CC BY
46
Современные технологии. Механика и машиностроение
УДК 621.225.2.001.24 Д.Ю. Кобзов,
к.т.н., доцент кафедры «Подъёмно-транспортные, строительные, дорожные машины
и оборудование» БрГУ, (г. Братск), тел. 8(3953) 325493,
А.Ю. Кобзов,
к.т.н., доцент кафедры «Экономики и менеджмента» БрГУ, (г. Братск), тел. 8(3953) 338037.
Д. Лханаг,
Doctor (Ph.D), Professor, Mechanical Engineering Institute, Mongolian University Science and Technology; (Монголия, г. Улаанбаатар), тел. 976-11-325109.
ПОТЕРИ НА ТРЕНИЕ В ГИДРОЦИЛИНДРАХ
МАШИН
D. Yu. Kobzov, A. Yu. Kobzov, D. Lhanag
LOSSES ON FRICTION IN HYDROCYLYNDERS
OF MACHINES
Аннотация. На основе анализа потерь на трение в гидроцилиндрах машин авторами был введен объективный критерий, способствующий оптимальному выбору вида исполнения существующих гидроцилиндров, определению их количества, установлению кинематических и гидравлических схем подключения, созданию перспективных гидроцилиндров с точки зрения поведения их механического или гидромеханического КПД.
Ключевые слова: гидроцилиндры машин, потери на трение, КПД.
Abstract. Objective criteria on base of analysis of losses in hydrocylynders of machines is introduced. It is helps for optimal selection of presention of real hydrocylynders. Quantity of hydrocylynders and their cinematic and hydrochemes for working are conce-dered. Creature procedures of manufacturing constructions of hydrocylynders for effective using are offered.
Keywords: hydrocylynders, mathematical models of servomechanisms, forces of friction.
Известно, что повышенное трение в узлах машин приводит к значительным материальным потерям. В некоторых случаях на преодоление этого сопротивления затрачивается 80% потребляемой энергии [1]. Низкие КПД многих машин обусловлены, главным образов, большими потерями на трение.
В гидроцилиндрах, согласно работе [2], основными источниками трения являются уплотнители герметизируемых подвижных сопряжений. По-видимому, этого же мнения придерживаются и
авторы работы [3], утверждающие, что сила РЬс трения, снижающая номинальное толкающее (тянущее) усилие РЬс гидроцилиндра, зависят от типа уплотнителя, чистоты герметизируемой поверхности, температуры и давления. Далее ими в зависимости от этих факторов установлен диапазон изменения механического КПД гидроцилиндра, составляющий 0,85...0,95. При этом аналитически фактическое усилие в этих и других работах, в частности [4], не представлено. Наверное, последнее можно объяснить тем, что полученные ранее и приведенные в работах [5, 6] варианты
выражения для нахождения усилия гидроцилиндра, приведенные после согласования к виду:
Fhc - (Fhc " Fhc ) - Fhc " (Rbr + Rlp ) - Rhc ,
(1)
представляются в достаточной степени полными и законченными. В нем: и - силы сопротивления перемещению штока-поршня штоковых и поршневых уплотнителей [9,10]; - сила сопротивления рабочей жидкости, вытекающей из нерабочей полости, перемещению поршня [5].
Между тем, это не совсем так. Думается, комплекс входящих в его правую часть сил, являющийся ныне необходимым, но не достаточным, следует дополнить силами и сопротивления перемещению штока-поршня от действия реакций ЯЬг и Я1р, возникающих соответст-
ИРКУТСКИМ государственный университет путей сообщения
венно в сопряжениях «шток-направляющая втулка» и «поршень-гильза» гидроцилиндра. Аналитически это можно представить следующим образом:
БС = (рЬс - ^ )=^ - (яьг + Я;) - - К4Г + Я£ )• (2)
Такое дополнение согласуется с режимом нагружения гидроцилиндра и отражает схемы расположения его длинномерных элементов и контактов жестких элементов, образующих герметизируемые сопряжения в процессе функционирования, впервые раскрытыми в работе [5], развитыми в работе [7] и значительно усовершенствованными в работе [9].
Расписав в соответствии с известной расчетной схемой нагружения гидроцилиндра [4, 5, 9]
параметры ^ [2-6], Я^ [5], Я^ И Я^
[4-6, 8, 9], а также представив в соответствии с законом Амонтона [1, 8, 11] в первом приближении силы Я?г и Я?„, окончательно запишем вы-
ражение для получения фактического усилия F
hc
на штоке гидроцилиндра двустороннего действия с односторонним штоком при подаче рабочей жидкости в его поршневую полость (случай наибольших значений сил Я?г и Я? [9]) в виде:
Fhc =(Fhc -Fhc)= 1 nDpPhc -nDpispkf (Phc + Pjhc + mP/;)
- nD ribrkbsr + nPhc)+ti^rkberPb; -
2
"In(D2 -Dr2
hc fd7
hc -kbrRbr - klpRlp.
колец [4]; ЯЬг, Я1р - реакции в сопряжениях
«шток-направляющая втулка» и «поршень-гильза» гидроцилиндра; 1 - количество штоковых герметизирующих и пылезащитных колец [2, 5].
В соответствии с положениями работы [9] реакции Я и Я в сопряжениях гидроцилиндра должны находиться следующим образом:
Rbr - Rbr + Rbr;
Rip - Rip + Rip,
(4)
(5)
где: Rbr, R^ - составляющие от поперечной и
Rbr, Rlp - составляющие от продольной нагрузки.
Выражения для получения значений первых составляющих Rbr и Rip реакций Rbr и Rlp, характеризующих силовое взаимодействие жестких элементов трущихся сопряжений гидроцилиндра только при его поперечном нагружении, то есть в состоянии покоя, для «пустого» гидроцилиндра представлены в работе [9], ас учетом веса рабочей жидкости, находящейся в его полостях имеют вид:
Rhr -
rip -
Ri(ii +12)- 1qi(ii +12 )2cos el[(i1 +12 )-(io + z)]-1; (6)
(3)
Здесь: Бр , Бг - диаметры поршня и штока; кЬг , к^ , кЬг - коэффициенты трения соответственно штоковых и поршневых герметизирующих манжет и штоковых уплотнительных колец по уплотняемой поверхности [4, 6, 8]; к^г, -
коэффициенты трения жестких элементов соответственно штоковых и поршневых сопряжений
гидроцилиндра [11]; Цг, , 1Г,г - соответственно
длины рабочей части штоковых и поршневых манжет [4, 5] и контактной поверхности штоковых колец [4]; т, п - соответственно количество поршневых и штоковых герметизирующих манжет [2-5, 10]; РЬс, РЬс - давление гидравлической жидкости соответственно в рабочей и нерабочей полостях гидроцилиндра [3-5]; Рьяг, , Рьгг - монтажное
контактное давление соответственно штоковых и поршневых манжет и штоковых уплотнительных
Ri (10 + z) + iqi j[(li +12)-(10 + z)]2 -(10 + z)2}cos ^>
(7)
>[(1i + 12 )-(1o + z )]-1. Здесь Rj - реакция в штоковом опорном шарнире гидроцилиндра, определяемая для нашего случая из выражения:
Ri-(qi (1i +12) 1з +(1o + z)-1 (1i +12)-16 +
+ q2 ^!12 - 1316 j + q3 [12 - (10 + z) - 14 ] >
>{13 -14 -16 -i[12 -(1o + z)-14]}+ (8)
+iq4 j[13+(1o+z)-(1i +12)-16 ]2-(16 -17 )2 }>
>[1з +(1o + z)-16]) i • cos 0,
где: ix - i7 - длины соответственно поршня, штока, корпуса в сборе, направляющей втулки, а так-
Современные технологии. Механика и машиностроение
же расстояние от наружной и внутренней стенок днища корпуса до оси его опоры в зависимости от вида исполнения гидроцилиндра; для обычного
исполнения 16 = 0; 10 - минимальная длина выступающей из корпуса части штока; z - ход штока; q - q - распределенная нагрузка соответственно от весов штока и корпуса гидроцилиндра в сборе, а также рабочей жидкости в его штоковой и поршневой полостях; © - угол наклона гидроцилиндра к поверхности тяготения [9].
Величины вторых составляющих Rbr и R1 реакций R и R с достаточной точностью могут быть найдены из выражений:
при x = (l, +12),
Rbr = Fhc [Ут (x) + еьъ (x)][(1, +12) "(lc + z)]_1; (9)
при x = ( lc + z), Rlp = Fhc [Ут (x)+ еьъ (x )][(li +12 )"(lc + z)]"1, (10)
где: ebb(x) - функция распределения по длине гидроцилиндра составляющей плеча приложения к нему продольного сжимающего усилия Fhc от
эксцентриситета приложения последнего в опорных подшипниках проушин (цапф) гидроцилиндра [5, 9];
Ух( - функция распределения по длине гидроцилиндра полного его прогиба в результате продольно-поперечного нагружения в процессе функционирования [4, 8, 9].
В формулах (9) и (10) yT(-) - полный прогиб гидроцилиндра, описываемый выражением [12]:
Ут (x) = Уа (x) + yß (x) + У у (x) + У 5 (x) +
+Ур (x) + Ур(^ + Ук (x)? где ya (x) - прогиб гидроцилиндра вследствие наличия зазоров в герметизирующих сопряжениях «поршень-шток», следствием чего является возникающие у гидроцилиндра угловой несоосности; ур (x) - прогиб гидроцилиндра в результате возможного начального искривления его длинномерных элементов из-за возможной технологической непрямолинейности его длинномерных элементов; у (x) - прогиб гидроцилиндра вследствие экс-
(11)
плуатационного искривления его штока; у (х) -
прогиб гидроцилиндра в результате радиальной деформации под давлением его корпуса, что является причиной роста зазора в сопряжении «поршень-гильза»; у (х) - прогиб гидроцилиндра
вследствие его поперечного нагружения, от веса длинномерных элементов гидроцилиндра в сборе, а для гидроцилиндров повышенного типоразмера - также веса рабочей жидкости в его поршневой и штоковой полостях; у (х) - прогиб гидроцилиндра в результате его продольного сжимающего на-гружения; у (х) - прогиб гидроцилиндра в результате наличия силового поворота в его опорных элементах, что обусловлено наличием момента трения от фрикционного взаимодействия элементов опорных подшипников.
Параметр еьь (х) описывает эксцентриситет
приложения в опорах гидроцилиндра продольного сжимающего усилия и его распределение по длине [13].
Подача рабочей жидкости в штоковую полость гидроцилиндра сопровождается его работой на растяжение. В этом случае перекос длинномерных элементов гидроцилиндра, имевший место ранее, почти исключается, что значительно облегчает работу сил гидродинамического центрирования поршня относительно гильзы и штока относительно направляющей втулки. В результате этого реакции Я и Я становятся примерно равными нулю. Аналитически это в отношении фактического усилия на штоке гидроцилиндра отражается следующим образом: =(Б - ) =
= 1 п(-Ог2)РЬ0 -пО^Х; (РЬ0 + РЬ0 + ШР^)- (11)
-пОг [ 11 к* ( рЬО+ПРЮ )+иЬт к К ]-1 по;рЬо.
В других случаях сила трения составля-
ет:
FhCp = nDplSpkfp (Phc + Phc + mPlp') +
+nD,
lbrkЬ (Phc + <) + tlbrkbrРЬГ] + (12)
+кьхг+kfX;
ИРКУТСКИМ государственный университет путей сообщения
С = nDplSpkfp (Phc + Phc + mP1p') + г k b; (PhC+nPbs;)+tibr k : p;
+ID,
(13)
Численное их сравнение на данном этапе эволюции типоразмера гидроцилиндров, используемых в строительном и дорожном машиностроении с применением выражения (14) для гидроцилиндра двустороннего действия с односторонним штоком:
f - f = kbdrRbr + k[pRlp -nDrlbrkbfir(Phc -Phc) Ü4)
тельным согласованием требуемых выходных параметров сравниваемых гидроцилиндров с целью обеспечения их адекватности.
Таким образом, использование введенного авторами объективного критерия способствует оптимальному выбору вида исполнения существующих гидроцилиндров, определению их количества, установлению кинематических и гидравлических схем подключения, созданию перспективных гидроцилиндров с учетом их механического или гидромеханического КПД.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
полностью подтверждает справедливость утверждения авторов работы [2] о том, что меньшим механическим КПД обладают гидроцилиндры с двухсторонним штоком.
Однако неоспоримость его, основанная на известном пренебрежении реакциями Я и Я , на деле не столь очевидна. Так, по мере роста типоразмера гидроцилиндра разность (б^ — Б^сг),
ныне отрицательна. Но в результате варьирования его основными параметрами может изменить свой знак. Эту точку, свойственную конкретной комбинации названных параметров гидроцилиндра при прочих известных условиях его функционирования, следует полагать объективной мерой целесообразности применения того или иного исполнения гидроцилиндра по механическому КПД.
В нашем случае в качестве объективного критерия целесообразности можно использовать разность значении сил трения гидроцилиндров с
односторонним Б^со и с двусторонним Б^ штоком, то есть
Б! - Б*, = (Р*р + С )о - 2(С ),• (15)
При этом вид исполнения гидроцилиндра устанавливается по знаку критерия: «меньше нуля» - гидроцилиндр с односторонним штоком; больше - наоборот.
С целью унификации критерия (15), повышения его достоверности и расширения границ применения он может быть дополнен слагаемыми, учитывающими гидравлические потери на входе в гидроцилиндр и на выходе из него. Здесь не следует забывать о том, что операции с критериями обязательно должны сопровождаться предвари-
1. Гаркунов Д.Н. Триботехника. - М. : Машиностроение, 1989. - 328 с.
2. Башта Т.М. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. -М. : Машиностроение, 1982. -423 с.
3. Бильнер Я.М. и др. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам.
- Минск : Высшая школа, 1985. - З82 с.
4. Абрамов Е.И., Колесниченко К.А. Маслов В.Т. Элементы гидропривода. Справочник. - Киев. : Техника, 1977. - 224 с.
5. Марутов В.А., Павловский П.А. Гидроцилиндры. М.: Машиностроение, 1966,- 170 с.
6. Осипов Л.Е. Гидравлика и гидравлические машины. - М. : Лесная промышленность, 1965.
- 363 с.
7. Бедрин С.Ф. Расчеты гидроцилиндров на устойчивость и точность.//Вестник машиностроения. - М., 1981. - №7, - С. 32.
8. Кобзов Д.Ю., Решетников Л.Л. Методика поиска недельных значений диагностических параметров нагрузочной способности гидроцилиндров/Повышение эффективности использования машин в строительстве/ Л. : ЛИСИ. -1987. - С. 118-120.
9. Кобзов Д.Ю. Диагностирование гидроцилиндров рабочего оборудования одноковшовых строительных экскаваторов: Дисс...канд. техн. наук/ЛИСИ. - Л., 1987. - 345 с.
10. Goldoftas T. Cylinder for profit-making design. Hydraulics & Pneumatics, Cleveland, Ohio, USA, March, 1976, HP I-32
11. Крагельский И.В., Михин Н.М. Узлы трения машин. Справочник. - М. : Машиностроение, 1984. - 280 с.
Современные технологии. Механика и машиностроение
12. Кобзов Д.Ю., Плешивцева С.В. Совершенствование конструкции привода ковша одноковшовых гидрофицированных и дорожных машин. Современные технологии. Системный анализ. Моделирование. Научный журнал. - №3(15) -2007. - С. 40-45.
13. Кобзов Д.Ю., Жмуров В.В. Плешивцева С.В., Трофимов А.А., Лханаг Д. Повышение эффек-
тивности привода ковша одноковшовых гидрофицированных строительных машин. Труды Братского государственного университета. -Том 2. - Братск: БрГУ, 2007. - 321 с. (Естественные и инженерные науки - развитию регионов).
УДК 621.91 А.Ю. Алтухов,
аспирант Юго-Западного государственного университета, (г. Курск). Тел.: 89102128118
Д.Ю. Лунин,
аспирант Юго-Западного государственного университета, (г. Курск). Тел.: 89102128118
Е.Н. Фомичев,
аспирант Юго-Западного государственного университета, (г. Курск). Тел.: 89102128118
ОСОБЕННОСТИ ПРОЦЕССА ЛЕЗВИЙНОЙ ОБРАБОТКИ КОНСТРУКТИВНО _СЛОЖНЫХ ДЕТАЛЕЙ_
A. Yu. Altuchov, D. Yu. Lunin, E.N. Fomichev
PROPERTIES OF BLADETREATMENT OF COMPLICATED-CONSTRUCTION DETAILES
Аннотация. Рассматриваются общие вопросы обеспечения возможностей эффективной обработки деталей из пластмасс. В качестве режущего инструмента рекомендуются поликристаллические сверхтвердые материалы.
Ключевые слова: обработка пластмасс, сверхтвердые поликристаллические материалы, режимы резания.
Abstract. General guestions for manufacturing of effective treatment of details from plastmat-crials are considered. It is using blades from firm materials.
Keywords: treatment of polymer materials, superfirm polycrystall materials for blades, regimes of treatment.
Обработка резанием относится к наиболее трудоемким операциям в технологическом цикле получения изделий из пластмасс.
Если судить по данным литературных источников, то при обработке конструкционных
пластмасс резанием испробованы практически все известные инструментальные материалы: углеродистая инструментальная сталь У8А, легированная инструментальная сталь 9ХС, быстрорежущие стали Р9, Р12, Р19, Р6МЗ, Р9К5 и твердые сплавы ВК8, Т5К10, Т15К6. Начиная с семидесятых годов прошлого века, по настоящее время, все шире для обработки пластмасс используются поликристаллические сверхтвердые материалы.
Как показывает анализ физико-механических свойств, характерными особенностями обработки пластмасс резанием являются:
1) склонность пластмасс к скалыванию. Благодаря отсутствию зоны пластической деформации при стружкообразовании пластмассы ведут себя как хрупкий материал. Резец, внедряясь в материал заготовки, сминает лежащий перед его передней поверхностью слой и при этом происходит почти мгновенное разрушение пластмассы путем возникновения трещин и сколов,
