Анализ работы и оптимизация параметров насоса-мотора средствами программного комплекса Pro/Engineer

И.Г. Радченко, О.Ю. Гаршин, А.В. Бирюков

Этап 1. Моделирование и анализ движения деталей механизма насоса-мотора

   Построение модели

   Анализ и оптимизация параметров модели

   Результаты реализации этапа 1

Этап 2. Исследование возможности и свойств самоуплотнения кольца в результате поджима гидростатическим давлением

   Результаты реализации этапа 2

Выводы

Что такое экспериментальный проект?

Инженерно-консалтинговая фирма SOLVER продолжает цикл статей по реализованным ею проектам автоматизации проектирования и производства на ведущих отечественных предприятиях различных отраслей промышленности.

Для того чтобы создавать действительно качественную продукцию, разработчикам необходимо иметь возможность проверять поведение изделий в реальных условиях эксплуатации. Эксперименты с прототипами — длительный во времени и весьма дорогостоящий процесс. Для получения точных результатов с использованием традиционного числового анализа необходимы хорошо обученные и опытные инженеры-расчетчики.

Пакет модулей инженерного анализа Pro/MECHANICA, интегрируемый в программный комплекс Pro/ENGINEER, предназначен не только для использования расчетчиками-специалистами. Инженеры-конструкторы также имеют возможность уже на ранних стадиях проектирования проверять работоспособность деталей и узлов будущего изделия и оптимизировать их параметры, обращаясь к специалистам-расчетчикам лишь для решения наиболее сложных и специфических задач.

В данной статье представлены результаты моделирования и анализа работы аксиально-поршневого насоса-мотора.

Проведенные исследования являются частью экспериментального проекта, выполненного фирмой SOLVER для ОАО «Шахтинский завод Гидропривод» (г. Шахты).

Особенностью конструкции исследуемого насоса-мотора является то, что в ней применено шатунное ведение блока. Изделие может работать как в режиме насоса, так и в режиме мотора. В насосном режиме при вращении вала поршни-шатуны поочередно соприкасаются с боковыми поверхностями отверстий в блоке цилиндров, приводя его в движение.

Трехмерная модель механизма представлена на рис. 1.

Техническое задание предусматривало следующие направления исследования:

• определение последовательности и продолжительности ведения поршнями блока цилиндров;
• определение оптимального диаметра окружности, на которой размещены центры сферических шарниров шатунов, для обеспечения более плавных контактов поршней с блоком цилиндров;
• определение возможности и свойств самоуплотнения кольца в результате поджима его гидростатическим давлением.

В соответствии с поставленными задачами исследование работы насоса выполнялось в два этапа.

На первом этапе осуществлялось моделирование и анализ движения составных частей конструкции, в которой рассматривались только основные детали, влияющие на характер движения механизма: вал, блок цилиндров, шип, поршни-шатуны, поршневые кольца. Моделирование движения позволило определить кинематические характеристики механизма (взаимные перемещения деталей, скорости и ускорения), действующие в нем усилия и те моменты времени, когда они достигают максимальных значений, а также установить последовательность вхождения поршней в контакт с блоком цилиндров и величины контактных усилий.

На втором этапе производилось моделирование контактной системы «поршневое кольцо — цилиндр блока», определялись зоны контактных взаимодействий деталей и величины контактных давлений, возникающие при действии на кольцо распирающей гидростатической нагрузки.

Этап 1. Моделирование и анализ движения деталей механизма насоса-мотора

Построение модели

Модули Pro/MECHANICA располагают своими средствами для построения моделей, могут напрямую (без трансляции) использовать модели, созданные в Pro/Engineer, имеют возможность импортировать модели из других CAD-систем.

Параметрическое моделирование всех деталей и их сборка в узлы и окончательную конструкцию были выполнены в Pro/Engineer. При этом использовались следующие модули:

• Pro/Engineer Foundation (базовые возможности проектирования);
• Advanced Assembly Extension (проектирование сложных сборок);
• Mechanism Design Extension (моделирование кинематики машин и механизмов).

Исследование движения механизма осуществлялось с применением модуля Pro/MECHANICA Motion (анализ кинематики и динамики машин и механизмов).

При моделировании механизма входящие в него детали соединяются между собой связями, адекватными действующим в реальной конструкции. Взаимодействия конических участков поршней-шатунов с цилиндрами блока моделируются контактными парами.

Для моделирования всех подвижных соединений введены коэффициенты сил трения: статический и динамический. Для вращательных осей соединений помимо коэффициентов трения заданы радиусы взаимодействующих поверхностей, служащие в качестве плеч при определении моментов сил трения. В соединениях деталей, взаимодействующих по цилиндрическим поверхностям, указаны непосредственно радиусы этих поверхностей (например, в соединении шипа с блоком цилиндров). Для других соединений вводятся приведенные радиусы поверхностей трения.

К каждому из поршней прикладывается следящая нагрузка, эквивалентная давлению в соответствующем цилиндре. Давление масла в рабочих цилиндрах задается табличным способом (в зависимости от углов поворота цилиндров относительно вертикальной плоскости симметрии конструкции: при повороте до 180° давление равно 35 МПа, при повороте от 181° до 360° оно равно —0,05 МПа).

В начальном положении механизма ось шестого цилиндра находится на одном уровне с осью блока (порядковые номера поршней и соответствующих им цилиндров приведены на рис. 2).

Основной особенностью работы колец аксиально-поршневых гидромашин является то, что чаще всего работает одно из них, на уплотняющих поясках которого давление уменьшается от давления в напорной линии до давления в дренажной линии. В соответствии с этим при моделировании механизма следящая нагрузка от давления масла прикладывается только к кольцам, расположенным со стороны торцов поршней.

Для вращательной оси соединения вала с корпусом задается привод w = 157,08 с-1 (1500 об./мин). Моделирование движения механизма осуществляется для одного полного оборота вала (это соответствует промежутку времени 0,04 с) с шагом 0,2 мс.

Анализ и оптимизация параметров модели

На начальном этапе исследовалось движение исходного варианта механизма с диаметром окружности, на которой расположены центры сферических шарниров крепления шатунов к фланцу вала, равным 56,5 мм.

В результате моделирования движения насоса получены значения положений, скоростей, ускорений и реакций в соединениях механизма. На рис. 3 представлен график зависимости угловой скорости вращения блока цилиндров от времени (при постоянной скорости вращения вала). На графике видно, что происходит пульсирующее изменение угловой скорости блока цилиндров.

Пульсации скорости объясняются следующими причинами. С одной стороны, в фазе нагнетания поочередно находятся либо четыре, либо три рабочих цилиндра, в результате чего периодически изменяется сила полезного сопротивления. С другой стороны, в конструкции насоса отсутствует кардан, предназначенный для передачи движения от вала к блоку цилиндров, вместо которого применено шатунное ведение блока. Поршни-шатуны поочередно входят в контакт с цилиндрическими отверстиями блока, вызывая дополнительные пульсации его угловой скорости.

На рис. 4 представлены контактные взаимодействия шатунов с блоком цилиндров.

Анализ графиков показывает, что контакт шатуна с цилиндром блока начинается в момент, когда угол отклонения цилиндра от вертикали (рис. 5) составляет примерно 184° (соответствует точке 0,02 с по оси абсцисс). После первоначального соударения наблюдается кратковременный отскок шатуна, в процессе дельнейшего контакта — пульсации контактных усилий. Взаимодействие шатуна с цилиндром завершается при повороте последнего на угол 240°. Продолжительность ведения отдельным поршнем блока цилиндров соответствует повороту блока на угол, равный 56°. Так как центральный угол между осями цилиндров равен 360/7=51,4°, то в определенные моменты времени ведение блока осуществляется одновременно двумя соседними шатунами.

Для того чтобы обеспечить более плавные контакты шатунов с блоком цилиндров, была предпринята попытка изменить диаметр окружности, на которой расположены центры сферических шарниров шатунов (d = 56,5 мм). Варьирование диаметра осуществлялось с шагом 0,25 мм. При увеличении диаметра указанной окружности максимальные контактные усилия снижаются, характер взаимодействия шатунов с блоком становится более плавным. Для механизма с диаметром d = 57,25 мм отскоки шатуна в фазе ведения не наблюдаются (рис. 6).

Дальнейшее увеличение диаметра приводит к росту контактных усилий, а при d = 57,75 мм вновь начинаются отскоки шатуна от блока (рис. 7). Попытка увеличения диаметра до 58 мм приводит к тому, что третий и шестой шатуны заклинивают блок цилиндров, распирая его в горизонтальном направлении.

Продолжительность ведения каждым поршнем блока цилиндров не зависит от величины диаметра окружности шарниров и соответствует повороту блока на угол, равный 56°. Значения же углов поворота блока, соответствующих началу и окончанию контактных взаимодействий поршней с цилиндрами, увеличиваются с возрастанием диаметра. В результате сектор, в пределах которого осуществляется контакт, немного смещается от вертикальной плоскости симметрии конструкции, оставаясь при этом в третьем квадранте (см. рис. 5).

Уменьшение (по сравнению с исходным значением) диаметра окружности шарниров до 56,25 мм приводит к возрастанию контактных усилий и более резким отскокам шатуна (рис. 8).

При этом первоначальный контакт наступает до момента достижения поршнем нижней мертвой точки, а угол ведения шатуном блока увеличивается до 58°.

Попытка уменьшить диаметр до 56 мм приводит к заклиниванию четверного шатуна.

Данные об углах отклонения цилиндров от вертикали в момент входа шатуна в контакт (_нач) и выхода из контакта (_кон) для механизмов с различными диаметрами d окружности расположения шарниров представлены в таблице. Там же приведены значения углов _вед, характеризующих продолжительность ведения каждым поршнем блока цилиндров, и максимальные контактные усилия взаимодействий первого шатуна с блоком.

Результаты реализации этапа 1

Контакт шатуна с цилиндрическим отверстием блока начинается, когда угол отклонения цилиндра от вертикали составляет примерно 184°. Взаимодействие шатуна с цилиндром завершается при повороте последнего на угол 240°. Продолжительность ведения отдельным поршнем блока цилиндров соответствует повороту блока на угол, равный 56°.

С точки зрения плавности работы механизма оптимальной является конструкция насоса, в которой диаметр окружности расположения шарниров равен 57,25 мм. Предельно допустимыми (при которых еще не происходит заклинивание механизма) являются диаметры 56,25 и 57,75 мм.

Этап 2. Исследование возможности и свойств самоуплотнения кольца в результате поджима гидростатическим давлением

Моделирование контактной системы, включающей поршневое кольцо и часть цилиндрического отверстия блока, осуществлено с применением модуля Pro/MECHANICA Structure (прочностной анализ деталей и сборок).

На рис. 9 показана часть блока с цилиндром, находящимся в нижнем положении. К внутренним поверхностям подводящего канала и рабочей полости цилиндра прикладывается давление 35 МПа. Область действия давления масла на цилиндр ограничена уплотняющей кромкой кольца.

В нижнем положении цилиндра плоскость кольца наклонена к плоскости, перпендикулярной оси цилиндра, под углом 3,5°. Кольцо торцевой поверхностью упирается в проточку шатуна (для наглядности шатун не включен в рисунок). Его воздействие на кольцо учитывается введением граничных условий, препятствующих перемещению перпендикулярно торцевой поверхности.

К внутренней поверхности кольца, его торцевой поверхности, расположенной со стороны рабочей полости цилиндра, и к части сферической поверхности, ограниченной зоной возможного контакта с цилиндром, приложено рабочее давление 35 МПа (рис. 10).

Зона возможного контакта кольца с цилиндром представляется частью сферической поверхности кольца, ограниченной двумя плоскостями, перпендикулярными оси цилиндра и отстоящими в обе стороны от центра сферы на 0,3 мм (на рис. 10 эта область поверхности показана красным цветом). Аналогичная зона вводится на сопряженной поверхности цилиндра.

Рассматриваются два варианта зазоров между контактирующими деталями, соответствующие их предельным значениям.

Цилиндрическое отверстие блока имеет поле допуска Ø16,8 H6 ( ), сферическая поверхность кольца — Ø16,8 Н6 ( ). Следовательно, минимальный радиальный зазор равен Δ_min=0,003 мм, максимальный Δ_max= 0,012 мм.

На первом этапе исследований поршневое кольцо моделировалось как сплошное. Гидростатическая нагрузка, действующая на внутреннюю цилиндрическую поверхность кольца, превосходит нагрузку, действующую на его внешнюю сферическую поверхность, и распирает его в радиальном направлении. Кроме того, из-за наклона оси кольца к оси цилиндра нагрузка по длине окружности кольца распределяется неравномерно, вызывая его прижимание к нижней части цилиндрической поверхности блока. В итоге, в верхней части возможной зоны контакта кольца с цилиндром происходит раскрытие стыка. Протяженность зоны контактных взаимодействий в окружном направлении зависит от величины первоначальных зазоров между сопрягаемыми деталями.

На рис. 11а представлены зона и характер взаимодействий кольца с цилиндром, полученные расчетом подсистемы при наличии минимальных начальных зазоров между деталями. Протяженность зоны в окружном направлении составляет около 242°. В нижней точке кольца контактные давления достигают значений 235 МПа.

Максимальные эквивалентные напряжения по Мизесу (_экв = 171 МПа) возникают на внутренней цилиндрической поверхности верхней части кольца — в области, примыкающей к зоне раскрытия контактного стыка (рис. 11б).

В зоне действия максимальных контактных давлений напряжения имеют более низкий уровень — _экв = 146 МПа.

Увеличение начальных зазоров между кольцом и цилиндром приводит к уменьшению протяженности зоны контакта и одновременному снижению уровня максимальных контактных давлений (рис. 12а), которые в нижней точке кольца уменьшаются с 235 МПа при Δ = Δ_min= 0,003 мм до 193 МПа при Δ = Δ_max= 0,012 мм. Протяженность зоны контакта в окружном направлении составляет около 214°.

Снижение уровня контактных давлений приводит к соответствующему снижению эквивалентных напряжений в зоне взаимодействия кольца с цилиндром, там они не превышают 129 МПа (рис. 12б). Как и при минимальных зазорах между деталями, при максимальных зазорах наибольшие напряжения _экв = 253 МПа возникают на внутренней цилиндрической поверхности верхней части кольца.

Сплошное кольцо под действием радиальных нагрузок растягивается в направлении окружности, но из-за наличия начального зазора протяженность зоны его контакта с цилиндром ограничена некоторым углом.

В реальной конструкции кольцо имеет разлом и при нагружении может разгибаться. Для учета влияния разлома на напряженно-деформированное состояние кольца и соответственно на характер его поджатия к цилиндру на следующем этапе исследований в кольце был введен разрез шириной 0,01 мм. При движении механизма кольцо поворачивается относительно оси цилиндра, вследствие чего положение разлома меняется. При моделировании принималось, что разрез находится в верхней точке (в зоне раскрытия контактного стыка кольца с цилиндром). Данное положение разреза является наиболее благоприятным для развала кольца и, следовательно, для его поджатия к цилиндру.

Рассмотрим вариант максимальных зазоров в соединении кольца с поршнем.

Разрез прерывает силовой поток в окружном направлении кольца. В результате кольцо разгибается и взаимодействует с цилиндром по всему периметру (рис. 13а). При этом в нижней точке контактные давления достигают значений 282 МПа, уменьшаясь практически до нуля по мере приближения к разрезу.

Наличие разреза существенно меняет напряженно-деформированное состояние кольца. В модели со сплошным кольцом наиболее напряженной является его верхняя часть, в нижней же части — в зоне максимального поджатия к цилиндру — уровень напряжений ниже. В кольце с разрезом максимальные напряжения _экв = 153 МПа действуют на внутренней цилиндрической поверхности нижней части кольца (рис. 13б). В зоне действия максимальных контактных давлений они равны 146 МПа.

Результаты реализации этапа 2

Результаты моделирования и анализа напряженно-деформированных состояний и контактных взаимодействий деталей подсистемы «поршневое кольцо — цилиндр блока» показывают, что:

• гидростатическая нагрузка, действующая на внутреннюю цилиндрическую поверхность кольца, превосходит нагрузку, действующую на его внешнюю сферическую поверхность, в результате чего радиальная составляющая суммарной нагрузки вызывает растяжение кольца и, как следствие, его поджатие к цилиндру (эффект самоуплотнения);
• при максимальных проектных зазорах между деталями протяженность зоны контакта в окружном направлении составляет около 214°. Уменьшение зазора до его минимального значения приводит к возрастанию контактных давлений и увеличению протяженности зоны контакта до 242°;
• наличие разлома прерывает силовой поток в окружном направлении кольца, в результате чего оно разгибается и взаимодействует с цилиндром по всему периметру даже при максимальных зазорах в соединении.

Выводы

Моделирование насоса-мотора средствами программного комплекса Pro/ENGINEER и проведение инженерного анализа его характеристик с использованием аналитического модуля Pro/MECHANICA позволило рассчитать и оптимизировать параметры, влияющие на работу изделия, не прибегая к натурным экспериментам (требующим изготовления серии дорогостоящих опытных образцов), что обеспечило существенную экономию времени и средств.

«САПР и графика» 4'2001