CC BY
50
Таблица 4
Режим - цементирование, закон — равномерный Стат. исп. на 500 опытов План 3-го порядка
M 15,32004 15,30633
D 0,59872 0,59883
с 0,77377 0,77384
с /М 0,05051 0,05055
^4 0,87431 0,88650
^6 1,82665 1,89173
М'4/ С 2,43897 2,47209
С 8,51077 8,80922
Кол-во опытов 500 64
В табл. 4 для наглядности сравнения указаны также результаты при использовании для вычислений метода статистических испытаний на 500 опытов.
Список литературы
1. Барщевский Е. Г. Основы вычислительного эксперимента / Е. Г. Барщевский, Ю. Я. Зубарев. — СПб., 2009.
2. Зубарев Ю. Я. Вероятностная оценка качества процессов судовых автоматизированных систем с учетом разброса параметров отдельных элементов / Ю. Я. Зубарев, А. А. Горячев // Жур -нал Университета водных коммуникаций. — СПб., 2012. — Вып. 3 (15).
УДК 658.58 М. Л. Кузьмицкий,
д-р техн. наук, ГУМРФ имени адмирала С. О. Макарова;
Н. М. Ксенофонтов,
инженер-исследователь, ГУМРФ имени адмирала С. О. Макарова;
И. Н. Базавлук
конструктор 1-й категории, ОАО ЦКБ МТ «Рубин»
ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРОВНЯ НАПРЯЖЕНИЙ НА КОЛЕСАХ ОТКРЫТЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ DETERMINATION OF THE LEVEL OF STRESSES ON WHEELS OF OPEN GEARS
В статье представлены результаты исследований полей номинальных напряжений при рабочих нагрузках в зубчатых колесах механизмов привода подъемно-опускных ворот. Установлены участки с макси-
Выпуск 3
Выпуск 3
мальным уровнем номинальных напряжений, в которых возможно появление и распространение усталостных трещин во время эксплуатации.
The article presents the results of the research offields of rated voltage at the operating load of gear wheels of the mechanism of the lifting and lowering gate drive. The areas with the highest level of rated voltages, in which the emergence and growth of fatigue cracks during operation is possible are located.
Ключевые слова: механизм, эксплуатация, технологический дефект, усталостная трещина, поле напряжений, расчетная модель, участки контроля.
Key words: mechanism, operation, technological defect, fatigue crack, stress field, calculated model, sites for control.
судопропуска при установленном сроке эксплуатации 25 лет. За указанный период неоднократно фиксировались случаи образования и развития усталостных трещин на различных элементах.
Наиболее вероятными причинами образования и развития усталостных трещин представляются следующие:
— наличие в деталях многочисленных технологических дефектов, классифицируемых по [1] как пористость, раковины, рыхлота, заливы, наросты;
— достаточно высокий уровень действующих нагрузок;
— большое число циклов нагружения, обусловленное длительностью и высокой интенсивностью эксплуатации.
В период с 2006 по 2010 г. по данным наблюдений были отмечены случаи образования и развития усталостных трещин [2] на венцах и в зоне зубьев колес (рис. 1) привода подъемно-опускных ворот (далее — ПОВ) шлюзов № 1-6 ГБУ «Волго-Балт», которые впоследствии были заменены. Аналогичные механизмы привода ПОВ эксплуатируются на 13 шлюзах Волго-Донского канала.
Проверка наличия развивающихся трещин на других участках колес (ступица, спицы и участки их примыкания к венцу и ступице) не производится из-за отсутствия методики контроля, сведений о характере и уровне напряжений, а также необходимости его демонтажа для проведения контроля.
А судоходных гидротехнических сооружениях Российской Федерации (далее — СГТС РФ) эксплуатируется около 700 открытых зубчатых передач различного конструктив -ного исполнения. Механизмы эксплуатируются более 50 лет в условиях интенсивного
Рис. 1. Образование усталостных трещин на венце и в зоне зубьев колеса
Целью работы является разработка рекомендаций по наблюдению за зубчатыми колесами механизмов приводов, обеспечивающих их безопасную эксплуатацию до замены.
В общем случае вероятность образования и развития усталостного повреждения на локальном участке элемента зависит от уровня действующих (приложенных) напряжений а механических свойств материала — таких как предел усталости а_1 наклон усталостной кривой К, вида и числа циклов Ы0 приложения нагрузки до разрушения при а
В работе [2] оценка остаточного ресурса элемента определяется через число симметричных циклов Ыа до разрушения детали, которое будет справедливо при аа > а_р где а_1 — предел выносливости:
К
-1
(1)
В выражении (1) значение аа является неизвестным для различных участков элемента. Для установления изменения диапазона аа без учета влияния технологических дефектов рассмотрена модель номинальных напряжений.
Расчетные исследования номинальных напряжений проводились на зубчатом колесе (рис. 2) цепного механизма г/п 2x75 т (рис. 3), общие данные по которому, принятые в проектном расчете, представлены в табл. 1.
Рис. 2. Зубчатое колесо грузового вала механизма привода ПОВ
Датчик
Выпуск 3
Выпуск 3
Таблица 1
Общие данные по цепному механизму г/п 2*75 т
№ п/п Показатель Обозначение, размерность Значение Примечание
1 2 3 4 5
1 Грузоподъемность механизма б, т 150 Верхний предел нагрузки при наполнении камеры Q = 156 т может иметь место при отсутствии аэрации
2 Расчетный вес ворот бв, т 80
3 Подъемные усилия (тах):
При подъеме в безнапорном состоянии 2, т 80
При подъеме для наполнения шлюза (под напором) т £ 130-156
При аварийном режиме т 168
Для оценки уровня напряжений выполнен расчет напряженно-деформированного состояния (далее — НДС) прямозубого зубчатого колеса [3] с помощью конечно-элементного пакета ЛК8У8.
Принято:
— материал колеса — сталь 45 Л;
— модуль нормальной упругости — Е = 2Е11 МПа;
— коэффициент Пуассона — ц = 0,3;
— предел текучести — от = 353 МПа;
— нагрузка на колесо принята из табл. 1.
В расчете не учитывалась нагрузка на зубчатое колесо в момент начала движения (отрыва) ворот, которая может превышать расчетную. Не рассматривались напряжения на венце колеса и в зоне зубьев, так как факт наличия и развития в этих зонах усталостных повреждений установлен путем наблюдений при эксплуатации (рис. 1).
Геометрия колеса, на основании которой построена конечно-элементная модель, представлена на рис. 4. В ней присутствуют шпоночный паз и радиальные сопряжения поверхностей. Смоделированы зубья, к которым приложены усилия по начальной окружности при различных положениях шпоночного паза (по отношению к приложенной нагрузке).
Конечно-элементная модель колеса приведена на рис. 5. Для получения устойчивого результата произведены предварительные расчеты по выбору размера конечного элемента, который принят равным 20 мм.
Рис. 5. Конечно-элементная модель колеса
Для построения полей действующих напряжений в зубчатом колесе к его модели были приложены окружные и радиальные усилия. Величины напряжений от приложенных усилий показаны цветом, который следует сравнивать с цветовой шкалой внизу рисунка.
Напряжения от окружных усилий сконцентрированы в выкружках, примыкающих к ступице (рис. 6), и в выкружках спиц у внутренней поверхности обода колеса (рис. 7). Диапазон изменения напряжений в выкружках, примыкающих к ступице: -78...84 МПа. Относительная величина максимальных значений напряжений составляет 0,24 от о Диапазон изменения напряжений в выкружках спиц у внутренней поверхности обода колеса составляет 89. 90 МПа. Относительная величина максимальных значений напряжений составляет 0,25 от о .
Рис. 6. Окружные напряжения в выкружках в зоне ступицы, Па
Рис. 7. Окружные напряжения в выкружках на внутреннем ободе колеса, Па
Окружные усилия также вызывают изгибающие усилия растяжения в спицах колеса (рис. 8). Максимальные значения напряжений от изгибающих усилий составляют -136 МПа, относительная величина которых составляет 0,39 от от.
Выпуск 3
Выпуск 3
Рис. 8. Изгибающие напряжения сжатия, Па
Напряжения от радиальных усилий (рис. 9) сконцентрированы в зоне сопряжения спиц со ступицей. Диапазон изменений напряжений: -78.84 МПа. Относительная величина максимальных значений напряжений составляет 0,25 от от.
Рис. 9. Радиальные напряжения, Па
Суммарная величина напряжений от действия сил в различных направлениях определялась по эквивалентным напряжениям (по фон Мизесу). Наибольшее их значение (рис. 10) установлено у ступицы на участке ее сопряжения со спицами в выкружках, примыкающих к ступице, и в выкружках со стороны внутренней поверхности обода колеса. Максимальное значение эквивалентных напряжений составило 141 МПа (0,4 от о ).
Рис. 11. Зубчатые колеса после пескоструйной обработки
В 2011 и 2012 гг. были выполнены обследования двух колес открытой зубчатой передачи ПОВ шлюзов № 4, 6 ГБУ «Волго-Балт» после их демонтажа и пескоструйной обработки (рис. 11). Проведен визуально-измерительный и магнитопорошковый контроль.
При визуально-измерительном контроле установлено:
— наличие участков подварки (рис. 12) и рыхлости металла (рис. 13), раковин (рис. 14), складчатости (рис. 15) по [1];
Рис. 12. Участок с подваркой Рис. 13. Рыхлость металла
Рис. 14. Раковины на внутренней поверхности обода Рис. 15. Складчатость
на наружной стороне спицы
Выпуск 3
Выпуск 3
— наличие технологических трещин (рис. 16, 17) на участках сопряжения спиц со ступицей (зона наиболее высоких действующих напряжений согласно проведенному расчету).
При выполнении магнитопорошкового контроля установлено наличие трещин в зоне сопряжения спиц со ступицей при наличии в них дефектов литья и подварок (рис. 18, 19).
Рис. 16. Технологическая трещина
Рис. 17. Технологическая трещина
Рис. 18. Трещина в зоне подварки
Рис. 19. Трещина в зоне дефекта
По результатам выполненных исследований можно сделать следующие выводы:
— получена глобальная модель уровня действующих напряжений;
— определены участки с наиболее высоким уровнем напряжений, диапазон значений кото -рых составляет от 0 до 0,4 от от, что ниже предела усталости материала и обеспечивает усталостную долговечность при отсутствии технологических дефектов;
— на нагруженных участках установлен факт наличия технологических дефектов и развития в этих зонах усталостных трещин;
— выполненные исследования позволяют локализовать контролируемые участки детали, на которых наиболее вероятно образование и развитие усталостных трещин;
— для оценки фактической усталостной долговечности элемента необходимо дополнительное исследование НДС в зоне дефектов с учетом их расположения, ориентации и размеров;
— учитывая вероятные причины образования и развития усталостных трещин, а также полученные расчетные данные, необходимо выполнить анализ известных критериев нераспространения трещин.
Список лиературы
1. ГОСТ 19200-80. Отливки из чугуна и стали. Термины и определения дефектов.
2. Форест П. Усталость металлов / П. Форест. М.: Машиностроение, 1968. — 351 с.
3. Справочник конструктора-машиностроителя / под ред. В. И. Анурьева. — Т. 2, разд. «Зубчатые и червячные передачи».
УДК 621.825 С. Г. Чулкин,
д-р техн. наук, ГУМРФ имени адмирала С. О. Макарова;
Б. Д. Кукаленко,
канд. техн. наук, СПбГПУ;
РАСЧЕТ МАКСИМАЛЬНО ДОПУСТИМОГО ЗАЗОРА В ШИННО-ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ МУФТЕ CALCULATION OF AS MUCH AS POSSIBLE ADMISSIBLE CLEARENCEIN BUSPNEUMATIC MUFF
Предложен метод расчета максимально допустимого зазора между барабаном трения и фрикционными колодками резинокордного баллона шинно-пневматической муфты, применяемой в судовых валопроводах, а также в агрегатах нефтебуровых и газобуровых плавучих установок. Данный метод расчета может быть применен при модернизации существующей и разработке новой методики расчета шиннопневматических муфт.
The method of calculation of a is maximal-admissible clearance between a friction drum and friction blocks ofrubber-kordnyy balloon of bus-pneumatic muff, applied in ship's shafting, and also in units petrochisel floating installations is offered. The given method of calculation can be applied at modernization existing and development of a new design procedure of bus-pneumatic muff.
Ключевые слова: шинно-пневматическая муфта, зазор, барабан трения, фрикционная колодка, резинокордный баллон.
Key words: bus-pneumatic muff, clearance, friction drum, friction block, rubber-kordnyy ballon.
ИАБОТОСПОСОБНОСТЬ шинно-пневматической муфты (ШПМ), применяемой в судовых валопроводах, а также в агрегатах нефтебуровых и газобуровых плавучих установок, обеспечивается радиальным зазором между фрикционными колодками резинокордного баллона и барабаном трения. Причем зазор не должен быть минимальным, чтобы в процессе
Выпуск 3
