Анализ влияния конструктивных и режимных параметров на работу прямозубого роторного насоса Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (107) 2012

УДК 621.512:65:656.1 Д. В. ГРИГОРЬЕВ

Г. Д. НЕСТЕРЕНКО С. Д. КОРНЕЕВ С. М. ОВЧДРЕНКО

Омский государственный технический университет

Омский государственный университет путей сообщения

АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ КОНСТРУКТИВНЫХ И РЕЖИМНЫХ ПАРАМЕТРОВ НА РАБОТУ ПРЯМОЗУБОГО РОТОРНОГО НАСОСА

В работе рассматривается анализ влияния основных конструктивных и режимных параметров на экономичность и производительность работы прямозубого роторного насоса. Приведены основные результаты расчетов, полученные при проведении анализа влияния скорости вращения вала, степени повышения давления, относительной высоты зуба и относительной ширины ротора на энергетические характеристики насосного агрегата и его производительность.

Ключевые слова: роторный насос, энергетические характеристики, относительная ширина ротора, относительная высота зуба, прямозубый, неравномерность подачи.

В работе [1] авторами была предложена конструкция прямозубого роторного насоса. Принцип действия представленной машины заключается в том, что при вращении ротора 3 (рис. 1) по часовой стрелке перед выступом 4 образуется область сжатия —нагнетания, а позади выступа 4 — область расширения — всасывания. В то же время, нижняя торцевая поверхность уплотнительного диска 6 образует герметичный стык с цилиндрической поверхностью ротора 3 и отсекает полость расширения — всасывания от полости сжатия —нагнетания.

Объем полости сжатия — нагнетания при вращении ротора 3 уменьшается, находящаяся в этой полости жидкость сжимается и вытесняется через нагнетательный клапан 11 потребителю, а позади выступа 4, по мере вращения ротора 3, происходит увеличение полости расширения — всасывания.

При дальнейшем вращении ротора 3 зуб 4 перекрывает окно нагнетательного клапана 11, и он закрывается в связи с тем, что поступление к нему жидкости под давлением прекращается.

Затем зуб 4 входит во впадину 7 уплотнительного диска 6. После прохождения зубом 4 впадины 7 этот выступ перекрывает всасывающее окно 10, процесс всасывания при этом на время прекращается, а жидкость перед зубом 4 начинается сжиматься.

Далее цикл работы повторяется. Аналогично работает вторая камера насоса. Синхронизация вращения роторов 3, 17 с уплотнительным диском 6 осуществляется коническими шестернями 13, 14, 19 установленных на валах 5, 8 и 20 соответственно.

Такая машина отличается простотой изготовления как роторов, так и цилиндров. К тому же необходимо отметить, что предполагаемые рабочие характеристики такого гидроагрегата не будут уступать имеющимся аналогам. Так, например, подача насоса в виду постоянства скорости зуба ротора

будет равномерна, однако будет наблюдаться ее отсутствие в момент размещения зуба ротора во впадине уплотнительного диска, но устранение возникающей неравномерности может устраняться, например увеличением радиуса ротора или уменьшением высоты зуба. Давление такой машины теоретически можно развивать до значений, соответствующих значениям поршневых насосов высокого давления, конечно, в этом случае значительно увеличатся торцовые утечки и, вследствие этого, уменьшится эффективность рабочего цикла, но при таком использовании можно будет внести в конструкцию элементы компенсации торцевых зазоров, как это делается в шестеренных насосах. К тому же при существовании двух камер насоса можно использовать одну из них в качестве вспомогательного (подкачивающего) насоса, а вторую камеру — в качестве основного насоса, являющегося источником необходимого давления.

Диапазон частот вращения такого насоса предполагается таким же, как и у всего семейства роторных гидромашин, а всасывающая способность и неприхотливость к фильтрации рабочей жидкости — как у семейства поршневых насосов.

Такой насос обладает не только новыми функциональными возможностями, но и существенными конструктивными особенностями, которые ранее, как это показал информационный поиск, не изучались.

Естественно, что работа насоса на различных режимах будет сопровождаться явлениями, свойственными именно данной машине. Так, например, неизвестно, какое значение примет давление в полости цилиндра в момент размещения зуба ротора в отверстии уплотнительного диска, каким образом будут влиять на характеристики насоса его режимные параметры и конструктивные соотношения и т.д.

\ \ -Г \ (ЛЛСЖ1Л£)-100% (АЛвс/Лг>100% (ЛАн/Аг)-100%

\

. \

ч.

5

9

13

Ун, МПа

Рис. 3. Зависимость относительных потерь работы на всасывании, нагнетании и сжатии от давления нагнетания рв в рабочей полости насоса: ААсж — потери работы на сжатии; дАвс — потери на всасывании,

ААв — потери работы на нагнетании;

А — суммарная работа цикла

Поб, %

Рис. 1. Схема прямозубого роторного насоса с двумя рабочими полостями:

1 — 1-й цилиндр, 2 — 1-я рабочая полость,

3 —1-й ротор, 4 — зуб 1-го ротора, 5 — приводной вал, 6 — уплотнительный диск, 7 — впадина,

8 — промежуточный вал, 9 — крышка 1-го цилиндра, 10 — всасывающее окно, 11 — нагнетательный клапан, 12 — корпус, 13 — ведущая шестерня,

14 — промежуточная шестерня, 15 — полость корпуса, 16 — 2-й цилиндр, 17 — 2-й ротор, 18 — крышка,

19 — ведомая шестерня, 20 — ведомый вал

Рис. 4. Зависимость объемного КПД от частоты вращения вала

4

3

2

1

Авуб/О-Ш, % - - АС„орО-100, %

Ч, А - ■ А О„о„/О-1 Оупл/О-Ю 00, % 0, %

Ч\ \ ч • *чЧ.

* *4 * ч ,

500 1000

1500

2000

Поб, мин

рн, МПа 1 5 9 13

Рис. 2. Зависимость объемного КПД от давления нагнетания рв в рабочей полости насоса

Рис. 5. Зависимость относительных утечек жидкости через зазоры в рабочей полости насоса от частоты вращения вала:

— утечки жидкости через «зуб»;

АС от — утечки жидкости через ротор

и уплотнительный диск;

АС — торцевые утечки жидкости;

ДС„„. —

утечки жидкости через уплотнительный диск; С — массовая производительность насоса

0

1

0

В то же время для начальной стадии проектирования (например, на уровне хотя бы разработки технического задания) конструктор должен иметь представление, как о функциональных возможностях проектируемого объекта, так и об особенностях работы конструкции и предъявляемых к ней требованиях. Все это невозможно обеспечить, не имея математического описания рабочих процессов, происходящих в полостях насоса.

Для этой цели, на основании существующих методик по математическому моделированию рабочих процессов поршневого насоса [2], была разработана и реализована математическая модель рабочих процессов прямозубого роторного насоса.

0,1

0,2

0,3

0,4 К

Рис. 6. Зависимость объемного КПД от относительной высоты зуба

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (107) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (107) 2012

Результаты экспериментов [3] показали хорошее совпадение экспериментальных данных с расчетами, в связи с чем была подтверждена адекватность математической модели. Разработанная математическая модель рабочих процессов насоса позволяет провести анализ влияния основных конструктивных и режимных параметров на экономичность и производительность работы прямозубого роторного насоса.

Основными режимными параметрами, в значительной степени определяющими энергетические и расходные характеристики прямозубого насоса, являются частота вращения вала по6 (500 — 2000 мин-1) и давление нагнетания рн (1-13 МПа). Основными конструктивными параметрами являются относительная высота зуба ротора Лр = Л/г (отношение высоты зуба к радиусу ротора (0,1-0,4), относительная ширина зуба ротора Ьр = Б/т (отношение ширины зуба к радиусу ротора 0,2- 0,65), неточности изготовления геометрических размеров ротора, цилиндра и уплотнительного диска, которые определяют радиальные и торцевые зазоры 8 (10-25 мкм).

Объектом для анализа являлся опытный образец. Был проведен анализ следующих параметров: производительность; объемный КПД; утечки через — зазоры вокруг зуба, торцовые зазоры, радиальный зазор и зазоры между рабочей камерой и уплотнительным диском; потери работы на всасывание, сжатие и нагнетание; индикаторная работа цикла.

При проведении анализа влияния давления нагнетания рн было установлено, при изменении рн от 1 до 13 объемный КПД насоса имеет характер, близкий к линейному (рис. 2), и при увеличении рн монотонно убывает, что связано с ростом утечек жидкости через преимущественно торцовые и радиальный зазоры с увеличением на них перепада давления.

Относительные потери работы при всасывании и нагнетании с увеличением рн уменьшаются (рис. 3), и более интенсивное уменьшение этих параметров наблюдается при изменении рн от 1 до 4. Это можно связать с увеличивающимися затратами работы на осуществление полного цикла всасывание - сжатие - нагнетание в диапазоне изменения рн от 1 до 4, и незначительными изменениями работы на нагнетании и всасывании.

Следующим режимным параметром являлась частота вращения по6. В результате анализа влияния этого параметра было определено, что объемный КПД возрастает только с увеличением частоты вращения в диапазоне от 500 до 1750 мин-1 (рис. 4), дальнейшее увеличение по6 приводит к снижению цоб из-за недозаполнения цилиндра. Утечки жидкости через имеющиеся зазоры имеют небольшие значения в интервале частот 1500-2000 мин-1 (рис. 5). Таким образом, наиболее эффективная работа насоса наблюдается в интервале значений лой= 1500- 1750 мин-1.

Анализ влияния относительных величин Ир и Ьр на объемный КПД насоса показал, что величина цоб имеет явный максимум, как в первом (рис. 6), так и во втором случае (рис. 7).

Такое поведение цоб в обоих случаях вначале связано с уменьшением относительных утечек, поэтому и наблюдается увеличение цоб. При дальнейшем увеличении Ир и Ьр значения объемного КПД, за счет увеличения гидравлических сопротивлений всасывающего окна и недозаполнением цилиндра, снижается.

Также в ходе анализа конструктивных параметров была установлена зависимость неравномерности

0,2

0,35 0,5

0,6 ьр

Рис. 7. Зависимость объемного КПД от относительной ширины ротора Ь

Рис. 8. Зависимость неравномерности подачи от Л

16

12

— АОзу/о-100, % А0„„/0-100, % АОрот/О-ЮО, % -■ АОуи/о-100, % / /

/ / ✓

У * ✓

п.'***""'

10

15

20

25 б, мкм

Рис. 9. Зависимость относительных утечек жидкости через зазоры в рабочей полости насоса от величины 5

10

15

20

25

Рис. 10. Зависимость объемного КПД от величины зазоров

подачи от относительной высоты зуба Ир (рис. 8). Это позволило определить диапазон допустимых значений Лр=0,1-0,2, при которых прямозубый насос не уступает по неравномерности шестеренному насосу.

Анализ влияния конструктивных зазоров позволил выявить существенное увеличение торцевых утечек по сравнению с остальными (рис. 9) и дать в соответствии с этим рекомендации по величине торцовых зазоров в диапазоне 10- 15 мкм. Также в результате увеличения именно торцевых утечек происходит и значительное снижение объемного КПД (рис. 10), который стремительно падает с увеличением величины зазоров свыше 20 мкм.

8

4

0

На основании результатов численного моделирования работы прямозубого насоса даны следующие рекомендации: частота вращения ротора должна лежать в диапазоне 1250 — 2000 об./мин, при высоких требованиях к неравномерности подачи изменение отношения высоты зуба к радиусу ротора Ир должно лежать в интервале значений 0,1 — 0,2; увеличение отношения ширины ротора к его радиусу Ьр более желательно, чем отношение высоты зуба к радиусу ротора Ир и значения этих параметров предпочтительны в диапазонах Ьр = 0,35 — 0,65; Лр=0,2 — 0,4.

Библиографический список

1. Пат. 43925 Российская Федерация, Б04С18/08. Машина объемного действия / Щерба В. Е., Болштянский А. П., Суховей М. В. ; заявитель и патентообладатель Омский государственный технический университет. — № 2003105772/22 ; заявлено 28.02.03 ; опубл. 10.02.05. — Бюл. № 04.

2. Математическое моделирование рабочих процессов насосов объёмного действия / В. Е. Щерба [и др.] // Омский научный вестник. — Омск : Изд-во ОмГТУ, 2010. — № 3 (93). — С. 77-81.

3. Григорьев, А. В. Экспериментальные исследования прямозубого роторного насоса / А. В. Григорьев, С. Ю. Кайго-

родов, А. П. Болштянский // Омский регион — месторождение возможностей : матер. II Регионал. молод. науч.-техн. конф. — Омск : Изд-во ОмГТУ, 2011. — С. 36 — 38.

ГРИГОРЬЕВ Александр Валерьевич, старший преподаватель кафедры «Гидромеханика и транспортные машины» Омского государственного технического университета.

НЕСТЕРЕНКО Григорий Анатольевич, кандидат технических наук, доцент (Россия), доцент кафедры «Гидромеханика и транспортные машины» Омского государственного технического университета. КОРНЕЕВ Сергей Александрович, доктор технических наук, профессор (Россия), заведующий кафедрой «Сопротивление материалов» Омского государственного технического университета. ОВЧАРЕНКО Сергей Михайлович, доктор технических наук, профессор кафедры «Локомотивы» Омского государственного университета путей сообщения.

Адрес для переписки: scherba_v_e@list.ru

Статья поступила в редакцию 07.12.2011 г.

© А. В. Григорьев, Г. А. Нестеренко, С. А. Корнеев,

С. М. Овчаренко

УДК 621.43.068.2 С. Э. ДАДАЯН

А. В. ГАСАН

Омский танковый инженерный институт им. Маршала Советского Союза П. К. Кошевого — филиал Военного учебно-научного центра

Сухопутных войск «Общевойсковая академия ВС РФ»

ДИАГНОСТИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЫ ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ КАМАЗ-740____________________________________________

В статье рассматриваются вопросы безразборного диагностирования элементов топливной аппаратуры высокого давления дизельного двигателя КамАЗ-740.

Ключевые слова: топливная аппаратура, диагностирование, остаточный ресурс, силовая установка.

Наиболее ответственным агрегатом любой многоцелевой колесной машины (МКМ) является силовая установка. Наиболее широкое распространение в качестве силовых установок получили дизельные двигатели. В свою очередь, наиболее ответственной, сложной и дорогостоящей частью дизельного двигателя является топливная аппаратура высокого давления (ТАВД). Надежность её работы во многом определяет работоспособность двигателя и всей машины в целом. Конструктивной особенностью топливной аппаратуры дизелей является наличие прецизионных пар трения, механических упругих узлов, прецизионных и других типов уплотняющих и подвижных узлов. От изменений, возникающих в этих деталях при эксплуатации, зависят и изменения выходных параметров топливоподачи.

Давление начала впрыска топлива нагнетательным клапаном и форсункой снижается вследствие приработки запорного конуса иглы и седла распылителя, а также накапливания остаточной деформации пружины форсунки и нагнетательного клапана (иногда поломка пружины), износа сопрягаемых опорных поверхностей регулировочного винта, пружины, ее тарелок и штанги. Немаловажное значение в связи с этим имеют шероховатость, геометрическая форма и твердость сопрягаемых поверхностей, а также качество изготовления пружины (особенно ее нерабочих витков).

В последние годы разработано большое количество различных методов контроля технического состояния ТАВД. Однако большинство методов определения технического состояния элементов

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (107) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ