Динаміка взаємодії багатопарних фрикційних вузлів стрічково-колодкового гальма

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Для стрічково-колодкових гальм бурових лебідок, які мають фрикційні вузли різного типу, інтервал зміни середніх питомих навантажень складає 0,3-1,2 МПа, початкових швидкостей ковзання 1,0-20,0 м/с та температури поверхонь тертя можуть змінюватися від 100,0 до 1000,0 С. Режим роботи стрічково-колодкових гальм бурових лебідок є аперіодично циклічними. Особливістю їхньої роботи є нерівномірна навантаженість по дузі охоплення стрічкою гальмівного шківа, викликаною величиною співвідношення SН/SЗ5 (де SН, SЗ зусилля натягів набігаючої та збігаючої гілки гальмівної стрічки), яке визначається самою конструкцією різних типів фрикційних вузлів. Ця обставина призводить до того, що величина створюваного моменту набігаючої та збігаючої гілки гальмівної стрічки суттєво відрізняються. У процесі роботи гальма вказана нерівномірність навантаження по фрикційним накладкам дещо згладжується, так як відбувається їхнє припрацювання.

З вищенаведеного випливає, що фрикційні вузли стрічково-колодкових гальм необхідно розвантажувати з метою покращення їхньої ефективності та підвищення зносо-фрикційних властивостей пар тертя. Одним з шляхів є використання багатопарних фрикційних вузлів, у яких працюють дві поверхні (зовнішня та внутрішня) фрикційних накладок, відповідно, з внутрішньою поверхнею гальмівної стрічки та з робочою поверхнею гальмівного шківа.

Наявність двох поверхонь взаємодії, тобто внутрішніх та зовнішніх пар тертя, які вступають у роботу на різних стадіях гальмування, які піддаються дії однакового нормального навантаження при зміні фактичної площі взаємодії (змінного динамічного коефіцієнта взаємного перекриття внутрішніх та зовнішніх пар тертя) призводить до збільшення коефіцієнта тертя, а відповідно, і сили тертя. Це випливає з того, що дві поверхні навантажені, кожна силою N, і мають за всіх інших умов завжди більшу площу взаємодії у внутрішніх та зовнішніх парах тертя, ніж одна поверхня, яка рівна сумі та навантаженої силою 2 N. При цьому необхідно врахувати той факт, що у фрикційних вузлах з рухомими накладками їхні зовнішні поверхні переміщуються відносно внутрішньої поверхні гальмівної стрічки, а внутрішні поверхні фрикційних накладок та гальмівного шківа переміщуються відносно одне одного.

При цьому фрикційні накладки можуть бути посажені з натягом за рахунок їхнього підпружинювання на робочу поверхню гальмівного шківа. Динаміка взаємодії таких багатопарних фрикційних вузлів стрічково-колодкового гальма розглянута у роботах [1, 2].

Як відзначалося у роботах [3, 4] даному типу фрикційних вузлів стрічково-колодкового гальма притаманні деякі недоліки: при експлуатації гальма необхідно суворо дотримуватися обмежень значень його основних експлуатаційних параметрів, при інтенсивному спрацюванні робочих поверхонь накладки, можливі їхні поломки, а вихід з ладу з'єднувальних елементів призведе до розпаду бандажа, складеного з накладок. Тому, в роботах [3, 4] і була запропонована нова конструкція фрикційних вузлів стрічково-колодкового гальма. Конструкція має ту особливість, що нижня частина поверхні фрикційної накладки введена у взаємодію з гальмівним шківом з допомогою з'єднання “ластівчин хвіст”. На шківі фрикційні накладки можуть бути встановлені як з зазором, так і без зазору між собою. Зупинимося на динамічних процесах, які мають місце у даному типі багатопарних фрикційних вузлах гальма.

1. Сили тертя у фрикційних вузлах з парами тертя.

Внутрішніми з опуклими поверхнями. Визначимо сили тертя у внутрішній парі тертя “внутрішня поверхня фрикційної накладки робоча поверхня гальмівного шківа” у будь-якому поперечному перерізі фрикційного вузла гальма. На фрикційну накладку діє рівнодійна нормальна сила N, яка створюється під час процесу гальмування, коли SН-SЗ=S (де SН, SЗ натяги набігаючої та збігаючої гілки гальмівної стрічки).

У зв'язку з тим, що закономірність розподілу питомих навантажень вздовж ширини гальмівного шківа невідома, приймаємо, що вона є сталою, тобто p=const.

На рис.1 використані наступні позначення: RK радіус кривизни спряжених поверхонь шківа та накладки; центральний кут дуги радіуса RK; b ширина фрикційної накладки.

Замінимо рівномірно розподілене питоме навантаження (р) двома рівнодійними силами N', точки прикладення яких розташовані під кутом /4 від середньої точки поверхні шківа.

З умови рівноваги

.

Сила тертя на поверхні фрикційного контакту в цьому випадку рівна:

FТ=2N'f1, (1)

де f1 коефіцієнт тертя ковзання між поверхнями шківа та накладки.

Після підстановки в залежність (1) отримуємо:

Рис. 1

, (2)

де зведений коефіцієнт тертя ковзання між поверхнями шківа та накладки.

Таким чином, за рахунок виконання опуклими спряженими поверхнями шківа та накладок вздовж їхньої ширини коефіцієнт тертя ковзання збільшується у залежності від величини центрального кута .

Зовнішніми та внутрішніми. На відміну від фрикційного вузла, у якому накладки пружно з'єднані між собою, при визначенні зусиль натягів гальмівної стрічки та гальмівного моменту при не з'єднаних між собою накладках необхідно враховувати їхні сили інерції. Сили, що діють на фрикційну накладку, яка з'єднана зі шківом з допомогою з'єднання “ластівчин хвіст”, зображені на рис. 2. На рис. 2 використані наступні позначення: FТ 1, FТ 2 сили тертя у внутрішніх та зовнішніх парах тертя гальма; N1, N2 рівнодійні питомих навантажень на внутрішні та зовнішні робочі поверхні фрикційної накладки; Ft, Fr дотична та відцентрова сила інерції накладки; R0, R, R1 радіуси: зовнішньої та внутрішньої поверхонь накладки та її середній.

При обертанні гальмівного шківа зі швидкістю виникає відцентрова сила інерції накладки:

гальмівний шків фрикційний колодковий

, (3)

де m, G маса та вага накладки; g прискорення вільного падіння.

У порівнянні з питомими навантаженнями, які виникають в зовнішніх парах тертя вага фрикційної накладки є малою величиною, тому при описі експлуатаційних параметрів гальма нею нехтуємо.

Сила тертя на зовнішній поверхні накладки визначається за залежністю:

FТ 2 =Si+1 -Si,

де Si+1, Si зусилля натягу на набігаючій та збігаючій гілках гальмівної стрічки і-ої накладки фрикційного вузла гальма.

Рівнодійна питомих навантажень на зовнішніх парах тертя фрикційного вузла гальма:

. (4)

З умови рівноваги фрикційної накладки знаходимо

N1=-N2+Fn. (5)

Тоді сила тертя у внутрішніх парах тертя буде рівна:

FТ 1=N1f1=(Fn-N2)f1. (6)

При розімкненому гальмі бурової лебідки при опусканні колони бурильних труб в свердловину гальмівний шків обертається з кутовою швидкістю 0.

При цьому відцентрова сила буде рівна:

.

Так, наприклад, якщо прийняти, що 0=50,0 с-1; R=0,725 м, то отримаємо:

.

Таким чином, при відсутності з'єднання накладок між собою при обертанні гальмівного шківа вони притискаються зі значною силою Fn до його робочої поверхні. Тому, на початковій стадії гальмування робочими поверхнями є зовнішні пари тертя фрикційних вузлів гальма. При цьому напрям сили N1, що діє з боку робочої поверхні гальмівного шківа на внутрішню поверхню фрикційної накладки протилежний напрямку нормальної сили інерції Fn (див. рис. 2).

Рис. 2

Визначення зусиль натягу гальмівної стрічки та гальмівного моменту.

Фрикційні накладки, що з'єднані зі шківом з допомогою “ластівчиного хвоста” у розгальмованому стані є рухомими, як відносно гальмівного шківа, так і гальмівної стрічки. Під час гальмування стан їхньої рухомості при певних умовах стає періодичним. На початковій стадії гальмування накладки нерухомі відносно гальмівного шківа, а на кінцевій стадії відносно гальмівної стрічки. При отриманні нижченаведених залежностей прийнято, що в розгальмованому стані накладки не відриваються від робочої поверхні шківа, так як вони постійно знаходяться в з'єднанні типу “ластівчин хвіст” і при цьому сила попереднього натягу пружин зрівноважує сили інерції накладок. При цьому впливом сил інерції накладок на величину гальмівного моменту знехтувано. Якщо фрикційні накладки між собою з'єднані пружними елементами, а поверхню гальмівного шківа є циліндричною, то зусилля натягу в стрічці можна визначати за допомогою залежностей, отриманих в роботі [2]. При цьому коефіцієнт взаємного перекриття зовнішніх та внутрішніх пар тертя повинен бути однаковим.

Зусилля в набігаючій гілці стрічки над і-ою накладкою:

, (7)

де SЗ зусилля на збігаючій гілці гальмівної стрічки; f21, f22…f2i коефіцієнт тертя ковзання між внутрішньою поверхнею гальмівної стрічки, і відповідно, зовнішньою поверхнею першої, другої та і-ої фрикційної накладки; е основа натурального логарифму; і центральний кут і-ої накладки.

Зусилля натягу на збігаючій гілці і-ої накладки:

S1=SЗ.

На основі залежності (7) отримуємо, що зусилля натягу збігаючої гілки стрічки над і-ою накладкою:

. (8)

Тоді зусилля натягу набігаючої гілки стрічки буде дорівнювати

, (9)

де n центральний кут n-ої накладки, яка охоплена гальмівною стрічкою; f2n коефіцієнт тертя ковзання між поверхнями гальмівної стрічки та n-ої накладки.

Виходячи з того, що можна розрахувати зусилля натягу набігаючої та збігаючої гілки стрічки переходимо до визначення гальмівного моменту на початковій стадії гальмування:

, (10)

де n кількість накладок, яка одночасно охоплюється гальмівною стрічкою; R0 радіус зовнішньої поверхні накладки.

Якщо прийняти, що I ==const, a fi =f= const, то можна записати:

; .

Тоді гальмівний момент буде визначатися за залежністю вигляду:

. (11)

На кінцевій стадії гальмування зусилля натягу набігаючої та збігаючої гілки стрічки можна визначати із залежностей (7), (8) та (9), якщо коефіцієнт тертя ковзання f2i замінити на коефіцієнт тертя ковзання між робочою поверхнею шківа та і-ою накладкою (f1i).

Гальмівний момент, який розвивається внутрішніми парами тертя гальма під час кінцевої стадії гальмування:

, (12)

де k співвідношення коефіцієнтів тертя ковзання ; SП сила натягу пружного елементу; m кількість накладок на шківі.

Аналіз залежностей (7)(12) показав наступне:

- при умові f2>f1 маємо, що робочими поверхнями при гальмуванні є як зовнішні, так і внутрішні пари тертя гальма. В процесі гальмування вони періодично змінюються, тобто стрічково-колодкове гальмо має фрикційні вузли з накладками, періодично рухомими відносно робочих поверхонь гальмівної стрічки та шківа. Зусилля натягу в гальмівній стрічці та гальмівний момент в цьому випадку визначається за залежностями (7)(12);

- при умові f1f2 необхідно враховувати натяг пружних елементів, який призведе до того, що питомі навантаження на внутрішніх парах тертя будуть більшими, ніж на зовнішніх парах тертя гальма. Така нерівність зберігається під час всього періоду гальмування, тому сили тертя у внутрішніх парах тертя будуть завжди більшими, ніж у зовнішніх. З даної умови випливає, що накладки є нерухомими відносно шківа, а робочими є поверхні зовнішніх пар тертя і в цьому випадку реалізуються тільки зворотні пари тертя гальма. Дану умову можна отримати ще і за рахунок збільшення площі взаємодії внутрішньої поверхні фрикційної накладки з робочою поверхнею гальмівного шківа, ніж її зовнішньої поверхні зі стрічкою. В цьому випадку питомі навантаження у внутрішніх парах тертя будуть меншими, ніж у зовнішніх. Зусилля натягу стрічки та гальмівний момент визначаються за залежностями (7)(11).

Умови працездатності зовнішніх та внутрішніх пар тертя.

Перша стадія гальмування спряженими поверхнями гальмівної стрічки та фрикційної накладки можлива при виконанні умови:

М0 1М0 2, (13)

де М0 1, М0 2 моменти опору сил, що діють на зовнішній та внутрішній поверхнях накладки. На підставі рис.2 визначаємо

; (14)

, (15)

де Mt момент дотичної сили інерції;

Mt =FtR1 =mRR1, (16)

де кутове прискорення фрикційної накладки під час гальмування.

Підставивши в залежність (15) значення (3), (4), (5), (6) та (15) після перетворень отримуємо:

. (17)

Тоді умову (13) запишемо у вигляді:

. (18)

Згідно робіт [1,2] приймаємо закон гальмування лінійним, тобто:

 =0 -t, (19)

де t час від початку гальмування.

З урахуванням (19) після перетворень нерівності отримуємо:

. (20)

Звідки маємо:

. (21)

У свою чергу, при лінійному законі гальмування:

,

де K, tK кутова швидкість та період процесу гальмування.

При гальмуванні до зупинки гальмівного шківа k =0, тоді =0/tK.

Нерівність (21) виконується при таких умовах:

; (22)

тоді:

. (23)

Задавши співвідношення коефіцієнтів тертя ковзання f1 та f2, можна визначити експлуатаційні параметри, за якими відбувається процес гальмування на першій стадії при взаємодії зовнішніх пар тертя гальма.

Зокрема можна визначити один із натягів гілки стрічки при відомому іншому, завдяки якому відбувається перша стадія гальмування.

Друга стадія гальмування спряженими поверхнями накладки та шківа починається з часу:

. (24)

При цьому натяг збігаючої гілки стрічки стає таким, коли:

М0 2М0 1. (25)

Така умова призводить до того, що фрикційна накладка стає нерухомою по відношенню до гальмівної стрічки та рухомою відносно гальмівного шківа.

Таким чином, в цьому разі Fn=0 та Ft=0.

Тоді залежності для М0 1 та М0 2 будуть мати вигляди:

; (26) . (27)

Умова (25) з врахуванням залежностей (26) та (27) має наступний вигляд:

,

звідки:

, (28)

оскільки R0>R, то має бути, що f2<f1.

При опуклій робочій поверхні шківа коефіцієнт тертя ковзання f1 необхідно замінити на коефіцієнт тертя ковзання f1'. Таким чином, при виконанні умови (28) фрикційні пари тертя “стрічка-накладка” та “накладка-шків” періодично змінюються. Якщо відбувається повний період гальмування від =0 до=0, то час гальмування зовнішніми парами тертя (перша стадія) визначається з допомогою залежності (21), а час гальмування внутрішніми парами тертя (друга стадія) з допомогою залежності вигляду:

t1 =tK -t, (29)

де tK час повного періоду гальмування.

Гальмівний момент, який розвиває нетрадиційне гальмо на першій стадії гальмування визначається з допомогою залежності (11).

На другій стадії гальмування зусилля натягу гілок гальмівної стрічки визначаються з допомогою залежностей (7), (8), (9) при умові заміни коефіцієнтів тертя ковзання f на f1'.

Гальмівний момент визначається з допомогою залежності (12), якщо прийняти, що SП =0, тобто отримаємо:

. (30)

Якщо умова (28) не виконується, тобто:

, то М0 1М0 2

і тому працюють тільки зовнішні пари тертя весь період гальмування. В цьому випадку зусилля натягу гілок стрічки та гальмівний момент визначаються з допомогою залежностей (7), (8), (9) та (11).

Таким чином, розглянута динаміка взаємодії батагопарних фрикційних вузлів стрічково-колодкового гальма, на основі якої будуть проведені експериментальні дослідження двох пар тертя в одному фрикційному вузлі.

Література

1. Вольченко Д.О. Обґрунтування методів та засобів покращення експлуатаційних параметрів стрічково-колодкових гальм бурових лебідок //Дис... канд. техн. наук: 05.05.12 Івано-Франківськ, 2004. 256 с.

2. Журавльов О.Ю. Обґрунтування працездатності стрічково-колодкового гальма з рухомими фрикційними накладками бурової лебідки //Дис... канд. техн. наук: 05.05.12 Івано-Франківськ, 2002. 207 с.

3. Вольченко Д.О. Розробка і аналіз конструкцій різних типів фрикційних вузлів стрічково-колодкових гальм бурових лебідок //Розвідка та розробка нафтових і газових родовищ. Івано-Франківськ. 2003. №2(7). С.92-95.

4. Вольченко Д.О., Камишанов В.В., Гороть Є.В. До проблеми вибору типу гальма та його фрикційних вузлів для лебідок бурових установок //Проблеми трибології. Хмельницький. 2004. №2. С.130-133.

Размещено на Allbest.ru