Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса. цель и задачи исследования 19
1.1. Общий обзор работ по динамике рабочих процессов транспортно-технологических машин и фронтальных погрузчиков 19
1.2. Анализ работ по динамике рабочего оборудования фронтальных погрузчиков в элементах технологического цикла 23
1.3. Обзор работ, посвященных исследованию динамики гидроприводов и рекуперации потенциальной энергии рабочего оборудования фронтальных погрузчиков 26
1.4. Выводы по обзору 29
2. Исследование тенденций развития пневмоколесных одноковшовых фронтальных погрузчиков 31
2.1. Характеристика фронтального погрузчика как сложной механической системы 31
2.2. Перспективы развития фронтальных погрузчиков 34
2.3. Коэффициент полезного действия рабочего оборудования фронтальных погрузчиков 39
2.4. Тенденции развития систем управления рабочим оборудованием фронтальных погрузчиков 43
2.5. Общая характеристика параметров размерного ряда пневмоколесных фронтальных погрузчиков с энергосберегающим приводом
2.5.1. Классификация параметров погрузчика 45
2.5.2. Габаритные геометрические и технологические параметры пневмоколесных погрузчиков. Таблицы параметров 47
2.6. Основные параметры фронтальных погрузчиков, закономерности их изменения
2.7. Корреляционные функции габаритных геометрических параметров фронтальных погрузчиков размерного ряда 65
2.8. Выводы 67
3. Методика имитационного моделирования движений погрузочного оборудования фронтального погрузчика . 68
3.1. Декомпозиция рабочего оборудования на отдельные тела 68
3.2. Прямое и обратное преобразование координат 70
3.3. Метод кинематических треугольников при проектировании рабочего оборудования фронтальных погрузчиков 72
3.4. Вращательное движение стрелы 76
3.5. Плоское движение рычага 78
3.6. Движение тяги и ковша 79
3.7. Выводы 82
4. Теория и основные характеристики звеньев машинной системы: двигатель - силовые агрегаты пневмоколесный движитель - шарнирно сочлененная рама 83
4.1. Характеристики двигателя как источника механической энергии фронтального погрузчика 83
4.1.1. Общие сведения о характеристиках двигателей внутреннего сгорания 83
4.1.2. Дифференциальные уравнения дизельного двигателя фронтального погрузчика, частотные характеристики 85
4.1.3. Аналитическая аппроксимация внешних скоростных характеристик двигателей внутреннего сгорания 92
4.1.4. Общие сведения о быстро и длительно протекающих динамических процессах в дизельных двигателях 98
4.1.5. Математическая модель дизельного двигателя, основанная на использовании полиномов Лагранжа 104
4.1.6. Основные параметры двигателей размерного ряда
фронтальных погрузчиков 108
4.2. Силовые агрегаты трансмиссии ПО
4.2.1. Теория расчета выходных параметров гидродинамических передач фронтальных погрузчиков ПО
4.2.2. Основные параметры гидрообъемной трансмиссии фронтальных погрузчиков 119
4.3. Основные положения теории пневматического колеса 122
4.3.1. Общие сведения о теории пневматического колеса 122
4.3.2. Физическая сущность явления грузоподъемности пневматического колеса 123
4.3.3. Расчет параметров пневматических шин для фронтальных погрузчиков 128
4.3.4. Основные закономерности изменения параметров пневматической шины фронтального погрузчика
4.4. Кинематика поворота шарнирно сочлененной рамы 134
4.5. Выводы 140
5. Теория гидравлического рабочего оборудования, гидромеханизмы. динамика и силовые характристики рабочего оборудования 142
5.1. Общие геометрические параметры гидромеханизмов стрелы и ковша в предельных положениях 142
5.2. Аналитическая связь параметров рабочего оборудования 148
5.3. Технологические функции гидроцилиндра стрелы фронтального погрузчика 150
5.4. Основные положения к исследованию динамики длительно протекающих динамических процессов рабочего оборудования 153
5.5. Дифференциальные уравнения движения поршневого исполнительного гидромеханизма фронтального погрузчика 158
5.6. Методика приведения масс рабочего оборудования и массы груза в ковше к поршню гидроцилиндра стрелы фронтального погрузчика 165
5.7. Скорость движения поршня гидроцилиндра стрелы 171
5.8. Методика аналитического решения дифференциального уравнения разгона и торможения рабочего оборудования погрузчика при ступенчатом управлении распределителем 173
5.9. Аналитическое исследование динамики рабочего оборудования при линейном законе управления распределителем 185
5.10. Исследование переходных процессов гидравлического рабочего оборудования супертяжелого погрузчика ПК-75 189
5.11. Математическая модель силовых расчетов механизмов рабочего оборудования 191
5.12. Математическая модель силовых расчетов энергосберегающего рабочего оборудования 199
5.13. Аналитическое исследование кинематических характеристик гидромеханизма подъема стрелы 203
5.14. Математическая модель кинематических и силовых расчетов гидромеханизма поворота ковша 216
5.15. Определение максимальной мощности уравновешивающего цилиндра для размерного ряда фронтальных погрузчиков 221
5.16. Выбор рациональных параметров системы уравновешивания сил тяжести рабочего оборудования погрузчика 222
5.17. Выводы 225
6. Геометрические параметры ковша и рабочего оборудования фронтального погрузчика 227
6.1. Выбор типа ковша 227
6.2. Недостатки официальной методики расчета номинального объема ковша фронтальных погрузчиков 228
6.3. Методика проектирования ковша фронтального погрузчика 231
6.4. Основные параметры ковша размерного ряда фронтальных погрузчиков 234
6.5. Привязка сечения ковша к системе координат 238
6.6. Перспективы развития теории ковша фронтальных погрузчиков..241
6.7. Методика позиционирования и выбора параметров рабочего оборудования традиционных погрузчиков и с энергосберегающим приводом 242
6.8. Методика расчета давлений в гидроцилиндрах стрелы и оценка эффективности снижения давлений энергосберегающим приводом... 254
6.9. Выводы 260
7. Технологическая механика взаимодействия ковша с рабочей средой 261
7.1. Определение сопротивления на затупленной кромке ножа 261
7.2. Этапы взаимодействия ковша погрузчика со штабелем 265
7.3. Расчет секторной площади при заполнении ковша материалом или грунтом 267
7.4. Определение объема пространства под передней стенкой ковша при внедрении в штабель 270
7.5. Аналитический метод расчета сил взаимодействия ковша погрузчика со штабелем 274
7.6. Оценка характеристик прочности грунтов для размерного ряда фронтальных погрузчиков 279
7.7. Исследование физической сущности трения скольжения мелкокусковых сыпучих материалов 290
7.7.1. Трение скольжения пары твердых тел 290
7.7.2. Физическая сущность трения скольжения сыпучего мелкокускового материла по стальной поверхности 293
7.7.3. Прибор для исследования сил трения скольжения мелкокусковых сыпучих материалов
7.7.4. Результаты экспериментальных исследований сил трения скольжения сыпучих материалов 300
7.8. Аналитическое исследование процесса взаимодействия ковша погрузчика со штабелем сыпучего материала 305
7.9. Процесс раздельного зачерпывания ковшом погрузчика сыпучего материала в штабеле 308
7.10. Расчет момента сопротивления при повороте ковша в штабеле .311
7.11. Способ черпания поворотом стрелы фронтальным погрузчиком с энергосберегающим приводом 316
7.12. Рыхление материалов в штабеле зубьями ковша погрузчика 319
7.13. Взаимодействие ковша супертяжелого погрузчика с грунтовым штабелем 322
7.14. Поворот ковша супертяжелого погрузчика в грунтовом штабеле 331
7.15. Выводы 335
8. Динамика транспортных операций погрузчика 337
8.1. Методика аналитического исследования динамических давлений в гидроцилиндрах стрелы при движении погрузчика по неровностям опорной поверхности 337
8.2. Устройство защиты гидропривода фронтального погрузчика при движении по неровностям опорной поверхности 345
8.3. Выводы 348
9. Теория производительности одноковшовых фронтальных погрузчиков 350
9.1. Критерии эффективности фронтальных погрузчиков 350
9.2. Математическая модель технологического процесса фронтального погрузчика и результаты исследования 354
9.3. Результаты аналитических исследований технической производительности фронтальных погрузчиков, адекватные экспериментальным данным 360
9.4. Закономерности изменения основных параметров
размерного ряда одноковшовых фронтальных погрузчиков 363
9.5. Определение характеристик прочности материала путем внедрения передней стенки ковша в штабель 368
9.6. Математическая модель технологического процесса и результаты расчета выходных параметров одноковшовых фронтальных погрузчиков с энергосберегающим приводом 373
9.7. Удельные показатели оценки эффективности одноковшовых фронтальных погрузчиков 379
9.8. Оценка эффективности погрузчиков при помощи энергетического потенциала производительности 384
9.9. Выводы 385
10. Методика определения потребности и стоимости дизельного топлива при выполнении технологических процессов погрузчиков 387
10.1. Методика аналитического расчета частичных скоростных характеристик крутящего момента и часового расхода топлива двигателей внутреннего сгорания 387
10.2. Циклограмма рабочего процесса фронтального погрузчика с энергосберегающим приводом 393
10.3. Экспериментальные исследования, выполненные по научному направлению «Энергосберегающие системы фронтальных погрузчиков» 398
10.4. Методика определения эксплуатационной производительности и расхода топлива погрузчика 403
10.5. Методика определения потребности и стоимости израсходованного дизельного топлива при выполнении погрузочно транспортных работ в карьере 412
10.6. Выводы 418
Результаты работы и выводы 419
Список литературы
- Анализ работ по динамике рабочего оборудования фронтальных погрузчиков в элементах технологического цикла
- Тенденции развития систем управления рабочим оборудованием фронтальных погрузчиков
- Метод кинематических треугольников при проектировании рабочего оборудования фронтальных погрузчиков
- Общие сведения о быстро и длительно протекающих динамических процессах в дизельных двигателях
Введение к работе
Актуальность темы исследования. Важнейшей задачей современного машиностроения является дальнейшее повышение производительности строительных машин на всех операциях строительного производства.
В работе рассматривается класс погрузочно-транспортных машин – одноковшовые фронтальные погрузчики, в которых используются основные достижения науки и техники: пневмоколесные движители, шарнирно сочлененные рамы со следящими системами рулевого управления, гидравлические системы рабочего оборудования привода стрелы и ковша, перекрестные схемы управления ковшом, современные кабины, оснащенные элементами управления и автоматики и многое другое.
Рабочее оборудование фронтальных погрузчиков, обладающее значительными массами, снабженное мощными гидравлическими механизмами, является источником динамических нагрузок.
Технологическими операциями рабочего цикла погрузчика являются: зачерпывание материала в штабеле и копание грунта ковшом, транспортно-грузовой режим движения погрузчика, крановый режим и др. Элементы рабочего цикла погрузчика характеризуются высоким использованием мощности двигателя и повышенным расходом топлива. Процесс зачерпывания материала характеризуется большими динамическими нагрузками и малым временем черпания материала. Недостаточное заполнение ковша материалом приводит к снижению производительности и эффективности погрузчика. Процессы опускания рабочего оборудования и ковша в нижнее положение черпания могут сопровождаться ударами поршня о крышку гидроцилиндра стрелы и являются источником динамических нагрузок.
Поэтому данная работа, посвященная развитию механики взаимодействия ковша погрузчика с разрабатываемой средой, развитию механики транспортно-грузовых режимов, динамики разгона и торможения рабочего оборудования, развитию положений аналитической механики для расчета динамических процессов погрузчика является актуальной.
Степень разработанности темы. Представленная работа является развитием теории и обобщением опыта исследования параметров и механики рабочих процессов одноковшовых фронтальных погрузчиков. В настоящей работе предложена методика математического моделирования и анализа основных геометрических, кинематических и силовых параметров размерного ряда одноковшовых фронтальных погрузчиков. Установлены корреляционные зависимости основных параметров размерного ряда фронтальных погрузчиков от грузоподъемности и эксплуатационной массы, которые позволили создать размерные ряды для параметров ковша, рабочего оборудования, двигателей, пневмоколес, гидроцилиндров, других систем и звеньев погрузчика. В работе используется концепция быстрых и длительно протекающих динамических процессов.
Реализован способ уравновешивания сил тяжести рабочего оборудования погрузчика, который создает энергосберегающий эффект.
Концепция уравновешивания сил тяжести рабочего оборудования основана на понятии уравновешенных сил в теоретической механике. Приложенная к поршню уравновешивающего цилиндра сила давления сжатого воздуха обеспечивает уравновешивание равнодействующей, приведенных к штоку сил тяжести рабочего оборудования и позволяет исключить негативное влияние сил тяжести на процессы подъема и опускания рабочего оборудования погрузчика.
При подъеме рабочего оборудования стреловой машины с энергосберегающим приводом (ЭСП) уравновешенные силы тяжести рабочего оборудования не потребляют мощность двигателя. Погрузчики, снабженные ЭСП, могут иметь «невесомое» рабочее оборудование. Применение системы энергосбережения предполагает следующие возможные направления реализации получаемых результатов. По первому направлению обеспечивается уравновешивание сил тяжести рабочего оборудования (ковша, стрелы, рычагов, гидроцилиндров), исключаются непроизводительные потери мощности двигателя на преодоление гравитационных сил тяжести рабочего оборудования, в результате чего обеспечивается снижение давления в гидроцилиндрах стрелы, происходит увеличение моторесурса двигателя, гидронасосов и возникает экономия топлива. Согласно второму направлению, система энергосбережения является дополнительным источником мощности в системе, которая реализуется на интенсификацию рабочих процессов – увеличивает коэффициент наполнения ковша при черпании материала, что приводит к уменьшению времени рабочего цикла погрузчика и повышению производительности.
Объектом исследования диссертации являются рабочие процессы одноковшовых фронтальных погрузчиков.
Предметом исследования являются закономерности рабочих процессов фронтальных погрузчиков.
Целью исследования является повышение эффективности работы одноковшовых фронтальных погрузчиков на основе совершенствования методики выбора параметров рабочего оборудования и использования принципа уравновешивания сил тяжести рабочего оборудования.
Для достижения поставленной цели, учитывая состояние исследуемого вопроса, в работе решаются следующие основные задачи.
Задачи исследований:
– развитие методики выбора основных конструктивных параметров фронтальных погрузчиков и параметров рабочего оборудования с ЭСП;
– разработка математической модели динамики рабочего оборудования, обладающего свойством позиционирования и следящего выравнивания заданных положений ковша в пространстве, основанной на методе преобразования координат и методе кинематических треугольников;
– развитие теории динамики гидравлического рабочего оборудования на основе аналитического исследования дифференциальных уравнений движения гидравлического рабочего оборудования;
– создание методики силовых расчетов рабочего оборудования погрузчика, основанного на положениях аналитической механики; определение мощности уравновешивающего цилиндра рабочего оборудования;
– развитие методики проектирования ковша фронтального погрузчика; привязка сечения ковша к системе координат ковша;
– развитие механики взаимодействия ковша погрузчика с рабочей средой; создание методики экспериментального определения сил трения скольжения сыпучих материалов по твердой поверхности и сил трения скольжения сыпучего материала при деформации сдвига;
– исследование математической модели динамики транспортно-грузовых режимов работы фронтального погрузчика;
– развитие методики расчета производительности одноковшовых погрузчиков и методики определения потребности и стоимости дизельного топлива при работе фронтальных погрузчиков; оценка эффективности погрузчиков с ЭСП по экономии топлива.
Научная новизна работы заключается в следующем:
– реализован геометрический способ расчета и анализа характеристик звеньев рабочего оборудования погрузчика, разработанный на основе методов кинематических треугольников и преобразования координат;
– разработан метод кинематического анализа гидромеханизма привода стрелы фронтального погрузчика, представляющего собой кривошипно-кулисный механизм с ведущим поршнем, основанный на методах кинематических треугольников и преобразования координат, с использованием предложенной теоремы высот вершин треугольника;
– получены математические модели исследования силовых, кинематических и энергетических характеристик при подъеме и опускании рабочего оборудования погрузчика с ЭСП;
– получили развитие основные положения механики процесса взаимодействия ковша погрузчика с разрабатываемой средой; раскрыта физическая сущность удельного сопротивления копанию материалов и грунтов ковшом погрузчика;
– получены математические модели длительно протекающих динамических процессов двигателя, гидродинамических и гидрообъемных передач на основе интерполяционных многочленов Лагранжа;
– разработана методика аналитического расчета частичных скоростных характеристик крутящего момента и часового расхода топлива двигателя внутреннего сгорания;
– получена динамическая модель и на ее основе исследованы закономерности динамических процессов разгона и торможения рабочего оборудования погрузчика с ЭСП при ступенчатом и линейном законах управления золотником распределителя;
– выполнено исследование динамики затухающих колебаний рабочего оборудования стреловой машины в транспортно–грузовом режиме;
– предложена методика расчета эффективности погрузчика с ЭСП.
Теоретическая значимость работы:
– разработан метод кинематических треугольников для расчета рычажных механизмов рабочего оборудования погрузчиков, основанный на методе преобразования координат с использованием теоремы высот вершин треугольника;
– получена аналитическая модель расчета силы внедрения ковша в штабель в функции глубины внедрения ковша, в которой геометрические параметры ковша связаны с физическими параметрами материала штабеля, при этом математическая модель представляет собой функцию с экстремальным значением силы от угла скольжения по Ш. Кулону, экстремальное значение которого определяется в диссертации численным методом;
– разработаны математические модели расчета сил и давлений в гидроцилиндрах стрелы фронтальных погрузчиков;
– разработана методика определения дополнительной мощности рабочего оборудования фронтального погрузчика с ЭСП;
– получена зависимость, связывающая объем ковша погрузчика с мощностью двигателя для размерного ряда фронтальных погрузчиков;
– разработана методика расчета экономии топлива двигателя фронтального погрузчика с ЭСП;
– установлена физическая сущность удельного сопротивления грунта копанию, которая является удельной энергией процесса копания, затраченной на единицу объема разрабатываемого грунта.
Практическая значимость работы:
– разработана методика выбора параметров энергосберегающего рабочего оборудования пневмоколесных фронтальных погрузчиков;
– разработаны аналитические методы силового и динамического расчетов гидромеханизмов рабочего оборудования при подъеме стрелы и черпании материалов ковшом;
– разработаны размерные ряды параметров ковша, гидроцилиндров, пневматических колес, двигателей, для размерного ряда грузоподъемностей фронтальных погрузчиков;
– разработаны устройства для определения сцепления сыпучих материалов при деформации сдвига;
– разработано устройство защиты гидропривода фронтального погрузчика от возмущающих воздействий при движении по неровной опорной поверхности.
Методология исследования основана на использовании аналитических моделей взаимодействия рабочего органа погрузчика с разрабатываемой средой, использовании единой энергетической теории для определения составляющих элементов времени цикла технологического рабочего процесса. Методология экспериментальных исследований ориентирована на установление физических свойств сил трения сыпучих материала о твердую поверхность и сил трения в массиве сыпучего материала штабеля. Методология исследований содержит условия, создание допущений, гипотез, теорем, которые способствуют раскрытию темы исследования и физической сущности рассматриваемых процессов и явлений.
Методы исследования. Математическое моделирование на основе методов аналитической механики, использующее дифференциальное и интегральное исчисление, дифференциальные уравнения; аналитические методы решения дифференциальных уравнений переходных процессов динамики разгона и торможения гидравлического рабочего оборудования. Исследование статистических параметров размерного ряда фронтальных погрузчиков методом корреляционного анализа параметров технических систем. Исследование сил трения сыпучих материалов о твердую поверхность и сил трения в материале штабеля с использованием современных методов измерения и разработанных приборов.
Положения, выносимые на защиту:
– закономерности изменения и развития основных параметров размерного ряда одноковшовых фронтальных погрузчиков;
– методика создания и проектирования рабочего оборудования фронтальных погрузчиков с ЭСП на основе методов аналитической механики, метода кинематических треугольников, принципа уравновешивания сил тяжести, математических моделей силовых расчетов; энергетических расчетов; расчет экономии топлива;
– методика математического моделирования закономерностей протекания динамических процессов при разгоне и торможении гидравлического рабочего оборудования погрузчика с ЭСП;
– методика математического моделирования технологических процессов взаимодействия ковша с рабочей средой;
– методика аналитического исследования динамики рабочего оборудования при движении фронтального погрузчика по неровностям опорной поверхности;
– методика определения производительности одноковшовых фронтальных погрузчиков, расчет эффективности и экономии топлива двигателя внутреннего сгорания.
Степень достоверности полученных результатов основывается на применении известных положений математики, физики, механики, прикладных наук; корректности принятых допущений; использовании методов аналитической механики и статистической обработки данных; адекватности получаемых результатов экспериментальным данным.
Апробация результатов. Основные положения диссертации доложены и обсуждены на конференциях: международная конференция “Динамика систем, механизмов и машин” (Омск, ОмГТУ, 1995 г.); международная научно-технической конференции «Интерстроймех» (Воронеж, 1998 г.); международная научно-практическая конференция «Природные и интеллектуальные ресурсы Сибири (Сибресурс–5-99)» (Томск, 1999 г.); Всероссийская научно-техническая конференция ОмГТУ (Омск, 2008 г.); V Международный технологический конгресс "Военная техника, вооружение и технологии двойного применения" (Омск, 2009 г.); ежегодные всероссийские научно-технические конференции СибАДИ с международным участием с 1994-2012 г.; VIII mezinrodn vdecko – praktick konference «Dny vdy – 2012», Praha; НТС ООО «СКБДСМ» ЧТЗ-Уралтрак (Челябинск, 2012 г.); ООО «Челябинские строительно-дорожные машины» отдел главного конструктора (Челябинск, 2011-2012 г.г.).
Положения диссертации использованы в научно-исследовательской работе по госбюджетной теме №53 №ТМ-2-92 «Разработка теории и методики расчета энергосберегающих строительных машин»: часть 1 «Разработка алгоритмов и математических моделей проектирования ковша как составной части САПР одноковшового фронтального погрузчика» 1992 г.; часть 2 «Основные положения методики проектирования строительных машин с энергосберегающим гидроприводом» 1993 г.; и по госбюджетной теме № 6.1.1 «Разработка теории и методики расчета энергосберегающих строительных машин» 1994-1996 г.г.
Внедрение результатов: В ЗАО «Челябинские строительно-дорожные машины» г. Челябинск внедрены: методика уравновешивания сил тяжести рабочего оборудования погрузчика; методика определения потребности дизельного топлива при выполнении погрузочно-транспортных работ в карьере; методика проектирования ковша для размерного ряда фронтальных погрузчиков. В ООО Институт Новых Технологий и Автоматизации г. Омск внедрен метод расчета и анализа характеристик рычажных механизмов на основе методов кинематических треугольников и преобразования координат при проектировании шарнирно-рычажных прессов ШЛ-303А, ШЛ-303Б.
Основные идеи работы: создание ЭСП рабочего оборудования погрузчика, обладающего дополнительной мощностью, которая используется в технологических режимах копания грунта, черпания материалов, а также при подъеме стрелы и транспортных операциях, обеспечивает уменьшение времени рабочего цикла и повышение производительности погрузчика.
Публикации. По теме диссертации опубликована 61 печатная работа, в том числе: 15 в изданиях, рекомендованных ВАК РФ; 2 монографии; 7 авторских свидетельств; 14 патентов РФ на изобретения; 23 работы в других изданиях.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, десяти глав, основных выводов и результатов, списка использованных источников из 170 наименований, приложения. Работа имеет объем 448 страниц машинописного текста, 204 рисунка, 74 таблицы, приложение.
Анализ работ по динамике рабочего оборудования фронтальных погрузчиков в элементах технологического цикла
Проанализируем работу фронтального погрузчика с точки зрения формирования нагрузок в элементах гидропривода рабочего оборудования.
При разработке грунта, по данным Н.И. Фисенко [148], черпание материала при помощи механизма подъема стрелы проводить нецелесообразно. Рациональной схемой работы погрузчика считается совмещенный режим поступательного движения погрузчика с поворотом ковша.
При черпании материала в штабеле с приподнятой стрелой динамические нагрузки, возникающие в гидроцилиндрах стрелы, превышают статические давления в 1,5-2 раза [85].
После выглубления ковша с грузом происходит подъем стрелы на некоторую высоту для обеспечения транспортно-грузового режима движения. Золотник гидрораспределителя устанавливают в «нейтральное» положение и запирают полости гидроцилиндра.
При подъеме стрелы в момент установки золотника в «нейтральное» положение появляются дополнительные нагрузки на стрелу и элементы гидропривода, вызванные силами инерции движущихся масс стрелы с грузом. Но из-за того, что скорость движения рабочего органа (стрелы) небольшая (средняя скорость подъема груза 0,4 м/с) и в системе имеются упругие элементы в виде шлангов, превышение давления не достигает опасных величин и обычно составляет 14-15 МПа. Гидронасос после подъема и торможения стрелы разгружен и подает рабочую жидкость под давлением 0,2-0,3 МПа на перепуск по замкнутому кругу циркуляции посредством гидромагистралей. Обе полости гидроцилиндров подъема стрелы, а также гибкие шланги и гидромагистрали, соединяющие гидроцилиндры с гидрораспределителем, оказываются отключенными гидрозолотниками гидрораспределителя от предохранительных устройств гидросистемы. В поршневых полостях при этом поддерживается давление 13-14 МПа, необходимое для удерживания рабочего оборудования с грузом на транспортной высоте. Такая схема на 24 гружения имеет место только до начала движения погрузчика с грузом к объекту разгрузки и характеризуется отсутствием значительных перегрузок в узлах конструкции рабочего оборудования сверх расчетных.
При движении погрузчика нагружение элементов гидросистемы изменяется. Преодолевая на дороге препятствия в виде неровностей рельефа, система «погрузчик-рабочий орган» приходит в колебательное движение, параметры которого зависят от многих факторов (высоты препятствий, скорости погрузчика, характера груза и др.). А так как предохранительные устройства во время транспортного режима отключены гидрозолотником, динамические нагрузки от сил инерции колеблющихся масс (базового трактора и стрелы с грузом) воспринимаются замкнутым объемом гидросистемы (от гидрораспределителя до штоков силовых гидроцилиндров). Как показывают эксперименты и анализ исследований, этот режим является наиболее тяжелым, и динамические нагрузки в гидросистеме могут достигнуть больших величин и превысить в 1,5-2,5 раза статические нагрузки [148, 149].
Из представленной схемы нагружения видно, что осуществить совмещение подъема рабочего оборудования с грузом и движение погрузчика по неровной поверхности при устойчивой работе гидропривода погрузчиков практически невозможно.
По данным Л.Г.Фохта [149], ЧФНАТИ [85], Б.М. Позина ЧТЗ [122] продолжительность транспортно-грузового режима занимает более 50% общего времени цикла, при котором гидромеханизм воспринимает большие динамические нагрузки. По этим же данным совмещение подъема рабочего оборудования с транспортным режимом погрузчика позволит увеличить производительность агрегата на 20-22%.
Следует отметить, что аналогичные явления происходят и при опускании рабочего оборудования в транспортном режиме.
Испытания погрузчиков, проведенные в Амкодоре, ВНИИСтройдормаше [109] показали, что при транспортировании грузов, особенно по неровной поверхности, в гидравлической системе и ее элементах возникают значительные давления, при этом отмечается, что срок службы рукавов высокого давления по пиковому циклу с давлением, превышающим на 25% номинальное рабочее, сокращается вдвое.
С целью уменьшения опасных превышений давления в гидросистеме погрузчиков предусмотрены демпферы, которые гасят дополнительную энергию, возникающую при повышении давления. Однако из-за необоснованного выбора их параметров установка демпферов может не принести желаемых результатов. Более того, при определенных режимах сами демпферы могут стать источниками дополнительных колебаний давлений с большими амплитудами. В настоящее время для снижения динамических нагрузок гидросистемы погрузчиков снабжаются переливными клапанами, конструкции которых призваны обеспечить частичный слив жидкости в бак при превышении давления [67]. При этом необходимо отметить, что работа гидросистемы строительных колесных погрузчиков характеризуется чередующимися возмущениями, поэтому при каждом возмущении стрела с грузом стремится опускаться (часть жидкости сливается в бак через переливной клапан), при этом нагрузки на гидропривод снова возрастают.
Из зарубежной практики известно несколько способов предотвращения забросов давления в гидросистемах погрузчиков и экскаваторов. Одним из них является установка запорных клапанов, которые защищают гидролинии от ударов, но тогда гидроцилиндр, представляя жестко замкнутую полость, работает с перенапряжением, опасным в первую очередь для уплотнений. Жесткая передача инерционных нагрузок может также вызвать перегрузку механизмов навесного оборудования. По эти причинам указанные клапаны не получили широкого распространения.
Исследование кафедры «Подъемно-транспортные тяговые машины и гидропривод» СибАДИ [3, 84] показывают положительное влияние пневмогидроак-кумуляторов (ПГА) на транспортно грузовых режимах при установке их в гидроприводах строительных и дорожных машин [142].
Установка ПГА в гидросистему любой машины и, в частности, на фронтальный погрузчик должна сопровождаться выбором необходимых параметров стабилизирующего устройства, чтобы обеспечить гашение, демпфирование колебаний давления в гидроприводе и улучшить быстродействие.
Тенденции развития систем управления рабочим оборудованием фронтальных погрузчиков
Управление стрелой и ковшом погрузчика осуществляется при помощи объемного гидропривода, который обеспечивает ковшу при неподвижном тягаче две степени подвижности. Уникальность рабочего оборудования погрузчика заключается в обеспечении при подъеме стрелы поступательного криволинейного движения ковша (выравнивание ковша) при помощи простой механической рычажной передачи. Основными тенденциями развития систем управления погрузчиков являются: повышение рабочего давления, обеспечивающего снижение металлоемкости, легкости включения и выключения действия системы в начале и конце процессов; применение автоматически действующих систем при завершении операций; использование предохранительных устройств, предотвращающих разрушение системы при перегрузке. Повышение надежности гидросистем обеспечивается улучшением качества очистки рабочей жидкости. Колесные фронтальные погрузчики наряду с гидросистемами подъема стрелы и поворота ковша имеют гидросистемы рулевого управления, которые могут функционировать одновременно или последовательно в любом сочетании. Поэтому гидросистемы рулевого управления выполняются автономными, не связанными с гидросистемой рабочего оборудования.
Гидросистема управления рабочим оборудованием для легких и средних погрузчиков показана на рисунке 2.7.
На рисунке 2.8 представлена система управления навесным рабочим оборудованием тяжелых погрузчиков. В системе используется сервомеханизм управления исполнительным золотником
Оператор воздействует на золотники 1, 2, управляющие основными распределителями 3, 4. Золотник 1 имеет три позиции, обеспечивающие нейтральное положение, поворот ковша на зачерпывание и разгрузку.
Золотник 2 имеет четыре позиции, соответствующие нейтрали, подъему, опусканию стрелы и плавающему положению. При перемещении вправо или влево золотника 1 давление рабочей жидкости подается к торцам золотника 4 (левому или правому) исполнительного распределителя, который перемещается и соединяет с линиями нагнетания и слива соответствующие полости гидроцилиндра 6 поворота ковша. Аналогично работает золотник 2. Так, при включении золотника 2 золотник 3 исполнительного распределителя осуществляет подъем или опускание стрелы гидроцилиндрами 5, 14. Золотники распределителей 1, 2 и 3, 4 в нейтральном положении удерживаются пружинами. Плавающее положение полезно погрузчикам при выполнении бульдозерных работ по планировке площадок и в других случаях. Плавающее положение достигается одновременным соединением поршневых и штоковых полостей гидроцилиндров стрелы со сливом с помощью дополнительного распределителя 7. В гидросистеме погрузчика имеются два насоса: насос 9 используется для привода рабочего оборудования, насос 10 - для рулевого управления. Защиту гидросистемы обеспечивают предохранительные клапаны 11, 12, фильтр 13. Гидросистема подъема стрелы (рисунок 2.8) содержит уравновешивающий цилиндр 14, поршневая полость которого соединена с газовым баллоном 15, заряженным давлением более 10 МПа. Энергосберегающая дополнительная система 14 - 15 является автоматически действующей.
Параметры назначения (технологические): номинальная грузоподъемность Qn (т), номинальный объем основного ковша Vr (м3); высота погрузки НП (м), эксплуатационная масса тэ (т), величина уступа zycT, используемая для проектирования гидромеханизма подъема стрелы (мм); скорости подъема стрелы, опускания стрелы, поворота ковша, опрокидывания ковша (м/с) и др. Геометрические параметры [габаритные размеры (м)]: Lr — габаритная длина погрузчика для ковша внизу; НГ - габаритная высота по верху кабины; Вг - габаритная ширина; L - база погрузчика; Вкол - ширина колеи. Углы ковша в разных положениях стрелы и углы погрузчика: угол ковша внизу на уступе; угол ковша в положении начала копания; угол ковша, запрокинутого после зачерпывания; угол ковша в транспортном положении и т.д.; а - угол въезда; Р -угол съезда, углы продольной и боковой устойчивости.
Силовые параметры погрузчика (кН): максимальная горизонтальная напорная сила по сцеплению Р\тах =Гф; вырывное (поворотное) усилие ковша на режущей кромке; -Ргтах усилие на режущей кромке ковша при вывешивании заднего моста; q д - удельная напорная сила на единицу ширины ковша, кН/м.
Мощностные (энергетические) параметры (кВт): Ne — мощность двигателя; N г по мощность, потребляемая гидроприводом рабочего оборудования; Npy -мощность, расходуемая гидроприводом рулевого управления.
Метод кинематических треугольников при проектировании рабочего оборудования фронтальных погрузчиков
Гидротрансформаторы выполняются непрозрачными и прозрачными. Непрозрачные гидротрансформаторы полностью защищают двигатель от внешних нагрузок (см. рисунок 4.13,а). У непрозрачных гидротрансформаторов режим работы двигателя не меняется и зависит только от заданного положения рейки топливного насоса. Прозрачные гидротрансформаторы обеспечивают частичную зависимость двигателя от внешних сопротивлений, при этом улучшается топливная
115 экономичность двигателя. Чтобы повысить КПД на холостом ходу, когда частота вращения турбинного колеса по значению близка к частоте вращения насосного колеса, гидротрансформатор переводят на режим работы гидромуфты. С увеличением частоты вращения турбинного колеса уменьшается угол атаки струи жидкости на его лопатках, а вместе с тем и угол входа струи. При этом поток жидкости, отбрасываемый лопатками турбинного колеса, начинает ударяться в лопатки реактора с противоположной стороны, отчего колесо реактора стремится к вращению в одну сторону с рабочими колесами (см. рисунок 4.12,6). Тогда муфта свободного хода автоматически расклинивается и гидротрансформатор начинает работать в режиме гидромуфты с КПД, равным 0,95 -f- 0,97. Гидротрансформаторы, которые могут работать в режиме гидромуфты, называются комплексными [13, 147].
Характеристика гидротрансформатора в основном определяется зависимостями = /(0;л = Л0; =/(і), (4.40) где Xi - безразмерный коэффициент момента, Х{ = гЦ- здесь р - объемная масса рабочей жидкости в гидротрансформаторе (при 90 С р« 830- -850 кг/м ); D - активный диаметр рабочей полости гидротрансформатора (см. рисунок 4.12). Функции K(i), r](z), A,j(/) удобно задавать в виде таблиц узловых точек с использованием полиномов Лагранжа:
Приведенные параметры являются безразмерными характеристиками (см. рисунок 4.13). Они показывают изменение коэффициентов момента А,15 трансформации К и КПД г), откладываемых по оси ординат в зависимости от изменения передаточного отношения і на входе лопаток турбинного колеса, откладываемого по оси абсцисс. При построении безразмерных характеристик момент М\ = Ме заменяют коэффициентом \х. Отношение максимального значения Aq к значению A,j при К=\ определяет степень прозрачности гидротрансформатора:
При П 2 гидротрансформатор относят к прозрачным, а при П = 1 ч-1,2 - к непрозрачным. Как видно из рисунка 4.13,д, значение коэффициента А, і примерно постоянно у непрозрачного гидротрансформатора и переменно у прозрачного в зависимости от изменения і передаточного отношения (см. рисунок 4.13,6). У обоих гидротрансформаторов КПД резко повышается с увеличением передаточного отношения. Нагрузочные свойства гидротрансформатора характеризуются значениями коэффициента входного момента (рисунок 4.14): Х\тах -максимального (при Здесь ім соответствует передаточному отношению, при котором гидротрансформатор переходит на режим работы гидромуфты. Обычно преобразующие свойства гидротрансформатора характеризуются передаточными отношениями
Поскольку КПД гидротрансформатора изменяется в больших пределах, то очень важно, чтобы в рабочей зоне (при / = 0,4 ч- 0,85) он был наибольшим. В начале рабочей зоны /« 80% и в конце г « 85%, т.е. в начале перехода гидротрансформатора на режим работы гидромуфты (точка С, см. рисунок 4.14). Переход гидротрансформатора на режим работы гидромуфты осуществляется свободно или принудительно блокировкой турбинного колеса 5 (см. рисунок 4.12) и насосного колеса 7 с помощью специальной фрикционной дисковой муфты.
С увеличением частоты вращения турбинного колеса до частоты вращения насосного колеса рычажная передача, действующая от центробежного регулятора, включает муфту сцепления. При применении двух колес реактора их устанавливают на отдельных муфтах свободного хода и с лопатками, расположенными под разными углами. В результате удается улучшить преобразующие свойства гидро 118 трансформатора, т.е. углы атаки при малых передаточных отношениях (і = 0 -ь 0,5) , и осуществить переход с режима работы гидротрансформатора на режим работы гидромуфты при КПД г«87ч-88% (точка D, см. рисунок 4.14) , т.е. избежать провала кривой КПД в точке С (см. пунктирную кривую). Таким образом, удлиняется рабочая зона значений КПД и уменьшается число диапазонов в коробке передач.
На погрузчиках применяют большей частью непрозрачные гидротрансформаторы без принудительной блокировки турбинного и насосного колес и чаще с одним реактором, т.е. более простой конструкции, т.к. транспортный режим работы у погрузчиков не является решающим, как у автомобилей.
При частых маневрированиях фронтального погрузчика на рабочей площадке и малых скоростях движения применение упрощенных конструкций гидротрансформаторов вполне оправдано.
При разработке четырехколесного трансформатора с двумя реакторами использован прототип гидротрансформатора ЛГ-340 (см. рисунок 1.4). Характеристика четырехколесного гидротрансформатора:
У него исключают дисковую фрикционную муфту, предназначенную для принудительной блокировки от центробежного регулятора насосного и турбинного колес, чтобы повысить КПД гидротрансформатора на холостом ходу (при і = 0 ч- 0,5). Вал гидротрансформатора центрируют с валом двигателя. Насосное колесо соединяют с маховиком через пальцы с резиновыми втулками, как у обычных втулочно-пальцевых муфт. Возможны и другие приемы соединения указанных деталей. Для предотвращения кавитации потока жидкости в круг циркуляции гидротрансформатора для подпитки подается жидкость при помощи шестеренного гидронасоса.
Создаваемый подпор давления в круге циркуляции зависит от размеров гидротрансформатора. Например, у гидротрансформатора ЛГ-340 он составляет 0,35- 0,45 МПа, а расход рабочей жидкости - 30 л/мин. Для охлаждения жидкости применяют отдельный гидронасос, с помощью которого создается циркуляция жидкости через охлаждающий радиатор. Оба насоса чаще всего встраивают в гидротрансформатор и приводят в движение от насосного колеса гидротрансформатора, т.е. непосредственно от двигателя.
Одной из тенденций развития конструкций погрузчиков является широкое использование гидрообъемных трансмиссий, что обеспечивает возможность автоматизации рабочего процесса, свободу компоновки, облегчение управления и повышение маневренности (см. рисунок 1.5) [13, 18, 130].
Основными элементами объемной гидротрансмиссии погрузчика являются: 1 - двигатель; 2 - редуктор отбора мощности; 3 - гидронасос; 4 - гидронасосы рулевого управления и рабочего оборудования; 5 - карданная передача; 6 - гидромотор привода ведущих мостов; 7 - ступичные редукторы.
Общие сведения о быстро и длительно протекающих динамических процессах в дизельных двигателях
Можно предложить более простое решение задачи кинематики механизма управления ковшом, основанное на теореме высоты треугольника [49].
Покажем способ определения плеч h5, h5_6 и h6 механизма ковша, которые являются высотами вершин кинематических треугольников. Плечо h5 является вершиной кинематического треугольника, образованного точками 3.10, 4.6, 5.3, и соответствует вершине 4.6. Плечо h5_6 соответствует вершине 4.6 треугольника, образованного точками 4.6, 5.4, 7.3. Высота h6 соответствует вершине 7.1 треугольника, образованного точками 5.4, 7.1, 7.3.
Для определения плеч h5, h5_6 и h6 применим теорему квадрата высоты треугольника: квадрат высоты вершины треугольника равен разности квадратов гипотенузы и катета; гипотенуза равна произведению двух сторон, образующих вершину, поделенному на основание; катет равен сумме квадратов сторон, образующих вершину, минус квадрат основания, поделенные на удвоенное основание [40].
При моделировании движения и позиционировании рабочего оборудования по алгоритму, рассмотренному в подразделе 5.1, определяются координаты точек рабочего оборудования и длины сторон треугольников. Эти данные позволяют решить поставленную задачу без вычисления углов и без использования других известных теорем.
Мощность уравновешивающего цилиндра и ее доля от номинальной мощности двигателя Марка погрузчика Давление в уравновешивающем цилиндре р,МПа Диаметр уравновешивающего цилиндра Дм Скорость поршня уравновешивающего цилиндра К,м/с Сила, развиваемая уравновешивающим цилиндром 7/,Н Максимальная мощность урав-но-вешиваю-щего цилиндра, приведенная к валу двигателя, КВт Мощность двигателя, кВт Доля мощности уравновешивающего цилиндра от номи-альной мошностидвигателя%
Система уравновешивания рабочего оборудования принципиально отличается от системы рекуперации потенциальной энергии, содержащей пневмогидро-аккумулятор для аккумулирования энергии масла под давлением. Давление в пневмогидроаккумуляторе может изменяться в 7 раз и более по сравнению с давлением начальной зарядки. Серийные пневмогидроаккумуляторы имеют номинальное давление 32 МПа, давление зарядки 20 МПа [128]. Предлагаемая система уравновешивания может работать практически при постоянном давлении в газовом баллоне при подъеме и опускании стрелы на полную высоту.
С целью минимизации изменения давления в газовом баллоне и повышения эффективности системы уравновешивания необходимо подобрать рациональные геометрические параметры газового баллона.
Степень изменения давления в газовом баллоне можно определять по формуле [14] где ртах, pmin - давление в газовом баллоне: р=ртах при нижнем опущенном положении стрелы и p=pmin при поднятом положении стрелы; УГБ — объем газового баллона; Ууц - рабочий объем уравновешивающего цилиндра; п - показатель политропы сжатия, расширения газа (воздуха), п= 1,3.
Определим по формуле (5.171) степень изменения давления в газовом баллоне, соединенном с уравновешивающим цилиндром, имеющим рабочий объем УУц=7,85 л для погрузчика ПК-4 при разных объемах газового баллона УГБ- 8,
Для решения задачи уравновешивания рабочего оборудования погрузчика необходимо разработать условия уравновешивания. При решении подобной задачи в лифтах [107] принимают, что сила тяжести уравновешивающего груза (противовеса) уравновешивает вес лифтовой кабины и половину полезного вероятного груза. Учитывая, что в данной диссертации задача уравновешивания рабочего оборудования погрузчика решается впервые и отсутствует опыт реальной эксплуатации таких систем, ставится задача уравновешивания сил тяжести рабочего оборудования погрузчика из условия свободного опускания рабочего оборудования с порожним ковшом.
