автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.03, диссертация на тему:Обоснование параметров гидравлического тормозного привода мобильных машин большой грузоподъемности, эксплуатируемых в условиях низких температур

БЕЛОРУССКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ П О Л п ТЕХНИЧЕСКАЯ А К А Д Е Л1И Я

На правах рукописи

ШЕРМУХАМЕДОВ Абдулазпз Адилхакович

УДК 629.114.4-592-82(1-17)

ОБОСНОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ТОРМОЗНОГО ПРИВОДА МОБИЛЬНЫХ МАШИН БОЛЬШОМ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ, ЭКСПЛУАТИРУЕМЫХ В УСЛОВИЯХ НИЗКИХ ТЕМПЕРАТУР

05.02.03 — Системы приводов

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

М и II с к 19 91

Работа выполнена на кафедре Тидропневмоавтоматикь и гидро-пнеамопривод" и ь научно-исследовательской лаборатории 'Тидропнев-мосистемы" Белорусской государственной политехнической академии.

Заслуженный работник народного образования Республики Беларусь, доктор технических наук, профессор МЕТЛИК Н.Ф.

доктор технических наук, профессор Шевченко B.C.,

кандидат технических наук, доцент Лешкевич А.Ю.

Белорусский автомобильный завод, г. Жодино

Защита диссертации состоится "" oppipcum 1992 г.

в _LQ__часов на заседании специализированного совета ВАК СССР

К056.02.06 по присуждению ученой степени кандидата технических наук при Белорусской государственной политехнической академии по адресу: 220027, г.Минск, Ленинский проспект, 65, Белорусская государственная политехническая академия.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке академии.

Отзывы на автореферат, заверенные печатью, просим направлять по вышеуказанному адресу.

Автореферат разослан " (О" 1992 г.

Ученый секретарь специализированного совета, кандидат технических наук, доцент

Научный руководитель -

Официальные оппоненты:

Ведушэе предприятие

П /■

П.Р.Бартош

(с)Белорусская государственная политехническая академия,1991

; [ ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. В последнее десятиле-тио в нашей стране отмечается интенсивное развитие карьерного автомобильного транспорта, который занял одно из ведущих'мост по объему технологических перевозок на открытых горных работах. Особенно э'Моктивно использование карьерных машин в малонаселенных, труднодоступных районах Крайнего Севера, Сибири и Дальнего Востока, куда переместились центры добывающей промышленности. Увеличение парка карьерных автомобилей, особенности их эксплуатации выдвигают на передний план проблему обеспечения активной безопасности карьерного автотранспорта, в которой основная роль отводится тормозной системе, оо 'надежности и работоспособности.

Используемый в настоящее время в автомобилях особо большой грузоподъемности гидравлический тормозной привод имеет существенный недостаток. При работе в условиях низких температур окружающей среда у рабочей жидкости, находящейся в тупиковых контурах привода повышается вязкость, что значительно ухудшаот его функциональные свойства. В частности, увеличивается время срабатывания привода, которое влечет за собой увеличение тормозного пути, и время оттор-маживания. Поэтому решение этой проблемы, проведение теоретических и экспериментальных исследований гидравлического тормозного привода при низких температурах окружающей среди является актуальными.

Цель работы: разработка схемы, методики расчета и выбора параметров гидравлического тормозного привода рабочей тормозной системы автомобилей большой грузоподъемности, эксплуатируемых в условиях низких температур.

Мотодика исследования: математическое моделирование работы гидравлического тормозного привода, теоретическое исследование влияния параметров привода на качество его работы, термодинамический расчет привода, экспериментальные исследования в лабораторных условиях.

Объектом исследования являлся гидравлический тормозной привод автомобилей БелАЗ большой грузоподъемности <30.-.42 тонн), эксплуатируемых в'условиях низких температур.

Научная новизна: разработана схема проточного гидравлического тормозного привода автомобилей большой грузоподъемности, работающих в условиях низких температур; разработаны ал-

горитм и методика термодинамического расчета гидравлического тормозного привода; разработаны математическая модель, алгоритм и программа расчета на ЭВМ динамики проточного гидравлического привода, позволяющая комплексно проанализировать влияние проходных сечении, вязкости рабочей жидкости,темпа нажатия на тормозную педаль на его динамические характеристики.

Практическая ценность. Разработанные методики расчета позволяют с помощью ЭВМ произь" щть на стадии проектирования оценку влияния конструктивных рлшний на эффективность тормозного привода, а также исследовать термодинамические процессы в гидравлическом тормозном приводе для различных жидкостей. На основании исследовании разработан проточный гидравлический тормозной привод, позволяющий повысить надежность и эМоктив-ность привода при работо в условиях низких температур окружающей среда.

Реализация работы: результаты работа используются на Белорусской автозаводе, в Белорусской государственной политехнической академии, институте механики и сейсмостойкости сооружении АЛ Узбекистана.

Апробация работы. Основные положения работы докладывались на научно-технической конференции профеесорско -преподавательского состава Белорусского политехнического института (1989 г.), на Взспубликанской научно-технической конференции по механике жидкостей и многофазных сред (Ташкент, ИМ и Сй All УзССР, 1988 г.), на научно-технической конференции "Гидравлика и гидропневмопривод мцшин, автоматов и промышленных роботов в машиностроении" (Севастополь, 1990 г.).

Публикации . Основное содэриание диссертационной работы опубликовано в Б работах.-

Об-ъом публикации: диссертация состоит из введения, четырех глав, выводов, списка литературы и приложений.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

В первой главе проанализированы типы и схемы тормозных приводов карьерных автомобилей, сделан краткий обзор литературы по динамическому и термодинамическому расчету гидравлических систем, определены цель и задачи исследований.

Вопросами теоретического и экспериментального исследования тормозных систем автомобилей большой и особо большой грузоподъемности занимались отечественные и зарубежные ученью : В.П.Лкгушко, Л.С.Антонов, Г.Н.Баранчик, П.Р.Бартош, <0 Б.Беленький, Б.Б.Генбом, Л.Б.Гродэскул, А.Г.Денисов, Л.И.Добрых, М.Н.Дронин, М.М.Заболоцкий, А.В.Зотов, В.В.Капустин, И.С.Иацкевич, Н.Ф.Метлюк, Б.И.Морозов. Н.Н.Первышин, 3.Л.Сироткин, Сгозз Rich, LuiMdaine Edward, Cherld John.

Анализ известных работ позволил установить:

1. Для гидравлического тормозного привода с длиной магистрали до 10 м целесообразно применять модель с сосредоточенными параметрами, а привода с длиной магистрали свыше Юм- модель с распределенными параметрами.

2. Существующие принципы математического моделирования динамических процессов требуют больших затрат времени па составление и реализацию программы их расчета на ЭВМ.

3. Недостаточно исследованы вопросы влияния низкой температуры окружающей среды на динамику гидравлического тормозного привода.

4. Термодинамические процессы, происходящие в гидравлических тормозных приводах, исследованы только при положительных температурах окружающей среды.

На основе анализа тормозных приводов карьерных автомобилей и работ, посвященных динамическому и термодинамическому расчету гидравлических приводов,и в соответствии с целью были сформулированы следующие задачи исследований:

- обоснование схемы привода, выбора номинального рабочего давления в приводе; выбор параметров аппаратов питающей и рабочей части проточного гидропривода;

- разработка математической модели и исследование динамических характеристик проточного гидропривода;

- исследование термодинамических процессов в проточном контуре гидравлического привода;

-- экспериментальное исследование разрабатываемого гидравлического привода. Определение экспериментальных зависимостей, входящих в расчетные уравнения;

- оценка достоверности предложенных методчк путем сопоставления результатов теоретических и экспериментальных исследований.

Во второй г ji а в е обоснованы схема проточного

привода, выбор номинального рабочого даш'.зния, рабочей жидкости, параметров питающая и рабочей части проточного тормозного привода.

На рис.1 представлена принципиальная схема разработанного гидравлического тормозного привода, состоящего из рабочей и автономной проточной системы.

Одним из основных параметров, определяющих размеры и массу аппаратов тормозного привода, его статическую и динамическую характеристики, является номинальное рабочее дааинио.

При выборе номинального рабочего давления для рабочей системы разрабатываемого гидропривода учитывались следующие факторы: в первую очередь, обеспечение требуемого приводного усилия; во -вторых, сохранение преемственности с применявшимися На автомобилях особо большой грузоподъемности гидроприводами. Приводное усилив зависит от типа колесного тормозного маханиэма, который выбирается по условиям компоновки и требуемому значению тормозного момента Мт1 колеса, обеспечивающему заданную эффективность торможения.

При выборе номинального рабочего давления автономной проточной систему учитывалось следующее условие :

где Рсп- сила стяжных колодок тормозного механизма; Гп- площадь поршня тормозного гицроцилиидра; п - число. гидроцилиндров в тормозном механизме.

С учетом этих факторов доя рабочей системы выбрано рном= 12 МПа, для проточной системы Рном=0.5 МПа.

Выбор марки минерального масла определяется температурными условиями, режимом работы гидропривода и ого номинальным давлением, которым должно соответствовать важнейшее физическое свойство масла - вязкость, увеличение или уменьшение вязкости масла приводит к ухудшению эксплуатационных свойств гидропривода.

В районах Крайнего Севера, Сибири и дальнего Востока пригодно масло БМГЗ.- Его заменителем может быть масло АМГ-10. Кроме этих масел, в настоящее время для гидравлического тормозного привода автомобилей БелАЗ особо большой грузоподъемности применяется также масло марки А.

На основании рекомендация по расчету и исследованиям советских ученых Башты Т.М., Кондакова Л.А., Прокофьева В.Н., Рыбкина

. Рис. 1. Принципиальная схема проточного гидравлического тормозного привода:

1,10-насосы; г.П-Фильтга; 3,12-предохранительные клапаны: 4- автомат разгрузки; 5-ПГА: 6,9-тормозные цилиндры; 7-тормозная педаль; &-тормозной кран; 13-гидробак

Е.Л., Усова A.A., Шкина В.Е., Денисова Л.Г. произведен расчет и выбор элементов питаккея части проточного гидропривода.

При расчете элементов рабочей части привода особое значение отводилась гидравлическому тормозному крану. При нажатии на тормозную педаль сн должен пореоючать насос автономной проточной системы на холостой режим работы и соединять пновмогидроаккумуля-торы рабочой системы с тормозными цилиндрами.

На основании анализа существующих гидравлических тормозных кранов было принято решение использовать кран золотникового типа, как наиболее отработанный и обеспечивающий выполнение всех необходимых функция..

На рис.2 приведена схема разработанного тормозного крана.

а

ta, TP»

л

«Вщ»

Гкц

Щ-

Рис. 2. Схема отдельной секции тормозного крана: 1-золотник; 2-уравновешивающая пружина; 3,4-нагистраль и полость секции, обеспечивающие следящее действие; 5-возвратная пружина

Исходя иЗ выполняемых функций, задачей расчета золотникового тормозного крана является определение размеров золотника, а также движущих и реактивных сил,действующих на него.

Диаметр золотника йа определяется по формуле

= 1,04 У

/((1-i ) V )

max ,v ' доп'

( 1 >

где Q, ка;

•may- максимальный расход жидкости через рабочее окно эолотни-отношение диаметра шейки к диметру золотника,

рекомендуется принимать е= 4/5...2/3; Удоп- допускаемая скорость течения жидкости в окне золотника.

d

Максимальная площадь проходного сечения золотника определяется по формуле

Чпах

£ =--. ( Я- )

тах тг -

доп

Ход золотника выражается формулой

"^ШАХ

И = - . ( 3 )

"Л

Сила Н, (движущая сила), которую необходимо приложить вдоль оси золотника для ого перемощения, определяется суммой сил сопротивления (удерживающие силы), к которым относятся сила возвратной пружины Ип, осевая гидродинамическая сила Пгд, сила- инерции ^ массы золотника, сила йст сухого трения золотника о стенки корпуса и сила вязкого трения Ивт, представляющая собой силу сопротивления движению, возникающую при перемещении Золотника в'корпусе, заполненном рабочей жидкостью.

Следовательно, равновесие сил, действующих в осевом направлении на золотник, выражается уравнением

К* - Ягд + + рвт + ^ + ^ • < 4 > '

Таким образом, параметры тормозного крана рассчитывается по уравнениям ( 1 )... ( 4 ).

Расчет параметров трубопроводов и гидроцилиндров производится исходя из объемного расхода жидкости через данный трубопровод, требуемого усилия на штоке гидроцилйндра и скорости его движения.

В третьей главе Исследованы динамические характеристики рабочей системы и термодинамические процессы в автономной проточной системе гидравлического тормозного привода.

Одинаковое схемное решение переднего и заднего Контура проточного гидропривода определило одинаковое математическое описание каждого из них.с подстановкой различных исходных данных.

При составлении расчетной (рис. 3) схемы и математической Модели для динамического расчета проточного привода были использованы закон узлов и закон контуров, кроме того приманен модульный принцип, который предполагает составление математических моделей для каждого элемента гидропривода (насоса, пневмогидроаккумулято-

£ /^Л

V

о сг

»ШР ©

б«.*.

еж

Уз

т

Ш

*,П йЦ

гп •

Г&-, РОС)

к—

и

и Р"

Ег

Цг

г——=:-

02

Уг

ТТЪр

№

ЛГ'тсГ'.

(Я?

С5]

14

[]те ^

«¡Ла™

Рис. 3. Расчетная динамическая схема заднего контура

ра, трубопровода, исполнительных цилиндров, тормозного крана) и дальнейшее их соединение согласно расчетной схеме. Этот принцип дзот возможность значительно сократить время на состпвление и реализацию программы расчета на ЭВМ.

Производительность источника энергии - шестеренного насоса определяется выражением О^Ог-^ • ( 5 )

где цт- теоретическая производительность насоса; Оу- утечки в насосе.

Динамика пнотмогидрэвлического аккумулятора описывается уравнениями движения поршня, давления на входе ИГА и политропного процесса в газовой полости ПГА.

с12х_

■ — = <(Р^РГ> • 7а-ртр'( 6 >

(31е'

где ра, рг-соответственно давление жидкости и газа в ПГА; та, Га-соотвогсгвенно масса и площадь поршня ПГА; ^-коэффициент вязкого трония; Р -сила "сухого" трения; ха,Уа,агха/сИа .-соответственно перемещение, скорость и ускорения поршня ПГА.

- = - . ( 7 )

аО л а

где 1а-адиабатич9ский модуль упругости жидкости; <За-расход жидкости в ПГА; Уа0-начальный объем жидкости в ПГА.

Рг=РЭ(7мах/^зх-Ха1,а)'П. ( 8 )

где рэ-начальноо даалэние газа /давление зарядки/ в ПГА; Тмах-максимальныя /конструктивный/ объем ПГА; п-показатель политропы /п=1...1,4/. и Динамические процессы в трубопроводах с жидкостью описываются уравнениями движения жидкости и баланса мгновенных объемных расходов. .

й2х 11х Кр1 с!х „ йх

1 . Фс«

(—■ +--) \- + с> = 0„х ,

где р - плотность жидкости, 1 и 1 - длина и площадь участка; сЗх/сП - скорость движения жидкости; V - кинематическая вязкость жидкости; ке - коэффициент шероховатости трубопровода; ( - коэффициент местных потерь; рвх и рвых - давление жидкости на входе и выходе трубопровода; 1е-модуль объемной упругости жидкости; с1т, бт, Ет -соответственно диаметр, толщина стенки трубопровода и модуль упругости материала трубопровода; йрсж/(П - скорость изменения давления в сосредоточением объеме; Ут - начальный объем жидкости в трубопроводе; 0ЭХ и с^^ -входной и выходной расход.

Динамика тормозного цилиндра описывается уравнениями поступательного движения поршня под действием сил давления, внешней нагрузки, сил трения и расхода жидкости в тормозном цилиндре.

(РкцЛц^^тр^кц-Г^^пр ' • < 10 >

где шпр- приведенная к итоку поршня тормозного цилиндра масса перемещающихся частей; ркц- давления имдкости в тормозном цилиндре; Кхкцэ- силовая характеристика тормозного механизма; гкц" площадь поршня тормозного цилиндра; хкц, Укц, с1гхкц/агг- соответственно перемещение, скорость и ускорение поршня тормозного цилиндра.

Фкц АЧц-ЛцЛцАкц) -=- , < 11 )

где С^ц- расход жидкости на входе тормозного цилиндра; У0кц- начальный объем жидкости в тормозном цилиндре; 0ВКЦ- расход жидкости на выходе тормозного цилиндра.

.тп

Силовая характеристика тормозного механизма Р(хкц) определялась опытным путем, ее можно аппроксимировать в фазе торможения полиномом второй степени

Р<хкц) = -932,6+4.5-Ш4*^ +1,3-lrf5-^8 , ( 12 ) а в фазе оттормашивания - полиномом третьей степени Р(хкцэ = 4,б103-9,5 ш3-хкц+5,910р х|(цг-91а ш4 хкцэ . ( 13 )

Тормозной кран является следящим аппаратом и представляет собой ряд местных сопротивлений. Расход через каадое такое местное сопротивление выражается известной зависимостью:

^^•"•^•lKti/iTp^-p^J/P' ,. ( 14 >

где ^-коэффициент расхода ; рвх, рвьк- давление соответственно на входе и выходе тормозного крана; h(t) - закон перемещения золотника тормозного крана,

Закон перемещения золотника h(t) записывается в виде:

h(t) =

О при 0 < t i т0 ;

tno при т0 < t 5 t0 ; ( 15 )

t > t0 ,

где т0 - время запаздывания, обуслоапенное зазорами в механической части привода; 11та5{ - максимальное' перемещение золотника; г0 -время максимального перемещения.

На основе математической модели была разработана программа численного расчета, которая "позволила исследовать влияния параметров трубопровода, органа управления и вязкости рабочей жидкости на динамические характеристики гидравлического тормозного привода.

По полученным расчетным данным построены динамические характеристики гидропривода, на основании которых выбраны проходные сечения трубопроводов. Требуемое, быстродействие с допустимым перерегулированием (не более Ъ%) получено при диаметре трубопровода й =8 мм. При этом для переднего контура при темпе нажатия 0,2 с время срабатывания составило 0,22 с, время переходного процесса

1; = 0,3 с и подрегулирование лРпяЗ,1 %, для заднего контура соответственно 0,23 с, гпп^о,зб с и лРп-1,7е

Выполненные исследования по влиянию вязкости рабочей жидкости, соответствующей различным температурам жидкости, на динамические характеристики гидропривода (рис. 4 ) покапали, что для жидкости АМГ-10 при вязкости и=0,35-Ю-"1 ма/с, соответствующей температуре» ТВ=-30°С1 вромя срабатывания составило I; -=0,48, что в два раза болью, чем при нормальном состоянии (р=0,22-10"4 мг"/с, Тв=+15°С),

а при вязкости 1'=0,7-Ш~3 мч/с (Т„=-40°С) t -1 с. Для жидкости

-? р р

марки А при вязкости р-О.в-10 м*/с; соответствующей температуре

Тв-—30°С, время срабатиьания составило ,6 с, что значительно преввдет значение ГОСТа (согласно ГОСТу 22895-77 ^р<0,6чс).

Таким образом, повышение вязкости жидкости отрицательно влияет на динамическио характеристики гидропривода. Применение проточной системы позволяет устранить этот отрицательный эОДвкт.

Разработанный проточный гидравличэския тормозной привод будет работать в условиях Низких температур окружающей среда, следовательно, важное значение приобретает исследование термодинамических процессов в гидроприводе

Проточная система, которая определяет тепловой режим для всего привода, условно была разделена на два участка (рис.5 ), предположительно имеющие различные текущие средние температуры и В первый участок 1 входят гидробак 3, насос 5, гидролинии 4,6,7 и секция 8 тормозного крана. Во второй участок 2 входят гидролйнии 9,10,12, гидроцилиндры 10 и секция 8 тормозного крана. При исследовании сделаны следующие допущения: внутри участка средние температуры в любом Поперечном Сечении потока практически не отличаются от среднемассоной температуры участков Ц ° и 1,г° теплообмен между участками осуществляется лишь за счет вынужденной конвекийи жидкости.

■ С учетом сделанных ' допущении уравнение теплового баланса проточной системы записывается в виде:

V V 4. (К Г, +ег>Л0 - •

( 16 )

V тг° - 0гЛ° + + ег)Тг° - Ь, ,

где Г1 и Тг - площади поверхностей внешней теплоотдачи участков 1

>И1|

И

Р** и

й

1 0 /

1 1 // / / 0 в У 0=0,22-V = 0,67 «ГУ/с

// 'Л 0 /V 'X •V — о— ^ = 0,35 4 = 0.708- 10-ънЧ {<>•'№ (0 "2м*Л

0,2 М 0,6

03

(.0

',2 ^

Рис.4. Влияние вязкости рабочей жидкости на динамические характеристики привода: ркц-давление в колесных цилиндрах

I

я!

Рис. 5. Расчетная схема теплового баланса автономной проточной системы: 1,2-расчетные участки; 3-гидробак; -4,6,7,9,11,^-трубопровода; 5-насос; 8-секция тормозного крана;10-колесные цилиндры

и 2; Tj0 и Та° - избыточные температуры учасгков; i, и U -удельное теплосодериание участков; Ij и - среднее за цикл теплообразование на участках в единицу времени; е£ - средние за цикл удельные топловыэ. потоки между участками (отнесенные к градусу температуры); к - средний расчетный коэффициент теплопередачи в окружающий воздух.

Численное решение системы уравнении ( 16 ) показало, что циркуляция рабочей жидкости в проточной системе позволяет в условиях низких температур окружающего воздуха быстро поднять температуру в приводе и поддерживать в нем требуемый температурный режим без использования дополнительного подогрева. При этом для жидкости марки А температура +8°, при которой обеспечивается свободная про-качиваомость жидкости, достигается при температуре окружающего воздуха -15° за 500 с; при температуре -30° за G00 с; при температура -40° за 1000 с. Для жидкости АМГ-10 температура -35°, при которой обеспечивается свободная прокачиваемость данной жидкости, достигается при температур© -40° за 120 с. На рис. 6 приведены графики изменения температуры для жидкостей А и АМГ-10 при температуре окружающего воздуха -40°.

D четвертой главе изложены программа, методика и результаты экспериментальных исследований, описан разработанный, стенд, определены неизвестные коэффициенты, используемые при расчетах, даны доверительная оценка точности измерений и математическая обработка экспериментальных данных.

В процессе экспериментальных исследовании решались следующие задачи :

1. Исследование влияния различной температуры на работоспособность традиционного тупикового гидропривода.

2. Исследование теплового баланса автономной проточной системы разрабатываемого тормозного привода при низких температурах.

3. Определение неизвестных опытных коэффициентов, входящих в математическую модель и в систему уравнений термодинамического расчета.

На основании этих задач был разработан специальный стенд, который представляет собой специальную термобарокамеру, внутри которой расположены следующие элементы гидропривода : гидравлический бак ойгемом 20 литров, насос Ш - 10Е, который приводится в действие электродвигателем ГС-18М0 постоянного тока, расположенным

Рис. 6. изменение температуры в различных участках привода: • ^-температура первого участка; Та-темлература второго участка

во внешней стороне тормобарокакеры, предохранительный клапан, два рог.улируемых дросселя, выполняющие роль тормозного крана, гидроцилиндры и соединительные трубопровода. Колесный тормозной механизм заменен пневмогндравлическим цилиндром, жесткость которого можно изменять, подавая сжатый воздух под различным давленном.

В процессе опытов измерялись следующие параметры: давления на выходе насоса и в колесном тормозном цилиндре; температуры жидкости в колесном тормозном цилиндре и в гидробаке; расход на выходе 1-го дросселя; перемещение поршня колесного тормозного цилиндра.

Значения величин данных' параметров определялись с помощью датчиков давления РЗМА/200, термометрами type 2Ь75, расходомером ТПР-8,'датчиков перемещения W50K. ■

Электрические сигналы от датчиков давления, расходомера и датчика перемещения усиливались с помощью шестиканального усилителя KWS 3073 и подавались на магнитограф SR-50C.

Планирование опытов и математическая обработка результатов экспериментов проводились на основании статических методов теории эксперимента с использованием ЭВМ.-

Влияния различной температуры окружающей среды на тупиковый гидропривод оценивались временем Х1 начала открытия 1-го дросселя до начала нарастания давления в колесном цилиндре и временем %г начала нарастания давления в колесном цилиндре до достижения номинального давления. В таблице 1 приведены изменения ^ и t2 для жидкостей марки А и АМГ-10 при различных температурах в термобарокамере.

В ходе испытаний исследованы переходные процессы температуры в проточной системе, основные результаты которых сведены в таблицу 2.

В процессе опытов были также определены зависимость Р(х ), используемая в математической модели гидропривода и зависимости PjtTg), Рг(?г), (^(Tg), которые используются в термодинамическом расчете автономной проточной системы гидропривода.

Проведенные экспериментальные исследования показали адекватность Математических моделей динамического и термодинамического расчета (погрешность находится в пределах 8%), позволили определить температуры (для жидкости А Тг>8°, для жидкости АМГ-10 Тг2г -35°), при которых обеспечивается свободная прокачиваэмость рабочей жидкости.

Таблица 1

Влияние различной температуры на характеристики тупикоього гидропривода

жидкость том-pa в тормо-барокамор» !■',., °С VC. 1г,с. об.насоса, об/мик

ЛМГ-10 ■ + 15 0,03 0,25 1500

- 15 0,035 0,31 1500

• - 15 0,045 0,33 750

- 30 0,10 0,35 1500

- 40 0,15 1,04 1500

марки А

+ 15 0,04 0,33 1500

- 15 0,05 0,39 1500

- 15 0,09 0,54 750

- 30 0,21 1,4 1500

Таблица 2

Изменение температуры в проточной системе

жидкость тем-pa в термоба-камере ' тк,°с Начальные и конечные значения температуры время нарастания тем-ры г,с об.насоса , об/мин

в гидробаке Tlt0C в цилиндре ■ т2,°с ■

AMI-10 - 15 -6 +7 ■ -1.3 +8 868 1500

- 15 -6 0 -15" +1 1260 750

- 30 -25 +9 -30 • +10 1080 1500

- 40 -25 +7 -40 1500 1500

марки А - 15. -6 +12 -13 +13 504 1500

- 15 -6 0. -15 +10 1260 750

- 30 -25 +13 -30 +19 1056 1500

- 40 -35 +16 -40 . +18 1575 1500

в и води

1. Разработана схема проточного гидравлического тормозного привода для карьерных автомобилей большой грузоподъемности, эксплуатируемых в .условиях низких температур, обеспечивающая требуемое ГОСТом 22ÖÜ5-77 время срабатывания и необходимый тэмпорэтурный режим.

2. Разработана методика выбора параметров питающей и рабочэ? части проточною тормозного привода.

3. Разработана математическая модель проточного гидравлического тормозного привода, позволяющая исследовать динамику привода, определить его рациональные конструктивные параметры, провести анализ влияния низких температур на его динамические характеристики.

В отличие от существующих математических моделей, описывающих динамику гидравлического тормозного привода, имеется возможность исследовать динамику как тупикового, так и проточного привода, а также моделировать работу привод-з при различных температурах.

4. Проведенные исследования позволили определить параметры привода (проходные сочевил магистралей и тормозного крана), при которых обеспечивается наилучшее быстродействие с Допустимым (не Солее 5%) перерегулированием: при диаметре трубопровода 8 мм время срабатывания перодлего контура составило 0,22 с, время переходного процесса - 0,3 с, гирэрегулированне - о,1 Ж; заднего контура соответственно - 0,23 с, 0,36 с, 4,76 %.

Б. Разработана методика, с Помощью которой исследованы термодинамические процессы в проточном контуре гидравлического тормозного привода. Проведенные исследования показали, что циркуляция рабочей жидкости в ггооточном контуре позволяет в условиях низких температур окружающего воздуха быстро поднять температуру жидкости в приводе и поддерживать в ней необходимый температурный режим. Установлено, что доя жидкости Марки А температура +8°, при которой обеспечивается свободная прокачиваемость жидкости, Достигается при температуре окружающего воздуха -15° за 500 с; При температуре -30°-за 600 с; при температуре -40°-за 1000 с. Для жидкости AMF-10 температура -35°, при которой обеспечивается' свободная прокачивае-мость данной- жидкости, достигается при температуре -40° за 120 с.

8. Создан специальный стенд, имитирующий работу гидропривода при различных температурах окружающей среда. Проведенные испытания

подтвердили адекватность математической модели (погрешность находится в пределах 8%) и методики термодинамического расчета проточного гидропривода.

7. Применение проточного гидравлического привода на автомобилях БелАЗ грузоподъемностью (30...42) тонн вместо сернйного ¡шов-матического позволяет:

- сократить время срабатывания при тормошении в 3...5 раз;

- повысить надежность тормозной системы при работе в условиях низких температур окружающей срода.

8. Результаты исследований диссертационной работы используются на Белорусском автозавода при.модернизации автомобилей грузоподъемностью (30...42) тонн.

В приложении приведен пример расчета параметров питающей и рабочей части проточного гидропривода, а также программы численного расчета,составленные на основе математической модели и системы уравнений теплового баланса.

Основное содержание диссертации изложено в следующих опубликованных работах:

1. Шермухамодов A.A. Исследование динамики гидросистемы насос - трубопровод - гидроцилиндр. Теаисы докладов республиканской научно-технической конференции " Механика жидкостей и многофазных сред" (Ташкент, 5-7 декабря 1988 г.)-Ташкент.: Фан, 1988.-С.48-49.

2. Шермухамедов A.A. (в соавторстве),Анализ устойчивости гидросистемы подъема платформы 2ПТС-4-793А-01. Механизация хлопководства: Реф. научн.-техн. сб., Ташкент: УзНШТГИ, 1989, КЗ(352).

- С.20.

3. Шермухамедов A.A. Исследование динамики гидросистемы подъема платформы 2ПТС-4-793А-01. Изв. АН УзССР, серия техн. наук, )?3, 1990. - C.66-G9.

4. Шермухамедов A.A. (в соавторства).Выбор схемы и параметров гидравлического тормозного привода перспективных автомобилей семейства БелАЗ. Тезисы докладов научно-технической конференции "Гидравлика и гидропневмопривод машин, автоматов и промышленных роботов в машиностроэнииГ-Киев, 1990. - С.23-24.

5. Шермухамедов A.A. (в соавторстве). Методика расчета и выбор параметров гидравлической тормозной системы автомобилей большой грузоподъемности. -Рукопись деп. в ЦНИИТЭИАвтопром., 1991, tf 2074 -ап91. -17 с. , „ .