CC BY
30
8. Jelastichnyj trak gusenicy transportnogo sredstva: pat. 2554899 Ros. Federacija / Lapik V.P., Adylin I.P. № 2012155435/11; zajavl. 19.12.2012; opubl. 27.06.2015.
9. Jelastichnyj trak gusenicy transportnogo sredstva: pat. 196941 Ros. Federacija / Lapik V.P., Adylin I.P., Kuznecov A.E., Malashenko Ju.A., Lapik P.V. № 2019131658; zajavl. 07.10.2019; opubl. 23.03.2020.
10. Naumkin V.P., Maljavko G.P., Naumkina L.A. Jeffektivnost' osnovnoj obrabotki pochvy i udo-brenij //Kukuruza i sorgo. 1993. № 6. S. 5-7.
11. Torikov V.E., Mel'nikova O.V. Proizvodstvo produkcii rastenievodstva. Sankt-Peterburg, 2017. Ser. Uchebniki dlja vuzov. Special'naja literatura
12. Razvitie APK Brjanskoj oblasti - 2020 /Belous N.M., Bel'chenko S.A., Torikov V.E., Belous I.N., Osipov A.A. // VestnikBrjanskoj gosudarstvennoj sel'skohozjajstvennoj akademii. 2020. № 6 (82). S. 3-10.
13. Kuvshinov N.M. Optimizacija agrofizicheskih svojstv pochv dlja sel'skohozjajstvennyh kul'tur //Agrarnaja nauka. 1994. № 6. S. 56-57.
14. Kuvshinov N.M. Jeffektivnost' primenenija orudij s aktivnymi rabochimi organami v kachestve priemov predposevnoj obrabotki seryh lesnyh pochv Nechernozemnoj zony Rossii // Vestnik Brjanskoj gosudarstvennoj sel'skohozjajstvennoj akademii. 2017. № 1 (59). S. 23
15. Freza s vertikal'noj osju vrashhenija / Blohin V.N., Sluchevskij A.M., Rogankov S.I., Kuvshinov N.M., Kovalev A.F., Lapteva N.A.Patent na poleznuju model' RU 173801 U1, 12.09.2017. Zajavka № 2017101747 ot 19.01.2017.
УДК 62-82:631.3 DOI: 10.52691/2500-2651-2021-88-6-43-49
МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОЦИЛИНДРА ГИДРОПРИВОДА СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННОЙ ТЕХНИКИ
Mathematical Model of Parameters of Hydraulic Drive Cylinder of Agricultural Machinery
Сакович Н.Е., д-р техн. наук, профессор, Никитин А.М., канд. техн. наук, доцент,
Шилин А.С., аспирант
Sakovich N.Ye., Nikitin A.M., Shilin A.S.
ФГБОУ ВО «Брянский государственный аграрный университет», Bryansk State Agrarian University
Аннотация. В статье рассмотрены вопросы применения гидропривода сельскохозяйственной техники, обоснованные проблемой совершенствования и модернизации сельскохозяйственных машин, где главное внимание уделено модернизации гидропривода выполняющего основные технологические операции, в первую очередь модернизация касается гидроцилиндра, который является главным элементом в гидроприводе и обладает малой массой на единицу передаваемой мощности, сравнительно малыми габаритами, бесступенчатым регулированием скорости, высоким коэффициентом полезного действия, удобством эксплуатации, компактностью, силовыми параметрами и другими положительными качествами. При совершенствовании сельскохозяйственной техники, очень часто стоит вопрос модернизации гидропривода, в первую очередь гидроцилиндра, по улучшению силовых, скоростных и конструктивных параметров. Авторами предложена математическая модель, позволяющая рассчитать параметры усовершенствованного гидроцилиндра, в первую очередь, определение усилий, мощности, диаметров гильзы, диаметров штока, выбор уплотнений поршня и штока; расчет толщины гильзы, определение диаметральной деформации и линейной податливости системы, а также конструктивных параметров крепежных элементов. Исходными данными для расчетов являются вид гидравлического привода, в котором используется гидроцилиндр, тип гидравлического цилиндра, рабочая эксплуатируемая максимальная нагрузка, скорость рабочего хода гидроцилиндра, скорость обратного хода гидроцилиндра, длина хода поршня гидроцилиндра, степень неравномерности скорости хода гидроцилиндра, перемещаемая максимальная масса груза, а также конструктивные особенности гидроцилиндра крепление, уплотнения, торможение.
Abstract. The article discusses the issues of the use of hydraulic drive of agricultural machinery, justified by the problem of improvement and modernization of agricultural machinery, where the main attention is paid to the modernization of the hydraulic drive performing basic technological operations, primarily modernization concerns the hydraulic cylinder, being the essential element in the hydraulic drive, and having a low mass per unit of transmitted power, relatively small dimensions, stepless speed control, high effi-
ciency, ease of operation, compactness, power parameters and other positive qualities. When improving agricultural machinery, there appears a question of upgrading the hydraulic drive, primarily the hydraulic cylinder, to improve power, speed and design parameters. The authors have proposed a mathematical model that allows calculating the parameters of an improved hydraulic cylinder, primarily the determination of forces, power, sleeve diameters, stem diameters, the choice of piston and stem seals; calculation of sleeve thickness, determination of diametrical deformation and linear compliance of the system, as well as design parameters offasteners. The initial data for calculations are the type of hydraulic drive in which the hydraulic cylinder is used, the type of hydraulic cylinder, the operating maximum load, the stroke speed of the hydraulic cylinder, the reverse stroke speed of the hydraulic cylinder, the stroke length of the hydraulic cylinder, the degree of unevenness of the stroke speed of the hydraulic cylinder, the maximum weight of the load being moved, as well as the design features of the hydraulic cylinder mounting, seals, and braking.
Ключевые слова: сельскохозяйственная техника, гидравлический привод, гидроцилиндр, математическая модель.
Key words: agricultural machinery, hydraulic drive, hydraulic cylinder, mathematical model.
Введение. На многой сельскохозяйственной технике (тракторах, комбайнах, МТА, прицепах - самосвалах) применяются гидравлические приводы, главным элементом в которых являются гидравлические цилиндры. Гидроцилиндры отличаются малой массой на единицу передаваемой мощности, сравнительно малыми габаритами, бесступенчатым регулированием скорости, высоким коэффициентом полезного действия, удобством эксплуатации, компактностью, силовыми параметрами и другими положительными качествами.
При совершенствовании сельскохозяйственной техники, очень часто стоит вопрос модернизации гидропривода, в первую очередь гидроцилиндра, по улучшению силовых, скоростных и конструктивных параметров. Авторами предложена математическая модель, позволяющая рассчитать параметры усовершенствованного гидроцилиндра [2,3,4,5,7,8,11].
Метод и результаты исследований. В математическую модель расчета гидроцилиндров входит определение усилий F , Н; диаметров гильзы D , мм; диаметров штока d , мм; выбор уплотнений поршня и штока; расчет толщины гильзы J , мм; диаметральной деформации АО , мм; линейной податливости системы & , мм/Н; конструктивных параметров крепежных элементов; мощности P , кВт.
Исходные данные для расчетов:
1. Вид гидравлического привода, в котором используется гидроцилиндр. Для расчетов возьмем объемный гидроцилиндр с дроссельным регулированием, для фронтального погрузчика сельскохозяйственного назначения.
2. Тип гидравлического цилиндра.
3. Рабочая эксплуатируемая максимальная нагрузка FH , Н;
4. Скорость рабочего хода гидроцилиндра UP , м/с;
5. Скорость обратного хода гидроцилиндра UX , м/с;
6. Длина хода поршня гидроцилиндра S , мм;
7. Степень неравномерности скорости хода гидроцилиндра % , %. % = U / UMAX < 1.
8. Перемещаемая максимальная масса груза m , кг;
9. Конструктивные особенности: крепление, уплотнения, торможение.
Основными параметрами поршневого гидроцилиндра с односторонним штоком являются А ,
м2 ; D , d d, мм; F , Н; p , МПа; U , м/мин; Q , л/мин (рис. 1).
Рисунок 1 - Основные параметры цилиндра
Для получения результатов необходимо рассчитать: 1. Площадь поршневой и штоковой полости:
А =
127
Л2 =
127
2. Усилие, развиваемое гидроцилиндром:
Р = 100^ГР (Р1 Ах -р2 А); Р = 100^гр (р2Л2 -РЛ)
где кТР = 0,9...0,98 — коэффициент, для учета потерь на трение;
Р2 , Р1,- давление рабочей жидкости в штоковой и поршневой полостях, МПа.
3. Скорость прямого и обратного хода штока гидроцилиндра:
(1)
(2)
и = 1270
О.
в2
4. Расход рабочей жидкости:
61=
и В
и
О 2 =
и2(В2 - Л2) 1270
и2-(В2 - Л2)
(3)
(4)
1270 2 1270
Главным параметром силового гидравлического цилиндра является усилие (Р , Н) которое при проектировании приближенно можно определять по коэффициенту запаса к3 . Из принятого решения, усилие необходимое для работы гидроцилиндра будет равно
Р = кз ■ Рн (5)
При дроссельном регулировании коэффициент запаса буде равным кз = 1,5...3,0 исходя их
технических требованиям к гидроцилиндрам.
В зависимости от назначения и типа применяемого оборудования (краны, манипуляторы, рабочие органы, платформы т. д.) максимум силы может соответствовать переходным режимам (например, реверс рабочего органа) поэтому выбор диаметра гидроцилиндра и максимального рабочего давления в гидравлическом приводе производится на основании анализа графиков при прямом и обратном ходах, при изменении нагрузки во время рабочего цикла.
Задаваясь номинальным давлением (р , МПа) взятого из стандартного ряда, тип гидроцилиндра, можно определить диаметр гидроцилиндра с учетом его КПД (]М . ]М = 0,85...0,95) и коэффициента потерь рабочего давления в гидроприводе (Т]Г, ]Г =
Тогда
В = 1,13
Р
(6)
Р Тм Тг
Зная соотношение скоростей прямого и обратного ходов (и < и2) и когда количество рабо-
чей жидкости, поступающей в гидроцилиндр, постоянно,
л = В 1 -
Л
и1_
и
(7)
Диаметр гидроцилиндра D и штока d выбирается из стандартного ряда ГОСТ 16514-96 Гидроприводы объемные. Гидроцилиндры. Общие технические требования действующий и ГОСТ 6540-68. Гидроцилиндры и пневмоцилиндры. Ряды основных параметров.
После предварительного определения D и d нужно уточнить усилие F учетом сил трения, всех нагрузок и динамики механизма работы гидроцилиндра.. В процессе работы гидропривода гидроцилиндр преодолевает силы полезной нагрузки (F , H ,например, подъема, поворота, удержания т. д.), трения Fpi в направляющих, Fp2 в уплотнениях штока и поршня, веса G , противодавления ( Fnp ), зависящие от сопротивления сливу рабочей жидкости из нерабочей полости гидроцилиндра, а
в динамических режимах - инерционные нагрузки (FnH ). Тогда усилие можно определить по формуле
F = fh + ftp1 + E ftp2 + G + fnp + fhh (8)
Сила (Fp, Н) в рабочих органах будет зависеть от конструктивных особенностей рабочего органа, конструкционного материала трущихся деталей. Силу можно определить формулой
Fm = fG = fmg (9)
где f — коэффициент трения в направляющих при разгоне рабочих органов, принимается f = 0,05...0,08 при скорости более 0,2 м/с; f = 0,10...0,12 меньше 0,2 м/с [7, 327].
5. Сила трения в подвижных соединениях при уплотнении манжетами определяется по формуле
FTP = л-D ■ H ■ (p — pK )z (10)
где D — диаметр уплотняемой поверхности, мм; Н — ширина манжеты уплотнения, мм; р — давление рабочей жидкости, МПа;
р = 2,5 — контактное давление, возникающее при манжете уплотнения;
¡Л = 0,1 ...0,3 — коэффициент трения поверхности деталей; z — число манжет.
6. Сила трения поршня и штока при установке в цилиндрах различных резиновых манжет и колец может быть определена по следующим формулам:
6.1. Для поршня
ftp2п = л(zPk + Руп )d ■b ■ Лп (11)
6.2. Для штока при уплотнительных кольцах с шевронным (елочным) профилем
FTP 2 Ш1 =ndhp (12)
6.3. Для штока с манжетным уплотнением
FtP2 Ш 2 =Ш^ЬрЛш (13)
где D, d — диаметр поршня и штока, мм;
b, h — ширина поршня и длина уплотнения, мм;
p — давление в штоковой полости цилиндра, МПа;
pK — давление кольца на стенку цилиндра, МПа;
Руп — уплотняющее давление, МПа; z — z — число колец;
Лп ,Лш — коэффициенты трения поршня по цилиндру и штока по уплотнениям.
7. Сила противодавления жидкости в нерабочих полостях цилиндра ^ , и А21:
Fnp =&РПРА-2 (14)
где Арпр — потери давления на трение жидкости сил, МПа, принимается АРпр = 0,05р ;
2 — поршневая или штоковая площадь поршня, мм2 .
7. Инерционные нагрузки, действующие при разгоне и торможении, чаще всего не совпадают по времени с действием сил подъема, в этих случаях нагрузки, преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении, могут определяться по формулам (для вертикального движения):
- при ускорении вверх
Р = та + О + ^
- при замедлении вниз
Р = та + О + ^
- при ускорении вниз
Р = та- О + ^ (15)
- при замедлении вверх
Р = та - о + ^р
8. Инерционные силы на первом этапе проектирования определим по формуле
ои
ри =— (16)
где О = т^ - приблизительный вес перемещающихся частей, Н;
и -
максимальная скорость перемещения рабочего органа, м/с; t0 = 0,01... 0,5 с. - время разгона поршня до рабочей скорости; ^ = 9,81 - ускорение свободного падения, м/с2;
2/2
Л I Л I
т = т + 1 16 • 10-2 Л1 11 + Л212 „ т = т1 + !,±6 ±0 + - приведенная к поршню масса подвижных частей гид-
л ^ Л 2
роцилиндра, приводимого механизма и рабочей жидкости в поршневом и сливном трубопроводах; Л1, Л2 - рабочие площади цилиндра, м2;
т - масса подвижных частей гидроцилиндра и приводимого механизма, кг; Л1, Л2,11, 12 - внутренние диаметры и длины соответственно напорного и сливного трубопроводов, мм;
а1, а2 - ускорения разгона и торможения, м/с2.
0,139и2 0,139и2
а =-; а2 =--(17)
где и - скорость поршня, м/мин; Х, Х2 - пути разгона и торможения, мм. Для горизонтального движения О = 0. После уточнения по формулам (8) - (16) усилий
Р нужно скорректировать диаметр поршня и штока (если это необходимо) и согласуется с ГОСТ 6540-68, определяются параметры цилиндра. 9. Толщина стенки гильзы цилиндра:
2 •Ю-6 Р—
] >--Р- (18)
Ар
где Ар - допустимая диаметральная деформация (мкм) стенок толщиной ] (мм) цилиндра с внутренним диаметром (— , мм) под действием внутреннего давления (Р , МПа). Величину
А— - можно задать путем использования допуска формы на диаметр поршня —, приняв величину допуска формы 60% (нормальная точность) от допуска на размер для 8 квалитета
(—Н8):
А- = 15-10"3(0,45-37 — + 0,001—) (19)
D
Толщину стенки цилиндров, у которых ( т — 16 ), рассчитывают по формуле
J — PmxD (20)
где Pmax ~ максимальное давление в цилиндре, МПа;
[^p] — допустимое напряжение, для стали [p'p] = 50...60 МПа.
При толщине стенки J ^ 0,1D и J — 0,1D диаметральная деформация (AD, мкм) определяется по формулам:
2,17 -10"3 pD2
AD = —--— (21)
J
0 425D2 (22)
AD = 5 , 1.10-3[(°425D- + J2) +1] DJ
Стенки цилиндра проверяются на прочность по формуле
0 4D2 +1 3D2
0 , 4D ^1,3DHAP г .„„.
D2 -D-. p <[CTP] (23)
dHAP D py
где D НаР — наружный диаметр корпуса гидроцилиндра, мм;
р — условное давление, МПа.
Выводы. Совершенствование, модернизация, изготовление любого технического средства осуществляется по проектам. Проект состоит из чертежей с необходимыми пояснениями, пояснительной записки с расчетами параметров кинематики, геометрии, динамики, прочности элементов конструкции технического устройства на основании её технической целесообразности и производительности, а также экономических преимуществ по сравнению с аналогами.
Авторы считают, что предложенная методика расчета параметров гидроцилиндра, при совершенствовании гидроприводов сельскохозяйственной техники позволит более качественно выбрать гидроцилиндр для будущей усовершенствованной сельскохозяйственной техники.
Библиографический список
1. Христофоров Е.Н., Сакович Н.Е., Случевский А.М. Повышение надежности гидроприводов дорожно-транспортных и грузоподъемных машин // Мир транспорта и технологических машин. 2014. № 1 (44). С. 62-68.
2. Христофоров Е.Н., Сакович Н.Е., Случевский А.М. Повышение надежности гидроприводов // Сельский механизатор. 2013. № 12. С. 46-48.
3. Теория и практика повышения безопасности операторов строительных машин / Е.Н. Христофоров, Н.Е., Сакович Н.Е., А.М. Случевский, Ю.В. Беззуб. Брянск: Изд-во Брянская ГСХА, 2014.
4. Христофоров Е.Н. Причины травматизма операторов мобильных машин // Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2004. № 12. С. 39-40.
5. Христофоров Е.Н. Обеспечение безопасности эксплуатации самосвальных платформ // Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2005. № 12. С. 30-31.
6. Христофоров Е.Н. Повышение безопасности транспортных работ в кормопроизводстве // Научно-технический прогресс в животноводстве - перспективные направления научных исследований по созданию новой техники и машинных технологий, совершенствование информационного обеспечения. М.: Изд-во ГНУ ВНИИИМЖ Россельхозакадемии, 2006. Т. 16, ч. 2. С. 164-169.
7. Христофоров Е.Н., Шкрабак В.С., Сакович Н.Е. Теоретические и практические аспекты улучшения условий и охраны труда операторов сельскохозяйственных транспортных средств. Орел: ФГНУ ВНИИОТ МСХ РФ, 2006. 203 с.
8. Христофоров Е.Н. Травматизм операторов мобильных машин в АПК // Механизация и электрификация сельского хозяйства. 2007. № 2. С. 20-21.
9. Христофоров Е.Н. Безопасность транспортных работ в АПК // Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2007. № 6. С. 55-56.
10. Обеспечение безопасности водителей транспортных средств / В.С. Шкрабак, Е.Н. Христофоров и др. // Механизация и электрификация сельского хозяйства. 2008. № 7. С. 32-33.
11. Христофоров Е.Н. Совершенствование сельскохозяйственных транспортных средств // Техника в сельском хозяйстве. 2007. № 3. С. 47-49.
12. Силовой гидроцилиндр двустороннего действия: пат. 2278304 Рос Федерация / Е.Н. Христофоров, Е.Г. Лумисте и др.; опубл. 2006. Бюл. № 17.
References
1. Hristoforov E.N., Sakovich N.E., Sluchevskij A.M. Povyshenie nadezhnosti gidro-privodov dorozhno-transportnyh i gruzopod#emnyh mashin // Mir transporta i tehnologicheskih mashin. 2014. № 1 (44). S. 62-68.
2. Hristoforov E.N., Sakovich N.E., Sluchevskij A.M. Povyshenie nadezhnosti gidro-privodov //Sel'skij mehanizator. 2013. № 12. S. 46-48.
3. Teorija i praktika povyshenija bezopasnosti operatorov stroitel'nyh mashin / E.N. Hristoforov, N.E., Sakovich N.E., A.M. Sluchevskij, Ju.V. Bezzub. Brjansk: Izd-vo Brjan-skaja GSHA, 2014.
4. Hristoforov E.N. Prichiny travmatizma operatorov mobil'nyh mashin // Traktory i sel'skohozjajst-vennye mashiny. 2004. № 12. S. 39-40.
5. Hristoforov E.N. Obespechenie bezopasnosti jekspluatacii samosval'nyh platform // Traktory i sel'skohozjajstvennye mashiny. 2005. № 12. S. 30-31.
6. Hristoforov E.N. Povyshenie bezopasnosti transportnyh rabot v kormoproizvodstve // Nauchno-tehnicheskij progress v zhivotnovodstve - perspektivnye napravlenija nauchnyh issledovanij po sozdaniju novoj tehniki i mashinnyh tehnologij, sovershenstvovanie informacionnogo obespechenija. M. : Izd-vo GNU VNIIIMZh Rossel'hozakademii, 2006. T. 16, ch. 2. S. 164-169.
7. Hristoforov E.N., Shkrabak V.S., Sakovich N.E. Teoreticheskie i prakticheskie aspekty uluchsheni-ja uslovij i ohrany truda operatorov sel'skohozjajstvennyh transportnyh sredstv. Orel: FGNU VNIIOTMSH RF, 2006. 203 s.
8. Hristoforov E.N. Travmatizm operatorov mobil'nyh mashin v APK//Mehanizacija i jelektrifikaci-ja sel'skogo hozjajstva. 2007. № 2. S. 20-21.
9. Hristoforov E.N. Bezopasnost' transportnyh rabot v APK// Traktory i sel'skohozjajstvennye mashiny. 2007. № 6. S. 55-56.
10. Obespechenie bezopasnosti voditelej transportnyh sredstv / V.S. Shkrabak, E.N. Hristoforov i dr. //Mehanizacija i jelektrifikacija sel'skogo hozjajstva. 2008. № 7. S. 32-33.
11. Hristoforov E.N. Sovershenstvovanie sel'skohozjajstvennyh transportnyh sredstv // Tehnika v sel'skom hozjajstve. 2007. № 3. S. 47-49.
12. Silovoj gidrocilindr dvustoronnego dejstvija: pat. 2278304 Ros Federacija / E.N. Hristoforov, E.G. Lumiste i dr.; opubl. 2006. Bjul. № 17.
УДК 620.1.08 DOI: 10.52691/2500-2651-2021-88-6-49-55
ВИБРАЦИОННЫЙ И ТЕПЛОВИЗИОННЫЙ МЕТОДЫ КОНТРОЛЯ
И ДИАГНОСТИКИ РОТОРНОГО ОБОРУДОВАНИЯ НА ОАО «БМЗ» УПРАВЛЯЮЩАЯ КОМПАНИЯ ХОЛДИНГА «БМК»
Vibration and Thermal Image Control Methods and Diagnostics of Rotary Equipment at OJSC "BSW- Management Company of "BMC" Holding"
Попов В.Б., канд. техн. наук, доцент, Погуляев М.Н., канд. техн. наук, доцент, Веппер Л.В., канд. техн. наук, доцент Popov V.B., PogulyaevM.N., WepperL.V.
УО «Гомельский государственный технический университет имени П.О. Сухого» Sukhoi State Technical University of Gomel
Аннотация. Статья посвящена использованию тепловизионного (термографического) и вибрационного методов диагностики для определения технического состояния узлов роторного оборудования на ОАО «БМЗ управляющая компания холдинга «БМК». Дана краткая характеристика рассматриваемых методов. Получены термограммы и спектры сигналов вибраций характерные для различных дефектов подшипников. Приведена термограмма поверхности диагностируемого оборудова-
