CC BY
24
УДК 656.1:621.5 Е.А.ЛЫСЕНКО
л. П. БОЛШТЯНСКИЙ Е. Ю. НОСОВ Г. А. НЕСТЕРЕНКО
Омский государственный технический университет
ИСТОЧНИК ПНЕВМОПИТАНИЯ ДЛЯ ОБСЛУЖИВАНИЯ И РЕМОНТА АВТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ
В статье рассматривается конструкция и методика расчета компрессора для сжатия воздуха без его загрязнения для обслуживания и ремонта на станциях технического обслуживания автомобилей (СТОА). Приводится схема полностью динамически уравновешенного привода, приводится методика расчета рабочих процессов и усилий, действующих в таком механизме. Показано, что для полного уравновешивания действующих сил достаточно изготавливать основные размеры привода по пятому квалитету точности. Ключевые слова: поршневая машина, привод, динамика, точность, газовый подвес.
Введение
В качестве источника пневмопитания при производстве работ по обслуживанию и ремонту в условиях современных СТОА наибольшее распространение получили смазываемые поршневые компрессоры [1,2]. При этом необходимо учитывать, что при использовании таких машин необходима тщательная очистка сжатого воздуха от примесей, привнесенных в воздух самим компрессором, что критично при проведении на СТОА покрасочных работ. Так, например, в соответствии с рекомендуемыми классами загрязненности сжатого воздуха и отечественным стандартом на сжатый воздух [3] в воздухе, попадающем к пнев-мораспылителю, должно быть исключено содержание какого-либо количества масла.
Последнее обстоятельство диктует два подхода к решению вышеуказанной проблемы: применение компрессоров без смазки (в них используются самосмазывающиеся композиционные материалы), или установка достаточно дорогих очистителей сжатого воздуха. Как показывает мировая практика, первый подход по многим причинам предпочтительнее, что и определило бурное развитие несмазываемых («сухих») машин для сжатия чистых газов, в том числе и поршневых компрессоров (ПК) [4, 5].
Кроме того, в последние годы появилось направление работ, связанных с созданием ПК, в которых попадание масла в цилиндропоршневую группу исключено полностью за счет газостатического центрирования поршня (ПКГЦП) и использования бесконтактных уплотнений щелевого типа [6].
Однако и в «сухих» ПК и в ПКГЦП остается проблема снижения боковых усилий, действующих на поршень со стороны привода, и вибрационных нагрузок из-за неуравновешенности конструкций. В первом случае это требует применения специальных «башмаков» в конструкции поршня, износ которых в значительной степени определяет ресурс работы ПК. Во втором — приводит к необходимости тратить газ на центрирование поршня. Так, например, в работе [6] показано, что при высоких частотах колебаний цилиндропоршневой группы инерционные нагрузки, прижимающие поршень к цилиндру, могут достигать
30 % и более от усилий, передаваемых со стороны механизма привода.
Наиболее остро снижение боковых усилий в поршневых машинах стоит в двигателестроении, в связи с чем первичный поиск решений вышеуказанной проблемы был проведен по материалам именно этой отрасли. Были выделены три наиболее плодотворные конструктивные идеи: многозвенный шарнирный привод [7], кривошипный двухвальный привод [8] и кривошипный орбитальный привод («механизм Баландина») [9].
Теоретически в многозвенном шарнирном приводе боковые усилия на поршне должны отсутствовать. Однако реально этот механизм содержит 10 сочленений, каждое из которых при изготовлении вносит свою долю в суммарную погрешность, в связи с чем траектория движения поршня будет отличаться от прямолинейной, а силы инерции второго порядка затрудняют уравновешивание такой конструкции. Подобное содержится и в других механизмах привода [10, 11 и др.]. В принципе, двухвальный привод является частным случаем многозвенного шарнирного и принципиально возможен при воплощении в приводе поршневой машины без боковых усилий. Однако он не нашел применения в связи с невозможностью полной реализации заложенных в нем положительных качеств.
Кривошипный орбитальный механизм привода был предложен отечественным ученым С.С. Баландиным в 1958 году специально для двигателей внутреннего сгорания. Однако, практически колебания траектории поршней даже при неизношенном механизме движения в радиальном направлении достигают 0,1 мм и более [12]. Крометого, большим неудобством использования этого механизма является обязательное использование четырех поршней, что практически сводит на «нет» возможность проектирования малорасходных ПК. Рассматривая результаты поиска, следует выделить следующие технологически возможные для ПК малой производительности конструктивные признаки, обеспечивающие решение проблемы:
1. Отсутствие боковых усилий и прямолинейное движение поршня обеспечивается встречным движением элементов, передающих усилие на поршень.
Рис. 1. Схема комбинированного механизма привода компрессора: 1-цилиндр, 2-уплотняющая часть поршня, 3-направляющая часть поршня, 4—паз, 5, 10—кривошип, 6, 11—приводной и ведомый валы, 7—противовесы, 8, 9—палец
2. Полная компенсация сил инерции возможна за счет организации движения элементов конструкции привода в противофазе, при этом силы инерции второго порядка должны отсутствовать.
Первый признак присутствует в двухвальном механизме, второй (частично) в кривошипно-пол-зунном. Соединение этих механизмов может обеспечить достижение поставленной цели. Впервые подобный механизм был предложен А. П. Болштянским и В.Е. Щербой, его схема приведена на рис. 1. Здесь встречное синхронное вращение валов 7 и 11 за счет кривошипов 5 и 10 с пальцами 8 и 9 преобразуется в возвратно-поступательное прямолинейное движение поршня. При совпадении осей валов 6 и 11, равенстве расстояний пальцев 8 и 9 относительно общей оси валов 6 и 11 конструкции привода не возникает неуравновешенных сил кроме момента сил инерции от противовесов и момента от сил трения из-за наличия расстояния между ними. Синхронизация вращения валов 7 и 11 может осуществляться с помощью синхронизирующих шестерен, или от двух двигателей с близкими электромеханическими параметрами.
Такую конструкцию нельзя признать готовой для использования, т.е. по определению [6] его следует классифицировать как «неготовое техническое решение», т.к., кроме феноменологического описания его работы, не существует никаких рекомендации для конструктора по назначению размеров, материалов, технических условий. В связи с этим необходима подготовка конструкции к первой стадии проектирования на уровне технического задания (ТЗ), в котором необходимо задать, по крайней мере, основные характеристики и размеры объекта [13]. Для этого нужно произвести все расчеты, связанные с определением действующих в конструкции давлений, температур и усилий.
В этом случае анализу подлежат следующие аспекты:
1. Рабочие (термодинамические) процессы, протекающие в контрольных объемах компрессора.
2. Динамика движения поршня компрессора.
3. Общая динамика машины (вопросы уравновешивания, силового привода и др.).
На первом этапе можно принять характерные для начальных стадий исследования допущения о том, что рабочее тело подчиняется законам, справедливым для идеального газа, теплообмен между ним и стенками цилиндра отсутствует, теплофизические свойства газа постоянны во всех процессах,.течение газа в проходном сечении клапанов является адиабатным и квазистационарным, явление демпфирования и отскока запорного органа отсутствуют. В этом случае параметры сжимаемого воздуха в процессах сжатия, нагнетания и расширения из мертвого пространства
могут быть определены из решения системы уравнений [6]:
Мм = М,-Ш1
т = т ■ 11+1 11
V, М,
\УМ м,
Г,..,
(1)
где М — масса, Г — температура, — газовая постоянная газа; V — контрольный объем.
Для процесса всасывания давления и температуру газа можно в первом приближении считать постоянными, т.к. параметры этого процесса незначительно влияют на усилия, действующие на поршень.
Для определения массового расхода газа через самодействующие клапаны чаще всего используют уравнение для вязкой несжимаемой жидкости [14]:
=акл/кя1е„ (Р,- Р),
(2)
где акл ,/кл — соответственно коэффициент расхода и площадь проходного сечения, Р1 — плотность и давление газа в полости, откуда происходит истечение, Р—давление полости, в которую происходит истечение, ер коэффициент расширения, может быть определен в соответствии с [15], как
еР =1 - 0,3 • —
Р,-Р
Р, '
(3)
Проходное сечение тарельчатого клапана определяется по формуле
(4)
Для определения величины Л, пренебрегая демпфирующими, адгезионными силами и явлением отскока, дифференциальное уравнение динамики запорного органа может быть представлено в виде [14]
/И /ТВ ^ 2Л
3 ) ¿т2
= ЬР^уР^ьу/кл -СК-(Ь + И„), (5)
где ДРш = Р, — Р—перепад давления на запорном элементе клапана; рйт — коэффициент давления потока,
ш.
масса запорного элемента клапана, тпр — мас-
са пружины, Ск — ее жесткость.
Для расчета расхода газа через щелевое уплотнение поршня можно воспользоваться уравнением [6]
Ось симметрии ггоиводных
У.
Направление Втга денження
Спор + ^иноо
Рис. 2. Полуконструктивная схема компрессора и силы, действующие на подвижные элементы: Ринк|-сила инерции, возникающая от неравномерного движения блока поршней; Рг-газовая сила от давления в цилиндре, ЛЛ^-реакция опоры
\2¿1 ■ Я ■ Тст ■ 1Г
(6)
Сп =МПОР^-со$у,
(7)
^ИН(У) — МПОР ■ Кк • g ,
(8)
Плечо кулисы (кронштейн) ^
Рис. 3. Схема механизма привода с разновеликими радиусами кривошипов и повышенными упругими свойствами кулисы
определены из системы уравнений (9—14) динамического равновесия:
£ Р2 = /•/ , + РГ2 + + РПР2 + р>
ИН(2)
= 0;
(9)
' ПОР + РИН{Г) + + ^ТР2 + ^, + ^2=0; (10)
где гп — радиус поршня, ц — динамическая вязкость газа, Рк — давление за поршнем, 1у — длина уплотняющей части, Гсг — средняя температура стенок цилин-дропоршневой группы, д0 — радиальный зазор между поршнем и цилиндром.
Уравнения (1—6) позволяют построить индикаторную диаграмму работы ступени компрессора и определить силу Рп, действующую на поршень в направлении штока, как произведение текущего перепада давления Р{ — Рк на площадь поршня.
На боковую поверхность поршня действуют усилия, возникающие по следующим причинам:
— отклонение оси блока поршней от вертикали (силы тяжести С?п);
— внешние силы, вызывающие ускоренное движение блока поршней вместе с компрессором и приведенные к линии, перпендикулярной оси блока поршней (силы инерции Ри||(у|);
— опрокидывающий момент Мпр, вызванный несимметричным относительно оси блока поршней воздействием силРпр| и Рпр2 со стороны механизма привода (рис. 2), и возникающий из-за неточности взаимного положения ведущих валов относительно оси цилиндра.
Определение первых двух сил не представляет трудностей:
ТМскюг, =-йя2 +рпп -А-Ртп -РппА+Ртп =0;(11)
(12)
^ТР\ — ^ПР\ ' 1,2) ~^((1,2) " ^ > (13)
' ИН(2)
= Мпор -гк-(о1 • уоъ<р,
(14)
где Мпор — масса блока поршней; у — угол между вертикалью и осью блока поршней, g— ускорение свободного падения.
где К — коэффициент пропорциональности, имеющий минимальное значение, равное нулю (компрессор неподвижен).
Вычисление сил Рпр|, Рпр2, \УП1 и возможно, если предположить, что радиусы кривошипов обоих приводных валов равны, а кулиса и шток блока поршней имеют бесконечно большую жесткость (рис. 2).
В этом случае величины всех сил, действующих в компрессоре в каждый момент времени, могут быть
где Ктр — коэффициент трения ползуна, <в — угловая скорость вращения приводного вала, <р — угол поворота кривошипа.
В реальном компрессоре радиусы обоих кривошипов гК1 и гк2 (рис. 2) не могут быть идеально равны друг другу даже при массовом изготовлении, т.к. всегда существуют отклонения, связанные с погрешностями базирования детали при ее установке и креплении при механической обработке.
Для решения этой проблемы можно использовать два подхода:
1. Найти технологический прием, позволяющий изготавливать абсолютно одинаковыми радиусы кривошипов двух валов.
2. Ввести в конструкцию привода некоторые компенсаторы, позволяющие полностью или в значительной мере избежать негативных последствий, возникающих при условии, что гК1 * гк2.
В первом случае нужно использовать технологический метод, позволяющий одновременно на одном и том же оборудовании, за одну установку обработать оба кривошипа, после чего разъединить его на две части.
Во втором случае можно пойти двумя путями.
Первый путь предполагает придать кулисе степень свободы, обеспечив ее шарнирное соединение с общим штоком компрессора в плоскости кулисы и штока.
Второй путь — придать кулисе упругие свойства, т.е. также как и в первом — обеспечить возможность ее поворота относительно оси штока в пределах упругих деформаций (рис. 3). В этом случае в целом расчетная схема не претерпевает изменений, т.к. абсолютная величина прогибов реальной машине будет составлять максимум несколько сотых долей миллиметра при общих размерах привода в десятки и сотни миллиметров.
Рис. 4. Внешний вид опытного образца компрессора
Результаты расчетов и основные выводы
Результаты расчетов позволяют сделать следующие выводы:
1. Реальное создание описанной конструкции механизма привода возможно лишь в тех случаях, когда кулисе либо придана возможность колебаться относительно общего штока, либо она конструктивно выполнена достаточно гибкой, чтобы в пределах упругих деформаций компенсировать неточности изготовления деталей механизма.
2. Оба исследованных параметра оказывают существенное влияние на величину действующих на поршень боковых усилий.
3. Для получения минимальных боковых усилий на блоке поршней, отличающихся на порядок в меньшую сторону от усилий, возникающих при использовании обычных кривошипно-шатунных механизмов привода, достаточно изготавливать основные размеры деталей привода по пятому квалитету точности.
4. При использовании данного механизма привода в ПКГЦП возможно довести затраты энергии на питание газового подвеса поршня до величины 1 2 % от общих затрат на сжатие и перемещение газа.
По результатам теоретических исследований в рамках аналитической ведомственной программы «Развитие потенциала высшей школы» был разработан и изготовлен опытный образец динамически уравновешенного поршневого компрессора для сжатия чистых газов представленный на рис. 4.
Библиографический список
1. Кузнецов Е. С. Техническая эксплуатация автомобилей / Е. С. Кузнецов [и др.]. - М. : Наука, 2001. - 515 с.
2. Епифанов, Л. И. Техническое обслуживание и ремонт автомобилей / Л. И. Епифанов, Е. А. Епифанова. — М. : ФОРУМ-ИНФРАЧМ, 2001. - 280 с.
3. ГОСТ 17433-80. Промышленная чистота. Сжатый воздух. Классы загрязненности. — М.: Изд-во стандартов, 1981. — 4 с.
4. Druckluftaufbereitung //HK:Holz- und Mobeling. — 1993. -28, №2. - P. 188-189.
5. Современные тенденции развития поршневых компрессоров/И. И. Новиков [и др. J // Создание компрессорных машин и установок, обеспечивающих интенсивное развитие отраслей топливо-энергетического комплекса: тез. докл. 8 Всесоюз. науч.-техн. конф. [Сумы, окт. 1989].- М„ 1989. - Ч. 1. - 88 с.
6. Болштянский, А. П. Компрессоры с газостатическим центрированием поршня / А. П. Болштянский, В. Д. Белый, С. Э. Дорошевич. - Омск : Изд-во ОмГТУ, 2002. - 406 с.
7. А. с. 1693272 СССР, МКИ F02 В 75/32. Поршневой двигатель внутреннего сгорания/ P.M. Хамзин, А А. Макарчук, Л. В.Тузов, Г. Ф. Бенуа, С. А. Носов. - № 4608462/06; заявлено 24.11.88; опубл. 23.11.91. - Бюл. № 43.
8. А. с. 128703 СССР, МКИ F01В 1 /10, F02 В 75/20. Сдвоенный двигатель внутреннего сгорания с общей для смежных цилиндров камерой сжатия / П. С. Штеп. - № 152293/2046 {заявлено 10.08. 1934; опубл. 1960. - Бюл. № 10.
9. А. с. 118471 СССР, МКИ4 F 01 В 9/02. Двигатель внутреннего сгорания с бесшатунным механизмом / С. С. Баландин. — №591328/24-06; заявлено 4.11.58; опубл. 10.12.73. - Бюл. №47.
10. А. с. 1828932 СССР, МКИ F01 В1 /08. Поршневая машина / А М.Иванов. - №4394959/29;заявлено21.03.88;опубл.23.07.93. -Бюл. №23.
11. А. с. 1905499 СССР, МКИ F01В 9/00, F04 В 25/00. Поршневая машина/Ю. С. Динов, В. М. Зыков. - №2612175/25-06; заявлено 04.05.78; опубл. 15.02.82. - Бюл. № 6.
12. Линдберг, А. Ф. Эффективность применения холодильных компрессоров без смазки / А. Ф Линдберг, Ф. Д. Голиков, С. И. Федулов// Рыбное хозяйство. - 1981. - №7. — С. 66 - 68.
13. Таленс, Я. Ф. Работа конструктора / Я. Ф. Таленс, — Л.: Машиностроение, 1987. — 255 с.
14. Пластинин, П. И. Поршневые компрессоры / П. И. Пла-стинин. — М.: Колос, 2000. — 456 с.
15. Френкель, М. И. Поршневые компрессоры / М. И. Френкель — Л.: Машиностроение, 1969. — 743 с.
ЛЫСЕНКО Евгений Алексеевич, кандидат технических наук, доцент кафедры «Гидромеханика и транспортные машины».
БОЛШТЯНСКИЙ Александр Павлович, доктор технических наук, профессор кафедры «Гидромеханика итранспортные машины».
НОСОВ Евгений Юрьевич, кандидат технических наук, доцент кафедры «Гидромеханика и транспортные машины».
НЕСТЕРЕНКО Григорий Анатольевич, кандидат технических наук, доцент (Россия), доцент кафедры «Гидромеханика и транспортные машины».
Адрес для переписки: 644050, г. Омск, пр. Мира, 11.
Статья поступила в редакцию 11.02.2011 г. © Е. А. Лысенко, А. П. Болштянский, Е. Ю. Носов, Г. А. Нестеренко
