Системный анализ и синтез статических и динамических параметров гидрообъемного привода скребковой цепи щебнеочистительных машин

Ковальский, Виктор Федорович

Машиноведение, системы приводов и детали машин

автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Системный анализ и синтез статических и динамических параметров гидрообъемного привода скребковой цепи щебнеочистительных машин

доктора технических наук: Ковальский, Виктор Федорович
город: Москва
год: 2005
специальность ВАК РФ: 05.02.02
цена: 450 рублей

Диссертация по машиностроению и машиноведению на тему «Системный анализ и синтез статических и динамических параметров гидрообъемного привода скребковой цепи щебнеочистительных машин»

Автореферат диссертации по теме "Системный анализ и синтез статических и динамических параметров гидрообъемного привода скребковой цепи щебнеочистительных машин"

На правах рукописи

СИСТЕМНЫЙ АНАЛИЗ И СИНТЕЗ СТАТИЧЕСКИХ И ДИНАМИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРООБЪЕМНОГО ПРИВОДА СКРЕБКОВОЙ ЦЕПИ ЩЕБНЕОЧИСТИТЕЛЬНЫХ МАШИН

Специальность 05.02.02 «Машиноведение, системы приводов и детали машин»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Москва — 2005 г.

Работа выполнена в Московском государственном университете путей сообщения (МИИТ).

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Анатолий Ильич Беляев; доктор технических наук, профессор Виктор Константинович Навроцкий; доктор технических наук, профессор Евгений Александрович Пучин

Ведущая организация: Всероссийский научно-исследовательский и конст-рукторско-технологический институт подвижного состава (ВНИКТИ).

Защита состоится » Ц 2005 г. в /3 часов на заседании диссерта-

ционного совета Д 218.005.01 в Московском государственном университете путей сообщения (МИИТе) по адресу: 127994, Россия, г. Москва, ул. Образцова, дом. 15, ауд. 2505.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МИИТа. Автореферат разослан « М » ОН*й^у^>/2005 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, доктор технических наук, профессор у Г.И. Петров

20О6 - 4 /( 7/Г

////Г//

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Транспортная стратегия России предусматривает в кратчайшие сроки решение ряда важнейших задач, связанных с обновлением технических средств железных дорог, повышения эффективности работы отрасли на основе внедрения новых технологий для обеспечения устойчивой конкурентоспособности железнодорожного транспорта в сравнении с другими видами транспорта. Интенсивная эксплуатация и значительная протяженность сети железных дорог требуют выполнения больших объёмов работ по ремонту, реконструкции и содержанию пути и, как следствие, создания современных высокопроизводительных путевых машин, в том числе щебнеочистительных комплексов. Для повышения производительности при высокой энергоемкости процесса вырезания и очистки щебня приводы основных рабочих органов щебнеочистительных машин должны иметь мощность до 500-800 КВт. Жесткие ограничения по массе и габаритам, требования к регулируемости параметров, работа в условиях переменных нагрузок определяют целесообразность применения гидрообъёмного привода основных рабочих органов, в том числе и скребковой цепи.

Переход на гидрообъёмную трансмиссию существенно изменяет параметры амплитудно-частотной характеристики привода, смещая зону усиления в область низких частот. При определенных режимах нагружения и параметрах системы в гидравлическом приводе возникают значительные колебания давления и расхода рабочей жидкости, снижающие эффективную мощность привода, безотказность его элементов, и, в конечном счете, производительность машины.

Ошибки в выборе параметров привода уменьшают эффективность работы машины и увеличивают срок внедрения в производство новой техники. В связи с этим вопросы системного анализа и синтеза рациональных статических и динамических параметров гидрообъёмного привода рабочих органов непрерывного действия путевых машин являются актуальными.

Цель работы - повышение эффективной мощности и безотказности объемного гидравлического привода на основе системного анализа режимов нагружения и синтеза статодинамических характеристик привода скребковой цепи щебнеочистительных машин.

Методы исследований - математическое моделирование технических систем, теория колебаний, теория автоматизированного гидропривода, теория случайных процессов и математической статистики, численные методы решения дифференциальных уравнений, натурный эксперимент в условиях ремонта железнодорожного пути, математическое моделирование процесса накопления усталостных повреждений в элементах гидропривода при учете случайного характера параметров, определяющих наработку этих элементов до отказа, методы статистических испытаний и теории чувствительности для определения показателей безотказности.

Научная новизна работы заключается:

- в полученных экспериментально зависимостях энергоёмкости и момен-тоемкости процесса вырезания щебня от производительности скребковой цепи и коэффициента заполнения межскребкового пространства, и обосновании на стадии проектирования установочной мощности привода, а также в определении методов автоматизации управления режимами работы щебнеочистительной машины;

- в полученных экспериментально корреляционных и спектральных характеристиках режима нагружения привода скребковой цепи и разработке модели формирования сопротивления движению скребковой цепи как случайно-детерминированной функции времени, скорости машины и перемещения скребковой цепи;

- в разработке математической модели динамики объемного дизельги-дромеханического привода скребковой цепи щебнеочистительных машин, учитывающей основные нелинейные зависимости параметров привода, в том числе

зависимость момента сопротивления на приводной звездочке от движения машины и перемещения цепи;

- в обосновании структуры привода и в определении рациональных динамических параметров гидрообъемной передачи привода скребковой цепи щеб-неочистительной машины, обеспечивающих минимизацию до технически обоснованного уровня коэффициента вариации колебаний давления в гидросистеме при сохранении устойчивости движения рабочего органа;

- в разработке математической модели расчета безотказности рукавов высокого давления при эксплуатационных режимах нагружения гидрообъёмной передачи, которая может быть использована для определения количества запасных частей, а также для оценки эффективности на стадии проектирования принятых решений по структуре объемного гидропривода скребковой цепи щебнеочистительных машин.

Практическая ценность: разработанные в диссертации алгоритмы и программное обеспечение позволяют в автоматизированном режиме рассчитывать рациональные статические и динамические параметры, а также безотказность элементов гидропривода скребковой цепи щебнеочистительных машин, что в конечном итоге существенно сокращает сроки проектирования, повышает эффективность, надежность и производительность путевой техники. Получен Патент на изобретение № 2235161 «Объемный гидропривод выгребной цепи путевой щебнеочистительной машины».

Реализация работы. Разработанные в диссертации методики и программное обеспечение использованы ПТКБ ЦП филиал ОАО «РЖД» РФ и ОКБ КЗ «Ремпутьмаш» филиал ОАО «РЖД» РФ при проектировании объемного ди-зельгидромеханического привода ЩОМ-1200 и реализовано при изготовлении на КЗ «Ремпутьмаш» филиал ОАО «РЖД» РФ серийно выпускаемых машин.

Методические разработки диссертации легли в основу четырех методических указаний к курсовому и дипломному проектированию для студентов МИИТа специальностей «Подъемно-транспортные, строительные, дорожные

машины и оборудование» и «Роботы и робототехнические системы».

Апробация работы и публикации. Достоверность и эффективность разработок подтверждена результатами испытаний и эксплуатации щебнеочисти-тельных машин нового поколения с гидрообъемным приводом скребковой цепи.

Основные этапы и положения работы докладывались и получили одобрение на научно-практических конференциях «Путевые машины» г. Калуга в 2001 и 2002 годах; на четвертой научно-практической конференции «Безопасность движения поездов», г. Москва, 16-18 апреля 2003 года; на международной научно-практической конференции «Транссибирская магистраль на рубеже ХХ-ХХ1 веков: Пути повышения эффективности использования перевозочного потенциала», г. Москва, МИИТ, 24-25 апреля 2003 года; на международной научно-практической конференции на тему: «В.Н. Болтинский и развитие автотракторной науки», посвященной 100-летию со дня рождения академика ВАСХНИЛ В.Н. Болтинского, г. Москва, 26-30 января 2004 года; на 7-ой Всероссийской конференции «Подъемно-транспортная техника, внутризаводской транспорт, склады», г. Москва, 26-29 апреля 2004 года; на научно-практической конференции «Инновации в эксплуатации и развитии инфраструктуры железнодорожного транспорта», г. Щербинка, Россия, 24-25 июня 2004 года; на научной конференции и заседании комиссии УМО по ПТМ, посвященной 100-летию со дня рождения профессора Г.П. Ксюнина, г. Новочеркасск, 15-17 сентября 2004 года; на совместном заседании кафедр «Путевые, строительные машины и робототехнические комплексы» и «Машиноведение и сертификация транспортной техники» МГУ ПС (МИИТа), на заседаниях научно-технического совета КЗ «Ремпутьмаш» филиала ОАО «РЖД» в 2003,2004 и 2005 годах.

По теме диссертации опубликовано 16 работ в изданиях, рекомендованных ВАК Российской Федерации, и 12 в других изданиях, 4 методических указания, получен патент на изобретение

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введе-

ния, пяти глав, общих выводов по результатам работы, приложения, списка используемой литературы и содержит 240 страниц текста, 64 рисунка, 9 таблиц и приложение на 35 страницах.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснованы актуальность проблемы, ее практическая значимость, цель исследований и сформулированы научная новизна и основные приоритеты работы.

В первой главе проведен анализ состояния вопроса, определены цель и задачи исследования. Рост грузовых и пассажирских перевозок на сети железных дорог определяет необходимость повышения скоростей движения подвижного состава, что в свою очередь предъявляет новые требования к устойчивости железнодорожного полотна. Значительная протяженность сети Российских железных дорог требует выполнения больших объемов работ по их ремонту, реконструкции и содержанию и, как следствие, определяет необходимость создания современных высокопроизводительных путевых машин, в том числе щеб-неочистительных комплексов, приводы основных рабочих органов которых для обеспечения производительности 900-1200 м3/час должны обладать мощностью до 500-800кВт. Жесткие ограничения по массе и габаритам, необходимость оперативного регулирования параметров, высокие требования к надежности в условиях переменных нагрузок требуют определения рациональной структуры привода наиболее нагруженного рабочего органа путевой машины - скребковой цепи.

В работе разработаны технические требования и обоснована структура привода скребковой цепи щебнеочистительных машин, состоящая из дизеля, гидрообъемной передачи с регулируемым насосом и механической передачи (объёмный дизельгидромеханический привод). Применение гидрообъемной передачи вносит свои специфические особенности, связанные с величиной и распределением масс и податливостей элементов привода скребковой цепи.

В фундаментальных работах отечественных ученых О Н Трифонова,

В.Н. Прокофьева, K.JI. Навроцкого, В.К. Свешникова, Д.Н. Попова, С С. Па-наиотти, В.В. Ермакова, В.М. Бермана, И 3. Зайченко, АЛ. Комарова, Б.Л. Ко-робочкина и др., а также в работах В.К. Навроцкого, В.А. Васильченко, Г.С Загорского, Ю.П. Майорова, И.А. Панина, О.Н Панчева и др. разработаны основы конструирования и расчета гидропривода. Значительный вклад в теорию и практику динамики и надежности приводной техники внесли работы А.И. Беляева, Е.А. Пучина и др. В тоже время специфические особенности режимов нагружения, динамических характеристик и кинематических связей скребковой цепи щебнеочистительных машин предопределяют необходимость проведения дальнейших исследований.

Режим нагружения привода скребковой цепи формируется в результате взаимодействия движущейся под действием привода скребковой цепи и материала балластной призмы. Случайное распределение физико-механических характеристик по массиву разрабатываемого щебня, кинематика скребкового рабочего органа и трансмиссии приводного механизма, распределение масс и упругих элементов привода, управляющие воздействия оператора формируют сложный режим нагружения скребковой цепи и трансмиссии, включающий как детерминированную, так и случайную составляющие. Вопросами проектирования, расчета и технической эксплуатации грунторазрабатывающих машин и их комплектов занимались И.А. Недорезов, Е.М. Кудрявцев, Э.Н. Кузин, Б.А. Бон-дарович, В.И. Баловнев и др. Однако в этих работах не ставились задачи анализа взаимодействия скребковых цепей со щебеночным балластом и не изучены вопросы динамики работы приводов щебнеочистительных машин. На основании проведенного анализа сформулирована задача исследования и методы ее решения.

Во второй главе автором разработан алгоритм расчета среднестатистических параметров привода скребковой цепи по методике ВНИИЖТа в среде электронных таблиц EXCEL. Для скребковой цепи ЩОМ-1200 выполнены расчеты скорости движения скребковой цепи, момента сопротивления движению

на валу приводной звездочки, мощности и удельной энергоемкости в зависимости от производительности для среднестатистических условий эксплуатации. На основании полученных результатов по разработанному алгоритму проектирования объемного гидропривода выполнены расчеты статических параметров и выходной характеристики привода скребковой цепи. Полученные результаты легли в основу принятия проектных решений при создании привода скребковой цепи щебнеочистительных машин нового поколения.

При переменной нагрузке скребковой цепи режим нагружения элементов привода зависит от его динамических характеристик, поэтому при создании привода необходимо учитывать его внешнюю и внутреннюю динамику. Целью исследования динамики привода скребковой цепи является стабилизация режима нагружения гидрообъемной передачи и дизельного двигателя при переменной нагрузке на исполнительном органе, вызываемой изменением физико-механических свойств разрабатываемого щебеночного балласта, кинематикой движения скребкового устройства и управляющими действиями машиниста. Привод скребковой цепи представляет собой многомассовую систему, состоящую из элементов, обладающих упругими, инерционными и диссипативными свойствами. Однако известно, что податливость гидрообъемной трансмиссии как минимум на порядок выше податливости механической трансмиссии, поэтому с достаточной для практических целей точностью при анализе низкочастотных составляющих колебаний можно использовать двухмассовую динамическую модель привода скребковой цепи. При известных параметрах привода движение масс, приведенных к объемному насосу и мотору, определяется характером изменения момента сопротивления движению на исполнительном органе. Проведенный автором анализ условий формирования режима нагружения привода скребковой цепи показал, что нагрузка, действующая на исполнительный орган щебнеочистительных машин, имеет две основные составляющие:

- зависящую от времени и связанную с периодическими изменениями скорости движения машины в направлении забоя, случайными изменениями

толщины срезаемого слоя и управляющими воздействиями оператора: Mc(t) = M(t)+ Ма sin(27tfpt), где M(t)- математическое ожидание момента сопротивления движению скребковой цепи; Ма- амплитуда колебаний момента сопротивления движению относительно M(t); fp- частота колебаний момента

сопротивления движению;

- зависящую от угла поворота и скорости движения скребково-цепного

рабочего органа ср2: Mc = f(<P2,<P2)-

Блок-схема формирования режима нагружения привода скребковой цепи представлена на рис. 1, где I], ¡2 - приведенные к валу гидронасоса динамические моменты инерции масс, механически связанных с валом гидронасоса и с валом гидромотора; Ф],Ф2 - приведенные к валу гидронасоса углы поворота соответствующих масс; См* механическая жесткость гидрообъемной трансмиссии; Р - коэффициент диссипативных потерь; А и В - параметры линеаризованной механической характеристики приводного дизеля.

Щебеночный балласт обладает односторонним сопротивлением, поэтому приведенная модель нагрузки имеет смысл только при условии ф2 â 0. Остановка скребковой цепи приводит к росту давления в гидросистеме вплоть до срабатывания предохранительного клапана. Необходимость разгрузки цепи для повторного пуска привода цепи приводит к потере производительности щебне-очистительной машины. Условие ф2 â 0 в переходных процессах можно рассматривать как критерий устойчивости движения привода.

Зависимость момента сопротивления движению скребковой цепи от ее перемещения позволяет рассматривать щебеночную призму как упругий элемент, последовательно присоединенный к гидравлическому приводу со стороны гидромотора. При движении скребковой цепи этот элемент периодически изменяет свою жесткость в функции пройденного пути, поэтому можно принять Мь^Фг) = X МЬ Э1П(ф2)- Возникающие в рассматриваемой системе колебания

могут быть отнесены к автоколебаниям, т.к. возникают при отсутствии внешнего воздействия, их характер определяется устройством системы, источник энергии, покрывающий потери, является неотъемлемой частью системы. Экспериментальные исследования режимов работы скребковой цепи показали, что в зоне рациональных режимов момент сопротивления слабо зависит от скорости

цепи, что позволяет принять X Ф2 = cor,st и отнести его к постоянной составляющей момента сопротивления.

.^.A-Bb-ft-bycJ*-*

d2<h ,fd<f>i 'It2 =Тл

dcpy dtp? dt

Рис.1 Блок-схема формирования режима нагружения привода скребковой цепи.

При фактическом распределении динамических моментов инерции элементов привода Ij » I2 - В этом случае при исследовании условий формирования упругого момента в трансмиссии можно принять ф| = const.

При ограничении по массе и мощности привода рабочего органа необходимо минимизировать потери энергии в системе. Наряду с потерями, учитываемыми при расчете установившегося режима работы, в автоколебательных системах возникают дополнительные потери энергии, связанные с рассеиванием энергии колебаний. Рассмотрим математическую модель движения привода скребковой цепи:

рабочего органа от относительной скорости и перемещения скребковой цепи;

ср = оЯ ~ ф2 — относительное перемещение масс привода, жестко связанных с валом гидромотора.

Решая и преобразовывая уравнение (1), определяем среднюю за период колебаний мощность:

где: Мер - среднее значение момента сопротивления движению; Х- ордината амплитудно-частотной характеристики привода; со] - частота колебаний момента сопротивления движению.

Тогда потери энергии на относительные колебания масс трансмиссии можно оценить «динамическим» КПД привода:

(1)

(2)

Таким образом, в автономной системе потери мощности на рассеивание энергии при колебаниях зависят от амплитуды и частоты изменения момента сопротивления движению и динамических параметров системы, определяющих АЧХ привода: динамического момента инерции, жесткости трансмиссии и дис-сипативных потерь в приводе и исполнительном механизме. На рисунке 2 показаны результаты расчета зависимости КПД, ординаты амплитудно-частотной характеристики и угла сдвига фазы от частоты изменения момента сопротивления движению на валу звездочки привода скребковой цепи щебнеочиститель-ной машины ЩОМ-1200.

Частота, гц

Рис. 2 Зависимости КПД, ординаты АЧХ и угла сдвига фазы от частоты изменения момента сопротивления движению: 1 - ордината амплитудно-частотной характеристики; 2 - угол сдвига фазы; 3 - динамический КПД привода. При совпадении частоты изменения момента сопротивления и частоты

собственных колебаний привода возрастает амплитуда колебаний давления в

гидросистеме (упругого момента) и скорости вращения вала гидромотора В автоколебательной системе «привод - скребковая цепь - щебеночная призма» это приводит к заметному снижению КПД привода.

Существенного снижения амплитуды колебаний давления в гидросистеме без уменьшения КПД можно достичь только в зарезонансной зоне при изменении частоты собственных колебаний за счет изменения динамических параметров привода (Ь, С„). Выбор динамических параметров представляет достаточно сложную задачу ввиду ограничений, накладываемых при физической реализации. Увеличение момента инерции затрудняет защиту привода от перегрузок при стопорении скребковой цепи и увеличивает забросы давления в пусковых режимах. Поэтому необходимо снижать жесткость гидравлической трансмиссии См, что может быть достигнуто введением в гидросистему гидропневмоак-кумулятора Ориентировочная оценка конструктивного объема гидропневмоак-кумулятора может быть сделана исходя из определенной автором эффективности его работы, когда собственная частота гидропневмоаккумулятора равна характерной частоте колебаний давления в гидросистеме

А.Р 'г л1га

(4)

4т*р2Р0%(1г+1.7гг)

где: г, - радиус горловины аккумулятора; ¡^ - показатель политропы; Ра - максимальное давление в гидросистеме; Р0 - давление предварительной зарядки газа: 1г- длина горловины аккумулятора; р- плотность рабочей жидкости.

Введение аккумулятора в гидросистему ведет к существенному снижению жесткости последней, что в свою очередь при недостаточном моменте инерции 12 сопровождается ростом амплитуды колебаний скорости скребковой

цепи, до потери устойчивости движения привода. Поэтому необходимо введение в привод еще одного аккумулирующего тела маховика, устанавливаемого на вал гидромотора и обеспечивающего устойчивость движения скребковой цепи. Для предварительной оценки необходимого динамического момента инерции условие граничной устойчивости для зарезонансного режима работы привода получено автором в виде:

Г? 0)^

2ш2Ся

Ь>-

8я

2РаУ0Н , (Р-Рхх^УрГ

(5)

й)2Ся

г2,.2

где: Са - механическая жесткость гидропневмоаккумулятора; Ра - математическое ожидание амплитуды колебаний давления; Р - математическое ожидание давления в гидросистеме; V" - рабочий объем гидронасоса; Рхх - давление в гидросистеме при холостом движении скребковой цепи.

Границы устойчивых режимов в зарезонансной зоне и коэффициенты динамичности из условия устойчивости движения привода приведены на рисунке 3.

Учитывая допущения, принятые при выводе зависимостей (4) и (5), данные выражения могут быть использованы для предварительной оценки динамического момента инерции и емкости гидропневмоаккумулятора. Это дает возможность существенно ограничить область поиска рациональных значений параметров привода при компьютерном моделировании.

Уточненный расчет статических и динамических характеристик привода требует знания действительного характера изменения момента сопротивления движению скребковой цепи, который был получен экспериментальным путем.

§ « 12

1 5

а ш

I | 10

« X

5 §

£ I 8

»и

3- О

х и > 5

а с

ь >•

50 100 150

Механическая жесткость трансмиссии, Нм

200

Рис. 3 Границы устойчивых режимов в зарезонансной зоне при различной частоте колебаний:

——1 минимальные приведенные динамические моменты инерции, --коэффициенты динамичности из условия устойчивости.

В третьей главе приведены результаты экспериментальных исследований режима нагружения привода скребковой цепи опытного образца щебнео-чистительной машины ЩОМ-1200.

Экспериментальные исследования проводились с целью проверки методики расчета параметров привода по величине удельной энергоемкости, анализа условий формирования режима нагружения привода и получения частотной модели момента сопротивления движению скребковой цепи.

В соответствии с программой экспериментального исследования выполнены инструментальные измерения основных параметров режима работы привода движения скребковой цепи: давления в напорной магистрали гидрообъемной передачи на входе в гидромотор и выходе из гидронасоса; давления в ли-

нии слива на выходе из гидромотора; частоты вращения промежуточного вала редуктора привода звездочки скребковой цепи; частоты вращения ходового колеса тягового модуля.

Эксперимент проводился на испытательном полигоне Калужского завода «Ремпутьмаш» и на действующих перегонах Приволжской железной дороги. В процессе эксперимента варьировались линейная скорость скребковой цепи и рабочая скорость движения машины. Это определяло изменение коэффициента наполнения ячеек цепи и режима нагружения привода.

В результате эксперимента было зафиксировано более 150 режимов работы привода скребковой цепи ЩОМ-1200. Анализ экспериментальных процессов показал, что режим нагружения гидрообъёмного привода скребковой цепи носит случайный нестационарный характер. Изменение давления рабочей жидкости в гидросистеме проявляется в следующих видах: периодические колебания давления в широком диапазоне частот, монотонное возрастание или снижение средней величины давления, скачкообразное возрастание давления в гидросистеме.

Т.к. основное движение скребковой цепи и взаимодействие лопаток с балластом являются периодическими процессами, то возникают циклические колебания величины момента сопротивления на валу гидромотора. В результате их взаимодействия с динамической системой привода формируется режим колебаний давления в гидросистеме. Монотонные изменения уровня давления в гидросистеме связаны с изменением состояния щебеночного слоя, а также с управляющими воздействиями оператора. Импульсные забросы давления возникают при встрече лопаток скребковой цепи с различного рода включениями в щебеночном балласте или попаданием щебня между торцом лопатки и корпусом желоба.

В нестационарном режиме нагружения привода скребковой цепи могут быть выделены локально стационарные участки, что дает возможность анализировать нестационарные режимы нагружения привода рабочего органа из-

вестными методами теории вероятности и математической статистики.

Анализ полученных реализаций показал, что в качестве критерия тяжести режима можно принять коэффициент вариации давления на гидравлическом моторе привода скребковой цепи. На рисунках 4 и 5 приведены графики зависимостей параметров режима работы от производительности машины и от коэффициента заполнения ячеек скребковой цепи, полученные при постоянной средней скорости цепи и = 2.87м/с для двух групп режимов с усредненными коэффициентами вариации давления у~0 08 и у=0.15. На их основании можно сделать вывод, что принятый критерий оценки режима в целом отражает связь среднестатистических оценок режимных параметров и их дисперсии. Режимы с большим коэффициентом вариации момента привода характеризуются увеличением затрачиваемой мощности и энергоемкости процесса

Существенное влияние на энергоемкость процесса оказывает коэффициент заполнения ячеек скребковой цепи. Полученные экспериментальные зависимости энергоемкости е от коэффициента заполнения к были аппроксимиро-

ваны полиномами второго порядка: е = 1.37к - 1.94к +1.05 для коэффициента

вариации у = 0.15 и е = 1.32к -1.97к + 1.07 для у = 0.08. Аппроксимирующая зависимость выбиралась по максимуму квадрата смешанной корреляции Я2<1, отражающему степень достоверности аппроксимации. Полученные зависимости носят экстремальный характер, для более тяжелых режимов работы минимум энергоемкости смещается в зону меньших значений коэффициента заполнения межскребкового пространства. При коэффициентах заполнения, близких к единице, энергоемкость возрастает. Очевидно, что это связано с изменением условий движения щебеночного балласта в зоне забоя и в желобе. Увеличение энергоемкости при уменьшении коэффициента заполнения определяется относительно большими внутренними сопротивлениями движению цепи по желобу и подпутной балке.

0,9

0,8

0,7

0.6

0.5

0,4

0,3

. // - /

Га

А Л

Г"

i— i ^

л л

—

-+ —

320

280

240 ф"

160

120

450

550 650 750 850

Производительность, м3/час

950

■ Энергоемкость 08 + Коэфф заполнения V—О 08 а Мощность V—0 08 ' ■ Мощность у=0 08

-Энергоемкость ^--0 08

— - Коэффициент заполнения V—О 08

♦ Энергоемкость v=0 15 А Коэфф заполнения 0 15 X Мощность v- -0 15 ■—■ Мощность v=0 15

Энергоемкость v=0 15 ■ ■ Коэффициент заполнения v=»0 15

Рис. 4 Зависимость параметров привода от производительности при постоянной скорости цепи. Коэффициенты вариации давления у=0.15, у=0.08.

Сравнение полученных результатов с результатами экспериментов, проведенных при более высокой скорости цепи и = 3.78м/с (рис. 6), показало, что увеличение скорости движения цепи при постоянной производительности выгребного устройства приводит к возрастанию мощности и энергоемкости процесса При уменьшении производительности с сохранением высокой скорости движения цепи уменьшается коэффициент заполнения ячеек цепи, и увеличиваются относительные потери мощности привода.

0,2

t—¡ 41 L

i j

i 4-

80 0

Коэффициент заполнения

■ Энергоемкость v—0 08 ♦ Энергоемкость v~0 15

* Мощность v—0 08 * Производительность V—0 08

+ Мощность v-0 15 • Производительность V—0 15

--Производительность v=0 08 Мощность v—О 08

— - Мощность v«0 15 • - Производительность v«4) 15 -Энергоемкость v"0 08 — — Энергоемкость v"0 15

Рис. 5 Зависимость параметров привода от коэффициента заполнения при постоянной скорости цепи. Коэффициенты вариации давления v=0.15, v=0.08.

Полученные зависимости энергоемкости процесса от производительности при скоростях цепи и = 3.8м/с и и = 2.9м/с аппроксимированы соответственно

полиномами второго порядка: е = 1,22П2/10б -0.002П +1.269 и

1 7

е = 9.61П /10 - 0.0012П + 0.743. Зависимости носят экстремальный характер, при увеличении производительности минимум энергоемкости смещается в зону более высоких скоростей движения цепи. Результаты эксперимента показывают, что скорость цепи в зоне рациональных режимов относительно слабо влияет на моментоемкость процесса. При уменьшении производительности моментоемкость режимов с высокой скоростью цепи возрастает, а при высокой производительности уменьшается. Очевидно, что в этом случае скорость цепи

влияет на энергозатраты как за счет изменения мощности, затрачиваемой на движение цепи, так и за счет изменения коэффициента заполнения межскребкового пространства.

Производительность П, м*/час

о Энергоемкость и=»3 8 м/с • Энергоемкость и»2 9м/с + Коэфф заполнения и=2 9м/с а Мощность и=Э 8м/с '<■■"-"■ Мощность и^З 8м/с

Моментоемкость и=3 8м/с

— — Энергоемкость ив2 9м/с

— - Коэфф заполнения и—2 8м/с

• Моментоемкость и»«3 8м/с х Моментоемкость и=*2 9м/с

- Коэфф заполнения и=3 8м/с

* Мощность и«=2 9м/с — - Мощность и«2 9м/с

Энергоемкость и~3 8м/с

- - Моментоемкость и**2 9м/с ........ Коэфф заполнения 0*3 8м/с

Рис. 6 Зависимость параметров привода цепи от производительности.

Скорость цепи: и=3.8м/с, и=2.9м/с.

Проведенный анализ результатов экспериментов показал, что расчет скребкового устройства щебнеочистительных машин по геометрическому объему ячеек межскребкового пространства при максимальной скорости цепи и коэффициенте заполнения, равном единице, приводит к завышенным оценкам производительности. Практически устойчивые режимы соответствуют коэффи-

циенту заполнения 0.4 - 0.8 при оптимальном по энергоемкости значении 0.75-0.85. С целью предварительного определения параметров привода скребковой цепи целесообразно принимать энергоемкость процесса равной 0.38-0.4 кВт/(м3/час).

Проведенные испытания показали, что щебнеочистительная машина ЩОМ-1200 имеет существенные резервы повышения производительности, которые при ручном режиме управления принципиально не могут быть реализованы. Учитывая высокую стоимость работ по очистке щебня, повышение эффективности щебнеочистительных машин может бьггь достигнуто введением автоматизированной системы управления режимом работы скребкового устройства по критерию минимума энергоемкости. В основу алгоритма управления следует положить полученные автором экспериментальные зависимости.

С целью исследования источника колебаний и определения методов стабилизации нагрузки привода для локально стационарных участков режимов нагружения были получены спектральные плотности для скорости движения ЩОМ-1200 и давления в гидроприводе скребковой цепи. Пример режима приведен на рис.7, а соответствующих спектров на рис.8.

Анализ спектральных характеристик процесса показывает, что режим нагружения привода скребковой цепи имеет сложный многочастотный характер. Можно выделить три зоны частот, на которых сосредоточена основная мощность колебаний давления в гидроприводе. Независимо от скорости движения цепи существенная мощность колебаний давления сосредоточена в диапазоне 0,7-5-1.0 Гц. Источником колебаний момента сопротивления привода в этом диапазоне является циклический характер изменения скорости движения машины. Эти частоты находятся вблизи собственной частоты привода, что позволяет говорить о резонансном характере колебаний.

Скребковая цепь является источником колебаний значительной мощности на частотах, определяемых взаимодействием зубьев звездочки и звеньев цепи и на частотах вхождения лопаток цепи в слой щебеночной призмы.

Результаты экспериментальных исследований позволили уточнить методику расчета исходных параметров для проектирования системы привода скребковой цепи и определить рациональные режимы работы привода.

360 т

зоо -

240

1 а

Ъ I

е I & 1 8 ? ° б 8.

1 80

1 20 -

60 -

С корость цепи Давление напора мотора -Скорость движения машины

Время процесса,с

-Давление на насосе Давление слива мотора

Рис. 7 Экспериментальная осциллограмма параметров привода скребковой цепи.

3000

2500

2000 о

1500

1000

500

- 10 О) СП I—_ т- 1/7 о> СО г~_ СО СМ_ СО о, ^Т 00 О» <С> О 5 г-" <гч сч со СО со" чг ^ «V 1Л <о <о Г - г^Г I— ОО 00* от"

* ¿Г

8 1 X

п §

а.

Ё ф

-500

Давление - Скорость машины

Частота процесса, Гц

— АЧХ

— Момент сопротивления.

Рис. 8 АЧХ привода выгребной цепи, спектральные плотности скорости машины, давления и момента на звездочке.

В четвертой главе приведены результаты второго этапа теоретических исследований динамики привода скребковой цепи щебнеочистительных машин нового поколения с целью создания алгоритма определения рациональных динамических параметров. Уточнение касается разработки математической модели движения привода, учитывающей механику гидрообъемной передачи и механическую характеристику приводного дизеля, а также описания и задания нагрузки на исполнительном органе машины, так как её параметры определяются, с одной стороны, физико-механическими свойствами разрабатываемого

щебня, а с другой - параметрами привода скребковой цепи.

Для анализа процесса формирования режима нагружения гидрообъемного привода, исследования методов стабилизации давления в гидравлической системе и расчета рациональных параметров привода построена имитационная математическая модель объемного дизельгидромеханического привода с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости и системой подпитки. Модель учитывает нелинейные зависимости для параметров привода и включает модель формирования сопротивления движению, как случайную функцию времени и выходных параметров привода:

Р V

если рп>р0П,то е1 = Роп + еп, иначе е!=еп;

Рп

если рп > Ркп, то Ркп = (рп - р^ )Крп, иначе = 0;

мп - 2п гпшп>

если (Оп^Шеп.то (1П= Аг-Вгсоп-Мп;

если юп<соеп и Шв^Шеш, то (1П = Ак "Вк©„-М„;

если (оп<соет,то 1п-11 = В2сзп-Мп;

А (6)

2 <к " 2п дкп д$ ^ 0 Рз 2тс '

Р V

если р5>р05, то е2 = К0!5 ^ + е8, иначе е2=е8;

Рз

если р5 > рк8, то С>к8 = (р8 - рк8 )Кр8, иначе С^ = 0;

, ¿сот_У0т(рп-р5) _М.

т"ск " 2л т т ¡г'

<1<р

л т/'г.

рп;р5- давления в напорной и сливной линиях гидравлической системы; е[;е2 - приведенные гидравлические податливости напорной и сливной линий;

(Зкп'^кз - расходы предохранительного и подпиточного клапанов; -

рабочие объемы насоса и мотора; X - параметр регулирования насоса, 0<Х<1; Гд ;г™ -коэффициенты объемных утечек насоса и мотора; соп;сот- скорости вращения валов насоса и мотора; - коэффициенты вязкого трения насоса и мотора; 1„;1т- приведенные к валу насоса и валу гидромотора моменты инерции привода и массы цепи; Аг, АК,ВГ,ВК,В2 - параметры дизеля на регу-ляторном, корректорном и перегрузочном участках характеристики; А.ГДК-динамические коэффициенты дизеля для регуляторного и корректорного участков характеристики; (55 - расход насоса подпитки; ср- угол поворота звездочки цепи; 1г- передаточное отношение редуктора; роп ;р03 -давления зарядки газом гидропневмоаккумуляторов в напорной и сливной линиях; У0П;У05-объемы гидропневмоаккумуляторов в напорной и сливной линиях; соеп;а>ет - скорость вращения вала дизеля в номинальном режиме и режиме максимального момента; еп;е5-гидравлические податливости напорной и сливной магистралей; К рп; К р3 - параметры характеристик предохранительного и подпиточного клапанов; МП;М -моменты сопротивления движению на валах насоса и приводной звездочки; р^р^ - давления настройки предохранительного и подпиточного клапанов;

С целью оценки динамических характеристик привода, а также адекватности математической модели и экспериментальных данных, была получена его

амплитудно-частотная характеристика Для её построения разработанная система уравнений исследовалась методами численного интегрирования при вариации частоты изменения момента сопротивления движению. Нагрузка на приводной звездочке скребковой цепи задавалась в виде: М = М + Ма5т(оЯ), где: М,Ма- среднее значение и амплитуда момента сопротивления движению, Анализ АЧХ показал, что зона усиления колебаний давления и скорости находится в диапазоне частот 0,8-1.5 Гц, что соответствует характеру экспериментальных функций спектральной плотности. Хорошая сходимость с АЧХ линейной модели подтверждает вывод об определяющем влиянии распределения масс и податливости трансмиссии на режим нагружения привода.

При известной амплитудно-частотной характеристике привода можно по известному экспериментальному спектру давления в напорной линии гидравлического привода определить спектр момента сопротивления движению на валу приводной звездочки скребковой цепи (рис. 8). В спектре момента основная мощность колебаний сосредоточена на частоте прохождения звеньев и лопаток цепи. Мощность колебаний, генерируемых лопатками при вхождении в слой балласта, зависит от профиля балластной призмы. Поэтому в спектре присутствуют более низкие частоты, соответствующие прохождению каждой второй, третьей и т.д. лопаток. Мощность колебаний, определяемых изменением толщины срезаемого слоя балласта при периодических изменениях скорости движения машины, связанных с воздействием системы автоматической стабилизации скорости, относительно мала, но их частота совпадает с собственной частотой привода и амплитуда колебаний существенно увеличивается.

В результате спектр каждой реализации носит случайный характер, однако, применительно к поставленной в работе задаче: выявить режим, соответствующий номинальным параметрам механизма перемещения цепи и наиболее тяжелый с точки зрения динамики привода, можно момент сопротивления движению на валу приводной звездочки скребковой цепи аппроксимировать функцией: М = М50 + гапс1(ма соб(2яЛ) + М[, 5ш(фг/2) + Мс соз(фг)), (7)

Mso, Ma, Mb, Mc-составляющие сопротивления движению скребковой цепи, приведенные к моменту на звездочке привода; f - частота колебаний вынуждающей нагрузки; z- число зубьев звездочки привода цепи; ф - угол поворота звездочки цепи; rand - случайное число.

Математическая модель привода совместно с моделью формирования момента сопротивления движению звездочки привода цепи исследовалась методом численного интегрирования системы дифференциальных уравнений при наложенных ограничениях на параметры. На рис. 9 показаны спектральные плотности давления в гидрообъемной передаче, момента сопротивления движению на валу приводной звездочки и скорости цепи. Сравнение результатов, полученных при исследовании математической модели и при обработке экспериментальных режимов, показывает их хорошую сходимость. Это дает возможность применить математическую модель для исследования влияния динамических параметров привода на режим нагружения привода и определения их рациональных значений.

Полученные результаты моделирования показывают, что гидрообъемный привод скребковой цепи ЩОМ-1200 обладает достаточно высокими демпфирующими свойствами. Частоты выше 3.5-4 Гц, генерируемые периодическим вхождением лопаток цепи в щебеночный слой и взаимодействием зубьев приводной звездочки со звеньями скребковой цепи, в значительной степени сглаживаются гидравлическим приводом.

Для стабилизации давления в гидросистеме при низкочастотных периодических возмущениях (0.7-3 Гц) со стороны момента сопротивления движению скребковой цепи необходимо изменять собственную частоту привода таким образом, чтобы наиболее мощные составляющие колебаний действовали в зарезонансной по АХЧ зоне. С этой целью варьировались параметры гидропневматического аккумулятора в напорной линии гидросистемы и величина приведенного к валу гидромотора динамического момента инерции цепи, редуктора и дополнительного маховика.

Рис. 9 Спектральные плотности параметров процесса, исходные параметры

привода.

Емкость гидропневмоаккумулятора принимались из нормального ряда, а величина динамического момента инерции варьировалась с постоянным шагом.

Анализ результатов моделирования показал, что увеличение динамического момента инерции дополнительного маховика на входном валу редуктора благоприятно сказывается на снижении коэффициента вариации давления. Однако существенное увеличение динамического момента инерции приводит к росту усилий в элементах редуктора и скребковой цепи при встрече рабочего органа с препятствием. Установка гидропневмоаккумулятора стабилизирует давление, но при определенных сочетаниях параметров приводит к потере ус-

тойчивости движения скребковой цепи В итоге исследования рекомендованы следующие рациональные динамические параметры для гидрообъемного привода скребковой цепи ЩОМ-1200: момент инерции 1=8 кгм2, объем гидропнев-моаккумулятора У0=6.3 л при давлении зарядки 50 бар. Для этих значений на рис Л 0 показаны спектральные плотности давления в напорной магистрали, скорости цепи и момента сопротивления движению на валу приводной звездочки.

Ч 1

Е о

X 50

- - 45

€

40 |

35 8 й

30 $

ё 2

+ 251

20 5

8. I

.. ю " г.

- - 5

010.-1ЛМ10«и1

тюкпиэиэг^и'эаэюетлою. ч-

Частота процесса, Гц

— Давление — - Скорость

■Момент

Рис. 10 Спектральные плотности параметров процесса, 1=8.0 кгм , Уон=6.3 л,

Уос=6.3 л.

В результате уменьшения собственной частоты привода до 0.5 Гц низкочастотная составляющая момента сопротивления движению 0 7-0 85 Гц дейст-

вует в зарезонансной зоне по АЧХ и колебания на эгой частоте сглаживаются. Коэффициент вариации давления в напорной магистрали снижается до 0.035 и коэффициент вариации скорости скребковой цепи до 0.089, т.е. колебания давления уменьшаются примерно в 2.3 раза, а колебания скорости цепи - практически в три раза

Включение в сливную магистраль гидроаккумулятора такой же емкости У05=6.3 л, но с давлением зарядки 10 бар, эффективно стабилизирует давление в этой линии. В результате для привода с исходными и рациональными параметрами наибольшие средние уровни давления составляют 325 и 338 бар соответственно, что дает прирост производительности щебнеочистительной машины не менее чем на 15%.

Хорошая сходимость теоретических и экспериментальных результатов оценки демпфирующих свойств гидрообъемной трансмиссии дает основание считать, что разработанная математическая модель адекватно описывает динамику реального привода скребковой цепи.

Результаты исследования показывают, что разработанная математическая модель и методика ее анализа дают возможность оценивать эффективность статических и динамических параметров привода и определять целесообразность и возможность их корректировки. В результате можно определить рациональные динамические параметры гидрообъемной передачи привода скребковой цепи, уменьшающие коэффициент вариации давления в гидросистеме до технически обоснованного уровня при обеспечении устойчивости движения рабочего органа.

В пятой главе разработана математическая модель и методика прогнозирования безотказности рукавов высокого давления гидрообъемного привода скребковой цепи при эксплуатационных режимах нагружения.

Анализ эксплуатации гидрообъёмных приводов путевых машин показывает, что большое количество отказов связано с разрушением трубопроводов и рукавов высокого давления (РВД), которые в свою очередь являются наиболее

массовыми элементами гидропередач. Учитывая, что давление в гидросистемах в рабочем режиме имеет резко выраженный динамический характер с явной периодичностью, можно предположить, что основное количество отказов РВД носит усталостный характер. Тогда известную формулу для расчета среднего ресурса детали применительно к РВД гидрообъёмной передачи можно представить в следующем виде:

360(^8™ .1

где: Р_11с- предел выносливости РВД, определяемый при снятии кривой усталости путём изменения переменной составляющей колебаний давления в гидросистеме, МПа; 8р- среднее квадратическое отклонение случайного процесса изменения переменной составляющей колебаний давления, МПа; ар- сумма относительных усталостных повреждений в скорректированной линейной гипотезе суммирования; Ы0- базовое число циклов; ш - показатель кривой усталости Веллера; .1 - интеграл, подынтегральное выражение которого зависит от принятого закона распределения Г(Ра) амплитуд давления в гидросистеме; ^ - эффективная частота случайного процесса колебаний давления в гидропередаче.

Анализ зависимости (8) показывает, что это функция случайных аргументов всех величин, входящих в эту формулу, кроме Ы0. Причем разброс значений Р^, ш и ар учитывает влияние на 1р прочностных характеристик и технологии изготовления, в то время как Ге, Бр, Э (коэффициент широкополосно-

сти) характеристик динамической нагруженности РВД.

Эффективная частота и коэффициент широкополосности для деталей обычно определяются по реализации случайного процесса динамических напряжений, что в нашем случае относится к изменению давления в гидросистеме, как:

fe =

»0 . a_ nv + "/•

'реал "о

где: nv, пЛ, n0 соответственно, число максимумов, минимумов и нулей случайного процесса колебаний давления в гидросистеме P(t); tp^- время реализации случайного процесса изменения давления в гидропередаче P(t).

Предел выносливости РВД получаем из (8), решая трансцендентное уравнение методом последовательных приближений:

P-lk-

tp3600S™feJ apN0

= 0.

(9)

В качестве закона распределения наработки до отказа 1р удобно по физическим соображениям (наработка 1р не может быть отрицательной) принимать

трехпараметрический закон Вейбулла. Плотность вероятности распределения величины среднего ресурса для этого закона можно записать в виде:

f(t„)

= rtp 4tp

4tp

'р ~'рм

I fltp

ftp

(10)

где: г1р, qtpИ 1рм - параметры формы, масштаба и сдвига для распределения наработки до отказа, которые определяются в соответствии с методикой подробно изложенной в работах Савоськина А.Н. и Сердобинцева Е.В. по статистическим характеристикам реализаций 1р, полученных при моделировании

по формуле (8).

Вероятность безотказной работы в соответствии с принятым законом распределения определяется следующим образом: 1 при 1р51рм

p(tp и

я.р

г'р

(11)

при

^»мацноиал; «а;-Г МГоЛИвТЕКА С. Петербург

ОВ Ж шкт

В качестве примера в работе выполнено прогнозирование безотказности РВД гидрообъёмного привода скребковой цепи щебнеочистительной машины нового поколения ЩОМ-1200. По результатам статистической обработки усталостных испытаний РВД гидросистем, приведённых в работах Комарова А.А., принимаем Мо=500000, т=2,85 Величину показателя кривой усталости Веллера ш считаем распределенной по гауссовскому закону с параметрами: т = 2.85; 8т = 0.285; г3 = 0; г4 = 3. Величину суммы относительных усталостных повреждений ар в соответствии с работами Болотина В.В. считаем распределённой по закону Вейбулла с параметрами: а = 1.2; 8ар = 0.71; г3 =0.856; г4 =3.75; я = 0.93; г = 1.71; арм =0.37. Средние значения характеристик эксплуатационной нагруженности 5>р ,9 были взяты из результатов испытаний ЩОМ-1200. Среднее давление в гидросистеме составило Р = 13.31МПа, среднеквадратическое отклонение колебаний давления Эр = 0.689 МПа, эффективная частота изменения этой составляющей fe=2.164Гц, а коэффициент широкополосности 5 = 1.82. При этом законы распределения средних значений характеристик динамической нагруженности принимались гауссовскими с коэффициентом вариации V = 0.1. Исходя из опыта эксплуатации гидросистем путевых машин, принимаем средний ресурс РВД 1р = 1000 часов. Тогда, решая трансцендентное уравнение (9) методом последовательных приближений, определяем среднюю величину предела выносливости РВД Р_1к =1.79МПа. Исходя из рекомендаций Савоськина А.Н. и Бурчака <

Г.П., для сглаживания величины Р_цс принят закон распределения Вейбулла. Используя нормированные числовые характеристики, получены следующие параметры: Р-ш =1.79МПа, ц = 1.0069МПа, г = 3.03, Р_1км =0.37МПа (Я,гиР_ц.м- параметры масштаба, формы и сдвига в распределении Вейбулла).

С учётом полученных выше данных методом статистических испытаний (метод Монте-Карло) определялись параметры распределения Д1р) с числом

циклов моделирования п = 100000 - 500000. В результате моделирования установлено, что при прогнозировании безотказности РВД путевых машин данного типа следует принимать п = 500000. Сравнение гистограмм расчетного по методу статистических испытаний распределения среднего ресурса РВД и теоретического распределения Вейбулла, дало их удовлетворительное соответствие.

По выражению (11) построен график вероятности безотказной работы РВД (рис. 11, кривая 1), анализ которого показывает, что при учёте разброса прочностных характеристик РВД и разброса значений параметров их экспериментальной нагруженности, только 20% РВД гидрообъёмного привода скребковой цепи ЩОМ-1200 доработают до установленного ресурса 1р =1000 часов.

Анализ выражения (8) показывает, что уменьшение величины средне-квадратического отклонения колебаний давления может привести к увеличению среднего ресурса РВД гидрообъёмного привода путевых машин. С этой целью выполнено прогнозирование надёжности РВД гидрообъёмной передачи привода скребковой цепи ЩОМ-1200 при уменьшенной на 30% средней величины Яр. Значения остальных параметров, входящих в выражение (8) не менялись. В результате получено рис.11 (кривая 2) увеличение на 50% числа РВД, которые доработают до установленного ресурса.

Технически уменьшения амплитуды переменной составляющей рабочего давления в гидросистеме привода скребковой цепи щебнеочистительной машины ЩОМ-1200, как показано выше, можно достичь, используя гидропривод с рациональными динамическими параметрами.

Показатели безотказности, полученные при расчете по экспериментальным данным о статистических характеристиках пульсирующей составляющей рабочего давления, удовлетворительно совпадают с аналогичными показателями, полученными при расчете с использованием данных полученных при математическом моделировании процесса работы привода скребковой цепи (рис.11, кривые 1 и 4). Это является еще одним подтверждением адекватности матема-

тической модели безотказности элементов привода скребковой цепи и ее реального аналога. Щ -

09 - ■

_ __

• \

--- • —

0 100 200 300 400 600 600 700 800 900

Рис. 11 График функции распределения наработки до отказа: 1- Sp=0,689 МПа; 2- Sp=0,48 МПа; 3 - Sp= 1,033 МПа; 4 - Sp=0,82 МПа

С целью учета среднего значения рабочего давления р выражение для аппроксимации кривой усталости РВД можно записать в следующем виде:

VI ППИ П- > П 1..

(12)

N =

ФрР-1к

N0.

N0, ПРИ Ра ^ Р-1к при ра<р-1к'

где: ра - амплитудное значение пульсирующей составляющей рабочего давления в гидросистеме; фр - коэффициент, характеризующий влияние асимметрии

цикла пульсирующей составляющей при замене несимметричного цикла симметричным, эквивалентным действующему в отношении коэффициента запаса усталостной прочности по амплитуде и определяется по формуле:

Рпр

Фр = '-

(13)

В этом выражении р„р-предельное значение давления в РВД, которое можно принять равным разрывному давлению.

Используя в качестве аппроксимации кривой усталости зависимость (12) можно получить выражение для среднего ресурса 1р рукавов высокого давления гидросистемы:

Ф^рЫоР-Пс

р збоо^;

Анализ результатов прогнозирования надежности РВД по предлагаемой методике показал, что повышение среднего значения давления в гидросистеме в два раза приводит к снижению вероятности безотказной работы в четыре раза.

Разработанные в данной главе математическая модель и методика позволяют оценить безотказность работы рукавов высокого давления гидрообъемных передач приводов путевых машин с переменным режимом нагружения и оценить эффективность предлагаемых методов стабилизации давления в гидросистемах.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. Эффективная мощность привода скребковой цепи, безотказность элементов гидросистемы, производительность современных щебнеочистительных машин зависят от режима нагружения исполнительного органа и динамических свойств привода. Широкий частотный диапазон спектра колебаний сопротивления движению скребковой цепи и частотные характеристики привода определяют возможность резонансных колебаний, вызывающих увеличение амплитуды колебаний давления гидропривода. В результате снижаются эффективная мощность, безотказность и производительность машины, и увеличивается на-груженность элементов привода и рабочего органа. Это определяет необходимость системного анализа режимов нагружения и синтеза статодинамических характеристик привода скребковой цепи щебнеочистительных машин.

2. Колебания давления в гидросистеме привода скребковой цепи содержат случайные и детерминированные составляющие. По результатам спек-

трального анализа, источниками наиболее мошных колебаний давления рабочей жидкости являются кинематика скребковой цепи и неравномерность скорости перемещения машины, формирующей толщину срезаемого слоя балласта.

3. На стадии проектирования статические параметры привода и эффективные режимы работы машины целесообразно определять по полученным в работе зависимостям энергоемкости привода скребковой цепи от производительности е = ^П) и от коэффициента заполнения межскребкового пространства е = Г(К). Для предварительной оценки мощности привода скребковой цепи можно принимать удельную энергоёмкость, равную 0.38-0.41 кВт/(м3/час).

4. Установлено, что эффективные, с точки зрения минимума энергоемкости, режимы работы машины могут быть получены только при создании автоматизированной системы управления скоростями движения машины и скребковой цепи.

5. На основе экспериментальных и теоретических исследований автором получена функциональная зависимость момента сопротивления движению на валу приводной звездочки, содержащая случайные и детерминированные составляющие Зависимость отражает внутреннюю и внешнюю динамику рабочего процесса и её целесообразно применять при исследовании динамики привода скребковой цепи.

6. В результате системного анализа динамики объемного дизельгидроме-ханического привода скребковой цепи определены пути повышения эффективности и надежности щебнеочистительных машин. Поставленная задача решается установкой маховично-аккумуляторного гидропривода, обеспечивающего устойчивое движение скребковой цепи и стабилизацию давления в гидросистеме на технически обоснованном уровне.

7. Разработана имитационная математическая модель движения привода скребковой цепи, на основе которой построен алгоритм автоматизированного поиска рациональных статических и динамических параметров привода и определения эффективных путей модернизации конструкции и автоматизации

управления современных щебнеочистителъных машин. Данный алгоритм включает в себя следующие блоки:

- методику расчета необходимого момента, скорости движения и мощности привода скребковой цепи;

- методику расчета основных параметров гидрообъёмного привода по моменту сопротивления вращению и скорости движения скребковой цепи;

- методику построения выходной характеристики гидрообъемного привода скребковой цепи;

- методику предварительной аналитической оценки динамических параметров гидропривода, обеспечивающих устойчивость движения скребковой цепи и стабилизацию колебаний давления в гидросистеме на технически обоснованном уровне;

- методику поиска статических и динамических параметров гидропривода по имитационной нелинейной математической модели с учетом эксплуатационных режимов нагружения скребковой цепи.

8. Анализ эксплуатации гидравлических систем путевых машин показывает, что существенное количество отказов связано с усталостным разрушением трубопроводов и рукавов высокого давления в результате колебаний давления рабочей жидкости.

9. Изменчивость физикомеханических свойств щебеночной призмы, а также особенности кинематических связей привода приводят к тому, что характеристики динамической нагруженности элементов гидросистемы (среднее квадратическое отклонение колебаний давления, их эффективная частота и коэффициент широкополосности) при различных режимах работы следует рассматривать как случайные величины с гауссовским законом распределения и коэффициентом вариации в районе 0.1.

10 Для определения моментов распределения наработки до отказа элементов гидропривода скребковой цепи щебнеочистительных машин целесооб-

разно использовать методы статистических испытаний (метод Монте-Карло) и теории чувствительности с числом циклов моделирования не менее 500000.

11. Определение вероятности безотказной работы рукавов высокого давления гидрообъемных передач приводов путевых машин с переменным режимом нагружения и оценка эффективности методов стабилизации давления в гидросистемах целесообразно проводить по предлагаемой математической модели.

12. Разработанные в работе методика синтеза статических и динамических параметров объемного дизельгидромеханического привода скребковой цепи и программное обеспечение использованы ПТКБ ЦП и СКБ Калужского завода «Ремпутьмаш» (филиал ОАО «РЖД») при проектировании щебнеочи-стительной машины ЩОМ-1200 и реализованы при сборке серийно выпускаемых машин на Калужском заводе «Ремпутьмаш» (филиал ОАО «РЖД»). Отмеченные выше методики и программное обеспечение применяются в учебном процессе МИИТа при курсовом и дипломном проектировании.

Опытный образец высокопроизводительной щебнеочистительной машины ЩОМ-1200 прошел приемочные испытания на Приволжской железной дороге и рекомендован к серийному производству.

Интегральный экономический эффект от внедрения ЩОМ-1200 по данным Калужского завода «Ремпутьмаш» филиал ОАО «РЖД» составляет 196,804 млн. рублей.

Материалы диссертации докладывались и получили одобрение на научно-практических конференциях «Путевые машины» г. Калуга в 2001 и 2002 годах; на четвертой научно-практической конференции «Безопасность движения поездов», г. Москва, 16-18 апреля 2003 года; на международной научно-практической конференции «Транссибирская магистраль на рубеже XX-XXI веков: Пути повышения эффективности использования перевозочного потенциала», г. Москва, МИИТ, 24-25 апреля 2003 года; на международной научно-практической конференции на тему «В.Н. Болтинский и развитие автотрак-

торной науки», посвященной 100-летию со дня рождения академика ВАСХ-НИЛ В.Н. Болтинского, г. Москва, 26-30 января 2004 года; на 7-ой Всероссийской конференции «Подъемно-транспортная техника, внутризаводской транспорт, склады», г. Москва, 26-29 апреля 2004 года; на научно-практической конференции «Инновации в эксплуатации и развитии инфраструктуры железнодорожного транспорта», г. Щербинка, Россия, 24-25 июня 2004 года; на научной конференции и заседании комиссии УМО по ПТМ, посвященной 100-летию со дня рождения профессора Г.П. Ксюнина, г. Новочеркасск, 15-17 сентября 2004 года; на совместном заседании кафедр «Путевые, строительные машины и ро-бототехнические комплексы» и «Машиноведение и сертификация транспортной техники» МГУ ПС (МИИТа), на заседаниях научно-технического совета КЗ «Ремпутьмаш» филиала ОАО «РЖД» в 2003, 2004 и 2005 годах.

Результаты исследования изложены в следующих печатных работах в ведущих научных изданиях, рекомендованных ВАК Российской Федерации для диссертаций на соискание ученой степени доктора наук:

1. Ковальский В.Ф. Системный подход к созданию привода скребковой цепи щебнеочистительных машин //Известия высших учебных заведений. Северо-кавказский регион. Технические науки.- 2005.- Спецвыпуск. С. 87-90.

2. Ковальский В.Ф. Статика и динамика привода баровой цепи ЩОМ-1200 //Мир транспорта. - 2004,- № 2. С. 58 - 66.

3. Ковальский В.Ф. Динамика гидрообъемного привода баровой цепи щебнеочистительных машин третьего поколения //Известия ТулГУ, Серия «Подъемно-транспортные машины и оборудование». 2003. Выпуск № 4. С.23 -33.

5. Ковальский В.Ф. Математическая модель дизельгидравлического привода вращения баровой цепи современных щебнеочистительных машин

//Известия ТулГУ. Серия «Подъемно-транспортные машины и оборудование». Выпуск № 5. 2004. С. 81 - 89.

6. Ковальский В.Ф. Оценка безотказности рукавов высокого давления приводов путевой техники //Ремонт, восстановление, модернизация. 2004. № 5. С. 6-8.

7. Ковальский В.Ф. Анализ и синтез динамических параметров гидропривода скребковой цепи путевых щебнеочистительных машин //Наука и техника транспорта.-2005.- № 2. С. 86-94.

8. Ковальский В.Ф. О динамических параметрах гидропривода скребковой цепи //Путь и путевое хозяйство. 2005. № 7. С. 27-30.

9. Ковальский В.Ф., Дубровин В.А., Майоров Ю.П., Грунин Е.И. Моделирование сопротивления выгребной цепи ЩОМ-1200. //Путь и путевое хозяйство. 2004. № 5. С. 33.

10. Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П. Оценка демпфирующих свойств гидрообъемного привода путевых машин нового поколения //Соискатель. Приложение к журналу «Мир транспорта». - № 1 (2) 2005 С 113-114.

И. Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П Особенности формирования режимов работы привода выгребной цепи щебнеочистительных машин нового поколения //Мир транспорта. - 2005,- № I. С. 54 - 59.

12. Ковальский В.Ф., Дубровин В.А. Как влияет привод выгребной цепи на производительность щебнеочистительных машин //Путь и путевое хозяйство, 2005. № 4. С. 34 - 36.

13. Ковальский В.Ф., Сердобиниев Е.В. Оценка безотказности гидрообъемного привода путевых машин нового поколения //Наука и техника транспорта. 2004.-№ 2. С. 38-41.

14. Дубровин В.А., Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П. О приводе выгребной цепи ЩОМ-1200 //Путь и путевое хозяйство. 2003. №4. С. 18-20.

15. Дубровин В.А., Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П., Грунин Е.И. Об энергоёмкости работы выгребной цепи. //Путь и путевое хозяйство. 2004. № 6. С. 17-18.

16. Патент на изобретение № 2235161 «Объемный гидропривод выгребной цепи путевой щебнеочистительной машины» /Дубровин В.А., Ковальский В.Ф., Горолевич И.Е., Гапеев А.А., Грунин Е.И., Майоров Ю.П./.

В других изданиях по теме диссертации опубликовано 12 работ.

По материалам диссертации написаны следующие методические указания:

1. Ковальский В.Ф., Дубровин В.А., Майоров Ю.П., Вековищева О.Ю. Проектирование степеней подвижности роботов: методические указания - М.: МИИТ, 2002. - 38 с.

2. Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П., Дубровин В.А., Грунин Е.И. Расчёт параметров гидравлического привода на ПЭВМ с гидродвигателем вращательного действия: методические указания к курсовому и дипломному проектированию. - М.: МИИТ, 2002. - 59 с.

3. Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П., Дубровин В.А., Грунин Е.И. Расчёт параметров гидравлического привода поступательного действия на ПЭВМ: методические указания к курсовому и дипломному проектированию. - М.: МИИТ, 2002. - 50 с.

4. Майоров Ю.П., Ковальский В.Ф., Грунин Е.И. Расчет параметров переходных процессов гидравлических приводов с дроссельными системами регулирования. - М.: МИИТ, 2004. - 35 с.

147483

Ковальский Вт

РНБ Русский фонд

2006-4 16715

СИСТЕМНЫЙ АНАЛИЗ И СИНЪ________

СКИХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРООБЪЁМНОГО ПРИВОДА СКРЕБКОВОЙ ЦЕПИ ЩЕБНЕОЧИСТИТЕЛЬНЫХ МАШИН

Специальность 05.02,02 - Машиноведение, системы приводов и детали машин

АВТОРЕФЕРАТ на соискание ученой степени доктора технических наук

Подписано в печать - 06ЛО* 05• Усл. - печ.л.

Печать офсетная. Бумага для множ. апп. Формат 60x84

1/16

Тираж 100 экз. Заказ № 552._

Типография МИИТ, 127994, Москва, ул. Образцова, 15

Оглавление автор диссертации — доктора технических наук Ковальский, Виктор Федорович

ВВЕДЕНИЕ.

ГЛАВА 1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА, ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ.

1.1 Обоснование рациональной структуры привода скребковой цепи современных щебнеочистительных машин.

1.2 Технические требования к гидрообъёмному приводу щебнеочистительных машин.

1.3 Постановка цели и задач исследования.

Выводы.

ГЛАВА 2. МОДЕЛИРОВАНИЕ СТАТИЧЕСКИХ И ДИНАМИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРООБЪЁМНОГО ПРИВОДА СКРЕБКОВОЙ ЦЕПИ.

2.1. Определение исходных параметров для расчета гидравлического привода скребковой цепи.

2.2. Методика и расчет основных параметров и выходной характеристики гидрообъёмного привода скребковой цепи.

2.3. Аналитическая динамика привода скребковой цепи.58 Выводы.

ГЛАВА 3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ СТАТИЧЕСКИХ И ДИНАМИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРООБЪЁМНОГО ПРИВОДА СКРЕБКОВОЙ ЦЕПИ.

3.1. Цель, методика и условия экспериментального исследования.

3.2. Методика обработки экспериментальных данных.

3.3. Результаты экспериментального исследования.

Выводы.

ГЛАВА 4. СИНТЕЗ ДИНАМИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ОБЪЕМНОГО ДИЗЕЛЬГИДРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА СКРЕБКОВОЙ ЦЕПИ.

4.1 Цель и задачи исследования.

4.2 Математическая модель объемного дизельгидромеханического привода скребковой цепи.

Введение 2005 год, диссертация по машиностроению и машиноведению, Ковальский, Виктор Федорович

АКТУАЛЬНОСТЬ РАБОТЫ. Транспортная стратегия России предусматривает в кратчайшие сроки решение ряда важнейших задач, связанных с обновлением технических средств железных дорог, повышения эффективности работы отрасли на основе внедрения новых технологий для обеспечения устойчивой конкурентоспособности железнодорожного транспорта в сравнении с другими видами транспорта [Москва, Кремль, 3 декабря 2003 г.]. В условиях рыночной экономики к качеству перевозок предъявляются все более высокие требования. Увеличение объемов грузовых и пассажирских перевозок на сети железных дорог путем увеличения скоростного режима работы подвижного состава существенно повышает требования к устойчивости железнодорожного полотна. В связи с этим необходимо оснащать железные дороги России путевой техникой, созданной на базе современных научных разработок. Надежность железнодорожного пути зависит от стабильности бал-^ ластной призмы, обеспечивающей вертикальную и горизонтальную устойчивость рельсошпальной решетки при воздействии на нее поездной нагрузки и равномерное распределение давления от шпал на основную площадку земляного полотна. Балластная призма должна иметь достаточно большую равно-упругость вдоль и поперек пути и обеспечивать наименьшую неравномерность остаточных деформаций при эксплуатации железнодорожного пути. В процессе эксплуатации железнодорожного пути балластная призма засоряется, теряет свои первоначальные свойства (такие как : упругость и дренирующие свойства), увеличиваются остаточные деформации пути. Это приводит к повышенному износу элементов верхнего строения пути, подвижного состава и возрастанию эксплуатационных расходов железнодорожного транспор-♦ та. Интенсивность эксплуатации и значительная протяженность отечественной сети железных дорог требует выполнения больших объёмов работ по ремонту, реконструкции и содержанию пути и, как следствие, создания современных высокопроизводительных путевых машин, в том числе щебнеочистительных комплексов. Для повышения производительности при высокой энергоемкости процесса вырезания и очистки щебня приводы основных рабочих органов щебнеочистительных машин должны обладать значительными мощностями до 500-800 кВт. Жесткие ограничения по массе и габаритам, требования к регулируемости параметров, работа в условиях переменных нагрузок, определяют целесообразность применения гидрообъёмного привода основных рабочих органов, в том числе и выгребной цепи.

Переход на гидрообъёмную трансмиссию существенно изменяет параметры амплитудно-частотной характеристики привода, смещая зону усиления в область низких частот. При определенных режимах нагружения и параметрах вращательного механизма в гидравлическом приводе могут возникать значительные колебания давления и расхода рабочей жидкости, снижающие коэффициент использования установочной мощности привода и производительность, уменьшающие надёжность, увеличивающие энергоёмкость привода и машины в целом.

Ошибки в определении рациональных параметров привода уменьшают эффективность их применения и увеличивают срок внедрения в производство. В связи с этим вопрос синтеза рациональных статических и динамических параметров гидрообъёмного привода рабочих органов непрерывного действия путевых машин является актуальным и требует своего решения.

В фундаментальных трудах отечественных ученых О.Н. Трифонова, В.К. Свешникова, K.JI. Навроцкого, В.Н. Прокофьева, Д.Н. Попова, С.С. Па-наиотти, В.В. Ермакова, И.З. Зайченко, А.А. Комарова, Б.Л. Коробочкина и др., а также в работах А.А. Бриммера, В.А. Васильченко, В.К. Навроцкого, И.А. Панина, Г.С. Загорского, Ю.П. Майорова, и др. разработаны основные положения конструирования и расчета гидропривода, проведен анализ динамики и дано обоснование режимов работы с учетом большинства факторов, влияющих на характер и надежность работы гидросистем машинных агрегатов. Значительный вклад в теорию и практику динамики и надежности приводной техники внесли работы А.И. Беляева, Е.А. Пучина и др. При этом указывается на необходимость рассмотрения в комплексе внутренней и внешней динамики механизма. Вопросами проектирования, расчета и технической эксплуатации грунторазрабатывающих машин и их комплектов зани-щ- мались И.А. Недорезов, Е.М. Кудрявцев, Э.Н. Кузин, Б.А. Бондарович, В.И.

Баловнев и др. Однако в этих работах не ставились задачи анализа взаимодействия скребковых цепей со щебеночным балластом и не изучены вопросы динамики работы приводов щебнеочистительных машин. Специфические особенности режимов нагружения и кинематических связей щебнеочистительных путевых машин предопределяют необходимость проведения дальнейших исследований.

ЦЕЛЬ РАБОТЫ: повышение эффективной мощности и безотказности объемного гидравлического привода на основе системного анализа режимов нагружения и синтеза статодинамических характеристик привода скребковой цепи щебнеочистительных машин.

НАУЧНАЯ НОВИЗНА работы заключается:

- в полученных экспериментально зависимостях энергоёмкости и моментоемкости процесса вырезания щебня от производительности скребковой цепи и коэффициента заполнения межскребкового пространства, и обосновании на стадии проектирования установочной мощности привода, а также в определении методов автоматизации управления режимами работы щебнеочистительной машины;

- в разработке математической модели динамики объемного дизельгидромеханического привода скребковой цепи щебнеочистительных машин, учитывающей основные нелинейные зависимости параметров привода, в том числе зависимость момента сопротивления на приводной звездочке от движения машины и перемещения цепи;

- в обосновании структуры привода и в определении рациональных ф динамических параметров гидрообъемной передачи привода скребковой цепи щебнеочистительной машины, обеспечивающих минимизацию до технически обоснованного уровня коэффициента вариации колебаний давления в гидросистеме при сохранении устойчивости движения рабочего органа; в разработке математической модели расчета безотказности рукавов высокого давления при эксплуатационных режимах нагружения гидрообъёмной передачи, которая может быть использована для определения количества запасных частей, а также для оценки эффективности на стадии проектирования принятых решений по структуре объемного гидропривода скребковой цепи щебнеочистительных машин.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ: разработанные в диссертации методики и программное обеспечение позволяют в автоматизированном режиме рассчитывать рациональные статические и динамические параметры, а также безотказность элементов гидропривода скребковой цепи щебнеочистительных машин, что в конечном итоге существенно сокращает сроки проектирования, повышает эффективность, надежность и производительность данной путевой техники. Получен Патент на изобретение № 2235161 «Объемный гидропривод выгребной цепи путевой щебнеочистительной машины».

РЕАЛИЗАЦИЯ РАБОТЫ. Разработанные в диссертации методики и программное обеспечение использованы ПТКБ ЦП филиала ОАО «РЖД» и СКБ КЗ «Ремпутьмаш» филиала ОАО «РЖД» при проектировании путевой машины ЩОМ-1200 и реализовано при сборке данной машины на КЗ «Ремпутьмаш» филиала ОАО «РЖД». Многие методические разработки диссертации легли в основу четырех методических указании к курсовому и дипломному проектированию для студентов специальностей «Подъемно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование» и «Роботы и робототехнические системы».

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ И ПУБЛИКАЦИИ. Основные этапы и положения работы докладывались и получили одобрение на научно-практических конференциях «Путевые машины» г. Калуга в 2001 и 2002 годах; на четвертой научно-практической конференции «Безопасность движения поездов», г. Москва, 16-18 апреля 2003 года; на международной научно-практической конференции «Транссибирская магистраль на рубеже XX-XXI веков: Пути повышения эффективности использования перевозочного потенциала», г. Москва, МИИТ, 24-25 апреля 2003 года; на международной научно-практической конференции на тему: «В.Н. Болтинский и развитие автотракторной науки», посвященной 100-летию со дня рождения академика ВАСХНИЛ В.Н. Болтинского, г. Москва, 26-30 января 2004 года; на 7-ой Всероссийской конференции «Подъемно-транспортная техника, внутризаводской транспорт, склады», г. Москва, 26-29 апреля 2004 года; на научно-практической конференции «Инновации в эксплуатации и развитии инфраструктуры железнодорожного транспорта», г. Щербинка, Россия, 24-25 июня 2004 года; на научной конференции и заседании комиссии УМО по ПТМ, посвященной 100-летию со дня рождения профессора Г.П. Ксюнина, г. Новочеркасск, 15-17 сентября 2004 года; на совместном заседании кафедр «Путевые, строительные машины и робототехнические комплексы» и «Машиноведение и сертификация транспортной техники» МГУ ПС (МИИТа), на заседаниях научно-технического совета КЗ «Ремпутьмаш» филиала ОАО «РЖД» в 2003, 2004 и 2005 годах.

ОБЪЁМ И СТРУКТУРА РАБОТЫ. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, общих выводов по результатам работы, приложения, списка используемой литературы и содержит 240 страниц, включающих 64 рисунка, 9 таблиц и приложение на 35 страницах.

Заключение диссертация на тему "Системный анализ и синтез статических и динамических параметров гидрообъемного привода скребковой цепи щебнеочистительных машин"

2. Ковальский В.Ф. Статика и динамика привода баровой цепи ЩОМ-1200 //Мир транспорта. - 2004.- № 2. С. 58 - 66.

4. Ковальский В.Ф. Прогнозирование надежности элементов гидрообъемных приводов при переменных режимах нагружения с явной периодичностью //Вестник ФГОУ ВПО МГАУ. Выпуск № 1(6).: М. 2004. С. 34-36. Ковальский В.Ф. Математическая модель дизельгидравлического привода вращения баровой цепи современных щебнеочистительных машин //Известия ТулГУ. Серия «Подъемно-транспортные машины и оборудование». Выпуск № 5. 2004. С. 81 - 89.

11. Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П. Особенности формирования режимов работы привода выгребной цепи щебнеочистительных машин нового поколения //Мир транспорта. - 2005.- № 1. С. 54 - 59.

13. Ковальский В.Ф., Сердобинцев Е.В. Оценка безотказности гидрообъемного привода путевых машин нового поколения //Наука и техника транспорта. 2004. - № 2. С. 38 - 41.

14. Дубровин В.А., Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П. О приводе выгребной цепи ЩОМ-1200. //Путь и путевое хозяйство. 2003. №4. С. 18-20.

16. Патент на изобретение № 2235161 RU «Объемный гидропривод выгребной цепи путевой щебнеочистительной машины» /Дубровин В.А., Ковальский В.Ф., Горолевич И.Е., Гапеев А.А., Грунин Е.И., Майоров Ю.П./.

В других изданиях по теме диссертации опубликовано 12 работ.

По материалам диссертации написаны следующие методические указания:

Библиография Ковальский, Виктор Федорович, диссертация по теме Машиноведение, системы приводов и детали машин

1. Алексеева Т.В. Гидропривод и гидроавтоматика землеройно-транспортиых машин. М., «Машиностроение», 1966, 145 с.

2. Антонюк Л.С. О спектре крутящего момента на валу ротора. В кн.: Горные, строительные и дорожные машины. «Техника», Киев, 1966, с. 28-34.

3. Антонюк Л.С. О трансформации случайной функции колебательной системы. В кн.: Горные, строительные и дорожные машины. «Техника», Киев. 1966. С. 34-39.

4. Андронов А.А., Витт Л.А., Хайкин С.Э. Теория колебаний. М., «Физмашгиз», 1959,616с.

5. Артоболевский И.И. Об уравнениях движения машинных агрегатов. В кн.: «Сборник трудов по земледельческой механике», М., «Сельгиз», 1952, с. 12-20.

6. Авдошко М.Д., Лагосюк Г.С. Выносливость трубопроводов из нержавеющей стали.//Вопросы надежности гидравлических систем. Редиздат КИИГа: 1964, вып.Ш.

7. Багиров Д.Д., Златопольский А.В. Двигатели внутреннего сгорания строительных и дорожных машин. М., «Машиностроение», 1974, 220 с.

8. Баловнев В.И., Зеленин А.Н. Машины для земляных работ. М., «Машиностроение», 1975, 236 с.

9. Башта Т.М., Зайченко ИЗ., Ермаков В.В., Хаймович Е.М. Объёмные гидравлические приводы. М., «Машиностроение», 1969, 628 с.

10. Башта Т.М. Объёмные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. М., «Машиностроение», 1974, 606 с.

11. Берман В.М. Исследование и создание систем привода горных машин с турбомуфтами и гидрообъёмными передачами. Докторская диссертация. М., 1971,340 с.

12. Бендат Дж., Пирсол А. Измерение и анализ случайных процессов. М., «Мир», 1974, 463 с.

13. Блэкборн Дж., Рихтоф Г., Шерер Дж. Гидравлические и пневматические силовые системы управления. М., «Иностранная литература», 1963, 614 с.

14. Боголюбов Н.Н., Митропольский Ю.А. Асимптотические методы в теории нелинейных колебаний. М., «Физматгиз», 1963.

15. Болотин В.В. Случайные колебания упругих систем. М.: Наука, 1979.-335 с.

16. Болотин В.В. Прогнозирование ресурса машин и конструкций. М. : Машиностроение, 1984. - 322 с.

17. Болтинский В.И. Теория, конструирование и расчет тракторных и автомобильных двигателей. М., Сельхозгиз, 1962. 217 с.

18. Бусленко Н. П. Метод статистического моделирования. М.: Статистика, 1970,-282 с.

19. Ватте Д., Дженкинс Г. Спектральный анализ и его приложение. М., «Мир», 1972,311 с.

20. Власов В.В. О сочетании случайных нагрузок, действующих на конструкции сооружений и машин. В кн.: «Горные, транспортные и дорожные машины», №4, Киев, «Техника», 1966, с. 23-28.

21. Волков Д.П., Николаев С.Н., Марченко И.А. Надежность роторных траншейных экскаваторов. М., Машиностроение, 1972, 208 с.

22. Гельман А.С., Прокофьев В.Н., Фурман Ф.А. Динамические свойства гидропередачи с несколькими гидромоторами. «Машиноведение», №4, 1966, с. 32-39.

23. Гладких П.А., Хачатурян С.А. Предупреждение и устранение колебаний нагнетательных установок. М., «Машиностроение», 1964, 276 с.

24. Гринчар Н.Г., Дубровин В.А. Классификация отказов в гидроприводах мобильных машин по характеру их проявления. Труды 1-й научно-практической конференции, г. Калуга, 25-26 октября 2001 г. с. 54-56.

25. Гринчар Н.Г., Дубровин В.А. Поиск отказов в гидроприводах путевых и транспортных машин на основе их структурного анализа. Труды 1-й научно-практической конференции, г. Калуга, 25-26 октября 2001 г. с. 57-63.

26. Гусев А.С. О распределении амплитуд в широкополосных случайных процессах при их схематизации по методу полных циклов. — М. : Машиностроение, 1974. № 1. - С. 65 - 71.

27. Гусятников В.А. Результаты испытаний двигателя Д-130 при неустановившейся нагрузке//Тракторы и сельхозмашины. 1964. № 7.

28. Давыдов Б.Л., Скородумов Б.А. Динамика горных машин. М., «Гос-гортехиздат», 1967.

29. Давыдов Б.Л., Скородумов Б.А. Статика и динамика машин. М., «Машиностроение», 1967.

30. Давиденко М.Ф., Комарович В.Н. Испытание на долговечность гибких рукавов пульсирующим давлением жидкости.//Вопросы надежности гидравлических систем. -Редиздат КИИГа: 1964, вып.III.

31. Докукин А.В., Красников Ю.Д., Хургин З.Я., Шмарьян Е.М. Корреляционный анализ нагрузок выемочных машин. М., «Наука», 1969, 136 с.

32. Докукин А.В., Берман В.М., Рогов А.Я. и др. Исследования и оптимизация гидропередач горных машин. М., «Наука», 1978. 196 с.

33. Докукин А.В., Красников Ю.Д. и др. Динамические процессы горных машин. :М. Наука. 1972. 183 с.

34. Докукин А.В., Красников Ю.Д., Хургин З.Я. Аналитические основы динамики выемочных машин. :М. Наука. 1966. 215 с.

35. Дубровин В.А., Ковальский В.Ф. Методика и результаты расчета выходной характеристики объёмного гидравлического привода выгребной цепи машины ЩОМ-1200. Труды 1-й научно-практической конференции, г. Калуга, 25-26 октября 2001 г. с. 86-92.

36. Дубровин В.А., Ковальский В.Ф. Основы синтеза гидрообъёмного привода рабочих органов непрерывного действия путевых машин. Труды 1 -й научно-практической конференции, г. Калуга, 25-26 октября 2001 г. с. 93-98.

37. Дубровин В.А. Развитие производства путевых машин и механизмов, повышение их качества и надежности на ГУП Калужский завод «Ремпутьмаш». Труды 1-й научно-практической конференции, г. Калуга, 2526 октября 2001 г. с. 78-85.

38. Дубровин В.А. Рациональная структура привода вращения скребковой цепи щебнеочистительных машин нового поколения. //Вестник МИИТа. Вып. 10. - М.: МИИТ, 2004. - С. 79 - 82.

39. Дубровин В.А., Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П. Компьютерное моделирование динамики гидропривода выгребной цепи ЩОМ-1200. Труды 2-й научно-практической конференции, г. Калуга, 21-26 августа 2002 г. с. 4872.

40. Дубровин В.А., Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П. О приводе выгребной цепи ЩОМ-1200. //Путь и путевое хозяйство. 2003. №4. с. 18-20.

41. Дубровин В.А., Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П., Грунин Е.И. Об энергоёмкости работы выгребной цепи. //Путь и путевое хозяйство. 2004. №6. С. 17-18.

42. Дубровин В.А., Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П. Технические требования к гидроприводам путевых машин. //Ж.- д. Транспорт. Сер. «Путь и путевое хозяйство»: ЭИ/ЦНИИТЭИ.- 2002.- Вып. 2-3. С. 19-27.

43. Дьяконов В.П. Справочник по алгоритмам и программам на языке бейсик для персональных ЭВМ: Справочник.- М.: Наука, 1989, 240 с.

44. Ермаков В.В. Основы расчета гидропривода. М., Машгиз, 1951, 248с.

45. Желиговский А.В. К рациональной структуре машинного агрегата. В кн.: Теория машин и механизмов. М., Наука, 1976, с. 42-45.

46. Желиговский А.В. Теория построения машинных агрегатов как отдельная техническая дисциплина. В кн. Кинематика и динамика исполнительных и передаточных механизмов, вып. IV, М., Высшая школа, 1963, с. 32-38.

47. Жуковский Н.Е. О гидравлическом ударе в водопроводных трубах. Полное собрание сочинений, т. VII, М., ОНТИ, 1937, 312 с.

48. Загорский Г.С., Ковальский В.Ф. Экспериментальное исследование резонансных режимов в гидроприводе буровых машин//Труды МИИТа «Исследование надежности и параметров погрузочно-разгрузочных и строительных машин». 1977. вып. 559. С. 48-53.

49. Камке Э. Справочник по обыкновенным дифференциальным уравнениям. М., Наука, 1976, 576 с.

50. Киклевич Н.А., Киклевич Ю.Н. Режимы работы исполнительных органов в приводе угольных комбайнов. М., Недра, 1965, 157 с.

51. Коваль П.В. Научные основы систематизации и расчета приводов горных машин. Диссертация на соискание ученой степени д.т.н. М., 1973, 308 с.

52. Ковальский В.Ф. Системный подход к созданию привода скребковой цепи щебнеочистительных машин //Известия высших учебных заведений. Северо-кавказский регион. Технические науки.- 2005.- Спецвыпуск. С. 87-90.

53. Ковальский В.Ф. Статика и динамика привода баровой цепи ЩОМ-1200//Мир транспорта. 2004.- № 2. С. 58 - 66.

54. Ковальский В.Ф. Динамика гидрообъемного привода баровой цепи щебнеочистительных машин третьего поколения//Известия ТулГУ, Серия «Подъемно-транспортные машины и оборудование». 2003. Выпуск № 4. С.23 -33.

55. Ковальский В.Ф. Прогнозирование надежности элементов гидрообъемных приводов при переменных режимах нагружения с явной перио-дичностью//Вестник ФГОУ ВПО МГАУ. Выпуск № 1(6).: М. 2004. С. 34 36.

56. Ковальский В.Ф. Математическая модель дизельгидравлического привода вращения баровой цепи современных щебнеочистительных ма-шин//Известия ТулГУ. Серия «Подъемно-транспортные машины и оборудование». Выпуск № 5. 2004. С. 81 89.

57. Ковальский В.Ф. Оценка безотказности рукавов высокого давления приводов путевой техники/УРемонт, восстановление, модернизация. 2004. №5. С. 6-8.

58. Ковальский В.Ф. Анализ и синтез динамических параметров гидропривода скребковой цепи путевых щебнеочистительных машин //Наука и техника транспорта. 2005. № 2. С. 86-94.

59. Ковальский В.Ф. Маховично-акумуляторный гидропривод баровой цепи щебнеочистительных машин нового поколения //Труды четвертой научно-практической конференции «Безопасность движения поездов».: М. 2003. С. III-20.

60. Ковальский В.Ф. Некоторые особенности статистической обработки результатов нагружения котлованокопателя //Труды МИИТА «Исследование надежности и параметров погрузочно-разгрузочных и строительных машин». 1974. № 460. С.94-99.

61. Ковальский В.Ф. Пути стабилизации давления жидкости в гидроприводе буровых машин //Труды МИИТа «Исследование надежности и параметров погрузочно-разгрузочных и строительных машин». 1977. № 559. С. 54-57.

62. Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П. Оценка демпфирующих свойств гидрообъемного привода путевых машин нового поколения //Соискатель. Приложение к журналу «Мир транспорта». № 1(2). 2005. С. 113-114.

63. Ковальский В.Ф. Исследование нестационарных режимов строительных буровых машин с гидроприводом. Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. М., 1979. 20 с.

64. Ковальский В.Ф., Дубровин В.А., Майоров Ю.П. Динамика объемного дизельгидромеханического привода вращения скребковой цепи путевых щебнеочистительных машин. //Вестник МИИТа. — Вып. 10. М.: МИИТ, 2004.-С. 75-79.

65. Ковальский В.Ф., Дубровин В.А., Майоров Ю.П., Грунин Е.И. Моделирование сопротивления выгребной цепи ЩОМ-1200. //Путь и путевое хозяйство. 2004. № 5. С. 33.

66. Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П. Оценка демпфирующих свойств гидрообъемного привода путевых машин нового поколения //Соискатель. Приложение к журналу «Мир транспорта». 2005. № 1(2). С.113-114.

67. Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П. ЩОМ-1200: рабочие режимы привода баровой цепи //Мир транспорта. 2005. № 1. С. 54-58.

68. Ковальский В.Ф., Дубровин В.А. Как влияет привод выгребной цепи на производительность щебнеочистительных машин //Путь и путевое хозяйство, 2005. № 4. С. 34 36.

69. Ковальский В.Ф., Сердобинцев Е.В. Оценка безотказности гидрообъемного привода путевых машин нового поколения//Наука и техника транспорта. 2004. № 2. С. 38 - 41.

70. Ковальский В.Ф., Фомин В.И. О применении корреляционно-спектрального анализа процессов в гидросистеме для диагностирования гидромоторов путевых машин.//Вестник МИИТа, вып. 10 — М., 2004. С. 65 67.

71. Ковальский В.Ф., Дубровин В.А., Майоров Ю.П., Вековищева О.Ю. Проектирование степеней подвижности роботов: методические указания.-М.: МИИТ, 2002.-38 с.

72. Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П., Дубровин В.А., Грунин Е.И. Расчёт параметров гидравлического привода на ПВЭМ с гидродвигателем вращательного действия: методические указания к курсовому и дипломному проектированию. М.: МИИТ, 2002. - 59 с.

73. Ковальский В.Ф., Майоров Ю.П., Дубровин В.А., Грунин Е.И. Расчёт параметров гидравлического привода поступательного действия на ПВЭМ: методические указания к курсовому и дипломному проектированию. -М.: МИИТ, 2002.-50 с.

74. Комаров А.А. Надежность гидравлических систем.- М.: Машиностроение, 1969.- 236 с.

75. Костюк А.Ф., Цветков Э.И. Спектральный и корреляционный анализ нестационарных случайных процессов. :М. Издательство комитета стандартов, мер и измерительных приборов при Совете Министров СССР. 1970. 186 с.

76. Красников Ю.Д. Исследование и формирование нагрузок в элементах горных выемочных машин. Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. :М. 1969. 186 с.

77. Кулагин А.В., Демидов Ю.С., Прокофьев В.Н. и др. Основы теории и конструирования объёмных гидропередач. М., Высшая школа, 1968, 400 с.

78. Кухтенко А.И. Теоретико-вероятносный метод определения нагрузочных диаграмм угледобывающих машин. В кн.: Прочность и износ горного оборудования. М., Углетехиздат, 1957, с. 36-48.

79. Льюис Э., Стерн X. Гидравлические системы управления. М., Мир, 1966, 408 с.

80. Мелик-Гайказов В.И. Гидропривод тяжёлых погрузочно-разгрузоч-ных и транспортных машин. М.: Машиностроение, 1970, 264 с.

81. Метод статистических испытаний (метод Монте-Карло) / Под ред. Ю. А. Шрейдера. М.: Физматгиз, 1962. 329 с.

82. Навроцкий В.К. Энергосбережение в объёмных дизельных гидроприводах машин. М.: Изд-во «Станкин», 2000. - 229 с.

83. Навроцкий В.К. Динамический расчет автоматизированного гидропривода, содержащего дизельный двигатель // Автоматизация и управление в машиностроении. 1999. №VII. 33 с.

84. Объёмные гидромеханические передачи: Расчет и конструирование// Бабаев О.М., Игнатов Л.Н., Кисточкин Е.С. и др.; Под общ. Ред. Кис-точкина Е.С. Л.: Машиностроение, 1987. 256 с.

85. Пановко Я.Г. Введение в теорию механического колебания. М.: Наука, 1971,240 с.

86. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории упругих колебаний. М.: Машиностроение, 1967, 187 с.

87. Пасынков P.M. Расчет гидрообъёмных трансмиссий с учетом динамических нагрузок. Вестник машиностроения, 1967, № 10, с, 48-51.

88. Патент на изобретение № 2235161 RU «Объемный гидропривод выгребной цепи путевой щебнеочистительной машины» /Дубровин В.А., Ковальский В.Ф., Горолевич И.Е., Гапеев А.А., Грунин Е.И., Майоров Ю.П./.

89. Петров В.А. Гидрообъёмные трансмиссии самоходных машин. М.: Машиностроение, 1988. 266 с.

90. Пономаренко Ю.Ф. Испытание гидропередач. М.: Машиностроение, 1969, 292 с.

91. Попов Д.Н. О потерях напора в трубопроводе при неустановившемся движении жидкости. //Вестник машиностроения. 1969. №6.

92. Попов Д.Н. Гидравлическое сопротивление трубопроводов при неустановившемся турбулентном движении жидкости. //Известия Вузов, Машиностроение, 1969, №9.

93. Праздников А.В. Гидропривод в металлургии. М.: Металлургия. 1973,336 с.

94. Прокофьев В.Н. Динамика гидропривода. М.: Машиностроение, 1972, 292 с.

95. Прокофьев В.Н., Фурман Ф.А., Гельман А.С. Оценка влияния несовершенства распределения насоса на динамические свойства гидропередачи. В кн.: «Гидроавтоматика», М.: Наука, 1965, с. 46-52.

96. Путевые машины: Учебник для вузов ж.-д. Транспор-та./Соломонов С.А., Попович М.В., Бугаенко В.М. и др. Под ред. Соломонова С.А.- М.: Желдориздат 2000 756 с.

97. Прокофьев В.Н., Данилов Ю.А., Кондаков J1.A. и др. Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод. М.: Машиностроение, 1969, 496 с.

98. Разинцев В.И. Повышение эффективности гидроприводов с дроссельным управлением. М.: Машиностроение, 1980. 216 с.

99. Ржевкин С.Н. Курс лекций по теории звука. М.: МГУ, 1960, 336 с.

100. Расчеты деталей машин и конструкций на прочность и долговечность/ В.П. Когаев Н.А., Махутов, А.П., Гусенков. -М.: Машиностроение, 1985.- 224 с.

101. Селиванов С.А. Исследование и выбор параметров компенсацион-но-демпфирующих элементов для рабочего режима гидросистем горных машин. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук. М.: 1973, 173 с.

102. Свешников В.К. Гидрооборудование: Международный справочник. Книга 1. Насосы и гидродвигатели: Номенклатура, параметры, размеры, взаимозаменяемость. Издательский центр «Техинформ» МАИ —2001 360 е.: ил.

103. Свешников В.К. Станочные гидроприводы. Справочник, 3-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1995. 448 с.

104. Серенсен С.В. и др. Прочность при нестационарных режимах. Киев, Техника, 1961, 362 с.

105. Серенсен С.В., Когаев В.П., Шнейдерович P.M. Несущая способность и расчеты деталей машин на прочность. Руководство и справочное пособие. Под редакцией С.В.Серенсена. М.: Машиностроение, 1975.- 488 с.

106. Савоськин А.Н., Бурчак Г.П., Матвеевичев А.П. и др. Прочность и безотказность подвижного состава железных дорог. М.: Машиностроение, 1990. -287 с.

107. Савоськин А.Н., Сердобинцев Е.В., Волков В.В. Применение трех-параметрического закона Вейбулла для описания прочностных свойств конструкций / Вестник ВНИИЖТ, М.: Транспорт, вып.З, 1979, С.32-34.

108. Сырицын Т.А. Надежность гидро-пневмопривода. М.: Машиностроение, 1981. 216 с.

109. Старичнев В.В., Шуб В.В., Вишневецкий А.Н. Применение гидроаккумуляторов в гидроприводе горных машин. НИИИНФОРМТЯЖМАШ, М., 1967, с. 12-14.

110. Тарко JI.M. Волновые процессы в трубопроводах гидромеханизмов. М.: Машгиз, 1963, 183 с.

111. Тарко JI.M. Переходные процессы в гидравлических механизмах. М.: Машиностроение, 1973, 168 с.

112. Трифонов О.Н., Иванов В.И., Трифонова Г.О. Приводы автоматизированного оборудования. М.: Машиностроение, 1991. 336 с.

113. Туригин A.M. Электрические измерения неэлектрических величин. М.: Энергия, 1966, 85 с.

114. Хан Г., Шапиро С. Статистические модели в инженерных задачах. М.: Мир, 1969, 395 с.

115. Цветков Э.И. Нестационарные случайные процессы и их анализ. М.: Энергия, 1973, 129 с.

116. Чарный М.А. Неустановившееся движение реальной жидкости в трубах. М.: Гостехтеориздат, 1951, 224 с.

117. Шукайло В.Ф. Расчеты на долговечность при случайном, пульсирующем напряжении. В кн. Горные машины и автоматика, №8, 1962, с. 28-34.

118. Яблонский А.А., Норейко С.С. Курс теории колебаний. С.: Высшая школа, 1975, 248 с.

119. Morrison W.M. The principle and application Hydraulic flow divider valves. "Hydraulic Power Transmission". October, 1962, 8, №94, p. 668-669.

120. Winston L.S. "Hydraulics and Pheumatics". Apr., 1963. p. 84.

Похожие работы

Машиностроение и машиноведение
05.02.00