CC BY
49
ти на нормаль; р„
■ соответственно плотность и ско-
рость невозмущенного потока.
Плотность, масса и поверхность зерна и оболочки различны, поэтому и аэродинамические силы, действующие на них, будут отличаться друг от друга. Под действием аэродинамических сил произойдет отрыв оболочки от зерна и их движение в воздушном потоке будет идти с различными скоростями V,, У2 (рис. 4)
Таким образом, произойдет отделение оболочки от зерна.
Для шелушения зерна различных культур требуются различные режимы работы устройства.
Интенсификация разделения ядра и пленки в приемной камере достигается увеличением подачи воздуха через
Я
Рис. 4. Схема движения зерна и оболочки в воздушном потоке: 1 - зерно; 2 - оболочка.
эжектирующие окна в верхней ее части.
Отличительные особенности устройства: повышенный кпд, исключается механическое повреждение зерна, простота и надежность устройства, низкая стоимость и расходы на его обслуживание, большой ресурс, безопасность благодаря отсутствию движущихся частей, не требует высококвалифицированного обслуживания.
Таким образом, использование описанного устройства позволяет повысить эффективность шелушения зерновых материалов, исключая механическое повреждение зерна.
Данный вихревой шелушитель может использоваться в крупяной промышленности при обработке различных зерновых материалов, а также в фермерских хозяйствах.
ЛИТЕРАТУРА
1. Демский А.Б. Справочник по оборудованию зернопе-рерабатывающих предприятий. - М.: Колос, 1970.
2. Технологическое оборудование предприятий по хранению и переработке зерна/Под ред. А.Я. Соколова. -М.: Колос, 1984.
3. Авторское свидетельство СССР N8 682263, кл. В02 В 3/00,1979.
4. Авторское свидетельство СССР № 142861, кл. В02 В 03/12,1961.
КУЗНЕЦОВ Виктор Иванович, доктор технических наук, профессор, академик АТ РФ, академик МАХ, заведующий кафедрой "Двигатели ЛА".
МАКАРОВ Владимир Вячеславович, кандидат технических наук, академический советник МАХ, доцент кафедры "Двигатели ЛА".
А. П. БОЛШТЯНСКИИ
ОмГТУ
УДК 621.82+621.512
ОСОБЕННОСТИ ЗАМЕНЫ СУХОГО ТРЕНИЯ В ПОРШНЕВОЙ ПАРЕ КОМПРЕССОРА ГАЗОВОЙ СМАЗКОЙ_
ПОКАЗАНА ЦЕЛЕСООБРАЗНОСТЬ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ГАЗОВОЙ СМАЗКИ В ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРАХ, К КОТОРЫМ ПРЕДЪЯВЛЯЮТСЯ ЖЕСТКИЕ ТРЕБОВАНИЯ ПО ЧИСТОТЕ СЖИМАЕМЫХ ГАЗОВ
В настоящее время в подавляющем большинстве отраслей существенно повысились требования к чистоте сжатых газов. Это обусловлено как требованиями технологических процессов, так и экологическими соображениями [1,2 и др]. Последнее обстоятельство особенно важно при применении в качестве рабочего вещества атмосферного воздуха, так как масштабы его использования таковы, что в течение календарного года отработанный только в стационарных установках сжатый воздух покрывает территорию России более чем метровым слоем.
В современных компрессорных установках средней и малой производительности чистый сжатый воздух с избыточным давлением 0.4 - 0,6 МПа и более получают в основном в компрессорах объемного действия, среди которых устойчивое положение продолжают занимать поршневые машины. При этом используют два типа компрессоров - со смазкой цилиндропоршневой группы жидкими маслами и без применения жидких смазок. В первом случае компрессор более надежен, имеет высокий ресурс работы, но требует установки на нагнетательном тракте сложных и дорогих систем очистки сжатого воздуха. Во ] втором случае компрессор как силовой агрегат менее на-
дежен, имеет меньший ресурс безостановочной работы, более высокую стоимость сжатого воздуха. Однако не-смазываемые компрессоры получают все большее и большее распространение как в открытых, так и в замкнутых системах [3] в связи с тем, что их надежность с точки зрения безусловного отсутствия жидкой смазки в сжатом воздухе гораздо выше, чем у смазываемых, имеющих систему очистки.
Одним из слабых звеньев поршневого компрессора без смазки является сухое трение в поршневом уплотнении. Этот процесс был бы неосуществим в течение достаточного длительного времени наработки (в современных компрессорах до 10 тыс. часов и более) без применения для изготовления уплотнительных колец самосмазывающихся композиций на основе различных полимеров с антифрикционными и другими наполнителями, придающими этим материалам высокие эксплуатационные свойства.
Тем не менее сравнительно низкая экономичность компрессоров с кольцами из самосмазывающихся материалов, связанная с дополнительными затратами энергии на трение в кольцевом уплотнении, высокая вероятность отказа из-за внезапной поломки колец инициируют посто-
янные попытки разработок конструкций, в которых активное трение в поршневом уплотнении было бы полностью или хотя бы частично аннулировано. В частности, применение "уловленных" колец фирмы Linde [4] (в России получили название лабиринтно-щелевого уплотнения [5]) позволяет избавиться от трения в цилиндропоршневой паре при точном направлении поршня крейцкопфом.
Подобные конструкции получили название лабиринтных поршневых компрессоров, известны достаточно давно (первые экземпляры были изготовлены фирмой Gerbruder Sulzer в 1936 году), как хорошо известен и их основной недостаток - работоспособность компрессора целиком определяется точностью направления поршня, которая должна быть очень высокой. Это обстоятельство привело к тому, что такие компрессоры на сегодняшний день выпускаются только "под заказ" в ограниченном количестве и только на сравнительно большую производительность (десятки м3/мин) до давления 25 МПа.
В то же время стремление приблизить источник сжатого воздуха к потребителю, что позволяет существенно сократить потери энергии в подводящих трубопроводах, привело к необходимости выпуска компрессоров малой (менее 1 м3/мин) и сверхмалой (менее 3 м3/час) производительности. Попытка использовать в этом диапазоне сухие спиральные машины не увенчалась успехом, т.к. они имеют очень узкий диапазон производительности (0,3-0,5 м3/мин) при давлении нагнетания в одной ступени 0.6-0,8 бар и ресурсе работы не более 10 тыс. часов.
Одним из возможных вариантов полного исключения трения в поршневом уплотнении является замена трения скольжения газовой смазкой, т.е. - выполнение поршня в виде газового подвеса с уплотняющей частью в виде лабиринта или гладкой щели - ПКГП (см., например, [6], [7] и др.). Однако, в данной конструкции существует необходимость постоянного расхода сжатого газа на центрирование поршня, что заметно снижает ее экономичность, особенно при малой и сверхмалой производительности, когда отношение центрирующего потока к производительности компрессора может достигать 10-12% и более [8]. Необходимо также отметить, что ПКГП являются практически неосвоенной конструкцией, в связи с чем целесообразность проектирования такого компрессора (а значит, и вложение дополнительных средств на освоение нового изделия) должна быть достаточно обоснованна.
Таким образом, необходимо иметь некоторый механизм, позволяющий сравнить ПКГП с его аналогом. В соответствии с определением аналогии [9] сравнение ПКГП необходимо производить с компрессором, имеющим кольца из самосмазывающихся материалов - ПККСМ. При этом целесообразно сделать некоторые допущения, позволяющие как упростить анализ, так и выявить "абсолютное" превосходство одного типа компрессора над другим.
В качестве таких допущений примем следующие:
1. Ресурс работы обоих типов компрессоров одинаков.
2. Потери от теплообмена сжимаемого газа с окружающей средой и от трения в механизме привода одинаковы.
3. Температуры стенок камеры сжатия при одних и тех же режимах работы одинаковы.
4. Утечки в кольцевом уплотнении ПККСМ пренебрежимо малы на протяжении всего ресурса работы.
Высказанные предположения дают явное преимущество компрессору с кольцевым уплотнением, и поэтому при получении одинаковых значений критерия выбора предпочтение следует отдать ПКГП. Кроме того, в данной постановке появляется возможность проводить сравнение обеих конструкций компрессоров, используя только показатель их экономичности, в качестве которого целесообразно выбрать удельную суммарную индикаторную работу V-
Запишем уравнения для определения величин Ц,дс для ПКГП (ЦДС(Г)) и для ПККСМ (Ц,ДС(К)), а также одно из наибо-
лее необходимых условий целесообразности начала производства ПКГП:
^удс(Г) - LHY + Ьип + LM НН| (1)
1-удс(К) = LKM + LF + Ьи нн , (2)
^удС(Г) - ^удс(К) . (3)
где буквой L обозначены составляющие удельной индикаторной работы, затрачиваемые (в соответствии с подстрочными индексами): «и.нн» - на сжатие и перемещение нагнетаемого газа, «ип» - на работу газового подвеса поршня, «иу» - на сжатие и перемещение утечек, «км» - на трение в кольцевом уплотнении ПККСМ, «F» - на преодоление сопротивления фильтра, установленного на линии нагнетания (необходим только для ПККСМ, поскольку в процессе работы этого типа компрессора необходимо отделение от сжатого газа продуктов износа уплотнения).
В данной постановке ЦДС(Г) является величиной удельной индикаторной работы ПКГП, рассчитываемой в соответствии с методикой, изложенной в [10].
Для расчета работы сил трения в кольцевом уплотнении примем, что коэффициент трения f^ материалов кольца и гильзы цилиндра является величиной постоянной и не зависящей от скорости скольжения кольца и фактического давления Р^ в контакте между цилиндрической поверхностью кольца и зеркалом цилиндра.
В общем случае, величина fTP зависит как от химического состава, физико-механических свойств материалов контртел, их температуры, чистоты обработки поверхностей, так и от скорости, продолжительности скольжения и давления в контакте. Методы оценки их величины с учетом различных наиболее значимых параметров хорошо известны. Однако следует отметить, что при реально существующих в поршневых уплотнениях пределах изменения скорости скольжения, перепада давления на каждом кольце и температуры поверхностей трибосопряжения, имеющего и другие конкретные характеристики, величина fTP в течение одного рабочего цикла компрессора изменяется не более чем на (10-30)%, в связи с чем вполне возможно при расчете Ц,м использовать его средние значения, заимствованные из данных экспериментальных исследований. Последнее, к тому же, существенно повышает достоверность получаемых результатов.
Расчет работы трения в кольцевом уплотнении ПККСМ
Запишем уравнение для определения величины удельной работы трения LKM в кольцевом уплотнении в виде:
1 z 2Sh , ч
LKM = — J FTrj (S)- dS , (4)
M J=l о
где M - масса газа, прошедшая через камеру сжатия за цикл, Z - число колец в поршневом уплотнении, FTPj(S) -функция зависимости силы трения FTp. j-того кольца от хода поршня, которая может быть определена в виде [5]:
PrPj(S)=fTP-lwj(S)+PyjJ> (5)
где W.(S) - функция зависимости усилия W(, действующего на j-тое уплотнительное поршневое кольцо в направлении контакта с зеркалом цилиндра под действием переменного перепада давления на кольце, от хода поршня S, Р -усилие пружины (экспандера) j-того поршневого кольца (Р^ = const).
При этом предполагается, что в результате приработки кольца его радиальный износ компенсирует силы собственной упругости. Количество колец в поршневом комплекте можно определить, исходя из рекомендаций [5]:
л/10 • ДР > Z > V5-AP ■ (6)
где ДР - максимальный перепад давления на комплекте колец в МПа, результат расчета округляется до целого числа в большую сторону.
В уравнении (5) неизвестной величиной является УЛ^Э), которую для кольца наиболее простого, прямоугольного сечения согласно [5] можно выразить следующим образом:
(Б) = ^ (Я)- Ан - Р;(Ср) (5)' [А„ - Аф (Б)], (7)
где Р.(в) - функция зависимости давления в закольцевом объеме Р от хода поршня, Р)(СР)(5) - функция зависимости среднего давления Р (ср) в зазоре между ¿-тым поршневым кольцом и зеркалом цилиндра от хода поршня, Ан- номинальная (общая) площадь контакта поверхности кольца, Аф(3) - функция зависимости фактической площади контакта Ав от хода поршня. Учитывая сделанное выше допущение о незначительном влиянии утечек на термодинамические параметры рабочего тела, находящегося в камере сжатия цилиндра ПККСМ, для определения текущего значения величины Р,(3) можно воспользоваться зависимостью, полученной экспериментально для расчета изменения давления по поршневому комплекту [11 ]:
рд8)= р^гО-О]
(8)
где к. = 1,0 при 2. > 4; 1,35 при 7. = 3; 2 при Ъ = 2; «номер» \ кольца отсчитывается от верхнего торца поршня; Р| -текущее по ходу поршня Б давление рабочей среды в камере сжатия цилиндра.
В том случае, если имеет место пластическая деформация в зоне трения поверхностей кольца и зеркала цилиндра, фактическая площадь контакта может быть определена по формулам:
Аф(8) =
Аф(Б):
аь-^ф
НВ
(9.1)
(9.2)
где с5 и ст5 - коэффициент упрочнения и предел текучести материала кольца, аь - коэффициент, учитывающий напряженное состояние в зоне контакта и особенности взаимодействия поверхностей (при скольжении 0^= 0,5 и для неподвижного контакта а,, = 1), НВ - твердость по Бриннелю. Тогда усилие, действующее на кольцо в направлении его контакта с зеркалом цилиндра, с учетом сопротивления газостатического слоя, возникающего при течении рабоче-
Рис. 1 Сечение цилиндропоршневой пары ПККСМ в зоне действия поршневого кольца.
1 - цилиндр, 2 - поршень, 3 - поршневое кольцо, 4 - пружина экспандера, 5- распределение давления в зазоре между кольцом и зеркалом цилиндра.
го тела через микрозазор между рабочей поверхностью кольца и зеркалом цилиндра, выражается зависимостью
[5]:
\У=(8) =
А„с5а>Д8)Ан-Рлсп(8)]
к -РйачФ]
(10)
ЛСР)
(5) =
2{[Р^)ЫРи+|)(5)]}}
дар-Е^М' (11)
При работе на низких и средних давлениях газа, наиболее часто употребляемых в промышленности и в бытовых условиях, а также при использовании достаточно широких (вдоль образующей цилиндра) колец, деформация в контакте не доходит до пластического состояния и носит упругий или упруго-пластический характер. В этом случае при расчете фактического давления между двумя трущимися шероховатыми поверхностями можно допустить, что они имеют одинаковый микрорельеф, поскольку на рабочей поверхности кольца, изготовленного из менее твердого по сравнению с цилиндром материала, будет воспроизводиться микрорельеф, близкий по своим характеристикам к микрорельефу зеркала цилиндра. Можно также предположить, что если условия контакта близки к упругим, и в результате приработки трущихся поверхностей фактическая площадь контакта становится максимальной, то при малых и средних давлениях и повторных нагружениях будет иметь место, в основном, упругое взаимодействие поверхностей, на что, в частности, указывает автор [12]. Тогда мы можем использовать методику [13] для определения величины фактического давления Р . при упругом контакте двух поверхностей, имеющих одинаковые параметры шероховатости:
0,61
/ \и г,„
1- Дп1 _ 1-М-П2
Е, Е2
(12)
где РсДз) - функция, описывающая зависимость величины контурного давления Рд отхода поршня, среднеарифметическое отклонение профиля микронеровностей поверхности зеркала цилиндра, гш - радиус их закругления, цП12иЕ12- соответственно коэффициенты Пуассона и модули упругости материалов поршневого кольца и гильзы цилиндра.
Учитывая, что после приработки колец и зеркала цилиндра макроискажения в зоне контакта становятся пренебрежимо малыми, можем записать равенство:
И'ДЗ)
С/
(5) =
(13)
Поскольку величину Аф при упругом контакте определяют как произведение числа пятен контакта на их площадь, постольку будет справедливо следующее выражение:
Ргу.(8) Ргу. (Б)
(14)
В работе [14] приведены более точные зависимости для определения фактической площади контакта в паре полимер—металл. Однако расчеты, сделанные для наиболее часто применяющихся в отечественных конструкциях кольцевых уплотнений ПККСМ трибосопряжений при дос-
таточно высокой чистоте их обработки (средняя высота микронеровностей - доли микрометра), показывают, что отклонение результатов расчетов по уравнению (14) от вычислений по методике [14] не превышают 10%.
Теперь в соответствии с (14) и (7) мы можем записать уравнение для определения усилия, действующего в направлении упругого контакта:
\vXsb
Ан|РД5)-РКСР)(5)]
1-
ХСР)
(5)
(15)
Принимая во внимание (7,14,15), определение величины Wj(S) можно производить путем решения следующего нелинейного алгебраического уравнения:
АЛР^-Р^р^
1-
1,64
1-М-п! 1-Ц
\0,86
п 2
\0.43
I
-0.14
. (16)
При реализации на ЭВМ уравнение (16) удобно решать методом половинного деления.
В соответствии с данными работ [15,16 и др.] переход к пластическому состоянию в зоне неподвижного контакта начинается при значениях с8 > 2...2,5. Экспериментальные и теоретические исследования [15,16] показали, что результаты, полученные для неподвижного контакта, всего лишь на 10... 1 5% отличаются от результатов при скользящем контакте при относительно малых коэффициентах трения.
При значительном трении, которое наблюдается в поршневых уплотнениях ПККСМ, сжимающих осушенные газы, появляется необходимость учета дополнительных напряжений, возникающих вслед за единичной скользящей поверхностью, и условие перехода контакта из упругого состояния в пластическое следует записать в виде [16]:
{
Тр
(17)
1-1,33
РгуДЯ)
■(Яр, +ЯР2), (18)
или с учетом того, что Я - (2,5...3,0) Я и Я =
Ь .(Б); тр '
(5...6)
1-3,3
(19)
где - расстояние от линии вершин микровыступов до средней линии профиля шероховатости. Данные уравнения (18, 19) справедливы для неподвижного контакта, в то время как при определении по ним среднего зазора между перемещающимися друг относительно друга поверхностями рассчитанную величину Нт необходимо уменьшать примерно в 2 раза (см., например, [14]).
Для наиболее распространенных поверхностей с чистотой обработки 6-8 класса (1?а~ 1,5...0,3мкм, гш= 10...20 мкм) в диапазоне контурных давлений Рс = 0,05...1,5 МПа, характерных для ПК, сжимающих газы до низких и средних давлений, для материалов колец с Е = (0,6...40). 103 МПа (от Ф4К20 до Графелон-20) расчеты по формуле (19) с учетом двукратного уменьшения результата дают значения зазора в пределах 0,4...1,35 мкм, что подтверждает приемлемость допущения о несущественном влиянии утечек сжимаемого газа на характеристики ПККСМ с неизношенным кольцевым уплотнением.
Расчет работы, потраченной на сопротивление фильтра
Расчет величины удельной работы Ц, потерянной при прохождении сжатого газа через фильтр, может быть произведен по формуле:
1 У2
с1У
(20)
где к3- коэффициент, принимающий значения от 1,0
до 3,0.
Полученная методика позволяет рассчитать удельную индикаторную работу ПККСМ с учетом сип трения в поршневом уплотнении.
Оценку справедливости принятого допущения об отсутствии утечек в поршневом уплотнении ПККСМ можно провести с использованием уравнений [15,13] для определения величины среднего зазора Ьт между двумя контактирующими шероховатыми поверхностями:
где V, и У2 - соответственно объемы камеры сжатия цилиндра в начале и конце процесса нагнетания, АРФ(11Ч -зависимость перепада давления на фильтре от объема камеры сжатия в процессе нагнетания.
При известных параметрах фильтрующих материалов, улавливаемых частиц, характеристиках потока очищаемого газа (плотность, вязкость, скорость истечения) и заданной конструкции фильтра расчет величины ДРФ(11У) для незагрязненного фильтра не представляет большой трудности (см., например, [17-19]). Однако в этом случае для расчетов по уравнению (20) мы должны спроектировать оптимальный гипотетический фильтр (создать его адекватную модель), что сделать на предпроектной стадии чрезвычайно сложно, а попытки упростить задачу могут существенно снизить объективность результатов.
В связи с этим при расчете величины Ц будет надежнее ориентация на параметры уже известных используемых в промышленности фильтров. Так, например, в соответствии с [20] при степени очистки воздуха от влаги 90% величина ДРФ колеблется от 0,028 до 0,063 МПа для расходов от 0,04 до 0,1 м3/мин. при давлении 0,63 МПа и существенно зависит от абсолютной тонкости фильтрации (увеличивается почти обратно пропорционально этой величине), а в работах [21-24] показано, что если при низких и средних давлениях и высокой степени очистки сжимаемых газов перепад давления на новых фильтрах составляет около 0,2 МПа, то в процессе эксплуатации эти потери достигают 0,6...0,8 МПа.
Если принять допущение о том, что между нагнетательным клапаном и фильтром тонкой очистки размещены полости (трубопроводы, устройства грубой очистки, холодильники и т.д.) с достаточно большим объемом и способные в большой мере гасить колебания давления, то можно считать функцию ДРф(()1/ константой, что существенно упрощает решение уравнения (20). I
Пример сопоставления экономичности ПКГП и ПККСМ
В качестве примера рассмотрим работу компрессора, сжимающего воздух от 1 до 6 бар. Примем диаметр цилиндра для ПККСМ равным 40 мм, число колец в соответствии с формулой (6) 7. = 2, их высота - по 3 мм, распределенное усилие экспандера Р^, ^ = 0.2 бар, коэффициент трения в контакте кольцо - стальное зеркало цилиндра^ = 0,1 и 0,4 соответственно при сжатии обычного (влажного) и осушенного воздуха, механические свойства материала колец соответствуют Ф4К20, параметры шероховатости - Я, = 0,5 мкм, гш = 10 мкм, перепад давления ДРв на чистом фильтре - 0,63 бар (поперечное сечение улавливаемых частиц - 10 мкм), на загрязненном - 3 бар. Минимальный радиальный зазор в цилиндро-поршневой паре для ПКГП - 50 = 10 мкм, диаметр цилиндра этого типа компрессора будем подбирать из расчета равенства про-изводительностей обоих типов компрессоров, имеющих одинаковые остальные геометрические и режимные параметры. Оба компрессора имеют крейцкопфное исполнение.
Результаты расчетов приведены на рисунках 2 и 3, их анализ позволяет сделать следующие выводы.
1. Разработанная методика сравнения ПКГП и ПККСМ по энергетической эффективности может быть использована для сопоставления обоих типов компрессоров при определении целесообразности начала производства ПКГП.
2. При низких коэффициентах трения в паре кольцо-зеркало цилиндра (^ = 0,1 и менее) и незагрязненном фильтре очистки рабочей среды от продуктов износа уплотнения в ПККСМ последний по экономичности может иметь небольшое преимущество перед ПКГП, которое утрачивается при увеличении 1ТР (например, при сжатии осушенных газов в полностью или частично замкнутых системах).
3. По мере загрязнения фильтра происходит существенное снижение экономичности работы ПККСМ, что связано
¿-удьПО5, ДЖ/КГ
2,9
2,7
2,5
2,3
5о> мкм
10 12,5 15 17,5 20
40,7 40,8 41,5 41,8 42
Диаметр цилиндра ПКГП, обеспечивающий производительность, одинаковую с ПККСМ, мм
Рис. 2. Сравнение ПКГП и ПККСМ по экономичности при варьировании величиной зазора между поршнем и цилиндром ПКГП и разных коэффициентах трения в ПККСМ
как с ростом потерь работы в самом фильтре, так и с увеличением отрицательного влияния мертвого объема при увеличении степени повышения давления, приводящем к снижению производительности.
Следует также напомнить, что вышеописанная методика предусматривает выяснение диапазона (по зазорам в ЦПГ ПКГП и трению в кольцевом уплотнении ПККСМ) «абсолютного» превосходства ПКГП, поскольку с течением времени работы в ПККСМ происходит не только увеличение сопротивления фильтра, но и износ материала колец, приводящий к снижению их уплотняющей способности. Кроме того, процесс трения в кольцевом уплотнении сопровождается выделением теплоты, часть которой передается сжимаемому рабочему телу, повышает его температуру и ухудшает эффективность процессов, происходящих в камере сжатия компрессора.
L yflS/105, дж/кг
3,6 3,4 3,2 3 2,8 2,6 2,4 2,2
1
и р= 0,1^
ПККСМ
ПКГП
t
0,25
0,5
0,75 Ту 1
Рис. 3. Сравнение по экономичности ПКГП и ПККСМ в течение условного времени гу до достижения максимального сопротивления фильтра.
ЛИТЕРАТУРА
1. Очистка сжатого воздуха для пневматических систем. Руководящие материалы/А.И. Кудрявцев и др. Под ред. Кудрявцева А.И.- М.: НИИ Информации по машиностроению. -1973. -119 с.
2. Druckluftaufbereitung//HK:Holz- und Mobeling.-1993.-28, №2,-С. 188-189.
3. Болштянский А.П. Классификация систем для получения чистых сжатых газов// Вестник международной академии холода.-С.-Пб.-М„ 1999. - С. 41-43.
4. Vaultier R. Des progress dans la conception des compresseurs non lubrifies// Ind. petrole monde. -1976.-44, № 472.-C. 61-69.
5. Новиков И.И., Захаренко В.П., Ландо B.C. Бессмазочные поршневые уплотнения в компрессорах. - Л.: Машиностроение, 1981 -238 с.
6. Болштянский А. П. Математическое и программное обеспечение реального проектирования компрессоров с газостатическим центрированием поршня// Компрессорная техника и пневматика. - 1998. - № 1-2 (18-19). - С. 55-59.
7. Болштянский А.П. Проектирование механизмов привода компрессора с газостатическим центрированием поршня// Механика процессов и машин. Кн. 2. - Омск: ОмГТУ, 1996.-С. 71-74.
8. Абакумов Л.Г., Деньгин В.Г., Кулиш Л.И. Исследова-
ние конструктивных схем гаэостатического поршневого подвеса компрессора//Химич. и нефтяное машиностр..-1993.-№5.-С. 12-14.
9. Философский энциклопедический словарь/Редкой.: С.С. Аверинцев, Э.А. Араб-Оглы, Л .Ф. Ильичев и др. - 2-е изд. - М.: Сов. энциклопедия. -1989. - 815 с.Болштянский А.П. Теоретические основы расчета и проектирования компрессоров с газостатическим центрированием поршня: Автореф. дисс.... докт. техн. наук. - Омск, 1999. - 32 с.
10. Болштянский А.П. Теоретические основы расчета и проектирования компрессоров с газостатическим центрированием поршня. Автореф. дисс...докт. техн. наук. - Омск, ОмГГУ. -1999. - 34 с.
11. Петриченко P.M., Оносовский В.В. Рабочие процессы поршневых машин (ДВС и поршневые компрессоры). -Л: Машиностроение, 1972.-168 с.
12. Курапов П.А. О количественной оценке параметров трения в развитие положений молекулярно-механи-ческой теории // Машиноведение. - 1989. - № 1. - С. 28-34.
13. Трение, изнашивание и смазка: Справочник в 2-х кн./ Под ред. Крагельского И.В., Алисина В.В.- М.: Машиностроение, 1978. - Кн. 1. - 400 с.
14. Макушкин А.П Полимеры в узлах трения и уплотнениях при низких температурах: Справочник. - М.: Машиностроение, 1993.-228 с.
15. Чеповецкий И.Х. Основы финишной алмазной обработки.-Киев: Наукова думка. -1980. - 468 с.
М. В. ГОРБЕНКО, А. Е. БЕЛЯЕВ
Томский политехнический университет, Новоуральский политехнический институт МИФИ
УДК 621.83
Технический прогресс постоянно выдвигает новые, все более жесткие требования к механическим передачам. Широкая область применения передач зацеплением, специфика использования в каждом конкретном случае требует либо повышенной нагрузочной способности, либо без-зазорности, либо улучшенных кинематических характеристик - плавности хода, минимизации мгновенных колебаний передаточного отношения и т.д. Все указанное инициализирует работы по созданию новых видов передач зацеплением и совершенствование известных конструкций, отвечающих, кроме того, и требованиям технологичности в изготовлении и простоты эксплуатации. Так, для несиловых кинематических цепей систем автоматики, исполнительных механизмов ЭВМ и приборов достаточно большой интерес вызывают передачи с промежуточными телами. Одна из таких передач - сферическая передача с шариковыми промежуточными телами (СПШПТ),-исследуемая в данной работе, может быть альтернативой коническим передачам и по КПД и ремонтопригодности превосходить последнюю.
Рассматриваемая передача типа [1] представляет со-
16. Крагельский И.В. Трение и износ.- М.Машиностроение, 1968,-480 с.
17. Страус В. Промышленная очистка газов.- М.:Химия.-1981.-616с.
18. Ужов В.Н., Мягков Б.И Очистка промышленных газов фильтрами. - М.: Химия.-1970. - 319 с.
19. Павлихин Г.П., Масумов Д.И., Фанштейн В.И. Фильтры воздухоразделительных установок// Итоги науки и техники. Сер. Насосостроение и компрессоростроение. Холодильное машиностроение. Том 3/ ВИНИТИ, 1986. -С. 128-264.
20. Фильтры-влагоотделитепи воздушные: ГОСТ 1743781. - Госстандарт СССР. М.: Изд-во стандартов. -1981 .-10 с.
21. Coalescingfilter mit Verschmutzungsanzeiger// Masch.-Anlag. + Verfahr.. -1995. - № 5. - C. 94.
22. Stapel A. G. Druckluft-Aufbereifung, - Verteilung, -Qualitatssicherund: Ein Kapitel für sih/ Schweiz. Maschinenmarkt.-1989.-89, №49. C. 106-107,109,111.
23. Krousbein D. Reine Druckluft für den Reinraum/ Drucklufttechnik.-1990. - № 3-4. - C. 42-43.
24. Umweg über Filter kostet Energie: Die beiden Varianten zur Erzeugund olfreier Druckluft im Vergleich//Produktion. -1996, №9 -C. 24.
БОЛШТЯНСКИЙ Александр Павлович - кандидат технических наук, доцент кафедры "Гидромеханика и теплоэнергетика".
бой пару, колесо которой (рис.1) выполнено в виде сферы (или шарового слоя), на поверхности которой выполнены полуцилиндрические каналовые поверхности - беговые дорожки для промежуточного тела - шарика, осевые линии которых представляют сферические трохоиды; сопряженное колесо - обойма, на внутренней сферической поверхности которой выполнены сферические лунки-гнезда; собственно промежуточное тело - стандартный шарик, выпускаемый шарикоподшипниковой промышленностью.
Как показали исследования передаточных механизмов различного типа с шариковыми промежуточными телами [2-5], различных механизмов и направляющих качения [6], -для обеспечения возможности свободного вращения шарикового промежуточного тела (ШПТ) в гнезде или канале, достаточно изготавливать гнезда и каналовые поверхности с радиусами
Я = (1.02 +1.1)^, (1)
где радиус промежуточного тела.
Полученная таким образом некоторая свобода положения промежуточного тела позволяет обеспечить рабо-
РАСЧЕТ ОШИБКИ ПОЛОЖЕНИЯ ВЕДОМОГО ЗВЕНА СфЕРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИ ПОГРЕШНОСТИ СБОРКИ ПО УГЛУ ПЕРЕСЕЧЕНИЯ ОСЕЙ И ПРИ УЧЕТЕ УПРУГИХ ДЕФОРМАЦИЙ ЭЛЕМЕНТОВ_
РАБОТА ПОСВЯЩЕНА ИССЛЕДОВАНИЮ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ ЧУВСТВИТЕЛЬНОСТИ СФЕРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ С ШАРИКОВЫМИ ПРОМЕЖУТОЧНЫМИ ТЕЛАМИ К ПОГРЕШНОСТЯМ СБОРКИ ПЕРЕДАЧИ И ВЛИЯНИЮ УПРУГИХ ДЕФОРМАЦИЙ ПОВЕРХНОСТЕЙ КОНТАКТА. ВЫПОЛНЕННЫЕ ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ДАЛИ ОТВЕТ О СТЕПЕНИ ВЛИЯНИЯ УКАЗАННЫХ ФАКТОРОВ НА ОШИБКУ ПОЛОЖЕНИЯ ВЕДОМОГО ЗВЕНА И МГНОВЕННОЕ ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ.
