Южного казахстана

 
159 
 
МЕХАНИКА ЖӘНЕ МАШИНА ЖАСАУ 
МЕХАНИКА И МАШИНОСТРОЕНИЕ 
   
 
 
 
 
 
УДК 621.41 (088.8) 
 
УСОВЕРШЕНСТВОВАННАЯ КОНСТРУКЦИЯ УПЛОТНИТЕЛЬНОГО УЗЛА 
ШТОКА РАБОЧЕГО ПОРШНЯ В ДВИГАТЕЛЕ СТИРЛИНГА 
 
Б.Р.Арапов – д.т.н., профессор, К.К.Сейтказенова – д.т.н., профессор,  
Г.Е.Сералиев – к.т.н., ст.преподаватель 
 
ЮКГУ им. М.Ауэзова, г. Шымкент 
                              
Аннотация 
 
 
Представлена  новая конструкция  уплотнительного  узла,  которая  позволит   решить са-
мую сложную и до настоящего времени не нашедшую решения  проблему  в двигателях Стир-
линга - уплотнение штоков рабочего и вытеснительного поршней. В новой конструкции уплот-
нительного узла применена многоступенчатая схема компоновки,  состоящая из двух ступеней 
скользящих  сальников,  изготовленных  из  материала  фторопласт.  При      подаче  избыточного 
давления рабочей среды в пространство между сальниками достигнуто снижение величины на-
пора  на  отдельные  сальники.    Данная  конструкция  уплотнительного  узла  позволяет  снизить 
требования к точности изготовления штока и сальников, что приведет к снижению себестоимо-
сти  двигателя. 
 
Ключевые  слова:    двигатель  Стирлинга,  солнечная  энергия,  узел  уплотнения,  автономный 
компрессор, составной коленчатый вал, регенератор, нагреватель, охладитель. 
 
 
Эффективность  двигателей  наружного  сгорания  (ДНС),  работающих  по  циклу 
Стирлинга, тем выше, чем больше среднее давление рабочего газа в замкнутом объеме 
рабочего пространства. В качестве рабочей среды для заполнения рабочего пространст-
ва в цилиндре, в основном, используются водород, гелий или воздух. По данным [1-4] 
высокая  эффективность  работы  ДНС,  работающих  по  циклу  Стирлинга,  достигается 
при давлении рабочей среды порядка 15-20 МПа (150-200 атм.) и при использовании в 
качестве рабочей среды водорода. Водород обладает высокой способностью к текуче-
сти, поэтому имеет наилучшие  показатели газодинамических характеристик. Близок по 
газодинамическим характеристикам к водороду нейтральный гелий.  Однако наряду с 
высокими    газодинамическими  характеристиками  водород  и  гелий  имеют  существен-
ные недостатки, связанные  с их стоимостью и определенными свойствами. Водород в 
силу малости размеров атома имеет свойство внедриться в металл и проходить сквозь 
стенки цилиндров в атмосферу, одновременно охрупчивая несущие элементы двигате-
ля. А гелий имеет очень высокую стоимость производства. Оба газа легко могут прохо-
дить через зазоры в уплотнительных узлах штоков рабочего и вытеснительного порш-
ней.  Утечка  рабочего  газа  в  уплотнительных  узлах  штоков  приведет  к  постепенному 

 
160 
падению  среднего  давления  рабочей  среды,  что  влечет  за  собой  резкое  уменьшение 
КПД двигателя и снижение развиваемой им мощности. Поэтому в случае применения в 
качестве  рабочей  среды  водорода  или  гелия,  двигатель  должен  быть  дополнительно 
снабжен  емкостью  с  водородом  или  гелием,  находящимися  под  высоким  давлением, 
необходимым для постоянного пополнения и поддержания среднего давления рабочей 
среды  на  заданном  уровне.  Атмосферный  воздух,  несмотря  на  низкие  газодинамиче-
ские характеристики по сравнению с водородом и гелием, имеет ряд преимуществ. Во-
первых,  воздух  доступен  и  бесплатен,  т.е.  при  помощи  компрессора  его  можно  брать 
прямо с атмосферы, во-вторых, безопасен при эксплуатации и, в-третьих, нейтрален к 
несущим элементам конструкции двигателя. При использовании в качестве источника 
тепловой  энергии  солнечных  лучей  применение  атмосферного  воздуха  в  двигателях 
Стирлинга  дополнительно  оправдано,  поскольку  источник  энергии  является  бесплат-
ным,  что  компенсирует  некоторое  снижение  КПД  двигателя  при  применении  воздуха 
вместо водорода или гелия.  
Обеспечение герметичности рабочего пространства с рабочей средой в двигате-
лях наружного сгорания является наиболее сложной проблемой, сдерживающей массо-
вое  производство  таких  двигателей.  Поэтому  создание  конструкции  уплотнительного 
узла  штоков,  обеспечивающее  абсолютную  герметичность  рабочего  пространства  при 
длительной работе двигателя и имеющей низкий коэффициент трения, является самой 
сложной задачей при проектировании и конструировании двигателей наружного сгора-
ния. Стремление конструкторов на создание уплотнения, приближающегося к системе, 
обеспечивающей  абсолютную  герметичность  типа  «скатывающийся  чулок»  или  диа-
фрагменные  уплотнения,  сдерживается  сложностью  конструкции  и  высокой  стоимо-
стью производства.   
Поэтому  применение  для  уплотнения  штока  многоступенчатого  скользящего 
сальникового уплотнения считается наиболее перспективным. 
 В связи с вышеизложенным, нами при разработке грантового Проекта по теме № 
1132 для  изготовления сбалансированного двигателя Стирлинга с оппозитно располо-
женными  цилиндрами  для  уплотнения  штоков  поршней  использована  совершенство-
ванная конструкция скользящего двухступенчатого сальникового уплотнения на основе 
материала  «Фторопласт-4».  Уплотнительный  узел  штока  собран  из  двух  комплектов 
уплотнительного  устройства,  состоящих  из  фторопластового  сальника,  распредели-
тельного и запорного колец.    
Принцип работы уплотнителя штока, состоящего из нескольких последовательно 
расположенных скользящих сальников, по данным [5, 6] заключается в том, что прохо-
дящий  газ  из  первого  сальника  удерживается  вторым,  а    от  него  далее  третьим  и  т.д. 
Таким образом, в пространстве между сальниками образуется среда, имеющая некото-
рое  избыточное  давление,  которое  снижает  величину  напора  на  отдельные,  впереди 
расположенные  сальники.  Кроме  того,  такая  конструкция  уплотнительного  узла  ком-
пенсирует  неизбежные  нецилиндричность  и  некоторую  конусность  поверхности  уп-
лотняемого  штока.  Описанная  конструкция  уплотнительной  системы  штока  при  пра-
вильно выбранных конструктивных размерах и надлежащим образом проведенной сбо-
рочной работе   показала  хорошую работоспособность и долговечность при темпера-
туре от -60 до +260
о
С,  до 3000 часов при работе двигателя с полной нагрузкой [1].  Од-
нако в  работе описанной конструкции уплотнения имеется один существенный недос-
таток, который заключается в том, что давление среды в пространстве с тыльной сто-
роны первого сальника образуется за счет проходящего из первого и задержанного вто-
рым сальником объема рабочей среды и его величина остается неизвестной и не кон-
тролируемой. Величина этого давления определяет величину напора на впереди распо-

 
161 
ложенные  сальники,  и  тем  самым  существенно  влияет  на  их  долговечность.  Поэтому 
установление  контроля    и  возможность  регулирования    величины  давления,  поможет 
оптимизировать работу подобного уплотнительного узла штока.     
Особенность  скользящего  сальника,  разработанного  профессором  Билом  [3]  и 
использованного им в качестве поршневых колец, заключается в форме его поперечно-
го сечения, имеющего тонкий лепесток с конической рабочей поверхностью. Мы при-
менили  данную  форму  скользящего  сальника  для  герметизации  штока  и  разработали 
двухступенчатую  конструкцию  уплотнительного  узла,  схема    которой  приведена    на 
рисунке 1.    
 
 
 
 
 
 
1 – шток; 2 – накидная гайка; 3 – фторопластовое уплотнение (сальник);  
4 – промежуточная шайба; 5 – корпус рабочего цилиндра; 6 – обратный клапан (золотник);  
7 – подача сжатого воздуха из первой ступени воздушного компрессора, равный 1 МПа;   
8 – подача  сжатого  воздуха  со  второй ступени воздушного компрессора, равный 4 МПа;  
9 – компенсирующее пространство рабочего цилиндра 
 
Рисунок 1 – Схема двухступенчатого уплотнительного узла штока рабочего поршня 
 
 
 
Двухступенчатый уплотнительный узел штока состоит из двух сальников 3, изго-
товленных из материала тефлон (фторопласт–4), распределительной шайбы 4 и накид-
ной  гайки  2,  плотно  прижимающей  основания  сальников  к  корпусу  цилиндра.  Сам 
скользящий сальник, изготовленный из фторопласта,  представлен на рисунке 2 и  име-
ет  специальный  лепесток,  предназначенный  для  плотного  охвата  цилиндрической  по-
верхности  штока,  обеспечивая  тем  самым  хорошую  герметичность  компенсирующего 
пространства двигателя. Между штоком 1 и накидной гайкой 2 имеется гарантирован-
ный зазор размером 0,2 мм. Такой же зазор имеется между штоком 1 и корпусом ци-
линдра 5. Эти зазоры, во-первых, исключают соприкосновение штока с накидной гай-
кой и корпусом цилиндра, что способствует сохранению зеркальной поверхности што-
ка и, во-вторых, зазор между штоком и накидной гайкой обеспечивает поступление ра-
бочего  газа  (воздуха)  из  компенсирующего  пространства  в  полость  сальника  первой 
ступени. 

 
162 
 
  
Рисунок  2 – Схема  сальника с «лепестком» 
 
 
 
Размеры самого сальника подобраны на основе  расчетов с использованием дан-
ных из [3]:  
 
Наружный диаметр сальника равняется    и плотно подогнан на посадочное от-
верстие корпуса цилиндра. 
 
Минимальный диаметр внутреннего отверстия в верхней части лепестка равня-
ется   
, то есть на 0,2 мм меньше диаметра штока, что 
обеспечивает посадку на уплотняемый шток с небольшим натягом.  
 
Диаметр   
    устанавливает  толщину  верхней  части  лепестка  и  равняется  
. В первом варианте толщина лепестка принята равным 
0,8 мм.  Поскольку данный размер лепестка определяет срок службы сальника, 
то  при дальнейших исследованиях может быт найдено оптимальное  значение, 
связанное с запланированным сроком службы уплотнительного узла. 
 
Диаметр прорези у основания лепестка 
 
 
Наружный диаметр прорези 
      
 
Внутренний диаметр сальника у основания 
 
Предложенный  уплотнительный  узел  работает  следующим  образом.  Рабочая 
среда с давлением равным среднему давлению, поступает в пространство, образованное 
прорезью первого сальника, что создает на его лепесток дополнительное прижимающее 
к штоку усилие. Это обеспечивает непрерывное плотное прилегание рабочей поверхно-
сти лепестка к цилиндрической поверхности штока. 
Для  снижения  напора  на  первый  сальник  между  первым  и  вторым  сальником 
устанавливается промежуточная шайба 4 (рисунок 1), которая распределяет поступаю-
щий воздух от первой ступени компрессора в пространство прорези второго сальника, 
что создает избыточное давление с тыльной стороны первого сальника. То есть, в на-
шем случае, напор рабочей среды на первый сальник с 4 МПа снижается до 3 МПа, что 
существенно  повышает  срок  его  службы.  Регулируя  значения  давления  среды  в  про-

 
163 
странстве между сальниками можно установить его оптимальное соотношение со зна-
чением среднего давления рабочей среды в компенсирующем пространстве двигателя. 
Разработанная конструкция уплотнительного узла позволяет снизить требования 
к точности изготовления штоков и сальников, которые приведут к снижению себестои-
мости изготовления двигателя Стирлинга.  
 
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ  
 
1
 
Даниличев В.Н. и др. Двигатели Стирлинга. - М.: Машиностроение, 1977.- 448с. 
2
 
Уокер Г. Машины, работающие по циклу Стирлинга / пер.с анг. Б.В. Сутугина.  - М.:  
Энергия, 1978.- 151с. 
3
 
Уокер Г.  Двигатели Стирлинга / пер.с анг. Б.В. Сутугина и Н.В. Сутугина. - М.: Ма-
шиностроение, 1985. – 216с. 
4
 
Ридер Г.,  Хупер Ч. Двигатели Стирлинга /пер. с анг. С.С. Ченцова. - М.: Мир, 1986.- 
464с. 
5
 
Percival W.H. Rept CR-121097.- NASA, 1974. - http: //ru.wikipedia.org /. 
6
 
Kitzner E.W. Rept CR-159836. -  NASA, 1980. - http: //dic.academic.ru / 
 
ТҤЙІН 
 
Арапов Б.Р. - т.ғ.д. профессор, Сейтказенова К.К.- т.ғ.д., профессор, 
Сералиев Г.Б. - т.ғ.к. 
М.Әуезов атындағы ОҚМУ, Шымкент қ. 
 
Стирлинг қозғалтқышының жҧмыс поршені штоктарын тығыздаушы тораптың 
жетілдірілген қҧрылымы 
 
Мақалада  Стирлинг қозғалтқышының  үлкен  қиындық  туғызып,  осы  күнге дейін  тиісті 
шешімін  таппай  отырған  мәселесі,  жұмыс  және  ығыстырушы  поршендердің  штоктарын 
тығыздау, тығдаушы тораптың жаңа құрылымын жасау арқылы шешілген. Жаңа тығыздаушы 
торапта  екі  сатыдан  тұратын  сырғанайтын  фторопласт  материалынан  жасалған  сальниктер 
қолданылған  және  осы  сальниктердің  ортасын  қосымша  артық  қысымды  ортамен  толтыру 
арқылы сальниктерге түсетін қысымның қарқындылығы тӛмендетілген. Тығыздаушы тораптың 
осы  құрылымы,  шток  пен  тығыздағыш  сальниктердің  жасалуына  қойылатын  талаптарды 
тӛмендету арқылы,  қозғалтқыштың ӛзіндік құнын азайтуға қол жеткізеді. 
 
RESUME 
 
Arapov B. R. - the Doctor of  Engineering, the professor, Seitkazenova K.K.- the Doctor of En-
gineering, the professor, Seraliyev G. B. - Candidate of Technical Sciences 
  M.Auezov South Kazakhstan State University, Shymkent 
 
Improved design of sealing knot of a rod the working piston in the engine of Stirling 
 
 
A new construction the seal assembly, which would solve the most complex and so far have 
not found the solution to the problem of Stirling engines - Stem sealing worker and displacement 
pistons. The new design used a multi-stage seal assembly fixtures, consisting of two stages of sliding 
seals, made-tion of fluoroplast material. When applying pressure fluid in the space between the sealing 
pressure to slash the value of the individual glands. This design allows the seal assembly to reduce the 
requirements for precision manufacturing and stem seals, which could reduce the cost of the engine. 
 
 
 
 

 
164 
УДК 621.81:625.08:62-192 
 
ПОВЫШЕНИЕ УРОВНЯ НАДЕЖНОСТИ ДОРОЖНО-СТРОИТЕЛЬНЫХ 
 МАШИН  И ЭФФЕКТИВНОСТЬ ИХ ЭКСПЛУАТАЦИИ 
 
А.М. Жандарбекова – к.т.н., и.о. доцента 
 
ВКГТУ им. Д. Серикбаева, г. Усть-Каменогорск 
 
Аннотация 
 
В статье рассмотрены вопросы решения  задач сокращения  объемов текущего ремонта 
дорожно-строительных  машин.  Особое  внимание  уделено  вопросам  снижения  суммарных 
удельных затрат на приобретение машин и на поддержание их надежности в эксплуатации. Из-
ложены  результаты  обоснования  объемов  текущего  ремонта  агрегата  одноковшовых 
фронтальных погрузчиков, методом моделирования на ЭВМ. Представленные результаты  мо-
делирования на ЭВМ  позволяют выявить необходимые зависимости по оценке влияния повы-
шения качества изготовления деталей и узлов на  выходные показатели надежности исследуе-
мого агрегата. 
 
Ключевые слова: безотказность, надежность, ресурс агрегата, отказ, долговечность, дорожно-
строителные машины 
 
Обеспечение эффективной эксплуатации различных дорожно-строительных ма-
шин  (ДСМ)  является  важной  проблемой  в  производственной  деятельности  предпри-
ятий  ввиду  сложности  условий    использования  машин,    в  которых    приходится  им  
функционировать. Следует отметить, что во многих случаях отказы  ДСМ в эксплуата-
ции приводят к простоям комплекса совместно работающих машин и оборудования [1]. 
Это, как правило, влечет срыв сроков строительства, проведения других работ, который 
выражается в значительных финансовых потерях. 
На  промышленных  предприятиях  Восточно-Казахстанской  области  накоплен 
большой опыт внедрения мероприятий, направленных на повышение эффективности ис-
пользования ДСМ.  Организизующим и  стимулирующим началом широкого внедрения 
этих  мероприятий    является  обоснование  текущего  ремонта  ДСМ.  Все  это  показывает 
актуальность исследований, направленных на повышение уровня надежности ДСМ, осо-
бенно  в  условиях  рыночной  экономики.  При  этом,  обоснование  объемов  текущего  ре-
монта  агрегатов ДСМ, обеспечивающих минимизацию затрат и сокращение простоев в 
эксплуатации является решающим фактором эффективности эксплуатации машин. 
Моделирование  на  ЭВМ  уровня  надежности  агрегата  ДСМ  на  основе  повыше-
ния  безотказности  ее  деталей  и  снижения  рассеивания  их  ресурсов  дает  возможность 
научно  обоснованно  совершенствовать  систему  планирования  объемов  их  текущего 
ремонта. При этом, оценивая возможность преобразования каждой из локальных групп 
деталей  в  группу  совместных  замен,  определяются  оптимальные  значения  ресурсных 
показателей  деталей  в  составе  каждой  из  локальных  групп  для  сокращения  потерь  от 
неполного использования их ресурсов и стоимости.  
С целью повышения надежности агрегата ДСМ, в ходе выполнения данного ис-
следования  предложено  сократить  число  текущих  ремонтов  путем  повышения  безот-
казности наименее надежной, ненадежной и недостаточно надежной групп деталей со-
вместных замен. С этой целью было произведено моделирование на ЭВМ повышения 

 
165 
ресурсных    и  стоимостных  показателей  наиболее  часто  отказывающих  групп  деталей 
коробки передач (КП)  модели SB 165-2 одноковшовых фронтальных погрузчиков.    
Моделирование  затрат на  ЭВМ  на  поддержание  эксплуатационной  надежности 
показателей  безотказности  и  долговечности  наименее  надежной    групп  деталей  КП 
произведено  с  учетом  характера  изменения  отказов,  т.е.  на  основе  ведущей  функции 
потока  отказов.  Кроме  того,  учтены  и  показатели  надежности  КП  модели  SB  165-2  в 
целом.  
В ходе данного исследования особое внимание  уделено  установлению влияния 
коэффициента  стоимости,  коэффициента  увеличения  ресурса  и  сокращения  относи-
тельного рассеивания ресурса наихудшей группы деталей на уровень надежности n ко-
робки передач в целом [2]. При анализе характера изменения n от улучшения показате-
лей  долговечности наименее  надежной  группы  деталей  КП  в  ρ   раз  удается  выделить 
три зоны (рисунок 1). 
Первая  зона  -  эффективная  (в  интервале  значений  ρ  до  2,12),  где  наблюдается 
наибольшее повышение уровня надежности  n в результате роста ресурса наименее на-
дежной группы деталей КП. Вторая зона – недостаточно эффективная (в интервале зна-
чений ρ от 2,12 до 2,75), когда темп повышения n замедляется вплоть до момента дос-
тижения  показателем  наибольшего  значения  несмотря  на  вложение  дополнительных 
средств. Третья зона – неэффективная (в интервале значений ρ от 2,75 и выше), где на-
чинается снижение n после достижения своего наибольшего значения. Анализ зависи-
мостей,  приведенных  на  рисунке  2,  показывает  неэффективность  дальнейшего  совер-
шенствования наихудшей группы деталей КП модели  SB 165-2 при ρ>2,75. Несоблю-
дение данного условия может привести к снижению уровня надежности рассматривае-
мого агрегата. 
1,38
1,40
1,42
1,44
1,46
1,48
1,50
1,52
1,54
1,56
1,58
1,60
1,62
1,64
1,66
1,68
1,70
1
1,5
2
2,5
3
3,5
4
4,5
5
ρ
n
Крр=1,0
I
III
II
I
- эффективная зона
- недостаточно 
эффективная зона
- неэффективная зона
III
 
Рисунок 1 - Характеристика этапов изменения уровня надежности 
в  зависимости от изменения ресурса наименее надежной группы деталей КП 
 
 
В  результате  моделирования  на  ЭВМ  уровня  надежности  наименее  надежной 
группы  деталей  КП  SB  165-2  определен  предел  ее  совершенствования  [3].  Динамика 
уровня надежности КП от коэффициентов стоимости, увеличения ресурса и рассевания 
ресурса рассматриваемой группы деталей при  пропорциональном росте стоимости  и 
ресурса группы деталей КП показывает предел ее совершенствования (рисунок 2). По 
мере увеличения ресурса группы деталей до ρ=2,55 и сокращения рассеивания ресурса 

 
166 
в 1,5 раза уровень надежности n достигает своего наибольшего значения - 1,78. После 
чего  начинается  снижение  вследствие  усиления  влияния  пропорционально  растущей  
стоимости наименее надежной группы деталей коробки передач. 
Аналогичные  результаты  по  расчету  уровня  надежности  КП  модели  SB  165-2 
были получены и по остальным рассматриваемым группам  деталей (ненадежной и не-
достаточно надежной групп деталей КП) [4]. 
 
1,61
1,63
1,65
1,67
1,69
1,71
1,73
1,75
1,77
1,79
2
2,25
2,5
2,75
3
3,25
3,5
ρ
n
Крр=1,0
Крр=1,1
Крр=1,2
Крр=1,3
Крр=1,4
Крр=1,5

жүктеу/скачать 5,98 Mb.

Достарыңызбен бөлісу: