CC BY
101
turbocharger. To reduce the negative effects of the boost at acceleration mode a method of increasing the acceleration capability of the compound diesel engine based on the idea of kinetic energy regeneration by inertial accumulators is suggested. The usage of this energy for spinning turbocharger rotor at unsteady modes of operation reduces the time of acceleration mode, and as a result, fuel consumption and exhaust emissions into the environment are also reduced.
Keywords: turbine, compressor, inertia, energy storage, flywheel inertia.
References
1. Patrahal'cev N. N., Savastenko A. A. Forsirovanie dvigatelej vnutrennego sgoranija nadduvom [Forsage of the turbocharged diesel engine]. Moscow, Legion Avtodata, 2010. 176 p.
2. Golovchuk A. S., N. N. Abolmasov Snizhenie dymnosti dizelej [Reduce fumes of diesel engine]. Avtomobil'najapromyshlennost. 1994. № 11 .pp. 35 - 36.
3. Gulia N. V. Inercionnye akkumuljatory jenergii [Energy storage of inertia] Voronezh: Izd-vo VGU, 1973. 240 p.
4. Gulia N. V., Gulia N. V. Inercija [Inertia] Moscow, Nauka, 1982. 152 p.
5. Shabalin D. V., Tereshhenko E. S., Roslov S. V., Smirnov A. M. Metod povyshenija priemistosti kombinirovannogo dizelja s ispol'zovaniem inercionnyh nakopitelej jenergii [A method for increasing diesel pickups combined with the use of inertial energy storage] Omskij nauchnyj vestnik. 2013. no 2(130). Omsk, OMGTU. 2013. pp. 136 - 139.
6. Shabalin D. V., Fadeev D. Ju., Tereshhenko E. S. Stabilizacija temperatury naduvochnogo vozduha: monografija [Stabilization of charging air: monografia]. Omsk: Omskoe kn. izd-vo, 2013. 100 p.
7. Tereshhenko E. S. Perehodnye processy dizelja s gazoturbinnym nadduvom [Transition process of the turbocharged diesel engine]. Nauchnyj vestnik ChVVAKIU. 2010. no 25. Chast' 2. Cheljabinsk: ChVVAKIU. pp. 122 - 125.
8. Bajkov B. P., Bordukov V. G., Ivanov P. V. Turbokompressory dlja nadduva dizelej: spravochnoe
posobie [The turbocharged diesel engine: reference manual] L.: Mashinostroenie, 1985. 200 p.
9. Tereshhenko E. S. Povyshenie kachestva perehodnyh processov dizelja s gazoturbinnym nadduvom primeneniem sistemy upravlenija turbokompressorom [Improving the quality of transient processes of a diesel engine with a turbocharged application management system turbocharger] Perspektivnye napravlenija razvitija nauki: sbornik nauch. st. 2011. № 1. pp. 27 - 31.
Козлов Андрей Александрович (Россия, г. Омск) - старший помощник начальника курсов переподготовки и повышения квалификации Омский филиал Военной академии материально-технического обеспечения (Омск-98, 14 военный городок, e-mail: [email protected])
Шабалин Денис Викторович (Россия, г. Москва) - кандидат технических наук, докторант Военный учебный - научный центр Сухопутных войск Вооруженных сил (109380 , г. Москва, ул. Головачева,2, e-mail:
shabalin_d79@mail. ru)
Рослов Сергей Валерьевич (Россия, г. Омск) -адъюнкт кафедры двигателей Омский филиал Военной академии материально-технического обеспечения (Омск-98, 14 военный городок, e-mail: [email protected])
Kozlov A. A. (Russian Federation, Omsk) - senior assistant to the chief of courses of retraining and professional development Omsk branch of Military academy of material support (Omsk-98, 14 military camp, e-mail: [email protected])
Shabalin D. V. (Russian Federation, Moscow) -Candidate of Technical Sciences, the doctoral candidate Voyenny educational - scientific center of Land forces of Armed forces (109380, Moscow, Golovachev St., 2, e-mail: [email protected])
Roslov S. V. (Russian Federation, Omsk) -graduated in a military academy of chair of engines Omsk branch of Military academy of material support (Omsk-98, 14 military camp, e-mail: [email protected])
УДК 62(075.8)
АНАЛИЗ ЭФФЕКТИВНОСТИ ГИДРОСИСТЕМЫ ОДНОКОВШОВОГО ЭКСКАВАТОРА ПРИ РЕКУПЕРАЦИИ ЭНЕРГИИ ПОТОКА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ
В. Н. Кузнецова1, В. В. Савинкин2 1 ФГБОУ ВПО «СибАДИ», г. Россия, г. Омск 2 Северо-Казахстанский государственный университет им. М. Козыбаева, Казахстан г. Петропавловск
Аннотация. Научно-технические достижения при совершенствовании и модернизации экскаваторов, направленные на повышение их эффективности, безопасности, обеспечения качественных показателей экскавационных работ, снижение эксплуатационных затрат, повышение энергоемкости, невозможны без
детального исследования их узлов, агрегатов, механизмов, систем и блоков управления. Подвергнуты анализу исследования предыдущих авторов. В статье приводится результаты исследований по возможной рекуперации энергии потока рабочей жидкости гидросистемы одноковшового экскаватора. Получены зависимости эксплуатационных параметров экскаваторов от режимов его работы.
Ключевые слова: экскаватор одноковшовый, эффективность, гидравлическая система, энергия, рекуперация.
Введение
Исполнительные и рабочие механизмы современного экскаватора имеют, как правило, гидравлический привод.
Функциональный диапазон гидропривода и его эффективность использования зависят как от конструктивных особенностей элементов гидропривода, так и от технической характеристики экскаватора.
Комплексным показателем работы экскаватора считается его
производительность, которая подразделяется на теоретическую, техническую и эксплуатационную [1]. В итоге все виды производительности характеризуют влияние технического состояния гидропривода, условий эксплуатации, категорию
разрабатываемого грунта и т.п. Однако эффективность работы гидропривода зависит еще и от множества других факторов (схема включения элементов, перепады давления в системе, полезная работа потока рабочей жидкости, эффективная мощность гидропривода и т. п.). Для модернизации гидропривода и поиска способов совершенствования необходимо исследовать наиболее нагруженные элементы и распределить величины давления в каждом элементе системы гидропривода СДМ.
Результаты теоретических и практических исследований
Цель исследования: подтверждение гипотезы о том, что рекуперация энергии потока рабочей жидкости снижает потери мощности, затраченные на преодоление суммы сил сопротивления, возникающих при разработке грунта.
Первый шаг расчета заключался в исследовании потерь давления ДР при нейтральном положении
гидрораспределителя. Потери давления в элементах гидропривода
(гидрораспределителе, гидроклапанах,
гидрозамках, фильтрах) определяли по их гидравлическим характеристикам при расчетных (и экспериментальных) значениях скорости течения (расхода) и вязкости рабочей жидкости по известным методикам,
разработанным Алексеевой Т.В., Поляковой Л.Е., Юшкиным В.В., Ямпиловым С.С. [2 - 4]. Потери давления на местных сопротивлениях обусловлены изменением направления или величиной скорости потока V. К местным сопротивлениям §мсопр относятся, например, изгибы трубопроводов, тройники и поворотные соединения, переходники, соединяющие участки труб, входы и выходы из гидроэлементов и т. д. В результате расчетов были определены суммарные гидравлические потери в гидроприводе для каждого расчетного случая с учетом потерь давления в трубопроводах и других элементах гидропривода.
Второй шаг расчета - исследование наиболее энергонапряженного такта экскавационного цикла «захват ковшом грунта». Исходным параметром расчета является номинальное значение подачи рабочей жидкости насоса Оном. Потери давления в гидрораспределителе, гидроклапанах, гидрозамках, фильтре и трубопроводах напорной и сливной гидролиниях рассчитывались согласно выше приведенной последовательности. При расчете сливной гидролинии учитывался расход рабочей жидкости на выходе из гидродвигателя (гидроцилиндра). При этом учитывалась схема его включения. Аналогично определялись потери давления рабочей жидкости ДР на такте «высыпание грунта из ковша» для напорной и для сливной гидролиний.
Фактическое усилие на штоке гидроцилиндра определялось при включении штоковой рабочей полости:
Rц =[{Рном -ЬРн )• Fш -АРсл • Рп\Цшд , (1)
где ДРн и ДРсл - гидравлические потери соответственно в напорной и сливной гидролиниях; ^гм.ц - гидромеханический КПД гидроцилиндра.
Далее определяются коэффициенты потери давления после каждого элемента гидропривода (таблица 1).
Таблица 1 - Коэффициенты потери давления в гидроприводе экскаватора
Вид элемента гидропривода Потери давления у Номинальное давление насоса Рн
РВД 1 0,002 28
РВД 2 0,0052 28
РВД 3 0,045 28
РВД 4 0,026 28
РВД 5 0,0326 28
РВД 6 0,022 28
РВД 7 0,009 28
Жесткий трубопровод 0,043 28
Штуцер 0,01 28
Распределитель 0,009 28
Гидродвигатель 0,25 28
Гидрозамок 0,002 28
Фильтр 0,001 28
Рис. 1. График зависимости изменения рабочего давления гидропривода Рр от времени Тц
По результатам исследований перепадов давления строим график зависимости изменения рабочего давления гидропривода Рр от времени Тц (за контрольное время принимаем время цикла Тц) (рис. 1). Анализируя график (рис. 1), отметим, что отрезок А - В характеризует работу насоса в единицу времени; точка В фиксирует величину давления, создаваемого насосом при подаче на распределитель в начале такта Р = 17,8 МПа. Отрезок В - С характеризует процесс перемещения потока рабочей жидкости через трубопроводы и штуцеры, расположенные до гидрораспределителя.
Снижение давления происходит из-за сил трения в местных сопротивлениях. Величина потерь незначительна, поэтому давление потока рабочей жидкости равна Р. Отрезок С - D характеризует работу
гидрораспределителя. При этом величина потерь на внутреннее сопротивление также незначительна, поэтому существенных перепадов давления не наблюдается. На отрезке D - Е наблюдается резкое понижение давления в системе, свидетельствующее о работе гидродвигателя и характеризующее такт опускания рабочего оборудования экскаватора для зачерпывания грунта.
Отрезок Е - F характеризует включение в работу гидрораспределителя для нагнетания потока рабочей жидкости в гидродвигатель для осуществления такта зачерпывания грунта. При достижении давления, близкого к рабочему Рр (точка Р), в работу включается гидродвигатель для выполнения такта зачерпывания грунта ковшом. Последующий отрезки Р - G показывает интервал времени на выполнение операции или такта. Далее отрезки О - I, L - М характеризуют подъем, работу гидромотора на поворот платформы и выгрузку грунта.
Рассмотрев график (рис. 1), можно сделать вывод о том, что точки В, С, D, Р, G, О, I, L, М указывают на момент включения в работу гидрораспределителя. Точки Е, Р, К фиксируют включение в работу гидродвигателей (гидроцилиндров), при этом наблюдается резкое падение давления в системе. В момент включения гидродвигателя (рис. 2) происходят наиболее значительные потери давления (ДРпр = 3540%) для гидропривода экскаватора, соответствующие выполнению наиболее энергоемких операций при разработке грунта.
Рис. 2. Схема распределения давлений в гидросистеме
В основе работы системы гидропривода землеройных машин лежит поддержание постоянного перепада давления на дросселирующих элементах гидросистемы. В основном, такими элементами являются специально расточенные кромки золотника пропорционального гидрораспределителя. Излишки гидравлической жидкости при дросселировании сливаются через предохранительный клапан в бак, что приводит к потере мощности системы гидропривода. Исследованиями установлено, что при постоянном поддержании величины расхода рабочей жидкости, подводимой к гидродвигателю, происходят перепады ее давления, т.е. появляются потери при
возрастающем сопротивлении и, как правило, это приводит к снижение КПД гидропривода. Для повышения КПД гидропривода необходимо поддержание постоянной величины или увеличение полезной мощности, затраченной на единицу объема разрабатываемого грунта.
Рассмотрим работу системы на упрощенной классической схеме экскаватора. Система состоит из насоса регулируемой подачи (Н) с регулятором постоянного перепада давления (КН), гидроцилиндров стрелы, рукояти и ковша, дросселирующих золотников ДРЗ1 и ДРЗ2, клапанов постоянного перепада давления КД1 и КД2, а также управляемого обратного клапана ПР, предохранительного клапана ПК и манометров. При включении насоса Н, давление подается на золотники ДРЗ1 и ДРЗ2 гидропривода. Но, поскольку, сечения дроссельных элементов остаются закрытыми, то связанное с этим повышение давления в системе воздействует на регулятор насоса КН и устанавливает минимальное значение подачи насоса, достаточное для смазки системы и восполнения внутренних утечек.
Максимальная затрачиваемая мощность гидравлической системы экскаватора определятся из зависимости:
^шах = Р0 ■
(2)
где Р0 - давления предохранительного клапана; Он - максимальная подача насоса.
График затрачиваемой мощности при нейтральном положении золотника выглядит следующем образом (рис. 3).
Опк1 О
Рис. 3. График затрачиваемой мощности при нейтральном положении золотника
РнР
р.ст СГр.рук. СНтах
О полезная
Рис. 4. График затрачиваемой мощности при копании грунта
Из графика видно, что полезная мощность ограничивается давлением и расходом предохранительного клапана, когда рабочее оборудование находится в режиме ожидания. Потери давления АР = 1 МПа. При осуществлении энергоемкой операции "заглубление ковша в грунт" в работу включаются гидрораспределители с блоком клапанов и соответствующие гидроцилиндры. При увеличении сечения дросселя ДРЗ1 давление Рн до него мгновенно падает. Клапан ПК1 фиксирует это падение давления. Если давление Рн меньше, чем Рн2цс + Рпк1, то компенсатор КД1 открывается до восстановления давления Рн = Р"2цс + Рпк1. В свою очередь, открытие клапана ПК1 становится причиной падения давления Рн. Поэтому регулятор насоса КН под действием усилия пружины Рпр увеличивает подачу насоса, восстанавливая разницу Рн = Рн2цс + Рпр. Все значения давления могут быть зафиксированы с помощью манометров, установленных на линии. При открытии проходного сечения золотника ДРЗ2 гидропривода рабочая жидкость (расход Он2ц.с) подается на гидроцилиндр стрелы, нагрузка которого много меньше, чем других цилиндров. Поэтому сигнал в виде давления, подводимый к регулятору насоса, блокируется обратным клапаном ПР, поскольку давление на обратном клапане выше со стороны гидроцилиндра. Т.е. постоянный перепад давления через ДРЗ2 сохраняется при помощи только клапана давления ПК2. Соответственно скорость гидроцилиндра стрелы также сохраняется постоянной независимо от любого изменения давления в линии. В случае многократного
превышения давления на гидроцилиндре рукояти или ковша, сработает обратный клапан ПР, и регулятор насоса КН будет регулировать расход жидкости, подаваемый к заданному гидроцилиндру.
При этом на выполнение основной работы Дпол. от максимальной мощности гидропривода Nmax значительная часть будет расходоваться на преодоление
сопротивлений (потери) и лишь малая часть мощности Nпоп составит полезную. Эффективным процесс будет тогда, когда удельная мощность, затраченная на единицу выполненной работы, обеспечивается при минимальных затратах.
Рассмотрим график затрачиваемой мощности при копании грунта (рис. 4).
Из графика (рис. 4) видно, что полная затрачиваемая мощность такой системы, как и в предыдущем случае равна:
N = О Р.
1утах Мн тах
(3)
Предохранительный клапан ПК установлен в линии управления, поскольку при повышении давления Рпкст. или Рпк насос устанавливает необходимое значение подачи, предотвращая перегрузку системы. В данной схеме полезная мощность гидродвигателей стрелы и рукояти будет выглядеть следующим образом:
■0грст; (4)
NПОЛ .СТ = РГР.СТ.
NП.РУК = РГР.РУК ■ ОГР.РУК ■
(5)
где Ргр.ст, О гр.ст. - расход и давление гидродвигателя стрелы; Ргрру, Огррук - расход и давление гидродвигателя рукояти.
«Потерянная» энергия состоит из потерь мощности при управлении гидродвигателем, а также потери энергии вследствие перепада давления через клапан ПК2 («потерянная» мощность Чррук) из-за перепада давления на дросселирующем элементе ДРЗ1 и клапане давления ПК1:
Nгp = Он 'АР = Он ^пр ,
(6)
где Он - максимальная подача насоса; Рпр - настройка давления пружины регулятора насоса кН.
N
ГР.РУК
= О,
ГР.РУК
ГР.СТ. РГР.РУК ), (7)
где Рг
гр.ст.
Рг
гр. рук
- разность давления нагрузки гидродвигателей стрелы и рукояти.
Можно заключить, что при малой разнице давлений гидродвигателей достигаются минимальные потери мощности, связанные с рассеиванием энергии жидкости в тепло.
С целью определения фактического КПД гидропривода необходимо оценить соотношение общей и полезной мощности гидропривода, затрачиваемой на выполнение заданной работы экскаватора. За рабочий цикл экскаватор совершает работу !ДцК = 949 кДж и затрачивает общую мощность
гидропривода
гп.ц
123,3 кВт.
Производительность экскаватора при этом составляет 225 м3/ч. Удельная мощность по отношению к работе экскаватора, выполненной за один цикл составит п = 0,13 кВт/кДж, а по отношению одного кубометра разработанного грунта п = 88 кВт/м3. С учетом всех сил сопротивления и потерь давления в системе полезная мощность за цикл ^ол.ц. составляет всего 55 - 60%, т.е.
= 70,89 кВт. Исходя из проведенного анализа энергоемкости тактов следует, что работа экскаватора !Дцк, равная 949 кДж должна осуществляться при затраченной равной 70,89 кВт, т.е. перерасход энергии каждого цикла происходит примерно на 52,41 кВт. Удельная энергоемкость гидропривода за один цикл работы Эгпч при вместимости ковша 1,4 м3 составит 456,14 кН/м3.
Заключение
На основании проведенных исследований была разработана математическая модель изменения внутренней энергии каждого гидроэлемента экскаватора. В
математической модели учтено влияние каждого элемента гидропривода, которые характеризуются входными и выходными параметрами, а также потерями при выполнении работы. Входными параметрами для насоса являются момент Мд и частота вращения пд вала, связанного с приводным двигателем. Взаимосвязь входных
параметров (Мд
пд) определяет
затрачиваемую мощность Мз.н. гидронасоса, которая также функционально является затрачиваемой мощностью гидропривода Мз.п. в целом. Выходными параметрами для насоса являются подача Огн. и давление ргн. рабочей жидкости, взаимосвязь которых определяет полезную мощность ^.н. гидронасоса. Отношение полезной мощности насоса к затрачиваемой характеризует общий КПД (пгн.) насоса. Взаимосвязь частоты вращения вала насоса и его подачи Огн. определяет объемные потери цоб (КПД). Взаимосвязь крутящего момента Мд и развиваемого давления Ргн. характеризует механические потери цм (КПД). Произведение
механических цм и объемных цоб потерь определяет полный КПД гидронасоса пгн..
Существующее математическое описание работы насоса ограничивается уравнением моментов на валу (узел к) и уравнения потоков на входе (узел /) и выходе (узел ]) с учетом объемных потерь. При этом неравномерность подачи насоса вследствие кинематических особенностей и сжимаемости жидкости в полостях всасывания и нагнетания не учитывается [5, 6]:
Мк = дн/Ся)СР, - Р, ) +-
-+ар\Р,-р,\+а
(8)
Qu^ = Ян/(Я)— ± кутРи .
Данная модель не способна описать энергоемкость рабочего процесса насоса при выполнении работ гидроприводом экскаватора.
Разработанная математическая модель характеризует удельную энергоемкость насоса с учетом возникающих потерь в гидролиниях и технических характеристик силовой установки, изменяющихся во времени. Разработанная модель более полно и адекватно описывает эффективность внутренней энергии гидронасоса,
затраченной на разработку 1м3 грунта:
эудс=/с/)
П ■ Мд Угн ■ /(Я) Ргн
Ргп
V ■ р 2
Як
(9)
где пе - частота вращения коленчатого вала; f &) - параметр регулирования; - 1< f < 1; Мд - крутящий момент двигателя; пгн -общий КПД насоса; ргн. - давление гидронасоса; к^ - коэффициент объемных потерь насоса; Ргп - давление в
гидроприводе; ^ 4
V ■ р -
сумма потерь
давления с учетом /-го элемента в гидролинии, оказывающий сопротивление; qk - вместимость ковша.
Гидромеханические потери, зависящие от давления, вычисляются по модулю для возможности рассмотрения тормозных режимов и реверсирования потока, когда f ^) < 0.
При разработке математической модели энергоемкости гидродвигателя необходимо помнить, что гидродвигатель является машиной, обратимой по отношению к насосу, то есть его входные параметры, в идеальном виде (без учета потерь в гидроаппаратуре и трубопроводах) определяются выходными
и
а
и
а
■ ку ■
параметрами насоса и представляются расходом Огд. и давлением ргд., численно равным подаче Огн. и давлению ргн. насоса соответственно. Взаимосвязь входных параметров гидродвигателя (расхода Огд. и давления ргд.) характеризует мощность затрачиваемую гидродвигателем. Выходные параметры гидродвигателя в зависимости от кинематики движения выходного звена представляются усилием на штоке Ягл
скоростью его
гидроцилиндра.
характеризует
гидродвигателя
функционально
и
перемещения, \/г.ц. для Взаимосвязь параметров полезную мощностью ^.г., которая также является полезной мощностью гидропривода в целом. Потери (КПД) гидродвигателя определяются и характеризуются параметрами,
аналогичными потерям насоса. Взаимосвязь скорости перемещения штока гидроцилиндра иг.ц. и потребляемого расхода Огд. определяет объемные потери цоб (КПД) гидродвигателя. Взаимосвязь усилия на штоке Яг.ц. гидроцилиндра и необходимого давления ргд. характеризует механические потери цм (КПД) гидродвигателя. Произведение механических Пм и объемных поб потерь определяет полный КПД гидродвигателя пгд..
Существующая математическая модель гидроцилиндра, предложенная Кобзовым Д.Ю. Соколовым Ю.Н. и Перевощиковым Е.А., включает в себя уравнением баланса сил (сил давления, внешней нагрузки, сил трения) при поступательном движении поршня (узел к) и уравнениями расходов на входе (узел /) и выходе (узел ]) [5, 6]. Однако данная модель не учитывает влияние других гидроэлементов, включенных в гидролинию, и энергоемкость внутренней энергии при разработки м3 грунта. Разработанная математическая модель позволяет это сделать:
Кц =
Р -
ном
2 7-2 У-1Р + • 2
2 d 2 г
Кц =
1 2 й 2 1
(10)
где
эУд =
°гд ~
К ,
Кш
Кц - Кц
•Лгмц • 0,00002Кц
2,0674
Як
гуц - усилие, создаваемое в
Кш
\ш Г\ш
поршневой и штоковой полости исследуемого гидроцилиндра напорной и сливной гидролинии соответственно; /, } - группа гидроэлементов, создающих перепад
давления и местные сопротивления в напорной и сливной гидролиниях соответственно; 2 - количество гибких и жестких трубопроводов, оказывающих сопротивление потоку рабочей жидкости.
Поскольку гидродвигатель совершает полезную работу при разработки грунта, удельную энергоемкость целесообразно рассматривать как работу, затраченную на выемку и перемещение кубометра. Подставляя в выражения (10) значения массы рабочего оборудования, можно установить долю энергии гидроцилиндра, затраченную на перемещение собственной массы. Далее по разнице значений установлена величина полезной энергии гидроцилиндра. С учетом этого последнее выражение в (10) будет иметь следующий вид:
эуд =
КЦ - КШ лгмц -0,00002К.
п ш I гмц > I
2,0674
•тр^
Як
(11)
где тр - масса рукояти экскаватора. С учетом влияния собственных масс на загруженность гидромотора выражение (11) примет вид:
зуд =
Лоб
-I-
+
2 d 2
(12)
Як
Данная модель (10) - (12) характеризует удельную энергию гидромотора, затраченную на перемещение 1 м3 грунта. В реальных условиях большая часть энергии тратится на перемещение собственных масс платформы и оборудования. Математическая модель будет более полной, когда массы оборудования разложены на составляющие, поскольку при повороте платформы возникают ускорение и силы инерции, препятствующие эффективному
использованию энергии гидромотора.
ЭУд =
Лоб
Р...
-I
V 2 • Р
+ • Z
d 2
•Ргр ) + 1 тг
(13)
Предложенная математическая модель позволяет оценить не только перепады давления в гидромоторе на разных режимах его работы, но и определить полезную удельную энергию гидромотора. Данный показатель поможет установить зависимость механического КПД от совершаемой работы с учетом действующих внешних сил сопротивления. Также данная модель учитывает значения входных данных
V
п
V
Р
Z
vp ■п
2
гидроэлементов, находящихся на одной ветки напорной или сливной гидролинии.
Библиографический список
1. ГОСТ 17752-81 «Гидропривод объемный и пневмопривод. Термины и определения» - М.: Издательство стандартов, 1988. - 73 с.
2. Алексеева, Т. В. Гидропривод и гидроавтоматика землеройно-транспортных машин. / Т.В. Алексеева - М.: Машиностроение, 1966. - 148 с.
3. Хребтов, Н. В. Влияние объемного КПД насоса на производительность экскаватора / Н. В. Хребтов // Строительные и дорожные машины. -1986. - №1. - С. 11 - 12.
4. Юшкин, В. В. Основы расчета объемного гидропривода / В. В. Юшкин - Минск: «Вышэйшая» школа, 1982. - 93 с.
5. Коева, А. А. Экспериментальное подтверждение результатов численного моделирования силового гидроцилиндра / А. А. Коева, П. В. Петров, В. А. Целищев // Вестник УГАТУ. - 2011. - № 1 (41), т. 15. - С. 49 - 54.
6. Сунарчин, Р. А. Выбор параметров гидромеханических регуляторов авиационных двигателей / Р. А. Сунарчин. - Численные методы исследования - Уфа: УГАТУ, 2005. - 120 с.
7. ГОСТ 30067-93 «Экскаваторы одноковшовые универсальные полноповоротные. Общие технические условия». - М.: Издательство стандартов, 1993. - 18 с.
8. Сырицын, Т. А. Надежность гидро- и пневмопривода / Т. А. Сырицын. - М.: Машиностроение, 1981. - 216 с.
ANALYSIS OF EFFICIENCY OF THE HYDRAULIC SYSTEM THE ODNOKOVSHOVY EXCAVATOR AT RECOVERY ENERGY OF THE STREAM OF WORKING LIQUID
V. N. Kuznetsova, V. V. Savinkin
Abstract. Scientific and technical achievements in improving and modernizing excavators to improve their efficiency, security, quality indicators excavation, reduced operating costs, increased energy consumption, is impossible without a detailed study of their units, assemblies, mechanisms, systems and control units. Analyzed studies of previous authors. The article presents the results of studies on the possible recovery of energy flow of the hydraulic fluid shovel. The dependences of the operating parameters of excavators from its operation modes.
Keywords: shovels, efficiency, hydraulic system, the energy recovery.
References
1. GOST 17752-81 1. Hydraulic and pneumatic bulk. Terms and definitions. Moscow Publishing Standards, 1988. 73 p.
2. Alekseeva T. V. Gidroprivod i gidroavtomatika zemlerojno-transportnyh mashin [Hydraulic drive and hydro Earthmovers]. Moscow, Engineering, 1966. 148 p.
3. Khrebtov N. V. Vlijanie obemnogo KPD nasosa na proizvoditel'nost' jekskavatora [Effect of volumetric efficiency of the pump performance excavator]. Building and road machines. 1986. 1. рр. 11 - 12.
4. Yushkin V. V. Jeksperimental'noe podtverzhdenie rezul'tatov chislennogo modelirovanija silovogo gidrocilindra [Basis of calculation volume hydraulic drive]. Minsk: Vysheyshaya school, 1982. 93p.
5. Koev A. A., Petrov P. V., Tselischev V. A. Experimental confirmation of the results of numerical simulation of hydraulic power cylinder. USATU Bulletin, no. 15, № 1 (41), 2011. рр. 49 - 54 .
6. Sunarchin R. A. Vybor parametrov gidromehanicheskih reguljatorov aviacionnyh dvigatelej [Selection of parameters of hydromechanical controls of aircraft engines. Numerical methods of research]. Ufa: USATU, 2005. 120 p.
7. GOST 30067-93 Universal bucket, fully steerable. General specifications. Moscow: Publishing Standards, 1993.18 p.
8. Syritsyn T. A. Reliability hydraulic and pneumatic. Moscow, Engineering, 1981. 216 p.
Кузнецова Виктория Николаевна (Россия, г. Омск) - доктор технических наук, профессор ФГБОУ ВПО «СибАДИ». (644080, г. Омск, ул. Мира,5, e-mail: [email protected])
Савинкин Виталий Владимирович (Казахстан, г. Петропавловск) - кандидат технических наук, заведующий кафедрой Транспорт и машиностроение Северо-Казахстанского
государственного университета им. М. Козыбаева (150000, Казахстан, Петропавловск, ул. Пушкина, 86)
Kuznetsova V. N. (Russian Federation, Omsk) -the Doctor of Engineering, professor of the Siberian State Automobile and Highway academy (SibADI). (644080 Russia, Omsk, Mira Ave. 5, e-mail:dissovetsibadi@bk. ru)
Savinkin V. V. (Kazakhstan, Petropavlovsk) -Candidate of Technical Sciences; The North Kazakhstan state university of M. Kozybayev (150000, Kazakhstan, Petropavlovsk, Pushkin St., 86)
