CC BY
127
Зависимости толщины запорного органа от радиуса паза седла при различных давлениях (материал - сталь) (о) и угас разреза ф ■ 20° (б): 1 - 2500 Па; 2 - 40Э0 Па; 3 - 6000 Па; 4 - 10000 Па;
г. мм
и п 1*9 in 1М in М4 Г. ММ
различных материалов и обеспечивающих заданное равномерное давление на стенке паза седла клапана при различных диаметрах паза седла клапана.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
\ . А. с № 1229423 СССР, МКИ' Р 04 В 39/10. Р 16К 15/14. Прямоточный клапан/В. Т. Дмитриев,
Л. II. Фролов.С. Л. Волегов, Д. Г. Закиров(СССР). № 3812391/25-06; Заявлено 10.11.1984; Опубл. 07.05.1987. Бюл. № 7.
2. Кондратьева Т. Ф . Исаков В. П. Клапаны поршневых компрессоров. Л.: Машиностроение, 1983. 158 с.
3. Тимошенко С. П., Войновский-Кригер С. Пластинки и оболочки. М.: Наука. 1966. 635 с.
4. Френкель М. И. Поршневые компрессоры. Л.: Машиностроение, 1960. 656 с.
УДК 621.512
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕСУРСА ЗАМЫКАЮЩЕГО ОРГАНА КЛАПАНА ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
М. Л. Хазин, С. А. Волегов
Статья посвящена вопросам обоснования конструктивных параметров самопружиняшнх клапанов, в частности материалу замыкающего органа последних.
Ключевые аова: поршневые компрессоры, клапан, материал замыкающего органа.
The article is devoted to the study of design parameters of self-springing valve, the material of a closing mecahism of the latter, in particular.
Key words: piston compressors, valves, material of a closing mechanism.
В горнодобывающей, угольной и других отраслях промышленности широко используются поршневые компрессоры, работу которых. тепловой режим, производительность и удельный расход электроэнергии определяют
1Ю
в основном клапаны. Надежность работы клапана существенно зависит от качества материала запорного органа.
Потому необходимо обоснованно выбирать материал запорного органа, наиболее под-
ходящим к конкретному клапану и обеспечивающий его максимальную наработку на отказ в заданных условиях эксплуатации. К основным конструктивным параметрам замыкающего органа (ленты) относятся материал и геометрические характеристики ле1ггы.
Для выбора материала замыкающего органа (ленты), который можно использовать при заданных конструктивных параметрах клапана. предложено условие (1 ]:
гдеож предел выносливости; [ов] допускаемое напряжение изгиба.
11еравенство (I) описывает три возможных варианта.
1. Если текущее напряжение удовлетворяет условию ав < ол, то замыкающий орган, выполненный из принятого материала, в данной конструкции клапана может работать практически бесконечно, так как соблюдается условие упругой деформации материала.
2. Пели текущее напряжение <зя удовлетворяет условию а > [о<], то замыкающий орган разрушается, как только текущее напряжение превышает значение [ои]. Следовательно. при заданных конструктивно-технологических параметрах клапана применять выбранный материал замыкающего органа нерационально.
3. Если текущее напряжение удовлетворяет условию ал < ос<<д < [аи]. то в этом случае материал ленты подвергается циклической у пру го пластической деформации. При наличии циклической деформации в материале происходит накопление усталостной пластической деформации, что приводит к зарождению усталосл1ых микротрещин. В процессе эксплуатации клапана микротрещины в материале растут, сливаются, образуя усталостные трещины, что и приводит к разрушению детали.
В машиностроении, где детали могут подвергаться многим миллионам перемен нагрузки, необходимо знать предел усталости данного материала в условиях данных машины и детали (при конкретном виде нагруже-ния. концентрации напряжений, состоянии и способе упрочнения поверхности и др.). Кривые усталости в этом случае не столь важны, но обязательна уверенность, что перегрузоч.
вызывающих напряжения выше предела усталости. нет в «истории» нагружения.
Чаше всего для многоцикловой усталости применяется аппроксимация Басксна [5):
ЛГ(5)=С/5", (2)
где 5 - размах напряжений в цикле нагружс-ния, 5= о^ -от1п; С- константа, относящаяся к конкретному материалу или его состоянию: т - параметр, характеризующий угол наклона кривой Л^З) (в логарифмических координатах). Эта величина имеет порядок т = 3...8. Меньшие значения ш = 3...5 отвечают деталям машин и конструкций со сварными соединениями, канавками и надрезами, а более высокие - образцам и деталям машин с гладкой (и полированной) поверхностью.
Для материалов, у которых при испытаниях обнаруживается предел усталости (например. для сталей) и характер эксплуатационного нагруження конструкции позволяет принимать его во внимание, то выражение (2) можно записать [3]:
ЛГ(о)=ЛГ0(о.,/о.)-=ад (3)
где Л/ц-число циклов нагружения. отвечающее пределу усталости о_, (при симметричном циклическом нагружения); - амплитуда напряжения.
Сопротивление усталости образцов и конструкций из одного и того же материала зависит от состояния поверхности (грубо обработанная или тщательно отполированная), от вида нагружения и вида напряженного состояния (осевое растя жен нс-сжатис или циклический изгиб, изгиб при вращении), от присутствия в составе нагрузки постоянного компонента (асимметрии нагружения), роли среды, температу ры и т. п.
Максимальное напряжение в цикле нагружения. увеличивающееся благодаря среднему растягивающему напряжению, способствует преодолению трещиной структурных барьеров. границ зерен и развитию микротрещин в соседние зерна, подрастанию трещин.
Для сталей в машиностроении используется следующее соотношение С. В. Серснсена
И):
аЛ=о.,-уои, (4)
где у = (2а_, - а0)/о0 - коэффициент «чувствительности материала к среднему напряжс-
нию»; о0 - предел усталости при Я = 0, т. е. при пульсирующем растяжении. Для сталей невысокой прочности ц/ = 0.1 - 0.2; а для сталей повышенной прочности у = 0,2 -0,3.
Рассмотрим запорный орган клапана поршневого компрессора, выполненный в виде разрезного кольца (ленты) прямоугольного сечения шириной ¿и толщиной Л (см. рисунок).
Схема деформации разрезного кольца (ленты) в клапане: I - клапан закрыт; 2 - кланам открыт;
0>—диаметр ограничителя клапана (внутренний диаметр паза седла клапана); I) - наружный диаметр паза седла клапана
Для поршневых компрессоров запорные органы клапанов должны иметь характеристики. которые обеспечивали бы их высокую работоспособность и оптимальные технико-экономические пяряметры 1С таким параметрам относятся как толщина пластины (пружины) запорного органа клапана компрессора, так и материал, из которого она изготовлена. Особенно важны высокая долговечность клапана и рсмо1гтопригодность. так как они чаще, чем другие узлы компрессора, выходят из строя.
Запорный орган клапана подвергается действию напряжения изгиба при циклическом нагружении с постоянной величиной амплитуды и продолжительностью цикла нагруження.
В поршневых компрессорах общего назначения применяют клапаны с диаметрами пазов от 100 до 320 мм и толщиной ленты 0,3 -г- 0,5 мм.
Рассмотрим запорный орган (ленту), установленный в паз клапана с наружным диаметром 100 мм и выполненный из стали 65Г. Для стали 65Г после закалки с охлаждением в маслс о , = 340 МПа и (ои) = 210 МПа. Лента
имеет гладкую поверхность, сталь средне-прочная, поэтому принимаем у = 0,2. Тогда по соотношению Ссрснссна (4) ол = 340 - 0.2 х х 135 = 313 МПа.
Геометрические параметры запорного органа можно выразить через коэффициент прочности х = /Л фя =й-диаметр кольца из ленты перед установкой в клапан) (2].
Сравним два конструктивных варианта запорных органов, отличающихся значением коэффициентов прочности: х, = 100 и х; = 50.
В первом случае в процессе работы запорный орган подвергается напряжению изгиба, которое можно рассчитать по формуле (1)11]. о , ■ 238 МПа, следовательно, выполняется
ом»
условие о. а < оЛ, а число циклов работы
где значение М0 соответствует симметричному циклу.
Во втором случае, при х, = 50, значение °оба = ^32 МПа, т. е. выполняется условие < < (°»Ь и число циклов работы
"0=0.07*,,
т. е. запорный орган проработает непродолжительное время - в 257 раз меньше, чем в первом случае (18/0.07).
Таким образом, предложенное условие позволяет оценить ресурс запорного органа клапана поршневого компрессора.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Волегов С. А.. Хазин М. Л. Выбор конструктивно-технологических параметров запорного органа клашна поршневого компрессора // Изв. вузов. Горный журнал. 2010. № 4. С. 78-81.
2. Затетахин В А. Конструирование деталей механических устройств: справочник. Л.: Машиностроение. Ленннгр. отделение. 1990. 669 с.
3. Кочетов В Т.. Кочетов А/. В., Павленко А. Д. Сопротивление материалов. СПб: БХВ, 2004. 544 с.
4. Сереисен С. В Сопротивление материалов усталостному и хрупкому разрушению. М.: Машиностроение, 1975. 448 с.
5. ТчиоыенкоС. П. Сопротивление материалов Том 2. М.: Наука, 1956. 624 с.
УДК 622.44
ОСОБЕННОСТИ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА РАБОЧИХ КОЛЕС ШАХТНЫХ ДИАГОНАЛЬНЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ
Н. II. Косарев, М. В. Молчанов, Д. С. Долгих
Рассмотрение определение в первом приближении основных геометрических и кинематических параметров подвижных лопаточных венцов диагональных газовоздуходувных машин.
Ключевые слова: оссрадиальные воздуходу вные машины, подвижные лопаточные венцы, геометрические и кинематические параметры.
The definitions is considered in the first approximation of the basic geometric and kinematic physical parameters of moving blade rims of diagonal gas-air-blowing machines.
Key words: axis-radial air-blowing machines, mobile blade crowns, geometric and kinematic parameters.
В диагональных (оссрадиальных). так же как и в осевых газовоздуходувных машинах, поток на выходе из рабочего колеса является закрученным, так как он находится под влиянием центробежных сил. Закрученный поток кроме осевой (расходной) скорости С, абсолютной скорости С, с углом между их векторами а характеризуется также переносной (тангенциальной) скоростью Си. 11ри этом вектор расходной скорости составляет с осью вращения колеса угол у (см. рисунок) (эти кинематические параметры обычно пишутся с индексом «1» на входе и с индексом «2»- на выходе из колеса).
11а элементарную частицу газа массой «7ш в таком колесе действует элементарная центробежная сила
С2 ■ 1с:а = с/т ' ь со5 у, (I)
г
где г - текущий радиус лопаточного немца газовоздуходувной машины.
Уравнение (1) может быть также выражено через скорость закручивания Сы
С2
12)
г
Действие центробежной силы сказывается двояким образом. С одной стороны, под ее влиянием частицы воздуха прижимаются к корпусу вентилятора, что способству ет стабилизации течения и затягивает отрыв потока на
Схема течения воздушного потока в диагональной газовоздуходувной маште
его поверхности. С другой стороны, центробежная сила приводит к искривлению линии тока и усиливает тенденцию к отрыву потока от втулки колеса и внутренней области венти-
