CC BY
27
Сведения об авторах
Калиновский Александр Алексеевич - магистр технических наук, инженер-конструктор 1-й кат. конструкторско-исследовательского отдела динамики прочности, аналитической надежности (КИОДПАН), Научно-технический центр комбайностроения (НТЦК) ОАО «Гомсельмаш» (г. Гомель, Республика Беларусь). Тел.: 8 (232) 59-31-58. E-mail: [email protected].
Чупрынин Юрий Вячеславович - кандидат технических наук, заведающий конструкторско-исследовательским отделом динамики прочности, аналитической надежности (КИОДПАН), Научно-технический центр комбайностроения (НТЦК) ОАО «Гомсельмаш» (г. Гомель, Республика Беларусь). Тел.: 8 (232) 59-31-58. E-mail: [email protected].
Новиков Александр Александрович - заместитель генерального директора по техническим вопросам - главный инженер, ОАО «Гомсельмаш» (г. Гомель, Республика Беларусь). Тел.: 8 (232) 63-20-40.
Information about the authors
Kalinouski Alexander Alekseevich - Master of Technical Science, 1 cat. design-engineer of the Design-engineering dynamics durability research department, analytical reliability, Scientific and Technical Harvester Centre (STHC) OJSC «Gom-selmash» (Gomel, Republic of Belarus). Phone: 8 (232) 59-31-58. E-mail: [email protected].
Chuprynin Yury Vyacheslavovich - Candidate of Technical Science, head of the Design-engineering dynamics durability research department, analytical reliability, Scientific and Technical Harvester Centre (STHC) OJSC «Gomselmash» (Gomel, Republic of Belarus). Phone: 8 (232) 59-31-58. E-mail: [email protected].
Novikov Alexander Alexandrovich - deputy general director on technical issues - principal engineer, OJSC «Gomselmash» (Gomel, Republic of Belarus). Phone: 8 (232) 63-20-40.
УДК 631.35
ОПТИМИЗАЦИЯ ПАРАМЕТРОВ МЕХАНИЗМА ПОДЪЁМА КАПОТА КОСИЛКИ С ПРИМЕНЕНИЕМ ГАЗОВЫХ ПРУЖИН
© 2018г. Д.В. Джасов, Д.Н. Иванов, А.С. Шантыко
В работе рассматривается один из методов проектирования и оптимизации механизмов подъема на примере капота косилки самоходной на гусеничном ходу, выпускаемой ОАО «Гомсельмаш». Рассматривается механизм подъема капота с использованием газовых пружин. Такие механизмы, в процессе эксплуатации или обслуживания машин механизатором, позволяют снизить усилие на рукоятке при переводе его из одного положения в другое до комфортной величины. Для этого создана математическая модель рычажного механизма, выполненная с использованием векторного способа описания рычажных механизмов, выполнен силовой анализ и расчет характеристики открывания. При формировании характеристики изменения уравновешивающей силы на рукоятке капота учтена реальная сила на газовой пружине с учетом гистерезиса. Предложены критерии подбора параметров механизма открывания, использование которых обеспечивает оптимальное проектирование. По результатам исследования выявлено, что жесткость самого капота и мест установки пружины на раме оказывает большое влияние на характеристику изменения уравновешивающей силы на рукоятке капота кроме сил трения и гистерезиса самой пружины. В пределах упругой деформации элементов крепления газовых пружин происходит изменение плеча силы действия газовой пружины. В случае установки газовых пружин с использованием малых плеч это приводит к значительному изменению конечной характеристики изменения силы на рукоятке. Увеличение жесткости элементов конструкции не всегда рационально, так как ведет к увеличению материалоемкости изделия. В связи с вышесказанным на этапе проектирования предлагается оценивать влияние жесткости конструкции капота и элементов крепления газовых пружин на расчетную характеристику уравновешивания и при необходимости корректировать расположение газовых пружин с учетом деформаций всей конструкции.
Ключевые слова: капот, механизм открывания, газовая пружина, результирующая сила, жесткость, критерии подбора.
One of the designing and lifting mechanisms optimization methods on an instance of the self-moving crawler-mounted mower bonnet, released by OJSC «Gomselmash» is in this paper observed. The lifting bonnet with using of gas springs mechanism is observed. Such mechanisms, on-stream or harvesters maintenances by the machine operator, allow to lower force on the handle at transferring it from one position in another to comfortable value. The lever mechanism mathematical model, executed with vector way lever mechanisms description using is for this purpose created, the power analysis and the characteristic calculation of opening is made. At equilibrant force change characteristic formation on the bonnet handle real force on a gas spring taking into a hysteresis account is considered. The opening mechanism parameters selection criteria which using provides optimal design are offered. By findings of investigation it is revealed, that the bonnet itself rigidity and spring setting points on a frame makes a big impact on the characteristic of equilibrant force change on the bonnet handle, except frictional force and a hysteresis of the spring itself. Within an elastic deformation of gas springs fastening elements there is a gas spring acting moment arm change. In case of gas springs with small arms using installation it leads to the considerable final characteristic change of force change on the handle. Constructional elements hardening are not always rationally as conducts to product consumption
of materials increasing. In connection with aforesaid at a design stage it is offered to assay the bonnet design rigidity and gas springs elements fastening on the equilibration calculated characteristic influence and if necessary to correct gas springs arrangement taking into account deformation of all design.
Keywords: bonnet, opening mechanism, gas spring, resultant force, rigidity, selection criteria.
Введение. На сельскохозяйственных машинах в качестве механизма подъема/открывания капотов широкое применение получили механизмы с использованием газовых пружин. Такие механизмы в процессе эксплуатации или обслуживания машин механизатором при подъеме/опускании капота позволяют снизить усилие на рукоятке, которое необходимо приложить механизатору при переводе из одного положения в другое, до комфортной величины.
Благодаря компактности и наличию широкого типоразмерного ряда выпускаемых газовых пружин, позволяющих использовать их для большой вариации поднимаемых масс, эти механизмы широко используются в конструкциях. Однако у этих механизмов имеются особенности, которые необходимо учитывать при их проектировании.
Для осуществления направлений оптимизации конструкции механизма подъема капота необходимо провести кинематический, силовой
анализ, а также сформировать требуемую характеристику открывания. Рассмотрим методы проектирования и оптимизации подобных механизмов на примере капотов косилки самоходной на гусеничном ходу для уборки риса КСР-150 производства ОАО «Гомсельмаш».
Методика исследований. Основой для составления математической модели механизма открывания капота является векторный метод описания рычажных механизмов, широко описанный в литературе [1-3]. Основой данного метода является система аналитического преобразования координат исходного вектора в вектор, который может быть получен из исходного, путем поворота его на некоторый угол в заданном направлении в рассматриваемой плоскости [4-7].
Расчетная схема исследуемого механизма уравновешивания капота косилки самоходной показана на рисунке 1.
Рисунок 1 - Расчетная схема механизма
В качестве исходных данных для описания кинематики механизма выступают координаты неподвижных точек 0(OX;OY) и A(AX;AY), длины звеньев LOB, LOG, LOP, углы между отрезками на жестких звеньях BOG и BOP. Для описания кинематики также необходимо задаться длиной выбранной газовой пружины в сжатом состоянии LABmin и ее полным ходом hmax.
За обобщенную координату при описании кинематики механизма примем ход h газовой пружины с изменением его в пределах от минимального хода hmin, обеспечивающего наличие
зазора до полного смыкания газовой пружины в закрытом состоянии капота, до максимального хода газовой пружины по каталогу изготовителя hmax. Минимальный зазор hm^n до полного смыкания газовой пружины необходим для обеспечения гарантированного закрытия капота с учетом допусков на изготовление и отсутствия кинематического нагружения элементов конструкции.
Положение всех точек капота при его переводе в верхнее положение будет описываться следующими зависимостями:
LAb(h) = LAB™ + 66
OA = A-O;
(2) (3)
С учетом выражений (1)-(3) относительное и абсолютное положение точки В и положение пружины АВ опишется выражениями (4)-(6).
OB(h) = Turn Vhmt (OA, AOB(h), L0B), где TurnVinew — функция поворота вектора [5],
B(h) = O+OB(h);
(4)
(5)
AB(h) = A+AB(h). (6)
Аналогичным путем выражения (7)-(10) описывают положение центра тяжести капота G и рукоятки Р.
OG(h) = Turn V/Jmr (OB, BOG(h), L0G);
G(h) = 0+ OG(h); OP(h) = Turn VhK,n (OB, BOP(h), Lop);
Р(к) = 0+
В результате проведенной оптимизации механизма должна быть получена характеристика изменения усилия на рукоятке, соответствующая следующим требованиям:
- в поднятом состоянии капота газовая пружина должна удерживать его и исключать возможность самопроизвольного опускания, что регламентировано ГОСТ 12.2.019-2015;
- в нижнем положении капот должен прижиматься к нижнему ограничителю для фикса-
OP(h).
(7)
(8) (9)
(10)
ции его замком или, при отсутствии последнего, исключения его самооткрывания;
- во всем диапазоне подъема/опускания усилие на рукоятке не должно превышать предельно допустимой величины.
Согласно ГОСТ 12.2.120-2015 сила сопротивления для элементов управления рукой не должна превышать 150 Н. Принято, что наиболее комфортным для механизатора является усилие, потребное для перевода капота из одного положения в другое, не превышающее 100 Н.
Рисунок 2 - Характеристика газовой пружины
Часто при проведении инженерных расчетов для упрощения принимают силу на газо-
вой пружине постоянной. На самом деле эта сила увеличивается при сжатии, уменьшается
при растяжении и, кроме того, газовая пружина обладает гистерезисом, обусловленным силой трения.
Для уравновешивания капота предполагается использовать пневмопружину 1163080010-15 из каталога завода-изготовителя ОАО «Белкард» с рабочим усилием Fн=700 Н. При этом сила трения FТР составляет не более 60 Н, а изменение силы при выдвижении/сжатии
Fг = ±30 Н. В общем виде характеристика газовой пружины показана на рисунке 2.
Силовые параметры газовой пружины характеризуются силами в ее коротком и длинном состоянии при движении в сторону сжатия и растяжения. С учетом этих параметров сила на пружине при растяжении в каждом положении может быть описана выражением (11), при сжатии - выражением (12).
FpreepxQi) = FH +
т^-тург
FPruuXh) = FH +
h
max
{Ц^-ЬШ-Рг
■К
ТР
FPeepAh)
MG(h)-Mpreepx(h)
L
'OP
FpHJh):
MG{h)-MprHU3{h)
L
(13)
(14)
OP
MG (h) = Mg ■ OGx (h), где Mg - вес капота;
ТР
(11)
(12)
где Fh - номинальная сила, реализуемая газовой пружиной;
Fг, Ftp - гистерезис и сила трения в газовой пружине;
Lmax, hmax - максимальная длина и ход газовой пружины;
L(h) - текущая длина пружины при открывании/закрывании капота.
Тогда, зная силу, развиваемую пружиной при сжатии и растяжении, определяем уравновешивающую силу на рукоятке - при движении капота вверх выражением (13) и при движении капота вниз выражением (14).
где Мс (Н) - момент силы тяжести вокруг точки поворота капота определяется выражением (15):
(15):
ООх - плечо силы тяжести;
Мргеерх (Н), Мргнш (Н) - момент от силы
пружины вокруг оси поворота капота при движении вверх и вниз определяется выражениями (16) и (17) соответственно:
МРГеерХ (А) = РРГеерх (К) • 2 • А _ рг(К) ; (1 6)
Fp_tr(h) = 40
/г
тах
МРГни3(И) = РРГни3(к)-2-к-РГ(И)' (17) где г - количество устанавливаемых пружин; Н _ рг(Н) - плечо пружины вокруг оси поворота капота определим из выражения (18) как векторное произведение векторов,
И_рг{И) = (ОВ(Н) х оН(АВ(Н)))2 . (18)
В качестве положительного направления уравновешивающей силы на рукоятке в выражениях (13) и (14) принято направление, совпадающее с направлением перемещения точки Р при подъеме капота. Поэтому отрицательное значение уравновешивающей силы означает, что капот под воздействием силы газовых пружин стремится подняться вверх и для его опускания необходимо приложить силу вниз.
Для простоты визуальной интерпретации результатов и удобства подбора требуемой характеристики изменения уравновешивающей силы на рукоятке целесообразно иметь характеристику потребной величины этой силы. Для формирования такой характеристики принимаем, что в верхнем положении необходимо приложить силу 60 Н для опускания, в нижнем положении необходимо приложить силу не более 40 Н для открывания, а во всем диапазоне подъема абсолютная величина этой силы не должна превышать 100 Н. Наиболее простым выражением, формирующим подобную зависимость, является выражение (19).
100 .. _ .
(19)
(h -h )
V max mm /
Для первоначального правильного выбора газовой пружины до проведения анализа целесообразно провести оценку механизма по по-
тенциальной энергии и подобрать пружину по потребной работе. Если для подбора параметров механизма потребуется проведение много-
параметрической оптимизации одним из известных способов, необходимо будет сформировать критерий численной оценки степени оптимальности характеристики. Для этого необходимо сформировать целевую функцию.
В качестве численного критерия степени оптимальности характеристики целесообразно АKpt(h)=\Fp_tr(h)-Fpeepx(h)
В качестве целевой функции при проведении численной оптимизации требуется использовать интегрированный показатель, который может быть получен из выражения (20), но который должен характеризоваться одним численным значением.
В качестве непосредственно целевой функции при проведении оптимизации можно использовать сумму значений численного критерия оптимальности (21), полученного из выражения (20), для всех рассчитываемых положений с заданной дискретностью. Тогда оптимизация будет заключаться в подборе параметров механизма с целью минимизации величины выражения (20).
A=/miax
FunOpt = X (21)
h~h min
использовать сумму абсолютных отклонений заданной характеристики изменения уравновешивающей силы от реальной характеристики (20). Чем меньше величина, вычисленная по выражению (20), тем оптимальнее характеристика уравновешивания.
(20)
Для ограничения в заданных пределах величин отдельных параметров при проведении численной оптимизации к целевой функции целесообразно добавить набор штрафных функций, сформированных специальными математическими функциями по этим ограничиваемым параметрам. Тогда выбранный алгоритм оптимизации не будет «упираться в стенку» при подборе параметров механизма, а будет «мягко» обходить нежелательные области существования системы.
Результаты и их обсуждение. По результатам проведенной оптимизации построена характеристика изменения уравновешивающей силы на рукоятке при повороте капота вниз и вверх совместно с требуемой характеристикой этой силы для одного из возможных вариантов механизма, которая показана на рисунке 3.
-Fp_rr --- Fp верх
Fp_Hii3
- , _
ч
„
Ррверф) - при повороте капота вверх; Ррниз(Ь) - вниз; Рр_\ф) - требуемая характеристика уравновешивающей силы Рисунок 3 - Характеристика изменения уравновешивающей силы на рукоятке
По результатам расчета сила, требуемая для закрывания с учетом сил трения и гистерезиса, изменяется в диапазоне от -78,4 до +16 Н, при этом для открывания от +51,4 до -42,1 Н. Из рисунка 3 видно, что линия требуемой характеристики силы на рукоятке проходит между реальными линиями характеристик изменения этой силы при повороте капота вверх и вниз. Это говорит о том, что параметры меха-
низма подобраны достаточно рационально с точки зрения обеспечения величины уравновешивающей силы. В данном проиллюстрированном примере были выбраны параметры газовой пружины, а также для ее использования были адаптированы параметры механизма.
Кроме сил трения и гистерезиса самой пружины на характеристику изменения уравновешивающей силы на рукоятке капота большое
влияние оказывает жесткость мест установки пружины на раме косилки и на капоте. Как правило, при установке пружин с подобранной расчетной характеристикой часто возникает необходимость использования для их установки кронштейнов с большим вылетом относительно одной из сторон конструкций - либо со стороны капота, либо со стороны рамы. В итоге конструкция крепления газовой пружины обладает упругой податливостью при сохранении ее прочности. При этом добиваться увеличения ее жесткости не всегда рационально, так как это приведет к увеличению материалоемкости изделия. Данная особенность конструкции таких механизмов приводит к изменению координат крепления точек пружины в процессе открывания/закрывания и соответственно к изменению плеч и характеристики изменения получаемой силы на рукоятке капота. Поэтому при проведении расчета после предварительной проработки конструкции необходимо оценивать жесткость элементов крепления газовых пружин и учесть их влияние на конечную характеристику.
Проведем анализ жесткости элементов крепления газовых пружин. Картину напряженно-деформированного состояния капота косил-
т 18.7*
■ II
-
Ц.75
- 1».»И
- $.}
- <.175
По результатам расчета (см. рисунок 1) деформация точки крепления пружины на раме в вертикальном направлении в закрытом состоянии капота составила 5у1=2 мм, в горизонтальном -5х1=4,9 мм. В открытом состоянии смещение точки составило: по вертикали - 5у2=0,8 мм, по горизонтали - 5х2=1,9 мм. При этом для всех режимов работы механизма прочность элементов в опасных сечениях кронштейнов крепления газовых пружин конструкции обеспечивается с минимальным запасом 1,7. Увеличение жестко-
ки целесообразно получить путем построения его твердотельной модели с последующим приложением нагрузок и расчетом в одном из конечно-элементных пакетов [8, 9].
В расчетной схеме наложены следующие граничные условия и связи. Между капотом и рамой в местах установки петель заданы вращательные шарниры, между кронштейном крепления пружины на раме, с одной стороны, и кронштейном крепления пружины со стороны капота задана сила, соответствующая максимальной нагрузке, реализуемой газовой пружиной Fmax=760 Н. В точке расположения рукоятки реализован запрет на перемещение в вертикальной плоскости. Задаем материалы, используемые в конструкции, со следующими параметрами: модуль упругости £=200000 МПа, коэффициент Пуассона ^=0,3, удельная плотность /=7500 кг/м3, предел текучести 250 МПа, что соответствует стали 3 пс [10].
На рисунке 4 приведено деформированное состояние исследуемой конструкции с присоединенными размерами установки газовых пружин, которые обеспечивают характеристику, приведенную на рисунке 3.
сти элементов крепления пружин для минимизации упругой деформации конструкции приведет к увеличению материалоемкости, что не всегда является оптимальным решением.
Проведем оценку влияния смещения точек крепления пружин на характеристику изменения силы на рукоятке капота. Для этого в вышеприведенной математической модели механизма открывания учтем перемещение точки А в зависимости от угла положения капота по формулам (22) и (23):
а б
Рисунок 4 - Деформированное состояние конструкции капота в открытом (а)
и закрытом (б) состоянии
Итоговая характеристика изменения уравновешивающей силы на рукоятке при повороте капота вниз и вверх представлена на рисунке 5.
По результатам расчета сила, требуемая для закрывания с учетом сил трения и гистерезиса, изменяется в диапазоне от -79 до +18,6 Н, при этом для открывания от +53,8 до -42,6 Н. Смещение точек крепления газовой пружины за счет упругой деформации кронштейнов привело к увеличению максимальной силы на рукоятке в 1,012-1,047 раз при открывании капота и в 1,006-1,16 раз при закрывании капота.
В некоторых случаях, когда плечо силы действия газовой пружины невелико, выше рас-
(22)
(23)
смотренное влияние жесткости элементов крепления пружины может изменить характеристику в несколько раз. Это приводит к тому, что при изготовлении опытного образца обнаруживается неполное открывание капота на требуемый угол, в связи с чем появляется необходимость использования дополнительных предохранительных элементов конструкции, удерживающих капот в открытом положении. Именно для исключения таких случаев требуется дополнительная проверка характеристики механизма уравновешивания капота после первичной проработки конструкции с учетом ее жесткости, и при необходимости - проведение корректировки точек крепления газовых пружин.
100
-рр-* .Рр верХ
Рр_НИЗ
** ч ч ^
Ч ч
* ч
ч
* ч,^ * *
40
20
- 20
-60
30
60
90
120
150
180
210
240
270
300
Ррверф) - при повороте капота вверх; Ррниз(Ь) - вниз; Рр_\ф) - требуемая характеристика уравновешивающей силы Рисунок 5 - Характеристика изменения уравновешивающей силы на рукоятке с учетом смещения точек крепления пружины за счет деформации
Небольшое влияние жесткости в данном конкретном случае связано с тем, что перемещение точки крепления пружины не вызывает значительного изменения плеча пружины относительно точки поворота. Как результат, характеристика изменения силы на рукоятке удовлетворяет исходным требованиям. А именно: максимальная сила на рукоятке не превышает 100 Н, в открытом положении капот удержива-
ется с силой не менее 43 Н, в закрытом положении обеспечивается его прижатие к ограничителю силой не менее 18 Н.
При подборе параметров механизма уравновешивания использование графиков, аналогичных приведенным на рисунках 3 и 5, является необходимым условием для оценки степени оптимальности подобранных параметров.
Выводы. В работе на примере механизма уравновешивания капота сельскохозяйственной машины с применением газовых пружин представлен векторный метод исследования механизмов. Он позволяет доступно и наглядно аналитически описывать кинематику проектируемых механизмов подъема капотов и осуществлять анализ их работы. Этот метод позволяет применять различные методы оптимизации для решения поставленной технической задачи.
В качестве целевого критерия для подбора параметров механизма предлагается использовать изменение характеристики потребной силы на рукоятке. При подборе параметров механизма необходимо учитывать реальную характеристику силы на газовой пружине с учетом гистерезиса. При использовании методов оптимизации необходимо подобрать наиболее показательный численный критерий степени оптимальности и на его базе сформировать целевую функцию.
В случае установки газовых пружин с использованием малых плеч после первичной проработки необходимо учесть жесткость всей конструкции и оценить ее влияние на конечную характеристику механизма подъема капота. При необходимости откорректировать положение точек установки пружин так, чтобы характеристика изменения усилия на рукоятке удовлетворяла исходным требованиям.
Описанная в статье методика проектирования механизмов уравновешивания капотов сельскохозяйственных машин уже более 15 лет успешно применяется в НТЦК ОАО «Гомсель-маш».
Литература
1. Чупрынин, Ю.В. Алгоритм расчета геометрии ременного контура векторным способом / Ю.В. Чупрынин, А.А. Дюжев // Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 2005. - № 6. - С. 39-40.
2. Котов, А.В. Применение векторного анализа при проектировании рычажных механизмов / А.В. Котов, Ю.В. Чупрынин // Научно-технический прогресс в сельскохозяйственном производстве: материалы Междунар. науч.-практ. конф. - Минск, 2007. - С. 32-37.
3. Джасов, Д.В. Применение векторного анализа для математического описания пространственных рычажных механизмов на примере моста управляемых колес сельскохозяйственной машины / Д.В. Джасов, А.Я. Машук, Ю.В. Чупрынин // Актуальные вопросы машиностроения: сборник научных трудов. - Минск, 2013. - Вып. 2. -С. 102-106.
4. Бронштейн, И.Н. Справочник по математике для инженеров и учащихся втузов / И.Н. Бронштейн, К.А. Се-
мендяев. - М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1981.
5. Рехлицкий, О.В. Синтез механизмов уравновешивания с газовыми пружинами с использованием векторного анализа / О.В. Рехлицкий, Д.В. Джасов, С.В. Тру-ханович // Актуальные вопросы машиностроения: сборник научных трудов. - Минск, 2013. - Вып. 2. - С. 106-110.
6. Джасов, Д.В. Проектирование механизма поворота колес самоходной сельскохозяйственной машины / Д.В. Джасов // Сборник научных трудов по материалам XVIII международной научно-практической конференции «Инновационные направления развития АПК и повышение конкурентоспособности предприятий, отраслей и комплексов - вклад молодых ученых». - Ярославль: ФГБОУ ВПО «Ярославская ГСХА», 2015. - C. 8-13.
7. Джасов, Д.В. Математическое моделирование механизма поворота колес самоходной сельскохозяйственной машины / Д.В. Джасов, В.Б. Попов // Сборник научных работ студентов Республики Беларусь «НИРС 2015». - Минск: Изд. центр БГУ, 2016. - 409 с.
8. Bathe, K.-J. Finite element procedures. - USA: Prentice Hall, Pearson education, Inc, 2006. - 1037 Р.
9. Huebner K.H., Dewhirst D.L., Smith D.E., Byrom T.G. The finite element method for engineers, J. Wiley & Sons, Inc., 2001.
10. Басов, К.А. ANSYS для конструкторов / К.А. Басов. - М.: ДМК Пресс, 2016. - 247 с.
References
1. Chuprynin Yu.V., Dyuzhev A.A. Algoritm rascheta geometrii remennogo kontura vektornym sposobom [Algorithm of calculation of belt loop geometry by vector method], Traktory i selskokhozyaystvennye mashiny, 2005, No 6, pp. 39-40.
2. Kotov A.V., Chuprynin Yu.V. Primenenie vektorno-go analiza pri proektirovanii rychazhnykh mekhanizmov [Use of vector analysis when designing lever mechanisms], Nauchno-tekhnicheskiy progress v selskokhozyaystvennom proizvodstve: materialy Mezhdunar. nauch.-prakt. konf., Minsk, 2007, pp. 32-37.
3. Dzhasov D.V., Mashuk A.Ya., Chuprynin Yu.V. Primenenie vektornogo analiza dlya matematicheskogo opi-saniya prostranstvennykh rychazhnykh mekhanizmov na primere mosta upravlyaemykh koles selskokhozyaystvennoy mashiny [An application of a vector analysis for a mathematical description of spatial lever mechanisms on the example of steering wheels axle of the agricultural machinery], Aktualnye voprosy mashinostroeniya: sbornik nauchnykh trudov, Minsk, 2013, vyp. 2, pp. 102-106.
4. Bronshteyn I.N., Semendyaev K.A. Spravochnik po matematike dlya inzhenerov i uchaschikhsya vtuzov [Mathematics for engineers and students], M., Nauka, Glavnaya redaktsiya fiziko-matematicheskoy literatury, 1981.
5. Rekhlitskiy O.V., Dzhasov D.V., Trukhanovich S.V. Sintez mekhanizmov uravnoveshivaniya s gazovymi pruzhi-nami s ispolzovaniem vektornogo analiza [Synthesis of balance mechanisms with gas springs, with using of a vector analysis], Aktualnye voprosy mashinostroeniya: sbornik nauchnykh trudov, Minsk, 2013, vyp. 2, pp. 106-110.
6. Dzhasov D.V. Proektirovanie mekhanizma povoro-ta koles samokhodnoy selskokhozyaystvennoy mashiny [Designing of steering mechanism of self-propelled agricultural
machine], Sbornik nauchnykh trudov po materialam XVIII mezhdunarodnoy nauchno-prakticheskoy konferentsii «Inno-vatsionnye napravleniya razvitiya APK i povyshenie konku-rentnosposobnosti predpriyatiy, otrasley i kompleksov, vklad molodykh uchenykh», Yaroslavl', FGBOU VPO «Yaroslavs-kaya GSKhA», 2015, pp. 8-13.
7. Dzhasov, D.V., Popov V.B. Matematicheskoe mo-delirovanie mekhanizma povorota koles samokhodnoy sel'skokhozyaystvennoy mashiny [Mathematical modeling of steering mechanism of self-propelled agricultural machine],
Sbornik nauchnykh rabot studentov Respubliki Belarus «NIRS 2015», Minsk, Izd. tsentr BGU, 2016, 409 p.
8. Bathe K.-J. Finite element procedures, USA, Prentice Hall, Pearson education, Inc., 2006, 1037 p.
9. Huebner K.H., Dewhirst D.L., Smith D.E., Byrom T.G. The finite element method for engineers, J. Wiley & Sons, Inc., 2001.
10. Basov K.A. ANSYS dlya konstruktorov [ANSYS for constructors], M., DMK Press, 2016, 247 p.
Сведения об авторах
Джасов Дмитрий Викторович - магистр технических наук, ведущий инженер-конструктор - руководитель сектора конструкторско-исследовательского отдела динамики прочности, аналитической надежности (КИОДПАН), Научно-технический центр комбайностроения (НТЦК) ОАО «Гомсельмаш» (г. Гомель, Республика Беларусь). Тел.: 8 (232) 59-31-58. E-mail: [email protected].
Иванов Дмитрий Николаевич - магистр технических наук, инженер-конструктор 1-й кат. конструкторско-исследовательского отдела динамики прочности, аналитической надежности (КИОДПАН), Научно-технический центр комбайностроения (НТЦК) ОАО «Гомсельмаш» (г. Гомель, Республика Беларусь). Тел.: 8 (232) 59-31-58. E-mail: [email protected].
Шантыко Александр Степанович - директор Научно-технического центра комбайностроения (НТЦК) ОАО «Гомсельмаш» (г. Гомель, Республика Беларусь). Тел.: 8 (232) 63-05-65.
Information about the authors
Jasov Dmitriy Viktorovich - Master of Technical Science, leading design engineer - sector head of the Designengineering dynamics durability research department, analytical reliability, Scientific and Technical Harvester Centre (STHC) OJSC «Gomselmash» (Gomel, Republic of Belarus). Phone: 8 (232) 59-31-58. E-mail: [email protected].
Ivanov Dmitriy Nikolayevich - Master of Technical Science, 1 cat. design engineer of the Design-engineering dynamics durability research department, analytical reliability, Scientific and Technical Harvester Centre (STHC) OJSC «Gomselmash» (Gomel, Republic of Belarus). Phone: 8 (232) 59-31-58. E-mail: [email protected].
Shantyko Alexander Stepanovich - director of the Scientific and Technical Harvester Centre (STHC) OJSC «Gomselmash» (Gomel, Republic of Belarus). Phone: 8 (232) 63-05-65.
УДК 621.315.1.027.22:621.311.8.003.13
ЭФФЕКТИВНОСТЬ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ АВТОМАТИЧЕСКОГО ПОВТОРНОГО ВКЛЮЧЕНИЯ В СОПОСТАВЛЕНИИ С ПРИЧИНАМИ ПОВРЕЖДЕНИЙ ВЛ-10 КВ
© 2018 г. А.В. Виноградов, В.И. Зелюкин, А.Е. Семенов, А.В. Виноградова
Работа направлена на исследование эффективности средств автоматического повторного включения (АПВ) воздушных линий (ВЛ) 10 кВ в сопоставлении с причинами повреждения данных линий и влиянием применения АПВ на значение недоотпуска электроэнергии потребителям. В качестве материалов исследования использованы статистические данные по результативности АПВ ВЛ-10 кВ, установленных на отходящих линиях от подстанций (ПС) в Орловской области. Также анализировались статистические данные за несколько лет о причинах повреждений ВЛ-10 кВ и данные о недоотпуске электроэнергии потребителям. Установлено, что в среднем эффективность АПВ ВЛ-10 кВ оказывается ниже, чем указывается в литературных источниках. Выявлены основные причины снижения эффективности АПВ. Одной из причин являются виды повреждений ВЛ, так как АПВ может быть эффективным только при неустойчивых повреждениях. Также причиной снижения эффективности АПВ является состояние выключателей, в основном маломасляных, установленных в ячейках отходящих ВЛ-10 кВ на ПС. Большая часть из них установлена более 15-20 лет назад. Поэтому часто АПВ на таких выключателях выведено из работы. Результаты исследования позволяют оценить эффективность средств автоматизации электрических сетей 10 кВ, определить задачи совершенствования эксплуатации электрических сетей и повышения эффективности АПВ для совершенствования надежности электроснабжения сельских потребителей. Показано, что повышение эффективности АПВ позволит сократить недоотпуск электроэнергии потребителям, повысить надежность их электроснабжения за счет сокращения времени перерывов в электроснабжении.
Ключевые слова: автоматическое повторное включение, воздушные линии 10 кВ, повреждения ВЛ, надежность электроснабжения, недоотпуск электроэнергии, эффективность повторного включения.
The article is aimed at investigating the effectiveness of automatic reclosing devices of overhead lines 10 kV in comparison with the causes of damage to these lines and the effect of applying reclosing on the value of lost energy to consumers.
As the study materials, statistical information on the performance of the automatic reclosing overhead lines 10 kV of the installed on the outgoing lines from the substations in the Orel region. The statistical information for several years on the causes of damages of overhead lines 10 kV and data on the lost energy to consumers were also analyzed. It is established that, the efficiency of automatic reclosing overhead lines 10 kV is lower than indicated in the literature. The main reasons for the decrease in the efficiency of automatic reclosing have been identified. One of the causes is the types of overhead lines damage, since the automatic reclosing can only be effective with unstable damages. Also, the reason for the reduction in the efficiency of automatic reclosing is the condition of switches, mainly low-oil ones, installed in the cells of overhead lines 10 kV in substations. Most of them were installed more than 15-20 years ago. Therefore, often the automatic reclosing at such switches is inactive. The results of the study make it possible to evaluate the efficiency of means for automating electrical networks 10 kV, to determine the tasks of improving the operation of electric networks and increasing the efficiency of automatic reclosing in order to improve the reliability of electricity supply for rural consumers. It is shown that an increase in the efficiency of automatic reclosing will reduce the lost energy to consumers, increase the reliability of their power supply by reducing the time of interruptions in power supply.
Keywords: automatic reclosing, overhead lines 10 kV, damage to overhead lines, security of power supply, lost energy, the efficiency of reclosing.
Введение. Надежное электроснабжение обеспечивает эффективное функционирование сельских потребителей, как производственных, так и бытовых. Вопросам повышения эффективности посвящены работы отечественных и зарубежных ученых, исследования энергокомпаний [5, 6, 9, 12, 13]. Большое внимание уделяется вопросам автоматизации электрических сетей как средству повышения надежности электроснабжения [4, 9-11], вопросам состояния линий электропередачи [2, 6], вопросам сокращения времени перерывов в электроснабжении потребителей [1, 4, 5, 9]. Приводятся оценки эффективности различных средств автоматики электрических сетей [4, 9-11]. В то же время теоретические данные об эффективности автоматики электрических сетей требуют практического подтверждения. Так, одним из способов повышения надежности электроснабжения сельских потребителей является применение средств автоматического повторного включения (АПВ) воздушных линий (ВЛ) 10 кВ. Применение АПВ позволяет значительно сократить время перерыва в электроснабжении потребителей. Согласно литературным источникам эффективность однократного АПВ может достигать 60%, а двукратных - 70-80% [4]. Тем не менее, на практике эти данные не всегда подтверждаются. Зачастую эффективность АПВ ВЛ-10 кВ оказывается ниже. Этому есть несколько причин. В первую очередь, на эффективность АПВ влияют виды повреждений ВЛ, так как АПВ может быть эффективным только при неустойчивых повреждениях. Кроме того, АПВ осуществляется с применением выключателей, установленных в ячейках отходящих линий подстанций (ПС) 35/10 кВ или 110/10 кВ (или других с вторичным напряжением 10 кВ). Это могут быть выключатели маломасляные с различными ти-
пами проводов или вакуумные. В настоящее время активно производится замена маломасляных выключателей вакуумными, но этот процесс далеко не завершён и значительную часть выключателей отходящих линий 10 кВ составляют именно маломасляные выключатели. Большая часть из них установлена на ПС более 15-20 лет назад и поэтому состояние данного оборудования оставляет желать лучшего. Известно из практики, что после одного-двух срабатываний маломасляных выключателей требуется их настройка. Поэтому часто АПВ на таких выключателях выводится из работы. Исследование статистики результатов работы АПВ ВЛ-10 кВ в соотношении с причинами повреждений ВЛ позволяет оценить эффективность средств автоматизации электрических сетей 10 кВ, определить задачи совершенствования эксплуатации электрических сетей и повышения эффективности АПВ для совершенствования надежности электроснабжения сельских потребителей.
Методика исследования. Исследования эффективности применения средств АПВ проводились на основе статистических данных по результатам работы АПВ в электрических сетях 10 кВ Орловской области. Так же анализировалась статистическая информация о недоотпуске электроэнергии потребителям, о причинах повреждений ВЛ-10 кВ.
Результаты и их обсуждение. По районам Орловской области эксплуатируется порядка 13 тыс. км ВЛ-10 кВ [8]. Надежность электроснабжения потребителей обеспечивается надежной работой электрических сетей. От их состояния и качества эксплуатации зависит количество отключений. Анализ состояния и аварийности электрических сетей включает анализ протяженности линий, технического состояния линий 10 кВ, показателей аварийности линий,
