книги / Прогнозирование долговечности и диагностика усталости деталей машин

делей, к нижней границе доверительного интервала для среднего при эксплуатационном коэффициенте асиммет­ рии используется уравнение

Из независимости коэффициента вариации от асим­ метрии нагружения определяется верхняя граница дове­ рительного интервала для квадратичного отклонения значений предела выносливости при эксплуатационном коэффициенте асимметрии нагружения

Исходя, из независимости числа циклов до точки нижнего перегиба от коэффициента асимметрии нагружения, вы­ числяется коэффициент выносливости при эксплуатацион­ ном коэффициенте асимметрии нагружения:

Q2 = Q±

tfr m ini

Значение характеристики угла наклона кривой усталости при расчетах станины принимают равным той же харак­ теристике для локальных моделей.

Полученная информация достаточна для оценки веро­ ятности неразрушения от числа рабочих ходов пресса при номинальной нагрузке. Расчет производится в сле­ дующем порядке. Из уравнения кривой усталости (1) по известной величине действующего напряжения и задан­ ном числе нагружений вычисляется граничное значение предела выносливости orR.

Исходя из параметров функции распределения значе­ ний пределов выносливости, вычисляется значение кван­ тили нормального распределения

1 ~~

°г тах2

ипо таблицам для функции нормального распределения определяется вероятность неразрушения Rc опасных зон

стоек.

171

Учитывая, что станина исследуемого пресса двухсто­ ечная, определяем вероятность неразрушения сварных

швов станины по формуле R = R c • Для наглядности ре­ зультаты вычислений можно представить в виде зависи­ мостей вероятности неразрушения станины от числа ра­

2 — вариант б; 3 — вариант в

сти этих зон. В связи с этим поиск достаточно долго­ вечного варианта конструкции, обеспечивающего требуе­ мую жесткость, являющегося технологичным и обладаю­ щего всеми другими высокими технико-экономическими показателями, необходимо вести на стадиях оценки на­ пряженного состояния конструкции и испытаний на усталость локальных моделей опасных зон. При проведе­ нии поиска очевидным является выбор конструктивных вариантов с наименьшей напряженностью и минимальной степенью исходного повреждения опасных зон конструк­ ции. Однако окончательное достаточно обоснованное решение о выборе приемлемого конструктивного варианта можно сделать только после сравнительных вероятност­ ных расчетов ресурса рассматриваемых вариантов.

На рис. 3.20 представлены зависимости вероятности неразрушения станины от числа рабочих ходов прессов при номинальном усилии штамповки для трех конструк­ тивных вариантов расположения ребер в стойке станины

172

(см. рис. 3.16) и U-образного одностороннего шва в опас­ ной зоне стойки. Информацию о надежности конструк­ тивных вариантов можно получить на основании анализа данных об ожидаемом неразрушении относительного ко­ личества станин после фиксированного числа рабочих ходов пресса при номинальном усилии штамповки (табл. 3.6).

Информацию о долговечности конструктивных вари­ антов станины можно получить на основании анализа данных об ожидаемой долговечности при фиксированной вероятности неразрушеиия станин прессов при штампов­ ке с номинальным усилием (табл. 3.7).

173

Из табл. 3.7 и рис. 3.20 видно, что некоторое увеличе­ ние долговечности серийных станин (вариант а) можно получить изменением положения верхних ребер стойки (вариант б ). Более значительное увеличение долговечно­ сти (в 1,5—2 раза) достигается изменением положения верхних и нижних ребер стойки станины (вариант в).

Из табл. 3.6 и рис. 3.20 следует, что изменение поло­ жения верхних ребер стойки обеспечивает рост вероятно­ сти неразрушения станины после б* 106 рабочих ходов от 0,989 до 0,993, а изменение положения верхних и ниж­ них ребер стойки — от 0,989 до 0,998. Еще более значи­ тельный эффект относительного повышения надежности будет наблюдаться с увеличением времени эксплуатации прессов.

На рис. 3.21 представлены зависимости вероятности неразрушения станин (вариант а) от числа рабочих ходов прессов при номинальном усилии штамповки для случаев, когда стык втулки и внутреннего листа выполнен в виде U-образного одностороннего и замкового одностороннего швов (см. рис. 3.19). Из анализа этих зависимостей сле­ дует, что переход от используемого в серийной станине пресса U-образного шва к замковому обеспечивает значи­

174

тельное повышение вероятности неразрушения и долго­ вечности станин.

Так, на базе 107 рабочих ходов пресса при номиналь­ ном усилии штамповки переход на замковый шов повы­ шает вероятность неразрушения от 0,971 до 0,993, а при вероятности неразрушения 0,999 переход на замковый шов повышает ресурс от 3,09 млн. ходов до 11,75 млн. ходов, или в 3,8 раза.

Максимальный эффект повышения вероятности нераз­ рушения и долговечности станин прессов может быть до­ стигнут за счет выбора приемлемого сочетания конструк­ ции стойки и стыкового шва. На рис. 3.22 представлены зависимости вероятности неразрушения станины от числа рабочих ходов пресса. Наибольший эффект повышения надежности станин пресса достигается при изменении положения верхних и нижних ребер стойки (вариант в) и замене U-образного шва замковым. Так, например, на базе 107 рабочих ходов пресса вероятность неразруше­ ния повышается от 0,971 до 0,99993, а ресурс, если исхо­ дить из вероятности неразрушения 0,999, повышается примерно в 9 раз.

На базе проведенных исследований были разработаны рекомендации по повышению надежности станин серий­ но изготавливаемых и по обеспечению требуемой надеж­ ности станин вновь проектируемых тяжелых механиче­ ских прессов. Рекомендации внедрены на Воронежском заводе тяжелых механических прессов.

3.3. ИСПЫТАНИЯ НА УСТАЛОСТЬ И ПРОГНОЗИРОВАНИЕ ДОЛГОВЕЧНОСТИ СОЕДИНЕНИИ ТРУБОПРОВОДОВ

Анализ опыта эксплуатации гидро-и пневмосистем ма­ шин показывает, что значительная часть отказов гидро- и пневмоприводов происходит из-за разрушения соедине­ ний трубопроводов. Соединения работают в условиях влияния на них давления жидкости или газа. Кроме того, они нагружаются деформирующимися под действием давления трубопроводами и вибрирующими корпусными деталями. Особенно опасными в смысле усталости эле­ ментов концевых соединений являются поперечные вибра­ ции трубопроводов, вызывающие значительные нагрузки концевых соединений изгибающими моментами.

175

Задачи оценки прочности соединений привлекали вни­ мание исследователей [182, 183]. Нами такое исследова­ ние выполнено применительно к концевым соединениям, изготовленным по ГОСТ 15766—70, нормалям МН2374-61, МН2345-61 и Г-91. При этом решались задачи регистра­ ции и анализа эксплуатационной нагруженности соеди­ нений; разработки методики, оборудования и проведения испытаний соединений в условиях, моделирующих схему эксплуатационных нагрузок; разработки метода расчета ресурса соединений по данным об эксплуатационной на­ груженное™ и результатам испытаний.

Результаты исследования использованы при разработ­ ке ГОСТ 20467—75 «Расчет на долговечность соединений с врезающимся кольцом и шаровым ниппелем». Стан­ дарт обязывает предприятия, применяющие соединения трубопроводов, проводить расчеты ресурсов соединений при испытаниях машин каждого нового типа в период освоения технологического процесса их производства, а также при изменении конструкции, материалов или тех­ нологических процессов, если эти изменения могут ока­ зать влияние на характеристики нагруженности и сопро­ тивление усталости элементов соединений.

3.3.1. Исследования нагруженности соединений

Объектами исследования являлись шаровые штуцер­ ные ввертные соединения (рис. 3.23), которые изготавли­ вались по нормали машиностроения МН2345-61 и станко­ строительной нормали Г-91, и штуцерные ввертные соеди­ нения с врезающимся кольцом (рис. 3.24), которые изготавливались по ГОСТ 15766—70 и нормали машино­ строения МН2374-61. Анализ опыта эксплуатации таких

Рис. 3.23. Соединение шаровое штуцерное ввертное:1 — штуцер;

2 — накидная гайка;3 — ниппель

176

соединений показывает, что потеря герметичности шаро­ вых штуцерных соединений при вибронагружении проис­ ходит из-за усталостного разрушения штуцеров или ниппелей, а соединений с врезающимся кольцом — из-за

.усталостного разрушения соединяемых труб или шту­ церов.

Контролю нагруженности соединений с определением вида и параметров функции распределения действующих в опасных в смысле усталости сечениях элементов соеди-

Рис. 3.24. Соединение с врезающимся кольцом штуцерное ввертно

1 — штуцер;2 — накидная гайка;3 — врезающееся кольцо

нений рекомендуется подвергать все соединения вибри­ рующих трубопроводов. Нагруженность соединений мож­ но оценить при помощи тензорезисторов или других средств регистрации нагруженности, обеспечивающих не меньшую, чем тецзорезисторы, точность определения напряжений.

Регистрируемые напряжения по методу анализа полуциклов напряжений (см. гл. 1) целесообразно привести к симметричному циклу. Определение вида функции рас­ пределения и ее параметров в этом случае производится применительно к ряду значений приведенных напряже­ ний. В качестве примера рассмотрим регистрацию на­ груженности шарового соединения, изготовленного понормали станкостроения Г-91, в магистрали обратного хода ползуна на прессе ПД-476 (рис. 3.25). В магистраль вмонтирован поддерживающий клапан, предохраняю­ щий ползун от самопроизвольного перемещения вниз под действием собственной массы. Регистрировалась нагру­ женность соединения В-Г91-15 трубопровода с поддер­ живающим клапаном.

Для регистрации нагруженности использован динамо-

метрический штуцер (рис. 3.26), отличающийся от норма­ лизованного цилиндрической проточкой, в которой раз­ мещались тензорезисторы. Тензорезисторы наклеивались в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Датчики в одной плоскости соединялись в измерительный полумост. При регистрации применялись отечественные усилитель и осциллограф.

Одновременно с записью напряжений в соединении производилась регистрация давления в магистралях ра­ бочего и обратного хода ползуна. Это позволило связать вибрационные на­ грузки с различными пе­ риодами технологическо­ го цикла. По показаниям

Рис. 3.25. Схема установки

динамометрического штуце­ ра: 1 — рабочий цилиндр;

2 — динамометрический шту­ цер; 3 — поддерживающий

клапан

датчика давления можно выделить три периода техноло­ гического цикла: ход ползуна вниз, подъем давления в рабочем цилиндре, ход ползуна вверх. В эти периоды при­ чиной вибрации трубопровода магистрали обратного хода являются пульсации давления жидкости.

При движении ползуна вниз рабочая жидкость выте­ сняется из штоковой полости цилиндра через поддержи­ вающий клапан. Вибрации имеют место в момент сраба­ тывания клапана и в течение всего периода опускания ползуна. Это объясняется как пульсацией давления в рабочей магистрали, создаваемой гидроагрегатом ПА-476, так и изменениями проходного сечения в поддерживаю­ щем клапане.

В период подъема давления движение ползуна пре­ кращается. Поддерживающий клапан перекрывает поток жидкости в магистрали обратного хода. Это вызы­ вает сначала рост, а затем полное затухание вибраций.

Перемещение ползуна вверх осуществляется рабочей жидкостью, поступающей в штоковую полость рабочего

178

цилиндра через поддерживающий клапан и магистраль обратного хода. В этот период максимальные вибрации наблюдаются при сбросе давления в рабочей полости цилиндра. Затем они затухают, но остаются значитель­ ными в течение всего периода обратного хода ползуна. После завершения третьего периода и отключения гидро­ агрегата вибрации прекращаются.

Установлено, что исследуемое соединение в процессе

повторяющихся блоков случайных вибрационных нагру­ зок, занимающих по времени технологический цикл, с числом нагружений, равным 1100. Кроме того, нагруженность соединения в магистрали обратного хода ползуна

проведена регистрация нагруженности соединений с ша­ ровым ниппелем В-Г91-15 в магистрали управления гид­ роагрегата ПА-476. При этом в комплекте с тензометри­ ческой аппаратурой использовался динамометрический штуцер, конструкция которого аналогична конструкции динамометрического штуцера для соединения В-Г91-15.

Анализ результатов тензометрирования показал, что пульсация давления в магистрали управления вызывает вибрацию трубопроводов с частотой порядка 50 Гц, при­ чем параметры симметричного циклического нагружения соединений для отдельных прессов можно считать не изменяющимися во времени. Однако тензометрирование соединений в линиях управления 12 прессов показало

вариацию вибронапряжений от пресса к прессу. При этом •среднее значение действующих напряжений симметрич­ ного изгиба равно 69 МПа, а квадратичное отклонение составляет 32,6 МПа.

Исходя из доверительной вероятности 0,95 и нормаль­ ного распределения напряжений симметричного изгиба, доверительные интервалы для математического ожида­ ния генеральной совокупности действующих напряжений равны 48—89 МПа, а для квадратичного отклонения — 23—56 МПа. При расчетах на прочностную надежность соединений В-Г91-11 в магистрали управления гидро­ агрегата ПА-476 в качестве параметров распределения действующих напряжений целесообразно использовать максимальные граничные значения доверительных интер­ валов для среднего и квадратичного отклонений.

3.3.2. Испытания соединений на усталость

Для определения характеристик сопротивления уста­ лости соединений с врезающимся кольцом и шаровым ниппелем путем испытаний в условиях, моделирующих эксплуатационные, были спроектированы и изготовлены стенды по двум вариантам (рис. 3.27, 3.28). Как в пер­ вом, так и во втором вариантах стенда рабочее давление внутри соединений и трубопроводов создавалось грузо­ поршневым и контролировалось электроконтактным манометрами. Частота нагружения 50 Гц.

Испытания заканчивались после потери соединениями герметичности из-за прохождения усталостной трещины в опасном сечении через стенку поврежденного элемента.

Вибрация трубопроводов в эксплуатации создает изгибающие нагрузки, близкие к изгибу в одной плоско­ сти. Как будет показано ниже, переход от плоского изги­ ба к круговому изменяет величину характеристик вы­ носливости.. Это изменение необходимо учитывать при использовании результатов испытаний. Вместе с тем та­ кой переход дает существенный выигрыш в объеме испы­ таний, так как рассеяние результатов испытаний при круговом изгибе значительно меньше рассеяния при пло­ ском изгибе. Следовательно, при заданной точности оце­ нок характеристик выносливости при круговом изгибе требуется испытывать значительно меньшее число соеди­ нений, чем при плоском изгибе.

180