Оптимизация параметров корабельного резинометаллического амортизатора методом конечных элементов Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (117) 2013

ности резьбового соединения пальца с гайкой трака танка / А. П. Моргунов, Д. В. Погодаев, Р. О. Светлов // Динамика систем, механизмов и машин : материалы VIII Междунар. науч.-техн. конф. — Омск : Изд-во ОмГТУ, 2012. — Кн. 5. — С. 13—16.

МОРГУНОВ Анатолий Павлович, доктор технических наук, профессор (Россия), заведующий ка-

федрой «Технология машиностроения». ПОГОДАЕВ Денис Викторович, начальник учебной части, заместитель начальника военной кафедры.

Адрес для переписки: [email protected]

Статья поступила в редакцию 07.12.2012 г.

© А. П. Моргунов, Д. В. Погодаев

уДК 62 567 1 Б. Г. ЦЫСС

М. Ю. СЕРГЛЕБЛ

Омский государственный технический университет

ОПТИМИЗЛЦИЯ ПЛРЛМЕТРОБ КОРЛБЕЛЬНОГО РЕЗИНОМЕТЛЛЛИЧЕСКОГО ЛМОРТИЗЛТОРЛ

МЕТОДОМ КОНЕЧНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ

Проведено исследование предложенной конструкции резинометаллического амортизатора с регулируемыми (изменяемыми) техническими характеристиками. На основе определения методом конечных элементов напряженно-деформированного состояния, реализованного в программе SolidWorks Simulation 2009 проведена оптимизация его геометрических параметров.

Ключевые слова: резинометаллический амортизатор, напряжения, перемещения, нагрузочная характеристика, жесткость, деформации.

Корабельные резинометаллические амортизаторы предназначены для упругого крепления судового оборудования, механизмов и их защиты от внешних вибраций и ударов. Общим недостатком всех известных резинометаллических амортизаторов можно отметить тот факт, что они не позволяют изменять их технические характеристики (величины просадки, жесткости и частот собственных колебаний) в широком диапазоне. В связи с этим становится актуальным вопрос разработки резинометаллического амортизатора, который был бы лишен этих недостатков.

Целью настоящей работы является исследование предложенной конструкции резинометаллического амортизатора с регулируемыми (изменяемыми) техническими характеристиками [І], оптимизация его геометрических параметров на основе определения методом конечных элементов напряженно-деформированного состояния, реализованного в программном пакете SolidWorks Simulation 2009 [2].

Конструкция корабельного резинометаллического амортизатора в исходном положении представлена на рис. І.

Резинометаллический амортизатор (рис. І) содержит два упругих элемента І, установленных под углом один к другому, закрепленных на основании 2 и опоре 3, которые, в свою очередь, кинематически связаны между собой болтом 4, которым осуществляют предварительную нагрузку амортизатора. Упругие элементы І шарнирно смонтированы на основании 2 с помощью осей вращения 5 и крон-

штейнов 6, закрепленных на пластинах 7 упругих элементов 1, а также кронштейнов 8, закрепленных на основании 2.

Для изменения кинематики амортизатора и, следовательно, его технических характеристик на кронштейнах 6 и 8 выполнены пазы 9 и 10, а на основании 2 — монтажные наклонные поверхности 11, параллельные конусной поверхности 12.

В процессе нагружения упругие элементы 1 деформируются следующим образом. В зоне «а» от верхнего края до оси вращения 5 упругий элемент подвергается деформациям сжатия и сдвига, а в зоне «Ь» — деформациям растяжения и сдвига. Причем процент деформации каждой зоны упругого элемента увеличивается прямо пропорционально расстоянию от оси вращения 5.

Резинометаллический амортизатор в рабочем положении приведен на рис. 2.

Амортизатор изготовлен из углеродистой стали с физико-механическими характеристиками, приведенными в табл. 1. Резиновый массив изготовлен из резиновой смеси с физико-механическими показателями, приведенными в табл. 2.

Согласно техническим требованиям, предъявляемым к амортизатору, необходимо обеспечить его просадку в диапазоне от 4 мм до 6 мм при нагрузке (588,4 — 784,5 Н), а также собственную частоту колебаний в диапазоне от 3 до 7 Гц.

На изменение жесткости амортизатора существенное влияние оказывает величина зоны «Ь». Примем значения Ь равными 30, 20, 15 мм и опреде-

Рис. 1. Конструкция корабельного амортизатора в исходном положении

Рис. 2. Конструкция корабельного амортизатора в рабочем положении

Таблица 1

Физико-механические свойства углеродистой стали

Физико-механические свойства резины

Таблица 2

Показатели Значение Единицы измерения

Модуль упругости 2,1105 МПа

Модуль сдвига 7,9104 МПа

Массовая плотность 7800 кг/м3

Предел прочности при растяжении 4,2102 МПа

Предел текучести 2,2102 МПа

Коэффициент Пуассона 0,28

Показатели Значение Единицы измерения

Модуль упругости 1,54 МПа

Модуль сдвига 0,5 МПа

Массовая плотность 1000 кг/м3

Предел прочности при растяжении 11,43 МПа

Коэффициент Пуассона 0,49

лим величины просадки, жесткости и частоты собственных колебаний корабельного амортизатора для нагрузки 784,5 Н. Расчет статической жесткости корабельного амортизатора выполнен по формуле:

СУ^, (1)

у

где СУ — жесткость амортизатора по оси У, кН/м;

F — величина действующей силы, Н; у — просадка амортизатора под нагрузкой F, мм. Частоту собственных колебаний амортизатора под нагрузкой оценим по формуле:

Как видно из таблицы 3, предъявляемым техническим требованиям наилучшим образом удовлетворяет амортизатор с величиной зоны Ь = 20 мм. Увеличение зоны до 30 мм приводит к уменьшению величины просадки и при этом частота собственных колебаний выходит из диапазона 3 — 7 Гц.

Принимая во внимание, что корабельный амортизатор симметричен относительно вертикальной и поперечной плоскости, в качестве расчетной модели будем рассматривать только четвертую его часть с

наложением соответствующих граничных условий. Расчетная модель амортизатора с нанесенной конечно-элементной сеткой и граничными условиями представлена на рис. 3.

Резиновый массив упругого элемента амортизатора имеет оранжевый цвет, металлические детали окрашены в серый цвет.

Были рассчитаны следующие эпюры распределения: результирующих напряжений, первого, второго и третьего главных напряжений, результирующих перемещений, перемещений по оси сжатия Y, относительных деформаций и силы реакции в опорах.

Как видно из рис. 4, наибольшие напряжения (области красного цвета) локализуются на внутренней кромке шарнирной опоры и достигают величины 101,3 МПа. Шарнирная опора изготавливается из углеродистой стали, для которой допустимым напряжением при переменной изгибающей нагрузке считается величина [а] = 110 МПа. Для снижения напряжения рекомендуется на внутренней кромке ввести скругление или фаску.

Напряжения в резиновом массиве не превышают 1 МПа, тогда коэффициент запаса по пределу прочности (табл. 2) в условиях растяжения составит:

^зап =^*^ = 1МЗ. На рис. 5, 6, 7 приведены эпюры

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (117) 2013 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

79

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (117) 2013

Рис. 3. Расчетная модель амортизатора

Рис. 4. Эпюра результирующих напряжений

Рис. 5. Эпюра первого главного напряжения

Рис. 6. Эпюра второго главного напряжения

Рис. 7. Эпюра третьего главного напряжения

Рис. 8. Эпюра результирующих перемещений

Рис. 9. Эпюра перемещений по оси Y

Таблица 3

Параметры корабельного амортизатора

Зона «Ь»мм Просадка у при нагрузке 784,5Н, мм Жесткость Су, кН/м Частота собственных колебаний у, Гц

30 0,1 800,0 15,78

20 0,63 127,0 6,29

15 0,72 111,1 5,88

Рис. 12. Эпюра относительных деформаций

Рис. 10. Нагрузочная характеристика амортизатора

Рис. 11. График статической жесткости амортизатора с линией тренда

Таблица 4

Характеристики корабельного амортизатора

№ Сжимающая сила ^ Н Просадка у при нагрузке 784,5Н, мм Жесткость Су, кН/м Частота собственных колебаний, Гц

98,0 0,075 133,33 18,22

2 196,0 1,50 133,33 12,88

3 294,0 2,15 139,53 10,76

4 392,0 2,95 135,59 9,19

5 490,0 3,70 135,14 8,20

6 588,0 4,55 131,87 7,40

7 637,0 5,00 130,00 7,06

8 686,0 5,40 129,63 6,79

9 735,0 5,85 128,21 6,52

10 784,5 6,28 127,39 6,30

первого, второго и третьего главных напряжений соответственно.

Из рис. 8 видно, что резиновый массив подвержен кроме сжимающей и растягивающей деформации еще и сдвиговой. Из эпюры перемещений по оси Y (рис. 9) можно определить, что перемещения поверхности, по которой распределена сила, составят 6,3 мм.

Значения величины просадки от действия сжимающей силы приведены в табл. 4. Используя эти данные, можно рассчитать по формулам (1) и (2) значения жесткости и частоты собственных коле-

баний амортизатора. В диапазоне рабочих нагрузок от 637,0 до 784,5 Н просадка амортизатора составит от 5 до 6,3 мм, а частоты собственных колебаний находятся в диапазоне от 6,30 до 7,06 Гц. Нагрузочная характеристика амортизатора представлена на рисунке 10, график статической жесткости с линией тренда второго порядка на рис. 11.

Из эпюры распределения относительных деформаций (рис. 12) можно увидеть, что наибольшим деформациям подвержен резиновый массив в областях кромок прилегания резинового блока к металлическим деталям.

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (117) 2013 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (117) 2013

Рис. 13. Результирующая сила реакции

2. Определены эпюры распределения результирующих напряжений, первого, второго и третьего главных напряжений, результирующих перемещений, перемещений по оси сжатия, относительных деформаций, силы реакции в опорах.

3. Для рабочих нагрузок 588,0 — 784,5 Н частоты собственных колебаний укладываются в диапазон 7,06 — 6,30Гц. Рассчитана и построена нагрузочная характеристика и график статической жесткости для корабельного амортизатора.

Библиографический список

1. Пат. 2408806 Российская Федерация, МПК F16F15/08 Резинометаллический амортизатор / Фот А. Ю., Ильичёв В. А., Цысс В. Г. ; заявитель и патентообладатель ФГУП «НПП «Прогресс». — № 2009145344 ; заявл. 07.12.09 ; опубл. 10.01.11.

2. Алямовский, А. А. SolidWorks/COSMOSWorks, 2006/ 2007. — М. : ДМКпресс : Проектирование, 2007. — 784 с.

Из эпюры (рис. 13) видно, что наибольшая результирующая сила реакции локализуется на верхней части поверхности отверстия для шарнирного закрепления, которая достигает 155 Н.

Анализируя полученные в работе результаты, можно сделать следующие выводы:

1. Определена величина зоны Ь = 20 мм шарнирного основания, соответствующая требованиям к величине просадки 4 — 6 мм при заданной нагрузке 588,0-784,5 Н.

ЦЫСС Валерий Георгиевич, доктор технических наук, профессор (Россия), профессор кафедры «Транспорт и хранение нефти и газа».

СЕРГАЕВА Марина Юрьевна, кандидат технических наук, доцент кафедры «Транспорт и хранение нефти и газа».

Адрес для переписки: [email protected],

Статья поступила в редакцию 20.06.2012 г.

© В. Г. Цысс, М. Ю. Сергаева

УДК б21.б51 в. Е. ЩЕРБА

A. К. КУЖБАНОВ Е. А. ПАВЛЮЧЕНКО

Г. А. НЕСТЕРЕНКО

B. С. ВИНИЧЕНКО

Омский государственный технический университет

МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ПОРШНЕВОГО НАСОС-КОМПРЕССОРА С ГАЗОВЫМ ДЕМПФЕРОМ________________________________

Работа посвящена математическому моделированию рабочих процессов, протекающих в газовых и жидкостных полостях насоса компрессора с газовым демпфером. Приведены методики расчета термодинамических параметров в газовых и жидкостных полостях насоса-компрессора с газовым демпфером и представлены результаты математического моделирования.

Ключевые слова: компрессор, насос, поршень, рабочие процессы, жидкость, газ.

1. Введение. Объединение жидкостного насоса и компрессора в один агрегат позволяет существенно улучшить работу компрессора за счет улучшения

охлаждения деталей цилиндро-поршневой группы, уплотнения рабочей полости и смазки трущихся де-

талей, а также улучшить работу насоса за счет повышения давления в процессе всасывания и уменьшения вероятности кавитационных процессов.

При объединении насоса и компрессора в один агрегат встает задача повышения частоты вращения