Розробка фрикційних вузлів з вирівнюванням питомих навантажень стрічково-колодкових гальм механізмів підйому вантажу

Размещено на http://www.allbest.ru/

КИЇВСЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ УНІВЕРСИТЕТ БУДІВНИЦТВА І АРХІТЕКТУРИ

АВТОРЕФЕРАТ

РОЗРОБКА ФРИКЦІЙНИХ ВУЗЛІВ З ВИРІВНЮВАННЯМ ПИТОМИХ НАВАНТАЖЕНЬ СТРІЧКОВО-КОЛОДКОВИХ ГАЛЬМ МЕХАНІЗМІВ ПІДЙОМУ ВАНТАЖУ

Дисертацією є рукопис

Робота виконана в Івано-Франківському національному технічному університеті нафти і газу Міністерства освіти і науки України

Науковий керівник:

доктор технічних наук, професор Вольченко Олександр Іванович, Івано-Франківський національний технічний університет нафти і газу, професор кафедри механіки машин

Офіційні опоненти:

доктор технічних наук, професор Будіков Леонід Якович, Східноукраїнський національний університет імені Володимира Даля, завідувач кафедри підйомно-транспортної техніки;

кандидат технічних наук, доцент Журавльов Олександр Юрійович, Сумський державний університет, доцент кафедри комп'ютерних систем управління

З дисертацією можна ознайомитися в бібліотеці Київського національного університету будівництва і архітектури за адресою: 03680, м. Київ, просп. Повітрофлотський, 31.

Автореферат розісланий “8” травня 2009 р.

Учений секретар спеціалізованої вченої ради М.М. Ручинський

Загальна характеристика роботи

Актуальність теми. Підвищення ефективності та надійності фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм піднімально-транспортних машин, до яких відносяться й бурові лебідки, досягається: проектуванням нових і вдосконаленням існуючих; використанням нових фрикційних матеріалів; переходом від прямих до зворотних пар тертя; сумісним послідовним використанням в процесах гальмування зворотних, а потім прямих пар тертя. Остання комбінація пар тертя використовується в багатопарних фрикційних вузлах стрічково-колодкових гальм піднімально-транспортних машин, сприяючи вирівнюванню навантаженості їхніх пар тертя. Указане вирівнювання навантаженості у фрикційних вузлах гальма досягається за рахунок розміщення накладок у вигляді бандажа на робочій поверхні гальмівного шківа та розвантаженням його прямих пар тертя. Усе вищенаведене й уможливлює розгляд вирівнювання навантаження різних типів фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Тематика роботи є частиною планових державних науково-дослідних робіт з розвитку нафтопромислового комплексу України й базується на результатах держбюджетних науково-дослідних робіт “Наукові обґрунтування раціональних режимів роботи та вибір основних параметрів бурового обладнання”, номер державної реєстрації №0195U026337 Івано-Франківського національного технічного університету нафти і газу.

Мета й задачі дослідження. Мета роботи полягає в оцінка динамічної та теплової навантаженості різних типів фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм і встановлення закономірностей її вирівнювання в парах тертя.

Для досягнення мети в роботі поставлені такі завдання:

на основі аналізу рівнів динамічного й теплового навантажень фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм установити значення експлуатаційних параметрів, при яких досягається їх вирівнювання;

установити взаємозв'язок сил, що діють на рухому фрикційну накладку в багатопарному фрикційному вузлі гальма;

оцінити динаміку взаємодії рухомих фрикційних накладок, розміщених на гальмівному шківі, охоплених і неохоплених гальмівною стрічкою;

обґрунтувати динамічні умови переходу гальма від сил тертя спокою до сил тертя ковзання в багатопарних фрикційних вузлах;

запропонувати методи та засоби вирівнювання питомих навантажень у різних типах фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм;

знизити енергонавантаженість гальмівних шківів за допомогою ефекту “теплової труби” з використанням у них тепловідбиваючих і теплопоглинаючих поверхонь;

оцінити довговічність робочих поверхонь накладок бандажа.

Об'єкт дослідження - серійні та багатопарні фрикційні вузли стрічково-колодкових гальм.

Предмет дослідження - динамічні процеси з відповідним рівнем навантаженості та методи й засоби її вирівнювання в різних типах фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм.

Методи дослідження. Дослідження проводилися з використанням динамічних і теплових методів, методів математичної статистики та регресійного аналізу, а також оригінальних методик експериментальних досліджень. Зокрема, використовувалися методи розрахунку: тертя гнучких елементів, що охоплюють гальмівний шків і з посадженими з натягом на його робочу поверхню фрикційних накладок; кінетостатики при оцінюванні динамічної навантаженості багатопарних вузлів тертя гальма. При конструюванні останнього та розробці примусового охолодження шківа застосовувалися елементи теорії прийняття оптимальних рішень.

Наукова новизна отриманих результатів. Автором уперше:

аналітико-експериментальним шляхом обґрунтовано динамічні процеси в багатопарних вузлах тертя стрічково-колодкового гальма;

установлено закономірності зміни основних експлуатаційних параметрів багатопарних вузлів тертя на модельному стрічково-колодковому гальмі та їх вплив на вирівнювання навантаженості у фрикційних вузлах;

запропоновано статичний і динамічний методи вирівнювання питомих навантажень у різних типах фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм;

установлено експериментально закономірності зношування накладок бандажа та виконано математично опис їхніх профілів поверхонь.

Практичне значення одержаних результатів. Запропоновані елементи теорії для багатопарних фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм і методи вирівнювання їхньої завантаженості дозволяють збільшити термін служби фрикційних накладок бандажів, а також можуть бути використані в конструкторських бюро заводів піднімально-транспортного обладнання при проектуванні нових і вдосконаленні існуючих пар тертя гальм. Результати теоретичних та експериментальних досліджень різних типів фрикційних вузлів гальм використані на Стрийському заводі “Металіст” (м. Стрий Львівської області), у цеху капремонту свердловин НГВУ “Львівгазвидобування” (с. Пукеничі Стрийського району Львівської обл.), у навчальному процесі кафедри механіки машин Івано-Франківського національного технічного університету нафти і газу при читанні лекцій з дисципліни “Основи теорії і розрахунку піднімально-транспортних машин та робототехніки”.

Особистий внесок здобувача. Основні положення й результати дисертаційної роботи отримані здобувачкою самостійно. У спільних публікаціях автору належать: оцінка динамічної навантаженості різних типів фрикційних вузлів (далі - ФВ) стрічково-колодкових гальм (далі - СКГ) [3; 6]; оцінка теплового стану багатопарних ФВ СКГ [2; 4; 9; 10]; вирівнювання динамічної навантаженості в різних типах ФВ СКГ [1; 5; 8]; вирівнювання теплової навантаженості ФВ СКГ [7].

Апробація результатів дисертації. Основні положення роботи доповідалися та обговорювалися на: міжнародному науково-технічному симпозіумі “Славянтрибо - 6” “Інтегроване науково-технічне забезпечення якості трибооб'єктів, їхнього виробництва та експлуатації” (РибінськСанкт-ПетербургПушкіно (Росія), 2004 р.); VII міжнародному симпозіумі українських інженерів-механіків (м. Львів, 2005); міжнародній науково-технічній конференції “Полікомтриб - 2005” (м. Гомель, Білорусь, 2005); IV міжнародній науково-технічній конференції “Модульні технології та конструкції при виробництві машин” (м. Жешув (Польща), 2006); міжнародній конференції з теорії механізмів та механіки машин, присвяченій 100-річчю з дня народження академіка І.І. Артоболевського (м. Краснодар, Росія, 2006); ХІ науковій конференції Тернопільського державного технічного університету ім. І. Пулюя (м. Тернопіль, 2007); розширеному науковому семінарі кафедри механіки машин Івано-Франківського національного технічного університету нафти і газу (м. Івано-Франківськ, 2008); науковому семінарі спеціалізованої вченої ради Д 26.056.08 Київського національного університету будівництва і архітектури.

Публікації. За темою дисертації опубліковано 10 наукових праць, з яких 3 статті у фахових виданнях, 6 тез і матеріалів конференції й один патент на винахід Росії.

Структура й обсяг дисертації. Дисертація складається з вступу, чотирьох розділів, загальних висновків, списку використаних літературних джерел, який має 108 найменувань, і 4 додатків. Основна частина дисертаційної роботи викладена на 169 сторінках, містить 51 рисунок і 6 таблиць. Загальний обсяг дисертації 194 сторінки.

Основний зміст роботи

У вступі обґрунтовано необхідність вирівнювання динамічної та теплової навантаженості в різних типах ФВ СКГ бурових лебідок. Наведено мету роботи, завдання та методи дослідження, наукову новизну, практичне значення отриманих результатів, а також перелік місць їх апробації.

У першому розділі розглянуто: особливості конструкції та роботи різних типів ФВ СКГ і вплив їхніх конструктивних параметрів на вирівнювання питомих навантажень (далі - ПН) і поверхневих температур у парах тертя; енергомісткість ФВ гальм; недоліки методик розрахунку динамічної навантаженості багатопарних ФВ гальм.

Питанням динамічного розрахунку гальмівних пристроїв присвячено роботи: М.П. Александрова, В.І. Білоброва, Л.Я. Будікова, О.І. Вольченка, Б.Б. Генбома, В.А. Дем'янюка, Л.М. Пижевича, В.І. Самусі, О.Ю. Журавльова, А.В. Чичинадзе, H. Dorner, T. Newcomb, G. Fazekas та інших учених. Проте в них відсутні розробки стосовно вирівнювання навантажень у різних типах ФВ СКГ.

Другий розділ присвячено особливостям конструкції та роботі багатопарних ФВ СКГ й динаміці їхньої взаємодії, а також оцінці довговічності поверхонь фрикційних накладок (далі - ФН).



Рис. 1 а, б, в, г. Кінематична схема багатопарного СКГ (а), поперечний розріз ФВ гальма (б), пружний елемент (в) та гвинтова стяжка (г): 1 - гальмівний шків; 2 - пружний елемент; 3, 4 - гвинтова стяжка та її корпус; 5, 6 - праві та ліві різі стяжки; 7, 8 - стрижні болтів з правою та лівою різьбою; 9, 10, 11 - накладки з внутрішньою та зовнішньою робочою поверхнею; 12 - отвори в накладках; 13 - гальмівна стрічка; 14 - важіль керування; 1, 2, 3, 4 - порядковий номер накладок, розташованих на шківі

Кінематичну схему багатопарного СКГ зображено на рис. 1 а, б, в, г. Даний тип ФВ, розглянутого в попередніх роботах, відрізняється тим, що в ньому як пружний елемент використано канати для з'єднання ФН у бандаж. При цьому піддатливість пружних елементів регулюється за допомогою гвинтових стяжок, що забезпечило посадку бандажа з натягом на робочу поверхню шківа. Для забезпечення працездатного стану гальма необхідно витримати такі умови: коефіцієнт тертя () між внутрішньою поверхнею гальмівної стрічки (далі - ГС) 13 і зовнішньою поверхнею 11 накладок 9 (зовнішні пари тертя) повинен бути більшим за коефіцієнт тертя () між робочою поверхнею гальмівного шківа (далі - ГШ) 1 і внутрішньою поверхнею 10 накладок 9 (внутрішня пара тертя). Різниця між () не повинна бути меншою за 0,05. При цьому різниця ПН між парою “шків-накладка” () і “накладка-стрічка” (), тобто () не повинна бути меншою за 0,1 МПа. Багатопарне СКГ працює спочатку зовнішніми, а потім внутрішніми парами тертя, тобто на початковій і заключній стадіях гальмування.

При розгляді динаміки взаємодії багатопарних ФВ гальма прийнято такі припущення: ГС є абсолютно пружною ланкою й має прямокутний переріз шириною і висотою ; ділянка збігаючої гілки ГС, що кріпиться до гальмівного важеля, у не розтягнутому стані займає вертикальне положення в тому випадку, якщо точки та розташовані на одній вертикалі; кількість накладок, з яких складений бандаж, на ГШ дорівнює чотирьом, а пружні елементи, розміщені між ними, розташовані посередині товщини накладок; останні моделюються суцільними тілами; у початковій стадії гальмування при взаємодії внутрішньої поверхні набігаючої гілки стрічки із зовнішньою поверхнею першої накладки ГШ барабан повернеться на кут , але при цьому нижня, тобто четверта накладка на ньому повинна зайняти симетричне положення щодо вертикальної осі, яка проходить через точки та .

При дослідженні зовнішніх пар тертя передбачено, що зовнішні робочі поверхні ФН при взаємодії з внутрішньою поверхнею ГС будуть неоднаково проковзувати по ній через нерівність сил їхнього нормального притискання: спочатку перша, друга, потім третя і четверта накладки (див. рис. 1 а, б, в, г). Тоді отримані залежності дозволять визначити почергово початкові умови стрибка у вигляді співвідношення сил тертя спокою в кожній діючій фрикційній парі.

Сумарну силу тертя ГС по накладках визначається залежностями:

по першій накладці

; (1)

по другій накладці ; (2)

по третій накладці, (3)

де - лінійне збільшення сили натягу ділянки ГС; - кутова швидкість шківа барабана на початку гальмування; - час взаємодії; - модуль пружності матеріалу стрічки; - основа натурального логарифму; - кут охоплення накладкою шківа; - зазор між торцями суміжних накладок; b, ширина та висота гальмівної стрічки.

При цьому вважаємо, що четверта накладка не перекрита ГС. Найбільша сила тертя ковзання буде розвиватися між зовнішньою поверхнею першої ФН та внутрішньою поверхнею ділянки набігаючої гілки ГС.

Початок взаємодії внутрішньої поверхні ділянки набігаючої гілки ГС із зовнішньою поверхнею першої ФН формує силу тертя , яка починає сповільнювати барабан згідно із законами диференційного рівняння (4, табл. 1) при умові, що привід лебідки увімкнений.

У залежності (4) використані такі позначення: та - маси бурильної колони й ФН; - радіус барабана лебідки; - моменти інерції гальмівного барабана з валом і бурової лебідки; - жорсткість каната; - модуль пружності матеріалу каната; - площа поперечного перерізу канату; - довжина каната.

Умова відсутності ковзання внутрішньої поверхні ФН по робочій поверхні ГШ барабана має вигляд (залежність 5, табл. 1), у якій ; - сила, яка діє на один виток пружного елемента.

Таблиця 1 Визначення сил тертя у внутрішніх і зовнішніх парах СКГ

(4)
(5)
(6)
(7)
(8)
(9)
(10)

При цьому повинна дотримуватися нерівність вигляду (6, табл. 1).

Лінійне збільшення сили натягу ГС () при нелінійному збільшенні кута переміщення () важеля керування гальмом у часі дозволяє у першому наближенні визначити момент початку ковзання першої накладки по робочій поверхні ГШ, коли решта накладок бандажа є нерухомими відносно робочої поверхні шківа. При цьому приймаємо, що в нерівності (6) ліва й права частини є рівними між собою. До даного моменту часу степінь рухомості барабана дорівнює одиниці (). Степінь рухомості важеля керування гальмом теж дорівнює одиниці (), оскільки має місце розтяг ГС.

У процесі ковзання внутрішньої поверхні першої ФН відносно робочої поверхні ГШ, якщо в умові (6) зменшиться до величини , то статистичний коефіцієнт тертя дорівнюватиме динамічному коефіцієнту тертя ковзання. Тому пружний елемент, який знаходиться між першою і четвертою накладками, є стиснутим, а між першою і другою накладками - розтягнутим, що зумовлює виникнення різниці сил дії пружних елементів на накладки. Це призводить до зменшення нормальної реакції від їхньої дії, що спричинює проковзування внутрішньої поверхні другої накладки відносно робочої поверхні ГШ. фрикційний пар тертя

У математичній формі згадана вище різниця сил, яка діє на другу ФН, виражається залежністю 7 (табл. 1).

При виконанні умови (6) для другої накладки визначається кут на момент часу після початку гальмування. Надалі ці умови стають початковими для розв'язування рівняння (8) (табл. 1) при ковзанні внутрішніх робочих поверхонь першої і другої накладок по робочій поверхні ГШ.

І, нарешті, для випадку, коли зовнішні робочі поверхні трьох накладок взаємодіють з внутрішньою поверхнею ГС на кінцевому етапі першої стадії гальмування, умова (6) для третьої накладки не виконується. Рівняння руху набуває вигляду 10 (табл. 1).

У цьому випадку початкова умова визначається за величиною із залежності (10). Відсутність ковзання внутрішніх робочих поверхонь усіх ФН по робочій поверхні ГШ необхідно перевіряти умовою (6), змінивши при цьому знак нерівності на протилежний.

У той самий час на четверту накладку бандажа діє неоднакова пружна сила, яка спричинена розтягом пружного елемента з боку третьої накладки, а з боку першої накладки - підтисканням її до робочої поверхні ГШ. Якщо не враховувати вплив на четверту накладку сил тертя ковзання, які розвиваються на внутрішній робочій поверхні першої, другої і третьої накладок, то можна прийняти, що навантаження з обох боків четвертої накладки є симетричним. Ураховуючи той факт, що внутрішня робоча поверхня першої накладки починає ковзання по робочій поверхні ГШ, початкове навантаження на внутрішню робочу поверхню четвертої накладки зміниться. Третя накладка при цьому знаходиться в стані спокою

Далі при повороті барабана на кут в процесі гальмування симетрія в прикладанні результуючої нормальної сили порушується, вона зміщується в протилежний бік від нерухомої накладки на кут (рис. 2).

Рис. 2. Розрахункова схема рухомої ФН багатопарного стрічково-колодкового гальма

Далі визначено результуючу нормальної сили , а також кут її нахилу.

При цьому результуюча сила нормальної складової сили притискання четвертої накладки визначається за залежністю вигляду:

. (11)

де - кут, під яким спрямована результуюча нормальної сили R; - кут нахилу R до горизонталі.

Дотична сила, яка виникає при ковзанні даної накладки по ГШ барабана, визначається за залежністю:

.

Умова порушення стійкості контакту при взаємодії внутрішньої поверхні четвертої ФН з робочою поверхнею ГШ має вигляд:

. (12)

Далі знаходимо кут повороту , який викличе порушення стійкості контакту накладки з ГШ. При цьому спостерігається стрибок сили тертя у взаємодіючій фрикційній парі , який викличе фрикційні пружні коливання накладки за законом, що описується рівнянням:

. (13)

У разі початку ковзання внутрішньої робочої поверхні третьої ФН відносно робочої поверхні ГШ умова зриву контакту взаємодії четвертої накладки суттєво змінюється. У зв'язку з тим, що перша, друга й третя накладки є нерухомими відносно ГШ, то сили і , які діють на четверту ФН, необхідно визначати за іншими залежностями.

На противагу від класичної задачі фрикційних коливань пар тертя в різних видах гальмівних пристроїв запропонована задача має суттєві відмінності. Останні стосуються рухомої сили тертя , яка залежить від нормальної складової реакції, що діє на окремо взяту з бандажа ФН. Крім того, нормальна складова реакції залежить нелінійно від кута повороту й кутової швидкості барабана.

В умові зриву контакту при взаємодії пар тертя гальма враховано й дотичну складову нормальної реакції.

У цьому випадку степінь рухомості вузлів системи дорівнює трьом (рух робочої поверхні шківа гальмівного барабана відносно внутрішньої робочої поверхні ФН; поворот важеля керування гальмом, який забезпечує розтяг ГС; коливання в парі тертя четвертої накладки).

Особливості експлуатації багатопарних СКГ зумовлюють стрибкоподібний перехід тертя спокою до тертя ковзання, що спричинює появу різних за величиною коефіцієнтів тертя між парами тертя.

На рис. 3 зображено закономірності зміни сил тертя при стрибкоподібному переході від тертя спокою до тертя ковзання в зовнішніх і внутрішніх ФВ СКГ із чотирма рухомими накладками.

Рис. 3. Графічні залежності стрибкоподібного переходу від сил тертя спокою до сил тертя ковзання в зовнішніх і внутрішніх парах тертя ФВ СКГ з рухомими накладками на першій і третій стадіях гальмування: а, б, в, г; 1, 2, 3, 4; і а^/, б^/, в^/, г^/; 1^/, 2^/, 3^/, 4^/ - криві зміни сил тертя спокою і сил тертя ковзання на зовнішніх і внутрішніх парах тертя, відповідно, для першої, другої, третьої і четвертої накладок

З рис. 3 видно, що найбільший сплеск сили тертя спокою ГС має місце із зовнішньою поверхнею першої ФН. Це триває до середини кривої 1, після чого встановлюється рівність коефіцієнтів тертя (спокою й ковзання), і сила тертя зовнішніх пар тертя виражається одною кривою 1. На другій, третій і четвертій накладках сила тертя спокою зменшується (криві б, в, г). Закономірність зміни сили тертя (спокою й ковзання) залежно від часу на першій стадії гальмування описується кривою А. Якщо барабан зі шківом зробить більше одного оберту, то для другої, третьої й четвертої накладок уже не має значення, під яку з гілок ГС вони потраплять. Значний сплеск сили тертя спокою (крива а) має місце при взаємодії внутрішньої поверхні першої ФН з робочою поверхнею ГШ. Даний ріст спостерігається до перетину кривої 1^/ із кривою 1, тобто до того моменту часу, поки не відбудеться зрив контакту взаємодії внутрішніх пар тертя гальма. Після цього встановлюється рівність коефіцієнтів тертя (спокою й ковзання), і сила тертя внутрішніх пар тертя виражається кривою 1^/. На другій, третій і четвертій накладках сила тертя спокою зменшується (криві б^/, в^/, г^/). Закономірності зміни сили тертя (спокою й ковзання) залежно від часу в період третьої стадії гальмування описуються кривою Б.

Зміна сил тертя спокою на першій стадії гальмування в зовнішніх ФВ є меншою за рахунок високої швидкості відносного ковзання їхніх елементів у порівнянні з силами тертя спокою у внутрішніх парах тертя протягом третьої стадії гальмування.

Основні закономірності при взаємодії елементів тертя в зовнішньому й внутрішньому ФВ СКГ формулюються так: механічні характеристики матеріалів ГС, ФН і шківа - криві різних порядків, що є причиною нелінійного збільшення (різниці натягів набігаючої S_Н і збігаючої S_З гілок ГС) і показників степеня відомого виразу Ейлера ; ФН з'єднані між собою пружними елементами в бандаж, перебувають у відносному русі стосовно робочих поверхонь стрічки й шківа на різних стадіях гальмування. При цьому в їхніх парах тертя виникають різні за величиною сили тертя, ПН й коефіцієнти тертя; стрибки сил тертя спокою в зовнішньому й внутрішньому ФВ є різними за величиною й тривалістю. У внутрішніх ФВ тривалість наростання сили тертя спокою набагато більша, ніж у зовнішніх, що пов'язано з істотним розходженням у відносних швидкостях ковзання їхніх робочих поверхонь; крива А (див. рис. 3) описує завершення стрибків сил тертя спокою в парах тертя “стрічки-накладки”, і від неї починається перехід до кривих сил тертя ковзання на першій стадії гальмування; крива Б (див. рис. 3) описує завершення процесу стрибкоподібної зміни сил тертя спокою в парах тертя “накладки-шків” і перехід у сили тертя ковзання, ці криві перетинаються із кривими сил тертя ковзання в парах тертя “стрічки-накладки”; крива Б описує закономірності зміни сил тертя ковзання у внутрішніх парах тертя залежно від часу гальмування на самому початку третьої стадії гальмування; криві А і Б є еквідистантними між собою.

Третій розділ присвячено експериментальним дослідженням навантаженості багатопарних ФВ СКГ бурових лебідок у стендових умовах (рис. 4 а, б).



Рис. 4 а, б. Загальний вигляд фрагмента гальмівного стенда (а) та секція бандажа багатопарних ФВ (б): 1 - двотаврові балки; 2 -ГС; 3 - бандаж з ФН; 4, 5 - ГШ і його робоча поверхня; 6 - вал з підшипниками; 7 - опори вала; 8 - пальцева муфта; 9, 10 -ФН та її зовнішня робоча поверхня; 11 - пружні елементи; 12 - втулки-штуцери; 13 - втулки; 14 - стяжки

Програма досліджень передбачала установлення і дослідження закономірностей вирівнювання ПН у внутрішніх парах тертя гальма; вирівнювання поверхневих температур у внутрішніх парах тертя гальма; оцінювання довговічності накладок. Наведено опис випробувального обладнання й комплексу вимірювальної апаратури. Проілюстровано й описано послідовність монтування й тарування давачів для вимірювання поверхневих температур за допомогою стрічкових термопар і величини зношування робочих поверхонь накладок бандажа.

За отриманими експериментальними даними після їх статистичної обробки при довірливій імовірності 0,95 побудовано графічні залежності.

Проаналізовано вплив динамічного коефіцієнта взаємного перекриття внутрішніми поверхнями ФН робочої поверхні ГШ в багатопарних ФВ модельного СКГ на їхні експлуатаційні параметри.

У роботі встановлено та проаналізовано закономірності зміни питомих експлуатаційних параметрів від величини у зовнішніх і внутрішніх парах тертя багатопарних СКГ при сталих питомих навантаженнях (), потужності гальмування () та роботи тертя () (рис. 5 а, б).

З аналізу кривих, зображених на рис. 5 а, випливає, що найбільші значення мають середні динамічні коефіцієнти тертя для: зовнішніх пар тертя при ; внутрішніх пар тертя при . При цьому коефіцієнт стабільності величин динамічного коефіцієнта тертя змінювався так для: зовнішніх пар тертя при ; внутрішніх пар тертя при .

Виходячи з аналізу величин зміни динамічного коефіцієнта тертя та його стабільності, встановлено, що їхнє квазівирівнювання досягається при та, відповідно, для зовнішніх і внутрішніх пар багатопарних ФВ модельного СКГ. При дослідженні зміни середніх ПН () на зовнішніх (крива 5) і внутрішніх (крива 6) парах тертя гальма залежно від та його впливу на їхню стабільність () (прямі 7 і 8) (див. рис. 5 б) при сталих величинах питомої потужності гальмування та питомої роботи тертя гальма встановлено, що вирівнювання ПН можливе як при високих, так і при низьких їх середніх величинах. При високих середніх ПН (0,5 - 0,4) МПа у внутрішніх парах тертя гальма при =0,3 - 0,4 коефіцієнт стабільності середніх ПН змінюється від 0,8 до 0,75.

При низьких середніх ПН (0,16 - 0,07 МПа) у внутрішніх парах тертя гальма при =0,7 - 0,9 коефіцієнт стабільності середніх ПН змінюється від 0,64 до 0,54.

Коли врахувати, що високі ПН властиві внутрішнім парам гальма, які попадають під набігаючу гілку стрічки, і в них розвиваються мінімальні динамічні коефіцієнти тертя, то вирівняти їх набагато легше, оскільки зміна коефіцієнта стабільності середніх ПН є набагато меншою (становить усього 0,05), ніж при низьких середніх ПН ().

другі закономірності зміни середніх ПН у внутрішніх парах тертя розглядалися при повороті шківа на кут . Мінімальна різниця ПН склала 0,13 МПа (при ІІІ

та ІV положеннях шківа), а максимальна - 0,15 МПа (при І та ІІ положеннях шківа) (див. рис. 6 а). Середні ПН змінювалися від 0,54 до 0,48 МПа (при І та V положеннях шківа) (див. рис. 6 б), мінімальна різниця ПН складає 0,085 МПа (при ІІІ та VІІ положеннях шківа), а максимальна - 0,12 МПа (при ІV положеннях шківа). Середні ПН змінювалися від 0,55 до 0,42 МПа (при VІ та І положеннях шківа). Форма епюр ПН внутрішніх пар тертя ФВ вказує на те, що спостерігається їхнє вирівнювання. При цьому ні перше ні друге зміщення як набігаючої гілки на кут , так і при почерговій зміні гілок ГС на кут суттєво не впливають на закономірності зміни ПН у внутрішніх парах тертя гальма.

У табл. 2 наведено залежності для визначення ПН у внутрішніх ФВ багатопарного модельного СКГ, які описують їхню зміну, залежно від положення ГШ з кроком .

Таблиця 2 Залежності для визначення питомих навантажень у ФВ багатопарного модельного стрічково-колодкового гальма

Кут повороту гальмівного шківа, 0	Режими гальмування, зв'язані з положенням стрічки
	Залежності, які описують зміну питомих навантажень для:
	варіанта А	варіанта Б
0 - 45	у = -2,889х 10-5х2+-2,922х 10-3х+0,54	у = -7,778х 10-6х2+-9,444х 10-5х+0,42
45 - 90	у = -3,556х 10-5х2+1,911х 10-3х+0,486	у = -2,667х 10-5х2+1,933х 10-3х+0,457
90 - 135	у = -2,444х 10-5х2+2,389х 10-3х+0,483	у = -5,556х 10-5х2+9,611х 10-3х+0,085
135 - 180	у = -4,667х 10-5х2+0,011х-0,139	у = -5,778х 10-5х+0,016х-0,62
180 - 225	у = -6,222х 10-5х2+0,023х-1,648	у = -1,556х 10-5х2+5,411х 10-3х+10х10-3
225 - 270	у = -3,556х 10-5х2+0,015х-1,08	у = -4,222х 10-5х2+0,018х+-1,36
270 - 315	у = -3,556х 10-5х2+0,018х-1,744	у = -5,111х 10-5х2+0,027х+3,04
315 - 360	у = -3,556х 10-5х2+0,021х-2,56	у = -1,289х 10-4х2+0,083х-12,85

Наслідком динамічної навантаженості внутрішніх пар тертя гальма є їх тепловий стан.Тепловий стан внутрішніх багатопарних ФВ СКГ значною мірою впливає на дестабілізацію його експлуатаційних параметрів. При цьому відводиться певна роль зміні різниці поверхневих температур внутрішніх пар гальма.

Проаналізовано експериментальні дані стосовно зміни різниці поверхневих температур внутрішніх пар тертя “внутрішня поверхня ФН-робоча поверхня ГШ” багатопарних вузлів тертя гальма залежно від параметрів його гальмування. Бралися до уваги дві зони теплового поля - до допустимої температури для матеріалу ФН та після неї.

Результати експериментальних досліджень теплової навантаженості внутрішніх пар тертя (першої зони) гальма показали, що зі збільшенням ПН, початкової частоти обертання ГШ та зменшенням коефіцієнта взаємного перекриття різниця поверхневих температур елементів пари тертя зменшується і на деяких накладках досягає стабілізаційної величини.

Аналіз результатів досліджень показав, що зменшення різниці середніх поверхневих температур відбувається за рахунок адсорбційно-десорбційних процесів, які мають місце в приповерхневих шарах робочих поверхонь накладок, що веде до зменшення середньої температури.. При цьому відбувається інверсія теплового потоку від матової до полірованої поверхні обода ГШ при раптовій значній зміні на 20 - 25% середньої температури робочої поверхні ГШ.

Зменшення призводить до того, що навіть при збільшенні ПН у зоні контакту накладки інтенсивність тепловиділення падає за рахунок вимушеного охолоджувального ефекту, спричиненого утворенням в міжконтактному об'ємі продуктів рідинних і газових фракцій при деструкційних процесах у приповерхневих шарах накладок і, як наслідок, спостерігається деяка термостабілізація поверхні накладки.

При заміні суцільної робочої поверхні ФН на вентильовану, тобто з виконаними в ній поздовжніми пазами, при умові, що в ребордах ГШ виконані отвори під кутом у напрямку його обертання при гальмуванні закономірності зміни різниці середніх температур поверхонь тертя накладки та ГШ в процесі гальмування не є суттєвими. Така зміна конструкції робочої поверхні ФН призводить до збільшення різниці середніх температур поверхонь тертя накладки та шківа в середньому на 10 - 20%. Однак у цьому випадку збільшення різниці температур відбувається, в основному, за рахунок зниження температури поверхні тертя ГШ при загальному зменшенні середніх температур внутрішніх пар гальма тертя в 1,2 - 1,3 рази

Четвертий розділ роботи присвячено методам і засобам вирівнювання навантажень у ФВ СКГ бурових лебідок.

Запропоновано статичний і динамічний методи вирівнювання ПН у ФВ СКГ бурових лебідок. Зміст статичного методу полягає у встановленні з різним постійним кроком на набігаючій і збігаючій гілках неоднакової кількості ФН, що спричинило різний коефіцієнт взаємного перекриття і, відповідно, дозволило вирівняти ПН на дузі охоплення ГС.

Запропоновано метод визначення раціональної кількості ФН, який здійснюється в три етапи (рис. 7).

Як приклад розглянуто ГС з кутом охоплення 270^о, на якій необхідно встановити зі сталим кроком 12, 20 та 26 серійних накладок (bah =12023030 мм) СКГ бурової лебідки У2-5-5.

З використанням запропонованого методу встановлено закономірності зміни величини зазору між накладками набігаючої та збігаючої гілок ГС СКГ. Визначено раціональну кількість ФН, на набігаючій гілці монтували 8 накладок зі

сталим кроком між ними 125,56 мм, а на збігаючій 4 накладки зі сталим кроком між ними 309, 73 мм. Це зумовило суттєве зменшення ПН на набігаючій гілці стрічки. В основу динамічного вирівнювання питомих навантажень у різних типах ФВ СКГ бурових лебідок закладено такі принципи та припущення: ГС на дузі її охоплення ГШ поділено на три зони: дуги охоплення збігаючої (), набігаючої () гілок і дуги охоплення () між ними (рис. 8) (верхні накладки 1 відносяться до серійних, а нижні елементи - до багатопарних ФВ); зусилля натягу набігаючої та збігаючої гілок змінюються ступінчасто (рис. 9) і на стику з та з ; на кутах охоплення , та спостерігаються змінні коефіцієнти тертя , й при взаємодії робочих поверхонь ФН з поверхнею ГШ; сумарна нормальна сила, яка діє на ГШ, є різною на кутах охоплення () ГС з накладками робочої поверхні шківа.

Середні сумарні нормальні сили, які діють на ГШ на кутах охоплення , дорівнюють:

; (14)

; (15)

. (16)

Визначивши для різних типів ФВ гальма на кутах їхнього охоплення підбирають таку сумарну площу ФН, що сприяє квазівирівнюванню ПН у парах тертя гальма.

Стрибки ПН на поверхні ГШ спричинюють суттєві різниці поверхневих температур. Останні сприяють збільшенню термічного опору зони контакту пар тертя і, як наслідок, оплавленню мікровиступів поверхні накладки, особливо в інтервалі поверхневих температур вище допустимої для її матеріалів. Виходячи з вищенаведеного, запропоновано методи вирівнювання теплонавантаженості ФВ СКГ з умови високої теплоенергомісткості ГШ через його велику вагу з використанням ефектів теплової труби й термоелектричного.

Теоретично обґрунтовано можливість керування динамічною навантаженістю багатопарних вузлів тертя СКГ бурових лебідок з умови підтримування експлуатаційних параметрів гальма при різних тахограмах ГШ (лінійною, косинусоїдальною і параболічною). Доведено, що СКГ є адаптованою системою, вирівнювання в якій експлуатаційних параметрів досягається за умови поділу їх на такі групи: швидкісно-динамічну; механічних деформацій і коливань; теплову (теплообмінних та теплопередавальних процесів, теплових деформацій); інтенсивності зношування робочих поверхонь накладок.

Висновки

У результаті виконаних теоретичних та експериментальних досліджень різних типів фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм бурових лебідок при циклічних навантаженнях зовнішніх і внутрішніх пар тертя на основі вивчення динамічних процесів у фрикційних вузлах нової конструкції запропоновано методи вирівнювання їхньої навантаженості. При цьому:

1. Уперше встановлено закономірності режимів контактування виступів внутрішньої поверхні накладки з робочою поверхнею шківа при різних положеннях виступів відносно нього: при попередньому зміщенні малі зсувні зусилля є прямо пропорційними тангенційному навантаженню, яке є однією із складових статичного коефіцієнта тертя в контакті; зменшення тангенційного навантаження в контакті сприяє збільшенню на 15 20% в інтервалі його зміни (0,35 - 0,455) статичного коефіцієнта тертя в трибосистемі; збільшення нормального навантаження в контакті на 8 12% в інтервалі його зміни (20 - 250) кН зменшує попереднє зміщення поверхонь взаємодії; доведено, що перехід від сил тертя спокою до сил тертя ковзання має стрибкоподібний характер.

2. Уперше встановлено відсутність попереднього зміщення у внутрішніх парах тертя при досягненні внутрішнім приповерхневим шаром накладки допустимої температури для її матеріалів залежно від величини динамічного коефіцієнта взаємного перекриття, питомих навантажень і динамічних коефіцієнтів тертя за рахунок збільшення фактичної площі взаємодії на 5 10% в інтервалі зміни (0,53 - 0,62) і, як наслідок, до зменшення питомих навантажень до 10% в інтервалі зміни (0,42 - 0,9) МПа і збільшення динамічного коефіцієнта тертя до 10% в інтервалі його зміни (0,32 - 0,42) завдяки домінуванню пластичних деформацій у зоні контакту.

3. Виконано математичний опис динамічних процесів в багатопарних фрикційних вузлах гальма й отримано аналітичні залежності для визначення:

- складових сил та їхніх результуючих, які діють на фрикційну накладку бандажа з урахуванням жорсткості пружних з'єднувальних елементів і на опори підйомного вала (частка результуючої сили складає до 25% від загального навантаження);

- сил тертя, які виникають у зовнішніх і внутрішніх парах тертя з урахуванням тривалостей першої (до 2,5 с) і другої (2,5 10 с) стадій гальмування;

- лінійного зношування зовнішньої та внутрішньої поверхонь накладок бандажа, відношення яких склало 1/3 при їх товщині 30 мм.

4. У результаті проведених експериментальних досліджень багатопарних фрикційних вузлів, виконаних у вигляді бандажів, що складені з чотирьох і восьми серійних фрикційних накладок, з'єднаних між собою пружними елементами, установлено закономірності зміни нормальних зусиль, динамічних коефіцієнтів взаємного перекриття, питомих навантажень і динамічних коефіцієнтів тертя, а також коефіцієнтів стабільності при сталих величинах роботи тертя та потужності гальмування. Уперше встановлено, що зміщення набігаючої гілки стрічки на кут та почерговій зміні положення гілок гальмівної стрічки на кут зумовлює квазівирівнювання питомих навантажень на внутрішніх поверхнях накладок бандажа і, як наслідок, вирівнювання зношування їх поверхонь. При збільшенні питомих навантажень, початкової частоти обертання гальмівного шківа та зменшенні динамічного коефіцієнта взаємного перекриття внутрішніх пар тертя різниця поверхневих температур їх елементів зменшується від 35 до 20^оС і на деяких накладках вона досягає стабілізаційної величини. Термін окупності багатопарних фрикційних вузлів стрічково-колодкового гальма бурової лебідки складає 0,25 року.

5. Уперше запропоновано статичний і динамічний методи вирівнювання питомих навантажень у різних типах фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм бурових лебідок на основі змінних коефіцієнтів взаємного перекриття при сталому кроці встановлення накладок на гілках гальмівної стрічки, а також за рахунок стабілізації нормальних зусиль на ділянках охоплення гальмівною стрічкою шківа з накладками.

6. Уперше запропоновано методи вирівнювання теплової навантаженості фрикційних вузлів стрічково-колодкового гальма шляхом поділу гальмівного шківа у профільній площині на диски, які між собою теплоізольовані та примусово охолоджуються і напівшківи, які між собою теплоізольовані, а також ободу шківа для збільшення поверхонь теплообміну та примусового охолодження. При цьому досягнено зменшення термічного опору гальмівних шківів на 15 25%, за рахунок того, що в зоні контакту внутрішніх пар тертя поверхнева температура нижче допустимої (390 ⁰С) для матеріалів фрикційної накладки.

7. Доведено, що стрічково-колодкове гальмо є адаптованою системою, вирівнювання експлуатаційних параметрів у якій досягають з урахуванням поділу їх на такі групи: швидкісно-динамічну; теплову (теплообмінних і теплопередавальних процесів; теплових деформацій); інтенсивності зношування робочих поверхонь фрикційних накладок від механічного й теплового факторів.

Перелік опублікованих праць

1. Вольченко О. І. Вирівнювання навантаженості в різних типах фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм бурових лебідок / О. І. Вольченко, Д. О. Вольченко, І.О. Бекіш // Розвідка та розробка нафтових та газових родовищ. - 2007. № 2 (23).- С. 27 34.

2. Вольченко Д. О. Взаємодія пар тертя в різних типах фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм бурових лебідок / Д. О. Вольченко, В. М. Воробйов, І. О. Бекіш // Науковий вісник. - Івано-Франківськ, 2006. - № 2(4). - С.64 70.

3. Тепловой расчет многопарных фрикционных узлов ленточно-колодочных тормозов / [Вольченко А. И., Вольченко Н. А., Cтебелецкий М. М., Бекиш И. О.] // Проблеми трибології. - Хмельницкий, 2006. №1. - С.11 16.

4. Влияние основных конструктивных параметров различных типов фрикционных узлов ленточно-колодочных тормозов на их теплонагруженность / [Вольченко А. И., Стебелецкий М. М., Бекиш И. О., Спяк М. А.] // Сб. доклад. научно-практ. симпоз. “Славянтрибо 6”. Санкт-Петербург Пушкин (Россия), 2004. Т 2. - С.113 119.

5. О контактном взаимодействии многопарных фрикционных узлов в конс-трукциях ленточно-колодочных тормозов / [Вольченко А., Вольченко Д., Бекиш И., Журавлев Д.] // Матер. IV международн. научн. - техн. конференц. - [“МТК - 2006”]; Научн. записки Жешувск. политехн., Механіка. 2006. - № 230. - С.255. - 260.

6. Крыжановский Е. И. Совершенствование расчетных методов и экспериментальных исследований ленточно-колодочных тормозов / Крыжановский Е. И., Вольченко Д. А., Бекиш И. О. // Сб. докл. междунар. конф. по теории механизмов и механике машин. - Краснодар (Россия), 2006. - С.158. - 159.

7. Тепловой расчет многопарных фрикционных узлов ленточно-колодочных тормозов / [Вольченко А. И., Вольченко Н. А., Малык В. Я., Бекиш И. О.] // Тезисы доклад. междунар. научн. - техн. конф. [“Полимерные композиты и трибология” (Поликомтриб. - 2005)]. . - Гомель (Беларусь), 2005. - С. 122. - 123.

8. Вольченко О. І. Теплова навантаженість гальмівних систем бурових лебідок / Вольченко О. І., Стебелецький М. М., Бекіш І. О. // Тези доповід. VII міжнародн. симпоз. українськ. інж.-механіків. - Львів, 2005. - С.134 135.

9. Бекіш І. О. Методи та засоби вирівнювання питомих навантажень у фрикційних вузлах стрічково-колодкових гальм / І. О. Бекіш // Тези доповід. ХІ конф. Тернопільськ. державн. техн. ун-ту ім. Івана Пулюя. - Тернопіль, 2007. - С.20.

10. Двухступенчатый ленточно-колодочный тормоз с охлаждением. Пат. 2263833: МПК⁷ F16D 65/813. / [Вольченко А. И., Петрик А. А., Вольченко Н. А., Вольченко Д. А., Пургал П. Ю., Бекиш И. О.]; заявитель и патентообладатель Кубанск. государств. технолог. ун-т. № 2004126382 ; заявл. 30.08.04 ; опубл. 10.11.05, Бюл. № 31.

Анотація

Бекіш І.О. Розробка фрикційних вузлів з вирівнюванням питомих навантажень стрічково-колодкових гальм механізмів підйому вантажу. - Рукопис.

Дисертація на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук за спеціальністю 05.05.05 - піднімально-транспортні машини - Київський національний університет будівництва і архітектури, Київ, 2009.

Теоретично обґрунтовано необхідність і можливість вирівнювання питомих навантажень і поверхневих температур у різних типах фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм бурових лебідок.

Математично описано динамічні процеси в багатопарних фрикційних вузлах гальма при переході від сил тертя спокою до сил тертя ковзання при взаємодії їхніх внутрішніх пар тертя.

На модельному стрічково-колодковому гальмі з багатопарними вузлами тертя при повторно- короткотривалому режимах роботи встановлено закономірності зміни експлуатаційних параметрів залежно від динамічного коефіцієнта взаємного перекриття. Визначено коефіцієнти стабільності для динамічного коефіцієнта тертя та питомих навантажень у багатопарних вузлах тертя гальма.

Запропоновано статичний і динамічний методи вирівнювання питомих навантажень у різних типах фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм бурових лебідок, а також конструктивні рішення зниження теплової навантаженості гальмівних шківів.

Аннотация

Бекиш И.О. Разработка фрикционных узлов с выравниванием удельных нагрузок ленточно-колодочных тормозов механизмов подъема груза. - Рукопись.

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук по специальности 05.05.05 - подъемно-транспортные машины. - Киевский национальный университет строительства и архитектуры, Киев, 2009.

Диссертация состоит из введения, четырех разделов, общих выводов, списка использованных источников и приложений.

В первом разделе рассмотрены многопарные фрикционные узлы ленточно-колодочных тормозов буровых лебедок. Дана общая оценка энергонагруженности фрикционных узлов ленточно-колодочных тормозов. Приведен анализ методик и результатов исследований энергонагруженности многопарных фрикционных узлов тормозов. Проиллюстрирована энергоемность многопарных фрикционных узлов тормозов и методы ее снижения. На основании критического анализа динамической и тепловой нагруженности многопарных фрикционных узлов ленточно-колодочных тормозов сформулированы задачи исследования.

Второй раздел посвящен нагруженности многопарных фрикционных узлов ленточно-колодочных тормозов. При этом уделено внимание конструкции и работе нового типа фрикционного узла тормоза. Уделено внимание динамике взаимодействия многопарных фрикционных узлов тормоза, определены силы трения, действующие на внешние и внутренние пары трения, и показаны особенности перехода от сил трения покоя к силам трения скольжения во фрикционных узлах. Приведена оценка долговечности фрикционных накладок многопарных узлов трения ленточно-колодочного тормоза.

В третьем разделе работы освещены результаты экспериментальных исследований нагруженности многопарных фрикционных узлов модельного ленточно-колодочного тормоза. Приведены задачи и методика экспериментальных исследований, а также особенности исследований эксплуатационных параметров многопарных фрикционных узлов тормоза. Приведено описание датчиков и измерительной аппаратуры для измерения и определения в многопарных узлах трения тормоза динамических (удельных нагрузок и динамических коэффициентов трения, коэффициентов их стабильности, величин износа рабочих поверхностей накладок) и тепловых параметров (поверхностных температур, термических сопротивлений контакта). Выполнен анализ полученных экспериментальных данных и сформулированы уловия их выравнивания в многопарных узлах трения тормоза. Произведено сравнение расчетных и экспериментальных данных.

В четвертом разделе уделено внимание методам и средствам выравнивания нагруженности различных типов фрикционных узлов ленточно-колодочных тормозов буровых лебедок. Проиллюстрированы динамический и статический методы выравнивания удельных нагрузок во фрикционных узлах тормоза, а также средства снижения тепловой нагруженности их пар трения. Доказана возможность управления эксплуатационными параметрами ленточно-колодочных тормозов буровой лебедки, как адаптированной системы, при заданных законах вращения ее барабана.

Annotation

Bekish I.O. Development of friction knots is with smoothing of specific loadings of strichkovo-kolodkovikh of brakes of mechanisms of getting up of load. - Manuscript.

The dissertation on competition of a scientific degree of the candidate of engineering science on a speciality 05.05.05 - Lifting-Transport Machines. - Kievan national university of building and architecture, Kyiv, 2009.

The theoretical base for specific workloads leveling and surface tempeatures in the different types of frictional assemblies of drawworks band shoe brakes are provided.

Dynamic processes in the multijugate frictional assemblies of the brake during the transfering from the force of static friction to the force of sliding friction whith the interaction of their internal friction pairs are mathematically described.

On the pattern of the band-shoe brake with multijugate frictional assemblies under repeated short-term operating mode are settled the regularities of the variation of operating parameters depending on dynamic coefficient of the mutual covering. Coefficients of stability for dynamic coefficient of friction and specific workloads in the multijugate frictional assemblies of the brake are defined.

Statistical and dynamic methods of specific workloads leveling in the different types of frictional assemblies of drawworks band-shoe brakes are introduced as well as constructive decisions of decreasing of the thermal workload of brake pulley.

Размещено на Allbest.ru