения конфигурации разгрузочных канавок
Система канализации жидкости с помощью радиальных сверлений (рисунок 1.4) позволяет получить размеры каналов, обеспечивающие надежность разгрузки, но технологическая сложность такой системы канализации не стимулирует ее применение и является поводом для изыскания других способов устранения затцемления жидкости в отсеченном межзубовом пространстве.
12
Рисунок 1.4 - Схема канализации жидкости с помощью радиальных сверлений
Ещё один способ разгрузки запертого объема представлен в работе [4]. В каждом зубе шестерен насоса выполнен канал, выходящий во впадину зубьев. Для снижения пульсаций давления в момент зацепления при сохранении объемного к.п.д. насоса со стороны торца каждого зуба выполнен дополнительный канал, пересекающийся с упомянутым каналом, выходящим во впадину, и отделенный от торца с помощью заглушки (рисунок 1.5). Предлагаемый вариант трудоемок и не технологичен.
1 - ведущая шестерня; 2 - ведомая шестерня; 3 — каналы; 4 — дополнительный канал; 5 - заглушка.
Рисунок 1.5 - Схема выполнения каналов в зубьях шестерен
13
- Київ+380960830922