Количественная оценка эффективности модернизации длинноходового гидроцилиндра Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 69.002.5:621.225.2 Кобзов Дмитрий Юрьевич,

д. т. н., профессор, Братский государственный университет, тел. 89834016050, e-mail: kobzov7159@mail.ru Ереско Сергей Павлович,

д. т. н., профессор, Сибирский государственный аэрокосмический университет,

тел. 89130460896, e-mail: eresko07@mail.ru Губанов Владимир Георгиевич, соискатель, Братский государственный университет, тел. 89312622552, e-mail: info@hydrotrans.ru

КОЛИЧЕСТВЕННАЯ ОЦЕНКА ЭФФЕКТИВНОСТИ МОДЕРНИЗАЦИИ ДЛИННОХОДОВОГО ГИДРОЦИЛИНДРА

D. Yu. Kobzov, S. P. Eresko, V. G. Gubanov

QUANTITATIVE EVALUATION OF EFFECTIVENESS OF MODERNIZATION OF A LONG-STROKE HYDROCYLINDER

Аннотация. Широко распространённые в настоящее время на современных дорожных и строительных машинах (ДСМ) гидроцилиндры двустороннего действия с односторонним штоком в процессе функционирования подвержены продольно-поперечному нагружению, вследствие чего они деформируется в вертикальной продольной плоскости с появлением полного прогиба, который резко увеличивает действующие изгибающие нагрузки и реакции в подвижных герметизируемых сопряжениях. По мере изнашивания трущихся поверхностей элементов гидроцилиндра, приводящего опять-таки к увеличению его полной деформации, соответственно, к увеличению действующих продольных и поперечных нагрузок, условия функционирования гидроцилиндра ухудшаются с большей интенсивностью, следствием чего является снижение его надёжности и ресурса работоспособности, как по несущей, так и по герметизирующей способности. Применительно к длинноходовым гидроцилиндрам особую опасность представляет их мгновенная остановка в пространстве при встрече многозвенного рабочего оборудования машины с непреодолимым препятствием. Все перечисленные недостатки традиционной конструкции гидроцилиндра устраняются путём приведения гидроцилиндра из состояния продольно-поперечного изгиба в состояние устойчивости или близкое к таковому через поддержку корпуса (гильзы) гидроцилиндра промежуточной опорой. При этом особый интерес представляет оценка эффективности модернизации гидроцилиндра с целью корректировки периодичности и объёма ремонтных воздействий при проведении его технического обслуживания и ремонта.

Ключевые слова: гидроцилиндр, поддержка, ресурс, эффективность.

Abstract. Currently widespread in modern road and building construction machines (RBCM) double acting single-rod hydrocyl-inders during operation, exposed lengthwise-transverse loading, so that they are deformed in the vertical longitudinal plane the appearance offull deflection which greatly increases the operating bending loads and reactions in mobile sealable mates. With the wear of the friction surfaces of the elements of the hydraulic cylinder, which leads again to increase its total strain, respectively, to increase the current longitudinal and transverse loads, the conditions of the hydraulic cylinder functioning worsen with higher intensity, resulting in a decline in its reliability and resource efficiency, both in carrying and sealing ability. With regard to the hydraulic cylinders with large stroke there is a particular danger of their momentary stop in space when multilink working machinery, with an insurmountable obstacle. All these shortcomings of traditional cylinder design can be eliminated by bringing the cylinder from the state of the longitudinal-transverse bending in a state of stability or close to that through the support of the cylinder body with the intermediate. There is particular interest in evaluation of the modernization of the hydraulic cylinder in order to adjust the frequency and volume of repair actions during its maintenance and repair.

Keywords: hydraulic cylinder, support, resource, efficiency.

Введение

Основным недостатком существующей конструкции наиболее распространённого на ДСМ гидроцилиндра возвратно-поступательного перемещения двухстороннего действия с односторонним штоком (рис. 1) является то, что до приложения эксплуатационного продольного сжимающего усилия он имеет полный прогиб, определяемый как сумма прогиба в результате несоосности его основных несущих элементов (штока и гильзы), обусловленного наличием зазоров в его сопряжениях «поршень - гильза» и «шток - направляющая втулка», прогиба в результате наличия возможного начального (технологического) искривления длинномерных элементов (штока и корпуса), регламентируемого технологическим допуском на

непрямолинейность изготовления длинномерных изделий, а также прогиба от действия поперечных сил - весов этих элементов (рис. 2) [1, 2]. После приложения эксплуатационного продольного сжимающего усилия (рис. 3), то есть при подаче под давлением жидкости в поршневую полость гидроцилиндра, полная деформация гидроцилиндра (рис. 4) увеличивается [3-9] и, будучи плечом приложения этого усилия, приводит к возрастанию полного изгибающего момента, могущего вызвать критические напряжения и, соответственно, появление пластических деформаций у штока гидроцилиндра, и последующей потере гидроцилиндром работоспособности в результате заклинивания штока с поршнем в корпусе (гильзе) гидроцилиндра [1, 2, 6-10].

ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ

Рис. 1. Структурная и расчётная схемы нагружения гидроцилиндра: 1 - поршень; 2 - шток; 3 - гильза (корпус); 4 - направляющая втулка (букса)

Рис. 2. Расчётные схемы нагружения гидроцилиндра статической нагрузкой (вес его элементов)

Рис. 3. Расчётная схема эксцентричного нагружения гидроцилиндра продольным сжимающим усилием Ps

Рис. 4. Схемы эксплуатационной деформации гидроцилиндра и его элементов

По мере изнашивания трущихся поверхностей элементов гидроцилиндра, приводящего опять-таки к увеличению его полной деформации (рис. 4), соответственно, к увеличению действующих продольных и поперечных нагрузок, а также к росту реакций в сопряжениях (рис. 5), условия функционирования гидроцилиндра ухудшаются с большей интенсивностью [4], следствием чего является снижение его надёжности и ресурса работоспособности, как по несущей, так и по герметизирующей способности [2, 5, 9].

Перечисленные недостатки традиционной конструкции гидроцилиндра могут быть устранены путём приведения гидроцилиндра из состояния продольно-поперечного изгиба в состояние устой-

чивости или близкое к таковому через поддержку корпуса (гильзы) гидроцилиндра сенсорной промежуточной опорой (рис. 6) [10, 11]. Особый интерес представляет вариант поддержки гидроцилиндра, при котором обеспечивается нулевая реакция в сопряжении «шток - направляющая втулка» (рис. 7 и 8), то есть R1 = 0 [12, 13].

Важно учесть оценку эффективности модернизации гидроцилиндра с целью корректировки периодичности и объёма ремонтных воздействий при проведении его технического обслуживания и ремонта [4].

В настоящее время параметры гидроцилиндра оговариваются стандартами: ГОСТ 6540-68, СТ СЭВ 3936-82, ГОСТ 16514-96, а также ISO

о о

Рис. 5. Зависимости реакций Л и Й2 в подвижных герметизируемых сопряжениях «шток - направляющая втулка» и «поршень - гильза» гидроцилиндра традиционного исполнения от угла 0 его

наклона к горизонту и положения г штока

Рис. 6. Принципиальная схема сенсорной поддержки гидроцилиндра по а. с. СССР № 1386758 и № 1735620, по патентам РФ № 2046893 и № 2050479

Рис. 7. Принципиальная схема поддержки гидроцилиндра усилием F(щ _ о)

Рис. 8. Реакция Яг при поддержке гидроцилиндра усилием ^(щ — о)

2944, 3320, 3322 и 4393, в соответствии с которыми предполагается возможность создания гидроцилиндров по основному и дополнительному рядам (в единицах измерения стандартов) с номинальным давлением p = (0,63 ... 63) МПа, с ходом поршня (штока) z = (4 ... 10000) мм, с диаметрами поршня Di = (4 ... 900) мм и штока D2 = (4 ... 900) мм, с соотношением площадей давления в поршневой и штоковой полостях ф = (1,06 ... 5,26); применительно к гидроцилиндрам ДСМ эти параметры лежат в диапазонах: p = (2,5 ... 40) МПа; z = (50 ... 2000) мм; D2 = (32 ... 250) мм; ф = = (1,33 и 1,6); скорость перемещения штока в этих документах не оговаривается, но лежит в диапазоне dz/dt = (0,1 ... 1,0) м/с и не превышает 0,5 м/с

[3].

В качестве примера принят один из наиболее нагруженных и наименее надёжных гидроцилиндров ДСМ, получивших распространение в качестве привода рукояти на одноковшовых экскаваторах IV-V размерных групп с параметрами: диаметр поршня (гильзы) D13 = 0,14 м, диаметр штока (направляющей втулки) D2,4 = 0,09 м, ход штока (поршня) z = 1,4 м и давление в гидросистеме ДСМ p = 25 МПа.

Основные положения

Полные реакции, возникающие в подвижных герметизируемых сопряжениях гидроцилиндра «поршень - гильза» и «шток - направляющая втулка» принято описывать [7, 12, 14] выражением

= + К\,2в + Щ,2к + К\2т + Щ,2у, (1)

в которой индексы: «1» и «2» - соответственно сопряжение «шток - направляющая втулка» и «поршень - гильза»; «5» - статическое нагружение (вес гидроцилиндра); «е» - нагружение в результате эксцентричного приложения продольного сжимающего усилия в опорных проушинах (цапфах); «к» - нагружение из-за наличия трения в опорных подшипниках (зависит от характеристик конкретной ДСМ); «т» -нагружение вследствие наличия кинематического эксцентриситета в опорах (зависит от характеристик конкретной ДСМ) и «у» -нагружение в результате наличия полного прогиба гидроцилиндра вследствие его эксплуатационного продольно-поперечного нагружения.

Не секрет, что ресурс гидроцилиндра определяется скоростью накопления конструктивными элементами гидроцилиндра эксплуатационных

повреждений, вызывающих рост зазоров в сопряжениях гидроцилиндра [2, 5, 7, 15, 16]. При этом очевидно, что основной причиной возникновения последних является изнашивание трущихся элементов подвижных герметизируемых сопряжений гидроцилиндра, главным образом, его направляющей втулки и поршня, в силу малости их контактной поверхности при значительном пути г трения соответственно по штоку и гильзе [3, 7].

Из основных положений трибологии следует [15, 17], что долговечность узла трения определяется интенсивностью изнашивания составляющих его элементов, основной причиной которого, в соответствии с основным уравнением изнашивания при имеющем место упругом контакте, справедливо полагается действующая в узле нагрузка ра, связанная с линейной (безразмерной) интенсивностью изнашивания известной записью

Ь ~ ра = рТ . (2)

В ней: в - микрогеометрическая характеристика изнашивающей поверхности (штока и гильзы); ^ - показатель фрикционной усталости материала изнашиваемого элемента (втулки и поршня) [15]. По данным работы [17] показатель степени можно принять равным а = 1,5.

Понятно, что в случае с гидроцилиндром в качестве нагрузки ра выступают составляющие её полные реакции Я, возникающие в подвижных герметизируемых сопряжениях гидроцилиндра «шток - направляющая втулка» и «поршень - гильза», отнесённые к площади Е контакта и определяющие интенсивность изнашивания и возникающие при трении повышенные температуры [5, 11].

Тогда выражение (2) принимает вид

1и

гк\а

(3)

кР) Ч

Для оценки эффективности модернизации длинноходового гидроцилиндра полагаем, что гидроцилиндр традиционного исполнения имеет характеристики 1И и Тт , а модернизированный,

соответственно, - /йм и Тм .

Принимая во внимание основное уравнение изнашивания [15], преобразуем запись (3) следующим образом

Ь = К 0

Т 1 = К

1

(4)

Здесь коэффициент Ко учитывает механические свойства изнашиваемого материала, микро-

геометрические характеристики изнашивающей поверхности и фрикционные характеристики [15].

С учётом выражения (4) линейная (безразмерная) интенсивность изнашивания для гидроцилиндров традиционного /йг и модернизированного /Ам исполнений (рис. 8, 9) принимает вид:

1к Т = К 0

Т

\а

к 1 Т

1к М = К 0

Т

\а

М

К Рм )

(5)

(6)

Соотношение величин интенсивности изнашивания элементов гидроцилиндров традиционного и модернизированного исполнений имеет вид

I

кМ

(ТМ 1 РМ )'

(7)

1кТ (Тт 1РТ У

Площадь контакта элементов в сопряжении «поршень - гильза» аналитически описывается выражением [18]

1 = о1х, (8)

в котором ¡1 - длина поршня, а с - ширина прямоугольной площадки контакта поршня с гильзой, равная [18, 19]

с = 2,257

т (1 - Ц12 к+(1 - ц22 Е аа

Е1Е2 = кЛ.

12 э - а 2

(9)

После ряда преобразований выражения (7) с использованием записей (8) и (9) установлено следующее соотношение:

1 кМ 1 кТ

( п \

Тм

К ТТ )

а/2

(10)

С учётом данных о значениях путей трения моторного хода г штока гидроцилиндра многозвенной ДСМ [20], например, за один машино-час ^ её работы величина линейного износа поршня гидроцилиндра для обоих случаев составляет:

И = I —

И кТ 1кТ ■

И = I

ИкМ 1кМ

г

(11)

(12)

Принимая во внимание величину одинакового для обоих гидроцилиндров предельного износа Л^ед поршня, ограничивающего их герметизирующую [9, 11] или несущую (нагрузочную) [2, 4, 5, 11] способности, сначала запишем значения

г

Машиностроение и машиноведение

ресурсов гидроцилиндра традиционного Тт и модернизированного ТМ исполнений:

Д„

(13)

T =

пред

И

AT

ji _ ^ пред

И

(14)

AM

а после подстановки в выражения (13) и (14) записей (10)-(12) и ряда преобразований окончательно получим соотношение этих ресурсов для известных значений реакций Ям и Ят сравниваемых гидроцилиндров

T =T

fR ^

V Rm J

a/2

= KtTT .

(15)

Заключение

Надо отметить, что экономический эффект ЭМ от модернизации длинноходового гидроцилиндра достигается за счёт снижения числа необходимых технических ремонтов и/или обслуживаний гидроцилиндров конкретной ДСМ за расчётный период Тэ её эксплуатации

(

Э =

ЭМ

Л

T

V tt

T

J- \

С,

(16)

M J

где СР - стоимость одного технического ремонта и/или обслуживания гидроцилиндра; Тэ - рассматриваемый период эксплуатации конкретной ДСМ; для упрощения расчётов рекомендуется условие, при котором Тэ >Тм.

Для рассматриваемого примера коэффициент К выражения (15) лежит в диапазоне 1,4 ... 3,5.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Кобзов Д.Ю., Усова СВ., Фурзанов С.Ю. О диагностическом параметре несущей способности гидроцилиндров машин // Системы. Методы. Технологии. 2009. № 2. С.29-32.

2. Кобзов Д.Ю. Гидроцилиндры дорожных и строительных машин. Ч. 3. Несущая способность / Д.Ю. Кобзов, В.Л. Лапшин, В.А. Тарасов, В.В. Жмуров ; Братск. гос. ун-т. Братск, 2011. 88 с. Деп. в ВИНИТИ РАН 27.01.2011, № 27-В2011.

3. Кобзов Д.Ю. Гидроцилиндры дорожных и строительных машин. Часть 1. Конструкция. Надёжность. Перспективы развития / Д.Ю. Кобзов ; Братск. индустр. ин-т. Братск, 1998. 59 с. Деп. в МАШМИР 13.08.1998, № 2-сд1998.

4. Кобзов Д.Ю., Кобзов А.Ю., Лханаг Дорлигсурэнгийн. Несущая способность и ресурс гидроцилиндров машин // Системы. Методы. Технологии. 2009. № 2. С. 24-28.

5. Кобзов Д.Ю. О надёжности и работоспособности гидроцилиндров повышенного типоразмера // Вестник Таджик. техн. ун-т. 2012. № 4 (20). С. 30-39.

6. Учёт искривления длинномерных элементов гидроцилиндра при оценке его полной деформации / Д.Ю. Кобзов и др. // Системы. Методы. Технологии. 2012. № 2 (14). С. 27-39.

7. Кобзов Д.Ю. Диагностирование гидроцилиндров рабочего оборудования одноковшовых строительных экскаваторов : дисс. ... канд. техн. наук / ЛИСИ. Л., 1987. 345 с.

8. Кобзов Д.Ю., Кобзова С.В., Лханаг Д. Hydro-cylinder diagnostic parameters // Системы. Методы. Технологии. 2009. № 3. С. 21-25.

9. Сергеев А.П. Гидроцилиндры дорожных и строительных машин. Ч. 4. Герметизирующая способность. / А.П. Сергеев, Д.Ю. Кобзов, Д. Лханаг ; Братск. гос. техн. ун-т. Братск, 2003. 44 с. Деп. в ВИНИТИ 14.07.2003, № 1376-В2003.

10. О промежуточной сенсорной опоре гидроцилиндра повышенного типоразмера / Д.Ю. Кобзов и др. // Системы. Методы. Технологии. 2009. № 4. С. 46-53.

11. Кобзов Д.Ю. Гидроцилиндры дорожных и строительных машин. Часть 6. Работоспособность. Надёжность. Варианты модернизации / Д.Ю. Кобзов, СП. Ереско, В.В. Жмуров ; Братск. гос. ун-т. Братск, 2012. 43 с. Деп. в ВИНИТИ РАН 27.04.2012, № 198-В2012.

12. О реакциях в сопряжениях гидроцилиндра / Д.Ю. Кобзов и др. // Системы. Методы. Технологии. 2015. № 4 (28). С. 62-67.

13. О некоторых аспектах продержки длин-ноходового гидроцилиндра / Д.Ю. Кобзов и др. // Системы. Методы. Технологии. 2016. № 1 (29). С. 40-45.

14. Gerhard Schmausser, Klaus J. Pittner. Zur Berechnung Schlanrek Arbeitszylinder // Olhydrailik und Pneumatik, Deutchland. 35 (1991). Nr. 10. С. 767-775.

15. Крагельский И.В., Добычин М.Н., Комбалов В.С. Основы расчётов на трение и износ. М. : Машиностроение, 1977. 526 с.

16. Кобзов Д.Ю. // Гидроцилиндры дорожных и строительных машин. Часть 2. Условия эксплуатации, рабочий процесс, режим работы и па-

раметры нагружения / Д.Ю. Кобзов, В.А. Тарасов, А.А. Трофимов. Братск. гос. техн. ун-т. Братск, 1999. 108 с. Деп. в ВИНИТИ 01.12.1999, № 3552-В1999.

17. Зорин В.А. Основы долговечности строительных и дорожных машин. М. : Машиностроение, 1986. 248 с.

18. О контактном взаимодействии элементов поршневого сопряжения гидроцилиндра / Д.Ю. Кобзов и др. // Механики XXI веку : Всерос. науч.-техн. конф. с междунар. участием : сб. докл. Братск : БрГУ, 2015. C. 52-57.

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

20. Провести исследование и разработать предложения по повышению надёжности и эксплуатационных качеств одноковшовых экскаваторов. Часть 2. Экскаваторы с гидравлическим приводом ЭО-3322А, ЭО-4121, ЭО-4123, ЭО-5122, ЭО-6121, ЭО-4121А : отчёт о НИР/ВНИИСДМ. М., 1977. 248 с.

УДК 621.78:519.6

Александров Андрей Алексеевич,

старший преподаватель кафедры «Автоматизация производственных процессов», Иркутский государственный университет путей сообщения, тел. 89086408403, e-mail: andreyalexandrov2008@.ru Лившиц Александр Валерьевич, заведующий кафедрой «Автоматизация производственных процессов», Иркутский государственный университет путей сообщения, тел. 89501378441, e-mail: livnet@list.ru

ВЛИЯНИЕ РАСТЯЖЕНИЯ ЗАГОТОВОК НА УРОВЕНЬ ТЕРМИЧЕСКИХ

ОСТАТОЧНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

A. A. Alexandrov, A V. Livshits

IMPACT OF BLANKS EXTENSION ON THE LEVEL OF THERMAL RESIDUAL STRESS

Аннотация. В статье показано влияние остаточных напряжений на геометрические параметры маложестких деталей, входящих в конструкцию планера самолета, которые, в свою очередь, оказывают влияние на летно-технические показатели летательных аппаратов. Также рассмотрены и проанализированы способы определения остаточных напряжений. Проведенный анализ позволяет сделать вывод о необходимости разработки расчетного метода определения остаточных напряжений, который опирается на математическую модель формирования остаточных напряжений и деформаций, возникающих при термической обработке с последующим растяжением. В работе приведена численная модель формирования напряжений и деформаций, возникающих из-за неравномерного охлаждения в процессе термической обработки заготовки. Учитывая ряд обстоятельств, осложняющих расчет остаточных напряжений, принято решение использовать численные методы и автоматизированные системы инженерного анализа (CAE). Приведены результаты расчета остаточных напряжений, полученные при использовании конечно-элементного комплекса MSC Nastran. Проанализированы расчетные и экспериментальные значения термических остаточных напряжений, сделаны выводы о достоверности полученных расчетов.

Ключевые слова: остаточные термические напряжения, метод конечных элементов, термическая обработка, маложесткие детали, алюминиевые сплавы.

Annotation. The article describes and analyzes methods for determining the thermal residual stress. The analysis performed allows to form a conclusion about the necessity of a settlement method of determining residual stresses, which is based on a mathematical model of the formation of residual stresses and strains that occur during heat treatment. The paper provides a mathematical model of the stresses and strains that arise due to uneven cooling during the heat treatment of the work piece. Taking into account a number offactors that complicate the calculation of residual stresses, it was decided to use the numerical methods and automation systems of engineering analysis (CAE). The results of calculation of residual stresses obtained by using the finite element set of MSC Nastran are presented. The calculated and experimental values of thermal residual stress are analyzed, conclusions about the validity of the calculations are made.

Keywords: residual thermal stresses, finite element method, heat treatment, low-hard details, aluminum alloys.

Введение

Маложесткие детали, представляющие собой тонкие пластины с подкреплением, сочетающие в себе элементы обшивки и силового набора, широко используются в производстве летательных аппаратов. Их применение обусловлено уменьшением количества основных и крепежных деталей, уменьшением количества конструктивных разъ-

емов, что в совокупности позволяет снизить трудоемкость обработки и сборки изделий, а также вес и себестоимость изготовления летательного аппарата.

Процесс производства маложестких деталей состоит из нескольких основных этапов. На первом этапе получают заготовку высокопроизводительными методами обработки давлением (горячая штамповка, прессование, прокатка). На втором