Гидроманипуляторы и лесное технологическое оборудование Бартенев

31

инерция поршня силового механизма и соединенных с ним деталей исполнительного органа, упругость жидкости в полостях гидроцилиндра, характеристика источника питания, утечки гидросистемы, силы трения действующие на поршень и исполнительный орган, плотность и сжимаемость рабочей жидкости в трубопроводах, упругость трубопроводов, гидравлическое сопротивление магистрали, продолжительность срабатывания органа управления. Исследовано также влияние расположения органа управления подачи рабочей жидкости. Установлено, что расположение органа управления у гидроцилиндра приводит к снижению амплитуды колебаний давления в гидросистеме. Исследованы переходные процессы при изменении (увеличении, уменьшении) нагрузки. Так, возникновение пика давления при возрастании нагрузки объясняется тем, что кинетическая энергия подвижных частей механизма и рабочей жидкости переходит в потенциальную энергию деформации трубопроводов, цилиндра и сжатии рабочей жидкости. Однако, считается, что заранее известен закон изменения нагрузки на шток гидроцилиндра. Не учитывается характер изменения подачи рабочей жидкости.

Г.А. Рахманин [141] провел теоретические и экспериментальные исследования динамики погрузочно-штабелевочных манипуляторов. Установлено, что наибольшие нагрузки на конструкцию и привод манипулятора, как и следовало ожидать, возникают в переходных режимах:

-разгон при подъеме свободно висящего груза;

-разгон при подъеме груза с основания;

-торможение при подъеме;

-торможение при опускании.

При теоретических исследованиях автором не учитывается приращение подачи рабочей жидкости вследствие ее сжимаемости. Автор экспериментально подтвердил, что наибольшие динамические нагрузки на манипулятор возникают в переходных режимах, а максимального значения они достигают при торможении опускающегося груза. Установлено, что колебания давления в гидро-

32

системе вследствие гидравлического удара, возникающего при переключении золотника, на основную гармонику колебаний заметного влияния не оказывают. Частота и период колебаний давления зависят от конструктивных параметров и массы груза, что является вполне естественным.

А.А. Ермолин при изучении и исследовании математической модели гидравлического исполнительного механизма установил влияние утечек и податливости рабочей жидкости на колебания, возникающие в системе.

Решив задачу определения динамических нагрузок манипулятора с учетом податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода можно получить теоретические зависимости давления от времени и тем самым определить фактические нагрузки, действующие на механизмы и металлоконструкцию манипулятора при всех положениях звеньев. Это дает возможность определить наиболее достоверные расчетные схемы для всех звеньев, т.е. определить положение в пространстве звеньев, когда напряжения в них достигают максимальных значений.

Но наиболее совершенной математической моделью, естественно, будут уравнения, в которых учитываются жесткость звеньев и податливость основания, на котором установлен манипулятор. Решение этой задачи позволит с высокой точностью определить значение коэффициента динамичности во всех режимах работы манипулятора.

В работе В.А. Нестерова В.А. при определении динамической нагруженности проектируемого изделия учитывается податливость элементов конструкции и привода.

Вопросы динамической нагруженности подъемно-транспортных машин достаточно глубоко изучены в работах [39, 48, 166, 80, 168, 101, 158 и др]. Приведены расчетные формулы для определения коэффициента динамичности различных типов грузоподъемных кранов при работе механизма подъема груза. Исследована динамика при работе и других механизмов крана. Мало исследованными остаются вопросы динамики металлических конструкций при совме-

33

стной работе нескольких механизмов.

В [158] показано, что принятие наибольших динамических нагрузок при работе нескольких механизмов в виде суммы наибольших динамических нагрузок, возникающих в каждом из механизмов, будет завышать действительные напряжения в конструкциях.

Динамические нагрузки у стреловых кранов, определенные суммированием нагрузок при раздельной работе механизмов поворота и передвижения в 1,5 2 раза больше, чем, если рассматривать сложное движение крана и груза при совместном действии механизмов [80].

Определенный интерес представляет диаграмма вероятности совпадения углов отклонения груза у портального крана в плоскости стрелы и в плоскости, перпендикулярной стреле, полученная в эксплуатационных условиях [166].

К.Н. Баринов и В.Ю. Милютников [25] впервые рассмотрели совмещение движений стрелы и рукояти с помощью согласующего устройства. В зависимости от необходимой зоны обслуживания определены параметры согласующего устройства. Задача решена без учета инерционных сил. Предложенное авторами согласующее устройство приемлемо только для манипуляторов валочных, валочно-трелевочных машин и не приемлемо для универсальных погрузочноразгрузочных манипуляторов.

Г.В. Каршев [85] предложил определять коэффициент динамичности нагрузки для пуско-тормозного режима без учета жесткости элементов гидропривода и изгибной жесткости звеньев гидроманипулятора, а полезный объем гидроцилиндра привода звена с учетом динамических сил, возникающих в период пускового режима, т.е. в зависимости от интенсивности подачи рабочей жидкости насосом, а также системы гидроуправления, определяющей характер переходного режима управления. Это дает завышенное значение полезного объема гидроцилиндра. К тому же коэффициент динамичности для всех звеньев манипулятора получается одинаковым, что не совпадает с данными эксперимента.

С.И. Кашуба и И.В. Турлай [88], проведя исследование, получили форму-

34

лу для оптимизации размеров элементов манипулятора по производительности. При этом предполагается совмещение движений рукояти и стрелы, но не учитываются возникающие инерционные силы при установившемся движении штоков гидроцилиндров.

А.С. Пискунов и П.И. Попиков [117], в отличие от предыдущих работ, при оптимизации параметров стрелоподъемного механизма гидроманипулятора, учитывают инерционные силы, возникающие в период установившегося движения штока гидроцилиндра. Однако, исследовано влияние на динамическую нагруженность только одного из параметров механизма подъема стрелы – расстояния от оси сочленения стрелы с колонной до оси кронштейна ГЦ подъема.

В приведенных выше работах рассматривается динамическая нагруженность машин в переходных режимах и без учета возможности совмещения движений звеньев манипулятора, т.е. не рассматриваются инерционные силы, возникающие при установившемся движении штоков гидроцилиндров. Вопрос учета динамики манипулятора в период установившегося движения штоков гидроцилиндров является актуальным. Решение этого вопроса позволит повысить технический уровень создаваемых манипуляторов.

1.5. Напряженное состояние металлоконструкции гидравлических манипуляторов

Основными критериями работоспособности металлоконструкции манипулятора являются прочность и жесткость, оценка которых на стадии проектирования осуществляется на основании существующих методов инженерных расчетов. В большой мере результаты оценки по этим критериям зависят от принятых расчетных схем нагружений, а также от целого ряда факторов, в т.ч. коэффициентов, учитывающих режим работы манипулятора и его конкретную конструкцию, а также предполагаемого технологического процесса его производства.

35

Наиболее реальную оценку напряженного состояния металлоконструкции манипулятора можно произвести по результатам ее тензометрических исследований, которые предполагают определение, во-первых, возможных расчетных схем нагружений, и, во-вторых, величин напряжений в узлах металлоконструкции при соответствующих режимах нагружения.

Вопросам повышения надежности сварных стальных конструкций посвящены работы М.М. Гохберга [48, 158], В.Х. Мюнзе [169], Р.В. Хейвуда [167], В.Н. Андреева и Ю.Ю. Герасимова [17, 16], П. Форреста [165], А.В. Питухина [119], Я.И. Анспоккс [19], А.С. Лукьянчук [103] и других авторов [16, 42, 43, 45, 100, 114, 133, 134, 119, 132].

Вработе [48] сформулированы особенности работы металлических конструкций при переменных напряжениях, основы расчета по методу допускаемых напряжений, основы расчета по методу предельных состояний.

Основы расчета на прочность, жесткость и надежность, расчет металлических конструкций на прочность от действия постоянных и переменных во времени напряжений, как по методу предельных состояний, так и по методу допускаемых напряжений изложены в [158]. В работе показано влияние сварных напряжений на предел выносливости в зависимости от коэффициента концентрации напряжений и коэффициента асимметрии цикла для различных сталей.

В[169] дан обширный материал по усталостной прочности сварных стальных конструкций; показано влияние остаточных сварочных напряжений, асимметрии цикла, состояния поверхности, температуры и других факторов на усталостную прочность конструкций; приведены рекомендации Американского общества сварки по повышению надежности сварных стальных конструкций.

Обобщению и систематизации обширной информации по усталостной прочности посвящена работа [165]. Автором использовано большое количество сведений из английской, немецкой, американской, а также австралийской, голландской и шведской литературы. Рассматривается усталостная прочность деталей конструкции из сталей, чугунов, алюминиевых, медных, магниевых и ти-

36

тановых сплавов и стеклопластиков. В таблицах и графиках содержится обширный справочный материал.

В[167] приведены: методы испытания на усталость; данные об усталости металлов, о влиянии конструктивных и технологических факторов, повышенных температур и активных сред на сопротивление усталости материалов, деталей машин и конструкций; справочные сведения по усталостным характеристикам конструкционных металлов и сплавов.

ВГОСТ 25.507-85, ГОСТ 25.502-79 изложены методы испытаний образцов металлов и сплавов на усталостную прочность при изгибе, сжатии кручении при различных циклах напряжений с учетом и без учета концентрации напряжений при различных температурных режимах. Приведены методы механических испытаний для определения характеристик трещиностойкости при температуре от минус 2690 до плюс 6000 С. Однако, не приведены методы оценки усталостной прочности металлоконструкции изделия в целом.

Проблемам прочности металлоконструкции манипуляторов при переменных напряжениях с учетом концентрации напряжений, размеров конструкций, качества обработки поверхностей, остаточных напряжений посвящены работы [19, 103, 100]. В [19] автором предпринята попытка учесть влияние сварки на усталостную долговечность манипулятора ПЛГ-50. Однако, в этом плане ка- ких-либо конкретных результатов по влиянию дефектности на ресурс конструкции не получено несмотря на то, что им была проведена дефектоскопия и дана качественная оценка опасности наличия дефектов.

Внастоящее время метод расчета по допускаемым напряжениям при статической прочности все больше вытесняется методом расчета по предельному состоянию, который оказывается более точным, так как учитывает реальные факторы динамики конструкции в эксплуатации [95]. Применительно к гидроманипуляторам предложен метод статистической оптимизации по критерию металлоемкости с учетом ограничения на надежность [95].

Вработе [17] на современном уровне с учетом выводов [81, 107, 163 и др.]

37

и особенностей металлоконструкций лесных машин изложена теория усталостной прочности от зарождения усталостных микротрещин до окончательного разрушения конструкции; показано влияние на усталостную прочность дефектов сварных швов, остаточных сварочных напряжений, неоднородности свойств сварного соединения, концентрации напряжений, пластического течения, толщины проката, эффекта торможения от перегрузки в процессе эксплуатации. Экспериментальными исследованиями определены: параметры статической и циклической трещиностойкости материалов, которые наиболее широко используются в лесном машиностроении для изготовления сварных металлоконструкций; фактические размеры технологических дефектов сварки, которые встречаются в сварных элементах лесных машин, уровень остаточных напряжений растяжения в исследованной металлоконструкции манипулятора.

Сформулирована задача определения допустимой и предельной длины трещины в механических элементах лесных машин. Предложено решение на основе теории статистических решений с использованием методов механики разрушений [119].

Сформулированы требования, предъявленные к применяемым материалам в сварных стальных конструкциях грузоподъемных кранов, к технологии их изготовления [146, 149, 148, 145]. Однако, известные методы расчета прочности и жесткости конструкции кранов нельзя переносить в чистом виде на манипуляторы лесных машин, условия и режим работы которых более сложны и тяжелы по сравнению с кранами.

Надежность металлоконструкции манипуляторов во многом зависит от надежности узлов передачи сосредоточенных сил [48, 89, 144, 156]. Предложена формула для определения напряжений в сварных швах в месте приварки проушин крепления гидроцилиндра. [89].

Применяемые в настоящее время формулы для определения напряжения в накладке и верхнем поясе короба стрелы [144] очень громоздки, не учитывают толщины листа верхнего пояса и накладки и поэтому не могут быть применены в

38

инженерных расчетах. В работе С.А. Соколова [156] учитывается толщина поясного листа и диафрагмы. Но это относится к расчету крановых балок, что характерно и для работ [41, 48]. Применение данных работ в расчете верхнего поясного листа рукояти дает завышенные, по сравнению с фактическими, значения напряжений, что ведет к необоснованному перерасходу материала и увеличению массы манипулятора.

При тензометрических исследованиях базовой модели манипулятора унифицированного ряда не представляет особого труда определить фактические напряжения, а значит, и уточненные значения коэффициентов в формулах для расчета напряжений от местного изгиба, предлагаемых в работе [48]. Этими коэффициентами можно пользоваться при прочностных расчетах металлоконструкции очередного манипулятора унифицированного ряда на стадии его проектирования.

Таким образом, с целью повышения надежности металлоконструкции гидравлических манипуляторов унифицированного ряда на стадии его проектирования наиболее рациональной можно считать следующую последовательность работ:

-тензометрирование металлоконструкции существующей базовой модели манипулятора с определением коэффициента динамичности при конкретной гидроаппаратуре, предполагаемой к установке на серийном манипуляторе, и коэффициентов в формулах для определения напряжений в узлах передачи сосредоточенных сил;

-введение определенных экспериментальным путем значений коэффициентов в существующие формулы инженерных расчетов;

-проведение инженерных расчетов очередной модели манипулятора унифицированного ряда;

-тензометрирование новой модели манипулятора в сечениях, где действуют наибольшие напряжения и сравнение их с расчетными.

39

1.6.Выводы

1.Отечественные манипуляторы уступают зарубежным по таким важнейшим показателям технического уровня, как производительность и надежность.

2.При определении оптимальных значений кинематических параметров механизмов подъема стрелы и привода рукояти не учитываются инерционные силы, возникающие вследствие неравномерного движения звеньев манипулятора.

3.Недостаточно изучено влияние податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода на оптимальные значения параметров и динамическую нагруженность механизмов манипулятора.

4.Не исследованы возможности повышения производительности и снижения динамических нагрузок при совмещении движений звеньев манипулятора.

5.Не исследовано влияние податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода на динамическую нагруженность манипулятора при совмещении движений звеньев.

6.Не исследована синхронность работы двух гидроцилиндров механизма подъема стрелы.

7.Отсутствует надежная в эксплуатации и технологичная в изготовлении конструкция механизма поворота рабочего органа (ротатора).

8.Отсутствует достоверная методика расчета металлоконструкции манипулятора в узлах передачи сосредоточенных сил, что ведет к необоснованному завышению массы манипулятора.

9.Недостаточно исследованы возможности применения современных материалов в шарнирных узлах манипуляторов.

АВ = S0 + Vt,

40

2. Теоретическиеосновывыборапараметров механизмовгидроманипуляторовсучетом инерционныхсил

2.1. Обоснование параметров механизма подъема стрелы

Инерционные силы, возникающие вследствие неравномерного вращения стрелы при равномерном движении штока гидроцилиндра подъема, и зависящие от кинематических параметров механизма, оказывают весьма существенное влияние на расчетные нагрузки, преодолеваемые манипулятором в процессе работы.

При теоретических исследованиях по определению оптимальных значений параметров принимаем следующие допущения:

-массу подвижных частей элементов привода, а также трение в подвижных сочленениях механизма и вязкое трение рабочей жидкости в маслопроводах не учитываем;

-сжимаемость жидкости и податливость звеньев манипулятора не учитываем;

-податливостью основания, на котором устанавливается манипулятор, пренебрегаем.

Угол поворота стрелы ОС отсчитывается от оси ОХ (рис. 2.1). Для началь-

ного положения = 0, для верхнего = max. Расстояние между осями проушин гидроцилиндра

(2.1)

где V – скорость движения штока гидроцилиндра, при установившемся движении принимаем V = сonst;