CC BY
38
УДК 69.002.51:621.225.2 Кобзов Дмитрий Юрьевич,
д. т. н., профессор, Братский государственный университет, тел. 89834016050, e-mail: kobzov7159@mail.ru Жмуров Владимир Витальевич, к. т. н., доцент, Братский государственный университет, тел. 89501380799, e-mail: wzhmurov@mail.ru Кобзова Инна Олеговна, ассистент, Братский государственный университет, тел. 89246178943, e-mail: kobzova.inna@mail.ru Губанов Владимир Георгиевич, соискатель, Братский государственный университет, тел. 89312622552, e-mail: info@hydrotrans.ru
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ НАИБОЛЬШЕГО НАГРУЖЕНИЯ ГИДРОЦИЛИНДРОВ
МНОГОЗВЕННОЙ МАШИНЫ
D. Yu. Kobzov, V. V. Zhmurov, I. O. Kobzova, V. G. Gubanov
DETERMINATION OF PARAMETERS OF LARGEST LOADING OF MULTITIER MACHINES HYDRAULIC CYLINDERS
Аннотация. Гидроцилиндр двустороннего действия с односторонним штоком в процессе функционирования подвержен продольно-поперечному нагружению, вследствие чего он деформируется в вертикальной продольной плоскости с появлением полного прогиба, который резко увеличивает действующие на него изгибающие нагрузки и реакции в подвижных герметизируемых сопряжениях гидроцилиндра. Кроме этого, гидроцилиндры многозвенных машин в процессе работы совершают значительное пространственное перемещение, сопровождающееся остановками и сменой направления движения, что приводит к возникновению динамических нагрузок, ухудшающих процесс функционирования гидроцилиндров. Применительно к длин-ноходовым гидроцилиндрам особую опасность представляет их мгновенная остановка в пространстве при встрече многозвенного рабочего оборудования машины с непреодолимым препятствием. Таким образом, определение параметров наибольшего эксплуатационного нагружения гидроцилиндров многозвенной машины позволяет на стадии её проектирования более точно оценить конструктивно-технологические характеристики требуемых гидроцилиндров, а на стадии их диагностирования более достоверно установить предельные значения диагностических параметров. И то и другое является актуальной задачей, особенно применительно к машинам повышенной единичной мощности.
Ключевые слова: гидроцилиндр, нагрузка, пространственное перемещение, угол наклона.
Abstract. Double-acting hydraulic cylinder with one-way rod in the operation is subject to longitudinal-transverse loading and therefore is deformed in a vertical longitudinal plane with the advent of the full deflection, which dramatically increases bending loads influencing on it and reactions in moving up sealing units of hydraulic cylinder. In addition, multi-tier cylinders machinery hydraulics in the process of operation commit significant spatial displacement, with stops and the change of direction that leads to dynamic loads, worsening the functioning process of hydraulic cylinders. With regard to the hydraulic cylinders with long stroke rod especially dangerous is their instant stop in space when is machines multi-tier working equipment faced with insurmountable obstacle. Thus, determination of parameters of the largest operational loading of multi-tier machines hydraulic cylinders enables to assess the constructive-technological characteristics of required hydraulic cylinders more accurately on design stage, and at the time of their diagnosis more reliably set limits of diagnostic parameters. Both is a challenge, especially with regard to machines of increased unit capacity.
Keywords: hydraulic cylinder, loading, spatial displacement, angle of inclination.
Введение
Увеличение единичных мощностей дорожных и строительных машин (ДСМ) применительно к гидроцилиндрам привода их рабочего оборудования неразрывно связано с повышением уровня давления рабочей жидкости гидросистем, увеличением скорости перемещения штока и его хода, а следовательно, размеров гидроцилиндров и, зачастую, интенсивности использования их во времени. Негативным проявлением этого является резкое увеличение эксплуатационных нагрузок, ухудшение условий и режима функционирования и неизбежное снижение их надёжности. Применительно к длинноходовым гидроцилиндрам особую опасность представляет их мгновенная остановка в пространстве при встрече многозвенного рабочего оборудования машины с непреодолимым
препятствием. Таким образом, определение параметров наибольшего эксплуатационного нагруже-ния гидроцилиндров многозвенной машины позволяет на стадии её проектирования более точно оценить конструктивно-технологические характеристики требуемых гидроцилиндров, а на стадии их диагностирования более достоверно установить предельные значения диагностических параметров.
Основные положения
В соответствии с предложенными в работах [1-4] расчётными схемами рабочего оборудования некоторых многозвенных ДСМ, а также их геометрическими характеристиками и параметрами применяемых на них гидроцилиндров [5], возможные диапазоны изменения пространственного расположения гидроцилиндров, применительно к
ИРКУТСКИМ государственный университет путей сообщения
Рис. 1. Фрагмент типовой осциллограммы [2, 6] с фиксацией ходов ¿с, 1р, ¿к штоков гидроцилиндров стрелы, рукояти и ковша экскаватора ЭО-3322А в течение цикла экскавации соответственно
гидроцилиндрам стрелы, рукояти и ковша одноковшовых экскаваторов ЭО-3322А и ЭО-4121А с обратной лопатой, соответственно составили: 88°, 103°, 214° и 90°, 105°, 191° [1, 2]. При этом диапазоны изменения пространственного расположения этих гидроцилиндров только за счёт перемещения собственных штоков составили 88°, 9°, 7° и 90°, 6°, 9° соответственно для принятых в качестве примера ДСМ [1, 2].
Значения рабочих диапазонов изменения пространственного расположения гидроцилиндра, характеризующиеся аналогичным перемещением его штока, могут определяться двумя путями.
Первый предполагает рассмотрение рабочего процесса конкретной ДСМ на всём его временном протяжении с учётом конструктивно-технических особенностей рабочего оборудования, характеристик выполняемого вида работ, регламентируемых различными нормативными документами, свойств трансформируемой среды и пр. [1, 2]. Такой подход, как правило, трудоёмок, менее универсален и требует большого объёма исходной информации.
Второй путь заключается в использовании имеющихся закономерностей, свойственных конкретной группе или типу ДСМ и полученных, главным образом, в результате эксперимента. Так, например, на типовых осциллограммах работ [6-9] масштабно по времени соотнесены зависимости изменения параметров системы привода одноковшового экскаватора за цикл экскавации. Аналогичные примеры встречаются и в зарубежной ли-
тературе [10]. Среди них: частоты вращения поворотной платформы, валов двигателя, насоса, моторов, давления в полостях всех гидроагрегатов и перемещения штоков гидроцилиндров рабочего оборудования. Данные [6] (рис. 1 и 2) получены при разработке одноковшовыми экскаваторами ЭО-3322А и ЭО-4121А грунтов И-1У категорий. Такие сведения представляют большую практическую ценность и составляют исходное звено дальнейших рассуждений, которое может уточняться и корректироваться для ДСМ любой размерной группы с любым видом сменного рабочего оборудования без изменения общего хода исследования.
Итак, обработка данных [6] (рис. 1) позволила установить протяжённость хода штоков гидроцилиндров, задействованных в ходе экскавации грунта. Так, для гидроцилиндров стрелы, рукояти и ковша экскаватора ЭО-3322А, принятого нами в качестве примера, она соответственно составила 0,774 м, 0,768 м и 0,496 м от значений 0,226 м, 0,112 м и 0 м. Таким образом, значения наибольшего выдвижения их штоков соответственно равны 1,0 м, 0,880 м и 0,496 м [1, 2].
Подобным образом могут быть получены, например, из источника [11] данные использования хода штоков гидроцилиндров автогрейдера, некоторых бульдозеров и скрепера.
Разделяя, как это принято [12], процесс функционирования гидроцилиндра на моторный и насосный ход его штока, следует отметить, что он также характеризуется статическим и динамическим режимами [2]. С точки зрения надёжности
Механика
Рис. 2. Фрагмент типовой осциллограммы [2, 6] с фиксацией давления р1,2с, Р1,2р, р1,2к в поршневой (индекс «1») и в штоковой (индекс «2») полостях гидроцилиндров стрелы, рукояти и ковша экскаватора ЭО-3322А в течение
цикла экскавации соответственно
первый следует учитывать при оценке безотказности и ремонтопригодности гидроцилиндра, в то время как второй следует принимать во внимание при описании его безотказности, ремонтопригодности и долговечности.
Итак, гидроцилиндр привода стрелы совершает моторный ход на участке 1с-3с (рис. 1) и насосный на участке 5с-0с. На участках 0с-1с и 3с-5с шток его неподвижен. Однако нагружение этого гидроцилиндра (рис. 2) давлением pic рабочей жидкости в поршневой полости не ограничивается только зоной моторного хода, а распространяется практически на весь участок 1с-5с. Отсюда, участок 1с-3с силового выдвижения штока (моторный ход) можно отнести к динамическому режиму функционирования гидроцилиндра стрелы, в то время как участок 3с-5с - к статическому. При этом моторный ход характеризуется его наибольшим нагружением [1, 2], причём продольным эксцентрично приложенным сжимающим усилием [1, 13-17]. Насосный ход, представляющий интерес, главным образом, с позиции долговечности гидроцилиндра, растягиваемого, в данном случае, на всём своём протяжении, относится к динамическому режиму. Максимальное нагружение гидроцилиндра привода стрелы экскаватора (рис. 2) приходится на участок 1С-2С, соответствующий процессу копания совместно с гидроцилиндром поворота рукояти, и 3с-4с в момент окончания поворота платформы и начала выгрузки. Последнее обусловлено выносом рабочего оборудования экскаватора при разгрузке ковша и, соответственно,
увеличением плеча опрокидывающего момента.
Гидроцилиндр поворота рукояти совершает моторный ход (рис. 1) на участках 0р-1р, 2р-3р и насосный - на участке 6р-7р. На участках 1р-2р, 3р-6р и 7р-0р шток его неподвижен. Как и в случае с гидроцилиндром стрелы, нагружение гидроцилиндра рукояти не ограничивается только областью моторного хода (рис. 2). Более того, наибольшее нагружение его давлением р\р в поршневой полости приходится на участок статического режима 1р-2р функционирования. Это объясняется косвенным воздействием на гидроцилиндр рукояти работающего в данный момент гидроцилиндра поворота ковша, что подтверждается всплеском давления р1р на участке 0р-4р при их совместной работе. Последнее конструктивно и технологически возможно [10, 18, 19], а также экономически оправдано [20]. Насосный ход гидроцилиндра рукояти, относящийся, как и в предыдущем случае, к динамическому режиму, характеризуется повышенным давлением р2р рабочей жидкости в штоковой полости (рис. 2). Однако высокое давление р2р держится также на участке 7р-0р статического режима функционирования этого гидроцилиндра, что объясняется наличием на его штоке тянущего усилия удержания вынесенной рукояти с ковшом. При этом максимальное нагружение гидроцилиндра привода рукояти при динамическом режиме работы приходится на участок 0р-4р моторного хода совместной работы его с гидроцилиндром поворота ковша, а также на участок 1р-2р статического режима функционирования. При насосном ходе
ИРКУТСКИМ государственный университет путей сообщения
штока гидроцилиндра поворота рукояти максимальное его нагружение давлением pр возможно только в динамическом режиме работы на участке 6р-7р.
Гидроцилиндр привода ковша совершает моторный ход (рис. 1) на участках 0к-1к, 2к-3к, а насосный - на участке 7к-8к совместной работы с гидроцилиндром поворота рукояти на участке 6р-7р. На участках 1к-2к, 3к-7к и 8к-0к шток его неподвижен. Как и в предыдущих случаях, нагружение гидроцилиндра ковша осуществляется в статическом и динамическом режимах функционирования. При моторном ходе его штока динамический режим соответствует участкам 0к-1к и 2к-3к. Отметим, что на участке 0к-1к заметен всплеск давления Plк (рис. 2), обусловленный совместной работой двух гидроцилиндров: привода рукояти и ковша. На промежуточных участках 1к-2к и 4к-5к статического режима нагружение последнего гидроцилиндра давлением plк рабочей жидкости в поршневой полости реализуется работающим в это время гидроцилиндром поворота рукояти соответственно на участках 4р-1р и 2р-3р (рис. 1 и 2). Насосный ход гидроцилиндра поворота ковша, как во всех случаях привода рабочего оборудования ДСМ, следует относить к динамическому режиму функционирования. Так, на участке 7к-8к (рис. 2) этот гидроцилиндр нагружается давлением p2к жидкости в штоковой полости. Однако оно остается повышенным до конца цикла экскавации грунта - участок 8к-0к, который, вследствие отсутствия перемещения штока (рис. 1), соответствует статическому режиму функционирования рассматриваемого гидроцилиндра. Максимальное его нагру-жение при динамическом режиме возможно на участках 0к-1к, 2к-3к при моторном ходе его штока и на участке 7к-8к при насосном. При статическом режиме функционирования наибольшая нагрузка соответствует участкам: 1к-2к от давления plк и 8к-0к от давления p2к. Следует отметить, что, нагру-жению этого гидроцилиндра на участке 1к-2к надо относиться с повышенным вниманием, так как в этом случае он работает на сжатие, что отечественными и зарубежными учёными полагается наиболее опасным случаем работы гидроцилиндра [1, 2, 21-25].
Аналогичным образом целесообразно описывать функционирование каждого из гидроцилиндров привода рабочего оборудования конкретной многозвенной ДСМ с учётом совмещённой работы этих гидроагрегатов, если таковое имеет место быть.
В соответствии с представленными рассуждениями, границы рабочего диапазона изменения пространственного расположения гидроцилиндра стрелы при Zс, равном 0,226 м и 1,0 м, составили
+19° и +84° [1, 2].
Оценивая изменение пространственного расположения гидроцилиндра рукояти, следует отметить, что область рабочего диапазона, где этот гидроцилиндр подвержен наибольшему возможному нагружению, соответствует режиму копания. Как видно из рис. 1, перемещение его штока начинается от точки 0р при запертом гидроцилиндре стрелы. В начальный период движения (точка 0р) пространственное расположение гидроцилиндра рукояти составляет -36° [1, 2]. При этом параметры Zс и Zр соответственно составляют 0,226 м и 0,112 м. Далее его шток в этом же режиме совершает перемещение до точки 1р и после некоторого останова, в течение которого работает только гидроцилиндр ковша, вновь начинает перемещаться из точки 2р. Положение гидроцилиндра рукояти в точках 1р и 2р при Zс и zр, соответственно равных 0,226 м и 0,640 м, составляет -31° [1, 2]. На участке 2р-3р (рис. 1) этот гидроцилиндр начинает перемещаться в пространстве дополнительно за счёт работы гидроцилиндра стрелы, положение которого в точке 2с при zс, равном 0,388 м, составляет +33° [1, 2]. В результате этого положение гидроцилиндра рукояти в точке 3р в итоге составило -19° [1, 2]. Следует отметить, что при движении штока гидроцилиндра рукояти он пересекает координату Zрг■ (мёртвая точка), соответствующую максимальному его удалению от стрелы. В этом положении возможно появление угла его наклона к горизонту, меньшего, нежели упомянутый выше угол -19°, который и следует считать верхней границей искомой области рабочего диапазона.
Принимая во внимание характеристики возможного диапазона гидроцилиндра рукояти [1, 2], отметим, что изменение его пространственного расположения при выгрузке ковша, то есть в верхнем положении стрелы, численно выражается так: от положения +34° через угол +43° до положения +36° [1, 2]. То есть максимальное выдвижение его штока соответствует углу +36° его наклона к поверхности тяготения, тогда как наибольшее выдвижение штока при копании составляет -19° [1, 2]. Кроме того, в последнем случае к этому гидроцилиндру прикладывается и большее по величине сжимающее усилие, что более неблагоприятно. Вышесказанное наглядно подтверждает правильность выбора в качестве наиболее опасной зоны его рабочего диапазона - область, соответствующую режиму копания.
По аналогии с вышеизложенным наиболее опасную область рабочего диапазона гидроцилиндра ковша также следует искать на участке копания грунта. Как видно из рис. 1, шток его начинает
Механика
перемещаться от точки 0к, в которой он имеет наклон -64° [1, 2], к горизонту при zс, Zр и zк, соответственно равных 0,226 м, 0,112 м и 0 м. Затем шток гидроцилиндра ковша перемещается до точки 1к (рис. 1). В то же время, совмещая операции [8], выдвигается и шток гидроцилиндра рукояти, то есть гидроцилиндр ковша совершает в пространстве сложное плоскопараллельное перемещение. Так, в точке 4р, соотнесённой с точкой 1к, гидроцилиндр рукояти имеет наклон -33° [1, 2] при Zс и Zр, соответственно равных 0,226 м и 0,208 м. В результате этого, а также за счёт перемещения штока гидроцилиндра ковша угол его наклона к горизонту в точке 1к при zс, Zр и zк, соответственно равных 0,226 м, 0,208 м и 0,160 м, стал равен -70° [1, 2].
На участке 1к-2к гидроцилиндр ковша заперт. Шток его начинает дальнейшее выдвижение на участке 2к-3к, при этом гидроцилиндр рукояти заперт. Расположение гидроцилиндра ковша в точке 2к при zс, Zр и zк, соответственно равных 0,226 м, 0,640 м и 0,160 м, составляет -104° [1, 2]. В точке 3к его положение при zс, Zр и zк, соответственно равных 0,226 м, 0,640 м и 0,496 м, составляет -105° [1, 2]. Однако при этом его шток проходит точку zкi (мёртвую точку), характеризующуюся максимальным удалением этого гидроцилиндра от рукояти. Это его положение при zс, Zр и Zк, соответственно равных 0,226 м, 0,640 м и 0,280 м, составляет -103° [1, 2]. Как видно из рис. 1, перемещение в пространстве этого гидроцилиндра на участке 0к-3к в процессе копания происходит при запертых гидроцилиндрах привода стрелы и рукояти. Далее изменение его пространственного положения на участке 4к-5к при копании происходит лишь за счёт одновременного функционирования этих гидроцилиндров - соответственно участки 1с-2с и 2р-3р. Положение гидроцилиндра ковша в точке 4к уже описано выше. Наклон в точке 5к при zс, Zр и zк, которые соответственно составляют 0,388 м, 0,880 м и 0,496 м, равен -111° [1, 2].
Окончательно области рабочих диапазонов изменения пространственного расположения гидроцилиндров стрелы, рукояти и ковша одноковшового экскаватора, в нашем случае ЭО-3322А (обратная лопата), соответствующие режиму копания, соответственно равны 14°, 17° и 47° с отсчётом по часовой стрелке от значений углов +84°, -19° и -64° [1, 2].
Напряжения сжатия, возникающие в опасном сечении штока, аналитически без учёта кинематических особенностей рабочего оборудования ДСМ описываются уравнением [2, 13-17]
С сж (Ха ) =
Ps . + Мв () +
^(ха ) Ж(ха )
, Р8 ■ е(Хо ) , Р • Ут (Хо )
(1)
Ж(ха) Ж(хс) В уравнении (1) первое слагаемое даёт величину нормального напряжения от действия продольного сжимающего усилия Р^, второе - величину наибольших напряжений сжатия, вызванных действием поперечной нагрузки Ме(х0) от веса гидроцилиндра, третье и четвёртое - то же, вызванные дополнительным его изгибом при наличии эксцентриситета е(х0) в его опорах и полного прогиба ут(ха), являющихся плечом приложения продольного сжимающего усилия Р&, F(x0) и Щхс) - площадь и осевой момент сопротивления сечения штока соответственно; хс - координата его опасного сечения.
Полный прогиб ут(х) гидроцилиндра равен сумме его составляющих
Ут (Х<5 ) = уа (Х<5 ) + ур (Х<5 ) + + уу (ха) + у5 (ха) + ур (ха) + (2)
+ уе (Х<5 ) + Ук (Х<5 ). В начальный момент эксплуатации прогиб ут(х) может быть представлен суммой
Ут (Хо ) = Ут 0( Хо ) + Ур (Хо ). (3)
В равенствах (2) и (3): Ут(хст) - полный
прогиб гидроцилиндра; Уа (ха) - его прогиб вследствие выборки технологических зазоров в его подвижных сопряжениях; Ур (ха) - то же в
результате возможного начального (технологического) искривления его длинномерных элементов при изготовлении; Уу (ха) - то же вследствие эксплуатационного искривления его штока; У5 (хст) -
то же из-за выборки дополнительных зазоров в результате радиальной деформации под давлением его корпуса; УР (ха) - то же вследствие его продольного нагружения при наличии вышеперечисленных напряжённых и ненапряжённых деформаций; У (х ) - то же вследствие поперечного нагружения гидроцилиндра от действия весов его элементов; Ук (хст) - то же в результате наличия
силового поворота в его опорных элементах, обусловленного кинематикой привода рабочего оборудования конкретной ДСМ; Ут 0( ха) - то же до подачи рабочей жидкости под давлением в полости гидроцилиндра.
ИРКУТСКИМ государственный университет путей сообщения
Анализ выражения (1) показывает, что переменными по циклу экскавации параметрами наибольшего нагружения гидроцилиндров являются: изгибающий момент Mg(x0), усилие Ps и прогиб yr(xa) гидроцилиндра в результате его эксплуатационного продольно-поперечного нагружения. Кроме этого, последняя характеристика дополнительно является и функцией времени эксплуатации гидроцилиндра.
Доказано [1-4, 14, 17, 24], что максимальное значение момент Mg(x0) имеет, во-первых, при горизонтальном расположении гидроцилиндра, а во-вторых - при максимальном выдвинутом штоке.
Наибольшая величина прогиба yr(x0) кроме уже упомянутого эксплуатационного расположения гидроцилиндра дополнительно характеризуется наибольшим значением сжимающего усилия Ps, которое определяется максимальной положительной разностью давлений жидкости в поршневой pi и штоковой p2 полостях гидроцилиндра [1-4].
Другими словами, наибольшее нагружение гидроцилиндра в итоге определяется следующими переменными по времени цикла экскавации характеристиками: текущим положением штока Zk, тек
кущим углом ф его наклона к горизонту и текущей разностью давлений (pi - p2)k, определяющей
к
значение усилия Ps , взаимосвязь которых, как показано выше, может без труда быть установлена для конкретного гидроцилиндра рабочего оборудования многозвенной ДСМ.
В качестве критерия наибольшего нагруже-ния гидроцилиндра по аналогии с нахождением координаты опасного сечения его штока [1, 2] целесообразно принять максимальное значение полного изгибающего момента |Ме (xa) + PsyTti (ха)],
действующего в этом xc сечении в момент приложения к гидроцилиндру, имеющему начальный прогиб yTo (ха) [2, 16, 17], продольного сжимающего усилия Ps.
То есть функцию \MQ (xa) + PSyT (xa)], входящую в выражение (1), следует заменить функ-
цией
\MQ ( Xo ) + Р8УТ 0( Xo )],
что полагается целе-
сообразным, так как максимальное значение прогиба уТо (Ха) соответствует максимальной величине прогиба уТ (Ха) , а вместе с тем и наибольших напряжений Фсж (Ха), что в итоге упрощает
математический аппарат определения параметров наибольшего нагружения гидроцилиндра вследствие сложности определения величины прогиба
УТ (Хо ) •
наиболее опасного сечения гидроцилиндра рекомендуется использовать крайнюю точку контакта штока с втулкой в сопряжении «шток - направляющая втулка», координаты которой близки к действительному значению Х для гидроцилиндров экскаваторов III... VI размерных групп [1, 2].
В конечном итоге, с учётом всего вышесказанного, очевидно, что задача нахождения параметров наибольшего нагружения гидроцилиндра является экстремальной, направленной на описание условия
1Ме ;г; ч,)+РУт, (Ха;г,; ч, тах
и установление величин ^ и фк.
Анализ осциллограммы ВНИИСДМ [6], фрагмент которой с записью изменения в течение цикла экскавации величин р1 и р2 давления в полостях гидроцилиндров представлен на рис. 2, показал, что области положительной разности (р1 - р2) распространяются: для гидроцилиндра стрелы почти на весь цикл за исключением участка 0с-1с, для гидроцилиндра рукояти на участок 0р-5р, а для гидроцилиндра ковша на участок 0к-6к.
К участкам наибольшей положительной разности р - р2) надо отнести участки 1с-4с, 0р-2р и 1к-4к для этих гидроцилиндров соответственно.
Однако, надо отметить, что в точках 2р и 4к (рис. 1 и 2) процесс копания еще не завершен для рукояти и ковша. Более того, в точках 1с и 2р (рис. 1) возобновляют ход штоки гидроцилиндров стрелы и рукояти, в результате чего происходит увеличение прогиба уа (Ха ) гидроцилиндра рукояти и
уменьшается угол наклона ф к горизонту гидроцилиндров рукояти и ковша. Вследствие этого возрастают значения Ме(х0) и уе (Ха ). При этом первый непосредственно входит в выражение (1) для определения напряжений о(Ха) и непосредственно способствует их росту, а второй через значение прогиба уТ (хст ) косвенно способствует их росту.
В то же время не исключается вероятность встречи ковша с непреодолимым препятствием, что подчас является причиной полутора или двухкратного увеличения усилия Р^.
Отсюда, параметры гр и ф р критического
нагружения гидроцилиндра рукояти могут быть
к
получены с учётом того, что угол ф р наклона его к горизонту применительно к экскаватору ЭО-3322А составляет 19°, а длина гр равна 0,763 м [1, 2].
По аналогии с вышеизложенным, парамет-
С той же целью в качестве координаты xa рами критического нагружения гидроцилиндра
Механика
равный +69°, а
к
ковша следует считать угол ф р
также длину гк , составляющую 0,469 м.
При этом в обоих случаях величину критического сжимающего усилия Р$,тах целесообразно принимать равной (1,5 ... 2,0)р [1, 2].
Несколько сложнее обстоит дело с поиском
k
параметр°в гк , Фк и рБтах с нагружения гидроцилиндра стрелы. Это понятно из следующих рассуждений и анализа рис. 3:
- наибольшая положительная разность (Р\ ~ Р ) имеет место лишь на участке 1С-4С (рис. 2), и на нём шток выдвигается из корпуса гидроцилиндра;
- выдвижение штока, то есть увеличение значения гс, вызывает рост: величины изгибающего момента Мд^), значений прогибов Уе (г) и Уа (г) и, тем самым, величины прогиба Ут() (г) и, соответственно, значения момента Р3УТ() (г) ;
- согласно кинематической схеме рабочего оборудования одноковшового экскаватора, выдвижение штока ведёт к увеличению значения угла фс наклона гидроцилиндра стрелы к горизонту;
- увеличение значения угла фс способствует уменьшению: величины изгибающего момента MQ (ф), значений прогибов Уд (ф) и Ут о(ф), а
также величины изгибающего момента Р3УТ() (ф) ;
- появление максимального по величине сжимающего усилия Р$тах возможно лишь на
этапе опускания стрелы в момент останова, когда гидроцилиндр имеет минимальную длину и угол фс его наклона, а также обладает максимальной жёсткостью и минимальным значением момента MQ (ф) и прогиба УQ (ф), а возможно, и момента
Р*тахУт 0(ф) .
В этих условиях значения искомых параметров г^к и фк могут быть определены лишь в результате аналитического исследования посредством поиска экстремума функции
Рк
наибольшего
V X V 1ТХ 11VX1V xvw —' i\V X yj Vl'X J Itxw V^/ J ХХХ\1ЦХХХХ
Me (z; ф)+PsyTti (z; ф)]= max, абсциссой которого
Исследование по z и ф первого слагаемого Mq (z; ф) рассматриваемой функции показало
(рис. 3), что оно имеет явно выраженный экстремум, координатами которого в случае приложения к гидроцилиндру только поперечной нагрузки являются абсцисса zm и ордината Mq (z; ф) = max.
Исследование второго слагаемого
psyT,(z; ф) функции \Mq (z; ф)+р8Ут0 (z; ф)]
включает два этапа.
Сначала графически отображается изменение по z и ф функции yq (z, ф) , характер которой
справедливо соответствует характеру функции Mg (z, ф). Затем строится зависимость изменения
по z и ф функции yro (z, ф) , с использованием которой графически воспроизведено изменение по оптимизируемым параметрам функции
р8Ут0 (z; ф) .
Величина продольного сжимающего усилия Psmaxc при этом составила 170 кН в соответствии
с [1, 2].
Последующее сложение двух кривых соответственно функций Mq (z; ф) и Ps yT^ (z; ф)
даёт возможность получить зависимость изменения по искомым параметрам z и ф рассматриваемой функции |Mq (z; ф) + Ps^ Ут0 (z; ф)] .
Функция |ме (z; ф) + Р yTa (z; ф)], как и функции Mq (z, ф) и yq (z; ф), имеет явно выраженный экстремум с ординатой |Me (z; ф) + Р yro (z; ф)]= max, абсциссы zk и
фс
которого в совокупности с величиной Р
являются параметрами наибольшего нагружения гидроцилиндра стрелы.
Численные их значения, применительно к экскаватору IV размерной группы, определены графоаналитическим способом и соответственно составили 0,640 м, 44° и 170 кН.
Как следует из рис. 3, взаимосвязанные абсциссы zjk и фк этой функции практически совпадают со значениями абсцисс zM и фм функции Mq (z; ф) = max, что позволяет сделать вывод о возможности более простого поиска параметров
k
k
к
является значение искомого параметра гс , аналити- гс и фс для различных типоразмеров гидроцилиндров стрелы, так как функция Ме (г; ф) имеет
чески связанного [2] с искомым же углом ф;
к
ИРКУТСКИМ государственный университет путей сообщения
Рис. 3. Определение параметров и ф^ наибольшего нагружения гидроцилиндра стрелы одноковшового
строительного экскаватора IV размерной группы
превалирующее значение в функции
м(г; ч)+уТо (г; ч)].
Напряжения о(Ха) в сечении хс гидроцилиндра стрелы составили 48 МПа [2], что составляет всего около 43 % от величины аналогичных, рассчитанных применительно к горизонтально расположенному гидроцилиндру с максимально выдвинутым штоком - условие, используемое в настоящее время для поиска параметров максимального нагружения гидроцилиндров, и равных 111 МПа.
Это наглядно иллюстрирует влияние ошибки в выборе параметров наибольшего нагружения гидроцилиндра на достоверность определения предельных значений диагностических параметров несущей (нагрузочной) способности гидроцилиндров и точность собственно диагноза [26].
Аналогичное имеет место быть и в случаях с гидроцилиндрами рукояти и ковша. Причем для гидроцилиндра ковша, имеющего меньшую длину
и больший угол фК, эта ошибка еще значительней.
Выводы:
- используемые в настоящее время параметры наибольшего нагружения гидроцилиндров рабочего оборудования многозвенных ДСМ не учитывают характеристики их пространственного расположения;
- вносимая из-за этого ошибка негативно влияет на достоверность определения предельных значений диагностических параметров и рекомендуемый ресурс их работоспособности в сторону их заметного занижения;
- предлагаемые рекомендации позволят исключить вышеназванные недостатки и, тем самым, повысить точность и достоверность диагноза;
- параметры критического нагружения гидроцилиндров стрелы, рукояти и ковша экскаваторов ЭО-3322А и ЭО-4121А соответственно составили:
Механика
для гидроцилиндров стрелы: 0,545 м, 45° и
150,0 кН и 0,640 м, 44° и 180,0 кН;
для гидроцилиндров рукояти: 0,768 м, 19° и
392,5 кН и 0,860 м, 22° и 769,5 кН;
для гидроцилиндров ковша: 0,469 м, 69° и
392,5 кН; 0,586 м, 65° и 769,5 кН.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Кобзов Д.Ю. Гидроцилиндры дорожных и строительных машин. Ч. 2. Условия эксплуатации, рабочий процесс, режим работы и параметры 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.
2. Кобзов Д.Ю. Диагностирование гидроцилиндров рабочего оборудования одноковшовых строительных экскаваторов : дисс. ... канд. техн. наук / ЛИСИ, Л., 1987. 345 с.
3. Кобзов Д.Ю., Сергеев А.П. О характеристиках пространственного расположения гидроцилиндров рабочего оборудования одноковшовых строительных экскаваторов // Повышение эффективности машин и вибрационные процессы в строительстве. Ярославль : ЯПИ, 1989. С.95-100.
4. Кобзов Д.Ю. Условия эксплуатации и некоторые важные особенности рабочего процесса гидроцилиндров дорожных и строительных машин / Д.Ю. Кобзов, И.В. Свиридо, В.Г. Губанов. М., 1995. 37 с. Деп. МАШМИР 1995. № 15-сд94.
5. 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.
6. 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.
7. Акинфиев А.А., Дёмин Ю.И. Потоки в гидролиниях экскаватора // Строительные и дорожные машины. 1991. № 12. С. 5-7.
8. Крикун В.Я., Крикун А.В. Расчёт параметров привода рабочего оборудования гидравлических экскаваторов как единой механической системы // Строительные и дорожные машины. 1993. №5. С. 27-29.
9. Елизарова В.Б., Смоляницкий Э.А. Определение сопротивления грунта копанию экскаваторами // Строительные и дорожные машины. 1987. № 9. С. 16-17.
10.Seals: design and performance / Society of Automotive Engineers, Inc. Warrendale. PA. USA. 1986. February. РР. 241-250.
11.Машины для земляных работ / Т.В. Алексеева, К.А. Артемьев, А.А. Бромберг и др. М. : Машгиз, 1959. 350 с.
12.Смоляницкий Э.А. К вопросу обоснования и оптимизации кинематической схемы рычажных механизмов перемещения ковша гидравлического экскаватора // Строительные и дорожные машины. 2012. № 6. С. 7-12.
13.Кобзов Д.Ю., Тарасов В.А. Об оптимальном выборе формы поперечного сечения штока гидроцилиндра // Строительные и дорожные машины и их использование в современных условиях : сб. тр. СПбГТУ. С.-Пб., 1995. С. 106.
14.Кобзов Д.Ю., Кобзов А.Ю., Лханаг Дорлигсурэнгийн. Несущая способность и ресурс гидроцилиндров машин // Системы. Методы. Технологии. 2009. № 2. С. 24-28.
15.Кобзов Д.Ю., Ереско С.П. Методика определения эксцентриситета в опорах крепления гидроцилиндра // Горное оборудование и электромеханика. 2009. №3. С.38-43.
16.Кобзов Д.Ю. Жмуров В.В., Плешивцева С.В. Образование эксцентриситета на цапфе гидроцилиндра // Роль механики в создании эффективных материалов, конструкций и машин XXI века : тр. Всерос. науч.-техн. конф. Омск, 2006. С. 230-233.
17.Кобзов Д.Ю. Гидроцилиндры дорожных и строительных машин. Ч. 3. Несущая способность / Кобзов Д.Ю., Лапшин В.Л., Тарасов В.А., Жмуров В.В. ; Братск. гос. ун-т. Братск, 2011. 88 с. Деп. в ВИНИТИ РАН 27.01.2011, № 27-В2011.
18.Рустанович А.В., Иванов В.Е., Михайлов А.М. Сравнительные испытания экскаватора ЭО-3323 с серийным и экспериментальным гидроприводом Load Sensing (LS) // Совершенствование приводов строительных и дорожных машин : сб. тр. ВНИИСДМ. М., 1989. С.76-82.
19.Гидравлический экскаватор ЭО-5124 / Болты-хов В.П., Филатов А.И., Фрейдлес А.П. и др. М. : Машиностроение, 1991. 256 с.
20. Машины для земляных работ / под ред. Гарка-ви Н.Г. М. : Высш. шк., 1982. 335 с.
21.Элементы гидропривода : справочник / Е.И. Абрамов, К.А. Колесниченко, В.Т. Маслов. Киев : Техшка, 1977. 320 с.
22.Марутов В.А., Павловский С.А. Гидроцилиндры. М. : Машиностроение, 1966. 171 с.
23.Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин. М. : Машиностроение, 1983. 301 с.
24.Бедрин С.Ф. Расчёты гидроцилиндров на
устойчивость и прочность // Вестник машиностроения. 1981. №7. С. 32.
25.Allen J.M. Help Yourself Avoid Nydraulic oil Problems // Hydraulics & Pneumatics. OH. USA. 1981, July. PP. 82-84.
26. Кобзов Д.Ю. Гидроцилиндры дорожных и строительных машин. Часть 5. Техническое ди-
агностирование / Д.Ю. Кобзов, С.П. Ереско, А.А. Трофимов и др. ; Братск. гос. ун-т. Братск, 2011. 119 с. Деп. в ВИНИТИ РАН 21.07.2011, №360-В2011.
