CC BY
13проблемы заключается в установке между двигателем и редуктором лебедок механизма подъема гидротрансформаторов, соответствующих мощностям лебедок. Надежность их подтверждается длительной эксплуатацией в приводах тракторов, бульдозеров и локомотивов.
Гидротрансформаторы позволяют автоматически регулировать скорость подъема и замыкания грейфера, путем создания обратной связи между нагрузкой на канатах и скоростями зачерпывания и подъема грейфера. Позволяют гладко менять передаточное отношение от двигателя к редуктору в 3,5 раза в строну увеличения и соответственно увеличивая крутящий момент на валу редуктора и кроме того, является средством, предохраняющим привод от любых перегрузок, так как передача крутящего момента в нем осуществляется через жидкость, а не через жесткую кинематическую связь. Так же отпадает необходимость в ограничителе грузоподъемности в механизме подъема крана, требующего обслуживания и регулирования.
Как показали исследования [3], несмотря на некоторое снижение к.п.д. привода, вследствие возникновения дополнительных потерь в самом гидротрансформаторе, он обеспечивает рост производительности при приемлемой его экономичности.
Средняя стоимость гидротрансформатора составляет тридцать тысяч рублей -цифра соизмеримая со стоимостью среднего ремонта плавучего крана. Установлено так же, что благодаря высоким защитным свойствам надежность электродвигателя повышается в 1,4-1,5 раза, а долговечность редуктора и элементов механической передачи в 2,0 раза.
Список литературы
[1]. Никитаев, И.В. Судовые энергетические грейферные установки для добычи рудных материалов на континентальном шельфе/ И.В. Никитаев - Нижний Новгород: ВГАВТ, 2000. - 26 с.
[2]. Нестеров, Л.Н. Оптимизация нагрузочного режима энергетической установки грейферного плавкрана/ Л.Н.Нестеров - Горький: ГИИВТ, 1985. - 251 с.
[3]. Анохин, В.И. Применение гидротрансформаторов на скоростных гусеничных тракторах/ В.И. Анохин - М.: Машиностроение, 1972. - 304 с.
THE PROBLEMS OF USING FLOATING CRANES, EXHAUST
NORMATIVE LIFE A.S. Slusarev, A.S. Yablokov
Considered the implications of the phenomenon of "sucker" Grapple for floating cranes involved in underwater mining. A solution of the problem - including in the drive mechanism for lifting the torque converter, as well as the requirements to specifications and designs for such a converter.
УДК 621.873/.875 (031)
И.В. Никитаев, к. т. н., доцент, ФБОУВПО «ВГАВТ» 603600, Нижний Новгород, ул. Нестерова, 5. E-mail: [email protected]
ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ГИДРОАККУМУЛЯТОРА СИСТЕМЫ АМОРТИЗАЦИИ РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ ПОДЪЕМНО-ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН С ЖЕСТКОЙ
ПОДВЕСКОЙ
В статье рассматривается применение активных виброзащитных систем (гидроак-комулятора) рабочего оборудования подъемно-транспортных машин, которые применяются для уменьшения динамических нагрузок на несущие конструкции и рабочее оборудование ПТМ и тем самым снижения уровня их колебаний.
Движение автомобильного крана сопровождается его колебаниями, которые в общем случае отрицательно влияют как на работоспособность оператора (воздействует на центральную нервную систему, желудочно-кишечный тракт, органы равновесия (вестибулярный аппарат), вызывает головокружение, онемение конечностей, заболевание суставов, вызывает профессиональное заболевание - вибрационную болезнь, эффективное лечение которой возможно лишь на ранних стадиях, причем восстановление нарушенных функций протекает крайне медленно, а при определенных условиях в организме могут наступить необратимые процессы, приводящие к полной потере трудоспособности), так и на долговечность отдельных узлов машины. Снижения вибрации можно достичь следующими методами:
- уменьшение вибрации в источнике их образования;
- изоляция источников вибрации средствами виброизоляции и вибропоглощения;
- применение средств индивидуальной защиты.
Задача снижения уровня колебаний в подъемно-транспортных машинах в целом решается посредством применения подвески соответствующей конструкции, а дополнительного снижения уровня колебаний на рабочем месте оператора - путем применения системы виброзащиты его сидения.
При движении кранов и ряда погрузчиков их продольно-угловые колебания могут достигать значительной величины в силу расположения центра масс рабочего оборудования с грузом за пределами базы машины.
Не изменяя параметры и конструкцию подвески подъемно-транспортных машин, уровень их продольно-угловых колебаний на транспортном режиме можно существенно снизить путем амортизации рабочего оборудования. Так, на погрузчиках ZL 5001 F имеется дополнительный четырехлинейный двухпозиционный гидрораспределитель, посредством которого при необходимости снижения колебаний погрузчика поршневые полости гидроцилиндров привода стрелы сообщаются с жидкостной полостью пневмогидравлического аккумулятора, а штоковые - со сливом (рис.1). Однако применение пневмогидравлического аккумулятора на мобильной машине значительно усложняет ее техническое обслуживание из-за необходимости периодической подзарядки аккумулятора газом под высоким давлением. Это предполагает наличие соответствующего заправочного оборудования и повышение техники безопасности к обслуживающему персоналу, поскольку пневмогидравлический аккумулятор относится к сосудам, работающим при высоком давлении газа, и представляет собой устройство повышенной опасности.
Рис.1. Принципиальная схема рабочего оборудования погрузчика, построенной на
основе гидроаккомулятора.
Очевидно, что уменьшения динамических нагрузок на несущие конструкции и рабочее оборудование ПТМ и тем самым снижения уровня их колебаний можно добиться путем применения активных виброзащитных систем рабочего оборудования. Эти системы подобны системам автоматического регулирования характеристики подвески транспортного средства, в которых в качестве информационных параметров используются значения давления рабочей жидкости в полостях гидроцилиндра и перемещение поршня гидроцилиндра. Вместе с тем следует отметить, что поскольку в состав данных систем входят электрогидравлический усилитель мощности и электронный блок управления, то их применение ощутимо усложняет конструкцию базовой мобильной машины. Кроме того, работа этих систем сопровождается постоянным потреблением мощности от двигателя машины.
В качестве компромиссного решения может рассматриваться исполнение амортизирующего устройства рабочего оборудования ПТМ с упругим элементом в виде вспомогательного гидроцилиндра двухстороннего действия. Одна из полостей гидроцилиндра через гидравлический дроссель с подпружиненным запорно-регулирующим элементом, снабженным толкателем, соединена с поршневыми полостями гидроцилиндров привода стрелы, а другая - с напорной гидролинией объемного насоса и входным каналом клапана давления, выходной канал которого соединен со сливом. При этом толкатель гидравлического дросселя и регулировочный элемент клапана давления постоянно поджаты к криволинейной рабочей поверхности соответствующего из двух копиров, независимо друг от друга закрепленных на штоке вспомогательного гидроцилиндра с возможностью изменения их установки по отношению к толкателю гидравлического дросселя и регулировочному элементу клапана давления.
Если к величине самопроизвольного опускания рабочего оборудования с грузом в процессе транспортировки не предъявляется жестких требований, то для уменьшения динамических нагрузок на остов и рабочее оборудование (и тем самым для снижения уровня колебаний перегрузочной машины) могут использоваться клапаны, ограничивающие скорость нарастания давления.
Возможны и другие варианты исполнения амортизирующего устройства рабочего оборудования ПТМ. При этом любая система амортизации (вне зависимости от конструкции) может быть охарактеризована двумя основными параметрами: коэффициентами жесткости Спр и демпфирования (вязкого трения) кпр, приведенными к поршню гидроцилиндра привода стрелы [1], Ограничение списка варьируемых параметров двумя вышеуказанными существенно упрощает решение задачи параметрической оптимизации системы амортизации рабочего оборудования ПТМ и в то же время по-
зволяет получить необходимую исходную информацию для выбора структуры данной системы и параметров ее элементов.
Исходной информацией, необходимой для выбора конструктивных параметров компонентов системы амортизации рабочего оборудования ПТМ, построенной на основе гидроаккумулятора, являются данные:
а) о потребных значениях коэффициентов жесткости Спр и демпфирования кпр амортизирующего устройства, приведенных к поршню гидроцилиндра привода стрелы;
б) о среднеквадратических значениях перемещения с2 и скорости движения су поршня гидроцилиндра привода стрелы относительно корпуса гидроцилиндра на транспортном режиме работы ПТМ с включенной системой амортизации, имеющие желаемые характеристики;
в) о минимальном Рт1п и максимальном Ртах значениях статического давления в поршневых полостях гидроцилиндров привода стрелы, при которых должна работать система амортизации.
При работе системы амортизации рабочего оборудования ПТМ демпфирование колебаний обеспечивается за счет перетекания жидкости из поршня гидроцилиндров привода стрелы в жидкостную полость гидроаккумулятора и обратно через дросселирующее устройство.
Для обеспечения потребных характеристик системы амортизации перепад давления должен составить
—Рдр— кцр^/Ащц (1)
При расходе Qдр рабочей жидкости через дроссель
РдР=пцеАпш (2)
где пц - число гидроцилиндров привода стрелы; Апш - эффективная площадь поршня гидроцилиндра привода стрелы со стороны поршневой полости.
При ламинарном режиме движения жидкости через дросселирующее устройство
(Здр=Сл'Рдр, (3)
На основании выражений (1)-(3) получаем следующую формулу для определения потребного значения коэффициента проводимости дросселирующего устройства при ламинарном режиме движения через него жидкости:
Gл= ПцА2пш / кпр. (4)
Выражение для определения коэффициента Gл через геометрические параметры дросселирующего устройства зависит от конструктивного исполнения последнего.
При выполнении дросселирующего устройства в виде канала круглого сечения с внутренним диаметром dдр и длиной Lдр в соответствии с формулой Пуазейля имеем:
■^Рдр = (128ру Ьдр)/зс с12др (5)
где р;у - соответственно плотность и кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости.
Для существования устойчивого ламинарного течения жидкости в пределах проектируемого дросселирующего устройства при любом потенциально возможном расходе рабочей жидкости через него должно выполняться условие
Reдр< Reкр (6)
где Reдр - число Рейнольдса для потока жидкости в дросселирующем устройстве,
Reдр=4 Qдр/ п d2дрV; (7)
Reкр - нижнее критическое значение числа Рейнольдса (для потока жидкости в канале круглого сечения Reкр =2300).
Тогда на основании выражений (1), (3), (5)-(7) получаем следующие формулы для определения потребных геометрических параметров рассматриваемого дросселирующего устройства:
dдр>12 Пц А2пш о/ п ReкрV; (8)
Ц,р=п d4дрknp/128pv Пц А2пш. (9)
При турбулентном режиме движения жидкости через дросселирующее устройство
[2],
Рдр=ЦдрАдр . : (10)
где цдр, Адр - соответственно коэффициент расхода и площадь характерного проходного сечения дросселирующего устройства.
При выполнении дросселирующего устройства в виде пакета одинаковых дросселирующих шайб
0,||) кЦдрАдр —— 1 (11)
где гь - число шайб в пакете;
цдр _ коэффициент расхода дросселирующей шайбы со смещенным отверстием, в расчете можно принимать ддр=0.78.
При расчете, задаваясь диаметром отверстия dд в шайбе, определяется необходимое число шайб в пакете. При необходимости корректировки проводят уточнение dд.
Поскольку подключение жидкостной полости гидроаккомулятора системы амортизации к поршневым полостям гидроцилиндров привода стрелы осуществляется через рабочее окно специального четырехлинейного двухпозиционного гидрораспределителя, то в качестве дросселирующего устройства целесообразно использовать это окно. Площадь проходного сечения данного окна может регулироваться с помощью винта, ввернутого в торцевую крышку гидрораспределителя и ограничивающего смещение золотника последнего в рабочую позицию из исходного положения, в котором все линии гидрораспределителя перекрыты. В рабочей позиции золотника площадь проходного сечения его рабочего окна, через которое поршневые полости гидроцилиндра привода стрелы соединяются с жидкостной полостью гидроаккомулято-ра, должна быть равна [3]:
Адр=1.1006пц/ |хДр. рА"_ ст1:ч; (12)
Площадь проходного сечения рабочего окна гидрораспределителя, через которое штоковые полости гидроцилиндров привода стрелы соединяются с гидробаком, должна выбираться из условия исключения нарушения оплошности рабочей жидко-
сти в штоковых полостях гидроцилиндров привода стрелы в процессе работы системы амортизации. В соответствии с этим требованием потери давления на этом окне при движении через него жидкости с максимально возможным расходом должны быть незначительными.
При изменении статической силы на штоках гидроцилиндров привода стрелы на величины dP„ при включенной системе амортизации происходит изменение на некоторую величину dPa силы, действующей со стороны упругого элемента на разделительный элемент гидроаккумулятора. При пренебрежении силами трения в подвижных парах гидроцилиндров и гидроаккумулятора данная связь может быть представлена в виде:
dP = А„ dP„/( п„А-). (13)
В результате изменения действующих сил поршень каждого из гидроцилиндров привода стрелы смещается из прежнего установившегося положения относительно корпуса гидроцилиндра на величину dz, а разделительный элемент гидроаккумулятора относительно корпуса последнего - на величину dza. Пренебрегая утечками и сжимаемостью рабочей жидкости, а также податливостью стенок каналов, в которых она заключена, исходя из условия неизменности объема жидкости в поршневых полостях гидроцилиндра привода стрелы, жидкостной полости гидроаккумулятора и соединительных гидролиниях, имеем:
dza= ПцЛ» dz/Aa. (14)
В пневмогидравлическом аккумуляторе упругом элементом является газ, заполняющий газовую полость аккумулятора.
С учетом выражения для модуля объемной упругости газа коэффициент жесткости газовой полости пневмогидравлического аккумулятора равен
Са= dPa/ dza= Аа d^/ dza= - Аа2 d^/ d^P^™) Аа2/ V, (15)
где Рг, Vr - соответственно избыточное давление и объем газа; Ратм - атмосферное давление.
Очевидно, что в данном случае коэффициент Са является величиной переменной, представляя собой линейную функцию избыточного давления газа.
Получаем следующее выражение для определения потребного объема газовой полости пневмогидравлического аккумулятора при текущем значении Рг избыточного давления газа [3]:
^=ПЦ (Рг+Ра™) Аа2/Спр, (16)
С тем чтобы в процессе работы системы амортизации фактическое значение ее приведенного коэффициента жесткости не превышало принято е значение Спр, объем газовой полости пневмогидравлического аккумулятора при значении Рг избыточного давления газа в ней, равном Ртах, должен быть не менее некоторой величины Уг min ст.
Конструкция гидроаккумулятора должна допускать уменьшение объема его газовой полости до значения
^ [ min — Vr mincT " ЗПцАзд Cz (17)
Максимальный объем газовой полости пневмогидравлического аккумулятора должен быть не менее величины Vr max:
max KP|n(i\+P(n\i)/(Pmin+P(n\i) I Vr mincT + ЗПц-"^ . . ; ( 1 )
Полезный объем V а пол гидроаккумулятора составляет:
V а пол- Vr max - Vr min. (19)
При выбранной номинальной вместимости Уан. гидроаккомулятора потребное избыточное давление Рг.зар предварительной зарядки его газом может быть определено с использованием выражения:
Рг.зар — (Ршах+Ратм)( min ст/ Vа.н.)n - Ратм. (20)
Список литературы:
[1] Белецкий, Б.Ф. Строительные машины и оборудование: Справочное пособие для производственников-механизаторов, инженерно-технических работников строительных организаций, а также студентов строительных вузов, факультетов и техникумов / Б.Ф. Белецкий, И.Г. Булгакова - Изд. Второе, переработ. и дополн. - Ростов на Дону: Феникс, 2005. - 608 с. - (Строительство).
[2] Лепешкин, А.В., Михайлин, А.А., Шейпак А.А. Гидравлика и гидропневмопривод: Учебник. Ч.2. Гидравлические машины и гидропневмопривод / Под ред. А.А. Шейпа-ка, 3-е изд., стереот. - М.: МГИУ, 2005. - 352 с.
[3] Баранов, В.Н., Захаров Ю.Е. Электрогидравлические и гидравлические вибрационные механизмы. / Баранов В.Н. - М.: Машиностроение. 1977. - 325 с.
CHOICE OF PARAMETERS OF HYDRAULIC ACCUMULATOR OF SYSTEM OF DEPRECIATION OF WORKING EQUIPMENT OF LIFTING-TRANSPORT MACHINES WITH HARD PENDANT
I. V. Nikitaev
In the article is examined application of the active vibroprotective systems (gidroakkomulya-tora) of working equipment of lifting-transport machines which are used for diminishing of the dynamic loadings on bearings constructions and working equipment of PTM and the same declines of level of their vibrations.
УДК 621-192
С.Н. Сикарев, к.т.н. ст. преподаватель, ФБОУВПО «ВГАВТ» И.А. Волков, д.ф.-м.н., профессор, ФБОУ ВПО «ВГАВТ» 603950, Нижний Новгород, ул. Нестерова, 5а
РЕЗУЛЬТАТЫ ВИБРАЦИОННЫХ ИСПЫТАНИЙ КАТЕРА-БОНОПОСТАНОВЩИКА "ГЕННАДИЙ КОЖУХОВ"
В статье приводится результаты исследования вибрации главных двигателей и дизель-генератора
В июне 2010 года сотрудниками лаборатории вибрации и шума Волжской государственной академии водного транспорта в соответствии с договором с ООО «Верфь Братьев Нобель» проведены измерения уровней виброскоростей на главных двигателей и дизель-генератора катера-бонопостановщика "Геннадий Кожухов" проекта А40-2Б.
