Современные проблемы машиностроения

Подождите немного. Документ загружается.

V Международная научно-техническая конференция

«Современные проблемы машиностроения»

______________________________________________________________

современных двигателей. Определенные в результате численного эксперимента зн ачения

гидравлических потерь были использованы для расчета мощности, необходимой для привода

насоса, обеспечивающего циркуляцию жидкости по формуле [4]:

мг

ρη η

нр





, Вт, (5)

где

– расход охлаждающей жидкости, кг/с;

p

– перепад давления жидкости в заруба-

шечном пространстве, Па;



– плотн ость жидкости, кг/м

;



– механический КПД насоса,

принимаемый равным 0,98;



– гидравлический КПД насоса, принимаемый равным 0,75.

Рис. 2. Твердотельная модель

Рис. 3. Разбивка модели на конечные элементы

рубашки охлаждения двигателя

Результаты численного эксперимента сведены в табл. 2

Таблица 2

Результаты численного эксперимента

Вид теплоносителя

Кинематическая

вязкость, , сСт

Гидравлическое со-

противление заруба-

шечного пространст-

ва,

p

, кПа

Мощность, необхо-

димая для прокачи-

вания жидкости,

нр

, Вт

Дистиллированная вода

1,0

125

20,4

Вода + 0,1 % силиката

натрия

0,92

118

19,2

Вода + 0,1 % ПАА

0,85

107

17,4

Вода + 0,1 % ПАВ

0,71

15,5

Согласно проведенным расчетам, минимальное гидравлическое сопротивление в за-

рубашечном пространстве двигателя будет иметь место при использовании в качестве ком-

понента присадки поверхностно-активные вещества. Введение 0,1 % ПАВ приводит к сни-

жению кинематической вязкости на 30 %, гидравлического сопротивления и затрат мощно-

сти на прокачивание жидкости – на 25%.

Для проверки адекватности численного эксперимента были проведены лабораторные

исследования на экспериментальной установке, схема которой приведена на рис. 4.

Сравнительный анализ результатов численн ого моделирования и экспериментальных

исследований показывает, что наилучшая сходимость имеет место для дистиллированной

воды. При исследованиях жидкостей содержащих присадки расхождение между результата-

V Международная научно-техническая конференция

«Современные проблемы машиностроения»

______________________________________________________________

ми чи сленн ого и лабораторного экспериментов увеличиваются и достигают 10 %. Это может

быть объяснено особенностью присадок, содержащих ПАВ и водорастворимые полимеры.

Данные вещества оказывают существенное воздействие на структуру и толщину пристеноч-

ного слоя жи дкости, вызывающее ламинеризацию пограничной области. Это оказывает до-

полнительное влияние на снижение гидравлических потерь в контурах циркуляции.

Рис. 4. Лабораторная установка

1 – установка; 2 – внутренняя полость; 3 – дроссельная заслонка; 4 – манометр;

5 – трубопровод; 6 – циркуляционный насос; 7 – электродвигатель

Проведенные численные и лабораторные исследования п одтвердили возможность

снижения затрат мощности н а привод циркуляционных насосов систем охлаждения ДВС пу-

тем изменения свойств охлаждающих жидкостей за счет введения многофункциональных

присадок.

Созданная численная модель и меет достаточную адекватность при исследованиях во-

ды, для повышения точности моделирования при исследованиях жидкостей, содержащих

присадки необходимо введение корректирующих коэффициентов, позволяющих учесть из-

менения структуры пограничного пристеночного слоя жидкости.

Литература

1. Двигатели внутреннего сгорания. Системы поршневых и комбинированных двига-

телей. / Ефимов С. И., Иващенко Н. А., Ивин В. А. и др., М.: Машиностроение, 1985. – 417 с.

2. Тузов Л.В., Безюков О.К., Жуков В.А., Ларин В.А. Исследование влияния п рисадок

к охлаждающей жидкости дизелей на процессы теплоотдачи – М.: Двигателестроение. –

1996. – №1. – С. 46-51.

3. Газовая динамика. Механика жидкости и газа. : Учебник для вузов / В.С. Бекнев,

В.М. Епифано в, А.И. Леонтьев / под общей ред. А.И. Леонтьева. – 2-е изд., перераб. и доп. –

М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1997. – 671 с., ил.

4. Теоретические основы теплотехники. Теплотехнический эксперимент: Справочник

/ под общ. ред. чл.-кор. РАН А.В. Клименко и проф. В.М. Зорина. – М.: МЭИ, 2001. – 564 с.

5. Петриченко Р.М. Системы жидкостного охлаждения быстроходных двигателей

внутреннего сгорания. – Л.: Машиностроение, 1975. – 224 с.

V Международная научно-техническая конференция

«Современные проблемы машиностроения»

______________________________________________________________

ОЦЕНКА ВЛИЯНИЯ СИЛЫ ТЯЖЕСТИ НА ПРОЦЕССЫ УРАВНОВЕШИВАНИЯ

В ЖИДКОСТНЫХ АВТОМАТИЧЕСКИХ БАЛАНСИРОВОЧНЫХ УСТРОЙСТВАХ

Г.Р. Зиякаев, к.т.н., доц., Е.Н. Пашков, ассистент, А.А. Мочалов, студент

Национальный исследовательский Томский политехнический университет,

634050, Россия, г. Томск, пр. Ленина, 30, тел.(3822)-563-820

E-mail: zgr@tpu.ru

Особенностью балансировки жидкостью является то, что при произвольном располо-

жении ротора балансировочное вещество испытывает не только действие центробежных сил,

но и сил тяжести, в результате чего свободная поверхность не является цилиндрической. В

данной статье рассматривается вопрос о влиянии сил тяжести на балансировочные процессы.

Ось вращения жидкостного автоматического балансировочного устройства (АБУ) мо-

жет быть горизонтальной, вертикальной, наклонной или перемещающейся в пространстве в

процессе эксплуатации.

Жидкость, свободно заливаемая во вращающуюся вокруг горизонтальной оси оболоч-

ку, растекается по ней под действием кинетической энергии струи и вовлекается во враща-

тельное движение за счет сил вязкости. Однако такая скорость частиц балансировочного ве-

щества п ри его вращении вокруг горизонтальной оси не может быть постоянной из-за пульса-

ции результирующей силы в течение оборота АБУ, так как она складывается из постоянной

по величине и направлению силы тяжести и постоянной по величине, но меняющейся по на-

правлению центробежной силы. Это при водит к тому, что свободная поверхность жидкости,

смещается к низу от оси вращения, и полного уравновешивания ротора достигнуто быть не

может.

При вертикальной оси вращения свободно заливаемая в оболочку жидкость постепен-

но увлекается ею во вращательное движение. Через некоторое время угловые скорости вра-

щения отдельных слоев балансировочного вещества и самой оболочки выравниваются, и

жидкость приходит в состояние относительного покоя. Пульсации результирующей силы за

период оборота формы в этом случае не происходит, так как направление центробежной си-

лы при вращении относительно вертикальной оси не изменяется. При вращении оболочки

относительно вертик альной оси внутренняя поверхность отливки будет иметь форму пара-

болоида вращения (рис. 2), которая образуется в резуль тате одновременного действия цен-

тробежной силы F

и силы тяжести F

(в этом случае силы взаимно перпендикулярны). Это

означает, что толщина стенок балансировочного вещества в верхней и нижней частях будет

различной. Т.к. ширина камеры жидкостного АБУ относительно мала, это приведет к тому,

что большая часть балансировочной жидкости выйдет из процесса балансировки и эффек-

тивность устройства значительно снизится.

Произвольное расположение вала является комбинацией вертикального и горизо н-

тального расположения вала и в данной статье не рассматривается.

Задача исследования состоит в определение минимальных частот вращения ротора с

жидкостным АБУ, при которых силы тяжести будут оказывать негати вное влияние на про-

цесс автоматической балансировки ротора жидкостными АБУ.

1. Ось вращения горизонтальна

Коэффициент гравитации, показывающий во сколько раз сила ин ерции, действующая

на жидкость, больше силы тяжести, равен



Центробежная сила, которая действующая на частицу жидкости равна

V Международная научно-техническая конференция

«Современные проблемы машиностроения»

______________________________________________________________

 

2 2 2

F mr m n m D n     

где m – масса частицы жидкости, кг;

,rD

– внутренний радиус и диаметр камеры (при малых

объемах заливаемой жидкости), м;

,n

– угловая скорость и частота вращения ротора.

После подстановки получаем

2 2 2 2

22m D n D n

m g g





Выражаем искомую частоту вращения,



0,705

K g K





Как показывает практика влияние силы тяжести можно не учитывать при

100...200K 

Окончательно получаем минимальную частоту вращения горизонтального ротора с

жидкостным АБУ при которой силы тяжести не будут оказывать заметного влияния на про-

цесс балансировки,

мин



min

423n



Из последней формулы видно, что частота при которой силами тяжести можно пренеб-

речь зависит от диаметра D. Причем, чем больше D, тем меньше получается минимальная час-

тота вращения. Поэтому, при расчетах многокамерного жидкостного АБУ для определения

минимальной частоты вращения требуется брать диаметр наименьшей камеры устройства.

Рис. 1. Гидростатические силы, действующие на жидкость при вращении ротора

с АБУ относительно горизонтальной оси:

1 – жидкость; 2 – обойма жидкостного АБУ; F

– равнодействующая сил центробежной и тяжести

2. Ось вращения вертикальна

Экспериментально установлено, что наилучшей является т акая скорость вращения,

при которой уклон внутренней поверхности составляет меньше 1:100.

Для нахождения минимальной скорости вращения воспользуемся полуэмпирической

формулой Константинова:

min

291





где ρ – плотность жидкости, кг/м

; R – радиус обоймы АБУ, м.

V Международная научно-техническая конференция

«Современные проблемы машиностроения»

______________________________________________________________

В гидродин амическом расчете скорости вращения учитывают, кроме действия грави-

тационных и центробежных сил, так же силу трения жидкости об оболочку. При этом методе

расчета скорости вращения получают меньшими, чем при расчете по гидростатическим за-

висимостям [1].

Рис. 2. Схема жидкостного АБУ с вертикальной осью вращения:

1 – балансировочная жидкость; 2 – обойма жидкостного АБУ

В результате проведенных исследований были получены скорости оценивающие воз-

можность применения жидкостей в качестве балансировочных на небольших частотах вра-

щения. По данным проведенных экспериментов скорости оказались близки к полученным,

поэтому считаем возможным использовать данный метод оценки для определения диапазо-

нов скоростей в которых возможна балансировка.

Литература

1. Ефимов В.А., Анисович Г.А. Специальные способы литья. – М.: Машиностроение,

1991. – 734 с.

МОДЕЛИРОВАНИЕ ДИНАМИКИ ВИБРОЗАЩИТНОЙ СИСТЕМЫ

С ПЕРЕСТРАИВАЕМОЙ СТРУКТУРОЙ

Г.Р. Зиякаев, к.т.н., доц., М.Э. Овтин, студент, А.Г. Симуткин, студент

Национальный исследовательский Томский политехнический университет,

634050, Россия, г. Томск, пр. Ленина, 30 тел.(3822)-563-820

E-mail: zgr@tpu.ru

В механических системах содержащих вращающиеся роторы, неуравновешенность

которых меняется от пуска к пуску, существует проблема перехода через резонанс. к ним от-

носятся, например, отжимные центрифуги. во время разгона ротора, особенно для машин с

ограниченной мощностью приводного двигателя, воз никают резонансные колебания с боль-

шими амплитудами, а в некоторых случаях система не может перейти через резонанс и вый-

ти на рабочий режим. это ведет к нарушению технологического процесса и интенсивному

износу подшипниковых узлов.

Одним из способов устранения резонансных колебаний, которые могут возникнуть

при разгоне ротора двигателя, является изменение собственной частоты системы в зависи-

мости от частоты вращения ротора. в предлагаемой работе и зменение собственной частоты

системы происходит за счет и зменения жесткости подвеса скачкообразно при достижении

V Международная научно-техническая конференция

«Современные проблемы машиностроения»

______________________________________________________________

ротором определенной частоты. вначале разгон происходит при жесткости подвеса с

(собст-

венная частота k

), при достижении ротором частоты f

кр

, происходит мгновенное изменение

жесткости до с

(собственная частота k

). при этом происходит практически безрезонансный

разгон системы.

Рис.1. Амплитудно-частотная характеристика виброзащитной системы:

1 – АЧХ при собственной частоте системы k

, 2 – АЧХ при собственной частоте системы k

, 3– АЧХ

при изменении собственной частоты с k

до k

, при достижении частоты f

кр

ВЫВОД УРАВНЕНИЙ ДВИЖЕНИЯ СИСТЕМЫ

Рассмотрим механическую систему, состоящую из ротора и дополнительного тела

(корпуса машины). Ротор жестко соединен с дополнительным телом, которое, в свою оче-

редь, упруго соединено с неподвижным основанием (рис. 2). На рис. 2 даны: О

– геометри-

ческий центр ротора; C – центр масс неуравновешенного ротора.

Рис. 2. Механическая система

Вводим следующие системы координат:

 – жестко связанная с основанием;

V Международная научно-техническая конференция

«Современные проблемы машиностроения»

______________________________________________________________

– движущаяся поступательно с началом в точке О;

– жестко связанная с ротором.

Угол поворота ротора задаем углом .

Полагаем, что дополнительное тело движется только поступательно. Массы дополни-

тельного тела и ротора обозначаем: М

, М

. Жесткости связей дополнительного тела с непод-

вижным основанием примем равными С



и С



Для составления уравнений Лагранжа второго рода определяем кинетическую энер-

гию системы

TT Т

где Т

, Т

– кинетическая энергия ротора и дополнительного тела.

Ротор совершает плоское движение, его кинетическая энергия

P P P С

Т I М V  

где I

– момент инерции ротора, проходящий через центр массы; V

– скорость центра масс

ротора.

Дополнительное тело участвует только в поступательном движении, поэтому его ки-

нетическая энергия

Т М V

где V

– скорость любой точки тела.

Скорости V

, V

определяем координатным способом:

2 2 2 2 2 2

1 1 1

C C C

VV      

Для этого сначала находим координаты центров масс:

cos , sin ,

åe         

где е – смещение центра массы ротора относительно оси вращения.

После дифференцирования этих выражений по времени и подстановке находим квад-

раты скоростей:

2 2 2

( sin ) ( cos )

V e e         

С учетом полученных выражений кинетическая энергия системы принимает вид:

 

2 2 2

1 1 1 1

1 1 1

sin cos .

2 2 2

C P T

T I M e e M



               





Находим обобщенные силы

,,Q Q Q

  

, обусловленные силами упругости и сопро-

тивления:

1 1 1

Q C b



    

1 1 1

Q C b



    



  

где b

– коэффициент пропорциональности сил вязкого трения; h

– коэффиц иент пропор-

циональности момента сил вязкого сопротивления; M

– крутящий момент двигателя;  –

коэффициент демпфирования двигателя.

После определения частных производных и производных п о времени от кинети ческой

энергии системы, получаем искомую систему уравнений на основе уравнений Лагранжа 2-го

рода:

V Международная научно-техническая конференция

«Современные проблемы машиностроения»

______________________________________________________________

     

1 1 1 1

sin cos ,

cos sin ,

sin cos .

T P P P

T p p p

p p p p двиг

M M M e M e C b

I M e M e M e M







           



     

           



     





   

         



   





Эта система уравнений описывает движение ротора, имеющего статическую неурав-

новешенность, совместно с корпусом. При этом сделано допущение, что центры тяжести ро-

тора и корпуса находятся в одной плоскости.

ЧИСЛЕННОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ РАЗГОНА РОТОРА

Полученная система уравнений реализована с математического пакета Maple 10. Па-

раметры системы были приняты равными: M

= 3 кг; M

= 2 кг; I

= 0,05

кг м

;

= 50

Нм

; е = 0,001 м;

100





;

0,0063

кг м





Результаты численного моделирования приведены на рис. 3.

Рис.3. Осциллограммы системы при разгоне ротора:

а – при жесткости подвеса С

= 500000 Н/м; б – при жесткости подвеса С

= 20000 Н/м;

в – при изменении жесткости подвеса с С

= 500000 Н/м до С

= 100000 Н/м

в момент времени t = 0,3 c.; г – график изменения жесткости подвеса

На рис. 3 а приведена осциллограмма разгона роторной системы с жесткость подвеса

500000 Н/м. Из нее видно, что резонанс системы наступает в момент времени t  0,38 с, при

этом амплитуда колебаний оси несбалансированного ротора равна А=0,004 м.

На рис. 3 б приведена осциллограмма разгона роторной системы с жесткость подвеса 100000

Н/м. Из нее видно, что резонанс системы наступает в момент времени t  0,22 с, при этом

амплитуда колебаний оси несбалансированного ротора равна А=0,002 м.

V Международная научно-техническая конференция

«Современные проблемы машиностроения»

______________________________________________________________

На р ис. 3в приведена осцилло грамма разгона ротор ной системы с жес ткостью под-

веса ротора, з начения которого меняют ся скачк ообра зно в момент вр емени t  0,3 с. с

500000 Н/м на 100000 Н/м. Отсюда видно, что при переключении жесткости имеет место

амплитудный скачок, обусловле нный возникновением собственных колебаний во врем я

изме нения параметров системы, при этом амплитуда колебаний оси несбалансиров анного

рото ра равна А=0,002 м.

В целом время переходного процесса сокращается и ампли туда установившихся коле-

баний ротора обуславливается только вынужденной силой. Таким образом реализация полу-

ченной системы уравнений с помощью математического пакета Maple 10 позволяет просле-

дить переходные процессы роторной системы с перестраиваемой структурой во время разго-

на ротора.

РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ

ЗУБЧАТО-РОЛИКОВОЙ ПЕРЕДАЧИ С АРОЧНЫМИ ЗУБЬЯМИ

С.Г. Костенко, к.т.н.,доц.

Курганский государственный университет,

640000, г.Курган, ул. Гоголя 25, тел. (3522)-230-703

E-mail: kgu.sm@mail.ru

Известно, что применяемые в ряде отраслей машиностроения тихоходные, тяжелона-

груженные крупногабаритные зубчатые передачи, как правило, являются открытыми и рабо-

тают в условиях недостаточной смазки и запыленной среды, которая зачастую обладает

сильными абразивными свойствами. Поэтому ресурс таких зубчатых передач, как правило,

определяется износом и часто оказывается существенно меньшим расчетного.

В большинстве случаев крупногабаритные передачи изготавливаются с эвольвентным

зацеплением. При этом срок службы передачи определяется износом круп ногабаритного ко-

леса, которое изготовляется составным для обеспечения возможности его термообработки.

Использование для рассматриваемого класса передач традиционных вариантов зацеп-

ления Новикова с одной и двумя линиями зацепления, на н аш взгляд, не может п ривести к

существенному повышению износостойкости. Объясняется это тем, что снижение давлений

в контакте сопряженных поверхностей не реализуется на практике из-за конструктивных

особенностей и условий монтажа даже при идеальной точности изготовления зубчатых ко-

лес. Это позволяет утверждать, что одним из важных свойств, которым должны обладать

крупномодульные зубчатые передачи, работающие в тяжелых условиях, является ремонто-

пригодность.

Свойством ремонтопригодности обладают передачи на базе зацепления с промежу-

точными телами [1-5].

В 1971 году С.В.Старухиным была предложена цилиндрическая зубча то-роликовая

передача (ЗРП ) с промежуточными эле ментами зацеплен ия – цилиндрическими ролика ми

[2]. Результаты исследований, проведенные отечеств енными учеными А.Е. Беляевым,

С.В. Старухиным, С.С. Тубольцевой, Е.А. Фехом, П.В. Ольштынским, показали, что такая

передача обладает рядом достоинств, делающих ее перспективной для повышения ресурса

тяжелонагруженных приводов машин. К основным достоинствам можно отнести:

1. Высокий уровень ремонтопригодности;

2. Повышенную контактную и изломную прочность зубьев;

3. Повышенную износостойкость.

К недостаткам зубчато-роликовой передачи с цилиндрическими роликами следует от-

нести наличие осевых усилий в зацеплении, приводящих к увеличению массы и габаритов

опорных узлов, а также повышенные виброактивность и шум.

V Международная научно-техническая конференция

«Современные проблемы машиностроения»

______________________________________________________________

Устранить осевые усилия в зацеплении можно за счет применения арочной формы

зубьев колес и тороидальных роликов.

Зубчато-роликовая передача с арочными зубьями была предложена нами совместно с

М.Л. Ериховым, П.В. Ольштынским и В.М. Гороховым [3]. Благодаря тому, что в контакте

каждой пары сопряженных поверхностей роликов и зубчатых колес в любой момент времени

передачи движения имеется две симметрично расположенных площадки контакта, теорети-

чески осевые усилия отсутствуют.

Нами предложен принцип образования и синтезированы возможные геометро-

кинематические схемы зацеплений зубчато-роликовых передач с арочными зубьями. На ос-

новании проведенного анализа в качестве объекта для теоретических и экспериментальных

исследований была выбрана арочная зубчато-роликовая передача, основывающаяся на схеме

с производящей рейкой.

Основные результаты работы сводятся к следующему:

1. Предложен при нцип образовани я и синтезированы возможные геометрокинемати-

ческие сх емы зацеплений зубчато-роликовых передач с арочными зубьями. Проведен каче-

ственный анализ функциональных возможностей синтезированных схем, на основе которых

выбраны наиболее перспективные схемы.

2. Построены математические модели станочных и рабочих зацеплений зубчато-

роликовых п ередач, образованных на базе производящей рейк и, которые использ ованы для

анализа особенн остей геометрии контакта, получения расчетных зависимостей, необх оди-

мых при геометрическом и прочностном расчетах.

3. Установлено, что зубчато-роликовая передача с арочными зубьями представляет

собой разновидность передачи Новикова с двумя линиями зацепления – дополюсной и запо-

люсной. Контакт сопряженных поверхностей ролика и зубьев колес является точечным, при-

чем точки контакта перемещаются вдоль поверхн остей зубьев колес и тороидальн ых роли-

ков. Управлять положением точек контакта по высоте зубьев колес можно за счет различных

смещений рейки в станочном зацеплении, различных радиусов профилей зубьев инструмента

или различных углов зацепления ролика соответственно с первым и вторым колесом.

4. Получены расчетные зависимости для определения геометро-кинематических пока-

зателей качества зацепления: скоростей качения и скольжения в точках контакта сопряжен-

ных поверхностей; кривизны сопряженных поверхностей зубьев колес и роликов; коэффици-

ента перекрытия. Исследовано влияние параметров зацепления на показатели качества.

5. Разработана инженерная методика геометрического расчета.

6. Даны рекомендации по проектированию и изготовлению специфических элементов

зубчато-роликовых передач с арочными зубьями.

7. Разработаны конструкции цилиндрических зубчато-роликовых передач с арочными

зубьями, защищенных авторскими свидетельствами. Изготовление и испытание опытной

партии подтвердили правильность выбора конструктивных параметров и работоспособность

передач.

8. Проведены сравнительные стендовые испытани я зубчато-роликовых передач с

арочными и косыми зубьями, в результате которых установлено, что износ зубьев шестерни,

колеса и роликов испытанных передач с арочными зубьями соответственно в 1,8; 1,4 и 1,2

раза меньше износа аналогичных элементов передач с косыми зубьями.

Показано, что применение арочных зубьев позволяет уменьшить общий уровень шума

зубчато-роликовых передач на 1-8Дб, общий уровень виброускорений – на 2-8 Дб.

Таким образом, проведенное исследование позволяет рекомендовать цилиндрическ ую

зубчато-роликовую передачу с арочными зубьями для использования в тихоходных тяжело-

нагруженных зубчатых приводах современного машиностроения.