CC BY
13показатели, входящие в состав элементной базы коэффициента общей экономической эффективности «ОЕЕ».
- составлен бланк документа «Хронограмма работы оборудования», позволяющий выполнять учет показателей работы оборудования, для последующего расчета коэффициента «ОЕЕ» и нормирования трудоемкости.
Литература
1. Савицкая Г.В., Анализ хозяйственной деятельности предприятия: Учебник. - 2-е изд., испр. и доп. - М.: ИНФРА-М, 2003. - 400 с. - (Серия «Высшее образование»).
2. Thomas R. Cutler. Improving overall equipment effectiveness with lean and value-stream mapping. 10/26/2010. http://www.qualitydigest.com/in-side/twitter-ed/improving-overall-equipment-effec-tiveness-lean-and-value-stream-mapping.html#
3. OEE Primer, Calculating OEE, http://www.oee.com/calculating-oee.html
4. Шопин, А.Г., ОЕЕ и управление простоями: от теории к реализации в SIMATIC IT / А.Г. Шопин, И.В. Занин, «Автоматизация в промышленности», 2006, 09, с. 24 - 29. http://mescenter.ru/images/abook_file/avp_shopin1.pd f
5. Шопин А.Г., Занин И.В., Спиридонов С.В. OEE/DTM - Золушка в семействе MES-решений //Автоматизация в промышленности. — 2011. — №10. — C. 38-42. http://www.sms-a.com/about/publications/
6. Медведева Г.М., Мусеридзе А.Б., Фролов Е.Б. Как не допустить ошибок при выборе системы управления машиностроительным производством // "СТАНОЧНЫЙ ПАРК" 2012, N8, http://www.mashportal.ru/technologies-26227.aspx
7. Медведева Г.М., Мусеридзе А.Б., Тихонова Ю., Крюков А.,. Зайдуллин А, Оптимальное планирование работ ППР — путь к повышению эффективности использования оборудования // «САПР и
графика», 2013, №1, 84-89,
https://sapr.ru/article/23579
8. Антоненко И., Крюков И., Шестопалов П. Эффективность использования производственного оборудования. http://www.cfin.ru/management/man-ufact/oee.shtml
9. Abramova I.G. Overall equipment effectiveness implementation criteria [Text]/ I G Abramova, D A Abramov // Acceptance Notification of ATCES 2017, 2017 International Conference on Aerospace Technology, Communications and Energy Systems (ATCES 2017), Samara University, Russia.
10. Организация машиностроительного производства, под ред. Б.Я Каценбогена. Утв. ВКДВШ при СНК СССР в кач. уч. для машиностроит. ВТУЗов. М. Л., ГОНТИ, 1941. 648 стр. (Перед загл. авт. Абрамович, Думлер, Каценбоген, Корницкий и Хейфец).
11. Организация и планирование производства на машиностроительном предприятии. [Учебник для вузов по специальности «Экономика и организация машиностроительной промышленности»]. Под ред. Проф. В.А. Летенко. М., «Высшая школа», 1972.
12. Абрамова, И.Г. Основы организации производства машиностроительного предприятия [Электронный ресурс] : (лекц. курс и практикум) : учеб. пособие / И. Г. Абрамова; Самар. гос. аэрокосм. унт им. С. П. Королева (нац. исслед. ун-т) (СГАУ). -Электрон. текстовые дан. - Самара : [б. и.], 2011. - 1 эл. опт. диск (CD-ROM).
13. Курсы по бережливому производству. Университет Лин шесть Сигм Overall equipment effectiveness. «Карта создания потока ценности»: http ://univerlss.ru/index.php?choose=4&termin=53 0; «8 видов потерь»:
14. "8 types of waste - the root of unprofitable activity within an organization", Published by Larry Ca-tanzaro on October 03, 2012 http://www.kaneisa-ble.com/blog/8-types-of-waste-the-root-of-unprofita-ble-activity-within-an-organization
МОДЕРНИЗАЦИЯ НАСОС-ФОРСУНКИ ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ С ПРИМЕНЕНИЕМ КОЛЬЦЕВОГО УПРАВЛЯЮЩЕГО КЛАПАНА
Габдрафиков Ф.З.
доктор технических наук, профессор
MODERNIZATION OF A DIESEL ENGINE INJECTOR PUMP USING AN ANNULAR CONTROL
VALVE
Gabdrafikov F.Z.
doctor of technical sciences, professor
АННОТАЦИЯ
В статье представлены результаты совершенствования насос-форсунки дизельного двигателя с применением разрезного упругого кольца в качестве клапана управления.
Разработана математическая модель работы кольцевого клапана, получено расчетное выражение хода управляющего кольцевого клапана, определены его конструктивные параметры, влияющие на быстродействие впрыскивания топлива насос форсункой.
ABSTRACT
The article presents the results of improving the diesel engine injectors using a split elastic ring as a control valve.
A mathematical model of the operation of the control ring valve is developed, its design parameters are determined, affecting the speed of fuel injection by a pump nozzle.
Ключевые слова: дизельный двигатель, кольцевой управляющий клапан, насос-форсунка. Keywords: diesel engine, annular control valve, pump injector.
Введение. Для достижения в широком диапазоне работы высоких технико-экономических показателей дизельных двигателей необходимо, прежде всего, совершенствовать их топливную систему для качественной топливоподачи на всех режимах их эксплуатации.
Повышения экономичности работы дизеля облегчается при обеспечении высоких давлений и интенсивности впрыскивания топлива, способствующих улучшению распыла топлива и на этой основе более быстрому и полному его сгоранию.
Проблема повышения давления впрыскивания представлены в работах D.Qain et al. (2016) [1], за счет изменения клапанного механизма в линии нагнетания, оптимизацией кулачкового механизма в работе Tao Qiu et al. (2015) [2], изменением закона подачи профиля кулачка F.Z.Gabdrafikov & F.A.Sharifullin (2012) [9].
Параметры влияющие на процесс впрыскивания с разработкой математической модели приведены в работе Miloljub S. (2017) [3].
Новый способ форсирования впрыскивания топлива для малых дизелей рассматривается учеными E.A.Salykin, V.I.Lipilin, A.A.Skorobogatov (2017) [4].
Ведущие зарубежные фирмы-производители топливной аппаратуры (Bosch, Lucas, Denso, Zexel, Delphi и другие) разрабатывают новые варианты систем топливоподачи, обеспечивающие максимальное давление впрыскивания 160-170 МПа и даже до 200 МПа, отдавая предпочтение системам с насос-форсунками.
По данным зарубежных фирм Caterpillar, Bosch и Cummins следует, что наиболее перспективными остаются топливные системы с насос-форсунками с гидроприводом и электронным управлением (HEUI - Hydraulically actuated Electronically controlled Unit Injection), так как в себе сочетают признаки аккумуляторных и раздельных систем. Система HEUI по сравнению с аккумуляторными системами типа Common Rail, затрачивает меньше мощности на создание высокого давле-ния[5,7,8].
В работе Xuan-Thien Tran et al., (2003) [10] представлено моделирование процесса впрыскивания системой топливоподачи HEUI в среде MatLab Simulink.
Ведутся исследования по модернизации приводного и клапанного узла насос-форсунок системы HEUI.
Система топливоподачи HEUI позволяет повысить топливную экономичность, но они пока имеют недостаточно высокую эксплуатационную
надежность и удорожают систему топливоподачи [6,8].
Одним из недостатков в конструкции насос-форсунки НЕШ является необходимость использования управляющего клапана с большим проходным сечением и наличие возвратной пружины, увеличивающий объем внутриклапанной поверхности и, как следствие, влияющих на увеличение времени срабатывания клапана и потребляемого им тока.
Целью и задачей исследования является разработка модели модернизации насос-форсунки для повышения качества его работы с разработкой управляющего клапана. Основной задачей является методология модернизации насос-форсунки на основе применения разрезного упругого кольца, позволяющее получить быстродействие клапана управления.
Объекты и методы исследований
Нами был разработан метод модернизации насос-форсунки системы НЕШ (со сложной системой регулятора давления гидропривода плунжера) существенным упрощением клапанного узла, применением разрезного упругого кольца.
В качестве управляющего клапана было использовано разработанное разрезное упругое кольцо с возможностью электронного управления.
На рисунке 1 представлена модернизированная насос-форсунка с электронно-управляемым кольцевым клапаном.
Насос-форсунка работает следующим образом. Электронный блок управления на основании входных сигналов от различных электронных датчиков в определенный момент подает ток на электромагнит 3. Он создает магнитную силу, которая притягивает кольцевой клапан 2. В этот момент происходит объединение канала А и надпоршневой полости В, при этом свободный конец кольцевого клапана 2 дополнительно перемещаясь на величину п^ (к - высота подъема клапана) по гнезду в корпусе 1 перекрывает сливной канал С. Жидкость из насоса под давлением подается в верхнюю часть нагнетательного поршня 5.Под действие давления масла нагнетательный поршень 5 и соответственно плунжер 6 перемещаются вниз, тем самым происходит впрыскивание. Впрыскивание завершается выключением тока, подаваемого с электронного блока. Кольцевой клапан 2 под действием собственной упругости возвращается в исходное положение перекрывая канал А и соединяя полость В со сливным каналом С. За счет упругости пружины 7 нагнетательный поршень 5 возвращается в начальное положение, а жидкость уходит на слив.
масло под давлением
Рисунок 1 Модернизированная насос-форсунка с гидроприводом плунжера и электронно-управляемым кольцевым клапаном: 1 - корпус клапана; 2 - кольцевой клапан; 3 - электромагнит; 4 - сливной клапан; 5 - нагнетательный поршень; 6 - плунжер; 7 - пружина; 8 - токопроводы.
Кольцевой клапан 2 удерживается в гнезде за счет собственной упругости и остаточного давления жидкости и может функционировать без электронного управления за счет гидропривода.
Одним из важнейших показателей работы управляющего кольцевого клапана, определяющих особенности его конструкции для нашего случая, является высота подъема (ход) кольца И (рисунок 2), в зоне уплотнения отверстия канала подвода жидкости (масла) в процессе заполнения внутри-клапанной полости давления управляющей жидкости.
Надежность работы и быстродействия гидропривода плунжера насос-форсунки с кольцевым управляющим клапаном определяется герметичностью (ходом) перекрытия свободной кромкой кольца сливного канала С, зависящая от хода клапана. В связи с этим оптимальные размеры кольцевого клапана должны определяться из условия
обеспечения герметичности перекрытия его свободной кромкой канала С, т.е. её ходом равным пИ. Поэтому практический интерес представляет выявление оптимальных конструктивных параметров, определяющих ход И кольцевого клапана. Модель функционирования кольца клапана приведены на рисунке 2.
Для обоснований конструктивных параметров кольцевого клапана рассматриваем уравнение баланса сил, действующих на него (рисунок 2):
Ррад. ■ Ь ■ & = Рот. + Рг (1)
или
со = Др/к + Qp(v1 - у2собР (2)
где ррад - радиальное давление кольца на стенку гнезда;
Ь, Б - ширина и диаметр кольцевого клапана соответственно;
Рст. - сила статического давления жидкости;
Рг - гидродинамическая сила (реакция потока
на клапан);
с - жесткость кольца;
а - разница диаметров кольца (до его разреза) и гнезда клапана;
Ар =(р1 - ро) - перепад давления до (р1) и после (ро) клапана;
= 7 • с1^ /4 - площадь поперечного сечения нагнетающего канала;
— - диаметр канала подвода жидкости; Q - секундный расход жидкости; р - плотность жидкости; VI, и2 - средние скорости жидкости перед клапаном и в его щели;
в - угол направления потока топлива (для случая Б >> йк,, допускается в=90°).
Рисунок 2 Модель функционирования кольцевого клапана: Н - ход клапана; / - толщина кольцевого клапана; й0 - расстояние между выемками гнезда (диаметр рабочей зоны клапана) г - радиус рабочей зоны
клапана.
Для относительно небольшого подъема кольца вполне допустимо считать, что течение топлива между кольцом и гнездом клапана ламинарное и для расчета использовать известные уравнения энергии и сплошности потока.
Применительно к рассматриваемому случаю (когда площадь действия потока топлива определяется диаметром топливоподводящего канала, шириной кольца и расстоянием между выемками гнезда й0) можно считать течение жидкости между плоскими дисками радиальным и рассматривать зону уплотнения кольца как круглый плоский клапан (т. е. пренебрегать заштрихованными участками/, рисунок 2).
Для расчета скоростей и давлений при ламинарном течении жидкости между плоскими дисками (в данном случаи зона уплотнения между кольцом и гнездом клапана) воспользуемся уравнением Навье-Стокса.
Уравнение движения является математическим выражением равновесия всех сил, приложенных к элементу жидкости и при условии непрерыв-
ности переменных оно может быть выражено в векторной форме:
^^ 1 — + о(§гаёо) = V(ё1у§гаёо)--§гаёр (3)
Уравнение энергии выражает закон сохранения энергии:
— + о(УТ) = а( ёхУБгаа Т)- — — (4) дт ^с Ст
Уравнение сплошности - закон сохранения массы:
&уо = 0 (5)
до
где - - локальная составляющая ускорения
дт
(учитывает неустановившийся характер течения);
о(§гаёо) - конвективная составляющая
ускорения (учитывает перемещение частиц жидкости);
V (ё1у§гаёо) - учитывает вязкость жидкости;
— gradp - учитывает давление;
P
дТ
-- локальное изменение температуры жид-
дт
кости;
o(VT) - учитывает конвективный перенос
тепла;
диг диг vv диг
—- + и —- + -
дт
дг г дф
= v
Гд2и 1 д2 и д2и
1 ди
+—
ёгу§гаё Т) - учитывает тепло, переданное теплопроводностью; 1 с1Ф
--- учитывает тепло, выделенное внут-
УС йт ренними источниками.
Для расчета скоростей и давлений в рассматриваемом случае система уравнений Навье-Стокса тогда запишется в цилиндрической системе координат:
Г
(6)
ди
+ и —г---- =
дг
2 ди
<р
и.
Л
дг2 г2 дф2 дг2 г дг
дф
1 др р дг
диг ди иф диг
дт
дг г дф
+и
диг
дг
= v
( д2иг 1 д2 иг д2иг 1 ди2) 1 др
дг2
дф2
дг 2 г дг
"я ' (7) р дг
где Ц, и , Ц - составляющие скорости по радиусу и по окружности уплотняющей поверхности
кольца, вдоль оси ъ подъема кольца.
v, р - кинематическая вязкость и плотность жидкости.
Система дополняется уравнением сплошности (неразрывности), которое выражает закон сохранения массы:
ди 1 диа ди
■ + ■
■ + ■
и
+ — = 0 дг г
(8)
дг г дф
Допуская, что температура и вязкость топлива будут постоянными, уравнения энергии в расчетах не будем рассматривать.
Упростим управления движения (6 и 7) для рассматриваемого случая, приняв: и = 0 (рассматриваем открытое положение клапана);
и = 0 (движение жидкости будет только по радиусу);
Тогда уравнения (6), (7) и (8) для v = const примут следующий вид:
и-
диг дг
= v
(д2 и д2 и 1 ди игЛ
. +--:---г-
дг дг г дг
1 др р дг
дР= Ф = 0
дф дг
^и + и, = 0
дг 0 г
(9) (10) (11)
Граничные условия: г = 0 , иг = 0 , иг = 0, г = h ,иф = 0, иг = и (г, г) .
Из уравнения (11) определяется величина
дг
а после её подстановки в уравнение (9) получается
исходное уравнение для определения скорости и давления между кольцом и гнездом клапана в зоне уплотнения:
з2'я 1 ди и
(12)
д и 1 ди и
+----- = 0
дг г дг г
ди
И кроме того, принимая, что и-значительно меньше v
дг
Гд2иЛ
дг2
чим уравнение (9) в следующем виде:
1 дР -v р дг
f д2ил
дг2
и с учетом выражения (12) полу-
Sciences of Europe # 39, (2019)_41
Интегрируя по z, находим:
1 Ф 2 ^ ^
и =--z + Qz + C2 (14)
2pv 8r
Граничными условиями в данном случае являются и = 0 при z = 0 и z = h. С учетом этих условий уравнение (14) примет вид:
и = — 8Р (z2 - hz) (15)
2j8rX '
где ц - динамическая вязкость жидкости.
Расход жидкости через такой зазор (между кольцом и гнездом) можно определить с помощью уравнения:
Q = 2nrhucp, (16)
h
1 h
- \udz. hi
где и = —
д cp h h 0
Подставив значение U из уравнения (15) и интегрируя, получим:
h
U = - iUdz=и=h % - i(z 2 - hz)dz=^dJp (17)
cp
п
h\ 2j 8r hJ0x ' 12j 8r
Подставив значения о из уравнения (17) в выражение (16) , будем иметь следующее выражение для определения расхода жидкости:
„ —гк3 др
Q = -—— дР (18)
6^ дг
Уравнение течения жидкости между дисками для бесконечно малой радиальной длины Сг выглядит следующим образом:
др
8r nrh Интегрируя уравнение (19) по радиусу r, получим:
(19)
6у(2, „
Р =--ТГ1п г + С (20)
—к
Постоянную интегрирования С3 и расход Q определим, используя следующие граничные условия:
р = Ро при г = го 1
Р = Рк приг = гк ]
Отсюда
—к
Подставив выражение (21) в уравнение (20), получим:
С = Ро +^ТГ1п го (21)
г0
Р - Ро (22)
—к г
При г = гк Р = Р уравнение (22) примет вид:
Р - Ро = 6^'п \ или = (23)
Для данного случая расстояние между выемками гнезда кольца — определяется шириной кольца Ь , т.е. С0 = Ь , тогда выражение (23) примет вид:
Др=^ (24),
^ жк3 ак у ''
откуда получаем выражение расхода жидкости:
Q = ^т (25).
Распределение давления топлива между кольцом и гнездом клапана находим интегрированием уравнения (18) с учетом граничных условий.
Так как при Г = Г0 р = р0, то
а при Г = Гк р = р, то, очевидно,
Ро =
Рх =
Щ 1п Го,
жк Г
Щ 1п Г-.
жк г.
Закон распределения давления по радиусу зазора определяется по выражению:
р=дрф
гк
(26)
(27)
(28)
Для определения силы давления Рг на кольцо (поднимающей кольцо) рассмотрим элементарную силу, действующую на радиус на длину дГ :
йр = 2жГрдГ (29)
Тогда на всю уплотняющую поверхность кольца будет действовать усилие:
'0
Р = 2ж | рГдГ
(30)
Подставляем выражение (28) в (30) и интегрируя, находим гидродинамическую силу Рг:
гк
Г° т-р- 2пДр Г» 2пДр Гг»г02лДр Гг° Г
= 2п I Дрг—тт-дг = —тг- I гдг = —тг- I —(1пг0 — 1пг)дг = —[1пг0 I гдг — I гдг]
■>о г К Л
Гк
гк
'о 'о
Г Г 1п ГйГ = Нш Г 1п ГйГ = Нш
1 ь^-о+ *
Г2 1п Г
2
Го ,.2
1г Г-йГ 2г г
= Нш
Г ь Г ГЛ1п Г - ^ 1п ь - —
= Нш
ь^о+
Г 2 Г 2 ь2 ь2
— 1п Г - ^ - — 1п ь + — 2 0 4 2 4
(,„2 ,„2 ,„2 Л
Р =
2я0 р[ к? . г2. гп
1пГо
или
ч 2 0 2 0 4 у
_ пДрй2
22 2 2
= ^1пГ„-
яО рг2
21п —
Гк
8 I п-
(31)
(32)
Таким образом, уравнение баланса сил (1) после подстановки выражения (32) запишется в следующем
виде:
со = Дрп^ + ^ = ^Др{2<11+4-
Н 4 88 к
¿к
(33)
Если учесть, что определяется шириной кольца, т.е. й0 = ь и подставить вместо Др его значение из выражения (28), то уравнение (33) можно записать и в следующем виде:
са =
Щ
(
4к
Л
Ь2 + 2^21п —
V у
(34)
Отсюда ход клапана:
о
Р
г
к =
ь2 + 2й2 1п
й,
к у
4са
Жесткость кольца находится из соотношения баланса сил (1) и (2):
а = РРадЬП
(35)
(36)
и после подстановки вместо Р его значения для кольца с эксцентричными поверхностями (кривые брусья переменного сечения), выглядит следующим образом:
3
2Е1 Ь
с =-Г"
3О3
Из выражения (35) и (36) следует, что ход клапана зависит от диаметра топливоподводящего канала —, ширины Ь , диаметра О и жесткости
кольца С, секундного расхода топлива Q .
Если вместо жесткости кольцевого клапана подставить его значение (37) в выражение (35), то для определения хода клапана можно получить следующее выражение:
к = О3
и
(38).
С использованием этого выражения нами были проведены расчеты с целью выявления оптимальных размеров клапана. В качестве переменных величин были приняты жесткость кольца (сюда входят диаметр, ширина и толщина клапана) и диаметр канала подвода жидкости. Граничные условия при этом были определены из конструктивных соображений.
Результаты.
На основе результатов расчета для предварительных экспериментальных исследований был принят клапан с толщиной кольца /<0,65 мм, диаметром 20 мм и шириной 5 мм. При экспериментах выяснилось, что при таких размерах не обеспечивалась достаточная жесткость и в итоге при высокой частоте вращения вала насоса клапан не всегда
(37)
успевал возвращаться к гнезду и впрыскивание оказывалось нестабильным. С учетом этого обстоятельства для дальнейших исследований использовались кольца толщиной />0,65 мм. Как и следовало ожидать, с уменьшением толщины и увеличением диаметра кольца (т.е. с уменьшением его жесткости) ход клапана повышается.
Результаты исследований подтвердили согласованность расчетных и экспериментальных данных (рисунок 3).
Расхождение экспериментальных и расчетных данных имелись вначале по ширине кольца. Это объяснялось тем, что эксперименты проводились с изменением ширины клапана при постоянстве расстояния между выемками гнезда (т.е. не учитывая, что основной поток жидкости проходит по кратчайшему расстоянию). В связи с этим характер влияния ширины Ь кольца определялся расстоянием между выточками гнезда в зоне уплотнения.
Повторные исследования при условии, когда с изменением ширины кольца менялось и расстояние между выемками гнезда, подтвердили согласованность расчетных и экспериментальных данных и по ширине клапана (рисунок 3 кривые 1 и 2).
В варианте, когда выдерживалось условие <Л0=Ь, принятое при теоретическом анализе, с увеличением ширины кольца его ход возрастал.
С увеличением диаметра нагнетающего канала dk ход клапана также повышался (из-за возрастания площади кольца, воспринимающей силу давления жидкости).
Рисунок 3 Зависимости хода клапана от толщины (а), диаметра кольца (б), ширины (в) и диаметра подводящего канала (г): 1 - экспериментальные, 2 - расчетные.
Из расчетных данных (рисунок 3) следует, что диаметром 20 мм, шириной 12 мм, толщиной 0,46 наибольший ход (0,14 мм) получается при кольце мм и подводящем канале диаметром 3 мм.
На рисунке 4 изображены экспериментальные (сплошные кривые) и соответствующие им расчетные (штриховые) данные хода клапана при различных цикловых подачах жидкости.
ММ
012
0.10
008
-g—/ ,0MM 3 -f —ч Itftf J
Уц L к ч ~ - ---
у XT —
* * \ ;
____ / \ \
\ \
\
(___- -- — — — —
400 500 600 700
800
/7 MUH
-1
Рисунок 4 Экспериментальные (сплошные) и расчетные (штриховые) зависимости хода клапана от частоты вращения вала ^ц - цикловая подача жидкости).
Как видно, существенного расхождения расчетных и экспериментальных данных не наблюдается, особенно на больших подачах и относительно высоких частотах вращения вала.
С указанными размерами был изготовлен кольцевой клапан и установлен в насос-форсунку с возможностью электронного управления его хода. При этом наружный и внутренний диаметры кольца до разреза составили 20 мм и 19,3 мм, а эксцентриситет между её наружной и внутренней поверхностями равнялся 0,11мм.
При вышеуказанной модели модернизации насос-форсунки кольцевым управляющим с гидроприводом и электронным управления клапаном с оптимальными параметрами кольца достигается получение нового технического эффекта - сокращение времени срабатывания клапана управления. Достигается тем, что свободная кромка разрезного упругого кольца, как механический мультипликатор перекрывает сливной канал в п раз быстрее хода клапана при его подъеме от давления потока жидкости или сигнала при включенном электромагните. Кольцевой клапан одновременно выполняет роль пружины для возврата в исходное положение, максимально упрощая конструкцию.
Выводы и предложения
Разработана модель функционирования управляющего кольцевого клапана насос-форсунки дизельного двигателя.
Получено новое математическое выражение для расчета хода клапана в зависимости от конструктивных параметров кольцевого клапана.
Установлены оптимальные размеры управляющего кольцевого клапана (диаметр 20 мм, ширина кольца 12 мм, толщина 0,46 мм, диаметр канала подвода управляющей жидкости 3 мм) насос-форсунки, влияющие на качество работы.
Модернизированная насос-форсунка отличается от существующей тем, что вместо управляющего свободно плавающего клапана (шарика) или
подвижного тарельчатого с пружинами в клапанном узле устанавливается управляющий клапан в виде разрезного упругого кольца, один конец которого закреплен жёстко, а другой с возможностью перекрытия сливного канала жидкости при включенном электромагните (установленном с зазором внутри кольца) или (при его отсутствии или неисправности) от хода клапана за счет давления подаваемой жидкости.
Модернизированная насос-форсунка позволяет получить новый технический эффект - уменьшение времени срабатывания клапана управления за счет обеспечения быстродействия перекрытия канала слива в 3.14 раз, как механический мультипликатор, и, как следствие, повышение быстродействия системы и качества впрыскивания топлива в широком диапазоне работы дизеля.
Литература
1. Dexing Qian, Ridong Liao, Jianhua Xiang, Baigang Sun and Shangyong Wang (2016) Fluid-Structure Interaction Analysis on the Performance of the High-Pressure Fuel Pump for Diesel Engines. ASME 2016 International Mechanical Engineering Congress and Exposition. Phoenix, Arizona, USA, , 2016
2. Qiu, Tao & Dai, Hefei & Lei, Yan & Cao, Chun-lei & Li, Xuchu, 2015. "Optimising the cam profile of an electronic unit pump for a heavy-duty diesel engine," Energy, Elsevier, vol. 83(C), pages 276-283.
3. Miloljub S. Stavljanin. Mathematical modeling and identification of the mathematical model parameters of diesel fuel injection systems, pp. 421-441. VOJNOTEHNICKI GLASNIK / MILITARY TECHNICAL COURIER, 2017., Vol. 65, Issue 2
4. E.A. SalykinV.I.LipilinA.A. Skorobogatov.Meth od of Fuel Injection in Small Diesel Engines Author links open overlay panel, Procedia Engineering, Volume 206, 2017, Pages 1552-1557
5. Габдрафиков Ф.З. Повышение экономичности и надежности дизельного двигателя путем стабилизации параметров топливоподачи [Текст]/ Автоматизация и современные технологии // Ф.З. Габдрафиков - 2004. - №9 - с.36-38.
6. Габдрафиков Ф.З. Совершенствование топливоподачи дизелей [Текст]/ Ф.З. Габдрафиков// Механизация и электрификация сельского хозяйства . 2004-№10 - с.24-25.
7. Габдрафиков Ф.З. Оценка эксплуатационной эффективности тепловых систем тракторных и комбайновых дизелей в режимах частичных нагрузок [Текст]/ Ф.З. Габдрафиков. -С.- Петербург: издательство СПБГАУ, 2004 - 203с. -Гл.2- с.173-180
8. Gabdrafikov F.Z., Abrarov M.A., Shamukaev S.B., Aysuvakov I.N., Kharisov D.D., Makhiyanov
U.A., Yukhin D.P.. Theoretical and experimental study of a hydraulically actuated diesel pump - injector unit with electronically controlled ring valve. FME Transaction 2019. T.47 - №3- с.576-584.
9. Габдрафиков Ф.З., Шарифуллин Ф.А. Топливный насос с повышенной интенсивностью впрыскивания [Текст]// Техника в сельском хозяйстве. 2012. - №3 - с.25-26
10. Xuan-Thien Tran ; B. Milton ; T. White ; M. Tordon. Modelling HEUI injector In MATLAB Simulink. Proceedings 2003 IEEE/ASME International Conference on Advanced Intelligent Mechatronics (AIM 2003) DOI: 10.1109/AIM.2003.1225126
АНАЛИЗ ЭФФЕКТИВНОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ПЕРЕРАБАТЫВАЕМЫХ МАТЕРИАЛОВ НА ПРИМЕРЕ ПАО «ДАЛЬХИМФАРМ»
Касьянов В.К.
магистр 1 курса факультета инженерной химии РХТУ им. Д.И. Менделеева
Шапошникова Л.И.
магистр 1 курса факультета химико-фармацевтических технологий и биомедицинских препаратов
РХТУ им. Д.И. Менделеева Ветрова О. Б.
к.х.н., доцент кафедры инновационных материалов и защиты от коррозии РХТУ им. Д. И. Менделеева
ANALYSIS OF THE EFFICIENCY OF THE USE OF PROCESSED MATERIALS ON THE EXAMPLE
OF PJSC "DALHIMPHARM"
Kasianov V.K.
Master of 1st course of the Faculty of Engineering Chemistry of the Mendeleev University of Chemical
Technology of Russia Shaposhnikova L.I.
Master of the 1st course of the Faculty of Chemical and Pharmaceutical Technologies and Biomedical Preparations of the Mendeleev University of Chemical Technology of Russia
Vetrova O.B.
Ph.D., Associate Professor, Department of Innovative Materials and Corrosion Protection of the Mendeleev University of Chemical Technology of Russia
АННОТАЦИЯ
В условиях растущего накопления мусора в России необходимы предупреждающие меры, которые должны нести не только обыватели страны, но и юридические лица в лице крупных компаний и предприятий. В данной статье на примере компании ПАО «Дальхимфарм» мы рассчитали экономический эффект от использования ячейковой (блистерной) упаковки лекарственных препаратов по сравнению с упаковкой в полимерные банки при производстве препарата «Тилаксин» и провели анализ бизнес-процесса производства тилаксина.
ABSTRACT
In the conditions of growing accumulation of garbage in Russia, preventive measures are necessary, which should be carried not only by the inhabitants of the country, but also by legal entities represented by large companies and enterprises. In this article, using the example of PJSC "Dalkhimpharm", we calculated the economic effect of using cell (blister) packaging of drugs compared to packaging in polymer cans during the production of Tilaxin and analyzed the business process of tilaxine production.
Ключевые слова: экономическая эффективность, ячейковая (блистерная) упаковка, полимерные банки, интерферон «Тилаксин», экология.
Keywords: economic efficiency, cell (blister) packaging, polymer cans, interferon Tilaxin, ecology.
Проблема переработки отходов в настоящее время имеет глобальный масштаб. Европейские страны стараются избавиться от мусоросжигательных заводов, в виду их негативного влияния на
окружающую среду. Альтернативным вариантом являются мусороперерабатывающие заводы. Поэтому многие компании стараются перейти на упаковку из перерабатываемых материалов или эко-
