Гидроманипуляторы и лесное технологическое оборудование Бартенев

81

ный объем, строим график функции р =f( ) (рис.2.25). Из графика видно, что при значениях , отличных от оптимального, полезный объем ротатора значительно возрастает. При уменьшении угла подъема резьбы с 25 до 10 р увеличивается в 2,5 раза, а при увеличении угла до 50 р возрастает в 1,6 раза.

Рис. 2.25. Зависимость полезного объема ( р) и к.п.д. ( ) винтового ротатора от угла подъема резьбы при f1 = 0,124

Винтовой ротатор выгодно отличается от неполноповортных лопастных и волновых тем, что ориентация пачки сортимента в нужном положении осуществляется путем прекращения подачи (слива) рабочей жидкости. В полноповоротных ротаторах даже при торможении противовключением пребег составляет 90 180 , что затрудняет наводку рабочего органа на пачку сортимента и ориентацию пачки сортимента в нужном положении.

82

2.5.Выводы

1.Изменение параметров механизма подъема стрелы незначительно влияет на массу стреловой группы и колонны, поэтому за оптимальные принимаются значения параметров, при которых полезный объем гидроцилиндра подъема стрелы является минимальным.

2.Инерционные силы, возникающие вследствие неравномерного вращения стрелы манипулятора, в значительной мере зависят от кинематических параметров механизма подъема и оказывают существенное влияние на полезный объем гидроцилиндра подъема стрелы.

3.Оптимальные значения параметров механизма подъема стрелы в зависимости от скорости движения штока гидроцилиндра для всех исследованных

манипуляторов составляют: b=(0,44-0,65) м, e=(0,09-0,15) м, =760-900.

4.Переход к оптимальным значениям параметров механизма подъема стрелы позволяет уменьшить полный объем ГЦ 1,15 1,5 раза, во столько же раз увеличится быстродействие, и снизить массу ГЦ от 42 до 54 кг.

5.Наиболее рациональной является изменяемая кинематическая схема механизма подъема стрелы манипулятора, позволяющая наиболее полно использовать несущую способность гидроцилиндра, снизить удельную материалоем-

кость на 20 30%, уменьшить номенклатуру манипуляторов в 1,5-2 раза, повысить производительность на погрузочно-разгрузочных работах до 30 40%, а также снизить динамическую нагруженность манипулятора.

6.Динамическая составляющая усилия гидроцилиндра привода рукояти зависит как от параметров кинематической схемы механизма привода рукояти, так и от скорости движения штока гидроцилиндра.

7.За оптимальные принимаются значения параметров механизма привода рукояти, при которых полезный объем гидроцилиндра минимален

8.Определение оптимальных значений параметров механизма привода рукояти необходимо вести с учетом динамических (инерционных) сил, так как

83

скорость движения штока гидроцилиндра весьма существенно влияет на эти силы, а следовательно, и параметры.

9.Переход к оптимальным значениям параметров позволяет уменьшить полезный объем ГЦ привода рукояти в 1,2 1,9 раза и, следовательно, во столько же раз увеличится его быстродействие.

10. Значение угла подъема резьбы винтового ротатора, соответствующее минимальному полезному объему и максимальной величине К.П.Д. ротатора, зависит от приведенного коэффициента трения и для пары сталь-бронза

(f1=0,124) составляет =25,10.

84

3. Исследование влияния податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода на динамическую нагруженность и значения параметров механизмов гидроманипулятора

3.1. О сжимаемости рабочей жидкости в общей системе податливости гидропривода

Податливость гидропривода любого механизма гидроманипулятора складывается из сжимаемости рабочей жидкости, деформации элементов гидропривода (трубопроводов, гильз гидроцилиндров, гибких рукавов), изменения, (уменьшения) подачи насоса при изменении (повышении) давления, т.е. от характеристики насоса. При рассмотрении уравнения баланса подаваемой насосом рабочей жидкости необходимо также учитывать ту часть рабочей жидкости, которая перепускается (стравливается) предохранительным клапаном (вторичным или «ударным»).

Рассмотрим влияние сжимаемости рабочей жидкости на коэффициент податливости в целом гидропривода, принимая неизменными характеристику насоса и настройку предохранительных клапанов.

Сжимаемость рабочей жидкости, в силу ее малости, можно, безусловно, не учитывать при общих расчетах гидропривода – при определении подачи, мощности насоса. Это общеизвестно, однако, общеизвестным является и то, что при переключениях заточника гидрораспределителя, т.е. при гидравлических ударах, необходимо учитывать сжимаемость жидкости, которая в данном случае имеет положительное значение в части снижения пикового значения давления.

Как известно, при явлении гидравлического удара величина избыточного давления, определяемая по формуле Н.Е. Жуковского, зависит в значительной

85

степени от объемного модуля упругости жидкости

P		0v0				,
	2r					0
0			0
	E S				Eж

где r0 , S, E – внутренний радиус трубы, толщина стенки и модуль упругости материала трубы соответственно;

0 , v0 , Eж – плотность, скорость движения и модуль объемной упругости рабочей жидкости соответственно.

При проектировании гидропривода стремятся избежать указанное вредное явление – гидравлический удар. Чем совершеннее гидрораспределитель, тем меньше явление гидравлического удара, тем меньше пик давления в конце переходного процесса. В дискретных гидрораспределителях (отечественных и болгарских) этот пик значителен. В пропорциональных (типа «Динойл», «Гидроконтроль») – пик значительно меньше. А в пропорциональных независимо от нагрузки гидрораспределителях «Данфос» (Дания) с «ударными» клапанами на каждой секции это вредное явление практически отсутствует.

Из приведенной выше формулы видно, что сжимаемость рабочей жидкости также, как и податливость элементов гидропривода оказывает положительное влияние на снижение пиков давлений в момент открытия-закрытия золотника гидрораспределителя.

Оценим влияние сжимаемости рабочей жидкости и деформации трубопроводов на величину избыточного давления. Скорость движения рабочей жидкости по трубопроводам манипулятора (тр. 16х2) без учета потерь при по-

даче Qн =1,33.10-3 м3/с:
v		0			4Qн					4 1,33 10 3				11,8м/с;
				(2r 2 )					3.14 (0,012)			2
						0
	2r0 0					2		0,006 850			2,55			10	8	с/м;
	E S					2	1011			0,002

										86
	0		850				48,5 10		8	с/м.
	Eж		1750 106
Повышение давления с учетом деформации трубопроводов
Р				850 11,8				14,02 МПа.
	2,55 10 8 48,5 10 8
Повышение давления без учета деформации трубопроводов
	Р			850 11,8			14,4 МПа.

48,5 10 8

Как видно, деформацией трубопроводов можно пренебречь, т.к. разница составляет менее 3%.

Вопросы учета податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода при расчете гидросистем рассмотрены в работах известных авторов Т.М. Башта, Л.М. Тарко, В.А. Александрова, Г.А. Рахманина., А.А. Ермолина.

Г.А. Рахманин установил, что колебания давления в гидроприводе вследствие гидравлического удара, возникающего при переключении заточника, на основную гармонику колебания давления заметного влияния не оказывают.

Сжимаемость жидкости (упругая деформация) характеризуется коэффициентом сжатия , зависящие как от сорта рабочей жидкости, скорости деформирования, а также температуры. При повышений температуры с 20 °C до 80°С коэффициент сжимаемости при давлении 20 МПа повышается: для масла МГ30 – на 22%, а для ВМГЗ – на 16%. При расчете гидропривода Васильченко В.А. предлагает учитывать это явление.

Автор В.А. Александров предлагает пренебречь податливостью стальных цилиндров и трубопроводов, поскольку их модуль упругости в 130 150 раз превышает модуль упругости рабочей жидкости [8], а рабочую жидкость рассматривать как пружину постоянной жесткости.

Автор М.В. Кондаков [90, 91] моделирует действия рабочей жидкости в гидроцилиндре в виде пружины и, задаваясь графиком изменения давления в

87

гидроцилиндре, определяет напряжения, возникающие в конструкции гидроманипулятора ЛВ-184.

Автор Г.В. Каршев [85] определяет динамическую нагруженность манипулятора в виде функции изменения подачи рабочей жидкости, а податливость рабочей жидкости и элементов гидропривода не учитывает.

Работа Л.М. Тарко [159] полностью посвящена исследованию переходных процессов в гидроприводе. При расчете предлагает пренебречь податливостью элементов гидропривода.

Деформация рабочей жидкости и элементов гидропривода, а также утечки в гидросистеме оказывают существенное влияние на динамическую нагруженность манипулятора. Это объясняется тем, что энергия, расходуемая на сжатие рабочей жидкости и элементов гидропривода, безвозвратно теряется в ходе рабочего процесса [35]. Объемный модуль упругости минеральных масел используемых в гидросистемах [35], находится в пределах (1,55 1,75) I03 МПа, т.е. многократно меньше модуля упругости материалов элементов гидропривода (трубопроводов, гильз гидроцилиндров). Как известно. сжимаемость жидкости зависит от давления, температуры и скорости деформации. Так при повышении давления от 0 до 20 МПа объемный модуль упругости минерального масла увеличивается [35] на 10%, а при увеличении температуры с 40°С до 80°С уменьшается на 22%. Для быстропротекающих процессов в гидросистемах (в переходных режимах), если рассматривать гкдроцилиндр как гидропружину, можно принять [35] при давлениях 5 20 МПа Еа = 1,5Е.

На наш взгляд нельзя рассматривать рабочую жидкость в гидроцилиндре как пружину постоянной жесткости, т.к. объем рабочей жидкости в ходе рабочего процесса постоянно меняется, т.е. меняется длина пружины, значит, и жесткость.

При установившемся режиме работы гидропривода можно ожидать, на основе анализа приведенных работ, что податливость не оказывает существенного влияния на динамическую нагруженность манипулятора, хотя в процессе

88

подъема стрела вращается неравномерно и в зависимости от скорости движения штока могут возникать значительные инерционные силы. Так как начало процесса подъема груза может происходить при различной степени заполнения ГЦ рабочей жидкостью (подъем с разных начальных углов), то в расчетах необходимо учитывать первоначальный объем рабочей жидкости в гидроцилиндре. Увеличением модуля упругости на 10%, как указывалось выше, при повышении давления от 0 до 20 МПа можно пренебречь, а вот увеличением его в 1,5 в переходных режимах нельзя пренебрегать. Уменьшением модуля упругости до 20% при повышении температуры от 20°С до 80°С можно пренебречь, т.к. за время одного рабочего цикла температура изменяется незначительно, а также в силу того, что при динамических расчетах необходимо учитывать наибольшие значения модуля объемной упругости, дающие большие значения коэффициента динамичности.

Необходимо также отметить, что приведенная выше формула Н.Е. Жуковского не учитывает деформацию гибких рукавов, которые являются неотъемлемой частью манипулятора.

Наиболее точную оценку податливости гидропривода можно провести по известной методике, приведенной, например, в [27, 56]. Однако, для этого необходимо записать осциллограмму изменения давления опытного образца манипулятора. Таким образом, нельзя на стадии проектирования, не имея натурного образца манипулятора, с высокой степенью точности оценить коэффициент податливости. Определив долю составляющих в податливости гидропривода: сжатие рабочей жидкости, деформацию трубопроводов, гидроцилиндров и гибких рукавов, можно, взяв за основу податливость рабочей жидкости, остальные составляющие учесть в виде поправочных коэффициентов.

Коэффициент податливости в работе [27] определен в виде

	K p	10	5	.
		7,28P	106

Экспериментально определено значение коэффициента податливости рабочей жидкости (см. гл. 6): в статике

				89
K p		1,65 10	4	;
		5,2P 9,2	107
в динамике
K p		3,5 10 3			.
	5,1P 7,75 107

Определить деформацию трубопроводов и гидроцилиндра не представляет труда, а для определения деформации рукавов проведены испытания (см. гл. 7).

Деформация рабочей жидкости в трубопроводе единичной длины (l=1м)

d 2 1

Wж 4E1 ж p ,

где d1 – внутренний диаметр трубопровода, м; Eж – объемный модуль упругости, МПа;P – приращение давления, МПа.

При увеличение давления от 0 до 20 МПа

Wж 3,14 0,0122 20 1,29 10 6 м3. 4 1750

Определим увеличение объема стального трубопровода за счет деформации стенок. Радиальное перемещение внутренних точек трубопровода при давлении Р, определим по формуле [157]

U	1		P r 3				1		P r r		2	,
				1						1 2
	E		r 2	r	2		E		r 2	r 2
			2	1					2	1

где E – модуль упругости материала трубопровода, МПа;

r1, r2 – внутренний и наружный диаметр трубы соответственно, м;– коэффициент Пуассона.

	U тр	1 0,3			20 0,0063				1 0,3	20 0,006 0,0082 23,2 10 7	м.
		2 105			0,0082		0,0062
									2 105	0,0082 0,0062
	Приращение объема трубопровода единичной длины (l=1м)
		W	тр	2 r U				2 3,14 0,006 23,2 10 7 0,087 10 6 м3.
					1	тр

Отношение деформации трубопровода к деформации рабочей жидкости

																			90
			k			Wтр				0,087 10				6	0,068 0,07 .
				1		Wж					1,29 10 6
	Аналогичные расчеты проведем для единичной длины гидроцилиндра
	подъема стрелы (тр. 168х14):
			Wжц				3,14				0,14		2				6	3
								4			1750		20 175,8 10					м ;
	U ц 1 0,3		20 0,073							1 0,3				20 0,007 0,0082 40,91 10 6					м;
			0,0842			0,072
	2 105										2 105				0,0842 0,072
		Wц		2 3,14 0,07 40,91 10 6												17,98 10 6 м3.
	Отношение деформации гильзы гидроцилиндра к деформации рабочей
	жидкости в ней
								k2				17,98 10 6				0,1.
												175,8 10 6

Отношение деформации гибких рукавов (РВД) 16 мм с двухслойной металлической оплеткой к деформации рабочей жидкости в нем экспериментально установлено:

k3 1,25 , а РВД 12 k4 2,1.

При определении коэффициента податливости перед величинами объемов рабочей жидкости в трубопроводе, ГЦ и РВД предлагается вводить коэффици-

енты К1,	К2,	К3,	К4 соответственно, которые	равны K1 1 k1 1,07 ,
K 2 1 k2	1,1,	K3	1 k3 2,4, K 4 1 k4 3,1.	Это позволит, используя

широко известные и хорошо изученные характеристики рабочей жидкости, определить коэффициент податливости на стадии проектирования.

Остается один неучтенный фактор – влияние на податливость характеристики насоса. При применении аксиально-поршневых насосов с жесткой характеристикой при повышении давления от 0 до 20 МПа подача снижается на 5%, т.е. можно принять К5 = 1,05.

Окончательно можно записать