Методика расчета рациональных геометрических размеров оболочечно-пластинчатого седла при статическом нагружении усилием герметизации и давлением рабочей среды Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Механика

УДК 62-336 Долотов Алексей Митрофанович,

д. т. н., профессор, профессор кафедры «Общенаучные и общетехнические дисциплины», Военная академия материально-технического обеспечения им. генерала армии А.В. Хрулева, г. Санкт-Петербург,

тел. +79618016916, e-mail: amdolotov@mail.ru Белоголов Юрий Игоревич, к. т. н., доцент кафедры «Управление эксплуатационной работой», Иркутский государственный университет путей сообщения, тел. +79500882303, e-mail:pr-mech@mail.ru

МЕТОДИКА РАСЧЕТА РАЦИОНАЛЬНЫХ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ РАЗМЕРОВ ОБОЛОЧЕЧНО-ПЛАСТИНЧАТОГО СЕДЛА ПРИ СТАТИЧЕСКОМ НАГРУЖЕНИИ УСИЛИЕМ ГЕРМЕТИЗАЦИИ И ДАВЛЕНИЕМ РАБОЧЕЙ СРЕДЫ

A. M. Dolotov, Yu. I. Belogolov

CALCULATION RATIONAL GEOMETRICAL DIMENSIONS OF SHELL-PLATE SEAT UNDER STATIC LOADING EFFORT SEALING AND FLUID PRESSURE METHOD

Аннотация. Производство и применение тонкостенных металлических уплотнений в арматуростроении сдерживается отсутствием научно-обоснованных методик расчета их рациональных геометрических размеров. Область рациональных геометрических размеров при заданных условиях эксплуатации для таких соединений достаточно узкая и может привести к потере требуемой герметичности. Как следствие - совокупность преимуществ которыми обладают тонкостенные металлические уплотнения по сравнению, например, с полимерными, не могут быть реализованы в уплотнительной технике. Основная сложность в разработке методик расчета тонкостенных металлических уплотнений, например, оболочки, заключается в том, что задача где при заданных нагружении и допускаемом напряжения требуется рассчитать рациональные геометрические размеры - аналитического решения обычно не имеет, решение ищется путем перебора соответствующих значений параметров оболочки. Авторами статьи предложена методика расчета рациональных геометрических размеров тонкостенного металлического уплотнения - оболочечно-пластинчатого седла для фланцевого уплотнительного соединения.

Ключевые слова: оболочечно-пластинчатое седло, фланцевое уплотнительное соединение, условия совместности деформаций, функции Крылова.

Abstract. Production and use of thin-walled metal seals in valve industry is hampered by the lack of their geometrical dimensions scientifically based calculation methods. The field of rational dimensions for given operating conditions for these compounds is quite narrow and can lead to loss of required sealing. As a result, a set of advantages that thin-walled metal seals have in comparison with polymer ones cannot be implemented in compaction machinery. The main difficulty in developing methods for calculating thin-walled metal seals, e. g. of a shell, is that the problem of calculating rational geometrical dimensions with given loading and admissible stress usually has no analytical solution, but the solution is found by searching the shell's parameters. The authors propose a method for calculating rational geometric dimensions of shell-plate seat for flange sealing compound.

Keywords: shell-plate-shaped saddle, flange sealing compound, conditions of compatibility of strains, Krylov functions.

Введение

Разрабатываемые и проектируемые уплот-нительные соединения в области арматурострое-ния, для нужд ракетно-космической промышленности, химической и нефтехимической промышленности, топливно-энергетического комплекса должны отвечать современным эксплуатационным требованиям: обеспечивать требуемую герметичность, выдерживать динамические нагрузки (клапаны), эксплуатироваться в широком диапазоне давлений и температур, быть конструктивными и технологичными.

С ростом эксплуатационных требований внимание привлекли уплотнительные соединения с тонкостенными элементами [1], которые уже давно известны в уплотнительной технике [2]. В настоящее время существует большое многообразие конструктивных решений [3-5], где в качестве элементов уплотнения используются цилиндрические (реже конические) тонкостенные оболочки.

Широкое применение такого типа уплотни-тельных соединений в промышленности сдержи-

вается отсутствием научно обоснованных методик расчета рациональных геометрических размеров (в первую очередь толщины) оболочечного элемента. Область рациональных геометрических размеров для заданных условий эксплуатации достаточно узкая: с одной стороны, пластические деформации с последующим разрушением оболо-чечного элемента (при недопустимом снижении толщины), а с другой - потеря положительных свойств оболочечного элемента (при увеличении толщины).

К основным положительным свойствам уплотнительных соединений с тонкостенными элементами по сравнению с другими уплотнениями типа «металл - металл» можно отнести [6]:

- усилие герметизации (без компенсации противодавления) меньше в 5.. .15 раз;

- равномерное распределение контактного давления по периметру в уплотнительном стыке;

- устойчивость к внешним кинематическим воздействиям (удары, вибрация) из-за наличия позиционного трения в уплотнительном стыке;

- минимальным расход материала для изготовления тонкостенного элемента;

- малые динамические нагрузки при срабатывании (в клапанных уплотнительных соединениях);

- «самопритирка» уплотнительного стыка при каждом срабатывании клапана;

- низкие требования к точности монтажа и сборки изделия.

Использование тонкостенных элементов особенно целесообразно и тогда, когда применение металлополимерных уплотнительных соединений осложнено по условиям эксплуатации (составы рабочих сред, температурные режимы), использование притертых плоских или конических уплотнительных соединений нерационально из-за термоциклирования, так как при этом теряются достигнутые притиркой геометрические параметры уплотнительных поверхностей.

Вопросы снижения динамической нагрузки, которая возникает в клапанных уплотнительных соединениях при посадке золотника клапана на седло, были рассмотрены в предыдущих работах [7-18]. В указанных работах сущность снижения динамической нагрузки на седло клапана заключалась в снижении приведенной жесткости седла с учетом обеспечения его прочности. Снижение приведенной жесткости седла наряду с расчетом его рациональных геометрических размеров (толщины) может быть достигнуто и конструктивными методами, например путем выполнения седла оболочечно-пластинчатым, как это показано на рис. 1.

Я

'Л

\ ч

\ ч

ч | Ч

ч ч

ч | ч

ч ч

ччччччч^ ч\\\\\\\>

1

Рис. 1. Оболочечно-пластинчатое седло

1

Во фланцевых соединениях ударное нагру-жение отсутствует и, соответственно, динамической нагрузки на седло не возникает. Использование оболочечно-пластинчатого седла вместо обо-лочечного во фланцевых уплотнительных соединениях обусловлена тем, что снижение приведенной жесткости связано не только со снижением динамической нагрузки (при ударном нагружении в клапанах), но и с рациональными геометрическими размерами (толщинами) седла, что позволит выполнить оболочечный элемент более тонкостенным, что, в свою очередь, ведет к снижению

усилия герметизации во фланцевом уплотнитель-ном соединении.

При этом необходимо учесть действие давления рабочей среды на оболочечные элементы седла, что не было рассмотрено в работах [7-18], так как там за время срабатывания золотника (которое носит быстротечный характер) нагружение седла давлением рабочей среды не меняется. В случае же фланцевого уплотнительного соединения фланец нагружает седло статически и седло нагружено давлением рабочей среды.

Методика расчета рациональных геометрических размеров оболочечно-пластинчатого седла фланцевого уплотнительного соединения Расчетная схема оболочечно-пластинчатого седла фланцевого уплотнительного соединения показана на рис. 2. В расчетной схеме принимается допущение о приложении нагрузок по срединной поверхности тонкостенных элементов.

Рис. 2. Расчетная схема оболочечно-пластинчатого седла фланцевого уплотнительного соединения (с учетом действия давления рабочей среды)

Внешние силовые статические параметры, возникающие на верхнем торце оболочечного элемента, определяются из выражений:

F

Т =-- *

2 пг

; а, =

2пга + ф) '

Механика

К = С-р + -р

+ -

1

Б г :

Р Р -

] Т Г~ + Рр (-2 - гО 2г

где Т^ - интенсивность осевой силы; ^ - ин- „ С

тенсивность радиальной силы; го - радиус образующей оболочечного элемента; ^ - статическое

усилие во фланцевом уплотнительном соединении; а - половина угла при вершине конуса; ф -угол трения в стыке уплотнительного соединения.

Для определения перерезывающей силы от- ние угла пов°р°та н°рмали и ее производной: делим от оболочки пластину и по контуру разделения приложим силы Qsp , Т и изгибающий мо-

ЛГ. (6)

Вычислив интеграл, можно получить значе-

С Тг г = С1гр + С2 + ^ 1п

*р 1 р гр 2Бр

мент М р, как показано на рис. 3.

Рис. 3. Расчетная схема пластины

Дифференциальное уравнение деформирования пластины имеет вид

й23 р 1 ,

Лг2

г йг„

Б.

(2)

р р р р

Перерезывающая сила определяется из уравнения равновесия пластины:

Qp = Т ^ ^ (гр2 - га2). р гр 2гр

(3)

Решение уравнения (2) принимаем в общем виде [19]:

С Ы^р^, (4)

$ р = сгр

Б г

р р

где г и г - вспомогательные переменные. Граничные условия:

1) по наружному краю пластина жестко заделана, т. е. при гр = Яр $р = 0 ;

2) по внутреннему радиусу г пластины приложен момент М :

(л<\ о Л

мр = бр

¿К

V йгр гр J

(5)

Подставляем выражение силы Q в (4), при

этом вместо неопределенного интеграла возьмем определенный интеграл:

*р /

+

+ -

16Б_

Гг 4 - г 4 Л. ^

+ 4гс2 гр 1п

р

V

гр

г

V р JJ

йгр 1 гр 16Бр

(

4

3гр -4гс2 + +

V гр

Г V

+ 4г21п

г

V р JJ

+ -

Тг Тг

2Бр 2Бр

1п

V Кр J

мр= бр

с р С - С2+-рр-2 16Б

(

г:

г

4

3гр -4— +

V гр

Г \\

+ 4г21п

г

V р JJ

Тг Тг„

2 Бр 2Бр

1п

г

р

V Кр J

+

„ |С2 |Тго, {г ^

р

2Б

р

V ^р J

+

+ -

црр

16Бргр

44 г4 -г4

г+ 4г02 гр 1п

V гр

( У\

г

V р JJ

окончательно запишем:

С Б

М= С Бр (1 + |)--^ (1 -|) +

2

+ -

р г

г р о

+ -

ррг

р р

с ( \

1п г

о

г„

V V р J

3 +

(1 + ц)+М -1

тк

16 4 ■ ' 2

1 + 1п

4-2

V КР J

+ (7)

(1 + |)

Уравнение деформирования образующей оболочечного элемента имеет вид

йх4

Решение ищем в виде

4 |Т рр

+ 4р4 ^ = -- 1 р

-Б Бп

(8)

о

о

о

г

v

4

г_ =г

р о

w(x) = A0 Kо (ßx) + Al Kl (ßx) + Ä2 K2 (ßx) +

+ АЪКЪ (ßx ) + w*; w'(x) = ô(x) = ß[-4AK (ßx)+ AK0 (ßx) + + Ä2 Ki (ßx ) + А К 2 (ßx )J

w"(x) = ^^ = ß2 [-4A0K2 (ßx)- (9)

o

- 4 A K3 (ßx )+ A2 K 0 (ßx ) + A3 K (ßx )];

w-(x ) = Q = ß3 [-4 Ao Kj (ßx )-- 4 Aj K2 (ßx ) - 4 A2 K3 (ßx ) + A3 Ko (ßx )],

где w* =

y.Trc

Л r2

Eh

частное решение.

x = l : W(l) = &So; w"(l) =

Ms D„

Подставляя первые два граничных условия, находим:

Q«

A = 0; A = -

_тшт

Условие совместности То (/) = Т (го ) = Т

использовано при задании нагрузки на торце оболочки:

T = -

F

-; Q = ■

F

(14)

2^ro ' ~ 2^ro (a + ф)

Первое условие совместности деформаций в месте сопряжения оболочечного и пластинчатого элементов для фланцевого уплотнительного соединения запишем в следующем виде:

( Q ^ Doß2 - 4A0K2 (ß/)-4AjK3 (ß^ + Q-K (ßl) V DoP

C D

= CjDp (1 + ц)-^ (1 -ц)-

о у о

Граничные условия для оболочечного элемента принимаем в виде

х = 0: ^"(0)= 0; ^'"(0) = О;

(10)

2

PPro , TrJ 4 2

V

1 + ln

f \ r

\

V Rp У

(1 + ц)

Объединяя второе и третье условие совместности деформаций для фланцевого уплотни-тельного соединения, получим:

A0 k 0 (ßl )+a К (ßl )+Qr k 3 (ßl )-

Л „2

(11)

o У о

Eh Eh

R - r")(1 -ц)х

АР3

Условия совместности деформаций в месте сопряжения пластинчатого и оболочечного элементов седла

Условия совместности деформаций пластинчатого и оболочечного элементов в месте разделения:

мю (I)=Мр (го); О„ (I) = О„ (Г);

р р (12) w(l) = Дгр(Го); 3„(I) = 3,(Го). ( )

Относительно третьего условия совместности деформаций следует отметить, что перемещение пластины Дг (го) возникает вследствие растяжения ее силами О , при этом все точки пла-

х

( Q ^ Doß3 -4А0К1 (ßl)-4А1К2(ßlK0(ßl).

30

or У

V Ров3

Четвертое условие совместности деформаций запишем в виде:

( О ^ в -4АКз(Р1)+ АК($1)+-ОзК(Р1)

V Ров

2 Л

C Tr = Cr + C2 + ln

ro 2Dp

V Rp У

CR + ^ = -- p

R 16D„

r R4 - r4

P ° + 4rR ln

f Y\

V

R

p

V Rp У У

Составив условия совместности деформаций стины находятся в состоянии равномерного рас- в месте сопряжения пластинчатого и оболочечного

элементов, получаем четыре уравнения для нахождения четырех постоянных интегрирования С, С2, А и А для фланцевого уплотнительно-

тяжения с напряжением a =

Q

h

sp [20].

С учетом обобщенного закона Гука го соединения.

«=a(1 -ц).

E

Определение постоянных интегрирования

Полученные выражения для фланцевого

дr =gr = Qsp (Rp_(1 - ц) (13) уплотнительного соединения можно представить

Eh„

в виде системы, состоящей из четырех уравнений:

o

o

p

o

o

Механика

а А + ^А + аъС + а£2 = ^; ЬА + ЬЛ + 0 + 0 = е2;

+ + + $^С2 - ;

о+о++ = е4,

где а! = -4Д,р2К2 (р/); а2 = -4Д,р2Къ (р/); Б

(15)

а,

1 --А, (1+ |)

а

(1 ;

г л

1 + 1п - / \

о (1+|)

— \ • /

V V р У у

¿1 =

Ь =

^ (р/)-^ + ^ р ^4 2

— - г " К о (р/)+4Д,р3 К (р/) (1 -|)

Я - -

К1 (р/)+ 4Э0р3 К 2 (р/) ——^ (1 -1)

е..

3

ор V

яр

ЕК0 — - г

Яр3 к о (р/)—^ - Кз (р/)

ЕК

+

+

ЦТ-о

Л „2

-

о 3

ЕЙ

$ = -4рКз (р/); $2 = рКо (р/); = --о; 1

$4 = -

ТК

2Э

1

1п

( \ ь.

V —р у

а

Ар

-К2 (р/)

; = — ;

? 3 р -

р

р

1 =-• е =-

4 - -4

Р 0 + 4-2—р 1п

( V

—

V

V-р уу

Л =

Ь2 Ь3 Ь4

$ ъ $ ъ $ А

1а

д

А =

е2 Ь3 Ь4 е $ л

1 е 1

1 4 3

1

д

С =

а1 а е1 а4 а1 а а е1

¿1 Ь2 е2 Ь4 К Ь2 Ь3 е2

$ $ е3 $4 $ $ $ е3

11 12 е4 14 ; С = 11 12 13 е4

д

д

где д =

а1 а2 а3 а4

Ь1 Ь2 Ь К

$1 <$2 $3 $ 4

11 12 13 14

После определения постоянных интегрирования вычислим прогиб пластинчатого элемента:

^ = С3 -|^.р$-р =

рр-р4 1п(-р )(рр-о4 -16С2Э)

64Л

16Л

+

( \

1п

+ -

-

V р у

(рр-о2-р2 - 2Т-0-2)

8Л

■ +

Г Х\

р- + 8С1 Бр - 2Т-о + 4Т-о 1п

+ -

V —р уу

16Л

. (17)

Радиальная жесткость оболочечного элемента с2 и осевая жесткость пластинчатого элемента

с3 определяются из выражении

С2 =

^(о) а + ™ *

; с =

2Т.1 к-а

w

(18)

.р

Жесткостная модель оболочечно-пластинчатого седла может быть представлена схематически, как показано на рис. 4.

Постоянные интегрирования для фланцевого уплотнительного соединения определим из

(16)

Рис. 4. Жесткостная модель оболочечно-пластинчатого седла фланцевого уплотнительного соединения

Приведенная жесткость для оболочечно-пластинчатого седла фланцевого уплотнительного соединения может быть определена из выражения с2• 1§(а + ф)с3

Спр

с21§а • 1§(а + ф) + с3

После определения жесткостей производиться определение эквивалентных напряжении по четвертой гипотезе прочности (гипотезе формоизменения).

; а4 =

-

о

о

о

-

е2 =

о

р

-

о

е3 =

о

е

а

а

а

а1 е1

а

а

2

3

4

3

4

е

2

е

3

е

4

ИРКУТСКИМ государственный университет путей сообщения

Приведенная выше аналитическая методика позволяет поставить задачу расчета рациональных геометрических размеров оболочечно-

пластинчатого седла фланцевого уплотнительного соединения.

Целевая функция:

cnp (ho , hp min •

Ограничения:

03Ke.o.max (x) — °adm ; °3Ke.p.max (p ) — °adm '

где c - приведенная жесткость оболочечно-пластинчатого седла; ^^„„„(x) - эквивалент-

^ э кв. о. max \ /

ные напряжения, возникающие в оболочечном элементе; CT3Ke/)max(x) - эквивалентные напряжения, возникающие в пластинчатом элементе; - допускаемое напряжение. Заключение

Разработанная методика позволяет поставить задачу оптимизации в современных прикладных программах, что позволит минимизировать приведенную жесткость оболочечно-

пластинчатого седла при условии обеспечения его прочности. Кроме того, результатами решения задачи оптимизации будут рациональные геометрические размеры (толщины) оболочечно-пластинчатого седла, которые позволят минимизировать герметизирующее усилие в уплотнитель-ном соединении.

При постановке задачи расчета рациональных геометрических размеров тонкостенного обо-лочечно-пластинчатого седла, например в PTC MathCAD, эквивалентные напряжения необходимо взять как функции от толщин h , h , координаты x для оболочки и r для пластины соответственно.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Долотов А.М., Огар П.М., Чегодаев Д.Е. Основы теории и проектирования уплотнений пнев-могидроарматуры летательных аппаратов. М. : Изд-во МАИ, 2000. 296 с.

2. Уплотнения и уплотнительная техника : справочник / Л.А. Кондаков, А.И. Голубев, В.В. Гордеев и др. М. : Машиностроение, 1994. 448 с.

3. Долотов А.М. Уплотнительные соединения с использованием тонкостенных элементов / До-лотов А.М., Гозбенко В.Е., Белоголов Ю.И. ; Иркут. гос. ун-т путей сообщения. Иркутск,

2011. 72 с. Деп. в ВИНИТИ 22.11.2011, № 508-В2011.м.

4. Пат. 2129681 Российская Федерация, МПК6 F 16 K 25/00, F 16 J 15/00. Уплотнительное соединение / Долотов А. М.; заявитель и патентообладатель Орлов. гос. техн. ун-т. № 97101302/06 ; заявл. 30.01.97 ; опубл. 27.04.99. 6 с.

5. Пат. 2162957 Российская Федерация, МПК7 F 02 K 7/16. Авиационный газотурбинный двигатель / Савин Л.А., Долотов А.М., Соломин О.В., Устинов Д.Е. ; заявитель и патентообладатель Орлов. гос. техн. ун-т. № 98100457/06 ; заявл. 06.01.98 ; опубл. 10.02.01. 4 с.

6. Долотов А.М. Разработка методов расчета и проектирование уплотнений с оболочечным элементом для летательных аппаратов : дис. ... док. тех. наук / А.М. Долотов. М., 1994. 280 с.

7. Долотов А.М., Белоголов Ю.И. Напряженно-деформированное состояние тонкостенного клапанного седла пониженной жесткости // Современные технологии. Системный анализ. Моделирование. 2011. № 4 (32). С. 62-65.

8. Долотов А.М. Белоголов Ю.И. Определение жесткостных характеристик оболочечно-пластинчатого седла клапана // Трубопроводный транспорт: теория и практика. 2013. № 3 (37). С. 32-37.

9. Долотов А.М., Белоголов Ю.И. Определение перемещений в оболочечно-пластинчатом седле клапана // Системы. Методы. Технологии. 2013. № 2 (18). С. 22-28.

10.Долотов А.М., Белоголов Ю.И. Снижение динамических нагрузок при ударном нагружении оболочечного седла клапана // Решетневские чтения : материалы XV Междунар. науч. конф., посвящ. памяти генерального конструктора ракетно-космических систем академика М.Ф. Ре-шетнева. Красноярск, 10-12 ноября 2011 г. / под. общ. ред. Ю.Ю. Логинова. Красноярск, 2011. Ч. 1. 430 с.

11.Долотов А.М., Белоголов Ю.И. Оптимизация геометрических параметров тонкостенного седла клапана пониженной жесткости // Проблемы механики современных машин : материалы V междунар. конф. Улан-Удэ : Изд-во ВСГУТУ, 2012. Т. 2. 272 с.

12.Долотов А.М., Белоголов Ю.И. Совершенствование конструкции клапана с тонкостенным уплотнительным элементом // Безопасность регионов - основа устойчивого развития : Третья междунар. науч.-практ. конф. Иркутск : Изд-во ИрГУПС, 2012. 243 с.

Механика

13. Долотов А.М., Белоголов Ю.И. Пути совершенствования клапанных уплотнительных соединений с оболочечными седлами // Енерго-та ре-сурсозбер1гаюч1 технологи при експлуатаци машин та устаткування : матер1али 4-о! м1жвуз1всько! науково-техшчно! конференци викладач1в, молодих вчених та студенев. До-нецьк, 2012. С. 87-88.

14. Долотов, А.М., Белоголов Ю.И. Математическая модель оболочечного седла пониженной жесткости // Решетневские чтения : материалы XVI Междунар. науч. конф., посвящ. памяти генерального конструктора ракетно-космических систем академика М.Ф. Решетне-ва. Красноярск, 7-9 ноября 2012 г. / под. общ. ред. Ю. Ю. Логинова. Красноярск, 2012. Ч. 1. 458 с.

15. Герасимов С.В., Долотов А.М., Белоголов Ю.И. Математическая модель динамического нагру-жения двухседельного клапана // Тр. Брат. гос.

ун-та. Сер.: Естественные и инженерные науки. Братск, 2012. Т. 1. С. 126-129.

16.Белоголов Ю.И. Компенсация усилий, действующих на затвор со стороны герметизируемой среды // Проблемы трансп. Вост. Сибири. Иркутск, 2012. С. 124-128.

17. Расчет седла уплотнительного соединения, нагруженного затвором и давлением герметизируемой среды / С.В. Герасимов и др. // Механики XXI веку. 2012. № 11. С. 106-111.

18.Долотов А.М., Белоголов Ю.И. Снижение динамических нагрузок при ударном нагружении оболочечного седла клапана // Проблемы трансп. Вост. Сибири. Иркутск, 2011. С. 145-148.

19.Бояршинов С.В. Основы строительной механики машин. М. : Машиностроение, 1973. 456 с.

20. Расчеты на прочность в машиностроении : в 3 т. / под ред. С.Д. Пономарева. М. : Машгиз, 1959. 3 т.

УДК 62.752, 621:534.833;888.6 Елисеев Андрей Владимирович,

к. т. н., старший научный сотрудник, НОЦ современных технологий, системного анализа и моделирования, Иркутский государственный университет путей сообщения, тел. (83952)638399 доб. 0296, е-mail: eavsh@ya.ru

Выонг Куанг Чык,

аспирант, НОЦ современных технологий, системного анализа и моделирования, Иркутский государственный университет путей сообщения, тел. (83952)638399 доб. 0296, е-mail: trucvq1990@gmail.com

НЕКОТОРЫЕ ВОЗМОЖНОСТИ УПРАВЛЕНИЯ ОДНОМЕРНЫМ ВИБРАЦИОННЫМ

ПОЛЕМ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЙ МАШИНЫ

A. V. Eliseev, Q. T. Vuong

THE CERTAIN ONE DIMENSIONAL VIBRATORY FIELD OF TECHNOLOGICAL MACHINE CONTROL CAPABILITIES

Аннотация. Рассматриваются принципы построения технологических комплексов для вибрационного упрочнения поверхностей деталей. Показано, что качество технологического процесса существенным образом зависит от структуры вибрационного поля рабочего органа. Предлагаются подходы к построению систем вибрационного возмущения рабочей сыпучей среды в однородном вибрационном поле. Разработаны математическая модель вибростенда и концепция настройки параметров механической колебательной системы. Предлагается методика расчета основных характеристик вибрационной системы, получены аналитические соотношения. Разработаны математические модели вибрационных технологических процессов, в которых реализуются режимы вибрационного упрочнения с непрерывным подбрасыванием и временем подлета, кратным периоду колебания рабочего органа. Предложена система настройки вибрационного поля на основе использования устройства для преобразования движения, включаемого в колебательный контур вибростенда, приведены номограммы для расчета и выбора необходимых параметров.

Ключевые слова: вибрационное упрочнение, математическая модель вибростенда, настройка, вибрационное поле.

Abstract. The principles of creation of technological complexes for vibration hardening of surfaces of details are considered. It is shown that quality of technological process essentially depends on structure of a vibration field of working body. Approaches to creation of systems of vibration indignation of working loose environment in a uniform vibration field are offered. The mathematical model of the vibratory machine and the concept of mechanical oscillatory system ofparameters of control is developed. The method of calculating of main characteristics of vibration system is offered, analytical ratios are received. Mathematical models of vibrational technological processes in which the modes of vibration hardening with continuous tossing are realized and flight time is multiple to the period of oscillation of working body are developed. The system of control of a vibration field on the basis of use of the included device for transformation of the movement in an oscillatory contour of the vibratory machine is offered. Nomograms for calculation and a choice of necessary parameters are provided.

Keywords: vibration hardening, mathematical model of the vibratory machine, control, vibration field.