CC BY
32
ниях сравнение выполняют с усилиями, определенными по давлению в поршневой полости. а при отрицательных - в штоковой полости гидроцилиндра. В случае срабатывания предохранительного клапана уменьшают Р01 и расчеты повторяют до тех пор. пока усилия на штоках не будут меньше усилий при срабатывании предохранительных клапанов.
Математическая модель реализована программой для ЭВМ на алгоритмическом языке Visual Basic for Aplication. Обьем программы -3000 строк. Алгоритм программы птнлпкт изменять от минимального до максимального значения выдвижение штоков гидроцилиндров поворота стрелы, рукояти и ковша, определять координаты точек элементов рабочего оборудования, усилия копания, а также усилия при копании и транспортировании ковша в элементах рабочего оборудования. Координаты вершины зуба ковша и усилия при копании выводятся отрезками в масштабе на лист, отображают рабочую зону экскаватора (рис. 4). значения усилий на штоках гидроцилиндров и в шарнирах рабочего оборудования выводятся в таблицу и для наглядности отображаются на диаграммах. Рис. 4 показывает, что усилия в процессе работы меняются в широких пределах. Численные
значения параметров при расчетах использованы дли экскаватора с ковшом вместимостью 4 м\
Выводы
Разработанная модель позволяет определять границы рабочей зоны, усилия на элементах рабочего оборудования. Расчет для всей зоны позволит определить максимальное значение усилия на каждом элементе и по нему выбрать сечение элемента без излишних запасов прочности, что и конечном итоге обеспечит снижение массы экскаватора.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Крикун В. Я., Манасян В. Г. Расчет основных параметров гидравлических экскаваторов с рабочим оборудованием «обратная лопата». М.: Изд-во АСВ. 2001.
2. МаьмшовН. H. НевтинД Г.. Скобелев Д. С. Технолотя применения и параметры карьерных гидравлических экскаваторов/отв. ред. H. Н. Мельников; РЛН, Кольский науч. центр. Г'орн. ин-т. Апатиты 1992. 216 с.
3. Подэрни Р. Ю. Механическое оборудование карьеров: учебник для вузов. 6-е изд., перераб. и доп. М.: Изд-во МГУ, 2007. 680 с.
УДК 621.512
КОНСТРУКТИВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ЗАПОРНОГО ОРГАНА КЛАПАНА ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
Т. П. Глинннкова, М. JI. Хазнн
Натяг определяет надежность и долговечность замыкают»« органов прямоточных клапанов. Существующие конструкции запорных органов ие обеспечиваю! равномерно«, ж распределением наииано периметру седла клапана, что снижает эффективность его работы.
Ключевые слова: клапан поршневого компрессора, запорный орган, натяг, разрезное пружинное кольцо. переменный радиус.
Tightness assigns reliability and durability of closing elements of direct-flow valves. The existing designs of closures do not provide uniform distribution of the tightness along periphery of the valve scat, that is reducing its effeciency.
Key words: piston compressor valve, shut-off body, tightness, split springing ring, variable radius.
Самодействующие клапаны принадлежат к числу наиболее ответственных углов поршневых компрессоров. Они оказывают существенное влияние на две важнейшие характеристики поршневого компрессора-экономичность работы и надежность. К ним предъявляется ряд требований, удовлетворить которые одновременно не является возможным. Разные требования к клапанам и условиям их работы привели к появлению самых различных констр\к-ций клапанов [2,4].
В рассматриваемом нами клапане (1 ] запорный орган, выполняющий одновременно функции замыкающего и пружинящего элементов. представляет собой отрезок стальной ленты с определенным радиусом кривизны (разрезное кольцо), который не закреплен, т. е. расположен свободно.
Рассмотрим запорный орган клапана, представляющий собой разрезное кольцо с круговой наружной поверхностью, которое имеет прямоугольное поперечное сечение шириной И и толшиной Ь. Для получения запорного органа, который при установке в клапан будет оказывать равномерно распределенное давление р на стенки паза седла. Необходимо найти его геометрические параметры. Используя задачу, рассмотренную С. II. Тимошенко для поршневого кольца [3]. получим зависимость радиуса кривизны запорного органа (разрезного кольца) от текущего угла:
Я =
ЬЕг
(I)
Ь*Е-24рг* $т2(а/2)'
где К - модуль упругости материала ленты; г - радиус паза седла клапана; а - текущий угол.
Из полученного уравнения следует, что наибольшая величина радиуса запорного органа соответствует условию а = л. а наименьшее значение - И = г при условии а = Р.
Длина запорного органа А должна быть равна длине окружности (периметру) паза седла клапана (/). следовательно:
где 1.х - длина дуги разреза запорного органа; Ф - угол разреза.
Тогда 1ж = I - / - <рЛ. (2)
Длину периметра кольца переменного радиуса получим, интегрируя /? в пределах от О до 2л:
1-2 (&&* = -¿== I ТП
Длину дуги переменного радиуса получим, интегрируя К в пределах от 0 до ф:
•/2 9/2 у
1=2 = 2 [-—Фл =
' ! ¿(1-*»' + !
4г
агс1^.
(4)
где
а ф а „ . 24г'/>
и = Щ—\ а = —; 1с — = Х\ к =-—.
2 2 4 ЕЬ3
Решая уравнения (2) - (4) совместно, получаем значение угла разреза (ф) запорного органа (кольца) в зависимости от юнетрукгнвно-технологических параметров запорного органа и условий работы клапана:
Ф = 2л(|-^П). (5)
Анализируя уравнения (I), можно вывести граничные значения толщины запорного органа Ь:
Ь =г'
(6)
Уравнение (I) не имеет смысла, когда знаменатель будет равен нулю. Для условий а = 0, а = л, ЕЬ- = 24г*Р, т. с. /? будет стремиться к бесконечности. Отсюда нижнее гранитное значение толщины запорного органа будет определяться из условия уравнения (6).
Значения нижних граничных значений толшины запорного органа приведены на рис. 1 ,А
Для определения рабочего значения толшины запорного органа воспользуемся уравнением (5). Откуда следует:
24 р
(-51 2
= Ь
I
(7)
Задав значение угла разреза запорного органа ф. из уравнения (5) получим рабочее значение толшины запорного органа Ь (см рис. 1,6).
Данные зависимости позволяют определить основные геометрические параметры
запорных органов - /?. Ь, изготовленных из
-
Зависимости толщины запорного органа от радиуса паза седла при различных давлениях (материал - сталь) (о) и угас разреза ф ■ 20° (б): 1 - 2500 Па; 2 - 40Э0 Па; 3 - 6000 Па; 4 - 10000 Па;
г. мм
и п 1*9 in 1М in М4 Г. ММ
различных материалов и обеспечивающих заданное равномерное давление на стенке паза седла клапана при различных диаметрах паза седла клапана.
БИБЛИОГРАФИЧРСКИЙ СПИСОК
\ . А. с № 1229423 СССР, МКИ' Р 04 В 39/10. Р 16К 15/14. Прямоточный клапан/В. Т.Дмитриев,
Л. II. Фролов.С. Л. Волсгов, Д. Г. Закиров(СССР). № 3812391/25-06; Заявлено 10.11.1984; Опубл. 07.05.1987. Бюл. № 7.
2. Кондратьева Т. Ф . Исаков В. П. Клапаны поршневых компрессоров. Л.: Машиностроение, 1983. 158 с.
3. Тимошенко С. П., Войновский-Кригер С. Пластинки и оболочки. М.: Наука. 1966. 635 с.
4. Френкель М. И. Поршневые компрессоры. Л.: Машиностроение, 1960. 656 с.
УДК 621.512
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕСУРСА ЗАМЫКАЮЩЕГО ОРГАНА КЛАПАНА ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
М. Л. Хазин, С. A. Воле! ов
Статья посвящена вопросам обоснования конструктивных параметров самопружиняших клапанов, в частности материалу замыкающего органа последних.
Ключевые аова: поршневые компрессоры, клапан, материал замыкающего органа.
The article is devoted to the study of design parameters of self-springing valve, the material of a closing mecahism of the latter, in particular.
Key words: piston compressors, valves, material of a closing mechanism.
В горнодобывающей, угольной и других отраслях промышленности широко используются поршневые компрессоры, работу которых. тепловой режим, производительность и удельный расход электроэнергии определяют
1Ю
в основном клапаны. Надежность работы клапана существенно зависит от качества материала запорного органа.
Потому необходимо обоснованно выбирать материал запорного органа, наиболее под-
