Определение предельно-допустимых износов графическим и аналитическим методами.

При эксплуатации машин характер сопряжения деталей подвергается изменениям: в подвижных соединениях в результате изнашивания сопрягаемых деталей возрастают зазоры, а в неподвижных постепенно уменьшаются натяги. После некоторого периода эксплуатации износ деталей в сопряжении достигает предельного значения, при котором дальнейшая работа узла становится технически ненадежной или экономически нецелесообразной.

На рисунке 14 показана схема изменения зазора в зависимости от продолжительности работы сопряжения: 1 и 2 – кривые износа, соответственно,

охватывающей и охватываемой деталей; S_н – начальный зазор в сопряжении (назначается конструктором); S_п – зазор после периода приработки; S_пр – предельный зазор; S_д – допустимый зазор, т.е. зазор, при котором данное сопряжение может находиться в эксплуатации в течение предстоящего

Рисунок 14.- Схема изменения зазора в зависимости
от продолжительности работы сопряжения

межремонтного периода. Из рисунка 14 видно, что увеличение срока службы сопряжения может быть достигнуто, во-первых, уменьшением начального зазора S_н и, во-вторых, уменьшением скорости изнашивания в периоды I и II, т.е. путем повышения износостойкости сопрягаемых деталей.

Предельно допустимые размеры устанавливаются в зависимости от условий и режима работы. На основании гидродинамической теории смазки минимальное значение зазора сопряжения вал — подшипник, обеспечивающего условия жидкостного трения, определяется по формуле:

,

где n – частота вращения вала, об/с; h – абсолютная вязкость, Н×с/м²; d – диаметр шейки вала, м; p – удельная нагрузка на вал, Н/м²; s – зазор (разность диаметра подшипника и шейки вала), м; С – коэффициент длины подшипника, C = (d+l)/l, где l – длина подшипника, м.

Рисунок 15. - Распределение давлений внутри масляного слоя подшипника:

а — в продольном сечении; б — в поперечном сечении; х—х — эпюра давления;

у — область разряжения

Если при нормальной работе указанного сопряжения эта закономерность не нарушена, то сопряжение работает в условиях жидко стного трения, и изнашивание практически отсутствует. В этом случае вал в подшипнике всплывает на поверхность смазочной пленки, вследствие наличия в ней давления, уравновешивающего нагрузку, действующую на вал (рис. 15). При этом вал по отношению центра подшипника несколько смещается в сторону своего вращения, образуя клиновидный слой

По опытным данным установлено, что наименьшие потери на трение наблюдаются при толщине слоя смазки h_min в 4 раза меньшей величины зазора между валом и подшипником. Подставляя в предыдущюю формулу это значение и решая уравнение относительно S_НАИВ (мм), получаем величину зазора

,

По опытным данным установлено, что наименьшие потери на трение наблюдаются при толщине слоя смазки h_min в 4 раза меньшей величины зазора между валом и подшипником. Подставляя в формулу это значение и решая уравнение относительно S_НАИВ (мм), получаем величину зазора

.

Предельно допустимым зазором S_ПРЕД в данном сочленении будет такой, при котором поверхность вала и подшипника начнут касаться друг друга, т. е. когда произойдет нарушение условия жидкостного трения:

,

где d_В и d_П — высота неровностей поверхностей вала и подшипника, мм; d — общая высота неровностей сочленения, мм.

Учитывая, что при минимальном зазоре h_min получим

,

где С — коэффициент длины подшипника.

Решая совместно равенства:

.

Зависимость дает возможность определить предельный зазор в сопряженных деталях типа вал—подшипник скольжения, в пределах которых работа сопряжения будет протекать в нормальных условиях и, кроме того, установить срок службы сопряжения и обосновать технические условия на выбраковку деталей при ремонте машин.

Значение высоты неровностей поверхности вала и подшипника от вида обработки колеблется в пределах от 0,005 до 0,01 мм, в связи с чем установлено, что:

а) предельно допустимый зазор для ряда сопряжений типа вал—подшипник скольжения не должен быть более S_ПРЕД = (2,5 - 5) S_НАИВ;

б) если вал работает в условиях граничного или полусухого трения, то S_ПРЕД = (3 - 5) S_НАИВ;

в) для тихоходных валов величина S_ПРЕД зависит от диаметра шейки вала: S_ПРЕД = (0,005 - 0,02) D;

г) в технических условиях для подвижных посадок вал—подшипник скольжения соблюдается соотношение S_ПРЕД = (2,0 - 4,5) S_max.к (где S_max.к — максимальный конструктивный зазор в сопряжении новых деталей, мм).

Если конструкция подшипника не допускает регулировки, то средний зазор выбранной посадки должен быть меньше полученного из формулы, однако при эксплуатации оборудования указанная зависимость по каким-либо причинам нарушается, в результате чего характер трения заменяется граничным, а иногда и сухим, что приводит к повышенному износу деталей. Такое нарушение происходит: при запуске машины после длительной остановки; изменении частоты вращения вала; увеличении нагрузки на рабочий орган машины; изменении величины удельной нагрузки, а также вязкости смазки; изменении геометрической формы сопрягаемых поверхностей деталей и др. При неправильной форме возможно нарушение несущей способности масляного слоя, поэтому форму рабочих поверхностей сопряженных деталей необходимо вписывать в технические условия при их изготовлении, а также восстанавливать в процессе ремонта.

Для сопряжения типа плунжер -гильза величина максимального зазора может быть определена по величине утечки жидкости через сопряжение в единицу времени.

Величину максимального зазора в сопряжении

где l — длина плунжера в см;

h — абсолютная вязкость в кгс×сек/м²;

р — давление в кгс/см²;

Предельные износы из условия прочности механизма. В ряде механизмов, особенно там, где допустимы сравнительно большие износы, критерием предельного состояния может служить уменьшение прочности детали при ее износе. Простейшим случаем влияния на прочность будет уменьшение размеров детали в результате ее износа. Например, если толщина зуба a тихоходного зубчатого колеса из-за износа U уменьшилась у основания и стала равной a_l = a— U, то максимально допустимое значение износа U_max может быть подсчитано из условия израсходования зубом запаса прочности.

При проектировании шестерни был обеспечен запас прочности на изгиб n > 1, поскольку допускаемые напряжения s_доп определялись по отношению к пределу прочности s_в как s_доп = s_в/n. Поскольку момент сопротивления у основания зуба при его изгибе равен , где b — ширина зуба, можно написать, что

Это условие означает, что при достижении износом значения U = U_max имевшийся запас прочности n > 1 будет израсходован. Из этого равенства получим

Например, при a= 10 мм иn = 1,3 предельно допустимый износ у основания зуба будет U_max = 0,125 a = 1,25 мм. Если зубчатое колесо реверсивное и износ будет с двух сторон зуба, то его допустимое значение в 2 раза меньше. Для быстроходных передач при определенииU_max из условия прочности необходимо также учесть возрастание динамических нагрузок при увеличении в результате износа зазора в зацеплении. В этом случае зависимость следует представить в виде

где Р₀ — расчетная нагрузка; Р_д (U) — динамическая составляющая нагрузки как функция износа.

Для определения Р_д (U) необходимо решить задачу о нахождении силы удара в передаче как функции бокового зазора D. При износе начальный зазор D₀ увеличивается и становится равным D =D₀ + U, где U = S U_i, — износ тех поверхностей зубьев, которые определяют боковой зазор. Для реверсивных передач величину зазора будет определять износ четырех поверхностей зубьев.

t — время хода плунжера при нагнетании в сек.

Отдельные детали и механизмы машин в процессе эксплуатации изнашиваются под воздействием сил трения, нагрузок, условий работы и окружающей среды. Особенно большой износ имеют детали, работающие в непосредственном контакте с грунтом. К ним относятся режущие элементы рабочих органов — ножи отвалов бульдозеров, скреперов и автогрейдеров, клыки корчевателей, зубья рыхлителей и экскаваторов, а также детали гусеничного хода — звенья гусениц, опорные и поддерживающие катки, звездочки и т. д.

Изнашивание деталей, выполняющих различные функции, происходит неравномерно. По мере увеличения износа нарушается нормальная работа самой машины. С течением времени основные эксплуатационные показатели заметно ухудшаются. Серьезные изменения происходят вследствие изнашивания силовой установки: резко уменьшается мощность двигателя, повышается расход топлива и смазочных материалов, увеличиваются потери на трение в механизмах силовой передачи. Значительны также изменения и в других механизмах. Износ деталей ведет к уменьшению надежности машины в целом — машина работает с перебоями, что снижает коэффициент ее использования в течение смены, месяца, года. Иногда износ отдельных деталей делает невозможной дальнейшую работу машины. В этом случае важно установить предельно допустимые износы в деталях и сборочных единицах, что позволит исключить работу машин на износ.

В каждом механизме всегда есть два типа соединений деталей: неподвижные и подвижные. В новой машине характер каждого сопряжения задается в виде определенной посадки. В подвижных сопряжениях посадка определяет свободу относительного перемещения деталей, а у неподвижных — прочность их взаимного соединения. Подвижные посадки характеризуются величиной зазора, а неподвижные — натягом. Следовательно, причину нарушения работоспособности деталей и механизмов машины нужно искать в нарушении работоспособности отдельных сопряжений, что вызывается превышением предельно допустимых зазоров в подвижных сопряжениях и нарушением прочности соединения деталей в неподвижных сопряжениях.

Если отдельные детали и механизмы перестают удовлетворять предъявляемым к ним требованиям, то это означает, что в машине появились неисправности, требуется ремонт. Заменяя по мере необходимости изношенные детали новыми или восстановленными, поддерживают работоспособность машины.

Одним из критериев необходимости ремонта сопряженных деталей является их предельный износ, при котором дальнейшая нормальная работа этих сопряжений невозможна.

Эксплуатационные испытания строительных машин позволили найти основные показатели изнашивания деталей — количественную величину износа, скорость и темп изнашивания (отношение величины износа к единице выработки машины). Например, срок службы ножей бульдозеров в грунтах II группы не превышает 500—600 ч, зубьев роторного экскаватора 50—60 ч, а ножей автогрейдеров 200—300 ч.

При любой самой совершенной конструкции и тщательном техническом уходе неизбежен износ машины, который определяется как отношение фактического срока службы или выполненного машиной объема работ к средним или нормативным срокам или объемам работ.

Различный срок службы (ресурс) даже однотипных деталей обусловлен многими причинами. Основными из них являются следующие: разнообразие функций деталей в машине; широкий диапазон изменения действующих на детали нагрузок; наличие как активных (движущихся), так и пассивных (неподвижных) деталей; разнообразие видов трения в сопряжениях; использование в сопряжениях деталей из разных материалов, вызванное необходимостью снижения сил трения; отклонения в свойствах материалов; точность и качество обработки сопрягаемых деталей; условия эксплуатации. Неисправности деталей машин можно разделить на три группы: износы, механические повреждения и химико-тепловые повреждения. Износы деталей машин определяются давлением, циклическими нагрузками, режимом смазывания и степенью его стабильности, скоростью перемещения поверхностей трения, температурным режимом работы деталей, степенью агрессивности окружающей среды, качеством обработки и состоянием поверхностей трения и т.д. В зависимости от условий работы все детали по виду изнашивания можно разбить на пять групп. К первой группе относятся детали, для которых основным фактором, определяющим их долговечность, является абразивное изнашивание; ко второй группе (шлицевые детали, зубчатые муфты, венцы маховиков) - детали, у которых основным фактором, лимитирующим долговечность, является износ вследствие пластического деформирования; к третьей группе (гильзы, головки блоков цилиндров, распределительные валы, толкатели, поршни, поршневые кольца) - детали, для которых доминирующим фактором является коррозионно-механическое или молекулярно-механическое изнашивание; к четвертой группе (шатуны, пружины, болты с циклической осевой нагрузкой) - детали, долговечность которых лимитируется пределом выносливости; к пятой группе (коленчатые валы, поршневые пальцы, вкладыши подшипников, отдельные зубчатые колеса коробки передач и др.) - детали, у которых долговечность зависит одновременно от износостойкости трущихся поверхностей и предела выносливости материала деталей. Некоторые детали имеют несколько рабочих поверхностей, работающих в различных условиях. По наиболее изнашивающейся поверхности или наиболее вероятному признаку разрушения эти поверхности следует отнести к той группе, по которой лимитируется срок службы детали.Детали из перечисленных групп можно подразделить на классы с целью установления предельных износов и обоснования способов восстановления. Большинство (70%) основных изнашивающихся деталей, подвергающихся восстановлению, работает в сопряжениях типа вал-подшипник. К механическим повреждениям деталей относятся трещины, пробоины, риски и надиры, выкрашивания, поломки и обломы, изгибы, вмятины и скручивания. Трещины образуются в результате воздействия значительных местных нагрузок, ударов и перенагружений. Они могут появляться в наиболее нагруженных местах рам, блоков, корпусов коробок передач и других корпусных деталей различных механизмов. Трещины часто возникают на чугунных деталях и на деталях, изготовленных из листового материала (капоты, облицовка и т.п.). Кроме трещин, возникающих в результате воздействия сил ударного характера, появляются усталостные трещины в наиболее напряженных местах деталей (продолжительное воздействие знакопеременных нагрузок). Могут быть трещины и теплового происхождения. При определении предельных значений критериев работоспособности подшипников качения можно руководствоваться следующими практическими рекомендациями:

- предельный радиальный зазор у шарикоподшипников

[D_шрп] = (0,05-0,32), мм; (3.23)

- предельный осевой зазор у шарикоподшипников

D_шпо = (0,18-0,6), мм; (3.24)

- предельный радиальный зазор у роликоподшипников

D_рпр = (0,08-0,26), мм; (3.25)

- предельный износ упрочненных рабочих поверхностей цилиндрических зубчатых передач

D_цзу = (0,25-0,5) × t_{упр ;} (3.26)

где t_упр - глубина упрочненного слоя зубьев, мм;

- предельный износ конических зубчатых колес, шестерен

D_кзш = (0,05-0,08), мм. (3.27)

Для тихоходных зубчатых передач предельным является 30%-й износ зубьев по начальной окружности и 3-10% для быстроходных.

Для сопряжения вал-втулка предельным является увеличение зазора в 2-4 раза от номинального.

Предельный износ резьбы рекомендуется определять по зависимости:

[D_р] = 0,1 t_нр , (3.28)

где t_нр - толщина нитки резьбы.

Предельный износ шпоночного паза по ширине:

D_шп = 0,2 t_шп, (3.29)

где t_шп - ширина паза.

Если износ шпоночного паза по ширине не превышает 5%, то шпоночные пазы можно применять для сборки при условии исправления их формы и изготовления переходной шпонки с соблюдением характера посадки, указанного на чертеже машины.

Предельные значения критериев работоспособности деталей, сопряжений

• ⇐ Назад
• 12