автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Анализ конструктивных схем и обоснование требований к точности изготовления гидравлических молотов

ИНЖЕНЕРНАЯ АКАДЕМИЯ КЫРГЫЗСКОЙ РЕСПУБЛИКИ НАЦИОНАЛЬНАЯ АКАДЕМИЯ НАУК КЫРГЫЗСКОЙ РЕСПУБЛИКИ

^^ ^д ИНСТИТУТ МАШИНОВЕДЕНИЯ

16 гм ^за

На правах рукописи УДК 622.234.5

КВИТКО Светлана Ильинична

АНАЛИЗ КОНСТРУКТИВНЫХ СХЕМ И ОБОСНОВАНИЕ ТРЕБОВАНИИ К ТОЧНОСТИ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ МОЛОТОВ

Специальность: 05.05.06. «Горные машины»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Бишкек — 1998

Работа выполнена в Институте машиноведения Национальной Академии наук Кыргызской Респу блики

Научные руководители:

академик Международной инженерной академии, доктор технических наук, проф. Еассз С. А.

академик Инженерной академии Кыргызской Республики доктор технических наук Урзштоз М.

Официальные олпоиенты:

доктор -технических наук, профессор Ткачеыко A.iM. кандидат технических наук, доцент Внсуразгев У.С.

Ведущей предприятие - Государственный концерн «1£Ь1РГЫЗАЛШН»

специализированного совета Д 05.98.76 при Инженерной Академии Кыргызской Республики и Институте машиноведения Национальной Академии наук Кыргызской Республики по адресу: г.Бишкек, ул. Скрябина, 23.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Института машиноведения HAH Кыргызской. Республики.

Ваши отзывы на автореферат в доух экземплярах, заверенные гербовой печатью, просим направлять по адресу: 72Ö055, г. Бишкек, уд, Скрябина, 23, Институт машиноведения HAH Кыргызской Республики, Спецсовет Д.05.98.76, факс: (3312) 42-27-85 .

Защита состоится " ' 3

июля 1998 г. в 14 00 часов ка заседании

Ученый секретарь специализированного совета Д.05.98.76, к.т.н

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Гидравлические ударные механизмы находят все более широкое применение в горном деле и строительстве. Они используются в бурильных машинах для бурения шпуров и скважин в- крепких горных породах, в молотах для рыхления и уплотнения грунтов, разрушения к дробления скальных пород и твердых покрытий. Расширение рынка гидравлических машин связано с тем, что по сравнению с пневматическими машинами они обладают большим к.п.д., позволяют подводить к забою большие мощности без разрушения инструмента, создают меньший шум при работе и не загрязняют окружающую среду.

Работы по созданию гидравлических ударных механизмов для горных машин были начаты в середине 60-х годов в КузНИУИ, где впервые была разработана конструкция такого механизма. Далее эти работы развивались во ВНИИстройдор-маше, в Институте гидродинамики СО АН СССР, в Карагандинском политехническом институте, в Институте машиноведения НАН Кыргызской Республики и Фрунзенском политехническом институте. В настоящее время известно более 40 зарубежных фирм, выпускающих гидравлические отбойные и бурильные машины.

В Институте машиноведения НАН Кыргызской Республики исследования бурильных и отбойных машин с гидравлическими ударными механизмами были начаты под руководством акад. О.Д.Алимова в середине 60-х годов. В период с 1970 по 1997 голы были созданы конструкции бурильных механизмов с энергией удара от 100 до 400 Дж для бурильных машин врашателыю-ударного действия. Разработаны конструкции гидравлических молотов с энергией удара от 70 до 3000 Дж, которые с 1988 года в виде опытных образцов и партий изготавливаются Институтом машиноведения и реализуются предприятиям горной, строительной и металлургической промышленности. Создана конструкция и совместно с Инженерной академией Кыргызской Республики изготовлен экспериментальный образец гидравлического молота с энергией удара 6000 Дж, предназначенный для безвзрывной разработки месторождений полезных ископаемых.

На горных предприятиях эти молоты используются при производстве вскрышных работ и селективной отбойке руды, вторичном дроблении горных пород; в строительстве - при разборке различных покрытий и фундаментов, уплотнении слабых и рыхлении мерзлых грунтов; в металлургии - для очистки ковшей для разливки металла и разборке фугеровок металлургических печей.

Известно, что стабильность работы молота и его энергетические характеристики зависят от потерь мощности на покрытие утечек жидкости и преодоление сил трения. Эти потери определяются величиной зазоров в сопряжениях ударного узла. При малых зазорах возрастают потери мощности на трение, и в предельном случае может происходить заклинивание поршня-ударника. При больших зазорах увеличиваются потери мощности на утечки жидкости, что приводит к ее нагреву.

На практике величины зазоров в сопряжениях деталей молота подбирались опытным путем без достаточного теоретического обоснования, и при создании новой конструкции или нового типоразмера молота требовался большой объем опытио-эксперименталышх работ для выявления оптимальной величины зазоров. При изготовлении деталей молота их фактические размеры могут изменяться в пределах назначенных допусков. Б связи с этим даже в молотах одной партии величины зазоров между поршнем и цилиндром неодинаковы. Это приводит к отклонениям энергетических характеристик и производительности молота от номинальных, которые, как показывают-испытания и эксплуатация молотов, могут быть существенными.

Для повышения конкурентноспособности молотов необходимо обеспечить стабилизацию их энергетических характеристик при минимальных потерях мощности. В связи с этим одной из актуальных задач является научное обоснование н разработка методик выбора оптимальных зазоров в сопряжениях ударного узла и их рациональных допусков.

Изготовление молотов сопряжено с необходимостью обработки высокоточных поверхностен большой длины. С повышением энергии ударов молотов увеличивается ход поршня-ударника и длина ударного узла, и, следовательно, увеличивается длина обрабатываемых поверхностей деталей. Из-за увеличения площади обработки увеличиваются погрешности изготовления, и снижается точность. Для достижения требуемой точности прибегают к обработке на прецизионном оборудовании или дополнительным технологическим мерам по уменьшению погрешностей обработки, что приводит к усложнению и удорожанию производства. В современных условиях приобретение точного специализированною оборудования и оснастки из-за финансовых проблем не под силу, а зачастую и нецелесообразно. В связи с этим возникает необходимость поиска путей достижения требуемой точности другими способами.

Один из таких путей - применение схемы ударного механизма, обеспечивающей его наименьшие продольные размеры. В настоящее время нет научно-обоснованных рекомендаций по выбору таких схем. Поэтому обоснование выбора конструктивных схем гидравлических ударных механизмов, позволяющих уменьшить длину обрабатываемых поверхностей и облегчить за счет этого получение требуемой точности обработки, - актуальная задача, как на этапах конструирования, так и при изготовлении гидравлических молотов.

Целью работы является научное обоснование выбора конструктивных схем и требований к точности изготовления гидравлических молотов.

Работа выполнялась в Институте машиноведения ИЛИ Кыргызской Республики, сначала под руководством -проф. С.Л.Басова, которым быми поставлен!,I задачи, а затем была продолжена под руководством д.т.н. М.Ураимова.

При выполнении работы были поставлены и решены следующие основные задачи:

• анализ возможных конструктивных схем ударных механизмов и выявление схем, обеспечивающих их наименьшие продольные размеры;

• установление влияния точности изготовления узлов и деталей гидравлических молотоп на их эксплуатационные показатели и обоснование оптимальной величины зазоров в сопряжениях ударного узла;

• разработка рекомендации по назначению требования к зазорам в подвижных сопряжениях ударного узла.

Основная иды работы заключается в улучшении и стабилизации энергетических показателей гидравлических молотов на основе установления и практического использования взаимосвязей между их эксплуатационными характеристиками и параметрами точности.

При выполнении настоящей работы использовались следующие методы исследования: обобщение литературных источников, сравнительный анализ конструктивных схем ударных механизмов с позиционной обратной связью, моделирование рабочего процесса гидравлических ударных механизмов и потерь мощности с использованием ПЭВМ, обработка данных экспериментальных исследований и промышленной эксплуатации молотов.

Научная новизна уаботы заключается в:

• разработке методики определения потерь мощности в гидравлических ударных механизмах с учетом сил жидкостного трения и утечек жидкости в канал управления и дренажные каналы;

• выявлении зависимости величины утечек жидкости в какал управления от конструктивных- параметров ударного механизма и определении диапазонов изменение параметров, когда эти утечки несущественны;

• установлении зависимости потерь мощности ударных механизмов от длины сопряжений поршня-ударника, позволяющей найти их оптимальные длины;

• выявлении схем ударных механизмов, обеспечивающих минимальные продольные размеры ударного узла при минимальных потерях мощности;

• установлении зависимости характеристик молотов от величины зазоров между поршнем-ударником и направляющим цилиндром и оптимальной величины этих зазоров.

Практическая ценность работы заключается в:

• разработке методики сравнительного анализа схем ударных механизмов по продольным размерам;

• разработке алгоритмов и программ расчета на ПЭВМ потерь мощности в ударных механизмах;

• разработке методики выбора зазоров в подвижных сопряжениях поршня-ударника и их допусков;

• разработке рекомендаций по величине рациональных зазоров в молотах "Импульс" различных типоразмеров.

Результаты работы были реализованы при изготовлении гидравлических молотов типа "Импульс 40", "Импульс 130", "Импульс 300", "Импульс 600" в условиях опытного производства Института машиноведения HAH KP.

Достоверность полученных результатов подтверждается экспериментальными исследованиями гидравлических молотов, проведенными в Институте машиноведения, опытом изготовления молотов и их эксплуатации в различных условиях на горных предприятиях республики, в строительных организациях и в металлургическом производстве.

Апробация работы. Результаты, диссертационной работы докладывались и обсуждались на заседаниях Секции Учёного совета Института машиноведения с 1980 по 1997 годы; на Межреспубликанской научной конференции молодых ученых (г.Бишкек, 1985 г.), на Международной конференции "Механизмы переменной структуры и вибрационные машины" (г.Бишкек, 1995 г.); на Международной конференции "Высокогорные исследования - изменения и перспективы в XXI веке" (г.Бишкек, 1996 г.), на IV научной конференции Кыргызско-Российского славянского университета (г.Бншкек, 1997 г.), на Международной научной конференции "Научно-технических прогресс - основа развития рыночной экономики" (г. Караганда, 1997 г.).

Публикации. По результатам выполненных исследований опубликовано 13 работ.

Объем работы. Диссертация состоит из введения, 4-х глав, заключения и приложений и содержит 144 страницы машинописного текста, 6 таблиц, 51 рисунок и библиографию из 73 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

В первой главе проврдится обзор возможных типов гидравлических ударных механизмов и вариантов конструктивного исполнения их основных узлов. Формулируются задачи исследований.

Выявлено, что в гидравлических молотах наибольшее применение получили гидрообъемные механизмы постоянной структуры напорного типа, ациклические, с позиционной обратной связью по перемещению. На рис. 1 в качестве примера показана одна из схем таких механизмов. Его ударный узел состоит из подвижной массы (поршня-ударника), размещенной в корпусе и образующей с ним две рабочие камеры (К„, Кр,). В камерах формируются знакопеременные силы, под действием которых поршень-ударник совершает возвратно-поступательное движение с одним ударом об ограничитель за период. В процессе соударения накопленная подвижной массой энергия передается через инструмент во внешнюю среду.

Особенность конструкции деталей ударного узла заключается в наличии высокоточных поверхностей большой длины (отношение длины обрабатываемой поверхности L к диаметру D составляет L/D > 5). Это приводит к тому,

Рис. ). Схема гидравлического ударного механизма: 1 - корпус; 2 -поршснь-ударннк; 3 направляющий цилиндр; 4, 5 -направляющие втулки; 6 - инструмент; 7

- распределитель; 8, 9 -гидропневмоаккумулято-ры; 10 - насос; Кхх - камера холостого хода и X

- подводящий к ней канал; Кр, - камера рабочего хода и Р - подводящий к ней канал; С, Н -каналы, соединенные со сливной и напорной магистралями системы, У -канал управления.

что точность размеров, формы и взаимного расположения поверхностей при обработке деталей ударной группы снижается на 2 класса по сравнению с деталями, имеющими соотношение между длиной и диаметром обрабатываемых поверхностей в диапазоне Ь/Ь<2, применительно к которым разработаны нормы точности системой допусков и посадок СТ СЭВ.

Чтобы обеспечить требуемую точность, на практике прибегают к дополнительным мерам: обработке на более точном оборудовании, вводят дополнительные операции и др. Как показывают исследования в области технологии механической обработки, повышение точности на 1-2 класса приводит к увеличению производственных затрат, в среднем, в 4 раза. В связи с этим одной из задач данной работы являлось выявление конструктивных схем ударных механизмов, обеспечивающих наименьшие продольные размеры ударного узла и позволяющих за счет этого облепить получение требуемой точности его деталей.

Производительность отбойной машины, как известно, зависит от ударной мощности исполнительного органа и энергоемкости разрушения породы. Проф. Лобановым Д.П. и его коллегами установлено, что при дроблении горных пород молотами энергоемкость разрушения породы обратно-пропорциональна энергии удара. При этом производительность молота определяется зависимостью:

П^К'А^п/б'М5*/2*!, (1)

где К- коэффициент, учитывающий время дробления породы,/! - энергия ударов, л - частота ударов,/- крепость горной породы по шкале проф. М.М. Протодьяко-нова, / - степень измельчения дробимого материала.

Из-за неизбежного рассеивания размеров деталей при изготовлении изменяются и энергетические параметры молотов. Согласно приведенной зависимости,

снижение энергии и частоты ударов на 20% приводит к уменьшению производительности более чем в 1,5 раза. В связи с этим в работе ставится и решается задача обеспечения высоких энергетических показателей молотов путем установления влияния точности изготовления узлов и деталей на их эксплуатационные показатели и обоснования оптимальной величины зазоров в сопряжениях ударного узла и допусков на них.

Во второй главе методом сочетания различных вариантов конструктивного исполнения структурных элементов исполнительного устройства выявлено 96 работоспособных конструктивных схем гидравлических ударных механизмов прямого действия с позиционной обратной связью. Их анализ позволил исключить часть схем из дальнейшего рассмотрения, как заведомо не удовлетворяющих условию получения минимальных продольных размеров механизма.

Для оставшихся 11 схем, которые характеризуются совмещением функций каналов и проточек, а также более благоприятными условиями работы уплотнений поршня, составлены расчетные зависимости для определения продольных размеров ударного узла. Например, для схемы, представленной на рис. 1, зависимость для определения длины корпуса имеет вид:

Ц = 1,+1.2+ 1рХ+ £«+ ЗУа+ УГАУ+Асх + Аир, (2)

где: ¿1, Ь2 - соответственно длины задней и передней направляющих втулок, ¿XV - соответственно длины тормозного пути в конце рабочего и холостого ходов, У„ - ход поршня-ударника, У/, АУ - координаты точек переключения движущих сил в конце холостого и рабочего ходов соответственно, Асх, Аир - величины гарантированных перекрытий каналов.

Анализ таких зависимостей показал, что в расчетные формулы кроме параметров, которые определяются требуемым законом движения поршня-ударника, входят и такие, которые выбираются из конструктивных соображений, и правильность их выбора зависит от опыта и искусства конструктора. Так, длина направляющих втулок и пояска поршня-ударника, не участвующих в распределении потоков жидкости, назначается согласно соотношения: Ьк0.8*й, при котором обеспечивается точное центрирование сопрягаемых детален. Длины направляющих втулок и пояска поршня-ударника, участвующих в распределении потоков жидкости, рассчитываются с учетом длины участка коммутации, под которой подразумевается сумма расстояний от канала управления до сливиого (Ьус) и напорного (1,у>) каналов, и величин гарантированного перекрытия каналов в крайних положениях поршня-ударника (А). Обоснованные рекомендации по выбору этих параметров к настоящему времени отсутствуют.

Установлено, что имеются три группы механизмов, отличающиеся зависимостями для определения длины участка коммутации:! - схемы с одной управляющей проточкой; 2 - схемы с двумя управляющими проточками, выполненными вместе на одном из конструктивных элементов поршня-ударника; 3 - схемы с дву-

мя управляющими проточками, выполненными на разных конструктивных элементах поршня-ударника.

Неоднозначность определения продольных размеров обусловила необходимость введения дополнительного критерия оценки этих схем - потери мощности на покрытие утечек жидкости через зазоры и преодоление сил жидкостного трения в сопряжениях поршня-ударника.

В третьей главе выполнен анализ существующей методики расчета потерь мощности в ударном механизме, при разработке которой принимался ряд допущений, позволяющих упростить процедуру расчета выходных параметров ударного механизма без внесения существенных погрешностей в определение закона движения поршня. Но при расчете потерь мощности эти допущения неприемлемы. В связи с этим в известную методику были введены дополнения, учитывающие утечки жидкости АЦь (рис.2) и силы жидкостного трения Г* во всех к сопряжениях ударного механизма. _

Б 2 С?хо Бо С?хс Рус С?ну СЫр

\ \ х\ \ С I у \ Н \ Р

Ту2 Тхо Тхс Туе ' Тцу Тир Тро Ту 1 Рис. 2. Расчетная схема для определения потерь мощности в исполнительном устройстве ударного механизма (индексы в обозначениях соответствуют названиям соседних каналов).

Установлено, что величина утечек жидкости в канал управления А0_у изменяется при движении поршня-ударника между координатами точек переключения движущих сил по закономерности, описываемой уравнением:

ал а*ж*</.*АР*Я & & 1СП

ЬОг**--г-^ ,_„_.. т. где Ь = —*(.—), (3)

1сп-1ус*{-

Ь* 1ус/1сп

(¡о Бо 1г

\+Ь*1ус/1сп

а - коэффициент, уплывающий неравномерность (эксцентричность) зазора, Лц, </, - диаметр поршня-ударника и золотника соответственно; АР - перепад давления между началом и концом зазора; Бд, - зазоры в сопряжениях поршня-ударника и золотника соответственно; //- коэффициент динамической вязкости; /с„=}'/ -А У, 1ус- переменная длина зазора.

Расчеты показывают, что при движении поршня между координатами точек переключения движущих сил в начальный момент утечки жидкости одинаковы (рис. 3) с величиной утечек без их учета в канал управления Д(3ср, а в конечный момент превышают их в (1+Ь) раз.

Определены соотношения конструктивных параметров исполнительного и распределительного устройств, при которых утечки через канал управления несущественны (рис. 4, заштрихованная зона).

АО

ДО, л/мин

4,5

3,0 1,5

I .с: / 50 = 1 Аг I с10 = 1 1 .Ь: 8г /30 = 1

Лг/с1о = 0,5\, 1.а: Б2 /Б0 = 0,67 <12/с10 =0,5

ЛС>с„Л?

^ .V. ■

6

0,2

2-" 0,4""

0,6

'ну^'ус

1«'' VI"....

/

Рне. 3. Изменение величины утечек жидкости от координаты поршня-ударника при его движении между точками переключения движущих сил для 1сН / 1г =7: 1.а, Ь, с - ДО, „у), 2-Д(}С11=Г(1С1|).

2 4 6 Ь

Рис. 4. Зависимость относительной величины максимальных утечек жидкости от конструктивных размеров механизма при перемещении поршня-ударника между точками переключения движущих сил.

В общем случае суммарные по1ери мощности на покрытие угечек и преодоление сил жидкостного трения для Л-го сопряжения поршня определяются соотношением:

( Д/)2 , и7*и*1Л

^ - щ.1 шг,=ч*1 + —^ I (4)

где: АР- перепад давления между началом и концом зазора; 5 - зазор между стенками сопрягающихся поверхностей в направлении потока жидкости; и - скорость перемещения поршня-ударника; ц- коэффициент динамической вязкости, - длина сопряжения. Эта функция имеет экстремум. Определяя частную производную функции (4) по параметру /д и приравнивая полученное выражение к нулю, можно найти оптимальную длину сопряжения, при которой потери мощности на утечки и силы жидкостного фения минимальны:

1/ГАР*^/4П *и*/.1 (5).

В последнюю формулу входят параметры и л АР изменяющиеся во времени и определение /в для каждого участка сопряжен™ одиннадцати схем аналитически

«

весьма трудоемки. Полому оптимальная длина участков сопряжений определялась для среднего значения потерь мощности за один цикл движения нортня-ударника с помощью разработанной программы для расчета на ПЭВМ. Для каждого из солряжений была построена диаграмма зависимости потерь мощности от длины участка сопряжения и определена его ошимальная величина. Некоторые из них в качестве примера представлены на рис. 5.

ÄW, кВт

0,6 0,5 0,4 0,3

\ \ Дсх /

У _____

--- \

Цс.1 \ V \ Днр. ч Ц,2 1

■-

Рис 5 1аши;имоС1Ь суммарных потерь мощности от длины сопряжений поршня-ударника.

20 40 60 80 100 L, мм

Разработана методика сравнения схем ударных механизмов по длине корпуса, утечкам жидкости и потерям мощности, которая предполагает выбор конструктивно назначаемых геометрических параметров исходя из выполнения условий: а) обеспечения закона переключения движущих сил; б) обеспечения центрирования сопрягающихся деталей; в) обеспечения минимальных потерь мощности.

Результаты расчетов, выполненных по этой методике, позволили выделить две схемы, имеющие преимущества по длине корпуса ударного узла при минимальных потерях мощности. Это схема с двумя управляющими проточками, выполненными на пояске поршня-ударника (рис. 6.а), и схема с двумя управляющими проточками, одна из которых выполнена на пояске поршня, другая - на неударном штоке (рис. 6.6). Эти схемы рекомендованы для реализации в конструкциях гидравлических молотов.

Достоверность выводов о перспективности двух выделенных схем подтверждается отечественным и зарубежным опытом. Так, например, при совершенствовании молотов типа "Импульс" переход от схемы, показанной на рис.1, к схеме, представленной на рис. 6.а, позволил при той же длине корпуса молота повысить на 20% eró энергию удара.

По такой же схеме (рис. 6.а) построены гидравлические молоты фирмы Rammer (Финляндия) и Krupp (Германия). На основе схемы, показанной на (рис 6.6), разработаны конструкции гидравлических молотов фирмы Roxon (Финляндия), причем к этой схеме фирма пришла в процессе совершенствования своих молотов.

1 о

г-Г--

и у

II II

Рис. 6. Конструктивные схемы гидравлических ударных механизмов, обеспечивающие наименьшие продольные размеры ударного узла.

Х(Н) У Р У С

В четвертой главе работы проводится обоснование требований к точности изготовления деталей молотов. Разработана методика определения оптимальной величины зазора Б,основанная на том, то функция (4) имеет экстремум по этому аргументу.

Установлено, что для каждого типоразмера гидравлического молота имеется оптимальная величина зазоров в подвижных сопряжениях поршня-ударника, при которых потери мощности на покрытие утечек и преодоление сил трения минимальны (рис.7). Из полученных диаграмм следует, что для молотов, отличающихся по энергии ударов в 15 раз, величины оптимальных зазоров изменяются всего на 30...40%.

Д\У, кВт .3,6

3,2

¿78

\

^3

ИМ'МП ■¿НИ «ИНН ИШМи1мЯ1Н1М11 Км1мй]м1«1м1 4 им м м4 яиш ■■

Рис. 7. Диаграммы зависимости потерь мощности на покрытие утечек и преодоление сил трения в исполнительном устройстве от величины зазора между поршнем-ударником и направляющим цилиндром для гидравлических молотов типа "Импульс 40" (1), "Импульс 130" (2), "Импульс 300" (3), "Импульс 600" (4).

0,04 < 0706" 0,08 0,10 Б, мм

Выполнены исследования влияния различных факторов на величину этого зазора. Установлено, что изменение коэффициента восстановления скорости поршня-ударника после соударения Я, характеризующего изменение свойств обрабатываемого материала и геометрии рабочей части инструмента, не оказывает существенного влияния на величину оптимального зазора (рис.8.а).

Оо= 160,0 л/мин Я = 0

■ и|аявмм1Лмм<мм<1«и* им на ¿им* мя шш ^аммщ «Д ■■

0,04 0,06 0,08 0,10 Б, мм

|0,02 0,04 ' о'обА~0"08~"15, ММ

Рис. 8. Зависимость потерь мощности от величины зазора между поршнем-ударником и направляющим цилиндром дня разных значений коэффициента восстановления скорости (а), давления рабочей жидкости а напорной магистрали (б); а: 1 - 11=0; 2 - 11=0,1; 3 - 11=0,2; 4 - 11=0,3; б: 1 - Р= 12 МПа; 2 -Р= 14 МПа; 3 - Р=16 МПа.

При эксплуатации молотов в соответствии с техническими условиями изменение давления в гидросистеме (рис.8.б) и изменение вязкости масла под действием температуры так же не существенно влияет на величину оптимального зазора.

Установлены зависимости энергетических параметров гидравлических моло-гоа (ударной мощности V/, энергии ударов А и частоты ударов п) от величины зазора между поршнем-ударником и направляющим цилиндром (рис. 9). Из них ;ледует, что существует диапазон рациональных зазоров, в котором наблюдается незначительное изменение энергетических характеристик молотов

0,14 0,20 Б, мм

.........,,.. .1........1.

"6,02* 0,08 0,14 0,20 Б, мм

Рис. 9. Характеристики гидравлического молота типа "Импульс 300" при изменении зазора между поршнем-ударником и направляющим цилиндром при различных зазорах в золотниковой паре: Зг= 0.03 мм (1), Бг= 0.05 мм (2), 5г=0.07мм (3).

(заштрихованная область), и диапазон, в котором происходит их существенное снижение (незашгрихованная область). Эти результаты подтверждены экспериментальными исследованиями молотов типа "Импульс 40". В диапазоне рациональных зазоров более интенсивное снижение энергетических показателей молотов наблюдается из-за увеличения зазоров в золотниковой паре.

На найденные рациональные диапазоны изменения зазоров в сопряжениях поршня-ударника накладывается ряд ограничений, связанных с погрешностями изготовления деталей, изменениями зазоров в процессе работы ударного механизма из-за упругих деформаций, вызванных распространением ударных волн, и температурных деформаций. Эти ограничения были учтены при обосновании рациональных зазоров и требований к точности изготовления деталей гидравлических молотов.

Минимальней допустимый конструктивный зазор в сопряжениях гидравлических машин ударного действия можно представить в виде:

+ ЛУ,„/1+ЛУт<шп. + ЛУц,.,1 (6)

где: зазор, обеспечивающий жидкостное трение между сопрягаемыми по-

верхностями, АЧу„р,- упругие деформации сопрягаемых деталей, вызываемые волнами напряжений, Л9т,;„„.- температурные деформации деталей, вызываемые нагревом рабочей жидкости, ЛЬ'и,,. - погрешности изготовления деталей, входящих в сопряжение.

Особенности расчета величии деформаций и 4£теил для гидравличе-

ских механизмов, ударного действия изложены в работах, выполненных ранее в Институте машиноведения. В данной работе сделана оценка величины зазора который зависит от минимальной толщины смазочного слоя, сохраняющего жидкостное трение, и погрешностей изготовления деталей Л5Ы„. Учет погрешностей изготовления выполнялся с учетом схемы базирования поршня-ударника.

Максимальный конструктивный зазор $тах определялся исходя из условия, что отклонения геометрических параметров деталей молотов должны обеспечивать отклонения их рабочих характеристик в пределах 10%, так как при сертификации ударных машин, например, на уровень шума, допускается разброс их эксплуатационных показателей в таком диапазоне.

Методика определения величины допускаемого максимального конструктивного зазора в сопряжении поршня-ударника сводится к следующему. Строится диаграмма изменения ударной мощности в зависимости от зазора в поршневой паре при минимальном и максимальном зазорах в золотниковой паре (рис. 10). Опыт изготовления и эксплуатации молотов показывает, что минимальный зазор в золотниковой паре не может быть выполнен меньше 0,03 мм. Для компенсации погрешностей обработки золотниковой пары на величину зазора устанавливается допуск 0,02 мм, следовательно, зазор в золотниковой паре может изменяться в пределах 0,03...0,05 мм.

На диаграмму зависимости ударной мощности наносится вертикальная линия, соответствующая допускаемому минимальному зазору, величина которого рассчитана по формуле (6) (например, для гидравлического молота тана "Импульс 300" 8тш=. 0,07 мм). На ее пересечении с кривой "а" находится точка 1, которой соответствует максимальное значение ударной мощности \У„ШХ. От точки 1 вниз на величину 0,1*\Утах, равную 10%-ому диапазону изменения ударной мощности, наносится горизонтальная линия, на пересечении которой с крипом "Ь" находится точка 2". Ордината этой точки равна величине максимального допускаемого зазора. Таким образом, чтобы обеспечить изменение ударной мощности молотов в указанном диапазоне необходимо ограничить соотношения зазоров в сопряжениях поршня-ударника и золотника областью, обозначенной на рис. 10 точками 1-Г-2'-2.

. Э.пах

Рис. 10. Диаграмма изменения ударной мощности гидравлического молота типа "Импульс 300" для определения конструктивного зазора между поршнем-ударником и направляющим цилиндром: а - 82= 0.03мм; Ь -82=0.05мм.

С использованием разработанной методики расчета величины предельных зазоров установлены требования к точности изготовления детален и узлов гидравлических молотов типа "Импульс". Сравнительный анализ с аналогичными требованиями для деталей общего машиностроения показал, что эти требования достаточно высоки. Узкий диапазон требуемых допусков на зазоры в подвижных сопряжениях гидравлических молотов при использовании 7-го квалитета точности для отверстий и 6-го - для валов ни одна из возможных посадок не обеспечивает.

Исходя из этих соображений, при изготовлении молотов отказались от принципа полной взаимозаменяемости его деталей, и была принята концепция, основанная на частичном Индивидуальном подборе деталей поршневой группы и распределительного устройства при сохранении принципа взаимозаменяемости для большинства узлов и деталей.

»—1-----1-1-1.1..и----—|—

0,02 0,06 0,10 0,14 Б, мм

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

На основании выполненных в работе исследований решены актуальные задачи обоснования конструктивных схем и требований к точности деталей гидравлических молотов. Решение первой задачи позволило выявить конструктивные схемы гидравлических ударных механизмов, обеспечивающих минимальные продольные размеры ударного механизма, а второй - устанпй-ггь оптимальные величины зазоров и их допусков в сопряжениях гидравлических молотов.

При решении названных задач получены следующие основные результаты.

Выявлено, что для гндрообъемных механизмов постоянной структуры напорного типа, ациклических с позиционной обратной связью по перемещению можно получить 96 работоспособных схем. На основе их предварительного анализа выделено 11 схем, имеющих явное преимущество по длине ударного узла.

Для этих 11 схем составлены расчетные зависимости, определяющие длину корпуса. При этом параметры, независящие от закона движения поршня-ударника и назначаемые из конструктивных соображений, определялись из условия обеспечения центрирования деталей и минимальных потерь мощности на утечки и трение.

Разработана методика определения потерь мощности, отличающаяся от существующей учетом сил жидкостного трения и утечек жидкости в дренажные каналы и в канал управления.

Сравнительный анализ схем по длине корпуса позволил выявить две схемы, механизмы которых имеют преимущества по продольным размерам ударного узла при минимальных потерях мощности. Эти схемы рекомендованы для реализации в конструкциях гидравлических молотов, как обеспечивающие минимальные продольные размеры и позволяющие получить более высокую точность обработки.

По одной из этих схем спроектированы гидравлические молоты типа "Импульс", что подтверждает правильность выбора направления совершенствования молотов, сделанного ранее на этапе проектирования этих молотов.

Для гидравлических молотов типа "Импульс" установлены зависимости их энергетических показателей от величины зазоров в подвижных сопряжениях поршня-ударника и золотника.

Установлено, что для каждой размерной модели молота существует величина оптимального зазора между поршнем и направляющим цилиндром, при котором потери мощности минимальны.

Найден диапазон рациональных зазоров подвижных сопряжений ударного узла, в котором энергетические параметры механизма изменяются не существенно. Эти результаты подтверждены экспериментальными исследованиями гидравлических молотов.

Разработана методика определения предельных значений зазоров в подвижных сопряжениях поршня-ударника исходя из условий сборки и эксплуатации гидравлических молотов.

На основе этой методики сформулированы требования к точности обработки основных деталей гидравлических молотов типа "Импульс -10", "Импульс 130", "Импульс 300" и "Импульс 600".

Показано, что в сравнении с аналогичными допусками на погрешности обработки, рекомендуемыми для деталей общего машиностроения, эти требования достаточно высоки и выполнение их на производстве связано с его удорожанием. Показана целесообразность применения методов индивидуальной подгонки деталей при изготовлении молотов малыми партиями на универсальном оборудовании.

Результаты проведенных исследовании были реализованы при изготовлении гидравлических молотов на опытном производстве Института машиноведения. Молоты, изготовленные в соответствии с рекомендованными требованиями точности, при испытании и эксплуатации на предприятиях горной промышленности имели стабильные эксплуатационные характеристики.

Основные положения диссертационной работы опубликованы з следующих работах: • 1. Особенности технологии изготовления гидравлических ударных механизмов в условиях опытного производства. В сб. "Материалы VII Межреспубликанской научной конференции молодых ученых, Фрунзе, 1985 г., с.37-39 (соавторы: Басов СЛ., Ураимов М., Закарян Л.Л.).

2. Конструктивные схемы гидравлических ударных механизмов. В сб. статей "Гидравлические бурильные и отбойные машины", Фрунзе, 1988 г., с 61...82 (соавтор М.Ураимов).

3. Утечки жидкости в гидравлическом ударном механизме с позиционной обратной связью. В сб. статей "Гидравлические бурильные и отбойные машины", Фрунзе, 1988 г., с 91... 107.

4. Результаты создания гидравлических молотов тина "Импульс". В сб. трудов Инженерной академии Кыргызской республики, Бишкек, 1995 г., с.72...81 (соавторы М.Ураимов, Б.С.Султаналнев).

5. Конструктивные особенности гидравлических ударных механизмов, используемых в молотах. В сб. Материалы второй международной конференции "Механизмы переменной структуры и вибрационные машины", Бишкек, 1995 г., с.159..163 (соавтор М.Ураимов).

6. Конструктивные особенности гидравлического молота для безвзрывной разработки месторождений полезных ископаемых. В сб. Материалы второй международной конференции "Механизмы переменной структуры и вибрационные машины", Бишкек, 1995 г., с.164,.,168 (соавторы М.Уранмов, Б.С.Султанллиев, И.И.Исмаилов). ' .

7. Методика и результаты стендовых испытаний гидравлического молота типа "Импульс 600" В сб. Материалы второй международной конференции "Механизмы переменной структуры и вибрационные машины", Бишкек, 1995 г., с.246.. 249 (соавторы Б.С.Султаналиев, И.И.Исмаилов).

8. Результат применения гидравлического молота на безвзрывной технологии разработки полезных ископаемых. В сб. Международной конференции "Высокогорные исследования - изменения и перспективы в XXI веке" , Бишкек, 1996 г., с. 176 (соавторы М.Ураимов, Б.С.Султаналиев, И.И.Исмаилов, Ч.М. Абды-кппаров, Е.Н Даниленко).

9. Гидравлические молоты "Импульс". В сб материалов IV научной конференции Кыргызско-Росснйского славянского университета, Бишкек, 1997 г., с.77. (соавторы М.Ураимов, Б.С.Султаналиев, И.И.Исмаилов).

10. О влиянии точности изготовления деталей ударной группы гидравлического молота на его к п д. В сб. материалов IV научной конференции Кыргызско-российского славянского университета, Бишкек, 1997 г, с.78 (соавтор М.Ураимов).

11. Расчет и обоснование посадок цилиндрических соединений ударного узла гидравлического молота типи "Импульс 300". В сб. материалов Международной научной конференции "Научно-технических прогресс - основа развития рыночной экономики", Караганда, 1997 г., с. 245...248 (соавторы М.Ураимов, Б.С.Султаналиев)..

12. Сравнительный анализ конструктивных схем гидравлических ударных механизмов. В сб. научных трудов Института машиноведения НАН Кыргызской Республики. Вып. 1. Бишкек, Илим, 1997 г., с. 18...33 (соавтор М.Ураимов).

13. Определение меретечек жидкости в канал управления при работе ударного механизма. В сб. научных трудов Института машиноведения НАН Кыргызской Республики. Вып. I. Бишкек, Илим, 1997 г., с 83...90.

Квитко Светлана Ильинична

ГИДРАШШКАЛЫК БАЗГАНДАРДЫН КУРАМ АЛЫК

СХЕМАЛАРЫН ТАЛДОО ЖАНА ЖАСООНУН ТАКТЫГЫНЫН ТАЛАПТАРЫН НЕГИЗДЕШТИРУУ

Бул эмгекте аткарылган изилдеолер гидравликалык базгандардын стабилдуу иштеши учун тийишкен беттердин тактыгын жогорулатуудагы изилдевлердуи жыйынтыш келтирилген.

Уруу тетиктерннин группасын жасоодо мумкун бол гон так эместиктерди азайтуу максатында, изилдвв аткаруу тузулушунун тулкусунда узатасысынын вл-чему минималдуу болгон жана базгандын тийишкен беттеринин тактыгын кам-сыз кылуучу конструктивдик схемаларда жургузулген.

Пазглпдмн пн'шпнсен Оеперпнпи учуидугунан жана ушул бенерлин жылчы-гмнын чондугунан опариын оптнмзлдуу чоцдугун тябуум мумкун берген уруу мехажпмнннн кубатуулуг унун опрруусунун чакон ченемдуулугу коюлган.

"Импульс" шбиндеш гнлравлнкалык баианлын мунсиломосунуи, уруу груп-пасынмн тетнктерин жпеоо гактьнына болтн тачаптын неппннде уруу бо-лутуиун кыймыллуу тийншуу бсшндегн жылчьппан коз каранлылыгм коюлган.

Квтко Светлана Ильинична

ДИДЛИ) КОПСТГУКТШШЫХ СХЕМ II ОБОСНОВАНИЕ ТГЕШВАНИИ К ТОМНОСТИ I! И ОТОПЛЕНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ молотов

Выполненные в работе исследования посвящены решению задач повышения точности сопряжений гидравлических молотов для обеспечения стабильной их работы.

С целью уменьшения возможных погрешностей обработки деталей ударной группы выполнен поиск таких конструктивных схем, которые имеют минимальные продольные размеры корпуса исполнительного устройства и обеспечивают повышение точности сопряжений поршня-ударника.

Установлены закономерности изменения потерь мощности ударного механизма от длины сопряжений поршня-ударника и величины зазоров в этих сопряжениях, позволяющие найти их оптимальные величины.

Установлены зависимости характеристик гидравлических молотов типа "Импульс" от величины зазоров в подвижных сопряжениях ударного узла, на основе которых обоснованы требования к точности изготовления деталей.

Kvitko Svetlana Ilinichna

ANALYSIS OF THE CONSTRUCTIVE CIRCUITS AND SUBSTANTA HON OF THE REQUIREMENTS TO ACCURACY OF MANUFACTURING HUDRAUUC HAMMERS

The researches executed in work are devoted to ilie solution of problems of increasing accuracy of hydraulic hammer interfaces for providing their stable woik.

With the purpose of. possible errors reduction in processing of details of shock group, search of such constmctive circuits was executed that have the minimum longitudinal sizes of the case of the executive device, and provide accurafcy increase of piston interfaces.

Laws of change in losses of capacity of a shock gear from a length of interfaces piston and size of backlashes in these interfaces, enabling finding their optimum sizes were establish<,<i. Dependencies of the characteristics of hydraulic hammers of "Impulse" type on size of backlashes in mobile interfaces of shock unit were established, on the basis of which requirements to accuracy in detail manufacturing of shock group are justi-

fied.