CC BY
16
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального унiверситету залiзничного транспорту, 2018, № 2 (74)
НЕТРАДИЦ1ЙН1 ВИДИ ТРАНСПОРТУ. МАШИНИ ТА МЕХАН1ЗМИ
УДК 621.873: 0,1(0.75)
В. М. БОГОМАЗ1*, Л. Н. БОНДАРЕНКО2*, О. В. БОГОМАЗ3, М. Г. БРЫЛЁВА4
1 Каф. «Военная подготовка специалистов Государственной специальной службы транспорта», Днепропетровский национальный университет железнодорожного транспорта имени академика В. Лазаряна, ул. Лазаряна, 2, Днипро, Украина, 49010, тел. +38 (056) 373 19 09, эл. почта [email protected], ORCID 0000-0001-5913-2671
2 Каф. «Прикладная механика и материаловедение», Днепропетровский национальный университет железнодорожного транспорта имени академика В. Лазаряна, ул. Лазаряна, 2, Днипро, Украина, 49010, тел. +38 (056) 373 15 18,
эл. почта [email protected], ОЯСГО 0000-0002-2212-3058
3Каф. «Прикладная механика и материаловедение», Днепропетровский национальный университет железнодорожного транспорта имени академика В. Лазаряна, ул. Лазаряна, 2, Днипро, Украина, 49010, тел. +38 (056) 373 15 18, эл. почта [email protected], ОЯСГО 0000-0002-6400-3230
4Каф. «Прикладная механика и материаловедение», Днепропетровский национальный университет железнодорожного транспорта имени академика В. Лазаряна, ул. Лазаряна, 2, Днипро, Украина, 49010, тел. +38 (056) 373 15 18, эл. почта [email protected], ОЯСГО 0000-0001-6331-0880
ВЛИЯНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЙ КАЧЕНИЮ НА ДИНАМИКУ МЕХАНИЗМОВ ПОДЪЕМА ТРАНСПОРТИРУЮЩИХ МАШИН
Цель. Коэффициент трения качения в подшипниках определяет величину сопротивления вращению канатных барабанов механизмов подъема транспортирующих машин, что влияет на значение коэффициента полезного действия таких машин и, соответственно, на их динамику. Для уточнения величин коэффициента полезного действия (КПД) и скорости движения груза в работе необходимо аналитическим способом определить величину приведенного к цапфе коэффициента трения качения для шариковых подшипников барабана механизма подъема, а также оценить его влияние на динамику такого механизма. Методика. В работе применяются зависимости для определения коэффициента сопротивления шарикового подшипника канатного барабана механизма подъема при вращении его как внутренней, так и наружной обойм, а также расчетные схемы подшипника и барабана. Результаты. По итогам исследований приведены зависимости для определения скорости движения груза и коэффициента полезного действия механизма подъема транспортирующих машин с уточненным значением коэффициента сопротивления движению. Построены соответствующие графические зависимости для конкретного примера. Анализ полученных зависимостей и графиков позволяет сделать следующие выводы: 1) скорость опускания груза зависит от положения каната по длине барабана, уменьшаясь при приближении к середине; 2) приведенный к цапфе коэффициент трения подшипников барабана увеличивается с приближением каната к середине барабана; 3) КПД канатного барабана зависит от положения каната на барабане, уменьшаясь с приближением каната к середине барабана; 4) КПД подшипника зависит от того, какая обойма вращается: внутренняя или наружная, и разница зависит как от нагрузки на подшипник, так и от смазки, достигая более 3 % при ее отсутствии и 2 % - при жидкой смазке. Научная новизна. Авторы получили уточненные зависимости скорости подъема груза и КПД механизмов подъема, используя при этом зависимости по определению коэффициента сопротивления движения в подшипниках барабана. Практическая значимость. Полученные значения сопротивлений могут быть применены для уточненных расчетов механизмов подъема транспортирующих машин.
Ключевые слова: барабан; трение; сопротивление; подшипник; КПД - коэффициент полезного действия
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального унiверситету залiзничного транспорту, 2018, № 2 (74)
Введение
При статическом или динамическом расчете механизмов с качением обычно используют экспериментально полученные величины коэффициентов трения качения при расчете механизмов передвижения кранов, коэффициенты трения подшипников качения, приведенные к валу, (при расчете узлов с подшипниками качения), относительную величину сопротивления качению колес (при расчете подвижного состава поездов) и другие экспериментально полученные величины и зависимости.
Многими авторами было получено большое количество формул для определения сопротивлений качению. Но они обычно содержали величины, которые определялись экспериментально и определения их требует большего труда, чем определение самого сопротивления.
Аналитические зависимости не могли быть получены до решения основных задач о контактных напряжениях и деформациях методами теории упругости Г. Герца в 1881-1882 гг. Только через 60 лет после исследований Г. Герца Д. Табором [15] получены аналитические зависимости по определению коэффициентов трения качения при линейном и точечном контакте.
Д. Табором получены следующие зависимости для определения коэффициента трения качения:
- при линейном контакте:
к = — а, Ъ%
при точечном контакте:
, 3b
к = —а , 16
(1)
(2)
ента трения качения для крановых колес в [2, 11] найдены коэффициенты а .
Аналогично формулам (1) и (2) эти формулы получены в виде:
к = 2be~1,2R; 3к
к = ^be-°2R 16
(3)
(4)
где Ь - полуширина пятна контакта, определяемая согласно теории Г. Герца; а - коэффициент гистерезисных потерь.
Поскольку коэффициент а имеет молеку-лярно-механическую природу, то определить его для практического использования вряд ли возможно, поэтому эти формулы не имеют практического применения.
При использовании формул (1)-(2) и при хорошо апробированных величинах коэффици-
где Я - радиус катящегося тела качения в метрах.
Естественно, эти формулы пригодны для металлов, а для других материалов требуют уточнений. Проблемы определения коэффициента сопротивления качению и его влияния на динамику механизмов подъема, а также задачи, связанные с ними, рассматривались в разной мере в работах разных авторов [1, 3, 7, 9, 10, 12, 13, 14].
Цель
Определить аналитическим способом величину приведенного к цапфе коэффициента трения качения для подшипниковых подшипников, а также оценить его влияние на динамику механизмов подъема.
Методика
Используется рассчетно-аналитический метод. В шариковых подшипниках (примерно в равных случаях) могут вращаться как внутренняя, так и наружная обоймы. Несмотря на это в справочной литературе приводится только одна величина приведенного к валу коэффициента трения.
Рассмотрим случай, когда вращается внутренняя обойма подшипникового подшипника.
На рис. 1 приведена схема рассматриваемого шарикоподшипника. Приложенная к валу сила Q через внутреннее кольцо передается подшипникам, которые нагружаются неравномерно. Наибольшую нагрузку воспринимает подшипник с центром, расположенным на линии действия силы Q, а наименьшую - с центром на линии, перпендикулярной Q . Нагрузку воспринимают только те шарикоподшипники, которые располагаются ниже горизонтального
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального ушверситету залiзничного транспорту, 2018, N° 2 (74)
диаметра. Силы Р, координированные углом у. относительно линии действия силы Q, будем считать симметричными.
Рис. 1. Принятые обозначения к расчету шарикоподшипника
Fig. 1. Accepted designations for the calculation of the ball bearing
Нагрузка, приходящая на наиболее загруженный подшипник [5, 6, 8]:
P _ 5Q, Z _ 2,9D+
Z
D - d
На один боковой шарик действует сила:
3/2
Po = PoCOS уг .
(5)
(6)
bob _ 1,397пв P--1-, (7)
, в1 E 2/гш- 1/гж+1/Гв, ()
где ивв - величина, зависящая от отношения коэффициентов А и В уравнения эллипса каса-
- ~1 г,,, к„ I
; гш - радиус шарика; гж - ра-
ния B
внутренней обоймы, гв = 0,15 (.О - ).
При известной величине ЪоЬ коэффициент трения качения найдется из формулы (4):
_ 3bob е~0,2гш к0Ь ^^е
(8)
а сопротивление качению наиболее загруженного шарика по внутренней обойме
W _ Kb Ро
'ob--
(9)
Полуширина пятна контакта наиболее загруженного шарика с наружной обоймой:
h _ 1,397п
P _
E ' 2
1
11
(10)
где ивн - величина, зависящая от отношения коэффициентов уравнения эллипса касания
(1 -1 А _ V Гш Гж
в ~гтг
Рассмотрим случай, когда вращается внутренняя обойма шарикоподшипника (при неподвижной наружной).
Получив нагрузки на подшипники и приняв их размеры, определим сопротивления качению наиболее загруженного шарикоподшипника по внутренней и наружной обоймам, рассчитаем сначала полуширину пятна контакта. При одинаковых коэффициентах Пуассона подшипников и обоймы, которые равны 0,3, а также равенстве их модулей упругости [5], полуширина пятна контакта равна:
- радиус беговой дорожки
наружной обоймы, гн = г0 + 3гш.
Коэффициент трения качения и сопротивления качению найдены по формулам (8) и (9)
при замене Ъ0ъ на Ъон и каъ на кон .
Сопротивление качению боковых подшипников по внутренней и наружной обоймам находится из формул (6) - (10) при замене Р0
на Р.
Для определения коэффициента трения подшипника качения, приведенного к цапфе, найдем работу сил трения качения по внутренней и наружной обоймам на расстоянии, равном длине беговой дорожки на одном повороте, т.е. Ь = 2пгв:
А = (£Щ, +2ЖН ) 2пГв.
Работа условной силы ^, приложенной к радиусу цапфы г0 : А = 2пга цвQ. Приравняв работы, получим силу трения качения по внутренней обойме:
диус желоба; rB - радиус беговой дорожки
F _
+ZWH) r
ш
3
Г
Г
о
в
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального ушверситету з^зничного транспорту, 2018, N° 2 (74)
откуда коэффициент скольжения по внутренней обойме:
^в =
(ZW +Zwh ) г r0Q
(11)
, - сопротивление качению по внутренней и наружной обойме.
Теперь рассмотрим случай, когда вращается наружная обойма шарикового подшипника.
Существенным отличием от предыдущего случая является то, что, если в первом случае шарики за один оборот не доходили по наружной обойме расстояния на ЛЬ = 2тс(гн — гв), то в этом случае на этом отрезке шарики будут скользить по внутренней обойме (ввиду большего их сопротивления качению по наружной обойме, являющегося движущей силой скольжения).
По аналогии с первым случаем, но с учетом скольжения шариков, работа сил трения по наружной обойме:
А = 2я[(гв 2ЖВ + Гн ЩТн ) + (Гн — Гв )Ц(ЯД] . Аналогично формуле (11) запишем формулу для определения приведенного к цапфе коэффициента сопротивления подшипника при вращении наружной обоймы:
Нн =
+ rH ZWH + (rH - Гв )^CKQ
r0Q :
(12)
где цск - коэффициент трения скольжения между шариком и обоймой.
Результаты
Рассмотрим пример расчета механизма подъема с подшипниками, в которых вращается внутренняя или наружная обойма. При этом проведем исследование влияния сопротивления качению подшипников на скорость опускания груза.
Рассмотрим следующую задачу. Груз массой Q подвешен на нерастяжимом канате. Момент инерции барабана I, радиус барабана Я, погонная масса каната д . Определим скорость груза при длине каната х (рис. 2), если в начальный момент скорости груза V = 0, а длина свисающей части каната равна х0 [6].
Рис. 2. Расчетная схема механизма подъема при подшипниках с вращением: б - внутренней и в - наружной обойм опорных подшипников
Fig. 2. The design scheme of the lifting mechanism for bearings with the rotation: b - inner and c - outer holders of the bearings
Для решения задачи с учетом трения на оси барабана предположим, что ось опирается на два подшипника. При этом канат может менять положение по длине барабана так, что нагрузка на один подшипник может меняться от 0 до Q .
Максимальную нагрузку на один подшипник примем равной Q = 50 кН, которой соответствует подшипниковый подшипник N 313 со статической нагрузкой QCT = 5400 кг, D = 140 мм, = 65 мм (рис. 1).
Остальные данные примем следующими [4]: радиус барабана R = 250 мм, x0 = 0,5 м, x = 6 м, диаметр подшипников (без округления до стандартного) = 0,3 (D - ) мм, радиус жолоба беговой дорожки гж = 0,515dm = 11,6 мм,
2,9(D+^) _
количество подшипников Z = —^—= 8
{D-d0)
при угле между шариками у = 45°.
Нагрузка на наиболее загруженный шарик:
P = 5Q = 30 кН. o Z
На один боковой шарик:
P = Po cos3/2y= 23,8 кН.
Сопротивления качению центрального и двух боковых подшипников рассчитываются по формулам (7) - (10) и их зависимости от положения каната на барабане показаны на рис. 3.
в
r
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального ушверситету залiзничного транспорту, 2018, № 2 (74)
Рис. 3. Зависимость сопротивлений качению подшипников от положения каната на барабане:
1 - по внутренней обойме, 2 - по наружной обойме, 3 - суммарное, We + WH = W
Fig. 3. The dependence of rolling resistance of balls on the position of the rope on the drum:
1 - on the inner cage, 2 - on the outer cage,
3 - total, W + W = W
Коэффициент трения подшипников, приведенный к валу (оси) барабана согласно формулам (11) и (12) при положении каната на барабане, соответствующем 0; 0,25; 0,75; 0,5 • L составит соответственно:
- при вращении внутренней обоймы
цв = 0,0480; 0,0493; 0,0711;
- при вращении наружной обоймы
Рн
= 0,0946; 0,1328; 0,1953
(скольжение подшипников без отсутствия смазки).
Зависимость коэффициента трения подшипника, приведенного к валу, от положения каната показана на рис. 4. Там же показаны коэффициенты трения скольжения стали по стали при разных способах смазки и рекомендуемая величина приведенного к цапфе коэффициента трения для шарикоподшипника.
Аналитического выражения для определения м>е и ^, очевидно, не существует, ввиду отсутствия выражения для определения коэффициента трения качения. Без указания на его величину при равенстве коэффициента для беговых дорожек внутренней и наружной обойм, независимо от нагрузки на шарик, такое выражение приведено в [4]. Таким образом,
Ь4к у+—)
r„ г„.
Рис. 4. Зависимость коэффициента трения подшипника № 313 приведенного к валу, от положения каната на барабане (нагрузки на подшипник) при вращении:
1 - внутренней обоймы; 2 - наружной обоймы при коэффициенте трения скольжения подшипника по внутренней обойме Ц = 0,05 (смазка в масляной ванне);
3 - то же при Ц = 0,15 ( смазка отсутствует);
5 - без учета скольжения подшипников по обойме; область а - рекомендуемые величины коэффициентов трения скольжения; область б - рекомендуемые величины приведенного коэффициента для шарикоподшипников.
Fig. 4. Dependence of the friction coefficient of bearing No. 313 reduced to the shaft from the position of the rope on the drum (load on the bearing):
1 - on the inner cage; 2 - the outer cage at a coefficient of sliding friction of the bearing along the inner cage, Ц = 0.05 (lubricant in the oil bath); 3 - the same at
Ц = 0.15 (no lubricant); 5 - without sliding of bearings along the cage; а - recommended values of sliding friction coefficients; area b - recommended values of the reduced coefficient for ball bearings.
Дополнительное отсутствие в этой формуле радиуса беговой дорожки наружной обоймы указывает на возможную большую погрешность при определении коэффициента.
Подстановка величины кл = 0,133 мм при Pa = 30 кН и принятых величин г0, гв, гш дает величину ц=0,028, что не соответствует ни полученным величинам цв = 0,043 , цн = 0,094, ни рекомендуемой величине ц = 0,01...0,015 для шарикоподшипников.
Для решения поставленной задачи запишем выражение, определяющее кинетическую энергию системы в текущем положении, и приравняем её к работе внешних сил с учетом трения и с учетом того, что в начальный момент
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального унiверситету залiзничного транспорту, 2018, № 2 (74)
T _ 0. Таким образом, получим:
Т - Ae -Т 2 _ ^12 _
Отсюда
^ + ^ _ Q ■ ^ ■ (1 ■ (X - Хо).
2
2R2
R
v _
2Qg (1 ■ (x - xo)
_R_
Q+Л
(13)
V,m/C 7,70
7,45
lSS Zsc
■Ч V
Л/
vV, — _/ К
°s93
0,37
0,96 0,95 0t3<r
0
1
0,Z5 OtS
О 75 f *ix
1 + ц
do
Dr
[10].
(14)
Рис. 5. Зависимости скорости опускания груза и КПД системы от положения каната на барабане:
1,1' - v и ^ при вращении внутренней обоймы;
2, 2', 3, 3', 4, 4' - v и ^ при вращении наружной
обоймы и коэффициентах трения скольжения между шариками и обоймой 0,05; 0,1; 0,15 соответственно
Fig. 5. Dependences of the speed of lowering the load and the efficiency of the system
from the position of the rope on the drum:
1, 1'- v and ^ at the rotation of the inner cage;
2, 2', 3, 3', 4, 4 - v and ^ when the outer cage
is rotated and the sliding friction coefficients between
the balls and the cage are 0.05; 0.1; 0.15 respectively
На рис. 5 аналогично рис. 4 показаны скорости и коэффициента полезного действия (далее - КПД, обозначен штриховыми линиями) механизма в зависимости от положения каната на барабане. КПД могут быть получены из составляющей подкоренного выражения:
Таким образом, при Ьб = 0 значение КПД, найденного по формуле (14) соответствует величине КПД канатного блока, рекомендуемого в справочной литературе ^ = 0,98...0,97 на подшипниках качения при полученной величине цв = 0,987; 0,986; 0,980 и ^ = 0,974; 0,973 и 0,966 в зависимости от смазки.
Научная новизна и практическая значимость
С помощью зависимости по определению коэффициента сопротивления движения в подшипниках барабана получены уточненные зависимости скорости подъема груза и коэффициента полезного действия механизмов подъема.
Используемые полученные значения сопротивлений могут быть применены для уточненных расчетов механизмов подъема транспортирующих машин.
Выводы
Анализ полученных зависимостей и графиков позволяет сделать следующие выводы и предположения:
- скорость опускания груза зависит от положения каната по длине барабана, уменьшаясь при приближении к его середине;
- приведенный к цапфе коэффициент трения подшипников барабана увеличивается с приближением каната к середине барабана;
- КПД канатного барабана зависит от положения каната на барабане, уменьшаясь с приближением каната к середине барабана;
- КПД подшипника зависит от того, какая обойма вращается: внутренняя или наружная разница зависит как от нагрузки на подшипник, так и от смазки, достигая более 3 % при ее отсутствии и 2 % - при жидкой смазке.
ц _ 1 -ц-°-R
[9]
или
1
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального ушверситету залiзничного транспорту, 2018, № 2 (74)
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Вплив коефщента тертя ковзання та кута обхвату колодкою та стрiчкою гальмiвного шк1ва на рiвнова-гу важшьно! системи / В. М. Богомаз, М. Г. Брильова, Л. М. Бондаренко, К. Ц. Главацький // Вюн. нац. ун-ту водного госп-ва та природокористування : Технiчнi науки : зб. наук. пр. - Рiвне, 2015. - № 2. -С. 120-125.
2. Довбня, М. П. Теоретичне визначення сили ковзання при коченш / М. П. Довбня // Проблеми трибо-логп. - 2002. - № 2. - С. 103-106.
3. Ковальский, Б. С. Потери на блоках канатных полиспастов / Б. С. Ковальский // Строительные и дорожные машины. - 1986. -№ 8. - С. 34-37.
4. Кожевников, С. Н. Теория машин и механизмов / С. Н. Кожевников. - Москва : Машиностроение, 1969. - 584 с.
5. Механика. Сопротивление материалов (теория и практика) : учеб. пособие / О. М. Болтенкова, О. Ю. Давыдов, В. Г. Егоров, С. В. Ульшин. - Воронеж : Изд-во ВГУИТ, 2013. - 121 с.
6. Прикладная механика : учеб. пособие / Х. С. Гумерова, Н. П. Петухов, В. М. Котляр, С. Г. Сидорин. -Казань : Изд-во КНИТУ, 2014. - 142 с.
7. Применение и прочность полимерных материалов при изготовлении и ремонте машин и оборудования / Б. А. Грязнов [и др.]. - Киев : Ин-т проблем прочности имени Г. С. Писаренко НАН Украины, 2013. -296 с.
8. Синенко, Е. Г. Механика : учеб. пособие / Е. Г. Синенко, О. В. Конищева. - Красноярск : Изд-во СФУ, 2015. - 236 с.
9. Способ определения мощности привода механизма передвижения мостового крана при учете трения качения / В. М. Богомаз, Л. М. Бондаренко, К. Ц. Главацкий, К. О. Сокол // Наука та прогрес транспорту. - 2015. - № 5 (59). - С. 123-131. doi: 10.15802/stp2015/55335.
10. Справочник по кранам : в 2 т. / М. П. Александров, М. М. Гохберг, А. А. Ковин [и др.]. - Ленинград : Машиностроение, 1988. - Т. 2. - 559 с.
11. Яковлев, С. А. Соотношения между показателями сопротивления качению и скольжению в узлах машин / С. А. Яковлев, Л. Н. Бондаренко // Прнич^ будiвельнi, дорожш та мелюративш машини : зб. наук. пр. / Ки!в. нац. ун-т буд-ва i архггектури. - Ки!в, 2003. - Вип. 62. - С. 88-92.
12. A general friction model of discrete interactions for tendon actuated dexterous manipulators / A. Gao, Y. Zou, Z. Wang, H. Liu // J. of Mechanisms and Robotics. - Vol. 9. - Iss. 4. - 2017. - P. 041019. doi: 10.1115/1.4036719.
13. Makhkamov, K. Kh. Energy analysis of wear of sliding friction units / K. Kh. Makhkamov // J. of Friction and Wear. - 2017. - Vol. 38. - Iss. 2. - P. 168-172. doi: 0.3103/s1068366617020143.
14. Rahaman, M. L. Size effect on friction and wear mechanisms of bulk metallic glass / M. L. Rahaman, L. Zhang // Wear. - 2017. - Vol. 376-377. - P. 1522-1527. doi: 10.1016/j.wear.2017.01.068.
15. Tabor, D. The mechanism of rolling friction. II. The elastic range / D. Tabor // Proceedings of the Royal Society A: Mathematical, Physical and Engineering Sciences. - 1955. - Vol. 229. - Iss. 1177. - P. 198-220. doi: 10.1098/rspa.1955.0082.
В. М. БОГОМАЗ1*, Л. М. БОНДАРЕНКО2*, О. В. БОГОМАЗ3, М. Г. БРИЛЬОВА4
1 Каф. «Вшськова тдготовка спещалютав Державно! спещально! служби транспорту», Дшпропетровський нащональний ушверситет залiзничного транспорту iменi академжа В. Лазаряна, вул. Лазаряна, 2, Дтпро, Украша, 49010,
тел. +38 (056) 373 19 09, ел. пошта [email protected], ORCID 0000-0001-5913-2671
2 Каф. «Прикладна механжа та матерiалознавство», Дтпропетровський нащональний ушверситет залiзничного транспорту iменi академжа В. Лазаряна, вул. Лазаряна, 2, Дтпро, Украша, 49010, тел. +38 (056) 373 15 18,
ел. пошта [email protected], ORCID 0000-0002-2212-3058
3Каф. «Прикладна механжа та матерiалознавство», Дтпропетровський нащональний ушверситет залiзничного транспорту iменi академжа В. Лазаряна, вул. Лазаряна, 2, Днгпро, Украша, 49010, тел. +38 (056) 373 15 18, ел. пошта [email protected], ORCID 0000-0002-6400-3230
4Каф. «Прикладна механжа та матерiалознавство», Днгпропетровський нащональний ушверситет залiзничного транспорту iменi академжа В. Лазаряна, вул. Лазаряна, 2, Днгпро, Украша, 49010, тел. +38 (056) 373 15 18, ел. пошта [email protected], ORCID 0000-0001-6331-0880
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального ушверситету залiзничного транспорту, 2018, № 2 (74)
НЕТРАДИЩЙШ ВИДИ ТРАНСПОРТУ. МАШИНИ ТА МЕХАШЗМИ
ВПЛИВ ОПОРУ КОЧЕННЮ НА ДИНАМ1КУ МЕХАН1ЗМ1В П1ДЙОМУ ТРАНСПОРТУЮЧИХ МАШИН
Мета. Коефщент тертя кочення в тдшипниках визначае величину опору обертанню канатних барабанiв механiзмiв пвдйому транспортуючих машин, що впливае на значения коефщента корисно! дп (ККД) таких машин та, вщповвдно, на !х динамжу. Для уточнення величин коефiцiента корисно! до та швидкостi руху вантажу необхвдно аналiтичним способом визначити величину приведеного до цапфи коефiцiента тертя кочення для кулькових подшипников барабана механiзму пiдйому, а також оцiнити його вплив на динам^ такого механiзму. Методика. В робот наводяться залежиостi для визначення коефщента опору кулькового пiдшипника канатного барабана мехашзму пiдйому при обертаннi його як внутршньо!, так i зовтшньо! обойм, а також розрахунковi схеми тдшипника i барабана. Результати. В робот наведенi залежностi для визначення швидкосл руху вантажу i коефдоента корисно! дi! механiзму пiдйому транспортуючих машин iз уточненим значенням коефщента опору руху. Побудовано вiдповiднi графiчнi залежиостi для конкретного прикладу. Аналiз отриманих залежностей та графiкiв дозволяе зробити наступш висновки: 1) швидшсть опускання вантажу залежить вiд положення каната по довжинi барабана, зменшуючись при наближеннi до середини; 2) приведений до цапфи коефдоент тертя шдшипнишв барабана збiльшуеться з наближенням каната до середини барабана; 3) ККД канатного барабана залежить вщ положення каната на барабаш, зменшуючись iз наближенням каната до середини барабана; 4) ККД тдшипника залежить вщ того, яка обойма обертаеться: внутршня або зовшшня, i рiзниця залежить як вщ навантаження на пiдшипник, так i змащення, досягаючи бiльш 3 % при и вiдсутностi та 2 % - при рiдкому мастилт Наукова новизна. Автори отримали уточнен залежиостi швидкостi пiдйому вантажу i ККД механiзмiв пiдйому, використавши при цьому зале-жностi по визначенню коефiцiента опору руху в тдшипниках барабана. Практична значимкть. Отриманi значення опорiв можуть бути використанi для уточнених розрахуншв механiзмiв пiдйому транспортуючих машин.
Ключовi слова: барабан; тертя; отр; подшипник; ККД - коефiцiент корисно! дп
V. M. BOHOMAZ1*, L. M. BONDARENKO2*, O. V. BOHOMAZ3, M. G. BRYLYOVA4
1 Dep. «Military Training of Specialists of the State Special Service of Transport», Dnipropetrovsk National University of Railway Transport named after Academician V. Lazaryan, Lazaryan St., 2, Dnipro, Ukraine, 49010, tel. +38 (056) 373 19 09, e-mail [email protected], ORCID 0000-0001-5913-2671
2 Dep. «Applied Mechanics and Material Science», Dnipropetrovsk National University of Railway Transport named after Academician V. Lazaryan, Lazaryan St., 2, Dnipro, Ukraine, 49010, tel. +38 (056) 373 15 18,
e-mail [email protected], ORCID 0000-0002-2212-3058
3Dep. «Applied Mechanics and Material Science», Dnipropetrovsk National University of Railway Transport named after Academician V. Lazaryan, Lazaryan St., 2, Dnipro, Ukraine, 49010, tel. +38 (056) 373 15 18, e-mail [email protected] ORCID 0000-0002-6400-3230
4Dep. «Applied Mechanics and Material Science», Dnipropetrovsk National University of Railway Transport named after Academician V. Lazaryan, Lazaryan St., 2, Dnipro, Ukraine, 49010, tel. +38 (056) 373 15 18, e-mail [email protected] ORCID 0000-0001-6331-0880
EFFECT OF RESISTANCE TO ROLLING ON THE DYNAMICS OF THE LIFTING MECHANISMS OF THE TRANSPORTING MACHINES
Purpose. Coefficient of rolling friction in bearings determines the amount of resistance to rotation of rope drums of the lifting mechanisms of transporting machines, which affects the value of the efficiency of such machines and their dynamics accordingly. To clarify the values of the efficiency and the speed of cargo, it is necessary to determine analytically the amount of rolling friction coefficient for the ball bearings of the lifting mechanism drum, reduced to a pin, and also to evaluate its influence on the dynamics of such a mechanism. Methodology. In the paper, dependences are given for determining the coefficient of resistance of the ball bearing of the cable drum of the lifting mechanism when it is rotated by both the inner and outer cages, as well as the design schemes of the bearing and drum. Findings. According to the results of research the dependences for definition of cargo movement speed and efficiency of the lifting mechanism of transporting cars with the specified value of movement resistance coefficient are presented. The corresponding graphical dependencies for a concrete example are constructed. Analysis of the obtained dependencies and graphs allows us to draw the following conclusions: 1) the rate of lowering the load de-
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального ушверситету залiзничного транспорту, 2018, № 2 (74)
pends on the position of the rope along the length of the drum, decreasing as it approaches its middle; 2) the coefficient of friction of the bearings of the drum reduced to the pin increases as the rope approaches the middle of the drum; 3) the efficiency of the rope drum depends on the position of the rope on the drum, decreasing as the rope approaches the middle of the drum; 4) the efficiency of the bearing depends on whether the holder rotates: internal or external, and the difference depends on both the load on the bearing and the lubricant, reaching more than 3% in its absence and 2% - with liquid lubrication. Originality. The authors obtained more accurate dependences of the lifting speed of the load and the efficiency of the lifting mechanisms, using, in this case, the dependences determined by the drag coefficient in the drum bearings. Practical value. The obtained values of resistances can be used for refined calculations of the lifting mechanisms of transporting machines.
Key words: drum; friction; resistance; bearing; efficiency
REFERENCES
1. Bogomas, V. M., Brilyova, M. G., Bondarenko, L. M., & Glavatskij, K. C. (2015). Vplyv koefitsiienta tertia kov-zannia ta kuta obkhvatu kolodkoiu ta strichkoiu halmivnoho shkiva na rivnovahu vazhilnoi systemy. Bulletin of National University of Water and Environmental Engineering. Technical Sciences, 2, 120-125. (in Ukranian)
2. Dovbnia, M. P. (2002). Teoretychne vyznachennia syly kovzannia pry kochenni. Problems of Tribology, 2, 103-106. (in Ukranian)
3. Kovalskiy, B. S. (1986). Poteri na blokakh kanatnykh polispastov. Construction and Road Building Machinery, 8, 34-37. (in Russian)
4. Kozhevnikov, S. N. (1969). Teoriya mashin i mekhanizmov. Moscow: Mashinostroenie. (in Russian)
5. Boltenkova, O. M., Davydov, O. Y., Yegorov, V. G., & Ulshin, S. V. (2013). Mekhanika. Soprotivlenie mate-rialov (teoriya i praktika): Uchebnoe posobie. Voronezh: Voronezh State University of Engineering Technologies. (in Russian)
6. Gumerova, K. S., Petukhov, N. P., Kotlyar, V. M., & Sidorin, S. G. (2014). Prikladnaya mekhanika: Uchebnoe posobie. Kazan: Kazan National Research Technological University. (in Russian)
7. Gryaznov, B. A., Bukhtiyarov, V. K., Kakuevitskiy, V. A., Aronovich, D. A., & Nalimov, Y. S. (2013). Primenenie i prochnost polimernykh materialov pri izgotovlenii i remonte mashin i oborudovaniya. Kyiv: G. S. Pisarenko Institute for Problems of Strength of the National Academy of Sciences of Ukraine. (in Russian)
8. Sinenko, Y. G., & Konishcheva, O. V. (2015). Mekhanika: Uchebnoe posobie. Krasnoyarsk: Izdatelstvo SFU. (in Russian)
9. Bohomaz, V. M., Bondarenko, L. M., Hlavatskyi, K. T., & Sokol, K. O. (2015). Method of the drive power determination of the mechanisms of the bridge crane movement considering the rolling friction. Science and Transport Progress, 5(59), 123-131. doi: 10.15802/stp2015/55335. (in Russian)
10. Aleksandrov, M. P., Gokhberg, M. M., Kovin, A. A., Kulkova, N. N., Mazover, I. S., Nevzorov, L. A., & ... Sokolov S. A. (1988). Spravochnik po kranam (Vol. 1-2). Kharakteristiki i konstruktivnye skhemy kranov. Kranovye mekhanizmy, ikh detali i uzly. Tekhnicheskaya ekspluatatsiya kranov (Vol. 2). Moscow: Mashi-nostroenie. (in Russian)
11. Yakovlev, S. A., & Bondarenko, L. N. (2003). Sootnosheniya mezhdu pokazatelyami soprotivleniya kacheniyu i skolzheniyu v uzlakh mashin. Girnuchi, budivelni, dorozhni ta meliorativni mashini, 62, 88-92. (in Russian)
12. Gao, A., Yun, Z., Zhidong, W., & Hao, L. (2017). A general friction model of discrete interactions for tendon actuated dexterous manipulators. Journal of Mechanisms and Robotics, 9(4), 041019. doi: 10.1115/1.4036719. (in English)
13. Makhkamov, K. K. (2017). Energy analysis of wear of sliding friction units. Journal of Friction and Wear, 38 (2), 168-172. doi: 0.3103/s1068366617020143. (in English)
14. Rahaman, M. L., & Zhang, L. (2017). Size effect on friction and wear mechanisms of bulk metallic glass. Wear, 376-377, 1522-1527. doi: 10.1016/j.wear.2017.01.068. (in English)
15. Tabor D. (1955). The mechanism of rolling friction: The elastic range. Proceedings of the Royal Society A: Mathematical. Physical and Engineering Sciences, 229(1177), 198-220. doi: 10.1098/rspa.1955.0082. (in English)
Статьярекомендована к публикации д.т.н., проф. С. В. Ракшой (Украина)
Поступила в редколлегию: 09.01.2018
Принята к печати: 03.04.2018
