CC BY
55
Системный анализ. Моделирование. Транспорт. Энергетика. Строительство
УДК 62-82(031) Д. Лханаг,
Монгольский государственный университет науки и технологий, Монголия, г. Улаанбатор
У. Цэрмаа,
Монгольский государственный университет науки и технологий, Монголия, г. Улаанбатор
С.П. Ереско,
Сибирский федеральный университет, Россия, г. Красноярск
А.С. Ереско,
Сибирский федеральный университет, Россия, г. Красноярск
ОСОБЕННОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ГИДРОПРИВОДНЫХ СИСТЕМ СТРОИТЕЛЬНЫХ _МАШИН ПРИ НИЗКИХ ТЕМПЕРАТУРАХ_
D. Lhanag, U. Cermaa, S.P. Eresko, A.S. Eresko
FEATURES OF EXPLOITATION OF HYDRO-DRIVE SYSTEMS OF BUILDING MACHINES AT LOW TEMPERATURES
Аннотация. Рассматриваются особенности эксплуатации гидрофицированных строительных машин в условиях Монголии. Приведена статистика отказов элементов гидропривода. Дана методика определения критериев эффективности эксплуатации машин в зависимости от температуры и технического состояния элементов гидропривода.
Ключевые слова: рабочая жидкость, гидросистема, гидронасос, гидрораспределитель, гидроцилиндр, гидромотор, давление, расход, плотность, вязкость, износ, утечки.
Abstract. In this article is described features of exploitation hydro-added building machines at Mongolian conditions. Hydrodrive elements faults statistic is resulted. Methodic of defining of efficiency criteria's of exploitation of machines depend on temperature and technical condition of hydrodrive elements is given.
bywords: work fluid, hydrosystem, hudro-pump, hydro-distributor, hydro-cylinder, hydro-drive, pressure, expense, density, viscosity, deterioration, leaks.
В рамках заключенного договора о сотрудничестве между Сибирским федеральным университетом и Монгольским государственным университетом науки и технологий выполняются исследования надежности гидроприводных систем строительных и дорожных машин, эксплуатируемых в условиях Монголии. В настоящее время в Монголии интенсивно развивается инфраструкту-
ра, которая является опорой развития страны, в планах которой увеличение объемов строительства и ремонта автомобильных дорог.
Внешние капиталовложения в эту область деятельности и внедрение в нее новой техники и технологий постоянно увеличиваются. Для страны, куда импортируются машины и оборудование, остро стоит потребность эффективного их использования. Эксплуатационная производительность машин и механизмов зависит от изменения климатических условий эксплуатации.
Как показывают результаты исследования, эксплуатация машин в зимние периоды приводит к появлению 2/3 отказов от общего числа отказов машин за год.
Данное исследование и связанные с ним эксперименты были проведены с целью исследования факторов, влияющих на работу элементов гидросистем в условиях низких температур и создание методики оценки параметров эффективной эксплуатации различных строительных и дорожных машин при вариации климатических условий и технологических операций выполняемых строительных работ.
Распределение эксплуатационных неисправностей в агрегатах машин и оборудования и их основных системах приведено в табл. 1.
Основными параметрами режима работы гидросистем дорожных и строительных машин являются значения давления в напорной и сливной магистралях, полезный расход рабочей жидкости и расход утечек и перетечек рабочей жидкости,
ИРКУТСКИМ государственный университет путей сообщения
№ Наименование элементов гидросистемы Процент
1 Гидронасос, гидромотор 20
2 Гидрораспределитель 20
3 Гидроцилиндр 30
4 Предохранительные клапаны 15
5 Гибкие гидромагистрали 10
6 Бак жидкости 5
О-ут
7т • • 8 • Ар ■ ф
(1)
12-1Х- £
где 5 - зазор между сопрягаемыми деталями; ф -коэффициент эксцентриситета; ц - коэффициент динамической вязкости рабочей жидкости; I -длина сопряжения; Ар - перепад давления на участке сопряжения; й - диаметр поршня гидроцилиндра (золотника гидрораспределителя).
В некоторых научно-исследовательских работах выявлено возникновение износа корпусных и втулочных деталей гидроцилиндров, вызванных
коэффициент подачи и коэффициент полезного действия (КПД) и другие.
Значения показателей, определяющих эксплуатационную производительность машины, зависят от вязкости рабочей жидкости, скорости выполнения рабочих операций, коэффициента полезного действия (КПД) гидроагрегатов и нагрузочного режима рабочего оборудования, определяемого, например для экскаваторов, категорией разрабатываемого грунта.
Плотность и вязкость рабочей жидкости зависит от температуры и давления.
Объемный КПД гидроагрегатов зависит от их герметичности, которая определяется расходом утечек и перетечек рабочей жидкости и между внутренними полостями гидроагрегатов через зазоры в подвижных сопряжениях.
Таблица 1
Статистика отказов гидросистем строительных и дорожных машин в условиях Монголии
действием силы тяжести и односторонним действием внешней нагрузки, вследствие чего зазоры в сопряжениях подвижных соединений становятся эллипсоидными.
Расход утечек рабочей жидкости через кольцевые зазоры в данном случае может быть выражен следующей формулой:
12-|1-С
-0.15-Ъ-т-п + 0.25-Ьт-п--—
(2)
5т -50
Здесь п =-, где 5т - максимальный
0.5
зазор в сопряжении.
Для практического использования формула (2) может быть представлена в виде номограммы.
Следующая формула используется для определения объемного КПД гидросистемы привода вращения (например, гидропривода механизма поворота экскаватора или гидропривода механизма передвижения):
Ом _ Чм ' шм
IV
(3)
Он
Объемный КПД гидроцилиндров возвратно-поступательного действия:
а
=-, (4)
бн Чя'
где QН, Qц - расходы рабочей жидкости при выполнении рабочих операций через насос, гидромотор и гидроцилиндр; дн, дм - рабочие объемы насоса и гидромотора; юн, юм - угловые скорости валов насоса и гидромотора; - площадь поршня гидроцилиндра, V - линейная скорость перемещения поршня гидроцилиндра.
Расход утечек рабочей жидкости через кольцевые зазоры в подвижных сопряжениях гидроагрегатов, таких как гидрораспределители, гидроцилиндры, поршни гидронасосов и гидромоторов, определяется следующим образом:
Объемный КПД насоса
От
(5)
где QО - реальная подача насоса; QТ - теоретическая подача насоса.
Коэффициент подачи, связанный с объемным КПД насоса, можно определить следующим образом:
а,
к0 =■ ,
6 а
(6)
где Qn - подача насоса при номинальном давлении Рп; Q0 - подача насоса при минимальном давлении Ро.
Следовательно, подача насоса при номинальном давлении равна реальной подаче и подача
Системный анализ. Моделирование. Транспорт. Энергетика. Строительство
насоса при наименьшем давлении равна теоретической подаче.
Как отмечено в некоторых работах, значение минимального давления в гидросистемах строительных и дорожных машин колеблется в пределах 5-20 % от номинального давления и при этом определение коэффициента подачи требуется, так как предел изменения велик.
Следующая формула предлагается для уточнения значений коэффициента подачи:
О Р -Р Ка = Л " 0 . (7)
е п .р -О •Р
^¿0 1 п ^¿П 1 О
Необходимо отметить, что формула (7) справедлива для выполнения расчетов при определенном значении температуры рабочей жидкости.
В реальных условиях эксплуатации, ввиду разнородности физико-механических свойств разрабатываемого грунта, разнообразия технологических операций и применяемого гидрооборудования и его технического состояния, в гидросистемах строительных и дорожных машин возникают
пульсации давления рабочей жидкости, опреде-
*
ляемые показателем ^ :
* V
АР -АР
_шах_т
АР......
а
бо- 1-0, -а,
При резком повышении нерастворенного газа в гидросистеме строительных и дорожных машин изменяется модуль упругости рабочей жидкости, вследствие чего увеличиваются потери расхода рабочей жидкости на величину ее сжимаемости. Поэтому соотношение подачи насоса и гидромотора при их диагностировании во время эксплуатации определяется следуюшим образом:
о>-о,=а™+а,
(10)
(8)
где АРтах - среднее значение наибольшей амплитуды колебания давления при работе; АРтах -среднее значение наименьшей амплитуды.
Качающие узлы аксиально-поршневых насосов и гидромоторов содержат группы трущихся поршней, и значения минимальной амплитуды давления в их рабочих полостях определяются силами сопротивления трения (страгивания). Вышеприведенные формулы позволяют лишь приближенно диагностировать техническое состояние гидроагрегатов по внешним характеристикам.
Внутреннее техническое состояние распределителя жидкости оценивается количеством внутренних утечек рабочей жидкости, определяемых по формуле:
где Qс - потеря расхода на сжатие рабочей жидкости; Qут - расход утечек рабочей жидкости в насосе и двигателе.
Ниже приведена формула для определения потерь расхода на сжатие рабочей жидкости при заполнении гидроагрегатов до заданного давления рабочей жидкости:
Р
Го+^м -ф-Лн. (П)
где У0 - рабочий объем гидроагрегата; Ум - объем рабочих полостей напорных гидромагистралей; Р - заданное давление в напорной гидромагистрали; у - модуль упругости рабочей жидкости; пн - число оборотов вала насоса.
Концентрация объема нерастворенного газа не должна превышать 1,5-2,5% от общего объема гидросистемы.
Для оценки эффективности использования строительных машин в условиях низких температур, необходимо построение методики оценки эксплуатационных показателей.
Одним из главных показателей эффективности строительных машин является основной функциональный показатель строительной машины - ее эксплуатационная производительность.
Например, эксплуатационная производительность универсального одноковшового строительного экскаватора определяется по формуле:
П
Ук-К-К
к -т..
(12)
(9)
Оп-Оо
где 0О, Qn - подачи при наименьшем и номинальном давлении при диагностических измерениях насоса и двигателя; Q 0, Q п - подачи при наименьшем и номинальном давлениях во время диагностических измерениях давления в гидрораспределителе.
где: V - геометрическая емкость ковша; кн - коэффициент наполнения ковша; к - коэффициент разрыхления грунта; тц - время цикла экскавации; к - коэффициент использования экскаватора
по времени.
Скорость выполнения отдельных операций, влияющих на составляющие времени цикла экскавации, зависит от объемного КПД, который, как было сказано выше, зависит от температуры рабочей жидкости. Скорости выдвижения и втягивания штоков гидроцилиндров ковша, рукояти и
ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ
V , = V , = V ,
ЦК 1 цр\ цс 1
-А,2 '
7у =?у =?у
Чк2 цр2 цс2 / п2 /2 \ '
А..
т
Д.
т.
цр .
к.
т„
цс
цк\ ' цр\ '
у 1 ^ 1 ^ 1
/г.
к.
т.
цр .
к.
т..
нг2 ? цр2 ' не 2
7У /у /у
/л-''2 цр2 цс 2
Рдв-Рг'5г.
^ин тг аг.
стрелы, можно определить из выражений (13) и (14):
(13)
(14)
Соответственно, составляющие времени цикла экскавации определятся из соотношений рабочих ходов штоков и скоростей их движения:
трения в уплотнении; АРг - перепад давления на уплотнителе.
Сила гидравлических сопротивлений от дросселирования рабочей жидкости ^гс при вытекании ее из противоположных полостей гидроцилиндра вычисляем по формуле:
^1,2 = ^,2 ■ Рс1,2 , (20)
где 51,2 - площадь проходного сечения полостей, определяемая для поршневой полости как:
^ =—-—, а для штоковой: = — (О1 — й2 ) ;
4
(15)
Рс1,2 - суммарные потери давления в магистралях, примыкающих к соответствующим полостям гидроцилиндра.
При сливе рабочей жидкости по этим магистралям потери давления определяются размерами магистралей и скоростью течения рабочей жидкости в них:
Таким образом, задача прогнозирования времени цикла экскавации, а, следовательно, и эксплуатационной производительности в зависимости от температуры окружающей среды может быть сведена к поиску экспериментальных зависимостей параметров рабочей жидкости и КПД гидроагрегатов от температуры.
Движущая сила возникает вследствие подачи рабочей жидкости в соответствующую полость гидроцилиндра и определяется произведением давления Р1 в г-той полости на площадь поперечного сечения 5 г-х подвижных элементов, соприкасающихся с рабочей жидкостью:
Р.2 =Т ,
(21)
г=1
(16)
где к - коэффициент потерь давления на г-ом участке сливной магистрали; V2жi - скорость течения рабочей жидкости на г-ом участке сливной магистрали. Для трубопровода:
к = Лф ■——, (22)
г ж й ■ 2 g
где I и й - длина и внутренний диаметр трубопровода, м; рж - плотность рабочей жидкости; g - ускорение свободного падения; X - коэффициент трения жидкости о стенки трубопровода, зависящий от режима течения жидкости. При ламинарном режиме течения - Л = 75/Яе, при турбу-
У„Д
Сила инерции подвижных частей равна произведению массы тг на ускорение аг этих частей:
лентном: Л = 0,3164 Яе , . Здесь Це =
v,
(17)
Сила инерции рабочей жидкости вычисляется с учетом переменной массы жидкости при изменении координаты перемещения хг и плотности рабочей жидкости рж:
^ж-рж5-хгаг- (18)
Сила трения ¥щп в г-том уплотнительном узле, приведенная к штоку гидроцилиндра:
^ . =тт Шп Г\АР\ , (19)
тр1 1 1 1 \ 1 | ' V '
где - уплотняемый диаметр; ¡^ - ширина контакта уплотнителя; пг — количество уплотнителей в штоковом уплотнении; /1 - коэффициент
критерий Рейнольдса, определяющий режим течения жидкости; V - коэффициент кинематической вязкости. При Яе < 2200 +2300 - режим течения ламинарный, при Яе > 2200 + 2300 - режим течения турбулентный.
Для расчета потерь давления на гидравлических сопротивлениях (ответвления трубопровода, дроссели, распределители и т.д.) применяют формулу:
(23)
где: - безразмерный коэффициент местного сопротивления, определяемый экспериментально.
Имеющийся в настоящее время метод расчета теплового режима гидроприводов предполагает,
Системный анализ. Моделирование. Транспорт. Энергетика. Строительство
что в каждый момент времени температура всех точек гидропривода одинакова, т.е. по всей длине гидросистемы происходит равномерный теплообмен, а коэффициент теплопередачи от рабочей жидкости в окружающую среду, как и среднее за цикл выделение количества тепла, постоянны. В результате решения уравнения теплового баланса мы имеем значения температуры, характеризующие средний нагрев жидкости в баке гидросистемы в каждый момент времени.
Фактически многие агрегаты и узлы гидропривода расположены в различных местах гидросистемы, имеют различные массы, площади теплоотдачи, конфигурацию и выполнены из различных материалов, имеющих различную удельную теплоемкость и теплопроводность. Все это существенно влияет на процесс теплообмена, на температуру рабочей жидкости и самих гидроагрегатов внутри гидросистемы, т.к. интенсивность теплопередачи от гидроагрегатов в окружающую среду не будет постоянна ввиду зависимости коэффициента теплопередачи от температуры, что скажется на конечном результате, т.е. времени разогрева рабочей жидкости.
В результате при удовлетворительной средней расчетной температуре гидросистемы может, например, оказаться, что внутри гидросистемы имеются участки, температура которых значительно выше или ниже средней расчетной температуры. Такое возможно для сложных схем, имеющих несколько потоков рабочей жидкости, тупиковые зоны и т.д. В этих случаях возможны изменения тепловых режимов отдельных элементов гидросистемы вплоть до локальных отказов, т.к. известно отрицательное влияние на работоспособность гидроагрегатов отдельно как высоких, так и низких температур.
Допустимый тепловой режим гидроагрегатов, таких как насос, гидромотор, приводной двигатель, характеризует полноту использования отдачи мощности этих агрегатов, причем тепловой режим каждого отдельного агрегата определяется максимально допустимым перегревом или охлаждением материалов агрегата, к которым относятся рабочая жидкость, уплотнения и т.д., а на перегрев или охлаждение в первую очередь влияет температура окружающей среды.
При увеличении температуры уменьшается вязкость рабочей жидкости, повышается её текучесть, увеличиваются утечки, происходит интенсивное окисление рабочей жидкости и её деструкция, что приводит к выпадению из рабочей жидкости смол, засоряющих каналы гидроагрегатов. Кроме того, при увеличении температуры умень-
шается толщина смазывающей пленки рабочей жидкости между трущимися поверхностями, что исключает преимущество самосмазываемости и приводит к быстрому износу гидроагрегатов.
При эксплуатации гидропривода в условиях низких температур вязкость рабочей жидкости значительно повышается, уменьшается её текучесть, снижается кпд и быстродействие гидропривода.
При выборе рабочей жидкости для гидросистемы принимают во внимание обычно множество факторов. Одним из таких факторов для условий эксплуатации при низких температурах окружающей среды является температура застывания. Следует, однако, иметь ввиду, что данный показатель весьма условен, т.к. установленная ГОСТом температура застывания не является показателем текучести рабочей жидкости, которая при прокачивании по каналам гидроагрегатов теряет текучесть при температуре на 8-12° выше температуры застывания. Особенно это показательно для каналов малого сечения (10-16 мм).
Согласно работам В.Н.Прокофьева и Г. М. Башты, нижний предел температуры использования рабочей жидкости в гидроприводе должен быть на 10-17°С выше температуры её застывания. Однако не оговаривается, каким должно быть при этом максимальное давление в гидросистеме.
При выборе рабочей жидкости следует учитывать так же то, что влияние на прокачиваемость рабочей жидкости оказывает не только рабочее давление в гидросистеме, создаваемое насосом, но и общее гидравлическое сопротивление в трубопроводах и гидроагрегатах системы.
В условиях низких температур наиболее характерным течением жидкости в гидросистемах является ламинарный режим течения. В работах В.Н. Прокофьева показано, что при ламинарном течении жидкости теплообмен затруднен, а распределение энергии по слоям крайне неравномерно. Это объясняется тем, что при течении жидкости, которое сопровождается её охлаждением, слои, прилегающие к стенке, имеют температуру более низкую, а вязкость более высокую, чем основные слои в ядре потока. Вследствие этого происходит более интенсивное торможение пристенных слоев жидкости и уменьшение градиента скорости у стенки.
Для эксплуатации в условиях низких температур следует выбирать в качестве рабочей жидкости масло, имеющее малую вязкость и наиболее пологую вязкостно-температурную зависимость, или применять стандартные жидкости, для которых нужно обеспечить нормальные условия экс-
ИРКУТСКИМ государственный университет путей сообщения
плуатации с помощью систем стабилизации температуры рабочей жидкости в заданных пределах.
Анализ научных исследований, выполненных различными авторами по оценке работы гидравлических систем в различных климатических условиях и влиянию низких температур на надежность гидропривода, показывает, что этот вопрос не полностью изучен: отсутствует проверенная методика теплового расчета гидравлических систем при работе в условиях низких температур, что не дает возможности оптимизировать эти системы.
Создание методики оптимизации параметров гидросистем мобильных гидрофицированных машин возможно на этапе проектирования путем имитационного моделирования рабочего процесса элементарных участков гидросистемы с использованием локальных уравнений теплового баланса, учитывающих все виды теплообмена: конвективный, лучистый и за счет теплопроводности. Для реализации численных методов решения подобных систем с целью оптимизации конструктивных параметров гидросистем или режимов их работы априори требуется нахождение аппрокси-мационных зависимостей параметров применяемых в гидросистемах рабочих жидкостей, таких как плотность и коэффициент динамической вязкости, от температуры и давления, а также зависимости массогабаритных параметров гидроагрегатов и гидромагистралей от условного прохода.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИИ СПИСОК
1. Кондаков Л.А. Машиностроительный гидропривод. /Л.А. Кондаков, Г. А.Никитин, В.Н. Прокофьев и др. Под ред. Прокофьева. М. : Машиностроение, 1978. - 495 с.
2. Ереско С.П. Анализ нагрузочного режима гидроцилиндров рабочего оборудования одноковшовых экскаваторов/С.П. Ереско// Транспортные средства Сибири (Состояние и проблемы) Мат-лы межвуз. научно-практич. конференции: КГТУ, Красноярск, 1994, С. 193 -198.
3. Ереско А.С. Имитационная математическая модель усовершенствованного гидропривода грузоподъёмных механизмов/ А.С. Ереско.-Вестник НИИ СУВПТ/сб. науч. тр. под ред. Н.В. Василенко; Красноярск : НИИ СУВПТ. -2003. - Вып.14, с.257-261.
4. Лейко В.С. Особенности расчета и проектирования гидропривода для обеспечении работоспособности при низких температурах./ В.С. Лейко, В.А. Васильченко «Вестник машиностроения», 1974, №9, С. 7-11.
5. Определение расхода жидкости через щели уплотнений с учётом изменения её вязкости. Thoma J. Sealing gaps. Hydraul. Pneumat. Power and Controls, 1963, 9, №105, С. 627-631.
УДК 519.873 Л.Я. Кучера,
старший преподаватель кафедры безопасности жизнедеятельности и экологии,
ИрГУПС (г. Иркутск), тел. 8 (3952) 638395
М.В. Копанев,
доцент кафедры автоматики и телемеханики, ИрГУПС (г. Иркутск),
тел. 8 (3952) 638395 Н.В. Федорова,
к.т.н., доцент кафедры безопасности жизнедеятельности и экологии
ИрГУПС (г. Иркутск), тел. 8 (3952) 638395
МОДЕЛИРОВАНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ НАДЕЖНОСТИ
ТЕХНИЧЕСКИХ СИСТЕМ
L. Y. Kuchera, M. V. Kopanev, N. V. Fyodorova
THE MODELING INDEXES SAFETY OF TECHNICAL SYSTEMS
Аннотация. Рассмотрены вопросы моделирования показателей надежности технических систем. В статье приведены расчеты и графики временных зависимостей основных показателей надежности технических систем с применением программного продукта MathCAD.
Ключевые слова: технические системы, показатели, надежность, оценка, моделирование, MathCAD.
Abstract. In this article are described the results of modeling technical systems indexes safety with using the program product MathCAD.
