Регулятор давления жидкости прямого действия с эластичным запорно-регулирующим элементом Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

4. Зотов А. Н. Виброизоляторы с квазинулевой жесткостью // Известия высших учебных заведений. Горный журнал. 2007. № 2. С. 147-151.

5. Валеев А. Р., Зотов А. Н., Коробков Г. Е. Перспективы использования систем с квазинулевой жесткостью на объектах транспорта и хранения нефти и газа // 59-я научно-техническая конференция студентов, аспирантов и молодых ученых: тез. докл. Уфа: УГНТУ, 2008. С. 22.

6. Пат. 2463497 Российская Федерация, МПК Р16Р 3/02, Р16Р 15/06. Виброизолятор с квазинулевой жесткостью / Валеев А. Р., Саньков В. Я., Коробков Г. Е. №2011120530/11; заявл. 20.05.2011; опубл. 10.10.2012, Бюл. № 28.

7. Коробков Г. Е. Пневмоэлементы с резинокордной оболочкой. URL: http://www.progress-omsk.ru/constructor.php?act-group5. (дата обращения 12.07.2017).

8. Гликман Б. Ф. Математические модели пневмогидравлических систем. М.: Наука. гл. ред. физ. -мат. лит., 1986. 368 с.

9. Корнеев С. А., Корнеев В. С., Зубарев А. В., Климентоев Е. В. Основы технической теории пневматических амортизаторов. Омск: Изд-во ОмГТУ, 2016. 148с.

УДК 621_82

РЕГУЛЯТОР ДАВЛЕНИЯ ЖИДКОСТИ ПРЯМОГО ДЕЙСТВИЯ С ЭЛАСТИЧНЫМ ЗАПОРНО-РЕГУЛИРУЮЩИМ ЭЛЕМЕНТОМ

REGULATOR OF PRESSURE OF DIRECT ACTION WITH THE ELASTIC LOCKING-REGULATING ELEMENT

В. В. Сыркин1, Ю. Ф. Галуза1, В. А. Трейер2, И. А. Абрамова2

'Омский государственный технический университет, г. Омск, Россия 2Омский автобронетанковый инженерный институт (филиал ВА МТО МО), г. Омск, Россия

V. V. Syrkin1, Y. F. Galuza1, V. A. Treyer2, I. A. Abramova2

'Omsk State Technical University, Omsk, Russia 2Omsk Tank-Automotive Engineering Institute (branch of VA MTO MO), Omsk, Russia

Аннотация. В статье приводится методика расчета регуляторов давления нового типа, в которых в качестве запорно-регулирующего элемента используется кольцо круглого сечения, выполненное из эластичного материала. Конструкция регулятора защищена патентом и отличается простотой, высокой надёжностью, экономичностью и хорошими эксплуатационными показателями. Необходимо найти оптимальные конструктивные решения, провести теоретические и экспериментальные исследования опытных образцов регулятора. Приведённый теоретический расчёт позволяет определить по заданным условиям эксплуатации конструктивные размеры элементов регулятора и на инженерном уровне получить необходимые конструктивные решения.

Ключевые слова: регулятор давления жидкости, расход гидравлической жидкости, скорость потока жидкости, коэффициент расхода жидкости, плотность рабочей жидкости

DOI: 10.25206/2310-9793-2018-6-1-125-128

I. Введение

Расчеты и исследования гидравлических аппаратов различного технологического назначения, в том числе регуляторов давления жидкости, широко представлены в статьях и монографиях российских [1] и зарубежных [2] авторов и используются в инженерной практике [3]. Для регуляторов нового типа [4] необходимо разработать методику их расчёта.

II. Постановка задачи

Новые образцы гидравлических регуляторов, в том числе [4], которые включают в свой состав запорно-регулирующие элементы, выполненные из эластомеров, требуют при их проектировании выявлять новые процессы и учитывать их вместе с особенностями конструкции этих элементов.

III. Теория

При расчете регулятора давления (клапана) прямого действия с эластичным запорно-регулирующим элементом (ЗРЭ) диаметр подвода рабочей жидкости к клапану выбирается, исходя из заданной скорости жидкости в канале подвода и расхода жидкости через клапан [1]:

* = , ,

\жУ

где Q — расход жидкости; V— скорость потока жидкости.

Выбор скорости в подводном канале клапана, а также диаметр этого канала (d , рис. 1) определяется давлением р в линии во время перепуска расчетного расхода через клапан на слив.

Определим величину давления перед клапаном при указанных выше условиях и силу, действующую на за-порно-регулирующий элемент (ЗРЭ) со стороны жидкости.

Рис. 1. Расчетная схема клапана с эластичным ЗРЭ 1 - запорно-регулирующий элемент (ЗРЭ); 2 - седло ЗРЭ; И - перемещение ЗРЭ; 5 - образующая конуса щели потока жидкости

Уравнение изменения количества движения потока жидкости в сечениях 1-1 и 2-2 (рис. 1) может быть представлено в следующем виде:

Qp(u -Vcosa) = P-pifi, (1)

где Q - расход жидкости через клапан; u - скорость потока жидкости в подводном канале (сечение 1-1); V -скорость в щели между ЗРЭ и седлом (сечение 2-2); а - угол отклонения струи, вытекающей из клапана; f -площадь поперечного сечения канала подвода жидкости; Р - сила, действующая со стороны жидкости на ЗРЭ; р1 - избыточное давление в сечении 1-1 (давление на сливе является равным атмосферному); р - плотность жидкости.

Из уравнения (1) следует:

P Qp(u - Vcosa) p =---¿_ , в котором

f f

p = P + cx

где Ро - сила начального натяжения ЗРЭ; с - жесткость ЗРЭ; х - радиальное перемещение. Так как Q = uf, то

P - cx up(u - V cos a)

Pi =■

f f

P + cx u2 „ u1

Pi =-+ — + c—

/ 2q 2q,

где Z - коэффициент сопротивления подводного канала.

или

Так как скорость жидкости в линии меньше, чем в подводном канале, то ее можно не учитывать, тогда

р P + cx u2 uVcosa „ u2 — = —---+-+ £—

7 7f 2q q 2q

С учетом того, что р = р0 f, где р0 - давление открытия клапана, получаем:

Е=Рц + Др

7 7 7 , при этом

Др cx uV cosa „и2 u2 — = — +-+ £---

7 7f q 2q 2q,

где — - приращение, обусловленное радиальным смещением ЗРЭ; £ —--сопротивление подводного канала;

7f 2q

uV cosa u2

___ и _ отражают изменение количества движения потока жидкости.

q 2q

Угол отклонения потока а зависит от радиального смещения ЗРЭ и является переменной величиной, которую можно определить лишь приближенно.

Если принять, что сх и —, a=700, u = iv , cosa~0.3, тогда 20 u 3V

uV cosa 2u • 3u • 0.3 u2

-=-= l.o—

q 2q 2q далее

Др cx л _ u2 „u2 u2 — = — +1.8— + £---

7 7f 2q 2q 2q или

ДР = СХ + 0.8 ul+£ ul

7 7f 2q 2q. Коэффициент сопротивления Z зависит от формы подводного канала и числа Рейнольдса потока:

£ = f (Re),

„ ^ ud где Re = —,

v

где d - диаметр подводного канала; v - кинематическая вязкость жидкости.

Известно, что при Re > 10000 поток жидкости турбулентный и £ = const (не зависит от числа Рейнольдса). При этих условиях можно принять £ = 0.2, тогда

Др cx „ „. u2

— = —+ (0.8 + 0.2)— или

7 7 2q

ДР = Е^ +1.0 — (2)

7 77 2д • сх

Приняв — = Ар от сил упругости ЗРЭ, получим

77

р = Ро 7 | др

7 7 7 '

Далее необходимо, исходя из требования на проектирование, определить Др как допустимую величину, превышающую р0.

Можно допустить, что Ар = кр0 и Арзрэ = кхр0 , тогда выражение (2) примет вид:

к°0 = кРо + ^

2д

и скорость потока будет определена как

u = (k - к0 )2q— , где 7 = р.

V 7 q

Приняв &=0.08 и ^ =0.05, получим

и = 2.5^[р0

где p0 - давление открытия клапана.

Перемещение ЗРЭ и его жесткость определим, используя ранее принятое допущение, что

сх -Ъг

~ = к1 ро , откуда

с_к1 Ро/ х=_е

- , • 0 Ро(1 + к) '

sin« 2-

V Р

где а - угол направления потока (рис. 1); ц - коэффициент расхода, зависящий от числа Рейнольдса, р - плотность рабочей жидкости.

IV. Выводы

Разработана методика расчёта регуляторов давления нового типа по заданным режимам его работы с учётом свойств запорно-регулирующего элемента (ЗРЭ) позволяет определить основные параметры конструкции регулятора (размер подводного канала, скорость потока жидкости и жёсткость запорно-регулирующего элемента).

Список литературы

1. Данилов Ю. А. [и др.]. Аппаратура объемных гидроприводов. М.: Машиностроение, 1990. 272 с.

2. Biettel K. Flussigkeitsfedern, Technischer Informationsdienst. ZEK Hydraulik, Leipzig. 1964. № 1.

3. Syrkin V. V., Treyer V. A. Dynamics of an indirect hydraulic pressure regulator with an elastic element // Russian Engineering Research. 2016. Vol. 36, Is. 4. Pp. 270-272.

4. Пат. 165980 Российская Федерация, МПК F16 K 17/10. Регулятор давления / Трейер В. А., Сыркин В. В., Лугонес Алонсо Карлос Рафаэл. № 2015155517/06; заявл. 23.12.2015; опубл. 10.11.2016, Бюл. № 31.

УДК 621.879

ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ПАРАМЕТРОВ КОММУНАЛЬНОЙ МАШИНЫ НА ВИБРОНАГРУЖЕННОСТЬ РАБОЧЕГО МЕСТА ОПЕРАТОРА

INVESTIGATION OF THE INFLUENCE OF THE OPERATING PARAMETERS OF THE UTILITY MACHINE ON THE VIBRATION OF THE OPERATOR'S WORKING PLACE

И. А. Тетерина, П. А. Корчагин, Д. С. Алешков

Сибирский государственный автомобильно-дорожный университет, г. Омск, Россия

I. A. Teterina, P. A. Korchagin, D. S. Aleshkov

Siberian Automobile and Highway University, Omsk, Russia

Аннотация. Статья посвящена актуальной на сегодняшний день теме - снижению вибронагруженно-сти рабочего места оператора путем совершенствования системы виброзащиты с учетом эксплуатационных параметров дорожных машин. Предыдущие экспериментальные исследования показали, что основными источниками динамических воздействий на рабочем месте оператора являются взаимодействие рабочих органов с обрабатываемой поверхностью и взаимодействие элементов ходового оборудования с неровностями микрорельефа. В работе показаны результаты исследований, отражающие степень влияния этих источников на вибронагруженность рабочего места оператора. Составлена математическая модель подсистемы «микрорельеф», позволяющая определять степень влияния этих источников на вибро-нагруженность рабочего места оператора. Результаты проведенных исследований представлены в виде графических зависимостей, которые отражают взаимосвязь коэффициентов жесткости элементов подвески кабины и кресла оператора, типа дорожного покрытия, величины неровностей микрорельефа и скорости движения коммунальной машины в рабочем и транспортном режимах. Учет эксплуатацион-