Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследований в области эксплуатационной надежности гидро цилиндров одноковшовых строительных экскаваторов .
1.1. Конструктивно-технологические особенности деталей гидроцилиндров рабочего оборудования строительных экскаваторов
1.2. Анализ влияния повреждений основных деталей гидроцилиндров на их герметичность 13
1.3. Анализ исследований количественной оценки дефектов и повреждений деталей гидроцилиндров.. 23
1.4. Анализ и выбор критериев предельного состояния гидроцилиндров экскаваторов 29
2. Экспериментальные исследования повреждений и отказов деталей гидроцилиндров рабочего оборудования экскаваторов в условиях эксплуатации .
2.1. Исследование факторов, влияющих на изменение работоспособности гидроцилиндров в процессе эксплуатации 35
2.2. Исследование отказов гидроцилиндров вследствие предельного изгиба штоков 49
2.3. Исследование факторов, влияющих на выход из строя уплотнителей гидроцилиндров 59
3. Исследование влияния повреждений основных деталей гидроцилиндров на их герметичность и нагрузочную способность .
3.1.Анализ нарушения геометрических характеристик гидроцилиндра при накоплении повреждений в его основных деталях 68
3.2. Определение предельных параметров технического состояния деталей гидроцилиндров по их нагрузочной способности
3.3.Исследование влияния износа центрирующих деталей гидроцилиндров на контактное давление уплотнителей
3.4.Исследование влияния повреждений деталей уплот-нительного узла на герметизирующую способность уплотнителя
4. Экспериментальные исследования работоспособности основных деталей гидроцилиндров и способы повышения их надежности .
4.1.Моделирование процесса изменения герметичности уплотнительных узлов при наличии повреждений штока и направляющей втулки
4.2. Исследование процесса повреждений уплотнителей ттс и прогнозирование их технического состояния
4.3.Разработка средств для определения технического состояния деталей гидроцилиндров безразборным способом 132
4.4.Разработка средств для определения технического состояния и ремонта гидроцилиндров на ремонтно-эксплуатационных базах 139
5. Расчет экономической эффективности внедрения результатов исследования .
5.1.Расчет экономической эффективности от использования методики определения технического состояния гидроцилиндров и средств диагностирования 149
5.2.Расчет оптимальной периодичности ремонта и замены деталей гидроцилиндров ТЦТ
5.З.Расчет годовой экономической эффективности от использования устройства для правки штоков гидроцилиндров 155
Общие выводы и результаты исследования 160
Литература 164
Приложения 175
- Анализ влияния повреждений основных деталей гидроцилиндров на их герметичность
- Исследование отказов гидроцилиндров вследствие предельного изгиба штоков
- Определение предельных параметров технического состояния деталей гидроцилиндров по их нагрузочной способности
- Исследование процесса повреждений уплотнителей ттс и прогнозирование их технического состояния
Введение к работе
Решениями ХХУI съезда КПСС в области промышленности и строительства, наряду с увеличением единичных мощностей строительных и дорожных машин, предусмотрено дальнейшее повышение эффективности их эксплуатации. Эффективность эксплуатации машин зависит от продолжительности вынужденных простоев при внезапных отказах и при проведении технических обслуживании и ремонтов. Снижение простоев обеспечивается за счет применения надежных средств и методов определения технического состояниям также методов прогнозирования ресурса агрегатов. Опыт эксплуатации одноковшовых гидравлических экскаваторов показал, что одним из наименее надежных гидравлических агрегатов являются гидроцилиндры рабочего оборудования. Около 40$ отказов агрегатов гидросистемы приходится на эти гидроцилиндры. Это свидетельствует о недостаточной эксплуатационной надежности гидроцилиндров.
Отсутствие методов прогнозирования работоспособности гидроцилиндров по техническому состоянию основных деталей (што -ков, направляющих втулок, поршней и гильз) приводит к тому,что замена уплотнителей зачастую не улучшает технического состоя -ния гидроцилиндра. Отсутствие норм предельного состояния па -раметров основных деталей и отсутствие средств определения их технического состояния приводит к неправильной оценке периодичности ремонта и замены деталей гидроцилиндров, что значительно снижает эффективность эксплуатации гидравлических экскаваторов. Эффективность эксплуатации экскаваторов во многом зависит от оснащенности ремонтно-эксплуатационных баз средствами для проведения технических обслуживании и ремонтов гидроцилиндров рабочего оборудования.
Настоящая работа посвящена исследованию влияния эксплуатационных повреждений на техническое состояние основных деталей и на работоспособность гидроцилиндров в целом.
Целью настоящей работы является увеличение ресурса гидроцилиндров рабочего оборудования одноковшовых экскаваторов.
Для достижения указанной цели необходимо было решить следующие задачи: на основании анализа интенсивности накопления повреждений выявить детали и определить их параметры, лимитирующие работоспособность гидроцилиндров; разработать методику и математическую модель предельного состояния гидроцилиндра по нагрузочной способности в зависимости от технического состояния основных деталей; разработать методику прогнозирования ресурса гидроцилиндров по герметизирующей способности; разработать средства для безразборного диагностирования гидроцилиндров.
Анализ влияния повреждений основных деталей гидроцилиндров на их герметичность
В процессе эксплуатации на гидравлический привод одноковшовых строительных экскаваторов оказывает влияние ряд нежелатель ных факторов, что приводит к отклонению качественных показателей привода, снижению эффективности эксплуатации экскаватора в целом. Одним из наиболее нагруженных агрегатов гидропривода являются гидроцилиндры рабочего оборудования. Кроме того штоки гидроцилиндров, имея большую длину хода и периодически взаимодействуя своей рабочей поверхностью с внешней средой, подвергаются повреждениям и способствуют проникновению загрязнений внутрь цилиндра. Учитывая эти обстоятельства можно считать, что на работоспособность гидроцилиндров одновременно оказывают влияние следующие основные факторы: 1. Природно-климатические: температура и влажность окружающей среды, атмосферное давление, прочность разрабатываемого грунта, запыленность воздуха. 2. Нагрузочный режим: давление рабочей жидкости, скорость перемещения штока, количество циклов нагружения. 3. Состояние рабочей жидкости: загрязненность, вязкость , химический состав, теплопроводность, смазывающие свойства. 4. Квалификация машиниста. 5. Оснащенность ремонтно-эксплуатационных баз оборудованием для проведения технических обслуживании и ремонтов.
Гидравлические одноковшовые строительные экскаваторы эксплуатируются в широком диапазоне природно-климатических уело -вий: при температуре от -40С до +40С, относительной влажности от 20$ до 100$, атмосферном давлении от 532-10 до I05-I03 Па и запыленности воздуха до 3 г/и3. Эксплуатация экскаваторов производится на грунтах І...ІУ групп (Гост 17343-71) и на предварительно разрыхленных скальных и мерзлых грунтах І...УІ групп.
Из приведенных факторов, большое влияние на работоспособ і ность экскаваторов оказывает в частности запыленность воздуха . Как указывал Ю.Н. Федотов /97/ элементы гидроцилиндров рабочего оборудования строительных экскаваторов подвергаются воздействию пыли в наибольшей степени. Основная доля загрязнений вносится в гидросистему после осаждения их на штоках гидроцилиндров.
В работах А.З.Афлятонова, Торопова /21,92/ отмечается, что содержание механических примесей в рабочей жидкости гидросистем строительных экскаваторов в процессе эксплуатации достигает до 56$ по массе, что в II раз превышает допустимую норму по ГОСТу 6370-59. Исследованиями кафедры СЦЩиО ЛИСИ установлено,что среднестатистический процент механических примесей в рабочей жидкости составляет 0,04$. Эта величина колеблется в значительных пределах и в ряде случаев может достигать в гидроцилиндрах О,5...О,7%, что значительно превышает общий уровень загрязнен -ности рабочих жидкостей гидросистем /47/. Размеры частиц загрязнений определяются тонкостью фильтрации. Из данных Л.А.Кондакова /52/ следует, что частицы размером до 75 мкм присутствуют в рабочей жидкости при тонкости фильтрации 30...50 мкм, а при тон -кости фильтрации 8...15 мкм, были обнаружены частицы размерами до 25 мкм. Установлено /67/, что число частиц загрязнений и их концентрация стремятся к некоторому пределу. Изменение загрязненности гидросистемы при эксплуатации происходит по экспоненте,асимптотически приближаясь к предельному значению.
Стабилизация концентрации загрязнений наступает через 1500... 2000 моточасов. Очевидно это происходит в результате частичной замены рабочей жидкости в процессе эксплуатации. Полная замена рабочей жидкости, как правило, производится или при сезонном техническом обслуживании, или при ремонте, хотя в указаниях по организации и проведению технического обслуживания и ремонта дорож ных машин /93/ рекомендуется проводить полную замену рабочей жидкости при техническом обслуживании №2 через 240 часов работы экскаваторов 3-й и 4-й размерных групп. Содержание механических примесей в рабочей жидкости сокращает срок службы гидроагрегатов в 3...I2 раз /47/. В работах /21,47,92/ исследования связаны с повышением эффективности очистки рабочей жидкости гидросис -тем. Данными исследованиями установлено, что около 70% наблюдаемых неисправностей в гидравлическом приводе строительных машин вызвано присутствием в рабочих жидкостях механических примесей .
Значительная часть механических примесей попадает в гидроцилиндры через уплотнители, тем самым вызывая абразивный износ, как самих уплотнителей, так и направляющих втулок, штоков, поршней и гильз цилиндров. В результате того, что при работе гидроцилиндра не происходит полного вытеснения рабочей жидкости из штоковой и поршневой полостей, часть загрязнений остается в цилиндре, постепенно накапливаясь в полостях. Кроме того загряз -нения могут осаждаться на внутренних неподвижных частях гидро -цилиндра вследствие незначительной скорости перемещения рабочей жидкости. Следовательно устройства, применяемые в настоящее время для очистки рабочей жидкости не могут обеспечить эффективного удаления загрязнений из гидроцилиндров.
Исследование отказов гидроцилиндров вследствие предельного изгиба штоков
Было установлено, что деформация штоков гидроцилиндров возникает только в плоскости установки гидроцилиндра на рабочем оборудовании экскаваторов. Потеря устойчивости гидроцилиндра как правило возникает в крайнем выдвинутом положении штока при максимальной его нагруженности. Этому способствует наличие повреж-дений:износа центрирующих деталей и подшипников проушин.Интенсивность нарастания прогибов указывает на усталостный характер деформаций, а полученная функция изогнутой оси штоков свидетельствует о том, что накопление деформаций происходит в крайне выдвинутом положении штоков. Кроме того прогиб штока вызывает перекос поршня, который при движении может нанести задиры на зер кале гильзы цилиндра и вывести тем самым из строя весь гидроцилиндр. В эксплуатации наблюдались случаи заклинивания поршня в гильзе цилиндра в крайнем положении штока при втягивании. Это происходит в результате перекоса поршня, причем величина угла перекоса зависит от величины прогиба штока и формы изогнутости его оси. Прогиб штока достигает некоторой предельной величины, превышение которой приводит к заклиниванию поршня. Очевидно заклинивание представляет собой явление схватывания материалов поршня и гильзы цилиндра /57/. Схватывание сопровождается образованием молекулярных связей и, следовательно, прочных соединений сопря -женных поверхностей на участках контакта.
При схватывании неизбежна пластическая деформация поверхностных слоев металлов и вследствие этого их упрочнение. Поэтому разрушение молекулярных связей, происходящее по наименее прочной поверхности, как правило, сопровождается вырывом частиц металла одной из деталей. Такие частицы имеют твердость большую чем материал сопряженных деталей. При относительном перемещении деталей частицы материала попадают в зазоры, образуют повреждения на поверхностях и вызывают увеличение сопротивления перемещению штока. Сцепление деталей достигает такой величины, что разобрать гидроцилиндр становится невозможно. Выдвижение штока при схватывании может привести к разрушению хромового покрытия гильзы цилиндра и образованию задиров.
Схватывание развивается в две стадии. Первая стадия представляет собой поверхностное разрушение. Она определяется физическими свойствами материалов, в первую очередь-деформируемой поверхности поршня, а также природой граничных и смазочных слоев.Вторая стадия характеризуется процессами, развивающимися в более глубоких слоях материала. Она завершается пластическим течением, охватывающим макроскопические, т.е. несоизмеримые с размерами микронеровностей, объемы приповерхностного слоя /57/.
Возможность возникновения макроилаетического течения зависит главным образом от склонности материала к деформационному упрочнению и шероховатости поверхности.
При ислледовании возможности возникновения схватывания материала поршня с поверхностью гильзы цилиндра были сняты профилог-раммы поршней с помощью профилографа-профилометра 201. Для снятия профиля поверхности поршней применялся метод слепков С ПО -мощью самотвердеющей пластмассы на основе акриловых полимеров протакрила.
На рис.2.II представлена типовая профилограмма поверхности поршня гидроцилиндра рукояти экскаватора Э0-4121А. Для обработки профилограммы необходимо определить параметры Во и "р , характеризующие опорную кривую профиля. Для определения параметров микрогеометрии поверхности необходимо установить соответствие между реальной поверхностью и ее расчетной моделью. Для этого можно воспользоваться методикой Н.Б.Демкина /36/. Модель и реальная поверхность считается адекватными, если у них совпадают опорные кривые профиля. Относительная опорная длина профиля Ьр на уровне Р сечения профиля, выражается в процентах от базовой длины. Уровень Р откладывается от линии выступов и выражается в свою очередь в процентах от максимальной высоты профиля Итак» Величина tp определяется по зависимости
Определение предельных параметров технического состояния деталей гидроцилиндров по их нагрузочной способности
Для оценки параметров нагрузочной способности гидроцилиндра необходимо установить влияние их на предельное состояние гидроцилиндра. В качестве таких параметров можно принять износ центрирующих деталей, изгиб штока и износ подшипников проушин. Для определения предельного состояния этих деталей необходимо провести анализ устойчивости и прочности гидроцилиндра с учетом всех действующих на него нагрузок. Гидроцилиндр можно рассматривать как шарнирно опертый стержень со скачкообразно изменяющимся сечением, имеющий начальный прогиб н На него действует про -дольная сила Р , создаваемая давлением рабочей жидкости. Продольная сила Р приложена внецентренно в опорах проушин штока и гильзы цилиндра (рис.3.4). Эксцентриситет Є приложения силы Я зависит от зазоров в подшипниках и условий действия сил. Величину можно определить из условия равновесия сил в опоре: где во - эксцентриситет центра опоры цилиндра относительно его оси, обусловленный зазором в подшипнике; Ъ - радиус опоры гидроцилиндра; J41 - коэффициент трения в опоре скольжения, Aff =0,2; /? - реакция от поперечной силы Q . Изгиб гидроцилиндра происходит как правило в плоскости ХОУ действия сил тяжести. Под действием приложенных сил возникает дополнительный прогибу У .Тогда суммарный прогиб У= н + дУ Изгибающий момент в поперечном сечении с максимальным прогибом от действия силы Р будет равен / /м= .Так как изогнутый гидроцилиндр в первом приближении имеет форму синусоиды, начальную форму оси гидроцилиндра можно задать уравнением
Так как гидроцилиндр состоит из двух частей с жесткостью EiOfVi Ez% можно составить систему двух дифференциальных уравнений второго порядка для левой и правой частей отдельно (рис.3.4) 2. P 2 P Предварительно введем обозначения ftf = _ м ; Kz с м и под -ставив (3.12) в (3.14) получим: Произвольные постоянные могут быть найдены из граничных условий. Поскольку прогибы на концах гидроцилиндра равны нулю и оба участка кривой деформации имеют одинаковый прогиб о приХ=й: Кроме того при Х=& уравнения левой и правой части имеют общую касательную, т.е. -Jzr- j -Отсюда получим равенства,из которых определяем Cz t Ctf и Съ предварительно введя обозначе I 1/2/2 / КІ-іЗ ния с{, = ; о(2= с-г и выразив одинаковые слагаемые через 78 Введя дополнительные обозначения для упрощения зависимости (3.16) получим уравнение для определения прогиба где Cs і Сб j С7 - коэффициенты, зависящие от нагрузочных и линейных характеристик гидроцилиндров. Зная величины прогибов и нагрузок, действующих на гидро -цилиндры, можно определить напряжения, возникающие в штоке при совместном действии сжатия и изгиба. Условие прочности штока можно выразить следующей зависимостью (3.19) где /7 - коэффициент запаса прочности материала штока согласно исследованиям /16/ принимается в пределах 1,28...1,65; тывает при давлении 32 МПа, отсюда продолная нагрузка на штоке гидроцилиндра рукояти составит 46770 кгс (0,4583 Мн) с учетом потерь на трение в уплотнителях. Отсюда видно, что условие ус -тойчивости выполняется только при строго соосном приложении нагрузки. Незначительное смещение точки приложения нагрузки может оказать большое влияние на устойчивость и прочность цилиндра .
Условие прочности устанавливает связь между критической нагрузкой гэ , предельным напряжением бги величиной эксцентричности приложения нагрузки У/. Из условия прочности (3.19) можно определить предельную величину прогиба гидроцилиндра. при П «1,28 /16/. Отсюда предельную величину перекоса штока можно определить из уравнения (3.17) Предельная величина износа направляющих втулок может быть определена из двух условий. В первом случае шток не имеет деформаций в виде прогиба. Тогда Апр определим по формулам (3.1) и (3.2) при условии, 4ToJb= и fc 0: Второе условие учитывает влияние остаточной деформации штока при Для гидроцилиндров рукояти экскаваторов Э0-4121 предельная величина эксцентричности приложения нагрузки составит \)„f =2,418« 10" м , а предельная величина перекоса штока /)=1,63 ПГм. Предельная величина износа направляющих втулок по зависимости (3.25) составит 4п/ =2,26-1(Г3м. Для коэффициента запаса прочности /7=1,65 и Ог=70кг/мм = =700 МПа критическая нагрузка будет равна =362434кгс«3,55 Мн. Отсюда предельная величина перекоса /нпр 9,68 І0 3м, предельная величина износа направляющей втулки Ау=1,23»10 "3м и предельная величина износа направляющей втулки с учетом деформации штока Сл=Ы0-3м, ЛірМ=Ю,77Л0-3м. Для установления зависимости диагностического параметрами от величины износа центрирующих деталей Л ,перекоса штоками прогиба Сп была разработана программа согласно приведенной выше методике. Алгоритм программы 613)Я0приведен на рис.3.5 . Данный алгоритм можно использовать для расчета нагрузочной спо -собности гидроцилиндров экскаваторов в любой период их эксплуатации. С помощью диагностического параметра$п можно прогнозировать техническое состояние гидроцилиндров по нагрузочной спо -собности.
Исследование процесса повреждений уплотнителей ттс и прогнозирование их технического состояния
Из анализа повреждений уплотнителей в условиях эксплуатации и полученной модели герметичности было установлено, что на повреждаемость уплотнителей наибольшее влияние оказывают микроканалы, возникающие на уплотняемых поверхностях. Установлено,что образование рисок на уплотнителе происходит в результате разрушения его поверхности при скольжении его по грубой поверхности микроканала, средняя величина шероховатости которой составляет /?Z=23,4MKM. Определение интенсивности образования рисок на уплотнителе проводилось посредством физического моделирования процесса разрушения ушіотнительной поверхности на экспериментальном стенде, разработанном на кафедре СДМиО ЛИСИ для исследования процессов трения и изнашивания уплотнительных устройств гидроцилиндров. Общий вид стенда показан на рис.4.7. Стенд состоит из четырех вертикально расположенных имитаторов, жестко закрепленных на раме. В верхней части рамы установлен привод перемещения штоков, закрепленных шарнирно в специальных штангах.Штанги установлены попарно на двух траверсах, которым сообщается вертикальное возвратно-поступательное движение. Привод стенда осуществляется от электродвигателя (У1/=4КВат, /7 =950об/мин ) через трансмиссионный вал и редуктор. Имитатор рис.4.8 представляет собой закрытый цилиндрический сосуд, имеющий наружную рубашку охлаждения I. К внутренней части рубашки охлаждения кре -пится корпус нажимного гидроцилиндра 2, поршень 3 которого создает давление на испытуемый образец 4 посредством втулки 5 и предохранительного кольца б. Фланец 7 обеспечивает жесткость крепления установочного гнезда 8 с помощью шпилек 9. От станции высокого давления рабочая жидкость подается в надимной гидрошлиндр 2 по трубопроводу 10. Измерение температуры трения осуществляется термопарами II константан-медь, вмонтированными в материал испытуемых образцов на расстоянии 0,1 мм от поверхности штока 12. Для определения силы трения шток соединен с тензометрической втулкой 13 с помощью фланца 14.
Принятая схема нагружения образцов позволяет применять при испытаниях образцы простой прямоугольной формы, для которых можно сравнительно легко определить площадь контакта, тогда как при нагружении непосредственно давлением жидкости необходимо применять специальные фасонные образцы манжеты, имеющие к тому же предварительный натяг для обеспечения герметичности, что значительно затрудняет определение площади фактического контакта.
При испытании применялись образцы в виде колец прямоугольной формы с размерами: наружный диаметр 0о=32 ЇО 3м, внутренний do = 20 1(Г3м, толщина сечения/)0 «8 I0 3M. Образцы в виде колец были выполнены из резин на основе синтетических бутадиеннитрильных ка-учуков СКН-40 и СКН-Ї8+СКН-26 ИНГ 3012. Испытаниям были подвергнуты также образцы, состоящие из двух полуколец, изготовленных из термопластичного полиуретана марки ТПУ-ЗБТ, применяемого в качестве материала уплотнителей штоков гидроцилиндров экскаваторов ЭО-4121. Шизико-механические показатели испытуемых материалов приведены в таблице 4.1 приложения 4.2. Сила трения и температура в зоне контакта определялись с помощью двух усилителей типа "Топаз-4и и осциллографа Н-700.
