В сельскохозяйственной технике (тракторах, самоходных машинах, комбайнах, прицепных гидрофицированных машинах) в подавляющем большинстве используются шестеренные насосы типа НШ. Как известно, шестеренные насосы не обладают идеально постоянной подачей рабочей жидкости, подача насоса является величиной переменной, зависящей от угла поворота шестерен, т.е. что связано с постоянно изменяющимся объемом в нагнетательной полости насоса из-за поочередного вхождения зубьев в зацепление.

Текущая геометрическая подача соответствующая максимальному расходу в общем случае будет [1]:

                                        (1)

где:     b – ширина шестерни;

ω₁ – угловая скорость ведущей шестерни, с^-1;

m- модуль зацепления;

r_н – радиус начальной окружности.

Минимальное значение мгновенной подачи:

                                                  (2)

Таким образом, мгновенная подача для любого промежуточного положения точки зацепления будет находиться в интервале Q₁ и Q₂, а изменение подачи происходит по углу поворота в пределах угла   где z – число зубьев шестерни.

Разность между максимальным и минимальным значением мгновенной подачи:

                                       (3)

Среднее значение подачи насоса может быть приближенно вычислено по выражению:

        (4)

где:     n – частота вращения шестерни;

dн– диаметр начальной окружности;

Выражение (4) справедливо с z=8…15, α =20⁰ с точностью 2 – 3%.

Фактическая подача насоса будет меньше расчетной на величину объёмных потерь, состоящих из потерь на перетечки и потерь на всасывание.

Ввиду сложности эвольвентного зацепления существующие формулы для определения подачи шестерённых насосов дают погрешность от 5 до 30% [1].

Авторами ставилась цель – снизить (погасить) пульсации подачи рабочей жидкости, а соответственно и пульсации давления в гидроприводе за счёт введения упругодемпфирующих связей в привод гидравлического насоса типа НШ. Поэтому наряду с аналитическим описанием подачи насоса НШ – 46 были проведены опытные замеры подачи насоса от угла поворота вала ведущей шестерни.

Рисунок 1 – Срез шестеренного насоса НШ-46 с различными углами поворота приводного вала и указанными нагнетательными камерами

Угол поворота вала насоса в 10⁰ позволяет увидеть существенную разницу площадей, а соответственно и объемов нагнетательных камер, который колеблется от 1,8·10^-5 до 2,2·10^-5  м³.

Для  определения фактической наравномерности подачи шестерённых насосов исследовались модели НШ – 10Е и НШ – 46.

Так как для насоса НШ – 10Е число зубьев шестерён z = 10, то было сделано 36 замеров площадей( 360/10 = 36). В результате сканирования было получено 36 фигур и определены площади сечений нагнетательной полости..

Объём вытесняемой жидкости: 

где h –ширина шестерни (для насоса НШ -10Е, h=15,75мм);

S_A=f (φ) –площадь сечения межзубового пространства в нагнетательной полости насоса (для насоса НШ – 10Е площадь изменяется в зависимости от угла поворота от 64,2 мм² до 88,3 мм²).

В результате обработки полученных данных в Excel была получена зависимость подачи насоса от угла поворота (рис.2).

Рисунок 2 – Зависимость объемной подачи насоса от угла поворота его приводной шестерни насоса НШ-10Е

Из графика (рис.2) видно, что на один поворот шестерни насоса НШ-10Е (угол 360⁰) приходится 10 всплесков (что соответствует количеству зубьев z=10). Перепад амплитуд с максимального значения изменения объема до минимального объясняется вхождением очередного зуба шестерни в нагнетательную полость, поочередное вхождение зубьев то ведущей, то ведомой шестерни и создает такую картину изменения подачи рабочей жидкости от угла поворота.

Определим частоту колебаний наиболее влияющей на подачу рабочей жидкости гармоники, с амплитудой 0, 0000138 м³.

Круговая частота колебаний пропорциональна количеству зубьев шестерни насоса и при частоте вращения вала насоса n=1000 мин^-1 будет , где    - угловая скорость вала насоса,

Период колебаний

тогда частота колебаний  В общем виде зависимость для определения частоты колебаний объёмной подачи насоса из–за дискретности зацеплений зубьев примет вид:

                                                (5)

Построим зависимость частоты колебаний f от частоты вращения вала насоса n и количества зубьев шестерни насоса z (рис.3).

Рисунок  3 -  Зависимость частоты пульсаций подачи рабочей жидкости насосом от частоты вращения вала насоса и количества зубьев шестерни насоса

Из поверхности (рис.3) можно узнать частоту пульсаций подачи рабочей жидкости в зависимости от заданной частоты вращения вала шестерённого насоса и количества зубьев шестерни насоса (т.е. для конкретного типоразмера насоса).

Рисунок   4 –  Зависимость объёмной подачи насоса НШ – 46 от угла поворота его приводной шестерни (z=8)

         Частоту пульсаций давления шестерённого насоса следует учитывать при составлении динамических моделей гидропривода, так как эти пульсации могут вызывать резонансные колебания столба жидкости и элементов гидроагрегатов при определённых условиях. Построенные выше зависимости пульсаций объёмной подачи использовались в математических моделях эластичного привода гидронасоса  (ЭПГ) [2], некоторые результаты моделирования приведены на (рис.5), откуда видно, что при использовании ЭПГ пульсации давления от неравномерности эвольвентного зацепления насоса типа НШ  (высокочастотная гармоника) практически гасятся полностью.

Рисунок 5 – Фрагмент диаграммы изменения угловой скорости вала приводного двигателя в зависимости от вида привода насоса.

Литература

1. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник для машиностроительных вузов/ Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б. Некрасов и др. – 2-е изд., перераб. – М.: Машиностроение, 1982. – 423 с., ил.
2. Несмиянов, И.А. Эластичный привод гидронасоса как способ снижения энергопотребления гидромашин./ Несмиянов И.А., Хавронин В.П. // Тракторы и сельскохозяйственные машины. №6, 2007. С.45-46.

В работе  обоснованы и определены рациональные параметры датчика положения контейнера на захвате исходя из условий инерционных нагрузок при движении погрузчика по неровностям.

Для хранения и транспортировки сельскохозяйственной продукции довольно часто используются контейнеры, на погрузке и перемещении которых заняты мобильные погрузчики с вилочным захватом. Контроль положения груза на вилочном захвате осуществляется оператором визуально из кабины на удалении от рабочего органа, и при движении погрузчика по наклонной поверхности или переездах через неровности возможно опрокидывание или соскальзывание контейнера с вилочного захвата.

Предлагается на вилочном захвате установить датчик положения маятникового типа [1], заполненный демпфирующей жидкостью, сигнал о наклоне контейнера от датчика поступает на информационную панель в кабину оператора, отображающую наклон к горизонтали вилочного захвата с контейнером. Причём возможен не только визуальный контроль и сигнализация, для принятия решения оператором о выравнивании контейнера, но и введение системы автоматического выравнивания.

Рассмотрим датчик (рис. 1), имеющий устойчивое положение равновесия, от которого отсчитываем обобщённую координату φ – угол поворота маятника датчика.

Рисунок 1 – Расчётная схема маятникового датчика положения вилочного захвата

         В случае инерционного возбуждения маятника датчика при неравномерном движении погрузочного агрегата (разгон или торможение) обобщённая сила Q(t) будет определяться переносной силой инерции F_e(t), т.е.

      (1)

или с учётом малости угла φ

(2)

где m – масса маятника, l – его длина.

Дифференциальное уравнение малых колебаний маятника датчика при инерционном возмущении и при наличии диссипативной силы R примет вид

                           (3)

или

,                                                                                                                                                                     (4)

где μ – коэффициент демпфирования.

Исходя из допущений о малости колебаний, полагаем cos(φ)=1, sin(φ)=φ, и с учётом выражения (2) после преобразований получим дифференциальное уравнение движения маятника датчика при произвольном инерционном возбуждении, возникающим при движении погрузочного агрегата по неровностям

                                    (5)

где 2ε=μ/m, k²=g/l.

Общим решением линейного неоднородного дифференциального уравнения будет

φ=φ₁+φ₂.                                                                                                                                                                                                                                                                                                                             

   (6)

Составляющая собственных колебаний маятника при наличии вязкого сопротивления определится

                                                                                                                                                            (7)

         Для исключения амплитудных искажений маятникового датчика необходимо чтобы частота собственных колебаний прибора k значительно превышала максимальную частоту учитываемых гармоник периодически измеряемой величины p, а для исключения фазовых искажений необходимо, чтобы фазовые сдвиги были близки к нулю [2]. Для этого прибор должен иметь как можно большую добротность Д=1/d и соответственно как можно меньший безразмерный коэффициент затухания.

Для маятникового датчика основным параметром влияющим на его собственную частоту и период колебаний будет длина подвеса l, которая ещё дополнительно зависит от габаритов проектируемого датчика. Зависимости периода и круговой частоты колебаний от длины маятника представлены на рис.2.

                                                                              Рисунок 2. – Зависимости собственной круговой частоты колебаний k  и периода колебаний T  маятника датчика от его длины l.

         Для определения длины подвеса датчика l решим задачу поиска наиболее рациональных параметров маятникового датчика, удовлетворяющим следующим требованиям:

• минимальные габариты датчика (l→min);
• как можно большая добротность системы (Д→max);
• минимальные значения коэффициента динамичности(λ→min);
• частота собственных колебаний как можно больше (k→max).

Естественно, удовлетворить все условия невозможно, поэтому сначала определим области существования наиболее близких к оптимальным параметрам значений добротности, построив её зависимости от коэффициента затухания и длины подвеса, от которого непосредственно зависит круговая частота собственных колебаний.

Зависимости добротности представим в виде поверхностей, построение которых реализовано по ниже представленному алгоритму, реализованному в MS EXCEL (рис. 3). Необходимость реализации алгоритма обусловлена различным решением дифференциального уравнения (5) движения маятника при различных значениях коэффициента затухания колебаний и круговой частоты колебаний (7).

Рисунок 3 – Блок-схема реализации алгоритма построения выборочной части поверхности в EXCEL для различных решений.

         На рис.4 представлена поверхность зависимости добротности Д от k и ε, удовлетворяющих решению третьего уравнения в выражении (7), максимальное значение добротности для этого случая составляет Д=0,495 при длине маятника l=0,025 м.

Рисунок 4 – Зависимость добротности Д от k и ε при ε >k.

Рисунок 5 – Зависимость добротности Д от k и ε при ε <k.

         На рис.5 представлена поверхность зависимость добротности Д от k и ε при ε<k, из которой видно, что наибольшие значения добротности изменяются от 0,502 до 1,107, что более удовлетворяет предъявляемым выше требованиям (по сравнению с результатами, представленными на рис. 4). Определение наиболее рациональных параметров датчика маятникового типа далее будем искать в последней области зависимости Д (рис. 5). При этом следует учитывать, что нужно стремиться, чтобы коэффициент затухания ε был наибольшим.

Отметим также, что значения безразмерного коэффициента затухания d=2ε/k изменяются от 0,903 до 1,999 при соответствующих значениях добротности Д=0,502…1,107. Определим коэффициент динамичности при инерционном возбуждении, который определится по выражению

                                 (8)

         Как видно из графиков изменения коэффициента динамичности при инерционном возбуждении (рис. 6), наиболее рациональные параметры маятника (k и ε) должны соответствовать безразмерному коэффициенту динамичности d=1,2..2, эти значения приведены в таблице 1.

Рисунок 6 – Зависимость коэффициента динамичности при инерционном возбуждении от коэффициента расстойки z.

Таблица 1 – Значения безразмерного коэффициента динамичности, удовлетворяющие диапазону рациональных параметров маятникового датчика.

Из таблицы 1 видно, что при различных значениях длин маятника варьированием коэффициента затухания, можно достичь нужных значений безразмерного коэффициента затухания, соответствующих максимальным значениям добротности Д.

Для рассматриваемого датчика положения маятникового типа при принятой длине подвеса l=0,04 м собственная круговая частота колебаний

                                       (9)

период свободных колебаний .

Период колебаний маятника датчика с учётом вязкого сопротивления в демфпирующей жидкости, определённый опытным путём составляет T_D=0,205 с, тогда коэффициент затухания колебаний

   (10)

Так как ε<k, то имеем случай затухающих колебаний, и согласно выражению (14) имеем

                          (11)

                                        (12)

Общее аналитическое решение уравнения (5) после соответствующих преобразований примет вид

 (13)

         На рис. 7 и 8 представлены графики колебаний маятника датчика при инерционном возбуждении, реализованные в Mathcad.

Рисунок 7 – Колебания маятника датчика при инерционном возбуждении частотой р=5 с^-1.

Рисунок 8 – Колебания маятника датчика при инерционном возбуждении резонансной частотой р=k=15,66 с^-1.

         Как видно из графиков колебаний маятника датчика (рис.7, 8) колебательный процесс апериодический, демпфирование колебаний происходит за 0,2..0,3 с., что меньше времени реагирования оператора, а следовательно, создание автоматизированной системы выравнивания груза на базе мехатронных приводов однозначно будет эффективно.

Список литературы

1. Заявка на выдачу патента на изобретение №2010147679/11 от 21.12.2011 г. Авторы: Несмиянов И.А., Токарев В.И.
2. Ильин М.М., Колесников К.С., Саратов Ю.С. Теория колебаний: Учеб.для вузов/ Под общ.ред. К.С.Колесникова. – 2-е изд., стереотип. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2003. – 272 с., ил.: (Сер. Механика в техническом университете; Т.4).

Особенность предлагаемой кинематической схемы погрузчика [1] заключается в том, что введённый в механизм поворота колонны дополнительный гидроцилиндр увеличивает угол поворота стрелы в горизонтальной плоскости без глобальных перемещений самого погрузчика (рис.1).

Рисунок 1 – Кинематическая схема погрузчика с последовательным соединением гидроцилиндров поворота колонны со стрелой.

На рис. 2 представлена структурная схема механизма поворота колонны погрузчика, для которого определим степень подвижности по формуле Чебышева:

W=3n-2p=3·6-2·8=2

где    n=3 – число подвижных звеньев;

p=8 – число одноподвижных пар 5 класса.

Степень подвижности W=2 говорит о том, что положение выходного звена 6 (колонны) зависит от двух обобщённых координат l₁ и l₂. Механизм поворота колонны является механизмом с внутренними входами и не распадается на группы Ассура.

Рисунок 2 – Структурная схема механизма поворота колонны погрузчика.

С целью получения компактного и рационального по кинематическим параметрам механизма рассмотрим его возможные компоновки и решим задачу определения линейных размеров звеньев механизма с целью получения наибольшего угла φ поворота выходного звена.

Граф механизма поворота представлен на рис. 3, где вершины – это звенья, рёбра графа – одноподвижные кинематические пары.

Рисунок 3 – Граф механизма поворота колонны

Опишем однозначные присоединения поводков кинематических пар, предварительно расчленив механизм (рис.2). Однозначно звено 3 присоединяется средним шарниром к стойке в точке О, туда же присоединяется поводок рычага 6.

Неоднозначные соединения: к стойке 0 можно присоединить как звено 1, так и 2, также как звено 1 или 2 тогда может присоединяться к звену 3. Аналогичная ситуация с присоединением звеньев 4 и 5 к стойке и рычагу 3.

С точки зрения структуры механизма от таких неоднозначных соединений цилиндров к звеньям его работоспособность не изменяется, однако с точки зрения кинематики, скорости и ускорения звеньев будут при различных вариантах разные, и будут зависеть от плеч рычага 3 и угла δ между этими плечами. Включение в работу штоковой (Ш) или поршневой (П) полостей гидроцилиндров будут оказывать влияние на скорость движения выходных звеньев. Варианты возможных управляемых движений стрелы приведены в табл.1.

Таблица 1

Варианты совместной работы гидроцилиндров

Угол поворота колонны зависит как от линейных размеров рычагов, так и от параметров исполнительных гидроцилиндров [2].

Для механизма поворота колонны с исполнительными гидроцилиндрами ЦГ-50.30х320.22 и для найденных в результате геометрического синтеза межосевого расстояния h=602 мм и длины рычага 6 l₁=300 мм определены зависимости изменений угла поворота рычага l₁ при изменении длины гидроцилиндра от l_2min=522 мм до l_2max=842 мм (рис.4).

Рисунок 4 – Зависимость угла поворота рычага поворотной колонны от удлинения одного цилиндра (нижний график) и одновременного удлинения двух цилиндров (верхний график).

Полученные зависимости  изменения угла  φ₁ нелинейны, в итоге получим нелинейные законы изменения скоростей и ускорений.

Определим скорости движения штоков гидроцилиндров механизма порота колонны со стрелой исходя из типоразмеров гидроцилиндров, принятых ранее и насоса НШ-32-УЖ3.

Площади сечения полостей гидроцилиндра ЦГ-50.30х320.22 составляют:

поршневая полость

А_п=0,25πD²=0,25π0,05²=0,00196 м²,

штоковая полость

А_шт=0,25π(D²-d²)= 0,25π(0,05²-0,03²)= 0,00126 м².

Коэффициент отношения площадей сечений

Ψ=А_п/А_шт=0,00196/0,00126=1,56.

Для насоса НШ-32-УЖ3 номинальная подача рабочей жидкости составляет Q=1,1437·10^-3 м³/с, с учетом того, что одновременно работают два гидроцилиндра, то подача рабочей жидкости составляет Q_ц=Q/2=0,57·10^-3 м³/с, и тогда скорость штока гидроцилиндра:

При нагнетании в поршневую полость

V_п=Q_ц/А_п=0,29 м/с,

При нагнетании в штоковую полость

V_шт=Q_ц/А_шт=0,45 м/с.

При этом, для принятого значения l₁=300 мм средние угловые скорости поворота колонны составляют соответственно ω_ср=0,97 с^-1 и ω_ср=1,5 с^-1.

Используя таблицу 1 проанализируем диапазон возможных скоростей поворотной колонны при раздельной и совмещенной работе гидроцилиндров Ω=ω₁±ω₂ при различных режимах их работы (при нагнетании рабочей жидкости в штоковую) или поршневую полости).

Вариант 1. Шток первого гидроцилиндра соединен с цилиндром (корпусом) второго.

Таблица 2

Возможные комбинации сложения угловых скоростей колонны по варианту 1

Из таблицы 2 видно, что при поворотах колонны в разные стороны диапазоны скоростей различны (рис.5).

Вариант 2. Шток первого цилиндра соединен со штоком второго.

Таблица 3

Возможные комбинации сложения угловых скоростей колонны по варианту 2

Для варианта 2 диапазоны скоростей при различных режимах работы цилиндров приведены на рис.6.

 Рисунок 5 – График скоростей поворота колонны при различных режимах работы цилиндров (Вариант 1).

 Рисунок 6 – График скоростей поворота колонны при различных режимах работы цилиндров (Вариант 2).

Как видно, второй вариант позволяет получить одинаковые угловые скорости поворота колонны в разные стороны при различных режимах работы гидроцилиндров, следовательно тандемная установка гидроцилиндров по варианту 2 оптимальна с точки зрения удобства управления и динамичности протекаемых процессов.

Соединение гидроцилиндров по первому варианту также может эффективно применяться для конкретных технологических процессов грузопереработки, когда стрела с грузом поворачивается с одной скоростью, а на холостом повороте в противоположную сторону перемещается быстрее, динамичность процессов не увеличивается, а время холостого пробега меньше.

Основные преимущества предлагаемой кинематической схемы привода поворотной колонны погрузчика:

1.                При угле поворота стрелы в горизонтальной плоскости 75^о, поворот колонны дополнительным цилиндром расширяет зону до 150^о. Угол поворота стрелы естественно зависит от хода поршня цилиндра.

2.                Поворот стрелы может происходить при угловой скорости, почти в два раза превышающую скорость одной из составных частей колонны, т.к. угловые скорости складываются. Асинхронной работой обоих цилиндров можно добиться более медленного поворота.

 Литература

1. Патент РФ №2323154 МПК В66С 23/86. Гидропривод поворотной колонны погрузчика. Несмиянов И.А., Рыпакова Н.С., Рогачёв А.Ф. Опубл. 27.04.2008. Бюл. №12.
2. Герасун В.М., Несмиянов И.А., Турыгин П.В. Рычажные механизмы в телескопических стрелах погрузочных манипуляторов.// Тракторы и сельхозмашины. 2011. №8. С.32-35.

Упругодемпфирующая муфта (рис. 1, а) состоит из полумуфт 1 и 3. На полумуфте 1 крепятся два роликовых толкателя 2, а в полумуфте 3 выполнен паз, в котором с возможностью перемещения установлены кулачки 4, распираемые пружинами 6 (рис. 1, б), и удерживаемые от выпадания пластинами 5.

Рисунок 1 – Упругодемпфирующая муфта

 На рис 2 и 3 представлен экспериментальный образец упругодемпфирующей муфты с кулачками, имеющими наклонные копирующие поверхности.

 Рисунок  2 – Упругодемпфирующая муфта в сборе

 Рисунок 3 – Упругодемпфирующая муфта в разобранном виде

 На рис.4 представлена замещающая кинематическая схема упругодемпфирующей муфты.

 Рисунок 4 – Кинематическая схема упругодемпфирующей муфты

Рассмотрим кинематические зависимости: перемещение, скорость и ускорение копирующих кулачков от угла закручивания полумуфт для последующего силового и динамического анализа муфт с различными копирующими поверхностями кулачков.

Для различных зависимостей жесткости муфты от угла закрутки предусмотрены различные профили поверхности кулачков (рис. 5).

 Рисунок  5 – Варианты исполнения кулачков

Рассмотрим кинематику двух муфт с различными копирующими поверхностями.

Рисунок  6 – Упрощенная кинематическая схема муфты с прямолинейной копирующей поверхностью кулачка (вариант а по рис.5)

Для муфты с прямолинейной копирующей поверхностью (рис.6) зависимость смещения кулачка S от угла поворота ведущей полумуфты  будет выражаться зависимостью S=r-r×cos(j), тогда скорость V=dS/dt=-r×sin(j) и ускорение a=dV/dt=-r×cos(j), где r- радиус крепления толкающего ролика, м.

Рисунок  7 – Зависимости перемещения прямого кулачка, его скорости и ускорения от угла поворота ведущей полумуфты:

xxx – перемещение;

ooo – скорость;

ппп- ускорение.

Аналогичные зависимости строятся для других копирующих поверхностей кулачков.

Например, для муфты, кулачки которой имеют наклонную прямолинейную поверхность, результаты кинематического анализа приведены на рис.8.

Рис.8. Зависимости перемещения кулачка с наклонными поверхностями, его скорости и ускорения от угла поворота ведущей полумуфты

Однако, следует учесть, что полученные кинематические зависимости справедливы при постоянной угловой скорости ведущей полумуфты. Но данными зависимостями можно воспользоваться для определения восстанавливающих сил упругих элементов, а также сил трения и сил инерции при кратковременном резком возрастании момента сопротивления на валу насоса (ведомой полумуфте), так как до момента полной деформации упругих элементов угловая скорость изменится незначительно, особенно при большой крутильной жесткости упругодемпфирующей муфты.

Проведем кинетостатический анализ упругодемпфирующей муфты (рис 8) в случае, когда кулачки сжимают упругий элемент и муфта передает вращающий момент.

 Рисунок  9 – Расчетная схема муфты к кинетостатическому анализу

Определим аналитическую зависимость между моментом на валу насоса и моментом на приводном валу M_H=f(M_Д), где M_Д – вращающий момент.

В соответствии с расчетной схемой

где,   F_t – касательная сила, Н;

F_тр1=f₁×N₁ – сила трения толкателя о кулачок, Н;

F_тр2=f₂×N₂ – сила трения кулачка о направляющую, Н;

f₁, f₂ – соответственно коэффициенты трения толкателя о кулачок и кулачка по направляющим;

N₁ – реакция кулачка на толкатель, Н;

N₂ – реакция ведомой полумуфты на кулачок, Н;

F_в=c×S – восстанавливающая сила пружины, Н;

С – жесткость упругого элемента, Нм;

S – текущее перемещение кулачка относительно направляющих, м;

Fk- сила Кориолиса, Н;

m_K – масса кулачка, кг;

φ – угол поворота ведущего вала (ведущей полумуфты), рад;

dφ/dt- угловая скорость ведущего вала, с^-1;

Ф – центробежная сила инерции, Н.

Выразим перемещение кулачка через угол поворота ведущей полумуфты при остановленной ведомой полумуфте:

S=r-r×Cos(j), тогда скорость кулачка      (3)

Тогда уравнения (1 и 2) примут вид:

Выразим из уравнений (4) и (5) N₁

Приравнивая левые части системы (6) и (7), выразим N₂.

Получаем зависимость момента на валу гидронасоса от момента на приводном валу, соединенных посредством упругодемпфирующей муфты.

   Рисунок  10 – Зависимость касательной силы на ведомой полумуфте от угла закручивания полумуфт

Таким образом, предлагаемая конструкция упругодемпфирующей муфты позволяет при линейной жесткости упругих элементов получать нелинейную характеристику передачи крутящего момента.

 Литература

1. Несмиянов, И.А. Эластичный привод гидронасоса как способ снижения энергопотребления гидромашин./ Несмиянов И.А., Хавронин В.П. // Тракторы и сельскохозяйственные машины. №6, 2007. С.45-46.
2. Пат. №2282068. Российская Федерация, МПК⁷  F16D3/12, F16D3/80 Упругая муфта [Текст] /  Несмиянов И.А., Хавронин В.П.; опубл. 20.08.06,  Бюл. №23.
3. Пат. №2282069 Российская Федерация, МПК⁷  F16D3/12, F16D3/80 Упругодемпфирующая муфта [Текст] / Хавронин В.П., Несмиянов И.А.; опубл. 20.08.06, Бюл. №23.

]]> https://technology.snauka.ru/2012/07/1247/feed 0 https://technology.snauka.ru/2012/11/1382 https://technology.snauka.ru/2012/11/1382#comments Sun, 04 Nov 2012 10:31:33 +0000 Несмиянов Иван Алексеевич https://technology.snauka.ru/?p=1382 Несмиянов И.А., Токарев В.И.

Волгоградская государственный аграрный университет

Рассмотрены вопросы повышения эффективности использования сельскохозяйственных погрузочных агрегатов за счет внедрения информационных систем мониторинга грузопереработки. Предложено новое направление совершенствования сельскохозяйственных погрузчиков и манипуляторов как мехатронных и робототехнических систем.

Современные информационные технологии, повсеместное использование микропроцессорной техники и мехатронных систем, активное развитие робототехники в т.ч. и в сельском хозяйстве ставят технические средства и технологии на новый уровень развития.

Использование средств робототехники в сельском хозяйстве в настоящее время большая редкость, исключение составляют системы параллельного вождения (система автоматического подруливания тракторов), однако областей применения робототехнических средств в агропромышленном комплексе (АПК) довольно много (рис.1) [1].

Рисунок 1 – Возможные области применения робототехники в АПК.

Одним из наиболее трудоёмких процессов в сельскохозяйственном производстве являются погрузочно-разгрузочные и транспортные работы. В агропромышленном комплексе приходится около 40% от всех затрат труда на транспортные и погрузочно-разгрузочные работы. По расчётам ВИМ в среднем за 1 год необходима транспортировка 5,2 млрд.т. грузов на среднее расстояние 24 км. [2], и на настоящий момент эта проблема осталась.

Технологические особенности сельскохозяйственного производства накладывают существенные ограничения на внедрение средств робототехники, в т.ч. и манипуляторов, в связи с этим же внедрение существующих промышленных роботов в аграрное производство невозможно. Производство сельскохозяйственной продукции, как растениеводческой, так и животноводческой происходит чаще всего в неопределённых временных режимах и при различных объёмах и качестве продукции. Например, полученный урожай овощей на разных полях одного хозяйства может отличаться в широких пределах. Автоматизация погрузки сельскохозяйственной продукции одним и тем же робототехническим комплексом в этих условиях требует либо применения адаптивных систем управления и контроля, либо перенастройки роботизированного погрузочного агрегата. В обоих случаях это приводит к удорожанию или конструкции, или обслуживания агрегата.

Роботизация сельскохозяйственного производства требует значительных капиталовложений. Например, в строительной области внедрение робототехнических комплексов в Японии и США осуществляется при государственной поддержке [3].

К сожалению, отечественные погрузчики и погрузочные манипуляторы практически не имеют автоматизированных средств управления, контрольно-измерительных и информационных систем, отражающих параметры процесса грузопереработки погрузочным агрегатом.

Существенные особенности погрузочных манипуляторов – большое число степеней свободы и использование систем дистанционного управления. В связи с этим важным направлением исследований являются вопросы, связанные с развитием методов расчета и проектирования систем передачи энергии и управляющих сигналов от задающих органов к исполнительным механизмам и передачи сигналов обратной связи на задающие органы управления.

Неоптимальное управление погрузчиками и погрузочными манипуляторами приводит к излишним энергозатратам, снижению производительности погрузочных агрегатов, утомляемости оператора и соответственно последующего возникновения ошибок позиционирования груза (ошибок управления), влекущих за собой аварийные ситуации.

Эти обстоятельства ставят необходимость решения задач обоснования и создания эффективных систем управления погрузочными манипуляторами, систем контроля и мониторинга погрузочно-разгрузочных операций.

Следует отметить, что эффективность использования погрузочно-разгрузочной техники в сельском хозяйстве, как правило, оценивается по объёму грузопереработки за час, смену, сезон и оценивается по количеству погруженных или разгруженных грузов на конечных пунктах. Однако, универсальные погрузчики могут использоваться в течение смены на разных работах. Отсутствие точного учёта грузопереработки одним погрузочным агрегатом снижает эффективность его рационального применения, усложняет учёт энергозатрат на операцию и оптимального использования на различных технологических операциях разгрузки-погрузки.

Мониторинг грузопереработки отдельного погрузочного агрегата, возможный только при использовании информационных систем, получающих данные от датчиков грузоподъёмности, скорости перемещения агрегата, счётчиков грузопереработки, позволит рационально планировать погрузочно-разгрузочные операции и оптимизировать технологические процессы в АПК.

Перспективным направлением совершенствования сельскохозяйственных погрузчиков и погрузочных манипуляторов, на наш взгляд, является роботизация погрузочных агрегатов, заключающаяся в создании и комплексном использовании интегрированных систем позиционно-силового управления погрузочным манипулятором, систем контроля положения груза, систем учёта грузопереработки, систем контроля устойчивости погрузочного агрегата. Конечно, функционирование выше перечисленных систем возможно при использовании в приводах погрузчиков мехатронных узлов и устройств управления на базе микропроцессоров.

Использование автоматического управления погрузочными манипуляторами возможно на повторяющихся однотипных операциях и при переводе манипулятора из транспортного положения в рабочее и наоборот.

Авторами данной статьи ведутся работы в области автоматизации и роботизации погрузочных манипуляторов для аграрного производства. На настоящий момент разработана система дистанционного позиционного управления манипулятором [4], система выравнивания груза (контейнера) на вилочном захвате мобильного погрузчика [5], предназначенная для исключения опрокидывания и соскальзывания контейнера с вилочного захвата при движении погрузчика по пересечённой местности и переезде через препятствия типа насыпей и канав.

Работы по внедрению средств робототехники в АПК несомненно актуальны и перспективны, однако они требуют значительных интеллектуальных и материальных вложений.

Решение же упомянутых задач позволит повысить производительность погрузочного агрегата, снизить утомляемость оператора и повысить безопасность эксплуатации погрузчиков и погрузочных манипуляторов в сельскохозяйственном производстве.

Список литературы

1. Юревич Е.И. Основы робототехники: учеб.пособие. – 3-е изд., перераб. и доп. – СПб.: БХВ – Петербург, 2010. – 368 с.:ил.+CD-ROM.
2. Анискин В.И. Перспективы технического обеспечения сельского хозяйства // Механизация и электрификация сельского хозяйства. №12 1999. С2-7.
3. Паршин Д.Я. Состояние и концептуальные основы строительной робототехники./ Мехатроника, автоматизация, управление (МАУ-2009) // Материалы Международной научно-технической конференции. – Таганрог: Изд-во ТТИ ЮФУ, 2009. –С.351-353.
4. Герасун В.М., Несмиянов И.А. Системы управления манипуляторами на основе пространственных исполнительных механизмов// Мехатроника, автоматизация, управление. М. 2010, №2. С.24-28.
5. Патент РФ на изобретение №2457172. Система контроля положения контейнера на вилочном захвате. Несмиянов И.А., Токарев В.И. Опубл. 27.07.2012.

Особенностью гидравлической схемы является то, что поршневая полость гидроцилиндра подъема стрелы 1 гидравлически, через дроссель 2 и согласующее устройство 3, связано с напорной магистралью, питающей гидроцилиндр поворота колонны 4. Согласующее устройство 3 представляет собой цилиндр с находящимся внутри подпружиненным плунжером 5, который перекрывает дроссельное отверстие 6 тем больше, чем больше давление в поршневой полости цилиндра 1.

Для данной схемы погрузчика определена зависимость угловой скорости колонны w от усилия на штоке цилиндра подъема стрелы F. На рис. 2 приведены графики угловой скорости и усилия на штоке в идеальном случае движения, то есть без колебательных воздействий.

Рисунок 1 – Схема гидравлического привода погрузчика.

Усилие на штоке цилиндра подъема:

                       (1)

Угловая скорость колонны

                               (2)

где f_др – площадь сечения дроссельного отверстия, перекрываемого плунжером;

f_П– площадь сечения плунжера.

Рисунок 2. Зависимость угловой скорости колонны от статического усилия на штоке цилиндра 1.

Для погрузчиков с составной стрелой, длина которой l может изменяться в процессе перемещения груза, угловая скорость колонны в конечном виде будет зависеть и от угла наклона стрелы, и от вылета груза, то есть w=f(l, j₂) (рис.3).

Рисунок 3. Зависимость угловой скорости колонны от угла подъема стрелы и вылета груза.

Для расширения технологических возможностей погрузчиков с расширенной зоной обслуживания наряду с улучшением динамических параметров предлагается следующий вариант гидропривода поворотной колонны [3].

Рисунок 4. – Модернизированный гидропривод поворотной колонны погрузчика

Привод колонны погрузчика состоит (рис.4.4) из самой поворотной колонны 1, гидроцилиндра 2, связывающего колонну 1 и поворотную платформу 3, которая соединена с гидроцилиндром 4, а тот в свою очередь соединен с рамой 5, в корпусе колонны 1 закреплен корпус гидроцилиндра 6. Гидравлическая схема привода состоит из бака 7, насоса 8,

предохранительного клапана 9, делителя потока 10, распределителей 11, 12, 13, 14. Распределители 11 и 12 50 могут быть связаны жесткой кинематической связью 17. Сливные магистрали от распределителей 11 и 12, 14 сходятся посредством сумматора потока 15 в одну сливную магистраль, в которую включен фильтр 16.

Работа осуществляется следующим образом. Для поворота колонны против хода часовой стрелки рабочая жидкость из бака 7 забирается насосом 8 и подается через делитель потока 10 равными потоками к распределителям 11 и 12, 14. При перемещении золотника распределителя 11 вправо рабочая жидкость, беспрепятственно проходя через распределитель 13, поступает в поршневую полость цилиндра 2, тем самым поворачивая колонну 1 относительно поворотной платформы 3 на определенный угол. При перемещении золотника распределителя 12 вправо жидкость поступает в поршневую полость цилиндра 4, поворачивая при этом поворотную платформу 3 вместе с колонной относительно неподвижной рамы погрузчика 5. При перемещении золотника распределителя 14 вправо рабочая жидкость отделителя 10 поступает в штоковую полость цилиндра 6, при втягивании штока которого уменьшается плечо и, соответственно, увеличивается скорость поворота. Соответственно, если рабочая жидкость поступает в поршневую полость, то плечо увеличивается и уменьшается скорость.

Из штоковых полостей цилиндров 2, 4, 6 вытесняемая жидкость через распределители 13, 11 и 12, 14 поступает в сумматор потока 15 и далее через фильтр 16 в бак 7.

Поворот колонны 1 может осуществляться как поочередно цилиндрами 2 и 4 в любой последовательности их включения в работу, так и одновременной их работой. Для этого золотники распределителей 11 и 12 связываются жесткой кинематической зависимостью 17, вследствие чего включение в работу цилиндров 2 и 4 происходит синхронно, независимо от того, в какую сторону происходит поворот.

При синхронной работе распределителей 11 и 12, связанных механически посредством соединения  можно отключить из работы цилиндр 2 распределителем 13. При перемещении его золотника вправо полости цилиндра 2 запираются, и при повороте составной колонны цилиндром 4 цилиндр 2 выступает в роли демпфера при резкой остановке. Эффект демпфирования возникает от деформации гибких рукавов для подвода рабочей жидкости. При переключении золотника распределителя 13 влево до конца полости цилиндра 2 соединяются. В этом случае гидроцилиндр 2 будет выступать в роли жидкостной пружины, дросселирование жидкости будет происходить в распределителе 13. Таким образом, распределитель 13 позволяет менять режимы снижения динамических нагрузок при резкой остановке и страгивании колонны.’

Расширение вариантов поворота колонны 1 погрузчика можно осуществлять асинхронной работой цилиндров 2, 4, 6. Для медленного поворота колонны 1 по ходу часовой стрелки при работе с хрупкими и опасными грузами жидкость подается через крайнюю правую секцию распределителя 12 в штоковую полость цилиндра 4, а через крайнюю левую секцию распределителя 10 в поршневую полость цилиндра 2, одновременно рабочая жидкость подается в поршневую полость цилиндра 6, тем самым увеличивается плечо и уменьшается скорость. Так как жидкость подается в разные полости цилиндров 2 и 4 и скорость штока 4 больше скорости штока 2, то скорость поворота колонны будет

Основные преимущества предлагаемой кинематической схемы привода поворотной колонны погрузчика:

1. При зоне действия рабочего органа в горизонтальной плоскости 75^о, поворот колонны дополнительным цилиндром расширяет зону до 150^о. Угол поворота стрелы естественно зависит от хода поршня цилиндра.
2. Поворот стрелы может происходить при угловой скорости, почти в два раза превышающую скорость одной из составных частей колонны, т.к. угловые скорости складываются. Асинхронной работой обоих цилиндров можно добиться более медленного поворота, а в нужный момент времени плавно останавливать стрелу.
3. При повороте стрелы внешней частью колонны (цилиндром 4), цилиндр 2 будет выступать в роли демпфера.

Предложенные варианты гидропривода погрузчиков с поворотным основанием помимо расширения их технологических возможностей позволяет значительно снизить динамические нагрузки в гидроприводе и на металлоконструкцию всего погрузочного агрегата.

Очень большое значение в формировании рабочих процессов тракторных агрегатов оказывают функциональные возможности МТУ. Приспособляемость трактора к переменной нагрузке зависит от свойств и конструктивного исполнения МТУ, надежности работы, простоты и легкость управления, безопасность движения и другие эксплуатационные качества, прямо или косвенно влияющие на производственные показатели МТА (машинно-тракторных агрегатов). Таким образом, обеспечение соответствия энергетических и регулирующих свойств МТУ назначению к условиям эксплуатации трактора является одной из важнейших задач.

Решение этой задачи обусловлено рядом факторов. Современные тракторы по назначению универсальны в большей или меньшей степени: каждый из них предназначен для выполнения комплекса работ, различающихся технологическими процессами.

Область распространения тракторов охватывает практически все климатические зоны и разнообразные почвенно-грунтовые условия страны. Работа сельскохозяйственных и промышленных тракторов происходит при непрерывно изменяющихся внешних воздействиях, значение и характер которых зависят от вида операции, состава агрегата, состояний окружающей среды и многих других факторов. Так, как использование и условия работы тракторов очень разнообразны, не представляется возможным их прогнозировать для каждой машины в отдельности.

Условия эксплуатации трактора, это ряд случайных процессов в вероятностно-статистическом смысле. Поэтому такая неопределенность озадачила необходимостью обеспечения более широких регулирующих возможностей МТУ, чем это требуется в каждом конкретном случае использования трактора.

Диапазон регулирующих свойств МТУ трактора должен быть весьма высоким. Должно быть при этом раздельное и совместное регулирование в заданных пределах тягового усилия и скорости движения трактора, а так же других параметров, таких как крутящего момента и частоты вращения ВОМ. Так совокупный потенциал для тракторов, работающих только в тяговом режиме, может быть представлен в виде обобщенного диапазона тяговых усилий:

D_П= (1+av)/(1-av)                        (1)

где v — коэффициент вариации обобщенного вероятностного распределения тяговых нагрузок тракторов, требующих дискретного, непрерывного или смешанного регулирования тягового усилия; а — постоянный коэффициент, значение которого при нормальном законе распределения равно трем.

На функциональные возможности трактора влияет разнообразие регулирующих свойств МТУ. Однако качество функционирования МТА при этом определяется в основном тем видом регулирования, который для МТУ является доминирующим. При рассмотрении свойств существующих тракторных МТУ прежде следует остановиться на основных характеристиках и параметрах, используемых для оценки свойств двигателя, трансмиссии и самих МТУ.

Свойства двигателей принято оценивать следующими основными характеристиками и параметрами: внешняя скоростная характеристика, представляющая собой зависимости крутящего момента М_е, мощности N_e и удельного расхода топлива g_e от частоты вращения коленчатого вала (рис. 1); коэффициент приспособляемости двигателя, определяемый отношением максимального значения крутящего момента к его значению при номинальной частоте вращения коленчатого вала,[1]

К_М= М_{е мах}/ М_{е ном;}

для оценки приспособляемости тракторных двигателей используют также коэффициент запаса крутящего момента (%)

К_М= (М_{е мах} - М_{е ном})∙100/ М_{е ном}

коэффициент снижения частоты вращения двигателя, характеризуемый отношением частоты вращения коленчатого вала на режиме максимального крутящего момента к частоте вращения на номинальном режиме работы,

^ап = ^пем/^пен;

многопараметровая характеристика двигателя (рис. 2), представляющая собой зависимости удельных расходов топлива и мощности от крутящего момента (среднего эффективного давления) и частоты вращения коленчатого вала: Рис. 1. Зависимость крутящего момента М_е, мощности N_е и удельного расхода топлива g_e дизеля от частоты вращения коленчатого вала:

М_cр1,M_ср2 и ΔМ_с1, ΔМ_с2 —средние значения и диапазоны изменения моментов сопротивления

Рис.2. Многопараметровая характеристика дизеля сельскохозя-йственного трактора MB = trac 800 (мощность 55 кВт при частоте вращения 2600 мин-¹ )

g_e =f₁ (M_e,n_e);N_e =f₂ (М_е, п_е).

Трансмиссию принято характеризовать следующими параметрами: диапазоны непрерывного или ступенчатого регулирования крутящего момента и частоты вращения (т. е. отношение максимальных значений этих параметров к минимальным на выходном валу), нагружающие возможности или прозрачность ее характеристики, КПД.[2] Степень использования внешней характеристики двигателя определяет при этом прозрачность характеристики. Связь между коэффициентом прозрачности трансмиссии П и реализуемым коэффициентом снижения частоты вращения вала двигателя а_п можно выразить зависимостью а_п ≈ П^-1/2. При П = 1 а = 1, т. е. при трансмиссии с непрозрачной характеристикой на внешней характеристике двигателя реализуется лишь режим, соответствующий номинальной частоте вращения коленчатого вала.[3]

Оценочными параметрами для МТУ приняты частоты вращения выходного вала, диапазоны непрерывного и дискретного регулирования крутящего момента, значения относительной мощности и удельных расходов топлива.

Предлагается объединение вариатора, планетарной дифференциальной передачи, а также управляющего механизма в одно устройство, что дает упрощение конструкции вариатора наряду с расширением диапазона изменения передаточного отношения. Такое устройство может быть использовано в качестве бесступенчатой коробки передач в приводе механизмов и машин.

Вариатор выполнен в виде планетарной дифференциальной передачи типа 2К-Н, а вместо зубчатого зацепления применяется фрикционное (рис.1).

Рисунок 1 – Эскиз планетарного дифференциального вариатора

Планетарный дифференциальный вариатор (рис.1) состоит из центрального ведущего конуса 1, ведомого конусного колеса 2, ролика-сателлита 3, выполненного из фрикционного материала и установленного на подвижной оси 4 с возможностью осевого перемещения вдоль оси, которая в свою очередь имеет возможность перемещаться относительно водила 5. Центральный конус 1 установлен соосно с конусным колесом 2 посредством подшипника 6, и с водилом 5 посредством подшипника 7. Подвижные оси 4 на концах имеют ролики 8, которые могут перемещаться по направляющим кулисы 9. Кулиса 9 с одной стороны посредством шарнира 10 крепиться к водилу 5, а с другой стороны имеет нажимные лапки 11, взаимодействующие с нажимным подшипником 12. Прижатие лапок 11 к нажимному подшипнику 12 осуществляется пружинами 13, соосно установленных на подвижных осях 4. С нажимным подшипником 12 с другой стороны взаимодействует рычаг 14. На водиле 5 установлен шкив 15. Рабочие поверхности центрального конуса 1 и конусного колеса 2 могут быть покрыты фрикционным материалом.

При многоступенчатом исполнении к конусному колесу 2 (рис. 2а) присоединяется дополнительный ведущий конус 15, дополнительный ведомый конус 16, ролики-сателлиты 17 и дополнительное водило 18. Или возможно многоступенчатое исполнение (рис. 2б), когда ведомое  конусное колесо 2 одновременно выполняет роль центрального конуса второй ступени и передающее вращение  дополнительному ведомому конусному колесу 19 через дополнительные ролики сателлиты 20, оси которых крепятся к дополнительному  водилу 21,  установленному соосно центральному конусу 1 и водилу 5. Рисунок 2 – Варианты многоступенчатого исполнения планетарного дифференциального вариатора: а) с последовательным соединением ступеней, б) с параллельным исполнением ступеней.

Планетарный дифференциальный вариатор может работать в двух режимах: в режиме бесступенчатого изменения скорости вращения ведомого конусного колеса 2 при остановленном шкиве 15 и в дифференциальном режиме, когда вращение передается дополнительно на шкив 15.

В первом случае вращение от ведущего центрального конуса 1 передаётся посредством фрикционных роликов-сателлитов 3 конусному колесу 2. При этом шкив 15 и соответственно водило 5 остановлены, под действием силы упругости пружин 13 ролики находятся в наибольшем удалении от водила 5, в этом положении обеспечивается наибольшее значение передаточного отношения  от ведущего конуса 1 к конусному колесу 2. При смещении нажимного подшипника 12 влево посредством рычага 14 кулисы 9 отклоняются в ту же сторону, увлекая за собой ролики 8 вместе с подвижными осями 4 и роликами-сателлитами 3, сжимая пружины 13. При этом передаточное отношение u₁₂   плавно уменьшается до значения D_max/d_min , тем самым скорость вращения конусного колеса 2 плавно возрастает. Плавное увеличение передаточного отношения u₁₂ происходит в обратном порядке.

Во втором дифференциальном режиме работы вращение от ведущего центрального конуса 1 передается посредством фрикционных роликов-сателлитов 3 конусному колесу 2 и одновременно через оси 4 водилу 5 и соответственно шкиву 15. При этом передаточное отношение определяется из зависимости где n₁, n₂, n₅ – частота вращения соответственно центрального конуса 1, конусного колеса 2 и водила 5.

Возможен и третий режим работы, когда заторможено конусное колесо 2 и вращение от центрального конуса 1 через ролики-сателлиты 3 и оси 4 передается непосредственно на водило 5 и шкив 15. В этом случае при перемещении посредством рычага 14 влево нажимного подшипника 12, кулис 9, роликов 8, осей 4 и роликов-сателлитов 3 передаточное отношение будет плавно изменяться от  до

Предлагаемый планетарный дифференциальный вариатор реверсивный, и может использоваться для бесступенчатого изменения передаточного отношения в коробках передач приводов механизмов и машин. Как отмечалось выше, для расширения диапазона регулирования скорости вращения валов планетарного дифференциального вариатора он может быть выполнен многоступенчатым по последовательной (рис.2, а) или параллельной (рис.2, б) схемам, однако при таких исполнениях формулы для определения передаточного отношения будут несколько другие, нежели приведенные в статье.

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.

Традиционное управление каждой степенью подвижности (звеном манипулятора) осуществляется при помощи самостоятельной рукоятки гидрораспределителя. Основная трудность управления погрузочными манипуляторами с пространственным исполнительным механизмом параллельно-последовательной структуры, как например манипуляторами НПМ-0,6 и НПМ-0,8 (рис.1), заключается в сложности координации перемещения органов управления, согласования движений оператора с пространственным положением рабочего органа машины при одновременном выполнении условий точности и быстродействия [2]. Недостаточная скоординированность управляющих воздействий увеличивает суммарное время цикла и длину траектории перемещения рабочего органа.  Улучшить эти показатели эффективности управления манипулятором можно, если оператор будет управлять не каждым звеном в отдельности, а задавать направления перемещения собственно рабочего органа [8]. Одним из вариантов решения этой проблемы является управление гидроцилиндрами от одной рукояти. а)                                                                                                       б)

Рисунок 1 – Навесные погрузочные манипуляторы параллельно-последовательной структуры НПМ-0,6 (а) и НПМ-0,8 (б)

Разработана система дистанционного электрогидравлического управления погрузочным манипулятором от одной рукоятки. Она состоит из электрогидрораспределителей 1, 2 (рис.2) управления силовыми цилиндрами стрелы 4, 5 и электрораспределителем 3 управления цилиндром рукоятки 6. Рабочая жидкость подается к распределителям от насосной станции 7. Пульт управления 8 электрогидрораспределителями представляет рукоятку 9, шарнирно укрепленную на основании, и кнопок 10, 11, 12, 13, расположенных симметрично относительно рукоятки и кинематически связанных с ней. В рукоятку 9 встроены две кнопки 14 и 15 управления электрогидрораспределителем 3. Кнопки 10, 11, 12, 13 расположены относительно рукоятки таким образом, что возможно замыкание их контактов поочередно или одновременно два соседних. Это позволяет производить перемещение стрелы в направлениях «подъем» (движение рукоятки на себя), «опускание» (рукоятку – от себя), «подъем-поворот» и «опускание-поворот» (рукоятку – от себя по диагоналям), причем совмещение операций подъема или опускания с поворотом возможно влево и вправо (табл. 1). При этом независимо от направления движения стрелы или нахождения ее в покое встроенными в рукоятку 9 кнопками 14 и 15 можно управлять рукоятью манипулятора. Питание электромагнитов распределителей осуществляется от аккумуляторной батареи.

Описанная система управления погрузочными манипуляторами и подобными им машинами повышает удобство управления и снижает утомляемость оператора [4]. Пульт управления (рис.3), выполненный в виде джойстика, умещается в руках, и оператор может находиться в удалении от рабочего органа или в непосредственной близости к нему.

Рисунок 2 – Вариант системы управления манипулятором

Таблица 1. Матрица возможных управляющих воздействий на манипулятор посредством пульта управления типа «джойстик»

Рисунок 3 – Пульт управления манипулятором типа «джойстик» и блок электрогидрораспределителей

Рукояти управления может быть выполнена и в другом варианте, без кнопок управления гидроцилиндром 6 ( по рис.2) рукояти. Другой вариант устройства для управления гидравлическим манипулятором состоит из корпуса 1 (рис.4), в котором шарнирно установлен рычаг 2 и его подвижная часть 3. На рычаге закреплено рабочее звено 4 с четырьмя кулачками 5. Подвижная часть рычага 3 имеет возможность перемещаться вдоль оси рычага относительно неподвижной части 2 с шарниром 6.

Возврат рычага в первоначальное положение осуществляется пружиной 7. В корпус 1 встроены два ряда контактов в виде микропереключателей 8-11 и 12-15. Контакты 8-11 и 12-15 расположены относительно рычага таким образом, что возможно замыкание их контактов поочередно или одновременно два соседних. Работа устройства осуществляется следующим образом. При перемещении рычага от себя замыкаются контакты 8 и 9, опуская тем самым стрелу манипулятора. При перемещении рычага на себя замыкаются контакты 10 и 11, стрела начинает подниматься. Для поворота стрелы манипулятора в горизонтальной плоскости рычаг следует переместить вправо или влево, замыкая соответственно контакты 9, 10 или 8, 11. Для совмещения подъема с поворотом или опускания с поворотом следует замкнуть только один вариант микропереключателя 8, 9, 10 или 11. Для опускания рукояти манипулятора рычаг следует нажать вниз и переместить от себя, при этом замкнется контакт 13, аналогично производится подъем рукояти, только следует рычаг перемещать вниз и от себя.

Рисунок 4 – Вариант исполнения пульта управления

Представленная система управления является системой прямого управления. Проведенные эксперименты показали, что эффективным средством для существенного повышения производительности манипулятора является оснащение специальными системами управления, которые позволяют совместить рабочие операции, облегчить сам процесс управления [1, 3, 5, 6, 7].

На рис. 5 представлена система управления рабочим оборудованием манипулятора параллельно-последовательной структуры с системой позиционирования. Перемещение грузонесущей стрелы по координатам φ и ψ обеспечивают звенья переменной длины 1 и 2, которые расположены под углом друг к другу и образуют пространственную структуру в виде трехгранной пирамиды неполнопараллельного механизма. Как отмечалось выше, управление перемещением т. Асоздает определенные трудности так, как у оператора в этом случае отсутствует характерное для управления плоскими механизмами, представление о взаимном соответствии координат груза (места захвата и выгрузки) и координат, определяющих положение т. А_, а также направление ее движения при включении приводов.

Рисунок 5 –  Система прямого управления манипулятором:

ПУ – пульт управления; ЭК – блок электронных ключей; СП – система позиционирования; Р₁, Р₂, Р₃ – электрогидрораспределители; 1, 2, 3 – исполнительные цилиндры; ДП1, ДП2, ДП3 – датчики положений.

Система прямого управления манипулятором в нашем случае состоит из пульта управления (ПУ), блока электронных ключей (ЭК), системы позиционирования (СП), электрораспределителей P₁, P₂…Р_N и соответствующих исполнительных цилиндров 1,2,3…N, а также датчиков положений ДП₁, ДП₂ …ДП_N.

Для перемещения грузозахватного устройства манипулятора сигнал от пульта управления поступает электронные ключи (ЭК), управляющие электромагнитами распределителей P₁, P₂…Р_N. Управление возможно как всеми цилиндрами одновременно, так и дискретно, каждым цилиндром в отдельности.

При достижении манипулятором крайнего положения, либо положения заранее заданного оператором, сигнал от датчика ДП_i с логическим состоянием «1» поступает в систему позиционирования (СП), которая переводит соответствующий электронный ключ, управляющий распределителем Р_i, в логическом состоянии «0» и движение манипулятора в данном направлении прекращается.

Для ограничения зоны манипулятора, при выполнении конкретных технологических процессов, датчики положений настраиваются соответствующим образом. Ограничение зоны действия т. А манипулятора необходимо при работе в складских помещениях, ангарах во избежание повреждаемости окружающих предметов при ошибке оператора.

Датчики положений звеньев (ДП) и систем позиционирования (СП) может быть настроены для автоматического возврата грузозахватного устройства манипулятора в заданное положение по окончании технологической операции.

Эффективным средством для существенного повышения производительности манипулятора является оснащение автоматизированными системами управления, которые позволяют выполнять повторяющиеся однообразные рабочие операции без участия оператора (например, автоматический возврат грузозахватного устройства манипулятора в заданное положение по окончании технологической операции, перевод рабочего оборудования в транспортное положение), облегчить сам процесс управления и как результат – уменьшение утомляемости оператора.