Работа гидропривода погрузочных манипуляторов с гидродвигателем возвратно – поступательного действия характеризуется резким изменением гидравлических и кинематических параметров из-за реверсирования направления движения потока жидкости в гидродвигателе золотником, а также изменением внешних условий нагружения штока гидроцилиндра.
Для снижения динамических нагрузок в гидросистеме могут применяться различные демпферные устройства (рис.1). Устройство (рис. 1) представляет собой комбинированный демпфер, объединяющий принцип действия пружинного аккумулятора и гидравлического дросселя и состоит из стакана 1, внутри которого установлен поршень 2 с возможностью перемещения по направляющей 3, которая выполнена как единое целое с крышкой. Поршень поджат пружиной 4 к торцевой гайке 5 с дроссельными отверстиями. В крышке направляющей 3 для перепуска воздуха выполнено дроссельное отверстие 6 [1].
Такое устройство позволяет не только гасить гидроудары, но и снижать колебания давления в гидромагистралях.
Рисунок 1 – Демпферное устройство для гашения гидроударов и снижения колебаний давления
Демпфирование может быть применено не только в элементах, испытывающих наибольшие колебания, но и на пути распространения энергии между элементами. Место установки упругодемпфирующих элементов должно быть обосновано не только с точки зрения колеблющихся масс, но и с учетом операций, выполняемых гидравлической машиной или агрегатом, условий работы и т.п..
Из анализа применяемых средств гашение колебаний в напорной магистрали гидропривода следует, что решение актуальной задачи повышения плавности работы и снижения динамических нагрузок в гидроприводах погрузчиков может быть достигнуто за счет введения простых по устройству упругодемпфирующих связей в систему «энергетическая установка – исполнительный гидроцилиндр» [2, 3, 4].
Для динамического исследования демпферного устройства в гидроприводе погрузчика составим математическую модель и сформулируем основные допущения, принятые при составлении расчетной схемы (рис.2) и математической модели гидропривода рукояти погрузочного манипулятора:
- массу рукояти, приведенной к штоку, считаем постоянной, так как по сравнению
- насос постоянной, линейно зависящей от давления производительности с постоянной частотой вращения;
- температурный режим работы гидросистемы установившийся;
- вязкие потери на поршне и гидравлические потери в гидродвигателе линейно зависят от скорости движения поршня;
- гидравлические потери на трение в трубопроводах учитываются как линейно зависящие от скорости жидкости;
- гидросистема симметрична относительно гидродвигателя.
Перемещение золотника гидрораспределителя в большей части расчетов будем принимать как мгновенное, иначе говоря – режим работы золотника скачкообразный.
Рисунок 2. Расчетная схема исполнительного гидропривода при внешнем демпферном устройстве в напорной магистрали
Для составления дифференциальных уравнений движения приведенной массы используются уравнения равновесия сил на поршне, уравнения расходов и сохранения неразрывности потока рабочей жидкости.
Введем условные обозначения в расчетной схеме:
N – усилие на штоке;
m – приведенная к поршню масса подвижных частей;
x – перемещение штока;
pп, pшт – давления в поршневой и штоковой полостях гидроцилиндра;
pн – давление, развиваемое насосом;
Qп, Qшт – расходы рабочей жидкости через дроссели в поршневой и штоковой полостях;
Qзол – расход через щель золотника гидрораспределителя;
Qн – объемная подача насоса;
Qкл – расход жидкости через предохранительный клапан;
Qсл – расход жидкости через сливную магистраль;
Fп, Fшт- эффективные площади сечения поршневой и штоковой полостей;
y – перемещение золотника;
h – коэффициент вязкого трения;
c1, c2 – коэффициенты жесткости днища и крышки гидроцилиндра;
Математическая модель гидропривода для одного гидроцилиндра состоит из системы дифференциальных и линейных уравнений и имеет вид:
уравнение движения
Движение поршня в гидроцилиндре может быть ограничено упором его в крышку или дно. При этом возникает упругий удар при наличии местных деформаций. Обозначив Pi = piFiопределим граничные условия, которые будут иметь вид:
Pп – c2×x, если x³lц;
Pшт – c1×x, если x£ 0.
Уравнения расходов через дроссели при нагнетании в поршневую или штоковую полость
Во всех уравнениях верхний знак означает нагнетание в поршневую полость, нижний – в штоковую, знак перед усилием на штоке N может принимать различное значение в зависимости от направления силы.
Уравнение расхода через щель золотника
Уравнение движения поршня дифференциального гидрозамка
Уравнение расхода через дроссель демпфера
Уравнение расхода насоса
Уравнение неразрывности потока
Qп = Qн - Qкл- Qу, , (8)
где Qу = ку×рн - перетечки жидкости через уплотнения поршня, ку – коэффициент утечек.
Расходы через дроссели на входе и выходе из рабочих полостей гидроцилиндра:
где m – коэффициент расхода;
fдр1 ,fдр2- площади проходного сечения дросселей;
r – плотность рабочей жидкости;
pзол – давление на выходе из гидрораспределителя;
pсл- давление слива.
lдр – ширина дроссельного отверстия.
Силы трения в уплотнительных элементах поршней цилиндра и демпфера
Rтр = f×Fм×(±pп-pшт) (13)
Rтр1 = f×Fм×pн (14)
Коэффициенты упругости полостей с жидкостью
где ΔVп, ΔVшт – мертвые объемы соответственно поршневой и штоковой полостей;
lц- ход штока гидроцилиндра;
L- длина участка трубопровода;
Vн – рабочий объем насоса;
d -внутренний диаметр трубопровода или полости в которой замкнута жидкость;
Eпр - приведенный модуль упругости,
Еж - модуль упругости жидкости;
dст – толщина стенки трубопровода или гильзы цилиндра;
Fм - модуль упругости материала трубопровода или цилиндра.
Таким образом, в процессе анализа динамики гидропривода с одним гидроцилиндром и упруго – демпфирующими связями в напорной магистрали была получена математическая модель содержащая дифференциальные и линейные уравнения.
Решение математической модели численными методами на ЭВМ позволили подтвердить ранее выдвинутые гипотезы о снижении динамической нагруженности гидропривода погрузчика при введении в его гидросистему упругодемпфирующих связей [5]. Как видно из графика изменения давления в полости гидроцилиндра (рис.3, а), при одних и тех же условиях эксплуатации применение демпферного устройства позволяет уменьшить амплитуду скачков давления в гидросистеме. В среднем амплитуда колебаний давления снизилась на 250..350 кПа.
Рисунок 3 –Изменения амплитуды давления в гидроприводе.
Библиографический список
- Патент РФ №2362916. Гидравлическая система. Несмиянов И.А., Хавронин В.П., Фомин С.Д., Хавронина В.Н. Опубл. 04.04.2008.
- Пындак, В.И. Расширение функциональных возможностей гидроманипуляционных систем. / Пындак В.И., Воробьева Н.С., Несмиянов И.А.// Известия Нижневолжского агроуниверситетского комплекса: Наука и высшее профессиональное образование. 2015. № 3 (39). С. 158-162.
- Токарев В.И., Курбанов Д.Б., Несмиянов И.А. Направления совершенствования погрузчиков сельскохозяйственного назначения // Современные научные исследования и инновации. 2012. № 3 [Электронный ресурс]. URL: http://web.snauka.ru/issues/2012/03/10518
- Несмиянов, И.А. Эластичный привод гидронасоса как способ снижения энергопотребления гидромашин./ Несмиянов И.А., Хавронин В.П.// Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2007. №6. С.45-46.
- Несмиянов, И.А. Улучшение динамических характеристик гидропривода погрузчика. /Несмиянов И.А., Лапынин Ю.Г.// Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2001. №6. С.36-37.