Жиркин Ю.В. Надежность, эксплуатация и ремонт металлургических машин. Учебник. Часть 2

Подождите немного. Документ загружается.

В качестве стоимостной контрольной шкалы используется

стоимость энергии (кВт ·ч) или другие измеряемые показатели.

В развернутом виде формула ИШЭ = U за i-й период:

()

(

) ()

1 2 11 12 2

ii i

RLi RL Li RL L Li

PP P

+++ +++

== =

где U

- интегральная шкала эффективности за i-й период;

R - стоимость ремонта;

L - потери при отказе оборудования;

- потери продукции;

- предотвращение потерь в результате снижения

производительности;

- уменьшение потерь действующей продуктивности;

- стоимость потерь;

- стоимость контрольной шкалы за i-й период.

Следовательно, для оценивания эффективности мероприя-

тий необходимо постоянно осуществлять мониторинг состояния

оборудования и затрат на поддержание его работоспособного со-

стояния.

Глава 3. Оценка предельного состояния изделия

3.1. Предельное состояние по степени повреждения

и по выходному параметру

Предельное состояние характеризует выход изделия из об-

ласти работоспособного состояния. Это относится как к машине в

целом, так и к ее узлам, деталям и элементам.

Требования к изделию с точки зрения точности функциони-

рования, обеспечения технических характеристик, безопасности

эксплуатации, влияния на окружающую среду, эффективности ра-

боты и другие оговариваются, как правило, в технических условиях

через предельно допустимые значения

параметра Х

мах

При достижении предельного состояния дальнейшая экс-

плуатация изделия должна быть прекращена, так как возникает

потребность в ремонте или техническом обслуживании.

Установление нормативов и расчет предельно допустимого

значения параметра Х

мах

является сложной инженерной задачей,

требующей специального методического подхода.

Для обеспечения требуемых нормативно-технических пока-

зателей необходимо установить предельно допустимые значения

всех тех параметров элементов и деталей, от которых зависит ра-

ботоспособность изделия в целом.

Предельно допустимое состояние может быть установлено

как для степени повреждения изделия (U

мах

), так и для выходного

параметра (Х

мах

), хотя они и связаны функциональной зависимо-

стью. Оценка предельного значения для каждого из этих показате-

лей имеет свой смысл.

Установление Х

мах

является основным, так как именно изме-

нение выходного параметра определяет область работоспособно-

сти изделия.

Поскольку изменение выходных параметров изделия явля-

ется следствием повреждения отдельных элементов, для восста-

новления работоспособности изделия надо решать вопрос, допус-

тима ли степень повреждения отдельных элементов и какие из них

требуют ремонта или замены.

Поэтому

наряду с назначением Х

мах

необходимо установить

мах

для повреждений, которые участвуют в формировании вы-

ходного параметра.

Существует нормативно-техническая документация по ГОСТ

2.604-95 "Технические требования на дефектацию и ремонт", в ко-

торой должна быть указана предельная степень повреждения U

мах

Могут быть три основных случая взаимосвязи Х

мах

и U

мах

- выходной параметр определяет (в основном) один из ви-

дов повреждения

мах

= К U

мах

;

- выходной параметр определяется суммарным поврежде-

нием элементов с учетом их влияния через некоторое пе-

редаточное отношение " К "

мах

= ΣКi Ui

мах

;

- выходной параметр связан сложной функциональной за-

висимостью с предельным повреждением элементов

мах

= P (U

;...U

Таким образом, предельные состояния по степени повреж-

дения (U

мах

) должны назначаться, исходя из допустимых отклоне-

ний выходного параметра Х

мах

, и учитывать зависимость между Х

и показателями степени повреждения элементов изделия.

3.2. Критерии оценки предельного состояния

по выходному параметру

Основным критерием предельного состояния изделия являет-

ся либо экстремальное значение параметров, допускаемое техни-

ческими условиями, либо зона, вхождение в которую ведет к резко-

му его возрастанию. Возможны три основных группы критериев.

1. В результате износа или других повреждений происходит

скачкообразное изменение состояния изделия,

и оно перестает

функционировать. Например, потеря герметичности резервуаров

при коррозии, заклинивание механизма при его износе, поломка

детали из-за хрупкого разрушения и т. п.

Здесь, как правило, трудно судить по выходному параметру о

близости к предельному состоянию и более целесообразно регла-

ментировать максимально допустимую степень повреждения U

мах

2. В результате процесса повреждения имеется зона интен-

сивного возрастания выходных параметров изделия - рост вибра-

ций, температуры, шума. Здесь, даже если эти параметры еще

находятся в допустимых пределах, необходимо установить значе-

ние Х

мах

, соответствующее началу интенсификации процесса по-

тери работоспособности.

3. Основной случай Х

мах

- когда процесс повреждения не

имеет экстремальных зон и выходные параметры определяются

установленными на изделии техническими условиями.

3.3. Критерии предельного износа

При оценке работоспособности механизма необходимо ус-

тановить предельно допустимые значения износа [ U ] его звеньев.

Это является весьма сложной задачей, поскольку к механизму в

целом и к его деталям предъявляются самые

разнообразные тре-

бования.

При занижении значений [ U ] срок службы деталей исполь-

зуется не полностью, при их завышении возрастает доля аварий-

ных ремонтов из-за отказа деталей в межремонтный период.

Критерии предельного износа следует устанавливать исходя

из общих принципов оценки предельного состояния. На рис 3.1

приведены примеры критериев предельного износа для трёх ос-

новных

случаев.

При износе направляющих толкателя кулачкового механизма

(рис.3.1,а) возможно заклинивание механизма из-за перекоса тол-

кателя, изменения угла давления и возрастания давления в опо-

рах. В результате износа механизм прекращает функционировать

(критерий 1-й группы). Предельно допустимый износ должен опре-

деляться в данном случае из условия надёжности функциониро-

вания механизма.

Рис.3.1. Примеры критериев предельного износа изделия

Пример попадания механизмов в зону интенсивного возрас-

тания его выходных параметров (критерий 2-й группы) показан на

рис. 3.1,б. При износе зубьев реверсивной пары шестерня-рейка

при каждом изменении направления движения возникает удар, си-

ла которого прогрессивно возрастает по мере износа пары. Зона

интенсивного возрастания динамических нагрузок и определяет

значения предельно допустимых износов.

Пример выхода параметров за допустимые пределы (крите-

рий 3-й группы) приведен на рис.3.1,в, где показан износ плунжер-

ной пары в гидравлической системе.

Утечка жидкости при износе корпуса и плунжера оказывает

большое

влияние на стабильную работу гидравлической системы.

Глава 4. Предельные износы

в сопряжениях узлов трения

4.1. Предельные износы по условию прочности

Для ряда деталей узлов трения, где допустимы сравнитель-

но большие износы, критерием предельного состояния может слу-

жить уменьшение прочности детали при её износе.

Простейшим случаем влияния на прочность будет уменьше

ние размеров детали в результате её износа.

Соединение винт-гайка

Например, если толщина витка гайки а в соединении винт-

гайка из-за износа U уменьшилась и стала равной а

=а-U, то мак-

симально допустимое значение износа [U] может быть подсчитано

из условия расходования витком запаса прочности. При проекти-

ровании гайки был обеспечен запас прочности на срез n>1, так как

допускаемые напряжения [

]определялись по отношению к пре-

делу прочности на срез

ср

как

ср

=][

Поскольку площадь среза равна S = al, где l – длина витка,

можно записать, что

[] []

ср

а U

−

. (4.1)

Это условие означает, что при достижении износом значения

U =[U] имеющийся запас прочности n>1 будет исчерпан. Из равен-

ства (4.1) получим

[]

1Ua

⎛⎞

=−

⎜

⎝⎠

⎟

. (4.2)

Пример 4.1. Определить допустимую величину износа витков

гайки с резьбой УП440х48 нажимного механизма блюминга 1150,

если запас прочности n=2.

Решение.

Определяем допустимую величину износа из зависимости (4.2)

136118

[U] a · мм.

⎛⎞⎛⎞

=−= −=

⎜⎟⎜⎟

⎝⎠⎝⎠

Толщина витка гайки:

()

1 0 75 33 0 74 0 74 48 36

а .tg .S. мм,=+⋅ = ⋅=⋅=

где S – шаг резьбы, мм.

Зубчатое зацепление

Используя аналогичный подход, определение значения мак-

симально допустимой величины износа [U] для тихоходных зубча-

тых передач можно осуществить по зависимости:

[]

()

−

; (4.3)

[]

⎛⎞

=−

⎜

⎝⎠

⎟

(4.4)

где a – толщина зуба в основании;

– предел прочности.

Для быстроходных зубчатых передач при определении [U]

из условия прочности необходимо также учесть возрастание дина-

мических нагрузок при увеличении зазора в зацеплении.

В этом случае зависимость (4.3) следует представить в виде

[]

()

[]

()

К U

а U

−

. (4.5)

Коэффициент динамичности находим из зависимости

∆

⋅⋅

, (4.6)

где С – жесткость наиболее податливого звена в линии привода;

– статический момент сил сопротивления;

∆– зазор в сопряжении, равный:

[]

()

UUU

++=∆

, (4.7)

где [U] – допустимая величина износа зуба шестерни как наиболее

изнашиваемой детали;

– величина износа зуба колеса;

– начальный зазор в сопряжении;

r – радиус основной окружности шестерни.

Величины U

и [U] связаны зависимостью

[]

= ,

(4.8)

где u – передаточное число передачи;

К=И

/И

– коэффициент, равный отношению износостойкости ко-

леса и износостойкости шестерни.

Подставляя значения К

(4.6), ∆(4.7), U

(4.8) и произведя

небольшие преобразования, получим зависимость для определе-

ния максимально допустимой величины износа наиболее изнаши-

ваемой детали в сопряжении

[]

⎧

⎫

⎡⎤

⎛⎞

⋅

⎪

⎢⎥

=−−−

⎨

⎬⎜⎟

+⋅

⎢⎥

⎝⎠

⎪

⎣⎦

⎩⎭

и Kc a

. (4.9)

Значение [U] находят методом итерации, т.е. методом по-

следовательных приближений, задаваясь начальным значением

[U], добиваясь соблюдения равенства (4.9).

Пример 4.2. Определить допустимую величину износа шес-

терни реечного толкателя слябов. Модуль шестерни m=38, запас

прочности n=1,2.

Решение.

Определяем допустимую величину износа шестерни из за-

висимости (4.4).

[]

)(6

2,1

14.68

1 мм

aU ≈

⎟

⎠

⎞

⎜

⎝

⎛

−⋅=

⎟

⎠

⎞

⎜

⎝

⎛

−=

Толщина зуба в основании a=1,8m=1,8*38=68,4 (мм)

Пример 4.3. Определить предельно допустимую величину

износа зуба зубчатой втулки шпинделя линии привода валков пя-

тиклетевого стана 1200 холодной прокатки. Исходные данные: пе-

редаваемый крутящий момент М

=98 кН ·м, длина шпинделя

l=2185 мм, диаметр начальной окружности зубчатой втулки

d=368 мм, m=8 мм, начальный зазор U

=0,1 мм, запас прочности

зубьев n=2.

Решение.

Для расчета воспользуемся зависимостью (4.9).

[]

uK c a

⎧

⎫

⎡⎤

⎛⎞

⋅

⎪

⎢⎥

=−−−

⎨

⎬

⎜⎟

+⋅

⎢⎥

⎝⎠

⎪

⎣⎦

⎩⎭

Жесткость зубчатого шпинделя найдем по зависимости

023

7 85 10 7 85 10 10

2 185

С .. .

ад

=⋅⋅=⋅ ⋅=

Приняв u=1, к=1 и [U]=1 мм, получим

[]

101849810 12

21 1 01 0167

11 210 8

U.мм

−

⎧⎫

⎡⎤

⋅⋅ ⋅

⎪⎪

⎛⎞

=−−−=

⎢⎥

⎨⎬

⎜⎟

+⋅ ⋅

⎝⎠

⎢⎥

⎪⎪

⎣⎦

⎩⎭

Принимаем [U]=0.2 мм.

[]

102

09 2 1 1 01 034

2125

U. ..

⎧⎫

⎡⎤

⎪⎪

⎛⎞

=−−−=

⎢⎥

⎨⎬

⎜⎟

⎝⎠

⎢⎥

⎪⎪

⎣⎦

⎩⎭

Принимаем [U]=0.3 мм.

[]

103

09 2 1 1 01 032

2125

U. ..

⎧⎫

⎡⎤

⎪⎪

⎛⎞

=−−−=

⎢⎥

⎨⎬

⎜⎟

⎝⎠

⎢⎥

⎪⎪

⎣⎦

⎩⎭

Окончательно предельно допустимая величина износа со-

ставит 0.3 мм.

4.2. Предельный износ в подшипниках скольжения

В подшипниках скольжения, работающих в режиме жидкост-

ной смазки, предельно допустимая величина зазора [

∆] при экс-

плуатации определяется из условия перехода из режима жидкост-

ной в режим полужидкостной смазки, характеризующийся резким

возрастанием интенсивности изнашивания

[]

,8.2

⋅⋅

⋅

=∆

ωη

(4.10)

где η

– вязкость смазочного материала при рабочей температуре,

Па ·с.

– номинальное давление в подшипнике, Па;

ω - частота вращения, с

-1

;

d - диаметр подшипника, м;

– длина подшипника, м. l

Наряду с этим важно знать, в каких пределах возможно из-

менение скорости, нагрузки, вязкости смазочного материала в лю-

бой момент времени, обусловленный соответствующей величиной

износа.

Такие возможности характеризуются коэффициентом на-

дежности подшипника

χ.

Граничным условием является

,1==

кр

(4.11)

где

,So So

кр

- число Зоммерфельда и критическое значение числа

Зоммерфельда соответственно.

кр

находится из зависимостей (7.3), (7.4) для значения

ξ=0,1.

Если, например,

χ=3, то подшипник может выдержать в 3 раза

большую нагрузку или работать на пониженной в 3 раза скорости,

возможно понижение вязкости смазочного материала в 3 раза.

В действительности эти соотношения несколько иные, так

как, например, с ростом нагрузки будет расти тепловыделение,

снижающее вязкость масла.

Пример 4.4. Определить предельное значение нагрузки, ско-

рости, диаметрального зазора и вязкости смазочного материала,

при которых будет обеспечена надежная работа подшипников

скольжения шестеренной клети реверсивной клети кварто

800/1400х2800.

Исходные данные:

диаметр подшипника d=600 мм

;

длина подшипника l=820 мм;

нагрузка на подшипник Р=1.5 МН;

смазочный материал МС-14;

частота вращения 6-12 с

-1

;

посадка подшипника Н7/е8.

Решение.

Находим предельно допустимый зазор из зависимости

(4.10).

[]

224

40 6 10

28 28 082 06 52 10 520

30510

.ld. ...

мкм

ηω

∆

−

⋅

⋅⋅

=⋅⋅= ⋅⋅=⋅=

⋅

305

082 06

Па

ld . .

== =

⋅⋅

Находим вязкость масла МС-14 при рабочей температуре

подшипника из зависимости.

Ра

вхраб

602.59

6.02

5.14.4

≈=

⋅

Тогда

25 25

60 100

100 100

14 50

60 60

Па с

ηη

⎛⎞ ⎛⎞

=⋅ = =

⎜⎟ ⎜⎟

⎝⎠ ⎝⎠

⋅

[]

50 10 6

28 082 06 5910 590

30510

....

мкм

∆

−

⋅⋅

=⋅⋅=⋅=

⋅

Следовательно, предельно допустимая величина зазора в

подшипнике равна 590 мкм при номинальной нагрузке и скорости.

Найдем коэффициент надежности подшипника.

067

012

кр

So .

===

;