CC BY
9
10. Khatchatourian O.A., Binelo M.O., de Lima R.F. Simulation of soya bean flow in mixed-flow dryers using DEM. Biosystems Engineering, 2014, No 123, pp. 68-76. https://doi.org/10.1016/j.biosystemseng.2014.05.003.
11. Yang L., He X.T., Cui T., Zhang D.X., Shi S., Zhang R., et al. Development of mechatronic driving system for seed meters equipped on conventional precision corn planter. Int J Agric & Biol Eng, 2015, No 8 (4), pp. 1-9.
Сведения об авторе
Шараби Нурэлдин Нурэлдин - аспирант кафедры «Проектирование и технический сервис транспортно-технологических систем», ФГБОУ ВО «Донской государственный технический университет» (г. Ростов-на-Дону, Российская Федерация). Тел.: +7-918-540-41-06. E-mail: noureldinsharaby2020@yandex.ru.
Information about the author Sharabi Nureldin Nureldin - postgraduate student of the Design and Technical Service of Transport and Technological Systems department, FSBEI HE «Don State Technical University» (Rostov-on-Don, Russian Federation). Phone: +7-918-540-41-06. E-mail: noureldinshar-aby2020@yandex.ru.
Конфликт интересов. Автор заявляет об отсутствии конфликта интересов. Conflict of interests. The author declares no conflict of interests.
УДК 621.431.73-72
МЕТОДИКА РАСЧЕТА ПАРАМЕТРОВ ВИХРЕВОЙ КАМЕРЫ АКТИВНОГО ГИДРОПРИВОДА МАСЛООЧИСТИТЕЛЬНЫХ ЦЕНТРИФУГ
© 2021 г. А.В. Снежко, В.А. Снежко, А.В. Асатурян
Рассматривается полнопоточная центрифуга для очистки технических жидкостей с активным вихревым гидроприводом. Гидропривод представляет радиально-осевую центробежную турбину. Ее направляющий аппарат - цилиндрическая вихревая камера с тангенциальными входными каналами. Она формирует вращающийся и конически расходящийся на выходе поток жидкости. Лопатки и каналы рабочего колеса турбины, установленного в роторе, расположены под тем же углом конусности. Решается задача проектирования вихревой камеры для обеспечения требуемого скоростного режима центрифуги при заданном расходе жидкости в гидроприводе. Определяются оптимальные геометрические параметры вихревой камеры: её высота, радиус, количество и ширина тангенциальных входных каналов, а также радиус выходного отверстия из камеры. Предлагается алгоритм расчетов. В первую очередь определяется радиус выхода из вихревой камеры и одновременно входа в рабочее колесо турбины. Он находится из условия равенства движущего момента, развиваемого потоком в гидроприводе, и момента сопротивления вращающегося ротора. Представлены расчетные формулы для движущего момента и момента сопротивления с учетом сопротивления в цилиндрическом уплотнении подвижного соединения вихревой камеры с ротором. Получено уравнение для расчета радиуса выхода из вихревой камеры в зависимости от расхода жидкости. Далее находится внутренний радиус вихревой камеры, из условия наименьших потерь кинетического момента жидкости в ней. Оперируя шириной и количеством входных каналов камеры, определяется их высота из условия минимальных гидравлических потерь в вихревой камере. Приводятся результаты расчетов моментов сопротивления вращению роторов разных типоразмеров, а также оптимального радиуса выхода из вихревой камеры при разных расходах жидкости. Выполнены расчеты параметров вихревой камеры экспериментальной центрифуги, на основе которых проведены ее испытания. Их результаты подтверждают эффективность разработанной методики проектирования вихревой камеры. Делаются выводы и рекомендации по оптимизации геометрических параметров направляющего аппарата вихревого гидропривода центрифуг.
Ключевые слова: центрифуга, ротор, активный гидропривод, вихревая камера, рабочее колесо, турбинная ступень, цилиндрическое уплотнение.
Для цитирования: Снежко А.В., Снежко В.А., Асатурян А.В. Методика расчета параметров вихревой камеры активного гидропривода маслоочистительных центрифуг // Вестник аграрной науки Дона. 2021. № 2 (54). С. 13-21.
METHOD FOR CALCULATING THE PARAMETERS OF THE VORTEX CHAMBER OF THE ACTIVE HYDRAULIC DRIVE OF OIL CLEANING CENTRIFUGES
© 2021 A.V. Snezhko, V.A. Snezhko, A.V. Asaturyan
Full-flow centrifuge for cleaning of technical liquids with active vortex hydraulic drive is considered. Hydraulic drive is radial-axial centrifugal turbine. The guide vane is a cylindrical vortex chamber with tangential inlet channels. It forms a flow of liquid that rotates and conically diverges at the outlet. Turbine impeller is installed in rotor. Its blades and channels are located at the same taper angle. The problem of designing a vortex chamber is solved to ensure the required rotation speed of the centrifuge at
a given fluid flow rate in the hydraulic drive. The optimal geometric parameters of the vortex chamber are determined: its height, radius, as well as the number and width of tangential inlet channels, the radius of the outlet hole from the vortex chamber. A calculation algorithm is proposed. First, radius of outlet from vortex chamber or inlet to turbine impeller is determined. It is based on the condition of equality of the driving moment developed by the hydraulic drive and the moment of resistance of the rotating rotor. Formulas are given for calculation of moving moment and resistance moment taking into account resistance in cylindrical seal of vortex chamber connection with rotor. An equation is obtained for calculating the radius of the outlet of the vortex chamber depending on the flow rate of liquid. Then there is internal radius of vortex chamber on condition of minimum loss of kinetic moment of liquid in it. By operating on the width and number of inlet channels of the chamber, their height is determined based on the condition of minimum hydraulic losses in the vortex chamber. Results of calculation of moments of rotation resistance of rotors of different sizes and optimal radius of outlet hole from vortex chamber at different flow rates of liquid are given. Parameters of the vortex chamber of the experimental centrifuge were calculated. Its tests were carried out. Their results confirm the effectiveness of the developed procedure for designing a vortex hydraulic drive. Conclusions and recommendations on optimization of geometric parameters of vortex hydraulic drive of cleaning centrifuges are formulated.
Keywords: centrifuge, rotor, active hydraulic drive, vortex chamber, impeller, turbine stage, cylindrical seal.
For citation: Snezhko A.V., Snezhko V.A., Asaturyan A.V. Method for calculating the parameters of the vortex chamber of the active hydraulic drive of oil cleaning centrifuges. Vestnik agrarnoy nauki Dona = Don agrarian science bulletin. 2021; 2 (54): 13-21. (In Russ.)
Введение. Надёжность и ресурс транс-портно-технологических машин существенно зависят от качества очистки используемых в них масел, топлива и рабочих жидкостей. Среди различных способов очистки рядом бесспорных преимуществ обладает центробежная. Несмотря на мировую тенденцию по сокращению использования центрифуг в пользу фильтров, ряд компаний Великобритании, Германии, США и др. продолжают выпускать центрифуги для очистки масел и технических жидкостей в ДВС, а также в промышленном производстве. В этой связи совершенствование центробежного способа очистки остаётся актуальным, в частности центрифуг с гидроприводом.
Задачи исследования. Центрифугу с гидроприводом можно рассматривать как тур-бомашину, в которой рабочим колесом турбины (РК) является ротор. Фактически он состоит из двух частей: входной и выходной, разделенных участком сепарации. В силу разобщённости в пространстве входных и выходных частей РК турбины возможна ее конструкция любого типа: осевая, радиальная (центробежная или центростремительная), радиально-осевая.
Для центрифуг с гидроприводом характерны высокая скорость вращения и малая мощность турбины. В ряде случаев очищенный в роторе поток должен обладать достаточной энергией для выполнения заданного технологического процесса (например, использоваться для смазки узлов машины). Подвод жидкости во вращающийся ротор и вывод из него производятся под давлением, что требует применения бесконтактных уплотнений для сопрягаемых деталей по возможности малого диаметра.
Наиболее распространённым и изученным гидроприводом является струйно-реактивный, в котором крутящий момент возникает при истечении жидкости из форсунок ротора [1]. Реже используется активный привод. Его особенность в том, что к РК, т.е. ротору, подводится уже закрученный в направляющем аппарате (НА) поток. В настоящее время предложен ряд конструктивных решений активных гидроприводов. Среди них представляется перспективным вихревой привод. Благодаря особенностям истечения жидкости из вихревой камеры (ВК), возможно создание гидропривода центрифуги простой конструкции, с малым гидравлическим сопротивлением и высокими скоростными показателями [2].
Известно [3, 4, 5, 6, 7, 8], что из центрального отверстия ВК жидкость истекает тонким кольцевым слоем и по выходу образует конический расходящийся под некоторым углом р
поток (рисунок 1). Приосевая зона радиусом Ят непроточна. Она заполнена воздухом либо при наличии противодавления - жидкостью. Конический поток, истекающий из ВК, обладает кинетическим моментом и при введении его в рабочее колесо турбины приводит ротор во вращение. Таким образом, если использовать естественные границы потока на выходе из ВК, то тип турбинной ступени гидропривода получается радиально-осевым, центробежным. Лопатки и каналы проточной зоны РК турбины, через которые жидкость поступает в сепарирующую полость ротора, расположены под тем же углом конусности р (рисунок 2).
полость сепарации ротора
Рисунок 1 - Оптимальная форма вихревой камеры (ВК)
Рисунок 2 - Турбинная ступень центрифуги и её рабочее колесо (РК)
В центральной, непроточной зоне вихревой камеры рационально разместить ось (или вал) ротора с каналом для вывода жидкости из него.
Наиболее технологичная форма сечений тангенциальных каналов вихревой камеры -прямоугольная, причем высота каналов соответствует высоте самой камеры. Тогда основная задача проектирования ВК заключается в выборе ее оптимальных геометрических параметров: ширины Ь и количества 2 каналов, высоты камеры к, ее радиуса Як, а также радиуса выходного отверстия из нее Я (рисунок 1). При этом исходными данными для расчетов являются номинальная скорость вращения ротора ю и расход жидкости через центрифугу Q. Кроме того, необходимо определиться с некоторыми конструктивными параметрами центрифуги: размерами ротора, типом подшипников (качения, скольжения), размерами бесконтактного уплотнения ВК с ротором, а также хотя бы приблизительно оценить энергетические потери давления в вихревой камере.
Методика исследований. Алгоритм расчетов следующий. Прежде всего, определяется основной параметр направляющего аппарата турбины - радиус Я выхода из ВК и одновременно входа в РК турбины (рисунок 3). Он су-
щественно влияет на энергетические показатели гидропривода. Чем меньше этот радиус, тем меньше сопротивление в цилиндрическом уплотнении сопряжения ВК с ротором.
Я находится из условия равенства движущего момента, развиваемого потоком в НА и момента сопротивления вращающегося ротора: Ыд = Мс. (1)
Движущий момент, при условии безударного входа закрученной жидкости из ВК в РК турбины, определяется как
Мд = р- Qnp-ю-Я2,
где р - плотность жидкости; ^ - расход в
гидроприводе, который может отличаться от расхода на входе в центрифугу Q на величину
утечек (потерь) жидкости ^ через зазор в цилиндрическом уплотнении турбинной ступени,
т.е. Qnp = Q - Qy. Тогда
Мд = р-ю-Я,2- В-{Я, + ¿)]. (2) Здесь В - коэффициент, учитывающий величину утечек жидкости ^, ? - толщина стенки
выходного сопла вихревой камеры (рисунок 3).
Рисунок 3 - Геометрические параметры вихревой камеры (ВК)
Момент Мс складывается из моментов сопротивления вращению собственно ротора Мр и сопротивления в цилиндрическом
уплотнении сопряжения ВК с ротором:
Мс = Мр + Му.
Сопротивление в уплотнении М , в
свою очередь, состоит из момента сопротивления от вязкого трения М и момента, затрачиваемого на разбрызгивание жидкости, вытекающей из уплотнения - Мб [1, 9-13].
М пропорционален угловой скорости
ротора ю и определяется по формуле Н.П. Петрова как
. + г)3 ■ I М „ = 2л ^^---ю,
и ■ I
Здесь А = 2л---ю - параметр,
8
учитывающий вязкость жидкости и, радиальный зазор в уплотнении 8 и его длину I (рисунок 3).
Момент сопротивления, реализуемый при разбрызгивании, равен:
Мбр =Р- (Д + г )2 ■ю. Величина утечек через цилиндрическое уплотнение - 0 зависит от разности давлений
на его границах АР
а=т
упл
л 83 ■АР,
упл
(Д + г).
тр
или
8
Мтр = А (Д + г )3.
у 6 и ■ I
Тогда по аналогии с формулой для М
Мбр = В (Д + г )3
л 83 ■ АР т (здесь В = _ ■ Р--— ■ ю).
6 и ■ I
тр
В результате полный момент сопротивления в уплотнении «ВК - ротор» составит:
Му = Мтр + Мбр = (А + в Хд + г)3 = а(д + г)3.
Коэффициент А = Ах + В вычисляется, исходя из геометрических параметров подбираемого уплотнения ВК с ротором [9], планируемого скоростного режима центрифуги, физических свойств очищаемой жидкости и энергетических потерь давления в вихревой камере АРЖ. Аналитически рассчитать их весьма сложно. Надежнее эти потери оценить, хоть и приблизительно, опираясь на опыт экспериментальных исследований.
Момент сопротивления вращению ротора М (аэродинамический, сопротивления в
подшипниках, уплотнениях) также вычисляется по известным формулам [1, 9, 10, 11, 12, 13], исходя из принятых параметров центрифуги (размеров ротора, типа подшипников).
Таким образом, полный момент сопротивления ротора, соответствующий его заданной угловой скорости ю и расходу жидкости на входе в центрифугу 0, будет равен:
Мс = Мр + Му = Мр + А-(в + Г )3. В итоге, приравняв (2) и (3), согласно (1), получаем уравнение для расчета Я: М + А-(Я + ?)3 -р-ш-Я -[0 - В-(Я + ?)] = 0.
(3)
(4)
Из (4) следует, что при заданной ш радиус Я зависит от расхода 0 и соответствующего им момента М. Причем, чем меньше
расход на привод, тем больше этот радиус. Однако при этом возрастает сопротивление в цилиндрическом уплотнении, так что при малых расходах М может даже превысить М , что
практически не приемлемо. Расчёты показали, что существует минимальная величина расхода жидкости 0т.и и соответствующий ему макси-
у х-»
мальный радиус Я , за пределами которых получить требуемую скорость вращения ротора ш невозможно.
В таблице 1 приведены расчетные значения М центрифуг разных типоразмеров
для очистки моторных масел (плотностью р = 890 кг/м3 и вязкостью ц = 0,0089 Па-с) при частоте вращения п = 10000 об/мин, определенные по разработанной ранее методике [1], а также результаты решения уравнения (4) для них при разных расходах жидкости.
Таблица 1 - Расчетные значения моментов сопротивления роторов М и оптимальных радиусов Я выхода из ВК
Типоразмер (объем) ротора, л 1 2 3 4 5 6
Высота/диаметр ротора (И/D), мм 142/95 179/119 205/137 225/150 243/162 258/172
М , Н-см р 2,0 5,5 10,7 16,6 24,3 32,6
Я , мм О = 30, л/мин 7,3 12,6 18,7 25,3 36,6 -
О = 40, л/мин 6,1 10,3 14,8 19,0 23,9 28,9
О = 50, л/мин 5,4 9,0 12,8 16,2 20,0 23,7
О = 60, л/мин 4,8 8,0 11,4 14,4 17,7 20,8
После определения радиуса выхода из ВК
- Я находится внутренний радиус камеры -Я, из условия минимальных потерь кинетического момента жидкости при трении её о торцевые поверхности ВК [3, 4, 5, 6, 7]. Это обеспечивается с приближением плеча ввода жидкости в камеру - Я к радиусу её выходного отверстия
- Я, т.е. при минимальных размерах ВК (рисунок 1). Тогда Я = Я + Ь.
При расчете параметров тангенциальных каналов вихревой камеры, их шириной Ь зададимся из технологических соображений: Ь = 1, 2, 3, 4... мм. Тогда количество каналов 2 и их высота к находятся из условия минимальных гидравлических потерь и потерь кинетического момента в ВК. Наименьшие диссипативные потери будут при минимально возможных скоростях вращающегося потока в камере и на входе в нее (в тангенциальных каналах - w). С другой стороны окружная скорость жидкости на выходе из ВК (на радиусе Я) должна соответствовать скорости лопаток рабочего колеса ротора на
том же радиусе, при условии безударного входа в него, т.е.
w - а - Я/Я = ш - Я. Здесь коэффициент а характеризует снижение циркуляции скорости в ВК вследствие вязкого трения [3, 4, 5, 6]. Он зависит от многих параметров, в том числе и от самой w. Поэтому определение требуемой скорости потока w на входе в вихревую камеру, а затем и параметров 2 и к было реализовано через итерационный цикл с помощью разработанного программного блока в приложении MathCad.
В таблице 2 приведены некоторые результаты расчетов оптимальных геометрических параметров и соответствующих им гидравлических потерь ДРж в вихревой камере экспериментальной центрифуги (рисунок 4). Параметры центрифуги: объем ротора 2,5 л при соотношении И/В=1,7; радиус выхода из ВК -
Я = 11,5 мм; частота вращения ротора -п = 10000 об/мин при суммарном моменте сопротивления Мс = 7,4 Н-см и расходе жидкости
в гидроприводе 0 = 37,5 л/мин.
Таблица 2 - Расчетные параметры вихревой камеры экспериментальной центрифуги
2 Ь, мм к, мм Я , мм а Гидравлические потери АРж , бар
1 23,0 12,0 0,877 0,197
о 2 12,0 12,5 0,913 0,128
2 3 7,7 13,0 0,900 0,154
4 5,6 13,5 0,864 0,230
1 16 12 0,913 0,0129
3 2 7,96 12,5 0,925 0,0110
3 5,1 13 0,894 0,0170
1 12,0 12,0 0,931 0,099
4 2 5,9 12,5 0,927 0,109
3 3,8 13,0 0,881 0,199
Рисунок 4 - Экспериментальная центрифуга с вихревым приводом
Результаты исследований и их обсуждение. Одна из задач экспериментальных исследований состояла в определении скоростных и расходных характеристик опытной центрифуги в зависимости от давления на входе Рж при различных параметрах её ВК, а также в
оценке гидравлических потерь в гидроприводе. Менялись: число тангенциальных каналов 2 от 1 до 5, их ширина Ь, высота камеры к. Для этого использовался набор сменных вставок -завихрителей направляющего аппарата (НА) (рисунок 5). Измерялось давление внутри ротора Р . Кроме того, аналитически определя-
лись:
энергия потока на входе в гидропривод,
Е = Q - Р ;
пр вх '
- скорость потока в тангенциальных канате Qпp
лах ВК, w =-—;
2 - Ь - к
- коэффициент изменения кинетического момента потока в ВК, а;
- момент сопротивления вращению Мс, равный движущему моменту, реализуемому ВК,
Мд =Р^р w- Я-а;
- гидравлические затраты на вращение ротора, АР^ = 10-5 - Мсю/Qпp ;
- полные гидравлические потери в гидроприводе (в том числе и на вращение ротора),
АР = Рх - Рр;
- КПД гидропривода, ц = АР^ / АР.
Испытания одноканальных завихрителей (2 = 1) с различной шириной каналов (Ь = 3, 4, 6 мм) показали, что высокая скорость вращения ротора (> 10000 об/мин) достигалась при значительных энергозатратах (давлении на входе Рх и расходе Qnp в гидроприводе). КПД гидропривода составлял всего 13-16%. Причины этого в значительных потерях на трение жидкости об обтекаемую поверхность ВК, зависящих от её площади и скорости потока w. Поэтому радиус камеры Я и её высота к действительно должны быть минимально возможными,
что влечет увеличение количества каналов 2. Согласно расчетам (таблица 2), оптимальные параметры завихрителей экспериментальной центрифуги будут при 2 = 4 (Ь = 1 мм), либо 2 = 2 (Ь = 2 мм). В первом случае гидравлические потери наименьшие, однако лишь незна-
чительно отличаются от варианта с 2 =4 (Ь = 2 мм). Поэтому технологически предпочтительнее использовать каналы шириной 2 мм.
Некоторые результаты испытаний и расчетов ВК при 2 = 2, 4 и Ь = 2 мм представлены в таблице 3 и на рисунке 6.
Таблица 3 - Результаты испытаний и расчетов гидропривода экспериментальной центрифуги (при Я = 11,5 мм; Я = 12,5 мм; Ь = 2 мм)
Рвх , бар рр, бар АР, бар впр , л/мин п, об/мин w, м/с а м0. Нсм АР , ер ' бар Е, Вт Л
И = 5,8 мм; г = 4
3,00 1,05 1,95 28,3 6700 10,2 0,881 4,4 0,65 142 0,33
4,15 1,55 2,60 31,2 9550 11,2 0,887 5,4 1,04 216 0,40
5,05 1,90 3,15 33,7 11000 12,1 0,892 6,3 1,29 284 0,41
6,05 2,30 3,75 36,6 12350 13,2 0,897 7,5 1,59 370 0,42
1л = 11,5 мм; г = 2
3,00 1,00 2,00 28,4 6650 10,2 0,881 4,4 0,65 142 0,33
4,10 1,50 2,60 30,7 9400 11,1 0,885 5,2 1,00 210 0,38
5,05 1,80 3,25 32,6 11000 11,7 0,888 5,9 1,25 275 0,38
6,05 1,80 4,25 35,2 12350 12,7 0,891 6,9 1,52 356 0,36
14000 12000 10000 8000 6000 4000 2000 0
п, об/мин
*
50
40
о,
л/мин
30
20
2 3 4 5 6 7
Рвх, бар
—•—п (при z=2, Ь=2мм, 1п=11,5мм) ■ --й-- п (при z=4, Ь=2мм, 1п=5,8мм) —О— Q (при z=2, Ь=2мм, 1п=11,5мм) —А— Q (при z=4, Ь=2мм, 1п=5,8мм) Рисунок 6 - Скоростные и расходные характеристики экспериментальной центрифуги (при Я = 11,5 мм; Я = 12,5 мм; Ь = 2 мм)
Как видно из графиков, оба завихрителя дают сопоставимые результаты, т.е. являются оптимальными, что позволяет выбирать из них более технологичный вариант.
Эксперименты показали, что даже при небольшом давлении на входе можно получить высокую скорость вращения. Это означает, что для привода этих центрифуг можно применять гидронасосы не объёмного типа (шестерённые), а, например, центробежные. При этом нет необходимости использования регуляторов давления и насос можно подключать к центрифуге напрямую. При давлениях порядка Рж = 7 бар частота вращения ротора может достигать 14000 об/мин (рисунок 6), а это уже суперцентрифуга. Такую скорость с помощью реактивного привода получить практически не реально [1].
Выводы
1. Исходный и основной расчетный параметр вихревого гидропривода - радиус выхода из вихревой камеры (и входа в рабочее колесо турбины). Он определяется при заданной скорости ротора и расходе на привод из условия равенства моментов - движущего, развиваемого гидроприводом и сопротивления вращающегося ротора.
2. Оптимальные геометрические параметры входных тангенциальных каналов ВК: ширина, высота и их количество соответствуют минимуму гидравлических потерь в ней.
3. Оптимальный радиус ВК, определяемый из условия наименьших энергетических потерь потока в ней, превышает радиус её выходного сопла на ширину входных каналов.
4. Оптимальная ширина входных тангенциальных каналов ВК зависит от их количества. Для экспериментальной центрифуги при рассматриваемых условиях ее работы при количестве каналов 2 и 3 расчетные значения ширины щелей составляют 2 мм, а при увеличении числа каналов до 4 их оптимальная ширина уменьшается до 1 мм.
5. Оптимальная высота входных каналов (и высота ВК) при выбранной их ширине и количестве соответствует такой скорости жидкости в них, при которой будет обеспечена необходимая окружная скорость потока на выходе из камеры (с учетом гидравлических потерь в ней), способная обеспечить заданный режим вращения ротора при условии безударного входа в рабочее колесо турбины.
Литература
1. Снежко, А.В. Центрифуги с реактивным приводом (конструкция, теория, расчёт, применение): монография / А.В. Снежко, В.А. Снежко. - Зерноград. - Азово-Черноморский инженерный институт ФГБОУ ВО Донской ГАУ, 2018. - 222 с.
2. Пат. на изобретение RU 2725791 C1, В04В 1/02, В04В 3/00, В04В 9/06. Полнопоточная центрифуга с вихревым приводом / Снежко А.В., Снежко В.А; заявка № 2019135898; 07.11.2019; опубл. 06.07.2020, Бюл. № 19.
3. Распыливание жидкостей / Ю.Ф. Дитякин, Л.А. Клячко, Б.В. Новиков, В.И. Ягодкин. - М.: Машиностроение, 1977. - 208 с.
4. Хавкин, Ю.И. Центробежные форсунки / Ю.И. Хавкин. - Л.: Машиностроение, 1976. -168 с.
5. Гольдштик, М.А. Вихревые потоки / М.А. Голь-
дштик. - Новосибирск: Наука, 1981. - 367 с.
6. Муленко, В.В. Моделирование течения реальной жидкости в распылителе центробежной форсунки / В.В. Муленко, А.И. Ходырев // Труды РГУ нефти и газа (НИУ) им. Губкина. - 2018. - № 3 (292). - С. 161-174.
7. Салич, В.Л. Расчетно-теоретические и экспериментальные исследования центробежной форсунки ракетного двигателя тягой 13 Н / В.Л. Салич, Е.В. Сёмкин // Вестник ЮУрГУ. Серия «Машиностроение». - 2013. -Т. 13. - № 1. - С. 4-12.
8. Исследование течения в вихревой камере с центробежным кипящим слоем при отсутствии и наличии горения / Э.П. Волчков, Н.А. Дворников, В.В. Лукашов, Р.Х. Абдрахманов // Теплофизика и аэромеханика. -2013. - Т. 20. - № 6. - С. 679-684.
9. Уплотнения и уплотнительная техника: справочник / Л.А. Кондаков, А.И. Голубев, В.Б. Овандер,
B.В. Гордеев, Б.А. Фурманов, Б.В. Кармугин. - М.: Машиностроение, 1986. - 464 с.
10. Снежко, А.В. Обоснование размеров щелевых цилиндрических уплотнений центрифуг с гидроприводом / А.В. Снежко // Тракторы и сельхозмашины. - 2015. - № 7. - С. 27-30.
11. Коровчинский, М.В. Теоретические основы работы подшипников скольжения / М.В. Коровчинский. - М.: Машгиз, 1959. - 403 с.
12. Чернавский, С.А. Подшипники скольжения /
C.А. Чернавский. - М.: Машгиз, 1963. - 241 с.
13. Снежко, А.В. К обоснованию оптимального зазора в подшипниках скольжения маслоочистительных центрифуг / А.В. Снежко // Вестник АПК Ставрополья. -2015. - № 2 (18). - С. 63-67.
References
1. Snezhko A.V., Snezhko V.A. Tsentrifugi s reak-tivnym privodom (konstruktsiya, teoriya, raschet, primenenie): monografiya [Jet-driven centrifuges (design, theory, calculation, application: monograph], Zernograd, Azovo-Chernomorskiy inzhenernyy institut FGBOU VO Donskoy GAU, 2018, 222 p. (In Russian)
2. Snezhko A.V., Snezhko V.A. Polnopotochnaya tsentrifuga s vikhrevym privodom [Vortex-driven full flow centrifuge], pat. na izobretenie RU 2725791 C1, V04V 1/02, V04V 3/00, V04V 9/06. zayavka No 2019135898, 07.11.2019, opubl. 06.07.2020, Byul. No 19. (In Russian)
3. Dityakin Yu.F., Klyachko L.A., Novikov B.V., Yagodkin V.I. Raspylivanie zhidkostey [Spraying of liquids], M.: Mashinostroenie, 1977, 208 p. (In Russian)
4. Havkin Yu.I., Tsentrobezhnye forsunki [Centrifugal spray jets], L.: Mashinostroenie, 1976, 168 p. (In Russian)
5. Gol'dshtik M.A. Vikhrevye potoki [Vortex streams], Novosibirsk, Nauka, 1981, 367 p. (In Russian)
6. Mulenko V.V., Hodyrev A.I., Modelirovanie teche-niya real'noy zhidkosti v raspylitele tsentrobezhnoy forsunki [Simulation of actual fluid flow in centrifugal injector sprayer], Trudy RGU nefti i gaza (NIU) im. Gubkina, 2018, No 3 (292), pp. 161-174. (In Russian)
7. Salich V.L., Semkin E.V. Raschetno-teoreticheskie i eksperimental'nye issledovaniya tsentrobezhnoy forsunki raketnogo dvigatelya tyagoy 13 N [Design-theoretical and experimental studies of the centrifugal nozzle of the rocket engine with a thrust of 13 N], Vestnik YuUrGU, Seriya «Mashinostroenie», 2013, T. 13, No 1, pp. 4-12. (In Russian)
8. Volchkov E.P., Dvornikov N.A., Lukashov V.V., Abdrahmanov R.H. Issledovanie techeniya v vikhrevoy ka-mere s tsentrobezhnym kipyaschim sloem pri otsutstvii i nali-chii goreniya [Flow study in vortex chamber with centrifugal fluidized bed in absence and presence of combustion], Tep-
lofizika i aeromekhanika, 2013, T. 20, No 6, pp. 679-684. (In Russian)
9. Kondakov L.A., Golubev A.I., Ovander V.B., Gor-deev V.V., Furmanov B.A., Karmugin B.V. Uplotneniya i up-lotnitel'naya tekhnika: spravochnik [Seals and Sealing Equipment: Reference Book], M.: Mashinostroenie, 1986, 464 p. (In Russian)
10. Snezhko A.V. Obosnovanie razmerov schelevykh tsilindricheskikh uplotneniy tsentrifug s gidroprivodom [Substantiation of dimensions of slotted cylindrical seals of centrifuges with hydraulic drive], Traktory i sel'khozmashiny, 2015, No 7, pp. 27-30. (In Russian)
11. Korovchinskiy M.V. Teoreticheskie osnovy raboty podshipnikov skol'zheniya [Theoretical basis of sliding bearings operation], M.: Mashgiz, 1959, 403 p. (In Russian)
12. Chernavskiy S.A. Podshipniki skol'zheniya [Plain bearers], M.: Mashgiz, 1963, 241 p.
13. Snezhko A.V. K obosnovaniyu optimal'nogo zazora v podshipnikakh skol'zheniya masloochistitel'nykh tsentrifug [To substantiation of optimal clearance in oil cleaning centrifuges sliding bearings], Vestnik APK Stavropol'ya, 2015, No 2 (18), pp. 63-67. (In Russian)
Сведения об авторах
Снежко Андрей Владимирович - кандидат технических наук, доцент кафедры «Техническая механика и физика», Азово-Черноморский инженерный институт - филиал ФГБОУ ВО «Донской государственный аграрный университет» в г. Зернограде (Ростовская область, Российская Федерация). Тел.: +7-908-195-70-06. E-mail: avsnzk@rambler.ru.
Снежко Владимир Андреевич - кандидат технических наук, доцент (г. Зерноград, Ростовская область, Российская Федерация). Тел.: +7-928-136-58-40. E-mail: vszh1@rambler.ru.
Асатурян Андрей Вартанович - кандидат технических наук, преподаватель 1-й категории, Азово-Черноморский инженерный институт - филиал ФГБОУ ВО «Донской государственный аграрный университет» в г. Зернограде (Ростовская область, Российская Федерация). Тел.: +7-908-175-70-91. E-mail: asaturyan-a@mail.ru.
Information about №е authors
Snezhko Andrey Vladimirovich - Candidate of Technical Sciences, associate professor of the Technical Mechanics and Physics department, Azov-Black Sea Engineering Institute - branch of FSBEI HE «Don State Agrarian University» in Zerno-grad (Rostov region, Russian Federation). Phone: +7-908-195-70-06. E-mail: avsnzk@rambler.ru.
Snezhko Vladimir Andreevich - Candidate of Technical Sciences, associate professor (Zernograd, Rostov region, Russian Federation). Phone: +7-928-136-58-40. E-mail: vszh1@rambler.ru.
Asaturyan Andrey Vartanovich - Candidate of Technical Sciences, 1 category lecturer, Azov-Black Sea Engineering Institute - branch of FSBEI HE «Don State Agrarian University» in Zernograd (Rostov region, Russian Federation). Phone: +7-908-175-70-91. E-mail: asaturyan-a@mail.ru.
Конфликт интересов. Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.
Conflict of interests. The authors declare no conflict of interests.
УДК 631.22 (088,8)
СТРУКТУРНЫЕ СОСТАВЛЯЮЩИЕ ПО ОБОСНОВАНИЮ ЭФФЕКТИВНОСТИ ТЕХНИКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ПЛАНИРОВОЧНОГО РЕШЕНИЯ ЖИВОТНОВОДЧЕСКОГО ПОМЕЩЕНИЯ ДЛЯ КРС
© 2021 г. А.А. Поцелуев, И.В. Назаров, И.А. Грищенко
Рассмотрены особенности технологий и способов содержания крупного рогатого скота и раскрыты их достоинства и недостатки. Приводятся в разрезе рассмотренных технологий примеры проектно-технологических и планировочных решений животноводческих объектов, реализованных на производстве. Дается их сравнительный анализ по планировочному решению и техническому обеспечению технологических процессов. Предложено альтернативное планиро-
