В сопряжениях узлов трения 2 страница

.

Тогда необходимая мощность на преодоление трения одним роликом

А суточные затраты в рублях при коэффициенте загрузки рольганга К=0,5 составят:

Q = N ·t ·C = 2,46 ·24 ·0,5 · 0,4 = 11,808 руб.,

где С – стоимость 1 кВт ·ч.

При разнице в диаметрах бочки ролика по отношению к среднемудиаметру в 1 мм сила трения находится из зависимости (4.30)

.

Находим а из зависимости (4.14)

Контурное давление находим из зависимости (4.18)

Тогда затраты в сутки на преодоление сил трения при проскальзывании 1 ролика составят:

Q = К ·T · ·t ·C = 0,5 ·0,12 ·10 ·24 ·0,4= 5,76 руб.

Если, например, из 220 роликов у 50 диаметры будут меньше на 1 мм средней величины диаметра роликов рольганга, то перерасход затрат на электроэнергию за год составит:

Q = 0,5 ·7000 ·0,12 ·10 ·0,4 ·50 = 8400 руб.

4.5. Предельные износы, определяемые толщиной

упрочненного слоя

В ряде случаев в узлах трения, контактирующие поверхности которых подвергнуты упрочняющей обработке, предельно допустимая величина износа может лимитироваться глубиной упрочненного слоя. Методы упрочняющей поверхностной обработки рассмотрены в работах [7,8]. Толщина упрочненного слоя, достигаемая методами упрочняющей поверхностной обработки, приведена в табл. 4.4.

Таблица 4.4

Технологические возможности методов

упрочняющей поверхностной обработки

Окончание табл.4.4

Если допустимая величина износа детали может лимитироваться несколькими факторами (прочность детали, прочность поверхностного слоя, режим жидкостной смазки и т.д.), то за допустимую величину принимается меньшая из возможных. Так, например, исходя из условий динамического нагружения, допустимая величина износа зуба в зубчатом зацеплении равна 3 мм, а толщина упрочненного слоя (цианирование) не превышает 2 мм, величина 2 мм принимается за предельно допустимую величину износа, так как в противном случае возможны аварийные ситуации, связанные с заеданием в зубчатом зацеплении.

4.6. Расчет допустимой величины износа детали,

работающей в паре трения с быстроизнашиваемой деталью

Работоспособность ряда сопряжений (зубчатые зацепления, подшипник скольжения, универсальные шпиндели) лимитируется допустимой величиной зазора в соединении.

Как правило, в начале эксплуатации таких соединений первоначальный зазор возрастает и достигает предельно допустимой величины зазора за счет величины износа быстро изнашиваемой детали U₁. В этом случае восстановление работоспособности соединения осуществляется путем замены быстроизнашиваемой детали.

Но с течением времени с ростом величины износа сопряженной малоизнашиваемой детали U₂ сокращаются периоды замен быстроизнашиваемой детали.

Т.е. достижение предельно допустимой величины износа обеспечивается износом обеих деталей:

, (4.32)

где - первоначальный зазор в соединении.

В функции времени зависимость (4.35) примет вид:

, (4.33)

где - скорость изнашивания быстроизнашиваемой детали;

- скорость изнашивания малоизнашиваемой детали.

В соответствии с рис 4.3 и зависимостью (4.33) период времени каждой последующей замены с начала эксплуатации t_n равен:

(4.34)

где

n – количество замен быстроизнашиваемой детали.

Рис. 4.3. Схема функционирования пары трения

Период между заменами быстроизнашиваемой детали постоянно сокращается и начиная с момента времени t_n удельные затраты на замену быстроизнашиваемой детали будут превышать удельные затраты на замену малоизнашиваемой детали .

; ;

В момент t_n равенства удельных затрат имеем

(4.35)

На рис.4.4 представлены графики изменения удельных затрат для быстроизнашиваемой детали и сопряженной с ней малоизнашиваемой деталью.

Рис. 4.4. Схема изменения удельных затрат

при восстановлении работоспособности пары трения

Для значения получим

(4.36)

Подставляя в зависимости (4.38) выражения (4.37), (4.38) получаем

(4.37)

Зная номер цикла n находим момент времени с начала эксплуатации, когда необходима замена соединений в сборе по зависимости (4.37)

Допустимая величина износа малоизнашиваемой детали может быть найдена из зависимости

Тогда, подставляя значение t_n из формулы (4.38) получим

(4.38)

Пример 4.7. Максимально допустимый зазор в шарнире универсального шпинделя линии привода валков составляет 10 мм. Определить допустимую величину износа трущейся поверхности вилки головки шпинделя. Известно, что скорость изнашивания вилки шпинделя составляет 0,01 интенсивности изнашивания вкладыша. Первоначальный зазор в шпинделе 1 мм. Затраты на замену комплекта вкладышей составляют 300 условных единиц. Затраты на восстановление работоспособности шпинделя:

- путем замены на новый шпиндель составляют 12000 усл. единиц;

- путем перешлифовки головки шпинделя на новый ремонтный размер составляют 1200 усл. единиц;

- путем наплавки изношенной поверхности головки шпинделя 3000 усл. единиц.

Решение.

Обозначим соотношение затрат на восстановление работоспособности шпинделя для первого случая через с₁, для второго – с₂, для третьего - с₃.

с₁= 12000 / 300 = 40; с₂ = 1200 / 300 = 4; с₃ = 3000 / 300 = 10.

Определим допустимые величины износа головки шпинделя:

в первом случае

;

во втором случае

;

в третьем случае

.

Анализируя полученные результаты, приходим к следующим выводам.

Восстановление работоспособности шпиндельного соединения целесообразно осуществлять путем перешлифовки головки шпинделя при износе контактирующей с вкладышем цилиндрической поверхности на величину 0,35 мм.

Если позволяет прочность вилки головки шпинделя, то произвести шестикратную перешлифовку.

После шестикратной перешлифовки осуществить наплавку изношенной поверхности. Дальнейшую эксплуатацию шпиндельного соединения прекратить при достижении величины износа, равной 2,5 мм.

4.7. Обеспечение работоспособности соединения с натягом

Соединения с натягом (посадка подшипников качения на вал или в корпус, посадка полумуфт, ступиц зубчатых колес и т.п.) должны гарантировать фиксацию контактирующих поверхностей, предотвращающих относительное проскальзывание. Это реализуется за счет назначения соответствующих натягов. Однако в процессе сборки таких соединений методом запрессовки эти натяги уменьшаются (табл. 4.5).

Таблица 4.5

Уменьшение натяга при прессовой сборке

Более надежными являются соединения, выполненные методом тепловой сборки. При сборке соединений с натягом, как правило, реализуется между контактирующими поверхностями либо пластический ненасыщенный контакт, если

(4.39)

где d - диаметр вала, мм;

– комплексная характеристика шероховатости;

- упругая постоянная, м²/МН;

E - модуль упругости, МПа;

- коэффициент Пуассона;

НВ - твердость более мягкой поверхности, МПа;

(4.40)

где ,

- наружный диаметр ступицы,

либо пластический насыщенный контакт, если

(4.41)

где = 0,5 - при прессовой сборке;

= 1 – при тепловой сборке.

Момент, не вызывающий изменения прочности соединения с натягом в условиях ненасыщенного пластического контакта:

(4.42)

в условиях насыщенного пластического контакта:

(4.43)

где - молекулярная составляющая коэффициента трения, принимается равной 0,12.

Минимально допустимая величина натяга [ ] находится из (4.42), (4.43) при приравнивании в них значений моментов М соответствующим значениям технологических моментов сопротивления. Минимально допустимую величину натяга [ ] можно найти из зависимости:

(4.44)

где - уменьшение натяга при прессовой сборке из табл. 4.5.

Для подшипников качения моменты сопротивления можно найти из зависимости:

(4.45)

где - момент трения, зависящий от типа подшипника, Н ·мм;

- момент трения, зависящий от нагрузки на подшипник, Н ·мм:

при

(4.46)

при

(4.47)

где n - частота вращения, об/мин;

n - кинематическая вязкость смазочного масла (при пластичном смазочном материале вязкость базового масла), /с;

- средний диаметр подшипника;

- коэффициент, зависящий от типа подшипника и условий смазывания (табл. 4.6)

(4.48)

где и – из табл. 4.7.

Пусковой момент равен удвоенному значению определенному по формуле (4.48).

Таблица 4.6

Значение коэффициента

Тип подшипника	Вид смазывания
Масляным туманом	В масляной ванне
Горизонтальный вал	Вертикальный вал
Шариковый однорядный и двухрядный сферический	0,7 – 1	1,5 - 2	3 - 4
Шариковый радиально-упорный однорядный двухрядный
Роликовый радиальный: с цилиндрическими роликами игольчатый: однорядный двухрядный сферический
1 –1,5	2 – 3	4 – 6
3 – 6	6 – 12	12 – 24
6 – 10	12 – 20	24 – 40
2 – 3	4 – 6	8 – 12
Роликовый радиально-упорный	1,5 – 2	3 – 4	6 – 8
Шариковый упорный	0,7 – 1	1,5 –2	3 – 4
Роликовый упорный с цилиндрическими роликами сферический	-
–	3 – 4	6 – 8
Меньшие значения для более легких серий

Таблица 4.7

Значения коэффициентов и

Тип подшипника
Шариковый радиальный однорядный   двухрядный сферический
Шариковый радиально-упорный однорядный   двухрядный
Роликовый радиальный с цилиндрическими роликами, игольчатый двухрядный сферический
	1,2Y ·Fa
Роликовый радиально-упорный конический		2Y ·Fa
Шариковый упорный		Fa
Роликовый упорный: с цилиндрическими роликами сферический		Fa
	Fa
Обозначения: - статическая грузоподъемность; Fr – радиальная нагрузка; Fa – осевая нагрузка; Y – коэффициент осевой нагрузки (из характеристик подшипников по справочникам) при . Примечания: при < Fr принимать = Fr; * меньшие значения в скобках при большие значения при ** меньшие значения для более легких серий подшипников

Пример 4.8. Зубчатая полумуфта (M3Н7) установлена с помощью пресса на вал диаметром 100 мм с посадкой для передачи крутящего момента [M] = 20 кН ·м. Диаметр обоймы полумуфты Длина посадочной поверхности l = 145 мм.

Комплексная характеристика шероховатости D=0,5. Твердость поверхности вала НВ=2500 МПа. 6 класс чистоты обработки посадочной поверхности. Проверить, обеспечит ли выбранная посадка передачу заданного крутящего момента.

Решение.

Определяем вид контакта для посадки Из справочника находим нижнее и верхнее значения натягов . Определяем величину , характеризующую условие перехода к насыщенному пластическому контакту.

Тo есть в соединении может реализоваться как ненасыщенный, так и насыщенный пластический контакт.

При максимальной величине натяга 94 мкм крутящий момент определяем из зависимости (4.46), подставляя = 94 – 12 = 84 мкм. Величина 12 мкм взята из табл. 4.5 для 6-го класса чистоты обработки поверхности.

Для минимальной величины натяга =37 – 12 = 25 мкм. крутящий момент определяем из зависимости (4.42)

т.е. минимальный допуск для данной посадки не обеспечивает передачу заданного крутящего момента. Необходимо либо перейти на другой тип посадки , либо установить минимально допустимый натяг () из зависимости (4.44)

.

Если осуществлять сборку соединения нагревом зубчатой втулки полумуфты, то величина [ ] = 37 мкм, и передача заданного крутящего момента будет обеспечена.

Глава 5. Техническая диагностика

5.1. Технология диагностирования

Неотъемлемой частью системы поддержания оборудования в работоспособном состоянии является технология диагностирования. Технология диагностирования должна быть связана с программами надежности и технического обслуживания.

Технология диагностирования включает:

- знание технического состояния оборудования на текущий момент (выявление причин отказов и неисправностей);

- прогнозирование будущего технического состояния оборудования.

Технология диагностирования предполагает использование современных диагностических систем с компьютерным обеспечением. Внедрению же систем диагностики должна предшествовать работа по совершенствованию профилактического технического обслуживания и выяснение эффективности диагностирования на предприятии.

Для решения вопроса о применении систем диагностики необходимо знать физику отказов и выяснить:

- частоту и условия возникновения отказов;

- существуют ли средства обнаружения отказов;

- возможно ли избежать отказа;

- какова величина ущерба в случае отказа и какова стоимость контрмер по предотвращению отказа;

- какие существуют методы анализа исследования причин повреждений и неисправностей;

- каково состояние дел по контролю за сбором и накоплением информации о техническом состоянии оборудования и данных, необходимых для диагностирования;

- как организована взаимосвязь между технологическим, эксплутационным и ремонтным персоналом, какая существует система общения.

Дата добавления: 2014-12-08; Просмотров: 729; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы!