5Теоретические основы для проведения исследований ударных процессов в строительных машинах
I V V
с помощью функций связей
Кущев Иван Евгеньевич
д.т.н., профессор кафедры ПГС Рязанского института (филиала) ФГАОУ ВО «Московский политехнический университет»
Бовшовский Станислав Зигмундович
кандидат технических наук, доцент, преподаватель кафедры АП, Московского военного университета им. князя А. Невского
Клюшин Андрей Александрович
к.т.н., преподаватель кандидат технических наук преподаватель кафедры АП, Московского военного университета им. князя А. Невского
Филатова Светлана Алексеевна
старший преподаватель кафедры АТ РВВДКУ им. В.Ф. Марге-лова
Статья посвящена изучению вопросов ударного воздействия на строительные машины и людей, работающих на них, при разработке мёрзлых и скальных грунтов Заполярья. Ключевые слова: строительная техника, ударное воздействие,
Проводя экспериментальные исследования для защиты механизмов и людей от технологической вибрации и ударных нагрузок машин, работающих с ударным воздействием на грунт в условиях низких температур или горных пород, приходится создавать специальные стенды, которые по цене сопоставимы с самим изделием [1, 3]. Кроме этого требуется дополнительное время на их проектирование, изготовление и проведение исследований. Конечно, когда вновь разрабатываемый образец создаётся с нуля, такое производство - необходимо [2, 5, 6].
Однако, очень часто производится реконструкция, когда меняется один, два иногда три эксплуатационных показателя, причём за счёт использования ранее применявшихся шасси, навесного строительного оборудования, изменение массогабаритных характеристик машин, мощности и т.д., поэтому сократить сроки проектирования можно за счёт использования функций связи, взяв ранее известные результаты полученные при эксплуатации более ранних аналогичных образцов [2, 4, 7].
Такая задача стоят сейчас перед разработчиками любой строительной техники для Арктического Заполярья.
Исходной задачей для установления динамических функций связей является подобие процессов с одним постоянным элементом и одним или несколькими параметрами, изменение которых контролируемо задаётся и может быть определено аналитически или численным образом.
Наиболее тяжелыми случаями ударных нагрузок являются работы, производимые техникой, с боковым смещением ударного инструмента относительно продольной оси. В этом плане забивка механическим молотом свай является менее опасной в плане вибрации, чем работа механическим долотом с боковым поворотом инструмента относительно оси [2, 8].
А - положение Т-130 до удара; В - отклонение Т-130 после удара
1 - трактор Т-130; 2 - гидравлическая навеска; 3 - прибор для определения отклонения; 4 - механическое долото; 5 - боёк долото; ху - плечо удара; апоот - угол поперечного отклонения Рисунок 1 - Выполнение одиночного бокового удара механическим долотом, установленным на тракторе Т-130 без блокировки между ветвями гусениц
О *
О X
о 3
5 *
и
с т ■и о
5 Т
Ф
а т
о
Т
а
8)
В качестве примера, рассмотрим выполнение одиночного бокового долбления грунта машинами на базе гусеничного шасси трактора Т-130 (рис. 1) в варианте без блокировки между верхней и нижней ветвями гусениц, и в варианте блокировки верхней и нижней ветвей гусениц (рис. 2).
Ао, А1, А2, Аз, А4, А5, Аб, А7, А8, А9 - искомые коэффициенты регрессионного уравнения. Таблица 1
А - положение Т-130 до удара; В - отклонение Т-130 после удара
1 - трактор Т-130; 2 - гидравлическая навеска; 3 - прибор для определения отклонения; 4 - механическое долото; 5 - боёк долото; 6 - блокировка ветвей гусениц; ху - плечо удара; апоот - угол поперечного отклонения
Рисунок 2 - Выполнение одиночного бокового удара механическим долотом, установленным на тракторе Т-130 с блокировкой ветвей гусениц
Особенностью выполнения бокового удара механическим долотом без блокировки между ветвями гусениц трактора Т-130, является то, что ударное воздействие от силы удара Fy, через силу отката Fo принимает на себя гидравлическая навеска и в виде момента отката, определяемого по формуле
Мо = Fo ■ ху, (1)
где Fo - сила отката, Н;
ху - плечо удара, м;
передаёт его на раму трактора Т-130, который гасится подвеской трактора, в виде колебательного движения и выделения тепловой энергии.
Особенностью выполнения бокового удара механическим долотом с блокировкой ветвей гусениц трактора Т-130, является то, что ударное воздействие от силы удара Fу является более жёстким, т.к. через силу отката Fo принимает на себя гидравлическая навеска и в виде момента отката Мо передаёт его на раму трактора Т-130, который гасится за счёт деформации опорной поверхности и колебательного движения машины за счёт упругих элементов (подвеска кабины, двигателя и т.д.) и выделения на них тепловой энергии.
Рассматривая технологический процесс долбления мёрзлого грунта с помощью механического долото можно отметить три основных фактора, влияющих на технологический процесс:
- сила удара Fу, (фактор Х1 = 30, 50, 70 кН);
- плечо удара ху, (фактор Х2 = 2,5; 3,0; 3,5 м);
- масса машины (фактор Х3 = 12 000, 14 000, 16 000 кг);
на основе, которых можно составить план эксперимента 33, приведённый в табл. 1, для получения регрессионного уравнения вида
У = А0 + А1Х1 + А2Х2 + А3Х3 + А4Х1Х2 + А5Х2Х3
+А6Х1Х3 +
+ А7Х12 + А8Х22 + А9Х32 , (2)
где Х1, Х2, Х3 - факторы эксперимента;
№ п/п Х1 Х2 Х3 1 1 факт У 2 1 теор № п/п Х1 Х2 Х3 Уфакт Утеор
1 - 1 - 1 - 1 К1 К1т 15 1 0 0 К15 К15т
2 0 - 1 - 1 К2 К2т 16 - 1 1 0 К16 К16т
3 1 - 1 - 1 К3 К3т 17 0 1 0 К17 К17т
4 - 1 0 - 1 К4 К4т 18 1 1 0 К18 К|8т
5 0 0 - 1 Кб Кбт 19 - 1 - 1 1 К19 К|9т
6 1 0 - 1 Кб Кбт 20 0 - 1 1 К20 К20т
7 - 1 1 - 1 К7 К7т 21 1 - 1 1 К21 К21т
8 0 1 - 1 К8 К8т 22 - 1 0 1 К22 К22т
9 1 1 - 1 К9 К9т 23 0 0 1 К23 К23т
10 - 1 - 1 0 К10 К10т 24 1 0 1 К24 К24т
11 0 - 1 0 К11 К11т 25 - 1 1 1 К25 К25т
12 1 - 1 0 К12 К12т 26 0 1 1 К26 К26т
13 - 1 0 0 К13 К13т 27 1 1 1 К27 К27т
14 0 0 0 К14 К14т
1 Фактические значения полнофакторного эксперимента приведены условно.
2 Теоретические значения полнофакторного эксперимента приведены условно.
Примем допущения: при ударе механического долото вся машина поворачивается вокруг центра тяжести потому, что удар происходит за бесконечно малый промежуток времени и деформациями элементов конструкции машины можно пренебречь; весом механического долото пренебрежём, а его вес вместе с гидравлической навеской отнесём к весу машины, что позволит в первом приближении упростить расчёты. Таким образом, расчётная схема эксперимента сводится к лабораторной схеме эксперимента, приведённой на рис. 3.
IV Лсз' ]к2' х
А - положение Т-130 до удара; В - отклонение Т-130 после удара 1 - механическое долото с гидравлической навеской; 2 - кабина трактора; 3 - трактор Т-130 (без кабины); 4 - упругие элементы демпфирования кабины; 5 - упругие элементы демпфирования подвески машины; у1 - расстояние от опорной поверхности до центра тяжести механического долото с гидравлической навеской; у2 - расстояние от опорной поверхности до центра тяжести кабины; у3 - расстояние от опорной поверхности до центра тяжести трактора без кабины; ус - расстояние от опорной поверхности до центра тяжести всей машины; Х2,3 - расстояние от оси 2 до геометрического центра машины; хс - расстояние от оси 2 до центра тяжести всей машины; хм - расстояние от точки удара механического долото до центра левой гусеницы; хп2 - расстояние от точки удара механического долото до правой гусеницы; апоот -угол поперечного отклонения; Ы - вертикальные реакции в левой гусенице до и после удара; R2, И2' - вертикальные реакции в правой гусенице до и после удара; 62, - вертикальные составляющая веса кабины; Ээ, 0э' - вертикальные составляющая веса машины без кабины; Ро - сила удара долото; С1, С2, С3 - положения центров тяжести долото с гидравлической навеской, кабины и трактора Т-130 (без кабины) до удара долото; С1, С2, С3 - положения центров тяжести долото с гидравлической навеской, кабины и трактора Т-130 (без кабины) после удара долото
Рисунок 3 - Вариант выполнения одиночного бокового удара механическим долотом, установленным на тракторе 1-13(0 без блокировки между ветвями гусениц
Таким образом, основная энергия удара механического долото уйдёт на деформацию подвески. Составим уравнения динамического равновесия системы, приведённой на рис. 3.
где ^ определяется из условия мгновенности разгрузки левой гусеницы и обычно и для гусениц с не блокированными ветвями составляет 25-30 %.
Учитывая мягкий характер нагрузки для гидравлической навески, следует отметить, что основной удар будет приходиться на раму и подвеску трактора. Поэтому одним из вариантов продления их службы является блокировка ветвей гусениц при выполнении технологического процесса.
При блокировке подвески примем допущения: при ударе механического долото вся машина поворачивается вокруг правой гусеницы (долото повернуто влево) потому, что удар происходит за бесконечно малый промежуток времени:
- деформациями элементов конструкции машины можно пренебречь;
- вес механического долото вместе с гидравлической навеской отнесём к весу машины, что позволит в первом приближении упростить расчёты.
А - положение Т-130 до удара; В - отклонение Т-130 после удара; 6 - блокировка между верхней и нижней ветвями гусениц; Лус - подъём центра тяжести системы (трактор Т-130, гидравлическая навеска, механическое долото) относительно правой гусеницы; остальные обозначения те же, что и на рис. 3.
Рисунок 4 - Вариант выполнения одиночного бокового удара механическим долотом, установленным на тракторе Т-130 c блокировкой ветвями гусениц
Таким образом, основная энергия удара механического долото уйдёт на поворот системы (трактор Т-130, гидравлическая навеска) относительно правой гусеницы. Составим уравнения динамического равновесия системы приведённой на рис. 4.
m
d2x
dt2
d2y
m-= Fo cos апоот + Z' Rl' - G2 - G3 + R2' sin апоот = 0,
dt2 (7)
Mo = Ri xri - G2 Х2,з - G3 Х2,з + R2' sin апоот = 0,
(8)
где Z' определяется из условия мгновенности разгрузки левой гусеницы и обычно и для гусениц с блокированными ветвями не превышает 10 %.
Рассмотрев варианты работы механического долото, установленного на тракторе Т-130, можно с помощью уравнений связи рассмотреть и промоделировать работу аналогичного оборудования на любом другом шасси колёсного или гусеничного типа. Поэтому можно будет проводить исследовательское компьютерное моделирование любой машины в целом проведя лабораторные исследования на модели, определив функции связи, какими являются подвеска и система гашения удара долото. В общем виде расчётную модель колебаний техники при работе механического долото можно представить на рис. 5.
о
усилие при откате Р0, время удара I, величина перемещения уь
©
-GH
О
перемещение центра тяжести шасси при ударе х2>, скорости перемещения ускорение Л2'.
©
-СН О
функция связи: изменение перемещениях^ = Xi - Хг, изменение скорости перемещения гидравлической навески dxi
V-vi =--Vis изменение ускоре-
dt
d2x,
ния Vfll =--av.
dt2
перемещение кабины при ударе х3., скорость перемещения кабины v3«, ускорение dy.
функция связи: изменение перемеще-hiihVjx = Xi - xr, изменение скорости перемещения амортизаторов кабины
dxr
Vv2 =--Vi", изменение ускоре-
dt
d2xr
HIM Vo2 =--dy.
dt2
= Fo sin апоот - R2' sin апоот = 0,
(6)
Рисунок 5 - Расчётная блок-схема взаимодействия элементов мобильной техники при боковом долблении.
Однако, данная блок-схема не позволяет перейти к реальным узловым точкам исследовательской модернизации конкретного образца строительной техники, количество направлений всё ещё остаётся большим, т.к. даже при трёх факторах (Х1 -сила удара Fy, Х2 - плечо удара ху, Хз - масса машины) и трёхуровневом варьировании (- 1, 0, +1) количество опытных исследовательских машин составит п = 3 х 3 = 27. Но при этом, надо помнить, что функциях связи бывают прямые и обратные, а также могут носить нелинейный характер, и тогда задача становится многократно усложнённой.
Единственным выходом из данной ситуации остаётся лабораторное моделирование, которое как минимум позволит определить характер связей, а как максимум позволит задать нужное изменение характера связей.
Тогда общая методика изучения колебаний мобильной строительной техники при использовании новых систем строительного оборудования может быть представлена схемами, показанными на рис. 7 и 8.
Рассмотрим в качестве примера схему, представленную на рис. 7. В первой зоне изучаются (или
О *
о
X
о г
s
*
0)
с т
■о
о
S
т
ф
а 0"
о т
и а
принимаются по паспортным данным новых комплектующих изделий для оборудования существующих шасси) функции связей. Во II зоне определяются уровни варьирования (0, 1; - 1, 0, +1; - 2, - 1, 1, 2; ...), численные значения факторов эксперимента (X1, X2, Хз, ...) проводится эксперимент с получением некоторых значений функции отклика (Y1, Y1, Y1, ...), расположенных в III зоне.
I - область исследования функций связи (или паспортные данные на комплектующие), II - область исследования факторов, III - функции отклика
Рисунок 7 - Расчётная блок-схема изучения факторов при проведении уточняющих лабораторных и производственных исследований с прямой и обратной однонаправленными функциями связей.
I - область исследования функций связи (или паспортные данные на комплектующие), II - область исследования факторов, III - функции отклика
Рисунок 8 - Расчётная блок-схема изучения факторов при проведении уточняющих лабораторных и производственных исследований с прямой и обратной разнонаправленными функциями связей.
Выбор значения факторов производится с учётом их реального варьирования, например: для фактора X1 сила удара с минимальным значением составляет 30 кН, со средним - 60 кН, с максимальным
- 90 кН; для фактора Х2 минимальное плечо удара
- 2,0 м; номинальное - 3,0 м, максимальное - 4,0 м; для фактора X3 минимальный вес машины с дополнительно установленным оборудованием 12 тс; номинальный - 16 тс, максимальный - 20 тс.
Соответственно для проведения уточняющих лабораторных исследований принимается геометрический масштаб 1 : 10, а весовой и динамический 1 : 1000. Область значений факторов расширяется на 10-30 %, и будет соответственно составлять: для Х1
- 30, 60 и 90 Н; для Х2 - 0,2 м, 0,3 м и 0,4 м; для Хз
- 12, 16 и 20 кгс. В данной лабораторной установке сила удара будет имитироваться падающим грузом.
Особенностями выбора уровней варьирования является то, что при 100 % закрытия интервала исследования, без выхода его границы, получается высокая точность для интерполяции. Однако при проведении экстраполяции (подстановка возможных значений в полученные регрессионные уравнения) ошибка может достигать 50-80 %.
Первой функцией связи в данном случае будет ФС1 - устройство гашения отката с прямой линейной характеристикой усилия отката Fo, определяемого по формуле:
Fo = ki Ax, (9)
где Ax - осевая деформация устройств гашения отката, м;
ki - жесткость устройств гашения отката, кН/м.
Второй функцией связи в данном случае будет ФС2 - жёсткость подвески строительной техники с обратной линейной характеристикой от веса G и вертикальной составляющей усилия отката Fo, определяемого по формуле
G + Fo = - k2 Ay, (10)
где Ax - осевая деформация устройства гашения отката, м;
k2 - жесткость подвески шасси строительной техники, кН/м.
В качестве функции отклика Y = - k2 Ay = arctg бпоот можно взять угол поперечного отклонения машины Опоот при боковой ударе, повернутого на 90° механического долото.
Литература
1. Бадретдинов Т.В., Ишбаев Г.Г., Балута А.Г. и др. Снижение вибрационной нагрузки на породораз-рушающий инструмент и элементы КНБК путем применения демпфирующего переводника // Бурение и нефть. - № 6, 2017. - C. 44 - 48.
2. Звонарёв С.В. Основы математического моделирования: учебное пособие/ С.В. Звонарёв. - Екатеринбург: Изд-во Урал. ун-та, 2019. - 112 с.
3. Катпин А., Мойзес Б.Б. Краткий обзор устройств гашения колебания. XX Международная научно-практическая конференция «Современная техника и технологии» Томский политехнический университет - г. Томск, - С. 85 -86 - e-mail: [email protected]
4. Кашина С.Г. Защита от вибрации. Учебное пособие / С.Г. Кашина. - Казань: Изд-во Казанского гос. Архитект. - строит. ун-та, 2012. - 133 с.
5. Семёнова И.А. Применение гидроударных устройств в качестве рабочих органов дорожно-строительных машин Транспортное, горное и строительное машиностроение Вестник СибАДИ, выпуск 1 (47), 2016. - С. 17 - 22.
6. Петров Г.И., Писаренко В.В., Паначев О.И. Пассивное и активное гашение вибраций для подвижного состава. XVII научно-практическая конференция «Безопасность движения поездов» 17-18 ноября 2016 г. Труды. - М.: МИИТ - 2016 г. - С. 51 -52.
7. Триханов А.В., Бабуров В.И., Горбунов В.Ф. Моделирование гашение вибрации пневматического молотка путём изменения форм диаграмм давления. / известия Томского политехнического института. Том 146 - Томск: ТПИ, 1966 г. - С. 59 - 64.
8. Сафаров И.И., Тешаев М.Х. Динамическое гашение колебаний твёрдого тела, установленного на вязкоупругих опорах // Известия вузов. ПНД 2023. Т. 31, вып. 1. С. 63 - 74 D0I:10/18500/0869-6632-003021, EDN:BGFGGN.
Theoretical foundations for conducting research on impact processes in
construction machines using link functions Kushchev I.E., Bovshovskyi S.Z., Klyushin A.A., Filatova S.A.
Moscow Polytechnic University, Military University name after Prince A. Nevskyi, Ryazan Airborne School named after General of the Army V.F. Margelov
The article is devoted to the study of the issues of impact on construction machines and people working on them, in the development of frozen and rocky soils of the Arctic. Keywords: construction machinery, impact, communication functions References
1. Badretdinov T.V., Ishbaev G.G., Baluta A.G. and others. Reducing vibration
load on rock cutting tools and BHA elements by using a damping sub // Drilling and Oil. - No. 6, 2017. - pp. 44 - 48.
2. Zvonarev S.V. Fundamentals of mathematical modeling: textbook / S.V.
Zvonarev. - Ekaterinburg: Ural Publishing House. University, 2019. - 112 p.
3. Katpin A., Moises B.B. Brief overview of vibration damping devices. XX
International Scientific and Practical Conference "Modern Engineering and Technologies" Tomsk Polytechnic University - Tomsk, - pp. 85 -86 - e-mail: [email protected]
4. Kashina S.G. Vibration protection. Textbook / S.G. Kashina. - Kazan: Kazan
State Publishing House. Architect. - builds. Univ., 2012. - 133 p.
5. Semyonova I .A. The use of hydraulic shock devices as working parts of road-
building machines Transport, mining and construction engineering Vestnik SibADI, issue 1 (47), 2016. - P. 17 - 22.
6. Petrov G.I., Pisarenko V.V., Panachev O.I. Passive and active vibration
damping for rolling stock. XVII Scientific and Practical Conference "Train Safety" November 17-18, 2016 Proceedings. - M.: MIIT - 2016 - pp. 51 -52.
7. Trikhanov A.V., Baburov V.I., Gorbunov V.F. Modeling vibration damping of
a pneumatic hammer by changing the shape of pressure diagrams. / news of the Tomsk Polytechnic Institute. Volume 146 - Tomsk: tPi, 1966 - pp. 59 - 64.
8. Safarov I.I., Teshaev M.Kh. Dynamic damping of vibrations of a solid body
mounted on viscoelastic supports // News of universities. PND 2023. T. 31, issue. 1. pp. 63 - 74 D0I:10/18500/0869-6632-003021, EDN:BGFGGN.
Q *
0 X 0
3
s *
8)
O T
■u o s
T
<D
a r
o
T
a
8)
