Управление жесткостью тонкостенного седла клапана Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

МЕХАНИКА. ТРАНСПОРТ. МАШИНОСТРОЕНИЕ. ТЕХНОЛОГИИ

Рис. 6. Графики настройки адаптивного регулятора: 1-пропорциональная составляющая; 2-интегральная составляющая; 3-дифференциальная составляющая

БИБЛИОГРАФИЯ

1. Луконин, А. А. Индукционный нагрев алюминиевой проволоки / А. А. Луконин, Г. Г. Гоппе // Повышение эффективности производства и

использования энергии в условиях Сибири : материалы ежегод. Всерос. науч.-практ. конф.

- Иркутск, 2004. - С. 48-53.

2. Гоппе, Г. Г. Моделирование статики индуктора для термообработки алюминиевой проволоки / Г. Г. Гоппе, А. А. Луконин // Повышение эффективности производства и использования энергии в условиях Сибири : материалы Все-рос. науч.-практ. конф. с междунар. участием.

- Иркутск, 2006. - С. 54-57.

3. Чернышов, И. А. Система автоматического регулирования относительного удлинения медной проволоки при отжиге на непрерывных линиях : специальность 24.05.00 "Эксплуатация судовых энерг. установок" : автореф. дис. на соиск. учен. степ. канд. техн. наук / И. А. Чернышов ; [Томск. политехн. ун-т]. - Томск : Изд-во ТПУ, 2000. - 24 с. : ил.

4. Писаренко, Г. С. Вибропоглащающие свойства конструкционных материалов : справ. / Г. С. Писаренко, А. П. Яковлев, В. В. Матвеев. -Киев : Наук. думка, 1976. - 248 с._

Долотов А.М., Ермашонок С.М.

УДК 62-762

УПРАВЛЕНИЕ ЖЕСТКОСТЬЮ ТОНКОСТЕННОГО СЕДЛА КЛАПАНА

В современном арматуростроении, особенно для широкого температурного диапазона работы (от криогенных температур до сотен градусов Цельсия) используются уплотнения, в которых запирающий элемент выполнен коническим (иногда сферическим), а седло в виде тонкостенной цилиндрической оболочки [1,2]. По сравнению с другими уплотнениями «металл-металл» такое уплотнение имеет ряд преимуществ, а именно: в 5.. .15 раз меньшее усилие герметизации (без учета противодавления); равномерное распределение контактного давления по периметру; не требуется притирка и доводка уплотнения; низкие требования к точности монтажа и сборки и др.

Широкому распространению такого уплотнения в значительной мере мешает сложность определения рациональных размеров оболочечного седла, особенно работающего в условиях ударного нагружения.

Область рациональных размеров оболочеч-ного седла достаточно узкая. Выход из нее в одну сторону ведет к пластическому деформированию седла или его разрушению, а в другую сторону -

ведет к потере упругим седлам его положительных свойств, перечисленных выше. Задача выбора рациональных размеров тонкостенного седла усложняется также силовой нестационарностью условий эксплуатации уплотнения, связанной с пульсацией давления герметизируемой среды, изменением скорости посадки запирающего элемента на седло из-за изменения параметров герметизируемой среды или параметров в цепи управления приводом и др. Поэтому часто пытаются конструктивно ограничить деформацию оболочечного седла. Так, на рис.1 [2] показано уплотнение, где осевой упор ограничивает перегрузку седла со стороны привода, а внутренняя втулка ограничивает деформацию оболочечного седла при большом давлении герметизируемой среды. Путь конструирования уплот-нительного соединения путем конструктивного ограничения деформации оболочечного седла имеет недостаток, заключающийся в том, что уже в ходе приработки седло изнашивается, образуя уплотнительный поясок, износ требует дополнительного хода запирающего органа, а он ограни-

чен упором. Поэтому такие уплотнения имеют низкий ресурс.

Рис.1. Конструкция уплотнения с упорами

В уплотнении, показанном на рис.1 можно считать, что седло деформируется только в радиальном направлении, так как жесткость в осевом направлении выше на несколько порядков. Используя, например, сильфонную конструкцию седла (рис.2) или другие очевидные конструкторские решения, можно заставить работать седло как в радиальном, так и в осевом направлениях.

Рис.2. Конструкция уплотнения с сильфонным седлом

F

■/////

//////

Л';

X = x2 / tg (а) + x3. (1)

Силовое равновесие (тут трение в контакте не учитывается для простоты изложения и может быть учтено путем соответствующего поворота реакции в контакте на угол трения) запирающего органа можно записать в виде:

F = c2 * x2 * tg (а) + c3 * x3. (2)

Уравнения (1)и (2) образуют систему с тремя неизвестными. Для составления третьего уравнения используем теорему о минимуме потенциальной энергии: признаком устойчивого равновесия системы служит минимум полной потенциальной энергии.

Выражение для полной потенциальной энергии имеет вид:

П = 1/2* c2 * x22 +1/2* c3 * x32 - F * x1. (3)

Тогда нахождение смещений xl, x2 , x3 сводится к задаче минимизации: xj = x2 / tg (а) + x3; F = c2 * x 2 * tg (а) + c3 * x3;

П = 1/2* c2 * x22 +1/2* c3 * x32 - F * x1 ^ min ;

x13 x2, x3 >0. (4)

Решение системы уравнений (4) проводилось методом множителей Лагранжа. В результате решения получены выражения для смещений x2, x3 и приведенной жесткости c = F / x1:

x2 = F * c3 /[c^ * tg3(а) + c2 * c3 * tan^)]; x3 = F * c2 * tg^а)/^2 + c2 * c3 * tan2(а)]; c = c 2 * c3 *[c3 * ctg2 (а) + c 2]/[c2 + c32 * ctg4 (а)].

Отметим что приведенная жесткость c отвечает предельным переходам, т.е.

lim

c2 • c3 • [c3 • ctg2 (а) + c2] = c2 + c32 • ctg4 (а) c2 • c3 • [c3 • ctg2 (а) + c2] c2

Рис.3. Жесткостная схема уплотнения

В этом случае расчетная жесткостная схема уплотнения имеет вид, показанный на рис.3, где

с2 - радиальная жесткость оболочечного седла, с3 - осевая жесткость оболочечного седла. Конструктивно жесткости с2 и с3 независимы друг от друга. Отметим также, что жесткости с2 и с3 деформируются независимо друг от друга, т.е. смещение запирающего элемента х1 определяется выражением

lim cl + c32 • ctg4 (а)

ctg 2(а)

Для определения эффективности введения (использования) осевой жесткости с3 представим приведенную жесткость с в виде с = с 2 *[с^2 (а) + к ]/№4 (а) + к 2] = с2 * / (к ,а), где к = с2 / с3.

График зависимости /(к, а) от к представлен на рис.4. Тут принято а = п/12 .

МЕХАНИКА. ТРАНСПОРТ. МАШИНОСТРОЕНИЕ. ТЕХНОЛОГИИ

№ а)

20

40

60

80

100

Рис.4. График зависимости /(к, а) от параметра к

Из графика видно, что по сравнению с обычной конструкцией уплотнения, когда оболо-чечный элемент работает только в радиальном направлении, введение дополнительной осевой жесткости может вызвать как увеличение, так и уменьшение приведенной жесткости уплотнения. Даже увеличение приведенной жесткости не приведет к значимому изменению динамической на-

грузки, возникающей при срабатывании клапана. Однако осевая жесткость седла может быть использована для компенсации износа в стыке уплотнения, что позволит увеличить ресурс уплотнения.

При подборе геометрических параметров упругих элементов необходимо учитывать их прочностные свойства, в том числе с учетом давления среды.

БИБЛИОГРАФИЯ

1. Долотов, А.М. Основы расчета и проектирование уплотнений пневмогидроарматуры летательных аппаратов / А.М. Долотов, П.М. Огар, Д.Е. Чегодаев // М.: Изд-во МАИ, 2000. - 296с.

2. Уплотнения и уплотнительная техника: Справочник / Л.А. Кондаков, А.И. Голубев, В.В. Гордеев и др.; Под общ. ред. А.И. Голубева, Л.А. Кондакова.- М.: Машиностроение, 1994448 с.

Рябов И. М., Чернышёв К. В., Воробьёв В. В., Уруков И. Н.

УДК 62-82(075)

0

к

МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ПОДВЕСКИ ТРАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА С ИНЕРЦИОННО-ФРИКЦИОННЫМ АМОРТИЗАТОРОМ

Расчётная схема колебательной модели подвески с инерционно-фрикционным амортизатором (ИФА) имеет вид, показанный на рис. 1. Примем следующие допущения для упрощения модели:

- движение машины по местности прямолинейно и горизонтально;

- профиль пути под обоими колёсами одной оси одинаков;

- упругая характеристика подвески линейная;

- трение в элементах подвески сухое постоянной величины;

- коэффициент распределения подрессоренных масс равен единице;

- профиль пути гармонической формы.

Для данной расчётной схемы перемещение подрессоренной массы М может быть описано системой дифференциальных уравнений [1]:

М2 + Т - г) + С (2 - г) +

тр / • ■ \

+-( - г - Гшфмах ) = °

¿мах 'Фмах - МТР ( - г - Шмах ) = 0

тг + кш (г - Ч) + сш (г - Ч) -

- Т sgn(Z - г) - С (2 - г) -

М тр ■ ■ --^п(2 - г - гшФмах ) =

(1)

ш