Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Состояние вопроса, цель и задачи исследований 10
1.1 Обоснование рациональной структуры привода скребковой цепи современных щебнеочистительных машин 10
1.2 Технические требования к гидрообъёмному при воду щебнеочистительных машин 22
1.3 Постановка цели и задач исследования 31
ГЛАВА 2. Моделирование статических и динамических параметров гидрообъёмного привода скребковой цепи 35
2.1. Определение исходных параметров для расчета гид равлического привода скребковой цепи 35
2.2. Методика и расчет основных параметров и выходной характеристики гидрообъёмного привода скребковой цепи 41
2.3. Аналитическая динамика привода скребковой цепи..58
ГЛАВА 3. Экспериментальные исследования статических и динамических параметров гидрообъёмного привода скребковой цепи 88
3.1. Цель, методика и условия экспериментального исследования 88
3.2. Методика обработки экспериментальных данных 94
3.3. Результаты экспериментального исследования 99
ГЛАВА 4. Синтез динамических параметров объемного дизельгидромеханического привода скребковой цепи 125
4.1 Цель и задачи исследования 125
4.2 Математическая модель объемного дизельгидромеха-нического привода скребковой цепи 125
4.3 Приложение результатов спектрального анализа режимов нагружения гидрообъёмного привода к мето дике математического моделирования момента сопротивления движению на валу приводной звездочки 135
4.4 Компьютерное моделирование нелинейной математи ческой модели объемного дизельгидромеханического привода скребковой цепи 139
4.5 Оценка демпфирующих свойств гидрообъемного при вода скребковой цепи 162
ГЛАВА 5. Методика прогнозирования безотказно сти рукавов высокого давления гидрообъемно го привода с учетом реальных режимов нагружения 168
5.1 Задачи оценки надежности гидрообъёмных передач и методы их решения 168
5.2 Методика прогнозирования надежности гидравлических систем 171
5.3 Методы расчетов показателей надежности гидравлических систем 176
Выводы 195
Основные выводы по результатам работы 196
Список используемой литературы 203
Приложения 215
- Технические требования к гидрообъёмному при воду щебнеочистительных машин
- Методика и расчет основных параметров и выходной характеристики гидрообъёмного привода скребковой цепи
- Методика обработки экспериментальных данных
- Приложение результатов спектрального анализа режимов нагружения гидрообъёмного привода к мето дике математического моделирования момента сопротивления движению на валу приводной звездочки
Введение к работе
АКТУАЛЬНОСТЬ РАБОТЫ. Транспортная стратегия России предусматривает в кратчайшие сроки решение ряда важнейших задач, связанных с обновлением технических средств железных дорог, повышения эффективности работы отрасли на основе внедрения новых технологий для обеспечения устойчивой конкурентоспособности железнодорожного транспорта в сравнении с другими видами транспорта [Москва, Кремль, 3 декабря 2003 г.]. В условиях рыночной экономики к качеству перевозок предъявляются все более высокие требования. Увеличение объемов грузовых и пассажирских перевозок на сети железных дорог путем увеличения скоростного режима работы подвижного состава существенно повышает требования к устойчивости железнодорожного полотна. В связи с этим необходимо оснащать железные дороги России путевой техникой, созданной на базе современных научных разработок. Надежность железнодорожного пути зависит от стабильности балластной призмы, обеспечивающей вертикальную и горизонтальную устойчивость рельсошпальной решетки при воздействии на нее поездной нагрузки и равномерное распределение давления от шпал на основную площадку земляного полотна. Балластная призма должна иметь достаточно большую равно-упругость вдоль и поперек пути и обеспечивать наименьшую неравномерность остаточных деформаций при эксплуатации железнодорожного пути. В процессе эксплуатации железнодорожного пути балластная призма засоряется, теряет свои первоначальные свойства (такие как : упругость и дренирующие свойства), увеличиваются остаточные деформации пути. Это приводит к повышенному износу элементов верхнего строения пути, подвижного состава и возрастанию эксплуатационных расходов железнодорожного транспорта. Интенсивность эксплуатации и значительная протяженность отечественной сети железных дорог требует выполнения больших объёмов работ по ремонту, реконструкции и содержанию пути и, как следствие, создания современных высокопроизводительных путевых машин, в том числе щебнеочи стительных комплексов. Для повышения производительности при высокой энергоемкости процесса вырезания и очистки щебня приводы основных рабочих органов щебнеочистительных машин должны обладать значительными мощностями до 500-800 кВт. Жесткие ограничения по массе и габаритам, требования к регулируемости параметров, работа в условиях переменных нагрузок, определяют целесообразность применения гидрообъёмного привода основных рабочих органов, в том числе и выгребной цепи.
Переход на гидрообъёмную трансмиссию существенно изменяет параметры амплитудно-частотной характеристики привода, смещая зону усиления в область низких частот. При определенных режимах нагружения и параметрах вращательного механизма в гидравлическом приводе могут возникать значительные колебания давления и расхода рабочей жидкости, снижающие коэффициент использования установочной мощности привода и производительность, уменьшающие надёжность, увеличивающие энергоёмкость привода и машины в целом.
Ошибки в определении рациональных параметров привода уменьшают эффективность их применения и увеличивают срок внедрения в производство. В связи с этим вопрос синтеза рациональных статических и динамических параметров гидрообъёмного привода рабочих органов непрерывного действия путевых машин является актуальным и требует своего решения.
В фундаментальных трудах отечественных ученых О.Н. Трифонова, В.К. Свешникова, К.Л. Навроцкого, В.Н. Прокофьева, Д.Н. Попова, С.С. Па-наиотти, В.В. Ермакова, И.З. Зайченко, А.А. Комарова, Б.Л. Коробочкина и др., а также в работах А.А. Бриммера, В.А. Васильченко, В.К. Навроцкого, И.А. Панина, Г.С. Загорского, Ю.П. Майорова, и др. разработаны основные положения конструирования и расчета гидропривода, проведен анализ динамики и дано обоснование режимов работы с учетом большинства факторов, влияющих на характер и надежность работы гидросистем машинных агрегатов. Значительный вклад в теорию и практику динамики и надежности приводной техники внесли работы А.И. Беляева, Е.А. Пучина и др. При этом указывается на необходимость рассмотрения в комплексе внутренней и внешней динамики механизма. Вопросами проектирования, расчета и технической эксплуатации грунторазрабатывающих машин и их комплектов занимались И.А. Недорезов, Е.М. Кудрявцев, Э.Н. Кузин, Б.А. Бондарович, В.И. Баловнев и др. Однако в этих работах не ставились задачи анализа взаимодействия скребковых цепей со щебеночным балластом и не изучены вопросы динамики работы приводов щебнеочистительных машин. Специфические особенности режимов нагружения и кинематических связей щебнеочистительных путевых машин предопределяют необходимость проведения дальнейших исследований.
ЦЕЛЬ РАБОТЫ: повышение эффективной мощности и безотказности объемного гидравлического привода на основе системного анализа режимов нагружения и синтеза статодинамических характеристик привода скребковой цепи щебнеочистительных машин.
НАУЧНАЯ НОВИЗНА работы заключается:
- в полученных экспериментально зависимостях энергоёмкости и моментоемкости процесса вырезания щебня от производительности скребковой цепи и коэффициента заполнения межскребкового пространства, и обосновании на стадии проектирования установочной мощности привода, а также в определении методов автоматизации управления режимами работы щебнеочистительной машины;
- в полученных экспериментально корреляционных и спектральных характеристиках режима нагружения привода скребковой цепи и разработке модели формирования сопротивления движению скребковой цепи как случайно-детерминированной функции времени, скорости машины и перемещения скребковой цепи;
- в разработке математической модели динамики объемного дизельги-дромеханического привода скребковой цепи щебнеочистительных машин, учитывающей основные нелинейные зависимости параметров привода, в том числе зависимость момента сопротивления на приводной звездочке от движения машины и перемещения цепи;
- в обосновании структуры привода и в определении рациональных динамических параметров гидрообъемной передачи привода скребковой цепи щебнеочистительной машины, обеспечивающих минимизацию до технически обоснованного уровня коэффициента вариации колебаний давления в гидросистеме при сохранении устойчивости движения рабочего органа; в разработке математической модели расчета безотказности рукавов высокого давления при эксплуатационных режимах нагружения гидрообъёмной передачи, которая может быть использована для определения количества запасных частей, а также для оценки эффективности на стадии проектирования принятых решений по структуре объемного гидропривода скребковой цепи щебнеочистительных машин.
ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ: разработанные в диссертации методики и программное обеспечение позволяют в автоматизированном режиме рассчитывать рациональные статические и динамические параметры, а также безотказность элементов гидропривода скребковой цепи щебнеочистительных машин, что в конечном итоге существенно сокращает сроки проектирования, повышает эффективность, надежность и производительность данной путевой техники. Получен Патент на изобретение № 2235161 «Объемный гидропривод выгребной цепи путевой щебнеочистительной машины».
РЕАЛИЗАЦИЯ РАБОТЫ. Разработанные в диссертации методики и программное обеспечение использованы ПТКБ ЦП филиала ОАО «РЖД» и СКБ КЗ «Ремпутьмаш» филиала ОАО «РЖД» при проектировании путевой машины ЩОМ-1200 и реализовано при сборке данной машины на КЗ «Ремпутьмаш» филиала ОАО «РЖД». Многие методические разработки диссертации легли в основу четырех методических указаний к курсовому и дипломному проектированию для студентов специальностей «Подъемно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование» и «Роботы и робототехнические системы».
АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ И ПУБЛИКАЦИИ. Основные этапы и положения работы докладывались и получили одобрение на научно-практических конференциях «Путевые машины» г. Калуга в 2001 и 2002 годах; на четвертой научно-практической конференции «Безопасность движения поездов», г. Москва, 16-18 апреля 2003 года; на международной научно-практической конференции «Транссибирская магистраль на рубеже XX-XXI веков: Пути повышения эффективности использования перевозочного потенциала», г. Москва, МИИТ, 24-25 апреля 2003 года; на международной научно-практической конференции на тему: «В.Н. Болтинский и развитие автотракторной науки», посвященной 100-летию со дня рождения академика ВАСХНИЛ В.Н. Болтинского, г. Москва, 26-30 января 2004 года; на 7-ой Всероссийской конференции «Подъемно-транспортная техника, внутризаводской транспорт, склады», г. Москва, 26-29 апреля 2004 года; на научно-практической конференции «Инновации в эксплуатации и развитии инфраструктуры железнодорожного транспорта», г. Щербинка, Россия, 24-25 июня 2004 года; на научной конференции и заседании комиссии УМО по ПТМ, посвященной 100-летию со дня рождения профессора Г.П. Ксюнина, г. Новочеркасск, 15-17 сентября 2004 года; на совместном заседании кафедр «Путевые, строительные машины и робототехнические комплексы» и «Машиноведение и сертификация транспортной техники» МГУ ПС (МИИТа), на заседаниях научно-технического совета КЗ «Ремпутьмаш» филиала ОАО «РЖД» в 2003, 2004 и 2005 годах.
По теме диссертации опубликовано 16 работ в изданиях, рекомендованных ВАК Российской Федерации, и 12 в других изданиях, 4 методических указания, получен патент на изобретение.
ОБЪЁМ И СТРУКТУРА РАБОТЫ. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, общих выводов по результатам работы, приложения, списка используемой литературы и содержит 240 страниц, включающих 64 рисунка, 9 таблиц и приложение на 35 страницах.
Технические требования к гидрообъёмному при воду щебнеочистительных машин
Щебнеочистительные машины в основном работают в «окно» с занятием железнодорожного перегона. Поэтому они должны иметь в это время достаточно высокую надёжность, то есть перед выходом на перегон необходимо обеспечить коэффициент готовности близкий к единице, в том числе и гидропривода выгребной цепи. Кроме того, работа в «окно» и случайный характер эксплуатационной нагруженности обуславливают необходимость отнесения гидропривода к весьма тяжелому режиму эксплуатации вне зависимости от полученных коэффициентов и параметров системы, характеризующих данный процесс. Существенное влияние на безотказность работы гидропривода оказывает работа щебнеочистительной машины в сильно запыленных условиях и большой разброс температуры окружающей среды. В тоже время к щебнеочистительным машинам предъявляются жесткие требования по обеспечению высоких производительности, точности и качества выполнения технологических операций при ограниченной мощности силовой установки [42].
Таким образом, разрабатываемые технические требования должны способствовать выбору рациональных структуры и статодинамических параметров гидропривода вращения выгребной цепи с учетом многообразия специфических условий эксплуатации, а в конечном итоге повышению надёжности и производительности современных щебнеочистительных машин.
Гидропривод выгребной скребковой цепи, прежде всего, должен удовлетворять общим требованиям к качеству приводов механических систем:- высокий КПД привода;- высокая надёжность в условиях безрегламентного обслуживания;- агрегатно-модульное построение системы;- минимальные масса и габариты;- безопасность эксплуатации;
Основное требование к качеству привода — это соответствие его выходной характеристике, т.е. зависимости скорости выходного звена привода от сопротивления движению и от управляющих воздействий системы управления, режиму нагружения выгребной цепи. Для обеспечения работоспособности привода и требуемой производительности необходимо, чтобы усилие, создаваемое приводом, было достаточно для преодоления внешних сопро тивлений, сил инерции привода и рабочего органа при заданной скорости движения, что в конечном итоге определяет необходимую выходную мощность гидропривода:
Мпр -расчетный момент привода; Ми - динамический момент сопротивления движению; Мц - момент сопротивления движению выгребной цепи; п - частота вращения выходного звена привода (приводной звёздочки выгребной цепи); [п] - частота вращения приводной звёздочки, определяемая из условия обеспечения заданной производительности. Мс - момент сопротивления движению на валу приводной звёздочки. Это условие определяет необходимую выходную мощность привода: Характеристика гидропривода, т.е. зависимость скорости исполнительного механизма от нагрузки определяется параметрами насоса и гидромотора при соответствующем выборе способа регулирования. Мощность привода при передаче энергии от силового двигателя к исполнительному механизму уменьшается за счет потерь на трение и утечки и определяется по следующим зависимостям: - на исполнительном механизме: Мс2ттпр; - на валу гидромотора: ; - на входе гидромотора: - на выходе насоса: — ; на двигателе привода насоса В приведенных выражениях приняты обозначения: V V" - рабочие объемы мотора и насоса, пн,пм - частоты вращения насоса и мотора, Лм Лм " гидромеханические КПД насоса и мотора, Ло Ло объемные КПД насоса и мотора, Лг Ло " гидравлический и объемный КПД магистралей и аппаратуры распределения и защиты, ip,r]p - передаточное отношение и КПД редуктора, связывающего гидромотор со звёздочкой привода выгребной цепи.
Методика и расчет основных параметров и выходной характеристики гидрообъёмного привода скребковой цепи
Существующие в настоящее время методики расчета параметров гидрообъёмных передач позволяют достаточно точно рассчитывать усреднённые значения характеристик элементов гидрообъёмного привода, однако они не позволяют учесть технические требования к гидроприводам путевых машин, сформулированные автором в (1.2). Вместе с тем, в этих технических требованиях предъявляются довольно жесткие ограничения по стабильности выходной характеристики привода в процессе эксплуатации. В связи с этим возникла необходимость разработки методики расчета параметров и выходной характеристики гидрообъёмного привода выгребной цепи щебнеочисти-тельных машин нового поколения, учитывающей отмеченные ограничения. Расчет параметров и выходных характеристик гидропривода обычно выполняется в несколько этапов: - расчет величины нагрузки и приведенных параметров привода, предварительный подбор основных гидравлических агрегатов и гидроаппаратуры; - проверочный расчет статических и динамических параметров, имитационное моделирование динамических характеристик привода и алгоритма системы управления для оценки качества переходных процессов при движении выгребной цепи; - определение параметров системы управления приводом. Исходные параметры для расчета гидравлического привода (принципиальная гидросхема приведена на рис.2.2) принимаются в соответствие с результатами расчета сопротивлений движению для наиболее тяжелых режимов нагружения и необходимой для обеспечения заданной производительности скорости вращения приводимого гидравлическим приводом механизма движения выгребной цепи (Таблица 2.1): Мф - необходимый момент на выходном звене привода; Пф - требуемая частота вращения выходного звена привода. Для гидропривода с объемной системой регулирования (или нерегулируемого) расчетные значения момента и скорости движения принимаются равными максимальным требуемым (Таблица 2.2): Расчетная частота вращения привода: агрегатов, учитывающий снижение скорости привода при увеличении расхода утечек в результате износа. Предварительная оценка параметров привода выполняется на условиям охлаждения; кв - коэффициент использования привода по времени; рж - плотность рабочей жидкости; Qp = N [р] - расчетный расход рабочей жидкости; Параметры гидравлических линий: Lrc,LrH- длины РВД сливной и напорной линий гидропривода; ЬЖС,ЬЖН- длины жесткого трубопровода сливной и напорной линий; drc,drH - диаметры РВД сливной и напорной линий; (1жс,с1жн - диаметры жесткого трубопровода сливной и напорной линий. Параметры привода насоса: Ne- мощность двигателя привода насоса; пе- номинальная частота вращения вала двигателя; ipK - передаточное отношение раздаточной коробки; пн- частота вращения вала насоса; грк - КПД раздаточной коробки. Исходные данные для определения потерь давления в трубопроводах и на гидравлических аппаратах: Qp- расчетный расход рабочей жидкости; 4QP Re = - - -- - число Рейнольдса, которое определяется для отдельных Tidv участков трубопровода; режим течения жидкости - если Re 2300для жестких трубопроводов, или Re 1600 для РВД, то режим течения жидкости турбулентный, в противном случае - ламинарный; Х- коэффициент потерь давления по длине; при ламинарном режиме течения жидкости для РВД X = 150/Re, для жесткого трубопровода X = 75/Re, при турбулентном режиме A, = zszlr . %е Расчет суммы коэффициентов местных сопротивлений 4 - коэффициенты местных потерь принимаются по таблицам и суммируются по участкам. Потери на гидравлических аппаратах для напорной и сливной линий принимаются по паспортным характеристикам гидравлических аппаратов при расчетном расходе. Основные параметры насоса: VQ - рабочий объем насоса, (для регулируемых насосов - соответствующий расчетному давлению); [Pi?aX]" максимальное рабочее давление по характеристике насоса; г)" - коэффициент подачи (объемный КПД насоса); гн- полный КПД насоса; Лм = Лн. Ло гидромеханический КПД насоса; [пн]- допустимая частота вращения вала насоса в зависимости от условий всасывания. Проверка по допустимой частоте вращения выполнена, если пн±Фн]; QH = VQ nHrQ - расход насоса в расчетном режиме. Основные параметры гидромотора: VQ - рабочий объем гидромотора; z- число гидромоторов, включенных параллельно на привод одного рабочего органа; VQ = VQ Z- суммарный рабочий объем гидромоторов привода; г- гидромеханический КПД гидромотора; Лм- полный КПД гидромотора; TQ - объемный КПД гидромотора; [пм]- номинальная частота вращения гидромотора; nM = —-"По" расчетная частота вращения гидромотора. Vм vo Проверка по допустимой частоте вращения гидромотора - выполнена, если пм [пм]. Параметры редуктора: i = nM п - расчетное передаточное отношение редуктора; ip- принятое расчетное передаточное отношение; Пф = nM/ip - фактическая частота вращения привода; проверка по частоте вращения исполнительного органа - выполнена, если Пф пр; г)р - КПД редуктора. Расчетная нагрузка гидродвигателя определяется расчетным моментом MQ. Л,ГР М0 Mi = - - расчетный момент на валу гидромотора; ірПр 2тгМр Арм = — - перепад давления на гидромоторе. v0 їм Давление в гидросистеме: распределение давления в гидросистеме определяется перепадом давления на гидромоторе Дрм и потерями давления в трубопроводах, на местных сопротивлениях и на гидроаппаратах для напорной Арн и сливной Арс линий. и = н - скорость рабочей жидкости на участке трубопровода; (тесі2 4) ApL = Хрж - потери давления в трубопроводах на отдельных его d 2 участках; ДР = Рж потери на местных сопротивлениях определяются в напорной и сливной линиях; рн = Арн + Дрс + Арм - давление на выходе из насоса; Проверка по давлению выполнена, если рн [р]. Выходные параметры привода: ПФ k3C = - - - коэффициент запаса по частоте вращения; Рм =[р]-АРс -ДРн " наибольший перепад давления на гидромоторе в рабочем режиме; Vм Мм = -"—"- - наибольший момент на валу гидромотора в рабочем ре 2к жиме; Мф = МмірГ)р - наибольший момент привода; Мф кзм = ------ - коэффициент запаса по моменту; М0 Ыф - Мф2л;пф - мощность привода наибольшая; lsTH = ---Ч-У-А - мощность, необходимая для привода насоса; ЛнЛрк гг = у\ - гидравлический КПД привода; LPJ ц - —т_ _ общий КПД привода; NH AN = NHrpK т - потери мощности в гидравлической системе; Лр
Методика обработки экспериментальных данных
На основании измеренных параметров расчетным путем определялись:удельная моментоемкость: т = - - = п „" гДе ip-пере даточное отношение редуктора привода выгребной цепи, rj„ -гидромеханический КПД гидромотора, гр - КПД редуктора. Предварительный анализ экспериментальных режимов нагружения привода скребковой цепи показал, что они имеют случайный нестационарный характер. Изучение такого рода процессов представляет определённые трудности. Обычно в задачах анализа и синтеза механических систем нестационарные процессы с достаточной для практических целей точностью удаётся разбить на условно стационарные участки с эргодическими свойствами случайных функций измеряемых параметров, обрабатывать которые можно с помощью хорошо разработанного аппарата теории вероятностей, основанного на законах распределения случайных величин. Учитывая специфику формирования, нестационарный режим нагружения X(t) привода скребковой цепи может быть представлен в виде ряда локально стационарных процессов с эргодическими свойствами [80, 121]: где: Xi(0 " стационарный процесс і-го вида для Vt; AtT - длительность интервала т; N - число видов локально стационарных процессов; Это позволяет анализировать нестационарные режимы нагружения привода скребковой цепи известными методами теории вероятности и математической статистики. Для анализа режимов нагружения привода скребковой цепи необходим метод, который бы по наиболее характерным режимам нагружения позволил: - рассчитать статистические характеристики режима нагружения; - вскрыть амплитудно-частотную структуру колебаний в режиме на-гружения; - выявить наиболее общие причины возникновения колебаний нагрузки. Достаточно полно этим требованиям отвечает метод спектрального анализа случайных процессов. При известных дискретных значениях процесса х(0 формулы статистических характеристик режима нагружения имеют вид: - математическое ожидание корреляционная функция, характеризующая внутреннюю структуру случайной функции N-»oo N [-і дисперсия, характеризующая разброс значений случайной функции относительно среднего значения - среднеквадратическое отклонение - коэффициент корреляции - коэффициент вариации - спектральная плотность стационарной случайной функции, характе ризующая распределение дисперсии по частотам п — 1,2,3,...- номер локального стационарного участка; At - интервал дискретности; i = l,2,3,...,N. Используемая в экспериментах система измерений параметров режимов нагружения привода выгребной цепи позволяет вести непрерывно запись в течении времени Т=60 с, что дает возможность с достаточной для практических целей точностью анализировать процессы, изменяющиеся с частотой в диапазоне 0.2-120 1/с, и перекрывает возможный диапазон колебаний нагрузок гидрообъёмного привода исполнительного рабочего органа. В некоторых случаях локально стационарные участки имеют короткие реализации. В этом случае возникает необходимость применения корреляционных окон при определении сглаженных спектральных оценок [12, 19]. где W{T) - корреляционное окно. Такое умножение во временной области эквивалентно умножению выборочной оценки спектра на спектральное окно в частотном интервале, т.к. спектральное и корреляционное окна связаны преобразованием Фурье [19]: Корреляционное окно может иметь отличную от прямоугольной форму. В работе [19] приводится корреляционное окно Бартлетта, которое имеет Умножение корреляционной функции на корреляционное окно Барт-летта эквивалентно разделению записи длиной Т на т частей длины Mw =Т/т каждая и построение сглаженной спектральной оценки. Для сглаживания выборочных значений спектра, кроме отмеченных авторами [12, 19], рекомендуются спектральные окна Ханна, Парзена, Тьюки и др. Каждое спектральное окно характеризуется шириной, т.е. расстоянием между первыми нулями с каждой стороны от начала координат. Так, для спектрального окна Бартлетта ширина составляет 2/Mw. Выбирая длину отрезка разбиения Mw, можно регулировать ширину спектрального окна. Принимая Mw небольшим, что соответствует широкому окну, получаем малую дисперсию спектральной оценки. Однако, если ширина окна велика, то происходит сглаживание на большом диапазоне частот, что может привести к некоторому смещению оценки. Поэтому из всего многообразия корреляционных окон для расчета выборочных оценок локальных спектров можно рекомендовать корреляционные окна Тьюки и Парзена. Корреляционное окно Тьюки имеет вид: Так как это окно имеет малую по сравнению с другими ширину, то его можно применять в том случае, когда объём исходных данных незначительный (100-150 точек) и корреляционная функция проявляет тенденцию к затуханию при точках отсечения К=20-30. Корреляционное окно Парзена записывается следующей формулой:
Приложение результатов спектрального анализа режимов нагружения гидрообъёмного привода к мето дике математического моделирования момента сопротивления движению на валу приводной звездочки
Основную сложность при теоретическом исследовании представляет описание и задание нагрузки на исполнительном органе машины, так как её параметры определяются, с одной стороны, физико-механическими свойствами разрабатываемого щебня, а с другой - параметрами привода выгребной скребковой цепи.
В настоящее время отсутствуют расчетные зависимости, которые связывали бы параметры щебеночного балласта и системы привода выгребной скребковой цепи.
Поэтому в каждом конкретном случае приходится решать эту задачу, основываясь на имеющемся экспериментальном материале, при этом корректность полученных результатов определяется, прежде всего, достаточностью этого материала, а также его формой. В этом плане хорошие возможности представляет спектральный анализ давления в гидрообъемной передаче механизма вращения при рабочих режимах и скорости перемещения машины, что при наличии амплитудно-частотной характеристики привода позволяет перейти к моменту сопротивления на рабочем органе. Предположим, что режимы нагружения гидрообъёмного привода находятся в линейной зоне его характеристики, тогда на основе преобразования случайной стационарной функции стационарной линейной системой, связывающей спектральную плотность входа и выхода системы [53], можно записать спектральную плотность момента сопротивления движению на валу приводной звёздочки в следующем виде:Х- амплитудно-частотная характеристика привода выгребной скребковой цепи;VQ -рабочий объём гидромотора.
В качестве исходных данных приняты спектральные плотности давления, представленные на рис. 3.7, 3.11, 3.14, 3.17 и амплитудно-частотная характеристика привода на рис. 4.3. Результаты расчетов по формуле (4.1) показаны на рисунке 4.5.
Спектр момента сопротивления на звездочке выгребной цепи (рис.4.5) в общем случае носит случайный характер, однако, применительно к задаче обеспечения устойчивого движения и стабилизации режима нагружения при неблагоприятной реализации случайной нагрузки в пределах проектных параметров машины, проблема ставится следующим образом: выявить эталонный детерминированный режим, соответствующий номинальным параметрам привода и наиболее неблагоприятный с точки зрения оптимизации его динамических параметров. С расширением диапазона изменения нагрузки, в пределах которого выполняются условия оптимизации, соответственно сужается зона регулирования и наоборот. Поэтому целесообразно ограничить величину момента сопротивления движению на валу приводной звездочки условием обеспечения номинальных параметров гидрообъемного привода.
На основании сказанного и анализа спектров (рис. 4.5) можно моментсопротивления движению на звездочке выгребной цепи аппроксимироватьследующей функцией:вой цепи, приведенные к моменту на звездочке привода; f - частота колебаний вынуждающей нагрузки; z - число зубьев звездочки привода цепи; ф - угол поворота звездочки цепи; rand- случайное число, равномерно распределенное в интервале 0.25-0.5.Значения составляющих момента сопротивления и адекватность полученного выражения (4.2) приводятся в разделе 4.4 данной работы. s гКомпьютерное моделирование нелинейной математической модели объемного дизельгидромеханического привода скребковой цепи. Режим нагружения и соотношение составляющих момента сопротивления движению приняты на основании корреляционно-спектрального анализа результатов экспериментальных исследований. Корректность принятого имитационного режима нагружения определялась по характеру функций спектральной плотности, математическому ожиданию и коэффициенту вариации параметров имитационного и экспериментального процессов.
Математическая модель исследовалась методом численного интегрирования системы дифференциальных уравнений при наложенных ограничениях на параметры. Текст расчетной части программы, включая подпрограммы корреляционно-спектрального анализа, приведен в Приложении 8.
Результаты интегрирования обрабатывались по методике, аналогичной примененной при обработке записей экспериментальных режимов работы привода. На рисунках 4.6.и 4.7. показан режим работы привода при исходных параметрах, на рисунке 4.8 - корреляционная функция, а на рисунке 4.9 -спектральные плотности давления и момента сопротивления движению. В таблице 4.2 приведены результаты статистической обработки режима нагружения привода при исходных параметрах. Сравнение результатов, полученных при исследовании нелинейной математической модели и при обработке экспериментальных осциллограмм, показывает хорошую их сходимость, что выражается в близком совпадении распределения мощности колебаний по частотам и адекватности статистических характеристик натурных и имитационных режимов нагружения привода. Это позволяет использовать разработанную математическую модель для исследования влияния динамических параметров привода на режим нагружения и определения их рациональных значений. 1 \ I II 1 і Iі її J 1 H 4 іыгребной скребковой цепи с потерей устойчивости движения рабочего органа при резком возрастании нагрузки, что также подтверждает адекватность разработанной модели и реальной системы привода выгребного устройства.
Полученные результаты показывают, что гидравлический привод является фильтром для частот выше 3.5-4 Гц. В итоге частоты, генерируемые периодическим вхождением лопаток цепи в забой и взаимодействием звеньев цепи с зубьями приводной звёздочки, в значительной степени сглаживаются гидравлическим приводом. Этому способствует существенное демпфирование колебаний, определяемое относительно низким КПД гидравлического привода. Так, коэффициент вариации давления составляет, по данным таблицы 4.2, 0.082 при коэффициенте вариации момента сопротивления до 1.0, т.е. колебания момента сопротивления сглаживаются более чем в 10 раз. В тоже время, действующий на цепь и редуктор привода среднемаксимальный момент примерно в два раза больше среднего, а пиковые моменты могут более чем в десять раз превосходить средние значения, что необходимо учитывать при прочностных расчетах.
Для улучшения стабилизации режима нагружения привода при низкочастотных периодических возмущениях (0,4 - 3 Гц.) со стороны момента сопротивления движению цепи необходимо изменять собственную частоту привода таким образом, чтобы наиболее мощные составляющие колебаний действовали в зарезонансной по АЧХ зоне. С этой целью варьировались величина емкости гидропневматического аккумулятора в напорной линии при номинальном давлении зарядки и динамический момент инерции дополнительного маховика на входном валу редуктора привода цепи. Т.к. изменение давления в напорной линии в системе с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости приводит к неравномерности вращения вала гидромотора и соответственно, пульсации расхода в линии слива, то для стабилизации давления подпитки насоса в сливную линию при необходимости устанавливается гидропневматический аккумулятор. Емкость аккумуляторов принималась из
