Моделирование и расчет рабочих процессов прямозубого насоса тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.13, кандидат наук Григорьев, Александр Валерьевич

• Григорьев, Александр Валерьевич
• кандидат наук
• 2013

Оглавление диссертации кандидат наук Григорьев, Александр Валерьевич

Содержание

Актуальность работы

Научная новизна

Результаты

Практическая ценность

Публикации

Апробация работы

ВВЕДЕНИЕ

1. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ НАСОСОВ ОБЪЕМНОГО ДЕЙСТВИЯ И МЕТОДОВ РАСЧЕТА ИХ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ

1.1. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ ОБЪЕМНЫХ НАСОСОВ И РАВНОМЕРНОСТИ ИХ ПОДАЧИ

1.1.1. Поршневые насосы

1.1.2. Роторные насосы

1.2. АНАЛИЗ МЕТОДОВ РАСЧЕТА РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ В ОБЪЕМНЫХ НАСОСАХ

1.3. ВЫБОР ОБЪЕКТА ИССЛЕДОВАНИЯ, ПОСТАНОВКА ЦЕЛИ И ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЯ

2. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ПРЯМОЗУБОГО

НАСОСА

2.1. РАСЧЕТ ПРОЦЕССА СЖАТИЯ

2.2. РАСЧЕТ ПРОЦЕССОВ НАГНЕТАНИЯ И ВСАСЫВАНИЯ

2.2.1. Процесс нагнетания

2.2.2. Процесс всасывания

2.3. РАСЧЕТ ДИНАМИКИ ЗАПОРНОГО ОРГАНА САМОДЕЙСТВУЮЩЕГО КЛАПАНА

2.4. РАСЧЕТ МАССООБМЕНА

2.5. МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ ПРЯМОЗУБОГО НАСОСА ПОСРЕДСТВОМ к-е МОДЕЛИ ТУРБУЛЕНТНОСТИ

2.6. СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ОДНОПАРАМЕТРИЧЕСКОЙ КОМПЛЕКСНОЙ МОДЕЛИ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ПРЯМОЗУБОГО НАСОСА И МОДЕЛИ ДАННОГО НАСОСА ВЫПОЛНЕННОЙ С ПОМОЩЬЮ к-е МОДЕЛИ ТУРБУЛЕНТНОСТИ

3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПРЯМОЗУБОГО НАСОСА

3.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЙ УСТАНОВКИ

3.2. ОПИСАНИЕ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО СТЕНДА

3.2.1. Особенности технологии обеспечения размеров и сопряжений в

конструкции насоса

3.3. МЕТОДИКА ИЗМЕРЕНИЯ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ НАСОСА

3.3.1. Регистрация мгновенного давления

3.3.2. Измерение производительности и утечек

3.3.4. Измерение крутящего момента и мощности

3.4. ОБРАБОТКА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ДАННЫХ

3.5. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

3.5.1. Подтверждение адекватности математической модели

3.5.2. Исследование экономичности насоса

3.6. ИССЛЕДОВАНИЕ РАВНОМЕРНОСТИ СОЗДАВАЕМОЙ ПРЯМОЗУБЫМ НАСОСОМ ПОДАЧИ

4. АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ КОНСТРУКТИВНЫХ И РЕЖИМНЫХ ПАРАМЕТРОВ НА

РАБОТУ ПРЯМОЗУБОГО НАСОСА

4.1. АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ ДАВЛЕНИЯ НАГНЕТАНИЯ В ПРЯМОЗУБОМ НАСОСЕ

НА РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ

4.2. АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ВАЛА НА РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ПРЯМОЗУБОГО НАСОСА

4.3. АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕЙ ПОЛОСТИ

НА ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА

4.3.1. Влияние относительной высоты зуба

4.3.2. Влияние относительной ширины зуба и ротора

4.3.4. Влияние величины зазоров

4.4. НЕКОТОРЫЕ ВОПРОСЫ РЕАЛЬНОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ 150 ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

ЛИТЕРАТУРА

Актуальность работы

Все известные виды насосов имеют свойства, обусловленные особенностями конструкций и принципом действия. Ограниченные характеристики работы каждого вида этих машин существенно сужают их область применения. В связи с этим постоянно проводятся мероприятия по их усовершенствованию, одной из целей которых является расширение их функциональных возможностей. Однако, несмотря на то, что большая часть работ посвящена исследованию известных конструкций, постоянно увеличивается число новых технических решений, которые отличаются новыми функциональными возможностями. В связи с вышесказанным, создание и исследование новых конструкций насосов является актуальной задачей.

Одной из разновидности насосов являются машины объемного действия, которые получили большое распространение в различных отраслях промышленности (машиностроение, авиация, все виды флотов, фармацевтическая и пищевая промышленность и др.), сельского хозяйства, в бытовой технике, нефтегазовой отрасли и т.д.

Исходя из условий работы, к объемным насосам зачастую предъявляются достаточно жесткие требования: способность работать в широком диапазоне давления нагнетания и частоты вращения, иметь высокую надежность, равномерность подачи и высокий ресурс работы и т.д Очень часто эти требования оказываются противоречивыми, в связи с чем промышленность выпускает большое разнообразие насосов объемного действия, удовлетворяющих тем или иным конкретным требованиям. Стоит заметить что, значительное влияние на ресурс и надежность работы насоса оказывает именно равномерность подачи и, как следствие, равномерность давления. Неравномерность этих характеристик приводит к появлению пульсирующих нагрузок, действующих на рабочие органы насосов, и тем самым снижают их ресурс и надежность.

Существующие пути снижения неравномерности подачи либо не полностью устраняют данный фактор (увеличение числа рабочих органов, например в поршневых, аксиально-поршневых насосах), либо приводят к значительному повышению габаритных размеров насосной установки (воздушные колпаки), что не всегда приемлемо.

Таким образом, создание насоса объемного действия обладающего равномерной подачей является актуальной задачей.

Научная новизна:

- На основе анализа существующих типов насосов объемного действия и их характеристик обоснована и технически реализована оригинальная конструкция - прямозубый бицилиндрический насос объемного действия, -характеризующаяся важнейшим эксплуатационным свойством - теоретически равномерной подачей.

- Разработана новая математическая модель прямозубого насоса, позволяющая рассчитывать его рабочие процессы и интегральные характеристики с учетом особенностей конструкции, а также выявлены основные конструктивные и режимные параметры, влияющие на характеристики этого насоса.

- Впервые установлены зависимости энергетических и расходных характеристик прямозубого насоса от его конструктивных и режимных параметров, позволяющие определить их диапазоны, при которых наблюдается его наиболее эффективная работа.

Результаты

1. Предложена новая конструкция насоса объемного действия (прямозубого бицилиндрического насоса) обладающая высокой равномерностью теоретической подачи. Конструкция защищена патентами на полезную модель, хорошо уравновешена, компактна, проста и технологична,

что существенно расширяет область ее применения, имеет высокие энергетические и массогабаритные показатели.

2. Обоснована целесообразность разработки нового подхода к описанию рабочих процессов, протекающих в насосах объемного действия. Новый подход использован при создании математической модели рабочих процессов оригинального технического решения - прямозубого насоса.

Разработана новая математическая модель рабочих процессов прямозубого насоса, включающая расчет процессов сжатия, нагнетания, всасывания и расчет всех утечек через неплотности насоса и позволяющая изучать влияние конструктивных и режимных параметров на работу исследуемого агрегата.

3. Основными режимными параметрами прямозубого насоса, влияющими на его выходные характеристики, являются давление нагнетания р„ и частота вращения ротора по0. На основе математической модели были установлены зависимости объемного КПД ц0б, индикаторной работы Ах, относительных потерь работы в соответствующих процессах от ри и поб. Максимальное значение ц0а достигается при частоте вращения ротора /|О0=175О мин-1. Значительное увеличение относительных потерь работы на всасывании и нагнетании наблюдается с уменьшением р„ ниже 4 МПа. В интервалерп 1...4 МПа данные потери составляют 1,3% на всасывании и 3% на нагнетании. Интенсивное увеличение относительных потерь работы также наблюдается с увеличением поб свыше 1500 мин-1.

4. Важнейшими конструктивными параметрами являются относительные величины высоты Ир и ширины Ьр зуба ротора, а также величина торцевых зазоров ЗТ. При проведении численного анализа установлено что, при кр = 0,32 и Ьр = 0,5 объемный КПД насоса имеет максимальное значение. С увеличением кр и Ьр относительные утечки через зазоры рабочих камер уменьшаются. Величина торцевых зазоров дТ свыше 0,15мкм приводит к интенсивному снижению //„£.

5. Расчетным путем установлена зависимость мгновенной подачи жидкости в линию нагнетания. В ходе исследований неравномерность подачи (экспериментального) модельного образца составила около 2,5%, значительное влияние на равномерность оказывают характеристики самодействующих клапанов нагнетания - высота подъема и масса запорного элемента, жесткость и предварительный натяг пружины.

6. Установлена зависимость кинематической неравномерности А подачи первой камеры насоса от относительной высоты зуба ротора кр. С увеличением кр нелинейно монотонно увеличивается А ив интервале /^=0,1-0,4 составляет 1,15-1,4 соответственно.

Проведено моделирование рабочих процессов прямозубого насоса в пакете АпэуБ СИХ с использованием к-е модели турбулентности и сравнение полученных результатов с результатами комплексной однопараметрической математической модели рабочих процессов прямозубого насоса, включающей расчет процессов сжатия, нагнетания, всасывания. Установлено расхождение в расчетах около 2-5% и кратное снижение времени при использовании разработанных методов расчета, что очень важно для проведения многопараметрической оптимизации.

7. Экспериментальными исследованиями (опытного) модельного образца прямозубого насоса была установлена работоспособность конструкции и получены экспериментальные данные. Сопоставление обработанных экспериментальных данных и теоретических сведений показали их хорошее совпадение, что подтверждает адекватность разработанной математической модели. Созданная конструкция прямозубого насоса и стенд для ее исследования внедрены в учебный процесс при изучении курсов «Объемные гидромашины и гидропередачи», для студентов, обучающихся по специальности 150802 «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика».

8. На основании результатов экспериментальных исследований и численного моделирования работы прямозубого насоса можно дать следующие рекомендации для конструктора и проектировщика гидравлических машин:

• По экономичности прямозубый насос не уступает другим типам объемных гидромашин в интервале давлений нагнетания 1-13 МПа.

• Частота вращения ротора должна лежать в диапазоне 1250-2000 об/мин.

• Увеличение отношения ширины ротора к его радиусу (Ьр) более желательно, чем отношение высоты зуба к радиусу ротора (!гр) и значения этих параметров предпочтительны в диапазонах Ьр=0,35-0,65; /1^=0,2—0,4.

• Значения зазоров должно быть не более дТ =15 мкм, <52)1? = 20 мкм, <52) = 20 мкм, <52? = 20 мкм, а их увеличение приводит к снижению основных рабочих показателей прямозубого насоса.

9. Рекомендации по проектированию бицилиндрического прямозубого насоса внедрены на производственном предприятии ООО "Завод "Омскгидропривод".

Практическая ценность

1. Предложен новый подход к математическому моделированию рабочих процессов насосов объемного действия, позволяющий строить алгоритмы расчета гидравлически сложных агрегатов.

2. Разработан пилотный образец прямозубого насоса широкой сферы применения и проведено его экспериментальное исследование, подтвердившее работоспособность и высокую энергетическую эффективность при сравнительно несложных использованных технологических решениях.

3. Разработаны и внедрены на производственном предприятии ООО "Завод "Омскгидропривод" рекомендации по проектированию прямозубого насоса.

4. Конструкция насоса и созданный стенд для ее исследования внедрены в учебный процесс при изучении курса «Объемные гидромашины и

гидропередачи», для студентов, обучающихся по специальности 150802 «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика».

Публикации

Основное содержание работы отражено в 10 опубликованных работах, в их числе 2 патента и 6 статей, опубликованных в изданиях, рекомендованных ВАК.

Апробация работы

Основные положения диссертации докладывались и получили положительную оценку на регулярных научных семинарах кафедры ГМиТМ ОмГТУ (2008-2013 гг.), на межкафедральном семинаре ОмГТУ (2011 г.), на Всероссийской молодежной НТК «Россия молодая» (Омск, 2009 г.), на Региональной НТК «Омский регион - месторождение возможностей», на международной научно-практической Интернет-конференции «Современные направления теоретических и прикладных исследований '2012».

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Моделирование и расчет рабочих процессов прямозубого насоса»

ВВЕДЕНИЕ

Насосы объемного действия получили большое распространение в различных отраслях промышленности (машиностроение, робототехника, авиация, все виды флотов, фармацевтическая и пищевая промышленность и др.), сельского хозяйства, в бытовой технике, нефтегазовой отрасли и т.д.

Исходя из условий работы, к объемным насосам зачастую предъявляются достаточно жесткие требования. В основном данный вид насосов, согласно предъявляемым требованиям, должен иметь способность работать в широком диапазоне давления нагнетания и частоты вращения, иметь высокую надежность, равномерность подачи и высокий ресурс работы.

Однако условия работы при больших давлениях, частотах, с равномерной подачей и требования высокого ресурса и надежности явно противоречивы. В связи, с этим появилось большое разнообразие насосов объемного действия, удовлетворяющих тем или иным конкретным требованиям. Стоит заметить что, значительное влияние на ресурс и надежность работы насоса оказывает именно равномерность подачи и, как следствие, равномерность давления. Неравномерность подачи (давления) приводит к проявлению пульсирующих нагрузок, действующих на рабочие органы насосов, и тем самым снижают их ресурс и надежность.

Существующие пути снижения неравномерности подачи либо не полностью устраняют данный фактор (увеличение числа рабочих органов, например в поршневых, аксиально-поршневых насосах), либо приводят к значительному повышению габаритных размеров насосной установки (воздушные колпаки), что не всегда приемлемо. Однако существуют и технические решения, в которых предположительно подача равномерна (насосы с вращающимися поршнями). Но стоит заметить, что эти насосы, относятся к высокотехнологичным машинам, в связи, с чем имеют узкую область применения, к тому, же рассчитаны на сравнительно небольшие нагрузки. Также в данных гидромашинах вследствие износа синхронизирующих шестерней возникает изменение кинематики

рабочих органов, что приводит к созданию насосом неравномерной подачи, а в дальнейшем и возможности «заклинивания» рабочих элементов.

Таким образом, создание насоса объемного действия обладающего равномерной подачей и наряду с этим простой технологией изготовления и как следствие высокой надежности работы является актуальной задачей.

1. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ ОБЪЕМНЫХ НАСОСОВ И МЕТОДОВ РАСЧЕТА ИХ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ

Как было отмечено выше, неравномерность подачи является одной из причин, влияющих на надежность и ресурс работы насосов объемного действия. Также известно, что в настоящее время существует огромное количество технических решений посвященных созданию объемных насосов. В связи с этим следует провести анализ известных конструкций насосов объемного типа с целью выявления их свойств (преимуществ и недостатков), в том числе - проанализировать, какой равномерностью подачи обладает каждое из известных технических решений.

1.1. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ ОБЪЕМНЫХ НАСОСОВ И РАВНОМЕРНОСТИ ИХ ПОДАЧИ

Согласно обобщенной классификации приводимой, например, профессором Баштой Т.М. [3, 4], насосы объемного действия делятся на два класса, поршневые и роторные.

1.1.1. Поршневые насосы

Поршневые насосы характеризуются высокой производительностью и давлением нагнетания, обладают большой высотой самовсасывания и имеют высокое значение коэффициента подачи, однако, при этом они имеют большие мас-согабаритные показатели и плохую равномерность подачи [1-4]. В свою очередь роторные насосы характеризуются сравнительно равномерной подачи, могут перекачивать жидкость в широком диапазоне вязкости, обладают быстроходностью, имеют малый удельный объем и массу, приходящиеся на единицу мощности [2-8].

При информационном обзоре было установлено, что идеи, направленные на совершенствовании поршневых насосов, лежат в модернизации механизмов привода рабочего органа и в разработке надежных распределительных устройств, что свидетельствуется, например работами [92-94].

На рис. 1.1.1. показана схема поршневого насоса в одноцилиндровом исполнении.

Из кинематической схемы, представленной на рис. 1.1.1, видно, что при вращении кривошипа 1, поршень 4, шарнирно связанный с шатуном 2, будет совершать возвратно-поступательные движения в цилиндре 5, причем за один оборот кривошипа поршень совершит два хода, из которых один используется для всасывания, а другой — для нагнетания жидкости. Для обеспечения процессов нагнетания и всасывания насос снабжен двумя самодействующими клапанами — всасывающим 5 и нагнетательным 6, первый из которых соединен с линией всасывания, и второй — с линией питания гидросистемы (нагнетательной линией).

V

/ О. 2

\Г\

<02 у

/ X

Ь-2г

а

Ь-2г

Рис. 1.1.1. Кинематическая схема одноцилиндрового насоса с криво-шипно-шатунным приводом поршня.

При ходе поршня 4 вправо объем рабочей камеры (цилиндра) уменьшается и жидкость вытесняется через клапан 6 в нагнетательную линию; при ходе влево объем рабочей камеры увеличивается, в результате чего в цилиндре создается разрежение, и жидкость, открыв под действием перепада давления клапан 5, будет поступать из линии всасывания.

Из принципа действия одноцилиндрового поршневого насоса ясно, что в процессе всасывания жидкость в линию нагнетания поступать не будет, т.е. в это время будет отсутствовать подача. Кроме этого в процессе нагнетания по-

дача жидкости будет переменной, т.к. она зависит от площади сечения рабочего элемента и скорости его движения выражения (1.1.1), (1.1.2).

с!(2 = Г(Н>1 (1.1.1)

Где с11г = уск = согБтуЖ — путь пройденный поршнем за бесконечно малый промежуток времени V - скорость поршня, со, г - угловая скорость кривошипа и его радиус.

сК£ = Р-со-х-Ъ'ту(112)

Профессор Т.М. Башта в своих работах [3, 4] приводит коэффициент, которым оценивается неравномерность создаваемой насосом подачи (коэффициент неравномерности подачи):

бгпах бтт

А = ■

-ср

(1.1.3)

где Отах, С)тт, С>ср - максимальное, минимальное и среднее значение пода-

чи.

Для рассматриваемого насоса этот коэффициент равен:

д = Йпах = Ргоа =2яп=„ Яср ?2гп 2п

(1.1.4)

График мгновенной подачи поршневого насоса простого (одинарного) действия в зависимости от текущего угла поворота кривошипа представлен на рис 1.1.2.

б

1

Нагнетание

' 1 1 ^ .

О ж/2 ж , Зж/4 / 2ж

О

____Всасывание

Рис. 1.1.2. График мгновенной подачи поршневого насоса одинарного действия.

Таким образом, неравномерность подачи у поршневого одинарного действия имеет очень высокие как суммарные, так и мгновенные значения, что не допускает его использования в ряде случаев, например в некоторых системах гидропривода.

У поршневых насосов двойного действия рис. 1.1.3. неравномерность подачи сокращается почти вдвое. Однако, значения неравномерности подачи также велики, что в большинстве случаев недопустимо.

О к/2 к Зк/4 2к

у=011

Рис. 1.1.3. Принципиальная схема поршневого насоса двойного действия и график его подачи.

Начиная с 23-30г. XX века поршневые насосы активно вытесняются роторными насосами объемного действия. Это объясняется значительными преимуществами, имеющимися у насосов данного типа [2-8]. Например, большое количество типов роторных насосов имеет конструктивное исполнение проще, чем у поршневых, вследствие этого они имеют сравнительно недорогие. Благодаря тому, что в роторных насосах происходят одновременно процессы всасывания и нагнетания, и после вытеснения одной порции рабочей жидкости сразу же начинается вытеснение в линию нагнетания следующей порции жидкости, подача данного типа машин сравнительно равномерна. Кроме того роторные насосы отличаются высокой быстроходностью, которая находятся в пределах 2000-5000 мин"1, причем нижний предел соответствует большим насосам, а верхний - малым. Благодаря своей быстроходности роторные насосы, имеют

малый удельный объем и массу, приходящиеся на единицу мощности. Отсутствие клапанов в роторных насосах (особенно - на всасывающей линии) позволяет насосу перекачивать жидкость в широком диапазоне вязкости.

1.1.2. Роторные насосы

На сегодняшний день область применения роторных гидравлических машин является достаточно широкой, что способствует интенсивному развитию новых конструкций машин данного типа, а также модернизации известных технических решений [9-39]. В связи с этим теоретическому и экспериментальному исследованию роторных насосов посвящено достаточное количество исследований [43, 44, 77-91].

Как было отмечено выше, в виду наличия значительных достоинств, постоянно проводятся работы по созданию новых конструкций роторных насосов объемного действия и совершенствуются существующие.

Анализ известных в настоящее время технических решений, воплощающих конструкции роторных насосов объемного действия, позволил выявить четыре типа таких машин: зубчатые (коловратные), роторно-поршневые, пластинчатые (шиберные) и насосы с вращающимися поршнями (ролико-лопастные, кулачковые).

Роторно-поршневые насосы подразделяются на аксиально-поршневые и радиально-поршневые. Машины данного типа, хотя и относятся к типу роторных, у них - как и в поршневых, рабочий процесс осуществляется при изменении рабочих объемов путем возвратно-поступательного движении поршней, что усложняет их конструкцию использованием сложных механизмов приводов и распределительных устройств. Конструкции таких насосов по сравнению с зубчатыми, пластинчатыми и ролико-лопастными, согласно работам [9-12] гораздо сложнее. То есть, можно констатировать, что роторно-поршневые насосы по конструктивным признакам проигрывают другим роторным машинам.

Конструкции роторно-поршневых насосов и их принцип действия достаточно хорошо описаны, например, в работах Орлова Ю.М. [2, 40]

Аксиально-поршневая (плунжерная) - это объемная гидромашина, оси поршней (плунжеров) которой составляют с осью блока цилиндров угол менее 45° или параллельны ей.

Аксиально-поршневые гидромашины могут быть выполнены по двум различным схемам: с качающейся шайбой и с наклонной шайбой.

На рис. 1.1.4 показана упрощенная конструктивная схема аксиально-поршневого насоса с наклонным блоком цилиндров.

Ротор насоса состоит из вала 1 и шайбы 4, выполненных в виде одной детали. В качестве опоры вала применяются радиально-упорные подшипники 3, воспринимающие нагрузки со стороны шайбы и передающие их на корпус 2. Вращение вала 1 передается блоку цилиндров 10 через двойной кардан 7. Опорами блока цилиндров служат подшипник скольжения 15, в котором расположен хвостовик 16, и плоскость торцового распределительного золотника 12. В цилиндрических расточках 11 блока установлены поршни 9, связанные с шайбой 4 при помощи шатунов 6 и сферических соединений 5 и 8.

Блок 10 при помощи специальной пружины и сил давления цилиндров прижимается торцом к рабочей поверхности распределительного золотника 12 и одновременно прижимает его к крышке 13 корпуса. Каждый цилиндр 11 имеет Специальное отверстие 18, выходящее на торец блока. Торцовый распределительный золотник 12 имеет два сквозных рабочих окна 19 и 20 серповидном формы и специальный паз 21 для штифта, исключающего вращение распределительного золотника вокруг своей оси. В крышке 13 корпуса выполнены канавки серповидной формы, состыкованные с соответствующими окнами торцо вого распределительного золотника. Канавки в крышке корпуса переходят в отверстия 14 и 17, в которые устанавливаются штуцеры насоса. При вращении блока отверстие 18 каждого цилиндра половину полного оборота связано с одним рабочим окном распределительного золотника, а другую половину - с другим окном.

Рис. 1.1.4. Конструктивная схема аксиально-поршневого насоса с наклонным блоком

по 6- 5

по С-С

Если ось блока цилиндров 10 наклонена к оси вала 1 на некоторый угол а, то при вращении ротора гидромашины по часовой стрелке (если смотреть на вал со стороны блока цилиндров) за счет изменения расстояния между торцом шайбы 4 и передним торцом блока цилиндров поршни 9 совершают возвратно-поступательное движение. При этом поршни, расположенные за плоскостью чертежа, входят в цилиндрические расточки, вытесняя из них жидкость и осуществляя процесс нагнетания, а поршни, расположенные выше плоскости чертежа, выдвигаются из цилиндров, обеспечивая процесс всасывания. В соответствии с этим окно 19 торцового распределительного золотника вместе с канавкой крышки 13 и штуцером является полостью нагнетания насоса, а окно 20 зо-

лотника с соответствующей канавкой крышки и штуцером — полостью всасывания. Так обеспечивается последовательное подключение каждого цилиндра насоса то к зоне нагнетания, то к зоне всасывания.

Из принципа действия аксиально-поршневого насоса ясно, что по сути он представляет собой несколько собранных в одном корпусе поршневых насосов, ход которых зависит от угла наклона цилиндрового блока.

Если рассматривать подачу аксиального насоса, то из кинематики движения поршней видно, что она носит неравномерный пульсирующий характер. Подача такой машины складывается из подач отдельных поршней сообщенных с линией нагнетания в данный момент времени и равна:

» и

б = П со/пБт а^ (1.1.4)

где Q, д, - мгновенные значения подач насоса и г'-го поршня, п - число цилиндров соединенных в данный момент с линией нагнетания, г/ - радиус окружности заделки шатунов в диске, со - угловая скорость, /„ - площадь поршня, а -угол наклона блока цилиндров, /?, - текущий угол поворота /-го поршня.

Из формулы (1.1.4) ясно, что подача аксиального насоса определяется ха-

п

рактером функции и приближенно изображается кусочно-непрерывной

1=1

функцией в виде отрезков синусоид рис. 1.1.5.

О ж/2 к Зж/4 2ж Р

Рис. 1.1.5. График подачи аксиально-поршневого насоса

На рис. 1.1.6 показана конструктивная схема радиально-плунжерного насоса. Блок цилиндров 6 гидромашины выполнен в виде барабана с центральным отверстием, при помощи которого он установлен на горизонтальной цапфе 7.

Рис. 1.1.6. Конструктивная схема радиально-плунженого насоса.

В среднем вертикальном поперечном сечении блока имеются радиальные колодцы-цилиндры 9, заканчивающиеся отверстиями 11, выходящими на поверхность центрального отверстия. В цилиндрах 9 установлены плунжеры 5, головки которых прижаты к внутренней поверхности кольца статора 4. Блок цилиндров с передней стороны связан с валом гидромашины, установленным на подшипнике.

Цапфа 7 с задней стороны закреплена в корпусе гидромашины. Она имеет четыре продольных сверления 8 и 15, которые с переднего конца закрыты специальными пробками.

На цапфе выполнены четыре поперечных фрезеровки - две верхние и две нижние. На рисунке показана верхняя 10 и нижняя 12 фрезеровки, расположенные в плоскости, проходящей через оси рабочих цилиндров. Первая фрезеровка вскрывает два верхних сверления 8, а вторая - два нижних сверления 15.

Такие же фрезеровки выполнены на противоположном конце цапфы. К ним подведены каналы, связанные с отверстиями на корпусе насоса.

Если сместить кольцо статора 4 влево, как показано на рисунке, до обеспечения эксцентриситета е между осями ротора и статора, и сообщить вращательное движение приводному валу и блоку цилиндров в направлении по часовой стрелке, то плунжеры 5 будут совершать возвратно-поступательное движение.

При этом плунжеры, расположенные выше горизонтальной оси, будут входить в цилиндры 9, вытесняя рабочую жидкость через отверстия 11 в полость верхней фрезеровки 12, которая образует зону нагнетания и выполняет такие же функции, как окно торцового распределительного золотника.

Вытесняемая жидкость проходит через сверления 8 в район другой фрезеровки и далее по каналу в корпусе насоса и трубопроводам к потребителю.

Плунжеры, расположенные ниже горизонтальной оси, будут выходить из цилиндров, обеспечивая процесс всасывания. В этом случае рабочая жидкость поступает из бака по трубопроводам, гидравлическим каналам в корпусе насоса и по сверлениям 15 в Полость нижней фрезеровки 12 и далее через отверстия 11. в полости рабочих цилиндров.

Для перемещения кольца статора 4 служит механизм управления, состоящий из цилиндрических расточек в корпусе 1 гидромашины, в которых расположены плунжеры 2 и 13 с пружинами 3 и 14.

При изменении величины эксцентриситета е между осями ротора и статора и при сохранении заданной частоты вращения ротора изменяется ход плунжеров гидромашины и, соответственно, изменяется производительность.

Подача радиально-плунжерного насоса также как и у аксиального складывается из подач отдельных поршней сообщенных с линией нагнетания в данный момент времени выражение (1.1.5).

» п

я=Е ь =X57,7 А (1.1.5)

/=1 /=1

В связи с этим пульсации подачи такого насоса имеют такой же характер как показано на рис. 1.1.5.

Из работ Башты Т.М. [3, 4, 41] известно, что неравномерность кинематической подачи аксиальных и радиальных насосов при нечетном числе поршней гораздо ниже, чем при четном, и в при увеличении числа поршней до 11 может принимать небольшие значения. Однако это приводит к значительному увеличению массогабаритных параметров таких насосов и кроме того увеличивая число рабочих элементов значительно снижается надежность работы насоса. Стоит также заметить, что в своих работах Орлов Ю.М. [2, 40] на основе исследований рабочих процессов многоплунжерного насоса отмечает, что динамические процессы, происходящие в рабочих каналах многоплунжерных насосов, имеет более значимое влияние, чем кинематика данных машин. Это свидетельствует о том, что неравномерность подачи таких насосов при изменении числа рабочих органов, большого изменения не испытывает.

При обзоре литературных и патентных источников обнаружено большое количество конструкций зубчатых насосов. В общем случае зубчатые гидромашины представлены несколькими классами. Проводя обзор их конструкций, было установлено что, все насосы зубчатого типа можно свести к трем классам: шестеренные, винтовые, кулачковые.

В целом все конструкции шестеренных насосов разделяются на два вида -внешнего и внутреннего зацепления. В создании новых конструкций машин данного класса ставятся следующие задачи: увеличение КПД путем снижения объемных потерь, снижение массогабаритных параметров, увеличение ресурса работы и повышение кавитационного запаса на всасывании.

Так, например, в конструкциях [13-15] идеи направлены на снижение торцевых утечек путем компенсации торцевых зазоров. В насосах [16-18] речь идет об увеличении срока службы. Конструкции [19, 20] увеличивают кавита-

ционный запас гидромашины данного типа. Снижение массогабаритных параметров шестеренных насосов достигается переходом от конструкции насоса внешнего зацепления к машинам внутреннего зацепления [21-23].

Класс винтовых насосов отличается от шестеренных направлением перемещения жидкости, в которых движение рабочей среды осуществляется параллельно осям вращения рабочих органов. Конструкции винтовых насосов можно разделить на два вида - насосы с одним рабочим органом и многовинтовые машины. В целом работы по развитию конструкций насосов данного класса направлены на снижение себестоимости производства этих машин. Конструкции одновинтовых насосов можно представить работами [24-26] и многовинтовых -[27-29].

Помимо наиболее развитых шестеренных и винтовых гидромашин существуют конструкции так называемых кулачковых насосов описанных, например, в работе [5].

Обзор конструкций пластинчатых роторных насосов показал, что в сравнении с зубчатыми, их значительно меньше. Совершенствование насосов данной группы направлено на повышение ресурса их работы, ввиду того что пластины таких насосов подвержены большому износу при перемещении в пазах ротора. Конструкции таких насосов описаны в работах [30-35].

Отдельный тип роторных насосов объемного действия представляют ро-лико-лопастные насосы.

Конструкции насосов выше приведенного типа представляются работами [36-39]. Ниже приведены обобщенные конструктивные схемы таких машин.

На рис. 1.1.1. показана схема наиболее типичного шестеренного насоса внешнего зацепления. Принцип действия шестеренного насоса внешнего зацепления заключается в следующем, при вращении шестерен жидкость в междузубовых впадинах, переносится из полости с/ всасывания в полость с нагнетания, образованой корпусом насоса и зубьями а/, 6/ и а2, Ь2. Поверхности зубьев а/ и а2 омываемые жидкостью под давлением р2, вытесняют большее количество

рабочей жидкости при вращении шестерен, чем может поместиться в пространстве, высвобождаемом зацепляющимися зубьями Ь/ и Ь2. В результате этого, в линию нагнетания насоса, вытесняется разность объемов, описываемых рабочими поверхностями данных двух пар зубьев.

Рг

Рис. 1.1.7. Конструктивная схема шестеренного насоса внешнего зацепления:

1. Шестерня. 2. Корпус насоса.

с/ - Полость всасывания. С - Полость нагнетания. Ь - ширина рабочей камеры. Ь - межосевое расстояние. Я - внешний радиус шестерни.

Шестеренный насос является самым простым из роторно-вращательных (элементы рабочих органов совершают только вращательное движение) т.к. его рабочие органы в отличие от других (винтовых, кулачковых) выполняют одновременно роль синхронизатора. Однако, как описано в литературе, в данном классе зубчатых гидромашин имеются серьезные недостатки. Срок службы таких насосов невелик из-за того, что шестерни в процессе работы изнашиваются, и в связи с этим происходит разгерметизация камер всасывания и нагнетания. Также большим недостатком является неравномерность подачи, которая значительно превышает неравномерность подачи некоторых других роторных объемных машин. Для снижения неравномерности подачи в данной конструкции увеличивают количество зубьев на шестернях. Но это приводит, при сохранении рабочего объема, к необходимости увеличения либо радиуса шестерен, ли-

бо ширины рабочей камеры, что негативно сказывается на массогабаритных параметрах машины. Также равномерность подачи увеличивают применением косозубых и шевронных шестерней, но это приводит к усложнению конструкции шестеренных насосов. Необходимо отметить, что наиболее простой шестеренный насос внешнего зацепления имеет относительно большие габаритные размеры и массу. Использование шестеренных насосов внутреннего зацепления отличается повышенными массогабаритными параметрами, отсутствием контактного трения между шестернями (особенно с циклоидальным зацеплением), но реализация их преимуществ требует большой точности изготовления. Еще одним существенным недостатком шестеренных насосов является наличие потерь на входе во вращающуюся камеру и потерь на преодоление центробежных сил вращающейся в камере жидкости, присущими всем роторным насосам.

Описание неравномерности подачи шестеренного насоса приводится Юдиным Е.М. [6]. Согласно работам Юдина Е.М. мгновенная подача (пульсация потока жидкости) создаваемая шестеренным насосам описывается общим уравнением:

Ъ\ (/г, + /г,) + Л,2 + — А? -

г \ —

1 X*

Ч г2 У

(1.1.6).

где г и г2 - радиусы ведущей и ведомой шестерней, Ни Н2- высота зуба ведущей и ведомой шестерни, х - расстояние от полюса зацепления, - основной шаг зубчатого зацепления, со\ - угловая скорость ведущей шестерни, В - ширина шестерни.

Из данной формулы следует, что максимальная подача имеет место при х=0, т.е. в момент касания зубьев в полюсе зацепления, и по мере удаления точки зацепления от полюса подача убывает по параболическому закону [6].

Зависимость мгновенной подачи от угла поворота показана на рис. 1.1.7.

Зацепление

^^^^^ В П°ЛЮСе

а

Начало

зацепления

зацепления

Р

Рис. 1.1.8. График мгновенной подачи шестеренного насоса

Неравномерность подачи для шестеренного насоса оценивается выражением:

В работе [3] говорится о том, что шестеренный насос имеет очень плохую равномерность подачи по сравнению с другими роторными насосами и численные значения неравномерности производительности такого насоса находятся в диапазоне 0,4-0,1. Однако при неравномерности 0,15 число зубьев шестеренного насоса увеличивается до 15-ти, что негативно сказывается на габаритных характеристиках, а также надежности работы.

Наиболее распространенным из винтовых насосов является трехвинтовой насос с двухзаходными винтами [3], показанный на рисунке 1.1.2.

При вращении ведущего 1 и ведомых 3 винтов изолированные камеры образованные зацепляющимися поверхностями этих винтов перемещаются поступательно. В начале рабочего цикла каждая из камер сообщается с областью подвода рабочей жидкости, а в конце - с областью отвода, куда перенесенная жидкость вытесняется боковыми поверхностями 7 ведущих и ведомых винтов.

(1.1.7)

2г,(А, +к2) + /г,2 + —/г22

Рис. 1.1.9. Конструктивная схема трехвинтового насоса с циклоидальным герметичным зацеплением:

1. Ведущий винт. 2. Внутренние сверления для компенсации осевых усилий. 3. Ведомые винты. 4. Обойма. 5. Камера всасывания. 6. Упорные подшипники. 7. Боковые поверхности винтов.

Винтовой насос является гидромашинной, характеризующейся особо малой неравномерностью подачи, отсутствием пульсации давления в защемленных объемах и бесшумностью работы. К тому же, этот класс насосов является самым уравновешенным, и вследствие этого допускает очень высокие частоты вращения - до 18000 мин"1 и производительность до 15000 л/мин.

Наряду с этими преимуществами у насоса данного типа (имеется) очень сложная геометрия винтов, которая в местах сопряжения боковых поверхностей зубьев должна герметично разделять рабочие камеры линиями касания, а

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Григорьев, Александр Валерьевич, 2013 год

ЛИТЕРАТУРА

1. Горшков A.M. Насосы / A.M. Горшков: - M.: Горэнергоиздат, 1947. - 188 с.

2. Орлов, Ю. М. Объемные гидравлические машины. Конструкция, проектирование, расчет. / Ю. М. Орлов. - М. : Машиностроение, 2006. - 222 с.

3. Башта, Т.М. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/ Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б. Некрасов, О.В. Байбаков, Ю.Л. Кирилловский. - М.: Машиностроение, 1982.-423 с.

4. Башта, Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. / Т.М. Башта — М.: Машиностроение, 1974. - 606с.

5. Чиняев, И.А. Роторные насосы / И.А. Чиняев, - М.: Машиностроение, 1969, -216с.

6. Юдин, Е.М. Шестеренные насосы. Основные параметры и их расчет / Е.М. Юдин -М.: Машиностроение, 1964. - 236с.

7. Рыбкин, Е.А. Шестеренные насосы для металлорежущих станков / Е.А. Рыбкин, A.A. Усов. - М.: Машгиз, 1960. - 186с.

8. Зайченко И.З. Пластинчатые насосы и гидромоторы / И.З. Зайченко, Л.М. Мышлевский. -М.: Машиностроение, 1970. -265с.

9. Пат. РФ № 2246036. Аксиально-поршневая гидромашина. Гришин Д.К. Российский университет дружбы народов. - № 2001100110/06. Заявлено 03.01.2001. Опубл. 10.02.2005. -Бюл. № 04.

10. Пат. РФ № 2275531. Аксиально-поршневая гидромашина с регулируемым рабочим объемом. Караваев В.А., Ковязин Л.Ф., Петров А.Н., Якшин Д.В. Открытое акционерное общество "Пневмостроймашина". - № 2004131127/06. Заявлено 25.10.2004. Опубл. 27.04.2006. - Бюл. № 12.

11. Пат. РФ № 2300015. Аксиально-поршневая реверсивная объемно-роторная гидромашина. Кондаков Л.А. Кондаков Л.А.. - № 2005106108/06. Заявлено 05.03.2005. Опубл. 27.05.2007. -Бюл. № 15.

12. Пат. РФ № 2341683. Радиально-поршневая гидромашина многократного действия. Вакалюк A.A., Таугер В.М., Ефимов A.B. Уральский

государственный университет путей сообщения. - № 2007117414/06. Заявлено

10.05.2007. Опубл. 20.12.2008. - Бюл. № 25.

13. Пат. РФ № 2291986. Шестеренный насос. Поскребышев В.А., Исько А.Б., Егоров Д.В., Тарновская Е.В. Братский государственный университет. - № 2005124902/06. Заявлено 04.08.2005. Опубл. 20.01.2007. - Бюл. № 02.

14. Пат. РФ № 2384738. Шестеренный насос. Макасеев JI.A., Кемов В.Ф. Омское машиностроительное конструкторское бюро. - № 2008140828/06. Заявлено 14.10.2008. Опубл. 20.03.2010. - Бюл. № 08.

15. Пат. РФ № 76403. Шестеренный насос. Кашафутдинов З.М., Кашафутдинов Р.З. КАМАЗ-Металлургия. - № 2008112418/22. Заявлено 31.03.2008. Опубл.

20.09.2008.-Бюл. №26.

16. Пат. РФ № 2263822. Шестеренный насос. Шлипф Э.Р., Хайдемейер П, Хертер Р. Коперион Вернер энд Пфлайдерер ГмбХ энд Ко.КГ (DE). - № 2002133440/06. Заявлено 01.06.2001. Опубл. 10.11.2005. - Бюл. № 31.

17. Пат. РФ № 2269030. Шестеренный подающий насос. Бодцак С., Штипек Т, Райтзам Р. РОБЕРТ БОШ ГМБХ (DE). - № 2003130223/06. Заявлено 27.03.2001. Опубл. 27.01.2006. - Бюл. № 03.

18. Пат. РФ № 60646. Насос шестеренный. Маркин В.И., Скляров Н.Ф., Быковский А.А. ОАО "Калужский двигатель". - № 2006132996/22. Заявлено 13.09.2006. Опубл. 27.01.2007. - Бюл. № 03.

19. Пат. РФ № 2267650. Шестеренный насос, прежде всего для топливных насосов высокого давления. Бёланд П., Райтзам Р. РОБЕРТ БОШ ГМБХ (DE). -№ 2002100359/06. Заявлено 24.03.2001. Опубл. 10.01.2006. - Бюл. № 01.

20. Пат. РФ № 83811. Шестеренный насос. Мальченко В.Е., Макасеев Л.И., Кунгурцев Ю.М. ОАО "Омское машиностроительное конструкторское бюро". -№ 2009104239/22. Заявлено 09.02.2009. Опубл. 20.06.2009. - Бюл. № 17.

21. Пат. РФ № 37531. Шестеренный насос с внутренним зацеплением. Афанасиади Н.Г., Афанасиади А.Н., Плоцкер Л.М., Рыжкин Н.М. Закрытое акционерное общество "Завод технологического оборудования "ОНИКС". - № 2003128915/20. Заявлено 29.09.2003. Опубл. 27.04.2004.

22. Пат. РФ № 2121080. Шестеренный насос внутреннего зацепления. Андреев A.M., Надежкин Л.И. Открытое акционерное общество "ГАЗ". - № 96117413/06. Заявлено 28.08.1996. Опубл. 27.10.1998.

23. Пат. РФ № 72283. Шестеренный насос с внутренним зацеплением. Ермолов C.B., Открытое акционерное общество "Промприбор". - № 2007144753/22. Заявлено 03.12.2007. Опубл. 10.04.2008. - Бюл. № ю.

24. Пат. РФ № 2191294. Винтовая героторная гидравлическая машина. Сайтов A.A., Залитов В.В. Открытое акционерное общество "Татнефть". - № 2000129586/06. Заявлено 24.11.2000. Опубл. 20.10.2002.

25. Пат. РФ № 2388936. Одновинтовой насос. Анферов A.A., Бурнышев М.И. Открытое акционерное общество Научно-производственное объединение "Искра". - № 2009108834/06. Заявлено 10.03.2009. Опубл. 10.05.2010. - Бюл. № 13.

26. Пат. РФ № 2402692. Одновинтовая гидромашина. Шардаков М.В., Пономарев C.B. Открытое акционерное общество "Павловский машзавод". - № 2009108822/06. Заявлено 10.03.2009. Опубл. 27.10.2010. - Бюл. № зо.

27. Пат. РФ № 2271474. Многофазный винтовой насос. Валюхов С.Г., Скуфинский А.И., Булыгин Ю.А. Воронежский государственный технический университет. - № 2004121023/06. Заявлено 08.07.2004 Опубл. 10.03.2006. -Бюл. № 07.

28. Пат. РФ № 2366833. Многофазный винтовой насос. Садыков А.Ф., Назмутдинов P.M., Кашапов P.P., Абайдуллин А.И. Открытое акционерное общество "Татарский научно-исследовательский и проектно-конструкторский институт нефтяного машиностроения" (ОАО "ТатНИИнефтемаш") - № 2008115164/06. Заявлено 17.04.2008 Опубл. 10.09.2009. - Бюл. № 25.

29. Пат. РФ № 2392496. Винтовой насос. Рольфинг Г., Яшке А., Брандт Й. ЙОХ. ХАЙНР. БОРНЕМАНН ГМБХ (DE). - № 2007147333/06. Заявлено 31.05.2006 Опубл. 20.06.2010. - Бюл. № 17.

30. Пат. РФ № 2327900. Роторная шиберная машина. Строганов A.A. Строганов A.A. - № 2006138903/06. Заявлено 30.10.2006 Опубл. 27.06.2008. - Бюл. № 18.

31. Пат. РФ № 2419728. Пластинчатый нефтяной насос. Панфилов С.П., Дурдыев А.Д. - № 2009140798/06. Заявлено 03.11.2009 Опубл. 27.05.2011. -Бюл. № 15.

32. Пат. РФ № 47453. Пластинчатый насос. Коннов В.Д. Коннов В.Д. - № 2004138011/22. Заявлено 24.12.2004 Опубл. 27.08.2005. - Бюл. № 24.

33. Пат. РФ № 83813. Пластинчатый насос. Коробков И.Л., Коробков М.Л. Клоян О.О., Коробков ПЛ., Коробков М.Л., Лобанов A.A. - № 2009102419/22. Заявлено 23.01.2009 Опубл. 20.06.2009. - Бюл. № 17.

34. Пат. РФ № 91604. Пластинчатый насос. Клоян О.О., Коробков И.Л., Коробков М.Л. Лобанов A.A. Клоян О.О., Коробков И.Л., Коробков М.Л., Лобанов A.A. - № 2009136892/22. Заявлено 05.10.2009 Опубл. 20.02.2010. -Бюл. № 05.

35. Пат. РФ № 98496. Пластинчатый насос. Спиридонов B.C. Спиридонов B.C. -№ 2010129759/06. Заявлено 19.07.2010 Опубл. 20.10.2010. - Бюл. № 29.

36. Пат. РФ № 2253735. Ролико-лопастная машина. Домогацкий В.В., Тарасов Л.С., Трофимов B.C., Мищенко В.Г., Черненко A.B. Домогацкий В.В - № 2003119876/06. Заявлено 04.07.2003 Опубл. 10.06.2005. - Бюл. № 16.

37. Пат. РФ № 2270922. Роликолопастная гидромашина. Пашков В.П., Самойлов Г.Г. Общество с ограниченной ответственностью Научно-технический Центр "Нордикс-Метрология" - № 2004115083/06. Заявлено 19.05.2004 Опубл. 27.02.2006. - Бюл. № 6.

38. Пат. РФ № 46820. Ролико-лопастная гидромашина. Зарецер Я.М., Зарецер Е.Я. Зарецер Я.М., Зарецер Е.Я. - № 2004115083/06. Заявлено 19.05.2004 Опубл. 27.02.2006.-Бюл. №21.

39. Пат. РФ № 49902. Ролико-лопастная машина. Беляев В.Е., Вдовин П. И. Косой A.C. Федеральное государственное унитарное предприятие "Московское машиностроительное производственное предприятие "САЛЮТ" - № 2005117729/22. Заявлено 19.05.2004 Опубл. 10.12.2005. - Бюл. № 34.

40. Орлов, Ю.М. Авиационные объемные гидромашины с золотниковым распределением. / Ю.М. Орлов; Перм. гос. техн. ун-т. Пермь 1993.

41.Башта Т.М. Расчеты и конструкции самолетных и гидравлических устройств. М.: Оборонгиз, 1961. 475 с.

42. Кулагин A.B., Демидов Ю.С., Прокофьев В.Н. и Кондаков JI. А Основы теории и конструирования объемных передач. М.: Высшая школа 1968. 399 с.

43. Орлов Ю.М. Исследование рабочего процесса в цилиндрах плунжерного насоса// Пневматика и гидравлика. Приводы и системы управления. М.: Машиностроение, 1975. Вып.2. С. 267-278.

44. Климов A.A., Орлов Ю.М. Теория рабочего процесса поршневого насоса с клапанным распределением. // Вестник УГТУ УПИ. На передовых рубежах науки и инженерного творчества: Труды III международной научно-технической конференции/ Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2004. № 15 (45). Ч. 2 с. 183-187

45. Попов С.Н. Пульсация давления и эрозия в аксиально-поршневых гидромашинах // Авиационная промышленность. Приложение 2. М., 1970. С. 23-26.

46. Пат. РФ № 113543. Машина объемного действия. Григорьев A.B., Щерба В.Е., Болштянский А.П. Омский государственный технический университет. -№ 2011109309/06. Заявлено 11.03.2011. Опубл. 20.02.2012. -Бюл. № 05.

47. Пластинин, П.И. Поршневые компрессоры. В 2-т. Т.1. Теория и расчет / П.И. Пластинин. -М.: Колос, 2006. - 399с.

48. Есьман, И.Г. Насосы. / И.Г. Есьман. - М.: Гостоптехиздат, 1954. - 285с.

49. Гликман, Б.Ф. Математические модели пневмогидравлических систем / Б.Ф. Гликман. -М.: Наука, 1986. - 368с.

50. Болштянский А.П. Компрессоры с газостатическим центрированием поршня/ А.П. Болштянский, В.Д. Белый, С.Э. Дорошевич. Омск: Изд-во ОмГТУ, 2002. - 406 с.

51. Башта, Т.М. Расчеты и конструкции самолетных гидравлических устройств / Т.М. Башта - М.: Оборонгиз, 1961. - 476с.

52. Прокофьев В.Н., Данилов Ю.А., Кондаков JI.A., Луганский А. С., Целин Ю. Л. Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод. М.: Машиностроение, 1969. 495 с.

53. А. с. 561803 СССР, РЖИЗ F 04В I/I2. Распределительное устройство аксиально-поршневого насоса/ В.Ю.Энгель (СССР), 2156480/06; Заявл. 15.07.75; Опубл. 15.06.77. Бюл. № 22.

54. Башта, Т.М. Машиностроительная гидравлика / Т.М. Башта. - М.: Машиностроение, 1971.-771с.

55. Альтшуль А. Д. Гидравлика и аэродинамика / А. Д. Альтшуль, Л. Г. Киселев. -М. : Стройиздат, 1975. - 327 с.

56. Башта, Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. / Т.М. Башта - М.: Машиностроение, 1974. - 606с.

57. Щерба В.Е., Григорьев A.B., Виниченко B.C., Ульянов Д.А., Математическое моделирование рабочих процессов поршневого насос-компрессора // Материалы XVII научно-технической конференции вакуумная наука и техника: Москва, 2010. - с 117-122

58. Павлюченко Е.А. Разработка и исследование ротационного насос-компрессора. Павлюченко Е.А. автореф. дисс. канд.техн.наук. - Омск.: 2009. -20 с.

59. Расчет перетечек в маслозаполненном ротационном компрессоре / Шерстюк

A.Н. // Химическое и нефтяное машиностроение. - 1982. - № 8. - С.21-22.

60. Основы научных исследований/ В. И. Крутов, И. М. Грушко, В. В. Попов и др.; Под ред. В. И. Крутова, В. В. Попова. - М.: Высш. шк., 1980. - 400 с.

61.Болдин А.П. Основы научных исследований и УНИРС/ А.П. Болдин,

B.А. Максимов . - М.: Изд-во МАДИ (ГТУ), 2002. - 276 с.

62. Болштянский А.П, Поршневые компрессоры с бесконтактным уплотнением/ А.П. Болштянский, В.Е. Щерба, Е.А. Лысенко, Т.А. Ивахненко . Омск : Изд-во ОмГТУ, 2010.-416 с.

63. Биргер А.И. Расчет на прочность деталей машин: Справочник/ А.И. Биргер., Б.В. Шорр, Г.Б. Иосилевич. - М.: Машиностроение, 1979. - 702 с.

64. Заплетохин В.А. Конструирование деталей механических устройств: Справочник. - Д.: Машиностроение, 1990. - 669 с.

65. Иосилевич Г.Б. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 368 с.

66. Пепель Л.Я. Подшипники качения. Расчет, проектирование и обслуживание опор. Справочник. - М.: Машиностроение, 1977. - 552 с.

67. Байзельман Р.Д. Подшипники качения. Справочник./ Р.Д. Байзельман, Б.В. Цыпкин, Л.Я. Пепель -М.: Машиностроение, 1967. - 546 с.

68. Ястребова H.A. Технология компрессоростроения / .Н. А. Ястребова, А.И. Кондаков, В.Д. Лубенец, А.Н. Виноградов. - М.: Машиностроение, 1987. - 336 с.

69. Фарзане Н.Г. Технологические измерения и приборы/ Н.Г. Фарзане, Л.В. Илясов, А.Ю. Азим-Заде. М.: Высшая школа, 1989. - 456 с.

70. Евтихеев H.H. Измерение электрических и неэлектрических величин/ H.H. Евтихеев, Я.А. Купершмидт, В.Ф. Папуловский, В.Н. Скугоров. - М.: Энергоатомиздат, 1990. - 352 с.

71.Дайчик М.Л. Методы и средства натурной тензометрии: Справочник/ М.Л. Дайчик, Н.И. Пригоровский, Г.Х. Хуршудов. - М.: Машиностроение, 1989.-240 с.

72. Глаговский Б.А. Электротензометры сопротивления/ Б.А. Глаговский, И.Д. Пивен. - Л.: Энергия, 1972. - 56 с.

73. Клокова Н.П. Терморезисторы. Теория, методики расчета, разработки. -М.: Машиностроение, 1990. - 224 с.

74. Келим Ю.М. Электромеханические и магнитные элементы систем автоматики. - М.: Высшая школа, 1991. - 304 с.

75. Розенблит Г.Б. Датчики с проволочными преобразователями/ Г.Б. Розенблит, П.И. Виленский, Я.И Горелик. - М.: Машиностроение, 1989. - 240 с.

76. Котур В.И. Электрические измерения и электрические приборы/ В.И. Котур, М.А. Скомская, H.H. Храмова . - М.: Энергоатомиздат, 1986. - 400 с.

77. Энгель В.Ю. Влияние геометрии дросселирующих прорезей на переходные периодические процессы в аксиальных насосах// Изв.вузов. Горный журнал. 1978. №6. С. 108-112.

78. Энгель В.Ю. Снижение пульсации давления и уровня шума аксиально-поршневых гидромашин // Пневматика и гидравлика. Приводы и системы управления. М.: Машиностроение, 1984. Вып.И. С. 318-323.

79. Энгель В.Ю. Уровень шума аксиальных гидромашин как функция процесса коммуникации // Гидропривод и гидропневмоавтоматика; Респ. межвед.научн.-техн.сб. Киев, 1983. Вып. 19. С. 91-97.

80. Болтянский А.Д. Исследование процессов распределения рабочей жидкости в аксиальных роторно-поршневых насосах, применяемых в гидроприводах металлорежущих станков: Автореферат дис. канд. техн.наук. М., 1971.

81. Болтянский А.Д., Левотин А.Л. Исследование шумовых характеристик аксиально-поршневого насоса // Пневматика и гидравлика. Приводы и системы управления. М.: Машиностроение, 1984. Вып. II. С. 223-229.

82. Lin S.I., Akers A., Zeiger G. The effect of oil entrapment in an axial piston pump // Transaction of the ASME. .Journal 247 of Dynamic Systems, meaaurement and Control. 1985. Vol.107. December, P.246-251.

83. Zieiger G., Akers A. Dynamic analysis of axial piston pump awesplate control // Proceeding of the Institution of Mechanical Engineers. 1986. Vol. 200. №1. P. 48-58.

84. Ямаути К., Ямамото Т. Шумы, производимые гидравлическими насосами, и метод контроля за ними// Technicol Review . 1976. Т. 13. № 1. С. 19-26. ВЦП № 2005/16-2.

85. Ямаути К. Шумы аксиального поршневого насоса и методы их уменьшения // Юацу Гидзюцу/. 1976. № 9. С. 19-26. ВЦП. № Л-28200.

86. Yameuchi К., Yamamoto Т. Notes generated by hydraulic pumps and their control method // Mitsubishi Juko Ciho. 1975- Vol.12. №4. P. 78-86.

87. Савельев Б. А. Исследование процесса изменения давления жидкости в аксиально—поршневом насосе// Авиационные двигатели: Тр.КАИ. Казань, 1969. Вып. 110. С. 104-114.

88. Савельев Б.А. К расчету нестационарного процесса изменения давления жидкости в цилиндрах аксиально-поршневого насоса // Нелинейные колебания и переходные процессы в машинах: Сб. науч. Работ М.: Наука. 1972. С. 150-152.

89. Taylor R. Computer sided designing of quiet hydraulic pumps // National Conference on Fluid Power, USA, Chicago. Oct. 21-23. 1981. Vol. 35. P.61-69.

90. Вуль Я.P., Полов C.H., Алексеев А.К., Герасимов В.Г. Влияние параметров торцового распределителя аксиального роторно-поршневого насоса на пульсацию давления в напорной магистрали// Вестник машиностроения. 1977. № 7. С. 23-26.

91. Попов С.Н. Пульсация давления и эрозия в аксиально-поршневых гидромашинах // Авиационная промышленность. Приложение 2. М., 1970. С. 23-26.

92. Пат. РФ № 2328621. Поршневой насос. Ловчев C.B., Гуревич В.В., Клюев С.И., Якшин Д.В. Открытое акционерное общество "ВНИИНЕФТЕМАШ-НПО". - № 2006141523/06. Заявлено 24.11.2006. Опубл. 10.07.2008. - Бюл. № 19.

93. Пат. РФ № 2324070. Поршневой насос для подачи высокоплотных сред с постоянной скоростью. Ленхарт М. ШВИНГ ГМБХ. - № 2006112600/06. Заявлено 15.09.2004. Опубл. 10.05.2008. - Бюл. № 13.

94. Пат. РФ № 2380571. Поршневой насос для подачи жидкости. Нойнер X. ВЕБАСТО АГ. - № 2008124939/06. Заявлено 18.06.2008. Опубл. 27.01.2010. -Бюл. № 3.

95. Балденко Д.Ф. Винтовые насосы / Д.Ф. Балденко, М.Г. Бидман, В Л. Калишевский и др. - М.: Машиностроение, 1982. - 224 е., с ил.

96. Белов И.А., Исаев С.А. Моделирование турбулентных течений. Балт. гос. техн. ун-т. СПб, 2001. 108 с.

97. Ferziger, Joe H. Computational methods for fluid dynamics. New York, Springer, 2002. 423 p.

98. Фрик П.Г. Турбулентность: модели и подходы. Часть 1, 2. Перм. гос. техн. ун-т. Пермь, 1998. 108 с.

99. Шенк X. Теория инженерного эксперимента. Пер. с англ. Е. Г. Коваленко под ред. Н. П. Бусленко. - М.: Мир, 1972. -382 с.

я

•п

5

Ьа О

£ Л X

Л

Рис. 1. Общий вид экспериментального стенда 1. Опытный образец прямозубого роторного насоса 2. Всасывающий трубопровод 3. Нагнетательный трубопровод 4. Бак 5. Патрубок слива утечек из полости крышки уплотнительного диска 6. Воздушный колпак 7. Манометр 8. Электродвигатель с приводом 9. Датчик давления

Рис. 3. Цилиндр насоса в сборе с торцевой крышкой и подшипником

приводного вала

Рис. 2. Ротор насоса

«УТВЕРЖДАЮ» Главный инженер

^^ ООО «Омскгидропривод» Курбацкий П. М.

Щ// »/ ¿>¿¿«$¿20 // г.

».</ 77 7

У /

г.

ТЕХНИЧЕСКИМ АКТ

приема к использованию

результатов разработок

Настоящий акт составлен в том, что разработанные ОмГТУ технические рекомендации «Конструкция и основы расчета прямозубого роторного насоса», авторы Щерба В.Е., Григорьев А.В. переданы ООО «Омскгидропривод» для использования в условиях производства насосного оборудования.

Указанные технические рекомендации предусмотрено использовать в условиях предприятия для решения следующих инженерных задач:

1. Проектирование прямозубых и других роторных насосов и гидромоторов.

2. Оптимизация рабочих параметров прямозубых и других роторных гидромашин.

3. Повышение квалификации производственного персонала предприятия.

Руководитель разработки

Щерба В.Е.