автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Обоснование конструктивно-технологических параметров запорных органов клапанов поршневых компрессоров

На правах рукописи

003452321

ВОЛЕГОВ Сергей Александрович

ОБОСНОВАНИЕ КОНСТРУКТИВНО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ЗАПОРНЫХ ОРГАНОВ КЛАПАНОВ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

Специальность 05.05 06 - «Горные машины»

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

■

Екатеринбург - 2008

003452321

Работа выполнена в ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Научный руководитель -

доктор технических наук, доцент Хазин Марк Леонтьевич Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Кабаков Анатолий Никитович, кандидат физико-математических наук, доцент Тарасов Борис Николаевич

Ведущее предприятие - Институт горного дела УрО РАН (г. Екатеринбург)

Защита состоится 19 ноября 2008 г. в 10 часов на заседании диссертационного совета Д 212.280.03 при ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет» по адресу:

620144: г. Екатеринбург, ул. Куйбышева, 30, зал заседаний Ученого совета.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета

Автореферат разослан /7 _ 2008 г

Ученый секретарь диссертационного совета

Хазин М.Л.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Энергия сжатого воздуха применяется при бурении, погрузке и транспортировании полезного ископаемого, а также при проветривании выработок и т. п Машины, работающие на этой энергии, надежны в работе, конструктивно просты, сравнительно недорогие и обеспечивают высокую безопасность труда. Удельный вес их в энергопотреблении горных предприятий с подземным способом добычи полезного ископаемого доходит до 20 -30 %. Потери производительности компрессора, обусловленные его конструктивными особенностями и износом, а также затраты на производство сжатого воздуха имеют тенденцию к увеличению, особенно характерную для последних десяти лет. Низкие технико-экономические показатели функционирования шахтных компрессоров позволяют сделать вывод, что часть как теоретических проблем, так и практических задач, связанных с их работой, решены не полностью.

Следовательно, работы, направленные на решение научной проблемы энергосбережения при производстве и транспортировке сжатого воздуха в горнодобывающей промышленности, имеют важное хозяйственное значение.

Одним из основных узлов, связанным с существенным потреблением подводимой к коленчатому валу компрессора энергии, является клапан. Проблема совершенствования воздухораспределительных органов поршневых компрессоров представляет собой важную научно-практическую задачу, актуальность которой не уменьшается, поскольку энергоэффективный путь хозяйствования в условиях рыночных отношений не имеет альтернативы

Существующие клапаны поршневых компрессоров не в полной мере отвечают требованиям, предъявляемым к ним горной промышленностью. Следовательно, разработка конструкций энергосберегающих клапанов, повышающих эффективность и надежность поршневых компрессоров (ПК), является актуальной задачей.

Связь темы диссертации с государственными программами. Работа выполнялась в соответствии программой Федерального агентства по образованию при Министерстве образования и науки России «Развитие теории мониторинга и эффективности сложных электромеханических систем горного производства» (№ гос. Per. 0120023922)

Объект исследования. Поршневые компрессоры для горной и других отраслей промышленности.

Предмет исследования - запорные органы прямоточных клапанов поршневых компрессоров.

Целью работы является обоснование и расчет конструктивно-технологически х параметров запорных органов клапанов для снижения энергопотребления поршневыми компрессорами.

Идея работы заключается в применении новой конструкции прямоточного клапана поршневого компрессора.

Методы исследований, включающие в себя обобщение и анализ литературных источников, теоретические и экспериментальные (промышленные и лабораторные) методы исследования, базирующиеся на классических законах математики и физики, а также физическое моделирование.

Научные положения, выносимые на защиту: —взаимосвязь напряженно-деформированного состояния, возникающего в запорном органе при установке в клапан и работе компрессора, с конструктивно-технологическими параметрами клапана ПК; —обоснование граничных значений толщины запорного органа при заданных конструктивно-технологических параметрах клапана и материала для его изготовления;

—распределение натяга запорного органа по периметру паза седла клапана и

его взаимосвязь с конструктивно-технологическими параметрами клапана; —классификация прямоточных клапанов, основанная на форме запорного органа.

Научная новизна работы

• Получено аналитическое выражение, описывающее взаимосвязь напряжений, возникающих в запорном органе при установке его в клапан и работе компрессора, материала запорного органа с его конструктивно-технологическими параметрами, на основании которого разработаны новые конструкции клапанов для различных типов поршневых компрессоров.

• Обоснованы конструктивно-технологические параметры запорного органа клапана с концентрично расположенными пазами.

• Установлены граничные значения толщины запорного органа клапана и предложено условие выбора материала для его изготовления при заданных конструктивных параметрах новой конструкции клапана.

• Разработаны имитационные модели надежности клапанов ПК различных конструкций на основе композиции двух распределений Вейбулла, позволяющие адекватно описать весь период эксплуатации клапанов, включая периоды приработки и старения.

Практическая ценность работы

— Разработаны новые конструкции клапанов для различных типов поршневых компрессоров, защищенные авторскими свидетельствами и являющиеся взаимозаменяемыми с существующими клапанами, что позволяет устанавливать их на серийно выпускаемые поршневые компрессоры.

— Предложена методика расчета конструктивно-технологических параметров клапана ПК.

— Разработаны рекомендации по технологии получения запорного органа клапана ПК с заданными параметрами.

Достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается корректным использованием классических и современных методов исследований функционирования запорных органов клапанов поршневых компрессоров, хорошей сходимостью результатов теоретического анализа с экспериментальными данными и промышленными испытаниями, а также статиста-

ческой обработкой результатов экспериментальных и теоретических исследований. Расхождение расчетных и экспериментальных данных не превышает 12 % с доверительной вероятностью 0,95.

Реализация результатов работы. Основные научные положения работы внедрены в производство Уральским заводом новых технологий. Изготовлена и испытана опытная партия клапанов с получением экономического эффекта в 1990 руб. на один клапан.

Апробация работы. Результаты работы докладывались на международной научно-технической конференции «Новые материалы и технологии в машиностроении» (г. Брянск, 2007 г.), Молодежной научно-практической конференции, проводимой в рамках Уральской горнопромышленной декады (г. Екатеринбург, 2007 г.), VI Международной научно-технической конференции «Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности» (г. Екатеринбург, 2008 г.),

Личный вклад автора заключается в

— выведении уравнения, описывающего взаимосвязь напряжений, возникающих в запорном органе клапана при установке в клапан и работе компрессора, материал запорного органа и его конструктивно-технологические параметры;

— разработке методик исследования запорного органа клапана и расчета конструктивно-технологических параметров клапана и его запорного органа;

— предложенной классификации прямоточных клапанов, основанной на форме запорного органа - ленты;

— разработке новых конструкций газораспределительных органов поршневых компрессоров;

— установлении граничных значений величины толщины запорного органа клапана и условия выбора материала при заданных конструктивных параметрах клапана и параметрах его эксплуатации.

Публикации. По теме работы автором опубликовано восемь работ, в том числе две в ведущих рецензируемых научных журналах и изданиях.

Структура и объем. Работа состоит из введения, четырех глав, заключения и двух приложений. Содержание работы изложено на 108 страницах машинописного текста, включает 55 рисунков и 16 таблиц. Библиографический список содержит 112 наименований.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность проблемы, сформулирована цель, научная новизна и практическая значимость полученных результатов.

В первой главе рассмотрено применение поршневых компрессоров (ПК) в горной и других отраслях промышленности, их доля в энергопотреблении предприятий. Вследствие широкого применения компрессорных машин они всегда находились в центре внимания как отечественных, так и зарубежных исследователей. В области создания и совершенствования воздухораспределительных органов поршневых компрессоров - клапанов особое место занимают

работы докторов технических наук: Френкеля М. И, Дмитревского В. А., Кондратьевой Т. Ф., Карпова Г. В., Пирумова И. Б., Фотина Б С., Шелеста П. А., Бо-роховича А. И., Бабаяна С. А., Беркмана Б. А., Фролова П. П., Шапиро М. Б, Колбасова М. Г., Спектра Б. А., Дмитриева В. Т. и многих других.

Проведенный анализ функционирования компрессорных установок показывает их низкую экономическую эффективность. Например, к. п. д. компрессорного хозяйства шахты (компрессорные установки и шахтные пневматические сети) находится в пределах 8 - 10 %. Низкая технико-экономическая эффективность функционирования компрессорных хозяйств шахт объясняется, в частности, следствием плохого состояния воздухораспределительных органов -клапанов. Известно, что из-за поломок клапанов (главным образом их пластин) происходит большинство остановок компрессоров. Отказы клапанов в основном наступают в результате усталостного разрушения запорного органа вследствие накопления усталостной пластической деформации. Следовательно, клапаны компрессора можно рассматривать как наиболее слабое звено конструкции компрессора.

На основе проведенного анализа работы ПК выявлены значительные резервы повышения их технико-экономических показателей и сформулированы основные задачи диссертационной работы.

Во второй главе описано применяемое для исследований оборудование и методики, в том числе разработанные автором.

В качестве запорного органа предложенного автором клапана применяли стальную холоднокатаную ленту с переменным радиусом кривизны, геометрические параметры которой находились в пределах от 0,1 до 0,6 мм по толщине и от 10 до 14 мм по ширине.

Известное приспособление для гибки ленты прямоточных клапанов типа СГИ (с прямым пазом) не позволяет получать ленту заданной кривизны из-за применяемой схемы гибки. В связи с этим появилась необходимость в создании соответствующей установки, которая была разработана и изготовлена автором.

Для исследования распределения натяга ленты по периметру паза седла использовали физическое моделирование работы рассматриваемого клапана. При этом рассматривали влияние внешней нагрузки (имитирующей давление газа) на геометрические характеристики ленты.

Для определения натяга, соответствующего «порогу» срабатывания клапана и его распределению по длине ленты, автором был разработан и изготовлен стенд. На предварительно изогнутую ленту передавалось усилие в пределах от 0 до 5 Н. Момент отрыва ленты от седла клапана (датчика) при соответствующей нагрузке определяли по размыканию электрической цепи омметром. Результаты замеров принимались как средняя величина по 10 измерениям.

Для определения скорости перемещения запорного органа (ленты) в зависимости от геометрических параметров автором был разработан и собран специальный измерительный стенд, включающий в себя диэлектрическую плиту, на которой располагались лента и датчик её перемещения. Среднюю скорость движения ленты определяли по известному перемещению за время, фиксируемое осциллографом. Замеры повторялись после каждого поворота ленты на 1/8

ее длины. В эксперименте использовали ленты с радиусом изгиба от 50 до75 мм из стали 65Г.

В третьей главе приведены результаты исследований запорных органов клапанов ПК.

С целью повышения надежности и эффективности воздухораспределительных органов была разработана конструкция прямоточного клапана, в котором запорный орган - пластина расположен свободно (не закреплен жестко). Новая конструкция позволяет исключить усталостные разрушения от напряжений, возникающих в месте консольного закрепления упругого элемента запорного органа в конструкции ЛенНИИхиммаш (клапан ПИК).

Основными конструктивно-технологическими параметрами запорного органа клапана являются изгибающие напряжения, натяг и толщина запорного органа. При работе запорного органа (ленты) в нём возникают изгибающие напряжения (ао6щ), состоящие из напряжений, образующихся в процессе установки (сборки) клапана (аим) и при работе (оир) компрессора:

Ообщ=°им+Оир- (1)

Рис 1 Форма разрезного кольца перед установкой в клапан

^77771

Рис 2 Расчетная схема запорного органа (кольца и ленты)

Для определения напряжений, возникающих в процессе установки запорного органа в паз клапана, применили теорию расчета пружинных разрезных колец. Напряжения в разрезных кольцах (рис. 1, 2) при их рабочих перемещениях определяются по известному уравнению

где [с]и - допускаемое напряжение, МПа; Е - модуль упругости материала; МПа; ф - угол расхождения концов пружинного кольца в свободном состоянии (перед установкой в клапан), рад; % = О/с! - коэффициент прочности, О - диаметр кольца, в. - диаметр проволоки,

, _ V(3x-l,5i[)+2sin2ip)2cos2(0,S(p)+(Tt-0,5ipT^25sm9)2sinz(0,5(p) "С _ l-cosO,5q>

В нашем случае запорный орган представляет собой кольцо прямоугольного сечения шириной Ъ и толщиной h. Следовательно, выражение для коэффициента прочности можно выразить как % = D/h. В клапанах поршневых компрессоров общего назначения величина коэффициента прочности % изменяется в пределах от 100 до 1100, следовательно, % » 1. Расчеты, проведенные по уравнению (2) для ленты, показали, что напряжения изгиба ленты в осевом направлении определяются в основном параметром а влияние угла ф невелико. Поскольку синус малого угла численно равен величине самого угла, то формула (2) принимает вид

(3)

3ИМ = TT ^ Ми-

Зх2

Рис 3. Схема установки упругого элемента (ленты) в пружинном двигателе с1в - диаметр внутреннего витка двигателя, Об - Диаметр барабана двигателя

Рис 4 Схема деформации разрезного кольца (ленты) в клапане-1 - клапан закрыт, 2 - клапан открыт, Д> - диаметр ограничителя клапана, Л - диаметр седла клапана; р - угол закрутки ленты

Для определения напряжений (аир), возникающих в лейте во время работы клапана, рассмотрели ее, как элемент одновиткового пружинного двигателя (рис. 3) . В этом случае напряжения можно определить по известной формуле:

ои = £/7((3 + 0,5тг)/(20<[а]и, (4)

где 1 - развернутая длина пружины; Р - угол закрутки ленты; 0,5тс - угол предварительной закрутки.

В нашем случае угол предварительной закрутки отсутствует. Для рассматриваемых клапанов угол закрутки (3, возникающий при его работе:

Р = (5)

ио

где Д, - диаметр ограничителя клапана, мм; Ас1- ширина паза клапана, мм; Дг/ = £> - Ц, (по данным практики, приняли величину постоянной (рис. 4)). Следовательно, рабочее напряжение изгиба

- Щ

0"P~2* X

Подставив полученные выражения (4), (5) и (6) в уравнение (1), окончательно получили

. 4Е ьр £" / 4 Ad\

ст06щ = + о„р = — + — = + (7)

Полученная формула связывает конструктивно-технологические параметры, материал и напряжения, возникающие в запорном органе (ленте) при его установке в клапан и работе компрессора.

Следующим важным параметром запорного органа является натяг. От на-тлга пружин, обеспечивающего своевременность открытия и закрытия пластин воздухораспределительных органов, зависят аэродинамические сопротивления в клапане. Отклонение величины натяга пружин от оптимальной в ту или другую стороны в значительной степени ухудшает как термодинамические, так и технико-экономические показатели компрессорной машины в целом. Поэтому, независимо от конструкции воздухораспределительных органов, при их изготовлении необходимо строго выдерживать оптимальный натяг пружин.

Для изучения натяга запорного органа применили физическое моделирование работы рассматриваемого клапана. Распределение натяга запорного органа (ленты) по периметру паза клапана исследовали для различных материалов: стали, бронзы БрКМцЗ-1 и сплава Д16АТ

Отрезки ленты (см. рис. 1) одинаковой длины изгибали на разработанной автором экспериментальной установке, обеспечивающей получение различных радиусов кривизны (для каждого паза седла). Изогнутые отрезки ленты последовательно помещали в модель седла клапана с различными диаметрами, соответствующими размерам реальных пазов седла клапана, - 97, 127, 187, 202 и 250 мм. Полученные экспериментальные данные (рис. 5) позволили установить распределение удельного натяга ленты по периметру паза седла клапана с учетом радиуса кривизны ленты и диаметра паза, которое можно описать синусоидальной зависимостью:

Р=Л-51п(2* + Э + Рср; (8)

где А - амплитуда синусоиды; Ртах, Ртп, Рср - минимальное, максимальное и

среднее усилия по длине ленты, Н.

Рис 5. Распределение удельного натяга запорного органа (ленты) по периметру паза седла клапана диаметром 97 мм. Радиус кривизны ленты мм: / -95,2 - 101; 5 -126; 151 материал - сталь 65Г, толщина 0,3 мм

Полученная зависимость максимального натяга (при различных диаметрах пазов седла) от геометрического параметра ленты <р (рис. 6) может быть описана уравнением Ртах = е °ф +', которое в полулогарифмических координатах приняло вид семейства прямых (см. рис. 6)

1пРтах = а <р + Ъ (9)

Рис. 6 Зависимость максимального удельного натяга ленты от параметра ленты (р Диаметр паза составляет, мм' 1 - 87; 2 - 127,3 - 168, 4 - 200, 5 - 250

Рис 7. Зависимость максимального удельного натяга от параметра ленты ф для исследованных материалов' 1 - 65Г; 2 - У8Л, 3 - БрКМцЗ-1; 4 - Д16АТ

Коэффициент а характеризует свойства материала (модуль упругости), так как для всех зависимостей, полученных на одном материале, он имеет почти постоянную величину. Зависимости коэффициента а (уравнение (9)) для различных материалов качественно аналогичны, но количественно изменяются для каждого материала (рис. 7).

Коэффициент Ъ соответствует натягу ленты, диаметр которой совпадает с диаметром паза (т. е. ф = 0) и изменяется в зависимости от радиуса кривизны ленты и её материала. Полученные результаты (см рис. 5) позволили определить также зависимость максимального натяга ленты на седло клапана от радиуса кривизны ленты и диаметра паза клапана (рис. 8). Максимальный натяг Лпах возрастает с уменьшением радиуса кривизны ленты и может быть описан уравнением

Лпах = кИ„ + с, (10)

где к характеризует механические свойства ленты - жесткость

; У

у 1

у

"у*

100

150 "Г

200 1-

250 +-

300 -1-

Рис 8. Зависимости максимальных удельных натягов (Ятах) лепты (при различных диаметрах пазов седла) от диаметра изгиба ленты Д, перед установкой в паз.

Диаметры пазов, мм.

[ 7 -97, 2 - 127; 5 - 168, 4-200; 5 - 250

166,7 3333 500 666,7 8333 1000 X

Для компрессоров общего и специального назначения запорные органы клапанов должны иметь характеристики, которые обеспечивали бы их высокую работоспособность и оптимальные технико-экономические параметры работы. К таким парамеграм следует отнести толщину пластины (пружины) запорного органа клапана компрессора, ее натяг и материал, из которого она изготовлена.

Известно, что толщина пластины клапана зависит от давления нагнетания газа и влияет на коэффициент подачи компрессора.

Общее напряжение в ленте, возникающее при сборке и работе клапана (в открытом состоянии), достаточно мало, поэтому есть необходимость определить напряжения, возникающие в клапане, в закрытом состоянии и параметры запорного органа (толщина ленты)

В клапанах возможны два варианта схемы размещения упругого элемента на каналах для прохода газа: как балка, лежащая на двух шарнирных опорах, и как пластина, перекрывающая круглое отверстие.

По известным формулам определили величины напряжения изгиба при заданной толщине ленты для варианта «балка на опорах»:

3 . „(а + Ъ^2

= (11)

Отсюда минимальная толщина ленты

2 Ч к]

Для варианта «пластина - отверстие»

а+Ь 3-АР

^-ГаТГГ (12)

ЗАРг2(3 + ц)

---у------ [Оц.1, (13)

а минимальная толщина ленты

, Мз+м)

= 2 [а,,] '

где АР = рк~ р„- перепад давлений, МПа; а - ширина уплотняющей кромки, мм; Ъ - ширина канала для прохода газа, мм; А - толщина ленты, мм; г - радиус отверстия, мм; сттах - максимальное напряжение изгиба, МПа; [ав] - допускаемое напряжение изгиба, МПа; |1 - коэффициент Пуассона.

Решая уравнение (7) относительно параметра /г, получили условие, определяющее величину максимальной толщины ленты (/¡тах) запорного органа (см. рис. I):

^тах = ВЕ 2 "

Т л

Таким образом, уравнения (12), (14) и (15) позволили определить граничные условия выбора толщины запорпого органа клапана поршневого компрессора'

Л,п,п < А </гтах. (16)

При работе клапана запорный орган совершает в пазу движения, не имеющие места в других конструкциях. В данной работе была предпринята попытка оценить величину скорости его перемещения. Из полученных данных (рис. 9) следует, что скорость движения точек ленты мало зависит от кривизны и жесткости ленты. В связи с этим представляет интерес возможность сравнить скорости движения запорных органов в известных клапанах со скоростями в клапане СГИк. Полученные значения средней скорости коррелируют со средними величинами скоростей запорных органов известных клапанов на фазе закрытия- 1,4 м/с.

V, мм/с.

1400

1000

Рис. 9. Распределение радиальной скорости точек ленты по периметру паза седла клапана при радиусе изгиба лепты, мм. 7-50, 2- 62,5, 3 - 75. Диаметр паза 90 мм

1 5 ?? 7С —

4 2 4 4 2

В четвертой главе приведены методики расчета параметров клапана, его запорного органа (ленты) и рассмотрены вопросы повышения эффективности работы ПК, приведена классификация прямоточных клапанов, разработанных в УГГУ, основанная на форме запорного органа - ленты.

Многолетняя практика конструирования и эксплуатации воздухораспределительных органов поршневых компрессоров показала, что большое значение имеют геометрические параметры седла клапана, которые в значительной степени определяют величину вредного пространства, аэродинамические потери и работоспособность его в целом.

Применяемые в промышленности воздухораспределительные органы поршневых компрессоров не в полной мере отвечают требованиям, предъявляемым к ним (минимальные сопротивления - потери энергии в клапанах, высокая герметичность клапана, высокая долговечность клапана и хорошая ремонтопригодность клапана), которые обусловлены, главным образом, их конструкцией. Указанные недостатки вызывают стремление к разработке новых, более совершенных конструкций.

Разнообразие конструкций компрессоров, а также условий их эксплуатации привело к созданию множества прямоточных клапанов, отличающихся конструктивным исполнением, в которых запорный орган - пластина - расположен свободно (не закреплен жестко), материалами, используемыми для их изготовления и т. п., что привело к необходимости представить их классификацию.

Объем седла любого клапана конструктивно включает в себя вредное пространство, уменьшающее эффективность работы компрессора, являющееся

функцией двух параметров: проходного сечения клапана и высоты клапана.

Расчет седла предложенного клапана СГИк (дискового) (рис. 10) сводится к определению количества пазов и живого сечения. Автором разработана методика определения числа пазов для ленты и каналов для прохода газа при заданном (конструктивно) посадочном диаметре и перепаде давления в клапане.

Рис 10 Геометрия седла клапан СГИк

Также предложена методика определения конструктивных параметров ленты предлагаемого клапана: толщина (И), диаметр {1У) перед установкой в клапан, ширина ленты (Ял) и материал (Е).

Для определения толщины (А) ленты предлагается применить условие

- , (17)

где /гтах определяется по уравнению (15), кшп — из уравнений (12) или (14), в зависимости от конструкции клапана Полученное значение толщины ленты округляется до ближайшего стандартного значения, по соответствующему ГОСТу.

Для определения диаметра ленты (Цп) перед установкой в клапан предложена номограмма, связывающая натяг с диаметрами паза (Ц,) и ленты (Д,) (рис. 11).

Рис. 11 Номограмма для определения диаметра ленты в зависимости о г натяга и диаметра паза клапана (материал - сталь)

166,7 333.3 500 ббб,7 833,3 1000 X

Для выбора материала ленты, который можно использовать, при заданных конструктивных параметрах клапана приняли условие

где а.1 - предел выносливости; <тв - временное сопротивление; п = 0,6 - коэффициент запаса.

По значениям ов и ст.] материала и данным табл. 1, рассчитанным по уравнению (7), определяем область конструктивных параметров, где рационально использовать выбранный материал. В табл. 1 ломаная линия разделяет значения общих напряжений изгиба (а0с,„), возникающих в ленте, на области, где рационально и не рационально использовать выбранный материал запорного органа при заданных конструктивных параметрах клапана.

Ниже и правее линии общих напряжений изгиба долговечность работы ленты определяется значением предела выносливости материала (ст-О, который может быть использован для производства запорного органа клапана. Выше и левее линий располагается область нерационального использования выбранного материала ленты для данных конструктивно-технологических параметров клапана. В этой области долговечность работы ленты уменьшается и может быть оценена числом циклов до разрушения по критерию Мэнсона - Коффина.

Например, в табл.1 сплошная линия относится к стали ЗОХГСА, а штриховая - 65Г.

Таблица 1

Общее напряжение изгиба (я0бш) при работе кЛапана от коэффициента прочности (х) и диаметра ограничителя (Оо) для стальных лент (Е = 210 ГПа)

Оо, X

мм 60 80 100 150 200 300 400

50 ', .'>569' 448 292 217 143 107

75 "' %44 294 308 199 147 96 72

100 428 306 238 1 152 112 73 54

150 311 219 168 , 106 77 50 37

200 253 175 133 82 60 38 28

250 218 149 112 68 49 31 23

300 194 131 98 59 42 26 19

Объединение методик расчета параметров седла и запорного органа позволило разработать общий алгоритм расчета клапана (рис. 12).

Предлагаемый клапан СГИк обладает коэффициентом использования проходного сечения 0,14 - 0,16, что в полтора раза выше, чем у кольцевых клапанов. Высокий коэффициент живого сечения новых клапанов позволяет значительно сократить количество одновременно работающих воздухораспределительных органов на компрессоре, а следовательно, увеличить площадь рубашки охлаждения цилиндра машины, что достигается установкой в освободившиеся клапаны гнезда пустотелых заглушек, через которые пропускается охлаждающая вода. Количество отводимого тепла увеличивается пропорционально поверхности охлаждения, что уменьшает работу сжатия и увеличивает коэффициент подачи компрессора.

В реальных условиях эксплуатации ПК отказы клапанов возникают в результате действия нескольких причин, вызывающих внезапные и постепенные

отказы. Основной причиной отказа запорного органа клапана является усталостное разрушение под действием периодической нагрузки Эти нагрузки представляют собой достаточно жесткое условие работы механических деталей, разрушение которых может наступить при нагрузках, значительно меньших, чем величина предела прочности материала (эффект Баушингера).

Рис 12. Общий алгоритм расчета коне груктивных параметров клапана

Известно, что из-за поломок клапанов (главным образом их пластин) происходит от 70 до 90 % остановок компрессоров. Следовательно, клапаны компрессора можно рассматривать как наиболее слабое звено конструкции. Усталостное разрушение хорошо описывается распределением Вейбулла, которое является универсальным и позволяет описать весь жизненный цикл оборудования. На достаточно большом промежутке времени модель надежности не может быть составлена на основе только одного распределения. В таком случае она составляется на основе комбинации моделей. Следовательно, в нашем случае представляет интерес рассмотреть композицию двух распределений Вейбулла.

Для построения модели надежности воспользовались методом статистического моделирования с алгоритмическим генерированием на ЭВМ псевдослучайных чисел.

Полученная модель описывает нормальный период эксплуатации клапанов, включая период приработки и перехода в предельное состояние. Поскольку период приработки практически отсутствует, интенсивность отказов клапанов уменьшается, затем остается почти постоянной величиной в течение всего периода эксплуатации. В области больших значений г она возрастает, что свидетельствует о появлении процесса старения, накоплении усталостных повреждений и как следствие возникновении постепенных отказов.

Согласно известным данным, наработка на отказ клапана ПИК составляет около 1000 часов.

Проведенные промышленные испытания разработанной автором конструкции клапана показали, что наработка на отказ составляет не менее 5000 часов. Значения показателей надежности клапанов ПКУ, изготовленных по различным технологиям, для значения времени I = 720 часов приведены в табл. 2.

Таблица 2

Показатели надежности клапанов, изготовленных по различным вариантам

Показатель Ед. измерения Клапан ПИК Клапан СГИк

Р(720) - 0,62 0,93

Щ.Т20) - 0,38 0,07

/(720) ю-ч1 5,25 1,12

Х(720) ю-ч1 8,72 1,21

Го ч 1102 5045

кг - 0,864 0,987

Ко г - 0,536 0,918

Кп - 0,236 0,013

Прямоточные клапан СГИк предназначены для поршневых компрессоров (ПК) со скоростью вращения коленчатого вала до 1500 об/мин. Они повышают производительность компрессоров на 8 - 10 %, снижают удельный расход потребляемой энергии на 7 - 9 %, наработка на отказ в среднем повышается в 2 -3 раза. Клапаны СГИк удовлетворяют в основном таким требованиям, как простота конструкции изготовления, высокая ремонтопригодность, возможность

использования качественных сталей для изготовления запорных органов клапанов. Они обладают малым вредным пространством и по своим габаритным размерам полностью соответствуют применяемым в настоящее время клапанам, что обеспечивает возможность их установки вместо выпускаемых серийно.

Заключение

В работе на базе выполненных автором теоретических и экспериментальных исследований решена задача обоснования выбора конструктивно-технологических параметров запорных органов клапанов, снижающих потребление электроэнергии ПК. Выполненные исследования позволили сформулировать следующие основные результаты работы.

1. Выведено уравнение, связывающее напряжения изгиба, возникающие в запорном органе (ленте) при сборке и работе клапана, с геометрическими параметрами ленты, конструктивно-технологическими параметрами клапана и материалом ленты.

2. Обоснованы значения величин граничных значений толщины запорного органа клапана и предложены условия по выбору его рабочей толщины и материала. Разработана методика расчета основных конструктивно-технологических параметров запорного органа клапана.

3. Исследовано распределение натяга по периметру паза седла клапана, с учетом радиуса кривизны ленты и диаметра паза для различных материалов и конструктивных параметров.

4. Предложена классификация прямоточных клапанов, основанная на форме запорного органа - ленты.

5. Использование конструкций разработанных клапанов позволяет повысить эффективность и надежность работы поршневых компрессоров за счет уменьшения частоты и интенсивности отказов. Наработка на отказ разработанного клапана в 2 - 3 раза больше, чем у известных используемых.

6. Разработаны математические модели надежности клапанов ПК различных конструкций на основе композиции двух распределений Вейбулла, позволяющие описать весь жизненный цикл работы клапанов.

7. Разработаны конструкции клапанов ПК со свободно плавающей лентой запорного органа (защищенные авторскими свидетельствами).

8. Результаты работы использованы при изготовлении, ремонте и модернизации поршневых компрессоров с получением экономического эффекта до 1990 руб. на один клапан СГИк-220 только за счет экономии потребляемой электроэнергии. Возможно применение клапанов СГИк в качестве взаимозаменяемых - всасывающих или нагнетательных (0,3 - 15 МПа) на промышленных компрессорах российского и зарубежного производства.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих работах

1. Статьи, опубликованные в ведущем рецензируемом научном журнале, определенном Высшей аттестационной

комиссией

1. Волегов С. А. Обоснование конструктивных параметров самопружинящих клапанов / С. А. Волегов, М. Л. Хазин // Изв. вузов. Горный журнал. -2008,-№2.-С. 89-91.

2. Волегов С. А. Определение параметров запорного органа прямоточного клапана поршневого компрессора / Изв. вузов. Горный журнал. - 2008. - №3 -С. 91-94.

2. Работы, опубликованные в других изданиях

3. Новая технология изготовления клапана поршневого компрессора / С. А. Волегов, В И. Вотчал, М. Л. Хазин // Новые материалы и технологии в машиностроении: Сб научн. трудов по итогам международной научно-технической конференции. Вып.7. - Брянск: БГГИА, 2007. - С. 6 - 8.

4. Волегов С. А. Определение предельной толщины запорного органа клапана поршневого компрессора / С. А. Волегов, М. Л. Хазин // Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности. Сб. докладов VI Международной научно-технической конференции. Чтения памяти В.Р. Кубачека. Екатеринбург: УГГУ, 2008. - С. 45 - 47.

5. А. с. № 1229423 СССР, МКИ3 Г 04 В 39/10, Р 16 К 15/14 . Прямоточный клапан / В. Т., Дмитриев, А. П. Фролов, С. А. Волегов, Д. Г. Закиров (СССР). -№3812391/25-06; Заявлено 10.11.1984; Опубл. 07.05.1987, Бюл. № 17.

6. А. с. № 1420292 СССР, МКИ3 6 Б 16К 15/14, Р 04 В 53/10. Прямоточный клапан / В. Т. Дмитриев, П. П. Фролов, С. А. Волегов (СССР). - № 4191095 Заявлено 02.09. 1987. Опубл. 30.08. 1988, Бюл. № 32.

7. А. с № 1435880 СССР, МКИ3 Б 16 К15/14,Р 04 В 49/08. Прямоточный клапан / В. Т. Дмитриев, А. П. Фролов, С. А. Волегов (СССР). -№ 4165491/25-06; Заявлено 23.12.1986; Опубл. 07.11.1988, Бюл. № 41

8. А. с. № 1525314 СССР, МКИ3 Р 04 В 39/10, Б 16 К 15/14 Прямоточный клапан / В. Т. Дмитриев, П. П. Фролов, С. А. Волегов, И. П. Шкарупило СССР). - № 4387113/25-29; Заявлено 02.03.1988; Опубл. 30.11.1989, Бюл. № 44.

Подписано в печать 14.10.2008 г. Печать на ризографе. Бумага писчая. Формат 60 х 84 1/16. Гарнитура Times New Roman. Псч л. 1,0. Тираж 100. Заказ///

Издательство У1ТУ 620144, г. Екатеринбург, ул. Куйбышева, 30 Уральский государственный горный университет Отпечатано с оригинал-макета в лаборатории множительной техники издательства УГГУ

ВВЕДЕНИЕ.

1. КЛАПАНЫ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ.

1.1. Компрессоры в промышленности.

1.2. Применение поршневых компрессоров в горной промышленности.

1.3. Показатели работы клапанов поршневых компрессоров.

1.4. Конструкции клапанов поршневых компрессоров.

1.5. Пути улучшения работы клапанов поршневых компрессоров.

Постановка задач исследования.

2. МЕТОДИКА ЭКСПЕРИМЕНТА.

2.1. Предмет исследования.

2.2. Устройства для гибки ленты.

2.3. Определение натяга ленты клапана.

2.4. Определение скорости движения замыкающего органа клапана.

Выводы.

3. ИССЛЕДОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ТЕХНИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ЗАПОРНЫХ ОРГАНОВ КЛАПАНОВ.

3.1. Определение напряжений в запорном органе прямоточного клапана поршневого компрессора.

3.2. Исследование натяга запорных органов клапанов.

3.3. Обоснование толщины запорного органа клапана.

3.4. Определение скорости движения запорного органа.

Выводы.

4. МЕТОДИКА ОПРЕДЕЛЕНИЯ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ КЛАПАНА.

4.1. Разработка классификации прямоточных клапанов.

4.2. Методика определения конструктивных параметров седла клапана.

4.3. Методика определения конструктивных параметров запорного органа клапана.

4.4. Получение ленты заданного радиуса кривизны.

4.5. Обоснование повышения эффективности работы клапана поршневого компрессора.

4.6. Имитационные модели надежности клапанов.

4.7. Экспериментальное определение показателей надежности клапанов.

Выводы.

Актуальность темы. Энергия сжатого воздуха применяется при бурении, погрузке и транспортировании полезного ископаемого, а также при проветривании выработок и т. п. Машины, работающие на этой энергии, надежны в работе, конструктивно просты, сравнительно недорогие и обеспечивают высокую безопасность труда. Удельный вес их в энергопотреблении горных предприятий с подземным способом добычи полезного ископаемого доходит до 20 - 30 %. Потери производительности компрессора, обусловленные его конструктивными особенностями и износом, а также затраты на производство сжатого воздуха имеют тенденцию к увеличению, особенно характерную для последних десяти лет. Низкие технико-экономические показатели функционирования шахтных компрессоров позволяют сделать вывод, что часть как теоретических проблем, так и практических задач, связанных с их работой, решены не полностью.

Следовательно, работы, направленные на решение научной проблемы энергосбережения при производстве и транспортировке сжатого воздуха в горнодобывающей промышленности, имеют важное хозяйственное значение.

Одним из основных узлов, связанным с существенным потреблением подводимой к коленчатому валу компрессора энергии, является клапан. Проблема совершенствования воздухораспределительных органов поршневых компрессоров представляет собой важную научно-практическую задачу, актуальность которой не уменьшается, поскольку энергоэффективный путь хозяйствования в условиях рыночных отношений не имеет альтернативы

Существующие клапаны поршневых компрессоров не в полной мере отвечают требованиям, предъявляемым к ним горной промышленностью. Следовательно, разработка конструкций энергосберегающих клапанов, повышающих эффективность и надежность поршневых компрессоров (ПК), является актуальной задачей.

Связь темы диссертации с государственными программами. Работа выполнялась в соответствии программой Федерального агентства по образованию при Министерстве образования и науки России «Развитие теории мониторинга и эффективности сложных электромеханических систем горного производства» (№ гос. Per. 0120023922).

Объект исследования. Поршневые компрессоры для горной и других отраслей промышленности.

Предмет исследования - запорные органы прямоточных клапанов поршневых компрессоров.

Целью работы является обоснование и расчет конструктивно-технологических параметров запорных органов клапанов для снижения энергопотребления поршневыми компрессорами.

Идея работы заключается в применении новой конструкции прямоточного клапана поршневого компрессора.

Методы исследований, включающие в себя обобщение и анализ литературных источников, теоретические и экспериментальные (промышленные и лабораторные) методы исследования, базирующиеся на классических законах математики и физики, а также физическое моделирование.

Научные положения, выносимые на защиту:

- взаимосвязь напряженно-деформированного состояния, возникающего в запорном органе при установке в клапан и работе компрессора, с конструктивно-технологическими параметрами клапана ПК;

- обоснование граничных значений толщины запорного органа при заданных конструктивно-технологических параметрах клапана и материала для его изготовления;

- распределение натяга запорного органа по периметру паза седла клапана и его взаимосвязь с конструктивно-технологическими параметрами клапана;

- классификация прямоточных клапанов, основанная на форме запорного органа.

Научная новизна работы

- Получено аналитическое выражение, описывающее взаимосвязь напряжений, возникающих в запорном органе при установке его в клапан и работе компрессора, материала запорного органа с его конструктивно-технологическими параметрами, на основании которого разработаны новые конструкции клапанов для различных типов поршневых компрессоров.

- Обоснованы конструктивно-технологические параметры запорного органа клапана с концентрично расположенными пазами.

- Установлены граничные значения толщины запорного органа клапана и предложено условие выбора материала для его изготовления при заданных конструктивных параметрах новой конструкции клапана.

- Разработаны имитационные модели надежности клапанов ПК различных конструкций на основе композиции двух распределений Вейбулла, позволяющие адекватно описать весь период эксплуатации клапанов, включая периоды приработки и старения.

Практическая ценность работы

- Разработаны новые конструкции клапанов для различных типов поршневых компрессоров, защищенные авторскими свидетельствами и являющиеся взаимозаменяемыми с существующими клапанами, что позволяет устанавливать их на серийно выпускаемые поршневые компрессоры.

- Предложена методика расчета конструктивно-технологических параметров клапана ПК.

- Разработаны рекомендации по технологии получения запорного органа клапана ПК с заданными параметрами.

Достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается корректным использованием классических и современных методов исследований функционирования запорных органов клапанов поршневых компрессоров, хорошей сходимостью результатов теоретического анализа с экспериментальными данными и промышленными испытаниями, а также статистической обработкой результатов экспериментальных и теоретических исследований. Расхождение расчетных и экспериментальных данных не превышает 12 % с доверительной вероятностью 0,95.

Реализация результатов работы. Основные научные положения работы внедрены в производство Уральским заводом новых технологий. Изготовлена и испытана опытная партия клапанов с получением экономического эффекта в 1990 руб. на один клапан.

Апробация работы. Результаты работы докладывались на международной научно-технической конференции «Новые материалы и технологии в машиностроении» (г. Брянск, 2007 г.), Молодежной научно-практической конференции, проводимой в рамках Уральской горнопромышленной декады (г. Екатеринбург, 2007 г.), VI Международной научно-технической конференции «Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности» (г. Екатеринбург, 2008 г.).

Личный вклад автора заключается в -выведении уравнения, описывающего взаимосвязь напряжений, возникающих в запорном органе клапана при установке в клапан и работе компрессора, материал запорного органа и его конструктивно-технологические параметры; - разработке методик исследования запорного органа клапана и расчета конструктивно-технологических параметров клапана и его запорного органа;

-предложенной классификации прямоточных клапанов, основанной на форме запорного органа - ленты;

-разработке новых конструкций газораспределительных органов поршневых компрессоров;

- установлении граничных значений величины толщины запорного органа клапана и условия выбора материала при заданных конструктивных параметрах клапана и параметрах его эксплуатации.

Публикации. По теме работы автором опубликовано восемь работ, в том числе две в ведущих рецензируемых научных журналах и изданиях.

Структура и объем. Работа состоит из введения, четырех глав, заключения и двух приложений. Содержание работы изложено на 108 страницах машинописного текста, включает 55 рисунков и 16 таблиц. Библиографический список содержит 112 наименований.

8. Результаты работы использованы при изготовлении, ремонте и модернизации поршневых компрессоров с получением экономического эффекта до 1990 руб. на один клапан СГИк-220 только за счет экономии потребляемой электроэнергии. Возможно применение клапанов СГИк в качестве взаимозаменяемых - всасывающих или нагнетательных (0,3 - 15 МПа) на промышленных компрессорах российского и зарубежного производства.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В работе на базе выполненных автором теоретических и экспериментальных исследований решена задача обоснования выбора конструктивно-технологических параметров запорных органов клапанов, снижающих потребление электроэнергии ПК. Выполненные исследования позволили сформулировать следующие основные результаты работы.

1. Выведено уравнение, связывающее напряжения изгиба, возникающие в запорном органе (ленте) при сборке и работе клапана, с геометрическими параметрами ленты, конструктивно-технологическими параметрами клапана и материалом ленты.

2. Обоснованы значения величин граничных значений толщины запорного органа клапана и предложены условия по выбору его рабочей толщины и материала. Разработана методика расчета основных конструктивно-технологических параметров запорного органа клапана.

3. Исследовано распределение натяга по периметру паза седла клапана, с учетом радиуса кривизны ленты и диаметра паза для различных материалов и конструктивных параметров.

4. Предложена классификация прямоточных клапанов, основанная на форме запорного органа - ленты.

5. Использование конструкций разработанных клапанов позволяет повысить эффективность и надежность работы поршневых компрессоров за счет уменьшения частоты и интенсивности отказов. Наработка на отказ разработанного клапана в 23 раза больше, чем у известных используемых.

6. Разработаны математические модели надежности клапанов ПК различных конструкций на основе композиции двух распределений Вейбулла, позволяющие описать весь жизненный цикл работы клапанов.

7. Разработаны конструкции клапанов ПК со свободно плавающей лентой запорного органа (защищенные авторскими свидетельствами). р

1. Новый винтовой компрессор Уральского компрессорного завода / Балан А. В. // Химическое и нефтегазовое машиностроение. 2005. - №3, - С. 29 - 30.

2. Компрессоры воздушные 4ВУ1-5/9 и; ВУ1-7/11 //Изобретения и рацпредложения в нефтегазовой промышленности. -2003. -№3- С. 33 -34.

3. Bitzers Weg zum Technologieführer. Kalte und Klimatechn. -2000. 53. №10 - C.148.

4. Пластинин П. И. Поршневые компрессоры. Том 1. Теория и расчет / 2-е изд., перераб. и доп. М.: Колос, - 2000. - 456 с.

5. Фотин Б. С. Поршневые компрессоры. — JI.: Машиностроение, 1987.-572 с.

6. Холодильные компрессоры / Под общ. ред. А. В. Быкова. -М.: Колос, 1992. 304 с.

7. Френкель М. И. Поршневые компрессоры. JL: Машиностроение, 1969. - 744 с.

8. Захаренко С. Е. Поршневые компрессоры / С. Е. Захаренко, С.

9. A. Анисимов, В. А. Дмитревский, Г.В Карпов, Б. С. Фотин. -JI.: Машиностроение, 1961. 454 с.

10. Пат. № 3715715 РФ. 7 F 04 В 39/10, F 25В 27/02 Компрессор /

11. B. Т. Дмитриев, Ю. Н. Миняев, М. В. Дмитриев (Россия). № 2011103353/06, Заявлено 010.20.2002. Опубл. 10.04.2004. Бюл. № 10.

12. Пат. № 2200237 РФ 7 Б 01Р 9/00, ¥25 В 27/02 Способ охлаждения двигателя внутреннего сгорания / В. Т. Дмитриев, Г. А. Боярских, М. В. Дмитриев (Россия). № 2001102233/06 Заявлено 01.24.2001. Опубл. 10.03.2003. Бюл. № 7.

13. Фролов П. П. Исследование и пути повышения эффективности работы рудничного компрессорного хозяйства. Дис. . д-ратехн. наук: 05.05.06. Свердловск, - 1969, С. 102 -105.

14. Дмитриев В. Т. Оценка функциональной эффективности горных машин // Известия вузов. Горный журнал. 2003. № 3. -С. 65-68.

15. Дмитриев В. Т. Оценка функциональной эффективности горных машин по энергетическим критериям // Известия вузов. Горные машины и автоматика. 2004. № 10. - С. 70 - 72.

16. Дмитриев В. Т. Модернизация системы газораспределения поршневых компрессоров / В. Т. Дмитриев, Ю. Н. Миняев // Компрессорная техника и пневматика. 2005. - № 2. - С. 24 -25.

17. Дмитриев В. Т. Оценка функциональной эффективности горных машин по энергетическим критериям // Горные машины и автоматика . 2004. - № 10. - С. 43 - 44.

18. Дмитриев В. Т. Обоснование и выбор энергосберегающих параметров функционирования шахтных компрессорных установок: Дис. д-ра техн. наук: 05.05.06. Екатеринбург, -2006. - 224 с.

19. Troubleshotooting inefficient compressors, /Tomszyk John (Ferris State. University Big Rapids. MI. США) // Air Cond., Heat and Refrig. News. 2001. - 213, №14 c. 18-19.

20. Храпач Г. К. Эксплуатация компрессорных установок. М.: Недра, 1972.- 142 с.

21. Френкель М. П. Поршневые компрессоры. Л.: Машиностроение, 1960. - 656 с.

22. Отраслевая инструкция по эксплуатации самодействующих прямоточных клапанов на воздушных поршневых компрессорах. Ленинград, - 1970. - 43 с.

23. Решения первой Всесоюзной научно-технической конференции по компрессорным и вакуумным машинам // Компрессорные и вакуумные машины. Вып. 1. — М.: Машгиз, 1966. - С. 55.

24. Наркунекий С. Е. Влияние вида технологической обработки клапанных пластин на предел усталости // Компрессорные и вакуумные машины. Вып.1. М.: Машгиз, - 1968 - С.73.

25. А. с. № 564481 СССР, МКИ3 F 04 В 39/10, F 16 К 15/14 . Прямоточный клапан / П. П. Фролов, В. Т. Дмитриев (СССР). № 2101736/06; Заявлено 31.01.1975; Опубл. 05.07.1977. Бюл. №25.

26. Заявка 1429060 ЕПВ МПК7 F 16k 17/28 F 16 к 17/30 Выпускной клапан компрессора. Auslasventil für Kompressor. Continental AG / Folchert Uwe, Sorge Kai, Western Kamp Helge (Германия) № 02027869.3; Заявлено 13.12.2002. Опубл. 16. 06. 2004.

27. А. с. № 1229423 СССР, МКИ3 F 04 В 39/10, F 16 К 15/14 . Прямоточный клапан / В. Т. Дмитриев, А. П. Фролов, С. А. Волегов, Д. Г. Закиров (СССР). № 3812391/25-06; Заявлено 10.11.1984; Опубл. 07.05.1987, Бюл. № 17.

28. А. с. № 1420292 СССР, МКИ3 6 F 16К 15/14, F 04 В 53/10. Прямоточный клапан / В. Т. Дмитриев, П. П. Фролов, С. А. Волегов (СССР), № 4191095 Заявлено 02.09. 1987. Опубл. 30.08. 1988, Бюл. №32.

29. А. с. № 1435880 СССР, МКИ3 F 16 K15/14,F 04 В 49/08. Прямоточный клапан / В. Т. Дмитриев, А. П. Фролов, С. А. Волегов (СССР), № 4165491/25-06; Заявлено 23.12.1986; Опубл. 07.11.1988, Бюл. № 41.

30. А. с. № 1525314 СССР, МКИ3 F 04 В 39/10, F 16 К 15/14 Прямоточный клапан / В. Т. Дмитриев, П. П. Фролов, С. А. Волегов, И. П. Шкарупило (СССР), № 4387113/25-29; Заявлено 02.03.1988; Опубл. 30.11.1989, Б.И.№ 44.

31. Наркунекий С. Е. О работоспособности пластин рабочих клапанов компрессоров. Компрессорные машины. М.: Маш-гиз, 1968.-120 с.

32. Бекман Б. А. Расчет на прочность пластин самодействующего компрессора // Вестник машиностроения. 1964. - № 10. -С. 23-29.

33. Ильичев С. А. Собрание трудов. Том 1. Рудничные компрессорные установки. М.: Углетехиздат, 1953. - 275. с.

34. Марышев Р. А. Исследование рабочих процессов высокооборотных, поршневых компрессоров на режимах регулирования путем подключения дополнительного мертвого пространства: Автореф. дис. . канд. техн. наук. JL: ЛПИ. 1973. 20 с.

35. Кондратьева Т.Ф., Исаков В. П. Клапаны поршневых компрессоров. -Л.: Машиностроение, 1983. 158 с.

36. Кондратьева Т. Ф. Предохранительные клапаны Л.: Машиностроение. 1976. - 232 с.

37. Видякин Ю. А., Доброклонский Е. Б., Кондратьева Т. Ф. Оп-позитные компрессоры. Л.: Машиностроение. 1979. - 280 с.

38. Soedel W. Design and mechanics of compressor valves. West Lafayette: Ray W. Herrick Laboratories of Purdue University, 1984.-174 p.

39. Sheel L.F. Gas machinery. Houston: Galf Pablishing Company, 1972.-258 p.

40. MacLaren J. F. Т., KetrS. V., Tramschek A. B. Modeling of compressors and valves. / Proceeding Institute of Refrigeration, -London, 1974 1975, p. 42 - 59.

41. Петриченко P. M., Оносовский В. В. Рабочие процессы поршневых машин. Л.: Машиностроение. 1972. - 168 с.

42. А. с. № 577344 СССР, MKH3F 16 К 15/14, F 04 В 21/02 / Прямоточный клапан / П. П. Фролов, В. Т. Дмитриев (СССР), № 2332579/25-06 Заявлено 09. 03.1976. Опубл. 25.10.1977. Бюл. № 39.

43. А. с. № 1038669 СССР, MKH3F 16 К 15/14, F 04 В 21/02 Прямоточный клапан / В. Т. Дмитриев, П. П. Фролов, М.В.

44. Журавлев (СССР), № 3434117/25-06 Заявлено 05. 05.1982. Опубл., 30.08.1983. Бюл. № 32.

45. А. с. № 1041786 СССР, МКИ3Р 16К 15/14, Б 04 В 21/02Пря-моточный клапан / В. Т. Дмитриев, П. П. Фролов, М. В. Журавлев (СССР). № 3431062/25-06 Заявлено 28. 04.1982. Опубл., 15.09.1983. Бюл. № 34.

46. Кондратьева Т.Ф. Поршневые компрессоры в СССР и за рубежом. Л.: Машиностроение, 1964. - 135 с.

47. Хлумский В. А. Поршневые компрессоры. М.: Машиностроение, - 1962. - 404 с.

48. Направления совершенствования поршневых компрессоров / Н. И. Новиков, Л. С. Евко, Б. С. Фотин, П. И. Пластинин // Химическое и нефтяное машиностроение. 1986. - №1 - С.43 -45.

49. Пластинин П. И. Теория и расчет поршневых компрессоров. М.: Агропромиздат, 1987. - 271 с.

50. Пластинин П. И., Нуждин А. С. Спецглавы курса «Поршневые компрессоры». Ч. 2. М.: МВТУ, 1986. - 76 с.

51. Фотин Б. С. Поршневые компрессоры / Б. С. Фотин, И. Б. Пирумов, И. К. Прилуцкий, П. И. Пластинин. Л.: Машиностроение, 1987. - 372 с.

52. Холодильные компрессоры / Под общ. ред. А. В. Быкова. -М.: Колос, 1992.-304 с.

53. Влияние режимов работы и конструктивных факторов поршневого уплотнения ступени высокого давления компрессора без смазки цилиндров на рабочие процессы в уплотнении

54. B.C. Давыдов, С. М. Медведев, Б. С. Фотин // Энергомашиностроение. 1976. - № 9. - С. 30 - 32.

55. О влиянии переменного давления на износ и разрушение неметаллических поршневых колец / В. С. Давыдов, С. М. Медведев, Б. С. Фотин // Химическое и нефтяное машиностроение. -1973.-№8.-С. 34-37.

56. Назаренко У. П. Экономия электроэнергии при производстве и использовании сжатого воздуха. М.: Энергия, 1976. - 104 с.

57. Энглиш К. Поршневые кольца. М.: Машиностроение. Т.1.- 1962.-583 с.

58. Гибка-прокатка конических деталей / Д. А. Журавлев, В. А. Захаров // Кузнечно-штамповочное производство. 1982. - № 8, С. 32-33.

59. Игнатов В. К., Гуро В. И., Песоцкий В. Г. Валковые листогибочные машины. Обзор. М.: НИИмаш, 1972, 57 с.

60. Исаченков Е. И. Штамповка резиной и жидкостью. М.: Машиностроение, 1967. 368 с.

61. Лысов М. И. Теория и расчет процессов изготовления деталей методами гибки. М. машиностроение, 1966. 236 с.

62. Лысов М. И., Закиров И. М. Пластическое формообразование тонкостенных деталей авиатехники. М.: Машиностроение, 1983.-176 с.

63. Исаченков Е. И. Штамповка резиной и жидкостью. М.: Машиностроение, 1967. - 368 с.

64. Заплетохин В.А. Конструирование деталей механических устройств: Справочник. Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние,-1990.-669 с.

65. Андреева Л.Е. Упругие элементы приборов.-2-е изд., доп. и перераб. М.; Машиностроение, - 1981. - 392 с.

66. Колбасов М. Г. Исследования прямоточных клапанов с поворотными пластинками для рудничных поршневых компрессоров. Дис. канд. техн. наук. 05.05.06. Магнитогорск, 1968. -186 с.

67. Закиров И. М. Гибка на валках с эластичным покрытием / Под общ. ред. М. И. Лысова. / И. М. Закиров, М. И. Лысов. -М.: Машиностроение^ 1985. 144 с.

68. Мэнсон С. Температурные напряжения и малоцикловая усталость. Пер. с англ. - М.: Машиностроение, 1974. - 344 е., ил.

69. Пономарев С. Л., Андреева Л.Е. Расчет упругих элементов машин и приборов. М.: Машиностроение, 1980. - 326 с.

70. Заплетохин В. А. Конструирование соединений деталей в приборостроении: Справочник. Л.: Машиностроение. 1985. -223 с.

71. Романовский В. П. Справочник по холодной штамповке. -6-е изд. Л.: Машиностроение, 1979. - 520 с.

72. Справочник технолога-приборостроителя: В 2-х т. 2-е изд., доп. и перераб. / Под ред. П. В. Сыроватченко. - М.: Машиностроение, 1980. Т.1 - 607 е.; - Т .2. - 463 с.

73. Серенсен С. В. Несущая способность и расчеты деталей машин на прочность. Руководство и справочное пособие. / С. В. Серенсен, В. П. Когаев, Р. М. Шнейдерович. 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1975. - 488 с.

74. Когаев В. П. Расчеты на прочность при напряжениях, переменных во времени. М.: Машиностроение, 1977. - 232 с.

75. Расчет напряженно-деформированного состояния тарелки сферического клапана, методом конечных элементов / С. А. Лебедев, И. Б. Пирумов, Н. Н. Шабров // Тр. ЛПИ. 1980. -№370.- С. 15-19.

76. Оптимизация параметров клапанов поршневых компрессоров / И. Б. Пирумов / Тр. ЛПИ. 1980. - № 370. - С. 95.

77. Волегов С. А. Обоснование конструктивных параметровсамопружинящих клапанов / С. А. Волегов, М. Л. Хазин // Изв.

78. Вузов. Горный журнал. 2008. - № 2. - С. 89 -91.

79. Волегов С. А. Определение параметров запорного органа прямоточного клапана поршневого компрессора / С. А. Волегов, М. Л. Хазин / Изв. Вузов. Горный журнал. 2008. - № 3. -С. 91-94.

80. Биргер И. А. Расчет на прочность деталей машин. Справочник 3-е изд., перераб. и доп. / И. А. Биргер, Б. Ф. Шорр, Г. Б. Иосилевич. М.: Машиностроение, 1979. - 702 с.

81. Когаев В. П. Расчеты деталей машин и конструкций на прочность и долговечность. (Основы проектирования машин) Справочник. / В. П. Когаев, Н. А. Махутов, А. П. Гусенков. -М.: Машиностроение, 1985. -224 с.

82. Коллинз Дж. Повреждение материалов в конструкциях. Анализ, предсказание, повреждение: пер. с англ. / Коллинз Дж. -М.: Мир, 1984.-624 с.

83. Forsyth P. J/ Е. The Physical Basis of Metal Fatigue. London: Blackie and Son, Ltd., 1969.

84. McClintock F. A., Argon A. S. Mechanical Behavior of Materials. Reading, Mass.: Addison-Wesley, 1966.

85. Heywood R. B. Designing Against Fatigue of Metals. New York: Reinhold, 1962.

86. Forrest P. G. Fatigue of Metals. Reading, Mass.: Addison-Wesley, 1968.

87. Manson S. S. Fatigue: A Complex Subject Some Simple Approximations. - Experimental Mechanics, July 1965.

88. Орлов П. И. Основы конструирования. М.: Машиностроение. 1977. Т. 1.-623 е., Т. 2. -574 с., Т. 3. -357.

89. Кристаллография, рентгенография и электронная микроскопия / Я. С.Уманский, Ю. А. Скаков, А. Н. Иванов и др. М.: Металлургия, 1982. - 632 е., ил.

90. Половко А. М., Гуров С. В. Основы теории надежности. 2-е изд., перераб. и доп. - СПб.: БХВ-Петербург, 2006. - 704 е., ил.

91. Хазов Б. Ф., Дидусев Б. А. Справочник по расчету надежности машин на стадии проектирования. М.: Машиностроение, 1986,224 с.

92. Труханов В. М. Методы обеспечения надежности изделий машиностроения. — М.: Машиностроение, 1995, 304 с.

93. Проников А. С. Надежность машин. М.: Машиностроение, 1978,-592 с.

94. Решетов Д. Н., Иванов А. С, Фадеев В. С. Надежность машин. М.: Высшая школа, 1988, - 240 с.

95. Барлоу Р., Прошан Ф. Статистическая теория надежности и испытания на безотказность. М.: Наука, - 1984, - 253 с.

96. Болотин В. В. Прогнозирование ресурса машин и конструкций. М.: Машиностроение, 1984, - 312 с.

97. Канарчук В. Е. Основы надежности машин. Киев: Наукова думка, 1982, - 248 с.

98. Шор Я. Б. Статистические методы анализа и контроля качества и надежности промышленной продукции. М.: Знание, 1968,-284 с.

99. Ходырев В. А. Применение полиуретана в листоштамповоч-ном производстве. Пермь: Пермское книжное изд-во. 1973.219 е., ил.

100. Повх И. Л. Аэродинамический эксперимент в машиностроении. -М.; Л.: Машиностроение. 1974. 480 е., ил.

101. Ван Флек Л. Теоретическое и прикладное материаловедение. Пер. с англ. - М.: Атомиздат, 1975. - 472 е., ил.

102. Малинин Н. Н. Прикладная теория пластичности и ползучести. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1975. -399 е., ил.

103. Тимошенко С. П. Пластинки и оболочки / С. П. Тимошенко, С. Войновский-Кригер. М.: Наука, 1966. - 635 е., ил.

104. Лыков А. В. Теплообмен: Справочник. 2-е изд., перераб. и доп. -М.: Энергия, 1978. - 479 е., ил.

105. Лившиц Б. Г. Физические свойства металлов / Б. Г. Лившиц, В. С. Криношин, Я. Л. Липецкий 2-е изд., перераб. и доп. -М.: Металлургия, 1980. - 320 е., ил.

106. Хоникомб Р. Б. Пластическая деформация металлов. Пер. с англ. - М.: Мир, 1972. - 408 е., ил.

107. Бернштейн М.Л. Механические свойства металлов / М. Л. Бернштейн, В. А. Займовский. М.: Металлургия, 1979. - 495 е., ил.

108. Полухин П. И. Физические основы пластической деформации / П. И. Полухин, С. С. Горелик, В. К. Воронцов. М.: Металлургия, 1982. - 584 с.

109. Испытание материалов. Справочник / Под ред. X. Блюме-науэра. Пер. с нем. М.: Металлургия, 1979. - 448 е., ил.

110. Лаврентьев А. И. О связи абразивной износостойкости материалов с их физико-механическими свойствами //Трение и износ.-1980.-т. 1.- №5 .-С. 878-883.

111. Гельд П.В. Водород и несовершенства структуры металла / П. В. Гельд, Р. А. Рябов, Е. С. Кадес М.: Металлургия, 1979. - 221 е., ил.

112. Сайфуллин Р. С. Неорганические композиционные материалы. М.: Химия, 1983. - 304 е., ил.

113. Владимиров В. И. Физическая природа разрушения металлов. -М.: Металлургия, 1984. 280 е., ил.

114. Зубцов М. Е. Листовая штамповка. Л: Машиностроение, 1980.-431 с.

115. Писаренко Г. С. Справочник по сопротивлению материалов./ Г. С. Писаренко, А. Р. Яковлев, В. В. Матвеев. Киев.: Наукова думка, 1988. - 734 с.