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;

p_п, p_шт – давления в поршневой и штоковой полостях гидроцилиндра;

p_н – давление, развиваемое насосом;

Q_п, Q_шт – расходы рабочей жидкости через дроссели в поршневой и штоковой полостях;

Q_зол – расход через щель золотника гидрораспределителя;

Q_н – объемная подача насоса;

Q_кл – расход жидкости через предохранительный клапан;

Q_сл – расход жидкости через сливную магистраль;

F_п, F_шт- 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

, (1)

Движение поршня в гидроцилиндре может быть ограничено упором его в крышку или дно. При этом возникает упругий удар при наличии местных деформаций. Обозначив P_i = p_iF_iопределим граничные условия, которые будут иметь вид:

P_п – c₂×x, если x³l_ц;

P_шт – c₁×x, если x£ 0.

Уравнения расходов через дроссели при нагнетании в поршневую или штоковую полость

                                        (2)

                                         (3)

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

                                               (4)

Уравнение движения поршня дифференциального гидрозамка

       (5)

Уравнение расхода через дроссель демпфера

                                                    (6)

Уравнение расхода насоса

                                    (7)

Уравнение неразрывности потока

Q_п = Q_н - Q_кл- Q_у, ,                                              (8)

где Q_у = к_у×р_н -  перетечки жидкости через уплотнения поршня, к_у – коэффициент утечек.

Расходы  через дроссели на входе и выходе из рабочих полостей гидроцилиндра:

                           (9)

                  (10)

                 (11)

                    (12)

где    m – коэффициент расхода;

f_др1 ,f_др2- площади проходного сечения дросселей;

r – плотность рабочей жидкости;

p_зол – давление на выходе из гидрораспределителя;

p_сл- давление слива.

l_др – ширина дроссельного отверстия.

Силы трения в уплотнительных элементах поршней цилиндра и демпфера

R_тр = f×F_м×(±p_п-p_шт)                                                    (13)

R_тр1 = f×F_м×p_н                                                                                                         (14)

Коэффициенты упругости полостей с жидкостью

где    ΔV_п, ΔV_шт – мертвые объемы соответственно поршневой и штоковой полостей;

l_ц- ход штока гидроцилиндра;

L- длина участка трубопровода;

V_н – рабочий объем насоса;

d -внутренний диаметр трубопровода или полости в которой замкнута жидкость;

E_пр - приведенный модуль упругости,

Е_ж  - модуль упругости жидкости;

d_ст – толщина стенки трубопровода или гильзы цилиндра;

F_м - 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.

а)

б)

Рисунок 3 –Изменения амплитуды давления в гидроприводе.

1. Патент РФ №2362916. Гидравлическая система. Несмиянов И.А., Хавронин В.П., Фомин С.Д., Хавронина В.Н. Опубл. 04.04.2008.
2. 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.
3. 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
4. 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.
5. Несмиянов, И.А. Улучшение динамических характеристик гидропривода погрузчика. /Несмиянов И.А., Лапынин Ю.Г.// Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2001. №6. С.36-37.

Все статьи автора «Несмиянов Иван Алексеевич»