Search

В данной статье рассмотрен вопрос о возможности применения вторичных баббитов на промышленных предприятиях использующих оборудования оснащенных подшипниками скольжения.

Расчет нагрузок на ролики ленточного конвейера для различных нагрузки и создания программы для ЭВМ, которая будет учитывать влияние вида транспортируемого материала, его физических свойств на нагрузки в опорных роликах конвейера, что позволит в дальнейшем компьютеризировать процесс расчета нагрузки. Улучшение конструкции роликов при экстремальных нагрузках способствует увеличению их срока службы, поскольку это сдвигает величины нагрузок, при которых возникает перекос, в большую сторону, что дает возможность, используя стандартные шарикоподшипники существенно увеличивать срок службы роликов. Расчет максимальной загрузки на ролики конвейера на ЭВМ, позволяет рассчитывать загрузку разных типов горной породы в зависимости от его свойств., Calculation of the loads on the rollers of the conveyor belt for various loads and the creation of a computer program that will take into account the influence of the type of transported material, its physical properties on the loads in the supporting rollers of the conveyor, which will further computerize the process of calculating the load. Improving the design of rollers under extreme loads helps to increase their service life, since this shifts the magnitude of the loads at which misalignment occurs, which makes it possible, using standard ball bearings, to significantly increase the service life of the rollers. The calculation of the maximum load on the conveyor rollers on a computer allows you to calculate the load of different types of rock, depending on its properties.

Постановка проблемы и частной задачи: от состояния судового руля зависят маневренность судна, безопасность и эффективность его эксплуатации. Задача постоянного оперативного контроля состояния руля (особенно важно для судов ледовых классов) решается путем создания систем real-time мониторинга. Технические возможности средства измерений, входящих в состав систем мониторинга, должны соответствовать характеру физических процессов, сопровождающих изменения состояний конструкции руля при воздействии внешних факторов. Несоответствие будет являться причиной недостоверности данных мониторинга, ошибочных решений экипажа и опасных ситуаций при управлении судном. Первостепенной задачей при создании систем мониторинга является определение требований к средствам измерений, которая содержит большое количество неопределенностей ввиду стохастического характера внешних ледовых и гидравлических воздействий на перо руля. Инструментом решения данной проблемы может быть компьютерное моделирование динамики изменения напряженно-деформируемого состояния (НДС) основных конструктивных элементов руля. Целью исследований являлась формирование исходных данных для установления требований к средствам измерений системы мониторинга путем моделирования НДС конструктивных элементов судового руля. Используемые методы и технологии: для достижения поставленной цели использован метод конечно-элементного моделирования с использованием программной платформы «Comsol Multiphysics 5.0» и среды «Simulink». Новизна результата: результатами исследований, обладающими научно-технической новизной, являются: технология мониторинга судового руля, основанная на способе диагностики его состояния по параметрам НДС корпуса подшипника и колебаний головки баллера; массив исходных данных для выработки требований к средствам измерений в виде зависимостей параметров НДС корпуса подшипника от нагрузок, испытываемых пером руля, и величины зазора в трибосопряжении подшипника баллера; описательная модель параметрических взаимосвязей между состоянием рулевого устройства и режимами движения судна. Практическая значимость: результаты исследований были использованы при создании опытного образца автоматизированной системы real-time мониторинга судового руля; предложенная технология мониторинга и методический подход к формированию требований к средствам измерений с использованием инструментов компьютерного моделирования являются универсальными и могут использоваться при создании систем мониторинга рулевых устройств на любых судах; описательна модель параметрических взаимосвязей между состоянием рулевого устройства и режимами движения судна может служить основанием для включения системы мониторинга состояний судовых рулей в составе комплексных интеллектуальных систем поддержки принятия решений Судоводителя в качестве одной из подсистем., Problem statement and specific task: The maneuverability of the vessel, safety and efficiency of its operation depend on the condition of the ship's rudder. The task of constant operational control of the rudder condition (especially important for ice-class vessels) is solved by creating real-time monitoring systems. The technical capabilities of the measuring instruments included in the monitoring systems should correspond to the nature of the physical processes accompanying changes in the state of the steering wheel structure under the influence of external factors. The discrepancy will cause unreliability of monitoring data, erroneous decisions of the crew and dangerous situations when operating the vessel. The primary task in creating monitoring systems is to determine the requirements for measuring instruments, which contains a large number of uncertainties due to the stochastic nature of external ice and hydraulic impacts on the steering wheel. A computer simulation of the dynamics of changes in the stress-strain state of the main structural elements of the steering wheel can be a tool for solving this problem. The aim of the research was formation of initial data for establishing requirements for measuring instruments of the monitoring system by modeling the stress-strain state of structural elements of the ship's rudder. Methods and technologies used: to achieve this goal, the method of finite element modeling using the software platform "Comsol Multiphysics 5.0" with the software environment "Simulink" was used. Novelty of the result: the results of the research, which have scientific and technical novelty, are: the technology of monitoring the ship's rudder, based on the method of diagnosing its condition according to the parameters of the stress-strain state of the bearing housing and the oscillations of the baller head; an array of initial data for developing requirements for measuring instruments in the form of dependencies of the parameters of the stress-strain state of the bearing housing on the loads experienced by the rudder pen, and the size of the gap in the tribo-coupling baller bearing; descriptive model of parametric relationships between the state of the steering device and the modes of movement of the vessel. Practical significance: the results of the research were used to create a prototype of an automated system for real-time monitoring of the ship's rudder; the proposed monitoring technology and methodological approach to the formation of requirements for measuring instruments using computer modeling tools are universal and can be used to create systems for monitoring steering devices on any ships; a descriptive model of parametric interactions between the state of the steering device and the ship's movement modes can serve as a basis for including a system for monitoring the state of ship's rudders as part of integrated intelligent decision support systems of the Boatmaster as one of the subsystems.

Purpose. About one of the causes of slip rolling is known from the second half of the 19th century, it was believed that the slip resistance appears at the place of contact due to different speeds on the arc of contact. Only in the mid-20th century it was proved that this resistance is negligible in rolling resistance. However (for some unknown reason) it is ignored the fact that in practice in rolling bearings may rotate both the inner ring with a stationary outer one, and vice versa almost in equal relations. It is not taken into account the fact that the ball or roller in the rolling bearings runs the different distance along the roller path of the outer and inner bearing cages in one revolution. This fact is not taken into account in determining the calculated values for the friction coefficient of a rolling bearing reduced to the shaft. Therefore, the aim of this work is to determine the influence of path length on the track riding the outer and inner race of the bearing on the determination of the calculated value of the coefficient of friction of rolling bearings is given to the shaft. Methodology. The solution technique is based on the theory of plane motion of a rigid body, the theory of Hertzian contact deformation and the analytical dependencies for determination of coefficient of rolling friction. Findings. The obtained dependences on determination of rolling resistance of the balls or rollers along the bearing tracks of inner and outer bearing cages as well as path difference metering of the rolling on them allows to analytically obtain the rolling resistance and slipping for any size of bearings and different devices of bearing units. It is also possible at the design stage of rolling nodes to handle not only the design but also the content of the node. Originality. Using the analytical dependences for determination of the rolling resistance of bodies at point and line contacts, and also account for the difference in the path of the rolling ball or roller on the outer and inner cages of the bearing one can more accurately find the rolling resistance in the bearings. Practical value. The obtained dependences allow designing the bearing units with minimal energy consumption., Цель. Об одной из причин скольжения при качении известно со второй половины XIX века, тогда считалось, что сопротивление скольжению появляется в месте контакта вследствие разных скоростей на дуге контакта. Только в середине XX столетия было доказано, что это сопротивление составляет незначительную величину в сопротивлении качению. Однако (по неизвестной причине) не учитывается то обстоятельство, что в подшипниках качения на практике почти в равных отношениях может вращаться как внутреннее кольцо при неподвижном наружном, так и наоборот. При этом не учитывалось обстоятельство, что шарик или ролик в подшипниках качения за один оборот проходит разный путь по дорожке катания наружной и внутренней обойм подшипника. Это обстоятельство не учитывается и при определении расчетной величины коэффициента трения подшипников качения, приведенного к валу. Поэтому целью работы является установление влияния длины пути по дорожке катания наружной и внутренней обойм подшипника на определение расчетной величины коэффициента трения подшипников качения, приведенного к валу. Методика. В основе методики решения − теория плоского движения твердого тела, теория контактных деформаций Герца и аналитические зависимости для определения коэффициента трения качения. Результаты. Полученные зависимости по определению сопротивления качению шариков или роликов по беговым дорожкам внутренней и наружной обойм, а также учет разности пути качения по ним позволяют аналитически получить сопротивление качению и скольжению для любого размера подшипников и различных устройств подшипниковых узлов. Также возможно на стадии проектирования узлов качения оперировать не только конструкцией, но и материалами узла. Научная новизна. С помощью аналитических зависимостей для определения сопротивления качению тел при точечном и линейном контактах, а также учета разности пути при качении шарика или ролика по внешней и внутренней обоймам подшипника можно более точно найти сопротивления качению в подшипниках. Практическая значимость. Полученные зависимости позволят проектировать подшипниковые узлы с минимальной энергоемкостью., Мета. Про одну з причин ковзання при коченні відомо з другої половини XIX століття, тоді вважалося, що опір ковзанню з’являється в місці контакту внаслідок різних швидкостей на дузі контакту. Лише в середині XX століття було доведено, що цей опір складає незначну величину опору коченню. Проте (з невідомої причини) не враховується та обставина, що в підшипниках кочення на практиці майже в рівних відносинах може обертатися як внутрішнє кільце при нерухомому зовнішньому, так і навпаки. При цьому не враховувалася та обставина, що кулька або ролик у підшипниках кочення за один оборот проходить різний шлях по доріжці катання зовнішньої та внутрішньої обойм підшипника. Ця обставина не враховується й при визначенні розрахункової величини коефіцієнта тертя підшипників кочення, приведеного до валу. Тому метою роботи є необхідність встановлення впливу довжини шляху по доріжці катання зовнішньої і внутрішньої обойм підшипника на визначення розрахункової величини коефіцієнта тертя підшипників кочення, приведеного до валу. Методика. В основі методики рішення − теорія плоского руху твердого тіла, теорія контактних деформацій Герца та аналітичні залежності для визначення коефіцієнта тертя кочення. Результати. Отримані залежності по визначенню опору коченню кульок або роликів біговими доріжками внутрішньої та зовнішньої обойм, а також облік різниці шляху кочення по них дозволяє аналітично отримати опір кочення та ковзання для будь-якого розміру підшипників і різних пристроїв підшипникових вузлів. Також можливо на стадії проектування вузлів кочення оперувати не тільки конструкцією, але й матеріалами вузла. Наукова новизна. За допомогою аналітичних залежностей для визначення опору коченню тіл при точковому і лінійному контактах, а також обліку різниці шляху при коченні кульки або ролика по зовнішній і внутрішній обоймах підшипника можна більш точно знайти опору кочення в підшипниках. Практична значимість. Отримані залежності дозволять проектувати підшипникові вузли з мінімальною енергоємністю.

Предложен усовершенствованный метод определения дефекта подшипников роторного оборудования, основанный на анализе микровариаций вращения вала роторного оборудования. Метод позволяет обеспечить качественное отслеживание тренда деградации подшипников в присутствии медленных малых изменений частоты вращения вала. Эффективность метода подтверждена на данных, полученных при проведения стендовых испытаний синхронного двигателя., An improved method for determining the defect of bearings of rotary equipment is proposed, based on the analysis of microvariations in the rotation of the shaft of rotary equipment. The method allows for high-quality tracking of the trend of bearing degradation in the presence of slow small changes in the shaft speed. The effectiveness of the method is confirmed on the data obtained during the bench tests of the synchronous motor., Датчики и системы, Выпуск 12 (253) 2021, Pages 54-58

Предложена модернизация подшипникового узла и соединительных муфт турбоагрегата для обеспечения его соответствия современным требованиям к экономичности, маневренности, надёжности и ремонтопригодности. Представлены результаты вибрационных расчётов валопровода с опорными подшипниками, совмещёнными с соединительными муфтами роторов. Рассмотрены достоинства и недостатки данного конструктивного решения. Сделан вывод о возможности применения данного решения для новых турбин., The modernization of the bearing assembly and couplings of the turbine unit is proposed to ensure its compliance with modern requirements for efficiency, maneuverability, reliability and serviceability. The results of vibration calculations for shaft line with support bearings combined with rotor couplings are presented. The advantages and disadvantages of this constructive solution are considered. The conclusion is made about the possibility of using this solution for new turbines., Электрические станции, Выпуск 11 (1084) 2021, Pages 2-6

The article analyzes the known designs of roller carriages used to manufacture sinter and pellets on conveyor lines. The authors analyze the design features of running and load rollers, the use of roller and ball bearings to connect rollers to the axles, various types of antifriction fillers of bearings, bearing lubrication system; blind, stuffing box and graphenite seals. The article points out the advantages and disadvantages of roller designs, the lack of standard technical solutions for the design of roller assemblies, as well as reliable methods for calculating their parts for strength and durability. To increase the service life of the rollers, after successful industrial tests, the authors propose innovative technical solutions: seals in the form of stuffing box packing made of expanded graphite fibers reinforced with steel thread; bearing antifriction filler made of PTFE, carbon fiber and graphite. The article shows that, due to axial loads during the operation of the carriages, it is impractical to use ball bearings in rollers; they should be replaced with roller bearings. The authors propose an approximate method for calculating the durability of bearings, which, unlike the existing standard methods, additionally takes into account the elastic deformation of the bogie material during thermal expansion and the size of the gaps in the assemblies of the carriages. In their calculations the authors use the experimental results on the size of the gaps in the assemblies of the carriages, the curvature of the body of the heated carriages on the conveyor line and their movement on three rollers instead of four; they take into account the change in the coefficient of linear expansion of the carriages material depending on the increase in the heating temperature of the body. The calculation results can serve as the lower limit for estimating the service life of ball bearings with antifriction filler, Рассмотрены известные конструкции роликов тележек для изготовления агломерата и окатышей. Определены преимущества и недостатки конструкций роликов. Предложены инновационные технические решения по увеличению срока эксплуатации роликов: уплотнение в виде сальниковых набивок из волокон вспученного графита, армированных стальной нитью; антифрикционный наполнитель для подшипников, созданный из политетрафторэтилена, углеродного волокна и графита. Показано, что из-за осевых нагрузок при эксплуатации тележек нецелесообразно использовать шарикоподшипники в роликах, их следует заменять на роликоподшипники. Предложен приближенный метод расчета долговечности подшипников, учитывающий упругую деформацию материала тележек при тепловом расширении и величины зазоров в узлах тележек, Розглянуті відомі конструкції роликів візків для виготовлення агломерату та котунів. Визначені переваги і недоліки конструкцій роликів. Запропоновані інноваційні технічні рішення щодо збільшення терміну експлуатації роликів: ущільнення у вигляді сальникових набивок з волокон спученого графіту, армованих сталевою ниттю; антифрикційний наповнювач для підшипників, створений з політетрафторетилену, вуглецевого волокна і графіту. Показано, що з-за осьових навантажень при експлуатації візків недоцільно використовувати кулькопідшипники в роликах, їх слід замінювати на роликопідшипники. Запропонований наближений метод розрахунку довговічності підшипників, який враховує пружну деформацію матеріалу візків при тепловому розширенні і величини зазорів у вузлах візків

Целью данной работы является проектирование газотурбинной установки мощностью 16,8 МВт. В качестве прототипа была выбрана газотурбинная установка АЛ-31СТ. В ходе выполнения работы производятся: расчёт тепловой схемы, на основании результатов которого выбирается оптимальная степень повышения давления в компрессоре; приближённый расчёт компрессора низкого давления и компрессора высокого давления, на основании результатов которого назначается число ступеней в КВД и КНД; расчёт камеры сгорания с получением её геометрических размеров; подробный газодинамический расчёт проточной части турбины высокого давления, турбины низкого давления и силовой турбины с целью получения геометрических размеров проточной части; расчёт закрутки потока в последней ступени СТ, на основании результатов которого строятся треугольники скоростей рассматриваемой ступени и производится моделирование лопатки. На основании вышеизложенного, разрабатывается чертёж продольного разреза ГТУ, а также роторных элементов последней ступени СТ. Выполняется расчёт на прочность данных элементов в программном пакете ANSYS Workbench 19.2 с целью проверки вибронадёжности данных элементов с последующим выбором материалов. По результатам расчётов строятся соответствующие диаграммы., The aim of this work is to design a gas turbine plant with a capacity of 16.8 MW. The gas turbine unit AL-31ST was chosen as a prototype. In the course of the work produced: 1) calculation of the thermal scheme, on the basis of the results of which the optimal degree of pressure increase in the compressor is selected; 2) an approximate calculation of the low-pressure compressor and high-pressure compressor, based on the results of which the number of stages in the high-pressure and high-pressure compressor is assigned; 3) calculation of the combustion chamber with obtaining its geometric dimensions; 4) a detailed gas-dynamic calculation of the flow section of the high-pressure turbine, the low-pressure turbine and the power turbine in order to obtain the geometrical dimensions of the flow-through part; 5) calculation of the flow swirling in the last stage of FT, on the basis of the results of which the velocity triangles of the considered stage are constructed and the blade is simulated. Based on the above, a drawing of a longitudinal section of a gas turbine plant, as well as rotor elements of the last stage of the FT, is being developed. Calculation of the strength of these elements in the software package ANSYS Workbench 19.2 is carried out in order to check the vibration reliability of these elements with the subsequent choice of materials. According to the results of calculations the corresponding diagrams are constructed.

В статье приведен анализ существующих методов диагностики подшипников нефтегазоперекачивающих агрегатов. Предложен новый метод диагностики, использующий информацию о динамических усилиях в опорах оборудования. Для реализации метода разработана электронная установка и проведены экспериментальные испытания на стенде с предварительно установленным дефектным подшипником. Результаты испытаний показали, что метод действительно позволяет определять различные дефекты оборудования.

Даны краткий обзор, терминология и основные понятия в области низкочастотной вибрации, обсуждаются различные причины потери устойчивости, в том числе: - аэрогидродинамическое возбуждение автоколебаний роторов от действия аэродинамических возмущающих сил в ступенях и уплотнениях турбин; - гидродинамическое возбуждение в масляной плёнке различных типов подшипников в условиях технологических отклонений, потеря устойчивости при действии сил внутреннего трения и конструкционного демпфирования. По сравнению с предыдущими работами учтены существенные, ранее упускаемые факторы, влияющие на низкочастотную вибрацию, в том числе угловые коэффициенты жёсткости и демпфирования масляной плёнки, параметры устойчивости введены как функции расхода пара. Введено понятие зона потери устойчивости в нижней части кривой всплытия при больших нагруженностях и др. Дана оценка и выполнено сопоставление наиболее важных параметров, влияющих на возникновение низкочастотной вибрации. Показаны особенности возникновения и действия аэростатических и аэродинамических сил в регулирующей ступени турбин с сопловым парораспределением. Отмечено, что аэродинамические силы, возмущающие автоколебания в регулирующей ступени, при традиционной системе парораспределения вначале растут с уменьшением расхода пара, так как мощность регулирующей ступени растёт со снижением расхода прикрытием третьего и четвертого клапанов. Затем, когда начинают закрываться первые два клапана, возмущающие силы начинают падать. А поскольку доля возмущающих сил может достигать 30 % и даже быть больше названного значения, то суммарные возмущающие силы в цилиндре высокого давления изменяются не пропорционально расходу пара. Рассмотрены некоторые другие причины возникновения низкочастотной вибрации субгармонического характера. Статья преследует три цели: 1) помочь понять, почему и как необходимо обеспечивать на стадиях проектирования и эксплуатации устойчивость роторных систем и предотвращать низкочастотную вибрацию различного вида. Показано, что для этого, прежде всего, необходимо выполнить расчёты комплексных частот и форм колебаний валопроводов, обеспечить отстройку валопровода от опасных зон и при варьировании ряда параметров определить и обеспечить запасы устойчивости по частоте вращения и по расходу рабочего тела; 2) для эффективного создания подсистемы диагностики низкочастотной вибрации необходимо разобрать детально, по частям, причины её появления и предусмотреть установку полной системы датчиков вала, которые в случае динамически жёстких опор дадут более надёжную информацию о развитии низкочастотной вибрации, чем датчики абсолютной вибрации опор. Причём здесь представлена только лишь часть технологии её контроля; 3) предложить эффективные и короткие пути устранения низкочастотной вибрации при её возникновении на конкретном турбоагрегате., A brief overview, terminology and basic concepts in the field of low-frequency vibration (LFV) are given, various reasons for the loss of stability are discussed, including: - aerohydrodynamic excitation of self-oscillations of rotors from the action of aerodynamic disturbing forces in the stages and seals of turbines, - hydrodynamic excitation in an oil film of various types bearings in conditions of technological deviations, loss of stability under the action of forces of internal friction and structural damping. In comparison with previous works, significant, previously unaccounted factors affecting the LFV were introduced, including the angular coefficients of stiffness and damping of the oil film, stability parameters were introduced as functions of steam consumption. A zone of stability loss is introduced in the lower part of the ascent curve at high loads, etc. An assessment and comparison of the most important parameters affecting the occurrence of LFV are given. The features of the emergence and action of aerostatic and aerodynamic forces in the control stage of turbines with nozzle steam distribution are shown. It is noted that the disturbing aerodynamic forces in the control stage first increase with a decrease in the steam flow rate, and the total disturbing forces in the HPC are not proportional to the steam flow rate. Some other reasons for the occurrence of subharmonic LFVs are considered. The article has three objectives or goals: 1) help to understand why and how it is necessary to ensure stability of rotor systems at the design and operation stage and to prevent low-frequency vibration of various types. It is shown that for this, first of all, it is necessary to perform calculations of the complex frequencies and modes of vibration of the shafting, ensure detuning of the shafting from hazardous zones and, while varying a number of parameters, determine and ensure the stability margins in terms of the frequency of rotation and in terms of the flow rate of the working fluid; 2) for the effective creation of a subsystem for diagnostics of LFV, it is necessary to disassemble in detail the reasons for its appearance and provide for the installation of a complete system of shaft sensors. Moreover, only part of the technology is presented here; 3) to propose effective and short ways to solve the problem of low frequency energy in case of its occurrence and elimination on a specific turbine unit., Энергетик, Выпуск 8 2020, Pages 20-32

Проведен обзор типов линейных направляющих. Рассмотрены основные факторы, влияющие на силу трения, возникающую в линейных подшипниках при перемещении. Описана структура испытательного стенда для экспериментального определения силы трения в линейных направляющих. Проведен анализ полученных данных, даны рекомендации по выбору линейных направляющих для систем прецизионного определения силы., The types of linear guides are reviewed. The main factors affecting the frictional force in linear bearings during displacement are considered. The structure of the test bench for the experimental determination of the frictional force in linear guides is described. The analysis of the received data is made, the recommendations on a choice of linear directing for system of precision determination of force are given., №3 (2019)

в статье рассмотрен метод уменьшения амплитуды колебаний роторов турбомашин с пассивными и активными магнитными подшипниками в резонансных зонах, соответствующих одной из критических скоростей в диапазоне от нуля до рабочих вращательных. Метод основывался на способности варьировать нелинейную силовую характеристику и демпфирующие свойства активных магнитных подшипников и пассивных магнитных подшипников новой конструкции путем изменения электрических параметров электромагнитных цепей.

В данной работе изложена методики создания газотурбинной установки (ГТУ) мощностью 16,8 МВт на основе ранее разработанной газотурбинной установки АЛ-31СТ. Приведено общее описание разработанной установки и особенности конструкции. Произведены расчёты тепловой схемы, приближённый расчёт компрессора низкого давления (КНД) и компрессора высокого давления (КВД), расчёт камеры сгорания (КС), подробный газодинамический расчёт проточной части турбины высокого давления (ТВД), турбины низкого давления (ТНД) и силовой турбины (СТ), расчёт закрутки потока в последней ступени СТ, расчёт на прочность роторных элементов СТ., This paper outlines the methodology for creating a gas turbine unit (GTU) with a capacity of 16.8 MW based on the previously developed gas turbine unit AL-31ST. A general description of the developed installation and design features is given. Calculations of the thermal scheme, approximate calculation of the low pressure compressor (LPC) and high pressure compressor (HPC), calculation of the combustion chamber (CS), detailed gas-dynamic calculation of the flow section of the high pressure turbine (HPT), low-pressure turbine (LPT) and free turbine (FT), calculation of the flow swirl in the last stage of the FT, calculation of the strength of the rotary elements of the FT.

Цель работы – разработка, исследование точности и конструирование измерительной станции для контроля биения сферического торца ролика радиального двухрядного сферического подшипника качения на базе существующего автомата (А-2292-М) для контроля гранности бочкообразных роликов. В ходе работы была предложена метрологическая схема, необходимая для контроля сферического торца ролика, исследована её точность, разработана конструкция измерительной станции. Показана реализация измерительной системы в конструкции автомата для контроля гранности с двумя вариантами источников вращения ролика в процессе измерения. Проведен расчет экономической эффективности от повышения качества роликов и увеличения межремонтных периодов. В основу измерительного узла положено использование индуктивного (автогенераторного) датчика и элемента посредника совместно с метрологической схемой, представленной в работе. The aim of the work is to develop, study the accuracy and design of a measuring station for monitoring the runout of a spherical roller end of a radial two-row spherical rolling bearing based on an existing machine (A-2292-M) to control the granularity of barrel rollers. In the course of the work, a metrological scheme was proposed, which was necessary to control the spherical end of the roller, its accuracy was investigated, and the design of the measuring station was developed. The implementation of the measuring system in the design of the automatic machine for control of granularity with two options for sources of rotation of the roller in the measurement process is shown. The calculation of economic efficiency from improving the quality of rollers and increasing the period between repairs is carried out. The basis of the measuring node is the use of an inductive (auto-oscillating) sensor and an intermediary element in conjunction with the metrological scheme presented in the work.

Надежность работы тела качения подшипника напрямую влияет на надежность и продолжительность работы промышленного оборудования. Поломка таких подшипников часто приводят к выходу из строя оборудования. В работе рассмотрены вопросы нестационарного теплообмена внутри тел качения (шарообразных тел). Получено аналитическое решение поставленной задачи в безразмерных величинах температур и координат на основе методов Фурье и Бубнова-Галеркина при граничных условиях третьего рода. The reliability of the rolling bearing body directly affects the continuity and duration of operation of industrial equipment. Failure of such bearings lead to failure of pumping equipment. In this paper, the problems of non-stationary heat transfer inside rolling bodies (spherical bodies) are considered. An analytical solution of the problem in dimensionless values of temperatures and coordinates is obtained on the basis of Fourier and Bubnov-Galerkin methods under boundary conditions of the third kind. Исследование выполнено при финансовой поддержке РНФ в рамках научного проекта № 18–79–00171.

В статье рассмотрен монтаж нефтеперекачивающих агрегатов и их влияние на общий уровень вибрации оборудования и на динамическую передаваемую силу на фундамент. Наилучшие показатели были получены при применении виброизоляторов с квазинулевой жесткостью, дополненных динамическим гасителем колебаний. При этом уменьшаются динамические нагрузки в оборудовании, повышается долговечность отдельных узлов. В частности, было рассчитано, что значительно повышается ресурс подшипников.

Соломин Евгений Викторович, профессор, кафедра «Электрические станции, сети и системы электроснабжения », Южно-Уральский государственный университет, г. Челябинск; solominev@susu.ru. Сироткин Евгений Анатольевич, аспирант, кафедра «Электрические станции, сети и системы электроснабжения », Южно-Уральский государственный университет, г. Челябинск; tv-222@mail.ru. Буданов Геннадий Владимирович, аспирант, кафедра «Спортивное совершенстование», ЮжноУральский государственный университет, г. Челябинск; budanovgv@susu.ru. Козлов Сергей Васильевич, аспирант, кафедра «Электрические станции, сети и системы электроснабжения », Южно-Уральский государственный университет, г. Челябинск; soninpapa@mail.ru. Мирошниченко Алексей Алексеевич, магистрант, кафедра «Электрические станции, сети и системы электроснабжения», Южно-Уральский государственный университет, г. Челябинск; alex.miroshnichenko@ mail.ru. E.V. Solomin, easirotkin@susu.ru, E.A. Sirotkin, easirotkin@susu.ru, G.V. Budanov, budanovgv@susu.ru, S.V. Kozlov, soninpapa@mail.ru A.A. Miroshnichenko, alex.miroshnichenko@mail.ru South Ural State University, Chelyabinsk, Russian Federation Представлено исследование преимуществ и недостатков магнитной левитации ротора ветроэнергетической установки. В мировом научном сообществе представлено много исследований об использовании магнитной левитации роторов ветроэнергетических установок. Однако наблюдаются не только преимущества, но и некоторые отрицательные стороны «магнитного подшипника» в ветроэнергетических установках, что приводит к вопросу о целесообразности применения данного технического решения. Авторами выявлены основания повышенного внимания к магнитной левитации ветроколеса и проанализированы основные подходы к проектированию. Работа включает в себя расчет магнитной опоры и оценку стоимости вертикально-осевой ветроэнергетической установки с магнитным подшипником ротора. Результаты исследования показали, что экономическая эффективность этого подхода крайне низка и не оправдана для использования в коммерческих продуктах. The article presents a study of the advantages and disadvantages of rotor magnetic levitation in wind turbines. Globally, a lot of research is done into the use of windwheels magnetic levitation. However, the “magnetic bearing” in wind turbines has both positive and negative effects. This prompts a question whether this technical solution should be used. The authors identified the basis for increased attention to the magnetic levitation of the windwheel and analyzed the main approaches to the design. The work includes the calculation of the magnetic support and an estimate of the cost for a vertical-axial wind power plant with a rotor magnetic bearing. The results of the study showed that the economic efficiency of this approach is extremely low and it is not justified to be used in commercial products. Статья выполнена при поддержке стипендии Президента Российской Федерации для молодых ученых и аспирантов (СП-71.2018.1) и Правительства РФ (Постановление № 211 от 16.03.2013 г.), соглашение № 02.A03.21.0011. The work was supported by RF President scholarship for young scientists and postgraduate students (SP-71.2018.1), by Act 211 Government of the Russian Federation, contract № 02.A03.21.0011.

в статье перечисляются базовые функции программы SolidWorks, рассматривается возможность её применения для моделирования механических процессов при работе гребного вала и приводятся примеры использования различных упражнений.

Цель.Коэффициент качения в подшипниках определяет сопротивление вращению канатных барабанов повышающих транспортирующих машин, что влияет на коэффициент полезного действия таких машин и, соответственно, на их динамику.Для уточнения значения коэффициента полезного действия (КПД) и скорости движения в работе необходимо использовать способы употребления полезных веществ к цапфе, определить коэффициент значения качения для шариковых подшипников барабана, а также оценить его влияние на динамику такого механизма.Методика.В работе применяются зависимости для расчета коэффициента сопротивления шарикового подшипника канатного барабана механизма подъема при вращении его внутренней части, так и наружной обоймы, а также расчетные схемы подшипника и барабана.Результаты.По результатам исследований изученызависимости коэффициента сопротивления движения и коэффициент полезного действия механизма повышения скорости движения машин с уточненным коэффициентом сопротивления движению.Построены временные графические зависимости для отдельных примеров.Анализ увеличения зависимости и графика позволяет сделать возможным увеличение массы тела: 1) скорость снижения веса зависит от положения канатика по строению барабана, уменьшения при приближении к середине;2) вовлеченный барабан к цапфе, проявляющий увеличение подшипников с присоединением канатика к среднему барабану;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: замкнутая или наружная,и зависит от нагрузки на подшипник, так и от смазки, достигая более 3 % при ее отсутствии и 2% – при жидкой смазке.Научная новизна.Авторы получили заданные зависимости скорости подъема груза и КПД механизма подъема, используя эту зависимость по коэффициенту коэффициента сопротивления движения в подшипниках барабана.Практическая чувствительность.Промежуточныезначениясопротивленийбыли применены для расчетных расчетных механизмов подъема транспортных средств.

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 depends 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., 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., Мета. Коефіцієнт тертя кочення в підшипниках визначає величину опору обертанню канатних барабанів механізмів підйому транспортуючих машин, що впливає на значення коефіцієнта корисної дії (ККД) таких машин та, відповідно, на їх динаміку. Для уточнення величин коефіцієнта корисної дії та швидкості руху вантажу необхідно аналітичним способом визначити величину приведеного до цапфи коефіцієнта тертя кочення для кулькових підшипників барабана механізму підйому, а також оцінити його вплив на динаміку такого механізму. Методика. В роботі наводяться залежності для визначення коефіцієнта опору кулькового підшипника канатного барабана механізму підйому при обертанні його як внутрішньої, так і зовнішньої обойм, а також розрахункові схеми підшипника і барабана. Результати. В роботі наведені залежності для визначення швидкості руху вантажу і коефіцієнта корисної дії механізму підйому транспортуючих машин із уточненим значенням коефіцієнта опору руху. Побудовано відповідні графічні залежності для конкретного прикладу. Аналіз отриманих залежностей та графіків дозволяє зробити наступні висновки: 1) швидкість опускання вантажу залежить від положення каната по довжині барабана, зменшуючись при наближенні до середини; 2) приведений до цапфи коефіцієнт тертя підшипників барабана збільшується з наближенням каната до середини барабана; 3) ККД канатного барабана залежить від положення каната на барабані, зменшуючись із наближенням каната до середини барабана; 4) ККД підшипника залежить від того, яка обойма обертається: внутрішня або зовнішня, і різниця залежить як від навантаження на підшипник, так і змащення, досягаючи більш 3 % при її відсутності та 2 % – при рідкому мастилі. Наукова новизна. Автори отримали уточнені залежності швидкості підйому вантажу і ККД механізмів підйому, використавши при цьому залежності по визначенню коефіцієнта опору руху в підшипниках барабана. Практична значимість. Отримані значення опорів можуть бути використані для уточнених розрахунків механізмів підйому транспортуючих машин.

В статье изложена методика анализа структуры процесса и автоматической системы монтажа изделий. Метод иллюстрирован примером сборки вала с двумя подшипниками с корпусом. Метод полезно использовать на начальных стадиях проектирования систем. The article sets out the methodology of the analysis of the structure of the process and automatic mounting. The method is illustrated with an example of an Assembly with two shaft bearings. Method is useful in the initial stages of systems design.

Рассмотрены результаты испытаний и дефектации состояния шарикоподшипников, прошедших испытания на специальной установке для КВИ подшипников и в составе ТНА ЖРД. Выделена имеющаяся основная проблема эксплуатации шарикоподшипниковой опоры в составе быстроходного роторного агрегата, заключающаяся в повышенном износе ее элементов. Рассмотрено распределение нагрузок в высокоскоростных шарикоподшипниках. Выделена их особенность, заключающаяся в том, что даже небольшой эксцентриситет при радиальном смещении обойм подшипника может вызвать радиальную нагрузку, по величине, превышающую нагрузку от дисбаланса ротора. Предложена версия причины повышенного износа шарикоподшипника и показан механизм его работы на режиме с радиальным зазором., The article describes the results of testing and post-test inspection of the ball bearings status subjected to special tests on the specific unit for the bearings CRT and tests in the LPE TP composition. Also it signs out the main problem of the ball bearing operation as a part of the high-speed rotatory aggregate, which consists in sufficient deterioration of its components. Then authors consider the loads distribution in high-speed ball bearings; specify their pecidiarity consisting in the fact that even minor centering error at bearing races radial displacement may cause a radial load exceeding the load due to rotor out-of-balance by size; suggest the possible reason of the ball bearing sufficient wearing, as well as show its operational principle for mode with radial clearance.

Цель. Для уточнения величин коэффициента полезного действия (КПД) канатных блоков необходимо определить коэффициент жесткости канатов блоков с учетом классификационной группы механизма и угла обхвата канатом блока. Предполагается использовать при этом хорошо опробованные значения коэффициентов полезного действия канатных блоков с учетом углов обхвата канатами блоков и аналитически найденные величины коэффициента трения подшипников качения, приведенных к цапфе. Методика. В работе используется аналитический метод определения коэффициента сопротивления подшипника блока при вращении его как внутренней, так и наружной обойм, а также расчетная схема подшипника блока. Результаты. Для канатных блоков проведен анализ влияния способа смазки, режима работы механизма и угла обхвата канатом блока на потери в подшипниках. Приведены соответствующие сравнительные таблицы значений потерь. Анализ полученных результатов расчетов позволяет установить: 1) главным сопротивлением, влияющим на коэффициент полезного действия канатных блоков, является сопротивление в подшипниках; 2) второй по величине составляющей является жесткостные потери, зависящие от режима работы, угла обхвата канатом блока, вида смазки подшипника; 3) КПД блока при вращении внутренней обоймы выше, чем при вращении наружной примерно, на 3 % при густой смазке и режиме 1М; 4) при последовательном расположении узлов с подшипником качения необходимо стремиться к конструкции узла, в котором вращается внутренняя обойма; 5) при числе блоков до 5 можно пользоваться рекомендуемыми в литературе значениями подшипников блоков с ошибкой в величине КПД до 10 %. Научная новизна. Авторы получили значения сопротивлений в шариковых подшипниках канатных блоков и жесткостные потери, обусловленные обхватом блока канатом. Использовали при этом зависимости по определению коэффициента трения качения, полученные с применением аналитических зависимостей Герца по установлению контактных напряжений и деформаций, а также экспериментальных величин коэффициента трения качения для блоков. Практическая значимость. Полученные авторами значения сопротивлений могут быть использованы для уточненных расчетов механизмов машин., Мета. Для уточнення величин коефіцієнта корисної дії (ККД) канатних блоків необхідно визначити коефіцієнт жорсткості канатів блоків із урахуванням класифікаційної групи механізму та кута обхвату канатом блоку. Передбачається використовувати при цьому добре випробувані значення коефіцієнтів корисної дії канатних блоків із урахуванням кутів обхвату канатами блоків та аналітично знайдені величини коефіцієнта тертя підшипників кочення, наведених до цапфи. Методика. В роботі вживається аналітичний метод визначення коефіцієнта опору підшипника блоку при обертанні його як внутрішньої, так і зовнішньої обойм, а також розрахункова схема підшипника блоку. Результати. Для канатних блоків проведено аналіз впливу способу змазки, режиму роботи механізму та кута обхвату канатом на втрати в підшипниках. Наведено відповідні порівняльні таблиці значень втрат. Аналіз отриманих результатів розрахунків дозволяє встановити: 1) головним опором, який впливає на коефіцієнт корисної дії канатних блоків, є опір у підшипниках; 2) другою за величиною його складовою є жорсткісні втрати, що залежать від режиму роботи, кута обхвату канатом блоку, виду мастила підшипника; 3) ККД блоку при обертанні внутрішньої обойми вище, ніж при обертанні зовнішньої приблизно на 3 % при густому мастилі та режимі 1М; 4) при послідовному розташуванні вузлів із підшипником кочення необхідно прагнути до конструкції вузла, в якому обертається внутрішня обойма; 5) при числі блоків до 5 можна користуватися рекомендованими в літературі ККД підшипників блоків із помилкою в величині ККД до 10 %. Наукова новизна. Автори отримали значення опорів у кулькових підшипниках канатних блоків та жорсткісні втрати, зумовлені обхватом блоку канатом. Застосовували при цьому залежності для рішення коефіцієнта тертя кочення, отримані з використанням аналітичних залежностей Герца з визначення контактних напружень і деформацій, а також експериментальних величин коефіцієнта тертя кочення для блоків. Практична значимість. Застосування отриманих значень опорів можуть бути використані для уточнених розрахунків механізмів машин., Purpose. To determine the efficiency of rope blocks, it is necessary to determine the stiffness coefficient of the ropes of blocks, taking into account the classification group of the mechanism and the wrapping angle of a block by a rope. At this one should use well-tested values of the efficiency coefficients of the rope blocks, taking into account the wrapping angle of a block by a rope and the analytically found friction coefficients of the rolling bearings given to the trunnion. Methodology. The work presents the analytical method of determining the coefficient of bearing resistance of the block when it is rotated by both the inner and outer cages, as well as the design scheme of the bearing of the block. Findings. The analysis of the lubrication method effect, the operating mode of the mechanism and the wrapping angle of a block by a rope on losses in bearings was carried out for rope blocks. The corresponding comparative tables of losses are given. Analysis of the obtained calculation results allows us to establish: 1) the main resistance affecting the cable blocks efficiency is the resistance in bearings; 2) the second largest component is the stiffness losses, depending on the operating mode, the wrapping angle of a block by a rope, the type of bearing lubrication; 3) the block efficiency when rotating the inner cage is higher than rotating the outer one by about 3% with thick lubrication and 1M mode; 4) in the sequential location of assemblies with a rolling bearing, it is necessary to strive for the design of the assembly in which the inner cage rotates; 5) with the number of blocks up to 5, one can use the recommended definitions of block bearings in the literature with an error in the efficiency value of up to 10%. Originality. The authors obtained values of resistances in the rolling bearings of the rope blocks and stiffness losses due to the girth of the block by the rope. In this case, dependences were used to determine the coefficient of rolling friction, obtained using the Hertz analytic dependences on determination of contact stresses and deformations, as well as the experimental values of the coefficient of rolling friction for the blocks. Practical value. The resistance values obtained by the authors can be used for refined calculations of the mechanisms of machines.

The paper summarizes the formation of new materials’ structure and properties after using a new hot isostatic-pressing technology. It shows the efficiency of the developed technology of production and the following heat treatment for the new high speed bearings, which is confirmed by the results of complex experimental and industrial tests. Such technology is able to ensure the high and stable level of the functional properties.The experimental results of the new composite bearing material’s properties in a comparison with the already known nickel composite have been presented. The article shows that the dense friction films were formed on the contact surfaces during tribological tests. All the friction surfaces are covered by the dense antiscoring films, the so-called as secondary structures. They consist of the chemical elements of bearing and counterface, and solid lubricant СаF2. During the friction process, the different chemical reactions took place between O2 of the air and elements of researched specimen and steel R18 counterface at high rotation speeds and loads. Such chemical processes result in formation of friction films, which protect contact pairs against intensive wear and stabilize a work of friction unit in printing machine.So, we have developed a new effective bearing materials, based on Ni alloy ЕP975–CaF2 system with high physical mechanical and tribotechnical properties performing well in more severe conditions than the already known sintered alloy. The new materials have an advantageous level of tribotechnical characteristics due to the tribofilms formed on the contact surfaces by dragging of calcium fluoride to cover the entire friction area.The full-scale industrial tests of ЕP975–CaF2 bearings showed increase in wear resistance by a factor up to 10 compared with the already known bearings in high speed printing machines’ friction units (in particular, Heidelberg Speedmaster SM-102-FPL and KBA Rapida-105) at a load up to 5 MPa and a rotation speed up to 6000 rpm., В статье представлено формирование структуры и свойств новых материалов, полученных с помощью новой технологии горячего изостатического прессования. Показана эффективность разработанной технологии изготовления и последующей термической обработки новых высокоскоростных подшипников, что подтверждено результатами комплексных экспериментальных и промышленных испытаний. Данная технология способна обеспечить высокий и стабильный уровень функциональных свойств. Представлены результаты экспериментальных исследований свойств нового подшипникового композиционного материала по сравнению с уже известным никелевым композиционным сплавом. Показано, что во время трибологических испытаний сформированы плотные пленки трения на контактных поверхностях. Фрикционные пленки защищают поверхности контакта от интенсивного износа и стабилизируют работу узла трения печатной машины. Полномасштабные промышленные испытания подшипников из нового материала ЕП975-CaF2 показали увеличение износостойкости до 10 раз по сравнению с известными, которые работают в узлах трения печатных машин при нагрузке до 5 МПа и скоростях вращения до 6000 об./мин., У статті висвітлено формування структури і властивостей нових матеріалів після використання нової технології гарячого ізостатичного пресування. Показано ефективність розробленої технології виготовлення та наступної термічної обробки для нових високошвидкісних підшипників, що підтверджено результатами комплексних експериментальних і промислових випробувань. Така технологія здатна забезпечити високий і стабільний рівень функціональних властивостей.Представлено результати експериментальних досліджень властивостей нового підшипникового композиційного матеріалу порівняно з вже відомим нікелевим композиційним сплавом. Показано, що під час трибологічних випробувань сформовано щільні плівки тертя на контактних поверхнях. Дані плівки тертя є вторинними структурами, які містять хімічні елементи підшипника і контактної поверхні, а також тверде мастило СаF2. Під час процесу тертя відбуваються різні хімічні реакції між O2 та елементами досліджуваного зразка, а також сталевою контактною поверхнею R18 при високій швидкості обертання та навантаженнях. Такі хімічні процеси призводять до утворення фрикційних плівок, які захищають контактні поверхні від інтенсивного зносу та стабілізують роботу вузла тертя в друкарській машині. Загалом, розроблений підшипниковий композиційний матеріал на основі сплаву ЕП975-CaF2 має високі фізико-механічні та триботехнічні властивості та дозволяє добре працювати у більш жорстких умовах, ніж відомий нікелевий композиційний сплав.Повномасштабні промислові випробування підшипників з нового матеріалу ЕП975-CaF2 показали збільшення зносостійкості до 10 разів порівняно з вже відомими деталями, що працюють у вузлах тертя друкарських машин (зокрема, Heidelberg Speedmaster SM-102-FPL та KBA Rapida-105) при навантаженні до 5 МПа та швидкостях обертання до 6000 об./хв.

Цель.Для уточнения величин коэффициента полезного действия(КПД)канатных блоков необходимо определить коэффициент жесткости канатов блоков с учетом классификационной группы механизма и угла обхвата канатом блока. Предполагается использовать при этом хорошо опробованные значения коэффициентов полезного действия канатных блоков с учетом углов обхвата канатами блоков и аналитически найденные величины коэффициента трения подшипников качения, приведенных к цапфе.Методика.В работе используется аналитический метод определения коэффициента сопротивления подшипника блока при вращении его как внутренней, так и наружной обойм, а также расчетная схема подшипника блока.Результаты.Для канатных блоков проведен анализ влияния способа смазки, режима работы механизма и угла обхвата канатом блока на потери в подшипниках. Приведены соответствующие сравнительные таблицы значений потерь. Анализ полученных результатов расчетов позволяет установить: 1) главным сопротивлением, влияющим на коэффициент полезного действия канатных блоков, является сопротивление в подшипниках; 2) второй по величине составляющей является жесткостные потери, зависящие от режима работы, угла обхвата канатом блока, вида смазки подшипника; 3) КПД блока при вращении внутренней обоймы выше, чем при вращении наружной примерно, на 3 % при густой смазке и режиме 1М; 4) при последовательном расположении узлов с подшипником качения необходимо стремиться к конструкции узла, в котором вращается внутренняя обойма;5)при числе блоков до 5 можно пользоваться рекомендуемыми в литературе значениями подшипников блоков с ошибкой в величине КПД до 10 %.Научная новизна.Авторы получили значения сопротивлений в шариковых подшипниках канатных блоков и жесткостные потери, обусловленные обхватом блока канатом.Использовалипри этом зависимости по определению коэффициента трения качения, полученные с применением аналитических зависимостей Герца по установлению контактных напряжений и деформаций, а также экспериментальных величин коэффициента трения качения для блоков.Практическая значимость.Полученные авторами значения сопротивлений могут быть использованы для уточненных расчетов механизмов машин.

Переналагоджуваний базуючий модуль містить корпус із центральним отвором і кришкою, ведучий вал та вал-шестірню, які розташовані з можливістю взаємодії між собою за допомогою зубчастих конічних поверхонь, радіальний підшипник та плунжери з'єднані з валом-шестірнею за допомогою різьбових поверхонь. В корпусі по всій його ширині виконаний центральний поперечний паз, в якому встановлені плунжери з можливістю переміщення вздовж паза. Ведучий вал установлений на радіальному підшипнику в ексцентрично розташованому, щодо осі корпусу, отворі кришки. Різьбові поверхні плунжерів виконані із напрямками гвинтових ліній, що відповідають напрямкам гвинтових ліній різьбових поверхонь, виконаних на кінцях вала-шестірні. Переналаживаемый базирующий модуль содержит корпус с центральным отверстием и крышкой, ведущий вал и вал-шестерню, которые расположены с возможностью взаимодействия между собой с помощью зубчатых конических поверхностей, радиальный подшипник и плунжеры соединены с валом-шестерней с помощью резьбовых поверхностей. В корпусе по всей его ширине выполнен центральный поперечный паз, в котором установлены плунжеры с возможностью перемещения вдоль паза. Ведущий вал установлен на радиальном подшипнике в эксцентрично расположенном, по оси корпуса, отверстии крышки. Резьбовые поверхности плунжеров выполнены с направлениями винтовых линий, соответствующими направлениям винтовых линий резьбовых поверхностей, выполненных на концах вала-шестерни. An adaptive locating module comprises a housing with a central opening and a lid, a drive shaft and a gear shaft, which are arranged with possibility of interaction by toothed conical surfaces, a radial bearing and plungers are connected to the gear shaft by means of threaded surfaces. In the housing a central transverse groove is formed across its width, wherein the plungers are mounted with possibility of movement along the groove. The drive shaft is mounted on the radial bearing in the eccentrically located, on the axis of the housing, opening of the lid. The threaded surfaces of plungers are made with helical lines, whose direction corresponds to direction of the helical lines of the threaded surfaces, made on the ends of the gear shaft

Целью исследования являетсья аналитическое обоснование параметров конструкции элементов конвейерных роликов по критериям надежности (долговечности) и создание рекомендаций производителям конвейерных роликов относительно массогабаритных параметров комплектующих роликоопор, что позволит не только увеличить их ресурс, но и ресурс конвейера в целом за счет уменьшения динамических нагрузок в режиме пуска., The aim of the study was an analytical backgrounding of parameters of conveyor rollers design elements by durability criteria and the establishment of the recommendations for the conveyor rollers manufactures regarding the weight and size parameters of the roller carriage components that will not only increase their resource but the resource of the conveyor as a whole by reducing the dynamic loads in the mode of start, Метою дослідження є аналітичне обґрунтування параметрів конструкції елементів конвеєрних роликів за критеріями надійності (довговічності) та створення рекомендацій виробникам конвеєрних роликів відносно масогабаритних параметрів комплектуючих роликоопор, що дозволить не тільки збільшити їх ресурс, а й ресурс конвеєра в цілому за рахунок зменшення динамічних навантажень в режимі пуску.

Технологическая часть содержит в себе анализ исходных данных, определение типа производства и класса детали, выбор исходной заготовки, выбор технологических баз, проектирование маршрута изготовления детали, проектирование отдельных технологических операций. Часть проектирования режущего инструмента содержит в себе проектирование фасонного резца, проектирование комплекта метчиков, проектирование червячной фрезы. Проектирование коробки скоростей вертикально-сверлильного станка содержит в себе анализ исходных данных, расчет режимов резания, построение структурной сетки, расчет зубчатых передач, расчет валов, проверка зубчатых передач, проверка валов на прочность (жесткость), проверка шпинделя на прочность, проверка шлицевых соединений на смятие, проверка переключателя на заклинивание, расчет подшипников на ресурс, расчет системы смазки.

Некрасов Сергей Геннадьевич, доктор технических наук, профессор кафедры информационно-измерительной техники, Южно-Уральский государственный университет, г. Челябинск, nseg@mail.ru. S.G. Nekrasov, nseg@mail.ru South Ural State University, Chelyabinsk, Russian Federation Представлено описание численного решения задачи смазки боковой поверхности поршня двигателя внутреннего сгорания (ДВС), основанное на модели течения сжимаемой смазочной среды, принятой в теории газовой смазки. В работе приняты основные допущения теории гидродинамической смазки, при этом влияние тепловой нагрузки на поршень и учет кавитации и вспенивания смазки проводится путем введения в модель определяющей температуры и параметров газосодержания. Рассмотрено два способа линеаризации задачи, первый из которых использует итерационную процедуру решения на основе метода Ньютона, а во втором используется идея аппроксимационной линеаризации численной схемы, при этом прямоугольные области определения задачи позволяют получить решение в направлении пространственных координат объекта методом переменных направлений. Получены пространственные распределения давлений в слое при возвратно-поступательном движении поршня и его интегральные характеристики, оценено влияние газосодержания и параметров профиля на характеристики смазочного слоя. Проведен сравнительный анализ каждого из использованных подходов. Оценка эффективности выполнена путем сравнения величины времени решения задачи до выполнения условий периодичности с одинаковой точностью показывает некоторую эффективность использования итерационной процедуры – время решения задачи на 25...30 % меньше, чем у альтернативного подхода. Также, косвенно, об эффективности итерационного решения также говорит и интервал значений параметра газосодержания, при которых обеспечивается сходимость численной процедуры решения без изменения шагов сетки. Однако простота реализации численной схемы на основе аппроксимационной линеаризации, легкость обеспечения устойчивости численной задачи с учетом постоянно возрастающих возможностей вычислительной техники позволяют рекомендовать этот подход. Делается вывод о необходимости «калибровки» модели на известном типе двигателя, что обеспечит устранение имеющегося в ней произвола в виде определяющей температуры и газосодержания и сделает возможным расчет будущих модификаций конструкции цилиндро-поршневой группы (ЦПГ) выбранного типа.The description of the numerical solution of a task of lubricant of a side surface of the piston of the internal combustion engine based on model of a current of the compressed lubricant environment is provided. In work main assumptions of the theory of hydrodynamic lubricant areaccepted, at the same time influence of thermal load of the piston and accounting of cavitation and foaming of lubricant is carried out by introduction to model of the determining temperature and parameters of gas content. Two methods of linearization of a task are considered, first of which uses the iterative procedure of the decision on the basis of Newton's method, and in the second the idea of approximating linearization of the numerical scheme is used, at the same time rectangular ranges of definition of a task allow to receive the decision in the direction of spatial coordinates of an object by method of the variable directions. Spatial distributions of pressure in a layer at reciprocating motion of the piston are received and its integrated characteristics, influence of gas content and parameters of a profile on characteristics of a lubricant layer is estimated. The comparative analysis of each of the used approaches is carried out. The efficiency evaluation is executed by comparison of size of time of the solution of a task before accomplishment of conditions of frequency with an identical accuracy shows some efficiency of use of the iterative procedure – time of the solution of a task on 25...30 % are less, than at alternative approach. Also, indirectly, tells about efficiency of the iterative decision also an interval of parameter values of gas content in case of which convergence of the numerical procedure of the decision without change of steps of a grid is provided. However, simplicity of implementation of the numerical scheme on the basis of approximating linearization, ease of ensuring stability of a numerical task taking into account constantly increasing opportunities of computer facilities allow to recommend this approach. The conclusion about need of “calibration” of model on the known type of the engine is drawn that will provide elimination of the arbitrary behaviour, which is available in it in the form of the determining temperature and gas content and will make possible calculation of future modifications of a design of the cylinder-piston group of the chosen type.

Метою дослідження є аналітичне обґрунтування параметрів конструкції елементів конвеєрних роликів за критеріями надійності (довговічності) та створення рекомендацій виробникам конвеєрних роликів відносно масогабаритних параметрів комплектуючих роликоопор, що дозволить не тільки збільшити їх ресурс, а й ресурс конвеєра в цілому за рахунок зменшення динамічних навантажень в режимі пуску. The aim of the study was an analytical backgrounding of parameters of conveyor rollers design elements by durability criteria and the establishment of the recommendations for the conveyor rollers manufactures regarding the weight and size parameters of the roller carriage components that will not only increase their resource but the resource of the conveyor as a whole by reducing the dynamic loads in the mode of start . Целью исследования являетсья аналитическое обоснование параметров конструкции элементов конвейерных роликов по критериям надежности (долговечности) и создание рекомендаций производителям конвейерных роликов относительно массогабаритных параметров комплектующих роликоопор, что позволит не только увеличить их ресурс, но и ресурс конвейера в целом за счет уменьшения динамических нагрузок в режиме пуска.

Демонструється можливість діагностування пошкоджень роликових підшипників авторегресійною (АР) моделлю для підрахунку АР коефіцієнтів з подальшим використанням АР фільтра, що вибілює і спектра обвідної для виділення ознак початкових пошкоджень. Для діагностування роликових підшипників кочення використовується АР модель для глибшого аналізу властивостей сигналу з імпульсними складовими. Інформаційний критерій Екейкі використовується для правильного обрання порядку АР моделі. АР коефіцієнти обчислюються за виразом Юла-Уокера. Виявлена низька ефективність спектральної щільності потужності параметричної моделі й наводяться переваги АР фільтра, що вибілює. Експериментальні дослідження вібраційних характеристик корпусу допоміжного двигуна встановили частотний діапазон 5,5 — 7 кГц в якому проявляється підшипникова вібрація і який можна використовувати для подальшого виділення спектра обвідної вібрації. Результати демонструють здатність АР фільтра виділяти риси не тільки пошкоджень внутрішнього, зовнішнього кілець, роликів підшипника, а також пошкоджень сепаратора, чиї ознаки ідентифікуються на спектрі обвідної відразу після застосування АР фільтра. Goal: increase of efficiency for diagnostics of rolling bearing faults using an autoregressive model to calculate AR coefficients and further application of pre-whitening AR filter and envelope spectra to extract weak faults signs. Method of doing research: diagnostics of rolling bearing faults involves signal acquisition technique and application of the AR model for better analysis of short duration signal properties and impulses. The Akaike information criterion is used to ensure optimum adaptation of AR coefficients to a fault bearing. The AR coefficients are defined with Yule-Walker equitation. The advantages of pre-whitening AR filter are presented due to the low efficiency regarding the power spectral density of the parametric model. The experimental study of vibration characteristics of the auxiliary electromotor body of electric locomotive defines the frequency band 5,5 — 7 kHz with the rolling bearing vibration, and this frequency band can be used for further extraction the envelope spectra. Value: the research shows a capability of the pre-whitening AR model to store valuable information not only about different faults concerning outer, inner race, rollers of bearings but also about the technical condition of the cage, the signs of which are displayed on the envelope spectra directly after the AR filter. Демонстрируется возможность диагностирования повреждений роликовых подшипников с использованием авторегрессионной (АР) модели для подсчета АР коэффициентов с дальнейшим применением обеляющего АР фильтра и спектра огибающей для выделения признаков начальных повреждений. Для диагностирования роликовых подшипников качения используется АР модель для лучшего анализа свойств сигнала с импульсными составляющими. Информационный критерий Экейки используется для правильного выбора порядка АР модели. АР коэффициенты вычисляются с помощью выражения Юла-Уокера. В связи с низкой эффективностью спектральной плотности мощности параметрической модели демонстрируются преимущества обеляющего АР фильтра. Экспериментальные исследования вибрационных характеристик корпуса вспомогательного двигателя определили частотный диапазон 5,5 — 7 кГц в котором проявляется подшипниковая вибрация и который можно использовать для дальнейшего выделения спектра огибающей. Исследования определяют возможность обеляющего АР фильтра хранить ценную информацию не только о разных повреждениях внутреннего, внешнего колец, роликов подшипника, а также о состоянии сепаратора, признаки которого проявляются на спектре огибающей сразу после АР фильтра.

Переналагоджуваний установлювально-затискний модуль, що містить корпус із кришкою, та ексцентрик, який відрізняється тим, що додатково оснащений верхнім і нижнім кільцями, які розташовані між поверхнями кришки та корпусу, призмами, повзунами, ексцентриками, штоками, напрямними та регулювальними гвинтами, причому повзуни з'єднані з напрямними за допомогою штоків, на яких закріплені ексцентрики, при цьому напрямні з'єднані з кільцями за допомогою шпильок і установлені з можливістю переміщення по колу, крім того один із повзунів жорстко закріплений на кришці та з'єднаний з однією із призм, принаймні одним регулювальним гвинтом, а решта повзунів з'єднані з іншими призмами, принаймні двома регулювальними гвинтами, які мають на кінцях сферичні поверхні, що контактують з призмами, причому призми розміщені з можливістю поздовжнього переміщення та кутового повороту за допомогою гвинтів.

Разработаны расчётные модели валопровода турбонасосного агрегата жидкостного ракетного двигателя, а также роторов турбонасоса окислителя и насоса горючего с учётом жёсткости подшипниковых опор. Предложена методика определения жёсткостей опор, основанная на использовании моделей контактного взаимодействия поверхностей сопрягаемых деталей. Определены критические частоты и соответствующие им формы колебаний роторных систем. Исследованы особенности критических частот парциальных роторных систем и валопровода в целом. Разработана методика расчета узла осевой разгрузки ротора насоса – гидропяты. Получены формулы для расчета потерь энергии в цилиндрическом и торцовом дросселях гидропяты, используя аналогию определения потерь энергии в цилиндрической трубе круглого сечения. Приведены результаты апробации предложенной методики расчета гидропяты.

Одним з найбільш відповідальних вузлів турбокомпресорного агрегату є упорний підшипник, задача якого утримувати неврівноважені осьові сили роторної машини. Проблеми підвищення несучої здатності упорних підшипників присвячені численні науково-технічні дослідження, проте запропонованих заходів і рекомендацій з удосконалення виявляється недостатньо для того, щоб повною мірою компенсувати зростання навантажень на упорні підшипники і забезпечити надійну і економічну роботу цих вузлів у всьому діапазоні режимів експлуатації.

Тема данной бакалаврской работы - «Модернизация привода главного движения фрезерного станка для объемной обработки деталей». В качестве станка-прототипа, выбран горизонтально-фрезерный станок модели 6Б444Ф3. Главной целью работы, является модернизация главного привода станка, а именно увеличение интервала частот вращения шпинделя с nшп= 25-2000 мин-1 , до nшп=20-3000 мин-1. Для этого был подобран подходящий электродвигатель, спроектирована новая коробка скоростей, рассчитаны прочностные характеристики наиболее нагруженных зубчатых колес и валов, подобраны подшипники и рассчитана долговечность наиболее нагруженных из них., The theme of this bachelor work - "Modernization of the main drive of the milling machine for bulk processing of details." As a prototype of the machine, selected horizontal milling machine 6B444F3 model. The main goal of the work is the modernization of the main drive of the machine, namely, an increase in spindle speed range with nshp = 25-2000 min-1 to nshp = 20-3000 min-1. For this was picked up by a suitable motor, designed a new gearbox, calculated the strength characteristics of the most loaded gears and shafts, bearings are selected and designed durability most loaded ones.

На основе современных положений трибологии рассмотрена задача упругого контакта опорных роликов цилиндрической формы с опорным поясом формы центробежной литейной машины. Уточнены коэффициенты трения качения формы со стальными опорными поясами по роликам, изготовленным из низкомодульных материалов, таких как литейная сталь, бронза и латунь. Получены графики зависимости относительной деформации и допускаемых по условиям контактной прочности радиусов роликов в зависимости от модуля упругости их материала. Получены приведенные коэффициенты трения подшипников качения в зависимости от типа (шариковый, роликовый) и вращающегося внутреннего или наружного колец. During the research, it is assumed to obtain analytical dependence for determining the rolling resistance of the steel belt supporting the mold on rollers, made of flowable materials. Compare values of coefficients of friction in the bearings of the rollers, the analytical method with the values proposed in the scientific and technical literature for designers and builders. Based on current provisions of tribology deals with the problem of elastic contact of rollers of cylindrical form with a support belt forms a centrifugal casting machine. Coefficients of rolling friction of the shaped steel support belts on rollers, made of flowable materials such as cast steel, bronze and brass. The obtained graphs of the relative deformation and permitted under the terms of the co ntact strength of the radii of the rollers according to the elastic modulus of their material. The reduced friction coefficients of rolling bearings depending on the type (ball, roller) and a rotating inner or outer ring. When rotating the outer ring of the bearing , the coefficient of rolling friction is higher by 14 to 27% than the rotation of the inner ring. Theoretically, from the condition of multiplicity of operating on the local contact deformation of the reference tire and roller every second car repair will be accompanied by a simultaneous replacement of worn equally reference tire and roller.

Целью данной работы является произвести компьютерное моделирование подшипников центробежного компрессора и исследовать их на прочность. Задачи: · Построить 3d модели подшипников и получить распределение напряжений · Подсчитать подшипники на жидкостное трение. Сделать тепловой расчёт

Получены величины допустимых нагрузок, сопротивлений качению, коэффициентов трения качения и коэффициентов сопротивления движению шара и цилиндра для восьми наиболее распространенных схем соприкосновения, что позволит выбрать оптимальный узел качения из условий габаритов и энергоемкости., Отримано величини допустимих навантажень, опорів коченню, коефіцієнтів тертя кочення та коефіцієнтів опору руху кулі та циліндра для восьми найбільш вживаних схем дотику, що дозволить вибрати раціональний вузол кочення із умов габаритів та енергоємності., Problem. To overcome rolling resistance and rolling repair units spent heavily countries. Since one of the major cost elements are overcoming rolling resistance in of ball and roller bearings, it is necessary to more accurately determine its value and in particular the coefficient of rolling friction transferred to the shaft. Its value is given in the references and recommended for of ball bearings, roller bearings in [1]. These differences should be attributed to the material holders and balls and rollers, as well as due to viscosity oils.The purpose of the article. Submit Analytical relations for determining rolling resistance balls and rollers for different schemes of touch and give more accurate values of the coefficient of rolling friction reduced to shaft or bearing internal cage.Analysis of the main indicators of the calculations bearing units with different schemes of touch suggests:– Obtained dependence of the resistance movement;– Dependences coefficient of rolling friction of the load allowable on the ball and the cylinder will make for rational analysis unit bearings in terms of size and power consumption.