CC BY
32
15. Епифанов А.П., Малайчук Л.М., Самсонов Ю.А. Экспериментальные исследования полномасштабного макетного образца линейного асинхронного привода для внутреннего транспорта ферм и теплиц // Известия Санкт-Петербургского государственного аграрного университета. - 2013 - №33.
16. Епифанов Г.А. Возможности использования линейного асинхронного привода в ремонтном оборудовании депо. - СПб: Петербургский государственный университет путей сообщения, 2011. - Вып.4 (29). - С.43-47.
17. Епифанов Г.А., Мазнев А.С. Расчет характеристик линейного асинхронного двигателя транспортного модуля в условиях депо //Электроника и электрооборудование транспорта. -2012. - №2-3. -С.29-32.
18. Насар С.А., Болдеа Н. Линейные тяговые электрические машины. -М.: Транспорт, 1981. - 176 с.
19. Петленко Б.И. Линейный электропривод и тенденции его развития // Электричество. - 1981. - 19 с.
20. Сарапулов Ф.Н., Сарапулов С.Ф., Шымчак П. Математические модели линейных индукционных машин на основе схем замещения: Учеб. пособие. - Екатеринбург: Изд-во EUNE-БУПИ, 2001. - 236 с.
21. Скобелев В.Е., Соловьев Г.И., Епифанов А.П. Анализ путей улучшения характеристик тяговых линейных асинхронных двигателей для высокоскоростного наземного транспорта // Железные дороги мира. - 1978. - №2. - С. 3-12.
22. Шымчак П. Электропривод с линейным двигателем для скоростного бассейна с ограниченной длиной гидроканала. - Дис... канд. техн. наук ЛИИЖТ. -СПб, 2001. - 201 с.
23. Ямамура С. Теория линейных асинхронных двигателей. Л.: Энергоатомиздат, 1983. - 180 с.
24. Правила тяговых расчетов для поездной работы. - М.: Транспорт, 1985. - 287 с.
УДК 621.822 Канд. техн. наук П.А. ИЛЬИН
(СПбГАУ, 92130369@mail.ru) Канд. техн. наук А.В. СУММАНЕН
(СПбГАУ, 89215728754@mail.ru)
ИССЛЕДОВАНИЕ ОТНОШЕНИЯ ТЕМПЕРАТУРЫ КОНТАКТА МАНЖЕТА-ВАЛ К ТЕМПЕРАТУРЕ КОРПУСА ПОДШИПНИКА БДТ-7 В КАЧЕСТВЕ ДИАГНОСТИЧЕСКОГО ПАРАМЕТРА
Подшипник, температура, манжета
Интенсивность инфракрасного излучения определяется температурой поверхности подшипникового узла. Температура увеличивается в результате выделения в виде тепла мощности, которая расходуется на преодоление сил трения в подшипнике и в области контакта рабочей кромки манжеты с валом. Мощность тепловыделения определяется частотой вращения, силой нагружения, типом смазочного материала и условиями смазывания, конструктивными параметрами подшипника, величиной осевого зазора. Распределение тепла в подшипниковом узле зависит от его геометрических размеров, массы, материала, величины теплоотдачи и теплопроводности. Следовательно, в качестве диагностического параметра, определяющего техническое состояние подшипников дисковых борон, предлагается использовать температуру поверхности подшипникового узла.
В подшипниковом узле используется конический однорядный радиально-упорный роликовый подшипник, поэтому температура подшипникового узла дисковой бороны при осевом зазоре в подшипниках выше допустимого может граничить со значением температуры подшипника, которая характеризует предварительный осевой натяг. Для того чтобы различить эти два разных технических состояния подшипника, необходим диагностический параметр, который будет разграничивать их. В основе его разработки лежит зависимость удельной силы трения области контакта рабочей кромки манжеты от величины радиального биения вала, которая зависит от осевого зазора подшипника и геометрических параметров деталей подшипникового узла. На рис. 1 показано инфракрасное изображение, которое демонстрирует, что при работе с осевым зазором область контакта манжета-вал имеет более высокую температуру по сравнению с поверхностью подшипникового узла.
Температура поверхности 40,6 °С
Температура области контакта манжета-вал 56,8 °С
Л
Рис. 1. Инфракрасное изображение подшипникового узла при осевом зазоре 1,00 мм
Манжета в процессе работы преодолевает силу трения, которая выражается температурным изменением области контакта манжета-вал. Увеличение момента трения приводит к увеличению затрачиваемой мощности на его преодоление, которое сопровождается повышенным тепловыделением в области контакта манжета-вал.
Для определения момента трения рабочей кромки манжета Мм (Нм), возникающего в области контакта манжета-вал, использовалась формула:
Мм=2пг2д,
(1)
где п - 3,14;
г - радиус вала, м;
д - удельная сила трения, Н/м [48].
Удельная сила трения зависит от давления, которое оказывает вал на рабочую кромку манжеты. Давление зависит от таких параметров, как диаметр вала, материал манжеты, величина радиального биения вала [1]. Удельная сила трения рабочей кромки манжеты находится в диапазоне 10-50 Н/м. Для определения величины радиального биения вала от величины осевого зазора подшипника использовалась формула:
(2)
а '
где Ь - расстояние от манжеты до подшипника, мм; х8 - осевой зазор, мм;
а - расстояние от центра втулки до центра подшипника, мм; в - угол контакта роликов подшипника.
Расчеты по (2) позволили построить зависимость радиального биения вала от осевого зазора в подшипниках (рис. 2).
Рис. 2. Зависимость радиального биения вала от осевого зазора подшипника
Мощность, расходуемая на преодоление трения КМ (Вт) в области контакта манжета-вал, определяется по формуле:
Nm = 1,05- 10"42nr2q.
(3)
Зависимость мощности, необходимой на преодоление момента трения, возникающего в манжетных уплотнениях от частоты вращения, представлена на рис. 3.
£ а
»ч
л
Н
о з X
3
о
§ 2
О
✓
* *
, *
у **
*
номинальным осевой зазор
•предельный осевой зазор
0
20
5 10 15
Скорость движения, км/ч
Рис. 3. Зависимость мощности, затрачиваемой рабочей кромкой манжеты на преодоление сил трения от
скорости движения дисковой бороны
В работах И.В. Крагельского, Р.В. Коросташевского, Б.И. Костецкого рассмотрено влияние конструктивных параметров и условий нагружения на тепловыделение в подшипнике. В работах Л.Я. Переля, А.А. Филатова рассмотрено влияние условий смазывания, типа смазочного материала и частоты вращения на тепловыделение в подшипнике. В работах В.Н. Нарышкина, Н.А. Спицына даны теоретические представления о процессах, происходящих при работе подшипника. Работы Г. Карслоу, Д. Егера, Г.А. Мухачева, В.К. Щукина, В.В. Нащокина направлены на рассмотрение общих понятий, таких как теплоотдача, тепловой поток, теплопроводность, конвективный теплообмен и
других. В работах В.М. Фокина и Х. Уонга даны формулы, которые позволили рассчитать теплоотдачу, тепловой поток через корпус подшипникового узла [2,3]. Проведённое теоретическое исследование позволило учесть все известные факторы, которые оказывают влияние на температуру подшипникового узла дисковой бороны, и получить формулу для ее расчета:
Т р_(-) + +
Стр+га^ Cmp+tаF
^ CmP+tаF '
2
((Л(2^ (Н+ RV)- 2п RN))2)
( ^ \ Цф+агс^(1,155/Ь2#+^/ь1 У )_У_1
( (Л(2^ (Н+ RV)- 2п RN))2 )'
где Тр - температура подшипникового узла, °С; 1 - продолжительность работы, с;
Ь - коэффициент перевода момента трения Нмм в мощность Вт (Ь_1,05-10-4);
к - коэффициент перевода скорости движения дисковой бороны к частоте вращения подшипников мин-1 (к_16,66);
и - скорость движения дисковой бороны, км/ч; d - диаметр дисков, м;
£ - коэффициент, зависящий от типа подшипника и условий смазки (£з_4); V - кинематическая вязкость смазочного материала, мм2/с; Б0 - средний диаметр подшипника, мм;
£1 - коэффициент, зависящий от типа подшипника и силы его нагружающей (£~1_0,0005);
§1 - коэффициент, зависящий от соотношения радиальной и осевой сил нагружения подшипника
(§1_3,42);
Мг - момент затяжки винтов, Нм;
Хп - осевой натяг подшипников дисковой бороны, мм;
кЬ - количество винтов;
ф - угол подъема витка резьбы;
£ь2 - коэффициент трения области контакта винт-цилиндр; db - средний диаметр резьбы винтов, мм; Бьг - средний диаметр, мм;
£Ь1 - коэффициент трения области контакта винт-шайба; Яу - осевая сила нагружения от сопротивления почвы, Н; Бг - радиальная сила нагружения, Н;
У - коэффициент перевода радиальной силы нагружения подшипника в осевую силу нагружения,
определенный конструктивными особенностями подшипника;
Яг - радиальная сила нагружения, создаваемая массой дисковой бороны, Н;
Ях1 - радиальная сила нагружения от сопротивления почвы, Н;
С - теплоемкость стали, Дж/кг°С;
Шр - масса подшипникового узла, Н;
а - коэффициент теплоотдачи, Вт/°С;
Б - площадь поверхности корпуса подшипникового узла, м; Ту - температура воздуха, °С;
Е - коэффициент отношения теплопроводности (Е_100);
Ьк - средняя толщина стенки корпуса подшипникового узла, м;
X - коэффициент теплопроводности стали (Х=45 Вт/м°С);
Яу - внутренний радиус корпуса (Яу=0,055 м);
Н - ширина корпуса (Н=0,072 м);
Як - наружный радиус втулки (Як=0,03 м);
(4)
Результаты расчета по (4) позволили построить зависимость температуры подшипникового узла от скорости движения дисковой бороны, представленные на рис. 4, 5.
Рис. 4. Зависимость температуры подшипника от скорости движения дисковой бороны:
1 - подшипники с номинальным осевым зазором 0,0 мм; 2 - подшипники с допустимым осевым зазором 0,17 мм; 3 - подшипники с осевым зазором более 0,17 мм; 4 - подшипники с предварительным натягом 0,09 мм
Температура подшипникового узла зависит от величины осевого зазора или осевого натяга подшипника. По формуле определяется температура подшипникового узла в зависимости от величины осевого зазора или осевого натяга подшипника.
Рис. 5. Зависимость температуры подшипника дисковой бороны от продолжительности работы со скоростью
20 км/ч:
1 - подшипники с номинальным осевым зазором; 2 - подшипники с допустимым осевым зазором; 3 - подшипники с осевым зазором более 1,00 мм; 4 - подшипники с предварительным натягом 0,09 мм
Зависимости построены для продолжительности работы 30 мин., температуры воздуха 1°С. При расчете силы нагружения подшипника была взята максимальная сила нагружения от
сопротивления почвы при угле атаки дисковой батареи 18°. Для определения границы диапазона температуры подшипника при осевом натяге была взята максимальная сила нагружения, которую могут создать винты, крепящие крышку к корпусу. Крышка крепится к корпусу четырьмя винтами со стандартной крепежной резьбой, имеющей треугольный профиль.
Подшипники с номинальным осевым зазором, допустимым осевым зазором и осевым зазором 1,00 мм достигают теплового баланса через 2 часа работы. Подшипники с максимальным осевым натягом достигают теплового баланса через 4 часа работы. Тепловой баланс считается достигнутым, когда скорость нагрева подшипника дисковой бороны не превышает 1°С за 10 мин. работы.
Использование формул (1), (2), (3), (4) позволило получить формулу, определяющую разницу между температурой области контакта манжета-вал ЛТрм (°С) и температурой корпуса подшипникового узла:
2
ЛТрм=(——- 1 жа) )+
у cmp+taf
Cmp+taF
аРТу}+ТутуС
^ Cmp>+taF Сту+гаР '
(5)
, ТутуС ^ ^Cmy+tayFy),
где ту - масса вала, кг; п - частота вращения, мин-1; г - радиус вала, м; д - удельная сила трения, Н/м.
Использование теоретической модели (5) позволило получить граничное условие, которое разделяет такие технические состояния подшипника, как осевой зазор и предварительный осевой натяг после 30 мин. работы дисковой бороны:
если (Тр - Ту)>+1, то в подшипнике предварительный натяг; если (Тр - Ту)<+1, то в подшипнике осевой зазор, где Тр - температура поверхности подшипникового узла, °С; Ту - температура области контакта манжета-вал, °С
При номинальном осевом зазоре температура корпуса подшипникового узла выше температуры области контакта манжета-вал на 1°С. При осевом зазоре подшипника выше номинального температура поверхности корпуса подшипникового узла превышает температуру области контакта манжета-вал менее, чем на 1°С. При осевом натяге в подшипнике температура поверхности корпуса подшипникового узла больше температуры области контакта манжета-вал более чем на 1°С.
В результате теоретических исследований получено два диагностических параметра, позволяющих оценивать техническое состояние подшипника дисковой бороны:
1. Зависимость температуры подшипника дисковой бороны от продолжительности работы.
2. Зависимость разницы между температурой поверхности подшипникового узла и областью контакта манжета-вал от продолжительности работы.
Л и т е р а т у р а
1. Гост 8752-79. Манжеты резиновые армированные для валов. Технические условия. - Введ. 1981-01-01. -М.: ИПК Издательство стандартов, 1981. - 38с.
2. Тишкин Л.В., Ильин М.А., Ильин П.А. Теоретическое обоснование диагностических параметров оценки работоспособности подшипника дисковой бороны // Известия Санкт-Петербургского государственного аграрного университета. -2012 - №26. - С. 372-378.
3. Тишкин Л.В., Ильин М.А., Ильин П.А. Теоретические исследования рабочей температуры подшипника дисковой бороны// Известия Санкт-Петербургского государственного аграрного университета. -2011 - №24. - С. 307-311.
