CC BY
41
УДК 621.225.2001.24
ПІДВИЩЕННЯ ККД ГІДРОСИСТЕМ ДОРОЖНІХ МАШИН
М.П. Ремарчук, доцент, к.т.н., ХНАДУ
Анотація. На основі рівності потужностей динамічного і статичного режимів роботи доказана можливість підвищення загального ККД гідросистем дорожніх машин за рахунок визначення і вибору раціональних параметрів гідроциліндра і насоса.
Ключові слова: гідросистема, гідроциліндр, насос, сталий і перехідний режими роботи, потужність, енерговитрати, ефективність.
Вступ
При виборі двигуна внутрішнього згоряння (ДВЗ)
і мінімізації його потужності на етапі проектування гідросистем машин використовують фізичний принцип рівності потужностей, між тією, що використовується гідросистемою, і тією, яку забезпечує ДВЗ.
Аналіз публікацій
При проектуванні гідросистем враховують статичний (усталений) та динамічний (перехідний) режим навантаження гідродвигунів (гідроциліндра чи гідромотора) [1] і [2], з використанням яких виконують розрахунки та вибір елементів гідросистеми, а роботах [3] і [4] при проектуванні гідросистем враховують тільки усталене навантаження.
Для визначення потужності усталеного режиму роботи на етапі проектування гідросистеми машини використовують корисне навантаження і швидкість переміщення виконавчого елементу гідродвигуна.
Величина потужності, яка витрачається при перехідному режимі роботи гідродвигунів, змінюється в часі. Так, величина потужності перехідного режиму роботи є найбільшою при досягненні максимального значення першого закиду тиску на вході, наприклад, в гідроциліндр. Потужність першого закиду тиску залежить від багатьох факторів, таких як: навантаження, сила в’язкого тертя, жорсткості системи, конструктивні параметри, сили тертя, властивості рідини, швидкість переміщення робочого обладнання та інші.
Дослідженнями [5] встановлено, що за певних умов потужність усталеного і перехідного режимів роботи гідродвигуна по величині можуть бути близькими. Це потребує пошуку таких умов, які забезпечували би рівність потужності для усталеного і перехідного режимів роботи.
Мета та постановка задачі
Процес функціонування гідродвигунів характеризується перехідним і усталеним режимами роботи. Встановлення реальних витрат потужності, що відповідає цим режимам роботи дозволяє сформулювати гіпотезу, за якою величина потужності перехідного режиму роботи при дотриманні певних умов може дорівнювати потужності усталеного режиму роботи.
Використання гіпотези при проектуванні сучасних гідросистем приведе до підвищення їх надійності роботи в порівнянні з відомими методами проектування гідросистем. Крім того, ця гіпотеза не суперечить наведеному вище принципу вибору ДВЗ при забезпеченні рівності потужностей, що потребує гідросистема і яку віддає ДВЗ. Визначення реальних умов для забезпечення рівності потужностей при перехідному і усталеному режимах роботи гідродвигунів (тобто дії гіпотези) дозволяє мінімізувати параметри самих гідродви-гунів і гідросистеми в цілому та підвищити величину загального коефіцієнта корисної дії (ККД), що являється ціллю даної роботи. Підтвердження такої гіпотези та методів її досягнення при дії номінального навантаження з метою використання її на етапі проектування гідросистем, потребує наукового обґрунтування.
Підвищення ККД гідросистем машин
Для вирішення проблеми щодо підвищення ККД гідросистем на основі забезпечення рівності потужності перехідного і усталеного режимів роботи скористаємось результатами досліджень [5], із яких витікає, що потужність першого закиду тиску витрачається в основному на: N - стискання рідини на величину, що забезпечує зрушення штока гідроциліндра; Ы2 - компенсацію витрат рідини через гідроапарати на ділянці від насоса до поршневої порожнини гідроциліндра; N - під-
вищення тиску для забезпечення руху штока, який залежить від режиму течії рідини, її жорсткості і пружності, жорсткості робочого обладнання мобільної машини та інших факторів.
Потужність N складає величину
N1 = РІ-У^/ (А/ • Ер),
(1)
де Рнп - тиск рідини, що діє в гідросистемі до початку зрушення штока за наявності навантаження гідроциліндра (на рівні номінального) і опорів на ділянці від насоса до поршневої порожнини гідроциліндра, МПа; V - об’єм рідини на
ділянці від насоса до гідроциліндра, включаючи рідину, яка знаходиться в елементах гідросистеми; Аґ - час, який витрачається на зростання тиску від нульового значення до тиску зрушення штока, с; Е - модуль пружності рідини в період
перехідного режиму роботи гідросистеми, МПа.
Потужність Н2 визначається за формулою
N2 = Рнп -иш • А • (кц -1) • 0,001,
(2)
де иш - рівноприскорена швидкість переміщення штока гідроциліндра гідросистеми дорожньої машини, м/с; А1 - площа робочої порожнини гідроциліндра, мм2; кц - коефіцієнт, який характеризує відношення видатку рідини на виході насоса до видатку рідини на вході в робочу порожнину гідроциліндра і знаходиться в межах 1,05-1,4.
Потужність N3, складає величину
^ = (т • 2^ + кв -иш + С • х)-иш
2 • х
• 0,001,
(3)
де т - приведена до штока гідроциліндра маса робочого обладнання машини і вантажу, кг; х -величина переміщення поршня (штока) гідроциліндра, м; кв иш - сила в’язкого тертя, Н; С -приведена до штока гідроциліндра жорсткість робочого обладнання і рідини, Н/м.
Сумарні витрати потужності
^ = N + N2 + N3.
Потужність усталеного режиму роботи
= К 'иш-.
(4)
(5)
де К - корисне навантаження, що сприймає шток гідроциліндра, кН.
Корисне навантаження визначається за формулою
К =( Р1с • (1 - кт ) - Р2 • (1 -є2) )• А, (6)
де кт - коефіцієнт, що враховує тертя в рухомих
з’єднаннях гідроциліндра; р1с - тиск усталеного режиму роботи, МПа; є - коефіцієнт, що являє собою відношення діаметра штока до діаметра поршня.
Використовуючи складові, що входять в рівняння (4), отримаємо квадратичну залежність, яка являє собою потужність перехідного режиму роботи при досягненні першого закиду тиску в функції поточної швидкості штока
/д(и,-) = а-о2 +Ь•о, + (7)
де и, - поточна швидкість штока, м/с;
а = (-т + кв + С^х-).0,001, Ь = Рнп ^А ^(кц -1) ІА/х 2 ) 1000
- коефіцієнти квадратичного рівняння; А^ - час, який витрачається на додаткове підвищення тиску від значення р1с до величини закиду тиску; кв - коефіцієнт в’язкого тертя, Па • с.
Потужність усталеного режиму роботи в функції поточної швидкості штока
/с (иі ) = Кн .
(8)
Графічне рішення рівнянь (7) і (8) показано на рис. 1.
ин ир
Швидкість штока, м/с
Рис. 1. Забезпечення рівності потужностей при зменшенні швидкості переміщення штока
Аналіз графіків свідчить, що при швидкості руху штока ир потужність перехідного режиму роботи
перевищує усталену на величину А^ Досягти
рівності значень потужності можливо в точці С за умови
2
а-Ц2 +Ь 'и,- + ^ = Nст
(9)
Рішенням рівняння (9) є
Розрахунковий об’єм (см3/об) робочої камери насоса Ук, що забезпечує рівність потужності
ир =-^\-Ь + ^Ь2 -4-а- (N -Ncт)) . (10) 2-а V /
Дотримуючись умови про рівність потужності, корисне навантаження складатиме
В* = ^т/ ир . (11)
Тоді поточна потужність усталеного режиму роботи визначатиметься так
/с* (и,.) = В* -и,. (12)
Рішення цього рівняння також наведено на рис. 1.
Досягти умови про рівність потужності можливо коли складова а потужності, що визначається рівнянням (7), зменшується на величину а*, тобто
/д*(и) = (а - а*)-и2 + Ь-и, + Кх. (13)
Рішенням рівняння (13) сумісно з (8) буде
-Ь +*/Ь2 - 4 - (а - а*) - (N - Жст)
ир =------^-------------——--------— , (14)
2 - (а - а*)
де ир - розрахункова швидкість штока, яка забезпечує рівність потужності перехідного і усталеного режимів роботи.
Графічне рішення рівнянь (7), (8) і (13) показано на рис. 2.
Рис. 2. Забезпечення рівності потужностей при розрахунковій швидкості штока
Якщо за технологічними вимогами необхідно збільшити швидкість переміщення штока, то це потребує додаткових витрат потужності. Таке перевищення (див. рис. 2) характеризується коефіцієнтом динамічності
кд = , (15)
де Ждп, Жстп - потужність перехідного і усталеного режимів роботи.
Ук = (Кн -ин 'бСО/Он - Пес •(Рн -АРт )) , (16)
де ин - номінальна частота обертів вала насоса, об/хв.; рн , Арт - номінальний тиск і втрати тиску в гідросистемі, МПа; пос - об’ємний ККД гідросистеми.
Розрахунковий діаметр поршня (мм) гідроциліндра Ор для прямого ходу штока складає величину
Ор =у/(4-Ук • Пи -Пос )/(п - ин - 2), (17)
де 2 - кількість гідроциліндрів.
Встановленні параметри гідроциліндра і насоса забезпечують максимальний ККД гідросистеми.
Висновки
Забезпечення рівності потужності при перехідному і усталеному режимах роботи призводить до уникнення в умовах експлуатації перенавантажен-ня ДВЗ та одночасно з цим підвищення загального ККД гідросистем дорожніх машин. Підвищення загального ККД гідросистем забезпечує зниження енерговитрат і зростання продуктивності роботи дорожніх машин.
Література
1. Марутов В.А. Павловский С.А. Гидроцилинд-
ры. Конструкция и расчет. - М.: Машиностроение, 1966. - 171 с.
2. Навроцкий К.Л. Теория и проектирование гид-
ро- и пневмоприводов. - М.: Машиностроение, 1991. - 384 с.
3. Васильченко В. А. Гидравлическое оборудова-
ние мобильных машин: Справочник - М.: Машиностроение, 1983. - 301 с.
4. Ремарчук М.П. Обґрунтування вибору оптима-
льних параметрів насоса і гідроциліндра на етапі проектування гідросистем ПТДМ // Автомобильный транспорт / Сб. науч. тр. -2004. - Вып. 14. - Харьков: ХНАДУ. - 2004. -С. 27-31.
5. Ремарчук М.П., Молявко В.І., Федоренко І.М.
Визначення використаної гідроциліндрами потужності при підйомі стріли екскаватора-стенда // Вестник ХНАДУ / Сб. науч. тр. -Харьков: ХНАДУ- 2004. - Вып. 27. -С. 176-181.
Рецензент: М.А. Подригало, професор, д.т.н., ХНАДУ.
Стаття надійшла до редакції 21 січня 2005 р.
