CC BY
10
Key words: 3D modeling, finite element analysis, stress-strain state, SOLIDWORKS Simulation.
Efanov Sergey Alexandrovich, candidate of technical sciences, [email protected], Russia, Ruzayevka, Ruzayevka Institute of Engineering, National Research Mordovia State University of N.P. Ogaryov,
Sergey Ivanovich Boriskin, senior teacher, boriskinsi@,rambler. ru, Russia, Ruzayevka, Ruzayevka Institute of Engineering, National Research Mordovia State University of N.P. Ogaryov,
Gnutov Sergey Alexandrovich, master, [email protected], Russia, Ruzayevka, Ruzayevka Institute of Engineering, National Research Mordovia State University of N.P. Ogaryov
УДК 62-97-82
DOI: 10.24412/2071-6168-2021-10-658-667
ВЕРИФИКАЦИЯ НАГРУЗКИ, ДЕЙСТВУЮЩЕЙ НА МАНЖЕТНОЕ ЦИЛИНДРОПОРШНЕВОЕ УПЛОТНЕНИЯ, РАБОТАЮЩЕГО БЕЗ СМАЗКИ
С.С. Бусаров, А.В. Недовенчаный, Р.Э. Кобыльский, Н.Г. Синицин, Л.А. Муслова
В данной работе проведена верификация методики определения нагрузки действующей на манжетное цилиндропоршневое уплотнение работающее без смазки. При этом рассмотрена схема сил, действующих на манжетное цилиндропоршневое уплотнение, описана разработанная математическая модель в программном комплексе ANSYS CFX, которая позволяет анализировать газовую динамику потока газа в зазоре между поршневым уплотнением и стенкой цилиндра. Данные полученные при помощи математической модели были верифицированы на созданном экспериментальном стенде. В результате проведенного исследования было получено: распределение давления газа в зазоре между манжетным уплотнением и стенкой цилиндра; был уточнен коэффициент ß, который характеризует нелинейное падение давления по высоте уплотнения; была рассчитана нагрузка, действующая на манжетное цилиндропоршневое уплотнение.
Ключевые слова: манжетное уплотнение, течение газа в зазоре, нагрузка, математическая модель.
Надежность и долговечность поршневого уплотнения работающего без смазки проточной части цилиндра, в значительной степени зависит от перепада давлений действующего на данное уплотнение. При многих достоинствах манжетных уплотнений их применение в компрессорах, работающих без смазки ограничивается быстрым износом. Проведенный литературный обзор [1-7] показал, что в настоящее время отсутствуют данные по характерному распределению давления газа при использовании манжетного цилиндропоршневого уплотнения работающего без смазки, а использование экспериментальных данных, полученных для поршневых колец, приводит к значительным погрешностям расчётов. Для проведения экспериментов по определению массового и линейного износа уплотнений, необходимо точно знать нагрузку, при которой работает манжетное уплотнение, что и является основной целью данной работы.
Теория. Нагрузка, действующая на манжетное уплотнение (как и на поршневое кольцо), определяется четырьмя силами, представленными на рис. 1: осевой силой F1 которая «раздавливает» уплотнение о стенку цилиндра, радиальной силой F2, которая прижимает уплотнение к зеркалу цилиндра, осевой силой трения F3, которая всегда направлена противоположно вектору скорости поршня и силой собственной упругости материала F4.
Износ наружной поверхности А в основном зависит от величины силы F2, которая определяется разностью сил давления газа действующих на поверхность B и С и рассчитывается по формуле (справедливой только для расчета уплотнений, работающих без смазки) [8]:
АР =
Р(Р -Р2) 2
(1)
где
р=Vк
(2)
где к— экспериментально определяемый коэффициент, учитывающий свойства материала, шероховатость поверхности трения, характер контактирования между цилиндром и уплотнением и режимы работы ступени компрессора (для различного типа графитов к = 1,0^3,5; для фторопластовых композиций к = 2,5^3,5).
Давление газа на внутреннюю поверхность D согласно [1] считают постоянным и равным давлению перед уплотнением.
манжетное уплотнение металлическое основание
Рис. 1. Схема сил, действующих на манжетное уплотнение
Описание математической модели. Для анализа газовой динамики потока газа и определения распределения давления в зазоре между поршневым уплотнением и стенкой цилиндра была разработана математическая модель в программной среде ANSYS CFX [9]. При рассмотрение движения газа по кольцевой щели принимаем, что кольцевая щель имеет эквивалентный зазор по всей длине, равный 5=2 мкм (данный зазор был получен ранее путем статических продувок [10]). В процессе решения задачи теплообмен не учитывался, температура газа принималась постоянной, равной Т=293 К. Так как решаемая задача полностью симметрична, с целью экономия мощностей компьютера принимался расчетный сегмент в 0,5°. Общий вид расчетной схемы представлен на рис. 2.
4Щ 6
НопраЬление движения потока газа
Плоскости снатия осредненного давления
Рис. 2. Общий вид расчетной схемы 659
Сеточная модель настраивалась следующим образом, задавался метод Proximity количество расчетных ячеек в зазоре - 4 шт., минимальный размер расчетной ячейки в зазоре - 6*10-4 мм, максимальный - 5*10-2 мм, для «протяжки» сетки использовался метод Sweep Method, расчетная ячейка в пограничном слое составляла - 1,2*10-3 мм, общее количество расчетных ячеек составляет - 186 тыс., общий вид сеточной модели в зазоре представлен на рис. 3.
ANSYS
R16.2
0,040 (mm)
0,010 0.030
Рис. 3. Общий вид сеточной модели в зазоре
У
В настройках граничных условий в Default Domain необходимо задать Material - Air Ideal Gas, и в Option - Total Energy, чтобы учесть изменение плотности от давления, режим течения жидкости - ламинарный, согласно теории движения газа по кольцевой щели [11]. Граничное условие на входе задавалось - Opening, давление варьировалось от 10 до 100 бар, температура 293К, граничное условие на выходе - Opening, давление 1 бар. Так как в расчет принимался сегмент - 0,5° , то в Interfaces необходимо задать циклическую симметрию по соответствующей оси, в нашем случаю, ось Y. Для облегчения расчета на ранних этапах, необходимо задать начальные условия распределения скоростей, W= - 10 м/с (поток движется сверху вниз). На остальных поверхностях граничное условие - адиабатическая стенка без проскальзывания. Граничные условия представлены на рис. 4.
© Е4: Fluid Flow (CFX) - CFX-Pre
File Edit Sesaor Insert Тик 1_}Ф
дВЧЪИ!'* 1 ® И a it в a & К, Ь g У ns i
Outline
1 |h Mesh
CFX-31.cmdb % Connectivity 1 Simulation * Flow Analysis 1 0 Analysis Type
* 0Ü Default Domain
@ j)t Boundary 1 Eli Boundary 2 @Jt Boundary 3
Domain Interface ISide 1 @ j)t Domain Interface ISide 2 @ j)t inlet ®t=o Initialization ' pt Interfaces
Domain Interface 1
* Sä Solver
& Solution Units ^ Solver Control |j§ Output Control >jv Coordinate Frames Sj Transformations (S) Materials 2] Reactions ' Expressions, Functions and Variables Hi Additional Variables
Expressions ¿J User Functions Ö User Routines 1 ¿1 Simulation Control Configurations » Hi Case Options
spmei I
0.01 (m|
4
Рис. 4. Граничные условия 660
Поставленная задача сходится за 1250-1300 итерации, о чем свидетельствуют графики массового дисбаланса, рис. 5.
»Э D5 : NewModel (CF5Q 0.5
File Edit Workspace Tools Monitors Help
I О Ч 4 f M h ©в aiögi ки- S'S X
Workspace Run Fluid Flow CFX 003
-200 -1
0 200 -100 600 800 1000 1200 Accumulated Time Step
- H-Energy Imbalance (%) in Default Domain - P-Mass Imbalance (%) in Default Domain
- U-Mom Imbalance (%) in Default Domain V-Mom Imbalance (%) in Default Domain
— W-Mom Imbalance (%) in Default Domain
Рис. 5. График массовых дисбалансов
В результате численного моделирования, были получены требуемые результаты по распределению давления газа в зазоре, изменению плотности газа и массовый расход газа. На рис. 6, в качестве примера представлено распределение давления газа в зазоре, при давления Рн=3 МПа.
На рис. 7 представлена эпюра распространения скорости в зазоре. Анализируя рис. 7 можно сделать вывод, что режим течения газа в зазоре - ламинарный.
На рис. 8 сведены полученные данные математического моделирования по изменению величины давления и изменению плотности на по длине уплотнения в зависимости от Рн.
661
Title
100 Chart Count
Рис. 7. Эпюра распространения скорости в зазоре
10
к
<D
ч
8 6
(D
S
и
(D
ч
(D
ч
(D
а а
о
л рц
1 МПа
2 МПа
3 МПа
4 МПа
5 МПа
6 МПа
7 МПа
8 МПа
9 Мпа
10 МПа
Рн P2 P3 P4 P5
Плоскость
P6
P7
Рис. 8. Кривые падения давления в зазоре
Анализируя построенный график, видно, что первое манжетное уплотнение воспринимает основную нагрузку, в среднем до 85-90 %, в то время как поршневое кольцо воспринимает, по разным источникам до 50-65 %, согласно данным [7] и до 70-75 % согласно данным [6]. График изменения плотности выглядит аналогичным образом.
На рис. 9 приведен график массового расхода газа в зависимости от разности давлений.
Для проверки адекватности полученных результатов при помощи математической модели, был разработан экспериментальный стенд, общий вид которого представлен на рис. 10.
На рис. 11 представлен разрез блока наборного поршня с технологическими отверстиями для установки датчиков давления. Датчик 1 фиксирует давление до наборного поршня, датчик 2 фиксирует давление после первого манжетного уплотнения, датчик 3 фиксирует давление второго манжетного уплотнения, датчик 4 фиксирует давление после третьего манжетного уплотнения и так далее по аналогии. На рис. 12 показан общий вид блока наборного поршня.
Эксперимент проводился следующим образом: в емкость 1 из баллона со сжатым воздухом 5 подавался газ требуемого давления (от 1 до 5 МПа), в момент достижения требуемого давления с мультиметров 3, которые в свою очередь подключены к датчикам давления,
662
8
4
2
0
снимались показания. Один из мультиметров всегда был подключен к датчику давления, который фиксирует давление до наборного поршня, второй мультиметр переподключался к датчикам давления, которые измеряли давления после манжетных уплотнений в плоскостях, согласно рис. 11. Полученные результаты распределения давления по наборному поршню, в сравнительном анализе с данными полученными при математическом моделировании сведены в табл. 1 для более наглядного представления.
Давление в рабочей камере, МПа
Рис. 9. Массовый расход газа
Рис. 10. Общий вид экспериментального стенда: 1 - емкость; 2 - блок наборного поршня;
3 - мультиметры; 4 - блок питания; 5 - баллон со сжатым воздухом
Анализируя приведенные данные в табл. 1, видно, что распределение давления, полученное в ходе эксперимента отличается от распределения давления полученного при математическом моделирование (данные выделенные полужирным шрифтом). Это обусловлено, прежде всего, допущением об эквивалентом зазоре, который имеет одинаковое значение на всей протяженности щели и в диаметральном направлении. Погрешность полученных данных не превышает 15 %, что вполне допустимо для данных методик расчета.
663
Рис. 11. Блок наборного поршня
Рис. 12. Общий вид наборного поршня
Таблица 1
Для уточнения коэффициента в, в зазоре между первым манжетным уплотнением и стенкой цилиндра были созданы дополнительные плоскости (10 штук) для оценки величины эпюр давления в зависимости от Рн. Общий вид эпюр давления (при Рн=4 МПа) действующих на манжетное уплотнение представлен на рис. 13.
Рис. 13. Эпюра давления газа по высоте уплотнения (справа - условно линейная,
слева - фактическая)
На основании полученный данных в ходе математического моделирования были получены силы давления, действующие в радиальном направлении. Площади Г и Г' характеризуют силы, действующие на единицу поверхности трения уплотнения. Зная данные площади, находим коэффициент в по формуле, согласно [1]:
г ''
(3)
Значения коэффициента в рассчитанного по формулам (2) и (3) в зависимости от перепада давления на уплотнении (рассматривалось, исключительно, первое уплотнение), сведены в табл. 2. Высота уплотнения в нашем случает h=5,5 мм.
Таблица 2
Значения коэффициента Р
Рн, МПа Пк-н В по формуле 2 В по формуле 3 Вср
1 7,27 0,7
2 9,46 0,81
3 9,67 0,78
4 9,52 0,75
5 9,43 1,12 0,73 0,76
6 9,09 0,8
7 8,86 0,78
8 8,60 0,77
9 8,41 0,76
10 8,19 0,77
Используя полученный осредненный коэффициент в = 0,76, рассчитаем по формуле (1) нагрузку, действующую на манжетное поршневое уплотнение. Полученные данные приведены в табл. 3.
Таблица 3
Нагрузка, действующая на манжетное уплотнение
Рн, МПа АР, МПа
1 0,32
2 0,67
3 1,02
4 1,36
5 1,69
6 2,02
7 2,35
8 2,68
9 3,01
10 3,33
Выводы и заключение. В результате проделанной работы было получено типичное распределение давления в зазоре между манжетным уплотнением и стенкой цилиндра. Для оценки величин давления действующих в плоскостях P2-P7 можно воспользоваться следующими уравнениями: (Для давления РН=1 МПа): P2=PH*0,13 для остальных плоскостей давление можно принимать 0,1 МПа. (Для давлении Рн=2-6 МПа) : P2=Ph*0,12; Рз=Рн*0,06; P4=Ph*0,06; P5=Ph*0,045; Рб=Рн*0,035; Рт=0,1 МПа. (Для давлении Рн=7-10 МПа): P2=Ph*0,12; Рз=Рн*0,06; P4=Ph*0,06; P5=Ph*0,045; Рб=Рн*0,035; P7=Ph*0,02. Был уточнен коэффициент ß = 0,76, который позволил рассчитать нагрузку, действующую на манжетное уплотнение. Данные полученные при помощи математической модели были верифицированы на созданном экспериментальном стенде.
Список литературы
1. Захаренко В.П. Основы теории уплотнений и создание поршневых компрессоров без смазки: дис.докт.тех.наук. Санкт -Петербург, 2001. 159 с.
2. Славин И.Ю. Исследование возможности повышения долговечности поршневых уплотнений из ПТФЭ с комбинированным наполнителем в компрессора без смазки. Автореф. Дис. ... канд. техн. наук. М.: МНХМ, 1968. 13 с.
3. Buchter H. Hugo Fundamentel principles for static sealing with metals in the high pressure field. ASME Trans., 1973, v.16, № 4. P. 304-309.
4. Новиков И.И., Захаренко В.П., Ландо Б.С. Бессмазочные поршневые уплотнения в компрессорах. Л.: Машиностроение, 1981. 238 с.
5. Пинчук Л.С. Создание и исследование герметизирующих систем в машиностроение на основе термопластов: Автореф. канд. дис. Минск, ИЗД. АН БССР, 1974. 20 с.
6. Френкель М.И. Поршневые компрессоры: теория, конструкции и основы проектирования. 3-е издание, переработанное и дополненное. Издательство Л.: Машиностроение, 1969. 744 с.
7. Пластинин П.И. Поршневые компрессоры. Том 1. Теория и расчет / 2 е изд., перераб. и доп. М.: Колос, 2000. 456 с.
8. Поршневые компрессоры / Б.С. Фотин, И.Б. Пирумов, И. К. Прилуцкий, П.И. Пластинин; Под общ. ред. Б.С. Фотина. Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1987. 372 с.
9. Madenci E., Guven I. The Finite Element Method and Applications in Engineering Using ANSYS. DOI 10.1007/978-1-4899-7550-8.
10. Бусаров С.С., Бусаров И.С., Титов Д.С. Экспериментальное определение условных зазоров цилиндропоршневых уплотнений компрессорных агрегатов // Омский научный вестник. Сер. Авиационно-ракетное и энергетическое машиностроение. 2019. Т.3, №1. С. 50-56.
11. Овсянников М.К., Орлов Е.Г., Емельянов П.С. Основы гидромеханики. М.: ТРАНСЛИТ, 2006. 160 с.
Бусаров Сергей Сергеевич, канд. техн. наук, доцент, [email protected], Россия, Омск, Омский государственный технический университет,
Недовенчаный Алексей Васильевич, ассистент, [email protected], Россия, Омск, Омский государственный технический университет,
Кобыльский Роман Эдуардович, аспирант, [email protected], Россия, Омск, Омский государственный технический университет,
Синицин Никита Глебович, бакалавр, [email protected], Россия, Омск, Омский государственный технический университет,
Муслова Любовь Анатольевна, канд. пед. наук, доцент, celezbar@mail. ru, Россия, Санкт-Петербург, Санкт-Петербургский университет МВД
VERIFICATION OF LOAD ON A CYLINDER PISTON SEAL WITHOUT L UBRICATION
S.S. Busarov, A.V. Nedovenchany, R.E. Kobylsky, N.G. Sinitsin, L.A. Muslova
666
In this paper, the verification of the methodology for determining the load acting on the cuff cylinder-piston seal operating without lubrication is carried out. At the same time, the scheme of forces acting on the cuff cylinder-piston seal is considered, the developed mathematical model in the ANSYS CFX software package is described, which allows analyzing the gas dynamics of the gas flow in the gap between the piston seal and the cylinder wall. The data obtained using a mathematical model were verified on the created experimental stand. As a result of the study, the following was obtained: the distribution of gas pressure in the gap between the cuff seal and the cylinder wall; the coefficient ft was refined, which characterizes the nonlinear pressure drop along the seal height; the load acting on the cuff cylinder-piston seal was calculated.
Key words: lip seal, gas flow in the gap, load, mathematical model.
Busarov Sergey Sergeevich, candidate of technical sciences, docent, [email protected], Russia, Omsk, Omsk State Technical University,
Nedovenchany Alexey Vasilyevich, assistant, [email protected], Russia, Omsk, Omsk State Technical University,
Kobylsky Roman Eduardovich, postgraduate, [email protected], Russia, Omsk, Omsk State Technical University,
Sinitsin Nikita Glebovich, bachelor, [email protected], Russia, Omsk, Omsk State Technical University,
Muslova Lyubov Anatolyevna, candidate of pedagogical sciences, docent, [email protected], Russia, St. Petersburg, St. Petersburg University of the Ministry of Internal Affairs
УДК 621.833
DOI: 10.24412/2071-6168-2021-10-667-674
МОДЕЛЬ СИСТЕМЫ ТЕХНИЧЕСКОГО ОБСЛУЖИВАНИЯ ЦИФРОВОЙ АВТОМАТИЧЕСКОЙ ТЕЛЕФОННОЙ СТАНЦИИ
С.В. Дашкова, А.Н. Иванин, Т.В. Колесникова, В.Ю. Мещанин, И.О. Румянцев
Приведен анализ методов технического обслуживания цифровой автоматической телефонной станции. Разработана стохастическая модель системы технического обслуживания цифровой автоматизированной телефонной станции, позволяющая определять вероятностно-временные характеристики процесса выявления и устранения возникающих сбоев и отказов. Разработан общий алгоритм устранения неисправности в работе оборудования.
Ключевые слова: техническое обслуживание, цифровая автоматическая телефонная станция, стохастическая сеть, процедура GERT.
Анализ показывает, что на фоне масштабной цифровизации, в проекции на стремительно развивающиеся телекоммуникационные технологии, продолжают совершенствоваться и автоматические телефонные станции (АТС). Взамен декадно-шаговых, координатных, квазиэлектронных и электронных АТС [1] вводятся в эксплуатацию цифровые АТС (ЦАТС), которые обладают неоспоримыми преимуществами (емкость, быстродействие, массогабаритные показатели, способ коммутации, управление и способ сигнализации).
Грамотно выстроенная система технического обслуживания ЦАТС - это залог бесперебойной работы оборудования, быстрое и эффективное решение (устранение) возникающих сбоев, предотвращение (профилактика) их появления и, как следствие, высококачественное обслуживание абонентов.
Несмотря на указанные преимущества, сложность технических решений в совокупности с крайней чувствительностью ЦАТС к возникающим сбоям приводит к необходимости обоснованного выбора функциональной структуры системы технического обслуживания ЦАТС, которая позволит эффективно обеспечить требуемый уровень надежности оборудования, а также своевременное обслуживание с необходимым качеством предоставляемых услуг.
667
