автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.04, диссертация на тему:Повышение эффективности механизма поворота манипулятора погрузочного экскаватора

MIHICTEPCTBO О С 0 I T И УКРАТНИ ТЕРНОШЛЬСЬКИЙ ПРИЛАД05УДШНИЙ 1НСТИГУТ

Р Г Б ОД На правах рукопнсу

УДК 621.869.4

Р1ПЕЦЬКИЙ СПГЕН ЙОСИПОВИЧ

П1ДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСП МЕХАН13МУ ПОВОРОТУ МАН1ПУЛЯТОРА НАЕАНТАЖУВАЧА-

ЕКСКАЗАТОРА.

05.20.04—Ольськогосподарсыо та г<дромелюратнвн1 машкни.

АВТОРЕФЕРАТ

дисертацп на здобуття вченого ступеня кандидата техтчних наук.

ТЕРНОПШЬ— 1994

Робота виконана на завод|' «Коломиястьмаш».

Науковий кер1вник—доктор техжчних наук,

професор Рибак Т. I. .

Офщжж опоненти—доктор техжчних наук,

академш АН вищоТ школи УкраТни. Нагорняк С. Г. — кандидат техн'тних наук, доцент Середа Л. П.

Пров1дна оргажзафя — ВО «Терношльський комбайноаий

завод».

Захист В1дбудеться_^1^^й^'199^року о /^год. на заЫданж слец!ал1зовано1 вчено/ рэди Д 12.02.01 по захисту дисертацт на здобуття вченого ступсня доктора (кандидата) техтчних наук при Терноптьському приладобудшному шети-тут! за адресою: 282001 Терноп!ль, вул. Руська, 56.

Автореферат розкланий _ 199^р.

Просимо Вас взяти участь у зааданж ради при захисп ди-сергацм I направити Ваш вщгук на автореферат у двох при-м1рнкках в секретарит ради за вказаною адресою.

Вчений секретар спец1ал1зоваио'| ради, кандидат техжчних наук

МАРТИНЕНКО В. Я.

ЗАГЛЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ.

АктуальнктЬ теми. При мехажзаци вантажно-розванта-жувальних роб|'т в стьському господарств! широко застосо-вують альськогосподарсью навантажувачнекскаватори (СГНЕ) ПЭА-1А, ПФ-1-А та ¡нон випуску заводу «Коломиястьмаш». Вони можуть тджмати р1зж вантаж! як листестеблисл, так 1 сипуч! Мс,тер1али: оно, солому, гжй, коренеплоди, шсок I т. п. Навантажувач1-екскаветори працюють в господарствах на про-тяз! цтого року. 1 х р!чний фонд експлуатаци стеновить 2200 мотогодин, з них 80% припадав на вантажж роботи. От-же, навантажувач'|-екскаватори, повинж мети не т!льки висок! техжчж характеристики, але й в!дпов!дати сучасному р1вню надмност!. Однак, практика експлуатацп СГНЕ показала, що надтжсть Тх вузл1в недостатня. Робота СГНЕ характеризуеться перюдичжстю циклу I супроводжуеться високими динам!чни-ми навантаженнями, як1 перевищують робоч1 в 3—4 рази.

31 створенням навентажувача-екскаватора ПЭА-1,0, який в!дзначаеться Ыдвищеною вантежотдйомжстю, збтьшенням вильоту стр!ли, динам|'чн! навантаження виявились тут дуже вщчутж 1 стали причиною частих поломок. Особливо руйнтжй дм тддався мехажзм повороту мгжпулятора. Характерними поломками стали обрив хвостовика колони, злом зубцш шестери^ деформаци пльзи, рейки. Спроб'а тдвищити надтжсть мехажзму повороту шляхом змщнення пльзи не дали бажаних результат. Розрахунки деталей мехажзму повороту показали, що ресурс роботи при ¡снуючому навантаженж не в1дпоп!-дае семир!чному термшов1 експлуатаци. Найбтыш навантаження виникають при гальмуванж мажпулятора.

Пдравл!чн! дросельж пристро!' (ДП) — гаситель та демпфер виявилися малоефективними. бо були неспроможж захи-стити мехажзм повороту в!д перевантажень ! не забезпечува-ли стебшьного процесу гальмування.

Мета роботи. Зниження динам^чних навантажень при гальмуванж мажпулятора СГНЕ на основ! застосування в пдросис-тем! механ!зму повороту ефективних дросельних пристроТв (гасителя ! демпфера) з обгрунтованими параметрами.

Методи досл1джень. Теоретичж розрахунки виконупались на основ! сучасних теор!й статчки ! динам|ки, класичноТ меха-н!ки, пдродинам!ки, л!н!йноТ алгебри, планування експеримен-ту. Експериментальн! досл!дження спрямовен! на перев|рку ! тдтвердження теоретичних положень, а також на визначення

експлуатацтних I ресурсних характеристик мехажзму повороту в залежност! в1д конструкци та параметр!в дросельних пристроТв. Стендов! та натурн! випробування проводилися електровим!рювальним способом ¡з застосуванням тензоме.г р|Т. Анал!з математичноТ модел!, виб1р конструктивних пара-метр!в дросельних пристроТв проводились з використанням ЕОМ.

Наукова новизна роботи. Створена математична модель гельмування мантулятора СГНЕ, за допомогою якоТ досл!д-жена динамша цього процесу; виведен|' анал!тичн! залежност! перех!дного процесу, як! характеризують р!вень динам1чних навантажень, стсб'тьжсть тиску в мехажзм! повороту ман!пу-лятора в залежност! в!д параметра навантажувача \ елемент!в пдросистеми; сформульовеж умови ефективност1 роботи дросельних пристроТв; визначеж ефективж параметри гасителя ! демпфера; розроблена ¡нженерна методика розра-хунку конструктивних параметр!в дросельних пристроТв для навгнтажувач!в р!зних клас!в; удосконалена методика обробки анал1тичних результата з використанням теорп планування експерименту; прогнозування надмност! 1 ресурсних характеристик мехажзму повороту зе допомогою математичноТ мс-дел!; визначення коефщ!ента витрат р1дини в зазор! демпфера тд д1ею канавок; запропонован! рекомендацм для випробування демпферш на стенд! в умовах сершного вироб'ництва.

Практична цжжсть. Розроблеж ефективн! конструкции демпфер1в для навантажувач1в-екскаватор1в р!зних клаав, впроваджено у виробництво гаситель 1 демпфер з обгрунто-ваними параметрами, прийнято рекомендацм по стендових випробуваннях демпфер1в, розроблена методика розрахунюв параметр1в демпфера для гальмування мантулятора СГНЕ, конструк^я демпфера захищена авторським св!доцтвом на вина*!д.

Реал5зац|Я результата роботи. Рекомендован! параметри гасителя ! демпфера впроваджеж на невантажувачнекскава-тор! ПЭА-1,0 (ПЭА-1 А), що дозволило зменшити динам!чн! навантаження в пдросистем! повороту в 1,5 раза ! за рахунок цього п!двищити нед:йн'|сть всього механизму повороту, зменшити к!льк!сть поломок пр* експлуатац1Т навантажувача-екс-каватора ПЭА-1,0 за гарант!йний перюд в 3 рези, а за семи-р!чний терм'ш — в 10 раз!в. Загальний економ!чний ефект за 1990 рIк склав 2,2 млн. крб. Параметри гасителя та демпфера

розраховаж за розробленою методикою в СКВ заводу «Ко-ломиястьмаш».

Апробац|Я роботи. Основж науков1 положения ! результати досл1джень допов1дались I обговорювались на II загально-союзжй творчж конференцм молодих спец!ал1спв ! вчених (м. Х1мки — 1982). на сптьж'й науково-техжчжй рад|- СКВ САПР Мштваринмашу (Люберф—1984); на техжчних радах ВО «Коломияс'тьмаш»; на згоданнях кафедри «Теплотехжки пдравл!ки» Ростовського ¡нституту стьськогосподарського машинобудування (1987, 1988, 1990); на об'еднаному семжар! кафедр техжчно! мехажки, технологи машинобудування та верстатт ! ¡нструменлв Терноптьського приладобуд1вного ¡нституту (1994); на науковому семшар! Терноптьського при-ладобудтного ¡нституту (1994).

ПубткацП. За матер1елами дисертацм опублтовано 5 друкованих роб1т, конструкцт демпфера захищена авторсь-ким св1доцтвом.

Особистий вкесок дисертанта. Отримаж теоретичн! за-лежност! при гальмувгнж мантулятора пдравл1чними дро-сельними пристроями (гасителем та демпфером); розроб'лена математична модель досл1джуваного процесу, на баз1 якоТ вивчеж причини нестабтьно! роботи дросельних пристроТв, отримаж' розрехунков! формули максимальних тисюв та часу гальмування; складена методика проведения експерименту; визначеш ефективж конструкци та параметри дросельних пристроТв; даж рекомендецм по стендових випробуваннях демпферш.

ОСНОВНИЙ ЗМ1СТ РОБОТИ

1. СТАН ПИТАНИЯ ДОСЛЩЖЕНЬ ДИНАМ1КИ ПОВОРОТУ МАН1ПУЛЯТОРА.

За прийнятою класиф1кец1ею СГНЕ в1дносять до ужвер-гальних навантажувач1в перюдичноТ дм. Компонування вузл!в СГНЕ в зегальних рисах схоже з конструктами кражв, екска-ваторш, навантажувачш. Вивченням дчнамти повороту маж-пулятора займались Волгоградський ! Саратовський стьсько-господарсью ¡нститути, Терноптьський приладобуд1вний ¡нсти-тут, Ростовський-на-Дону ¡нститут агьськогосподарського машинобудування, Латвмська стьськогосподарська академ1я, МАД1, Вуддормаш, ЦНД1МЕ, ГСКВ «Автонавантажувач» та

1нш1.

При гальмуванж мантулятора доводиться мати справу з перех!дними процесами в пдропривод!. Питаниям динамти пдропривода займались Н. С. Гамижн, Кожевжков С. Н.,

Б. Л. Коробочю'н, В. А. Лещенко, В. Н. Прокоф'ев, Д.П.Попов,

Е. А. Цуханова та жил.

На тдстав! попереджх експериментальних досл!джень на-вантажувача-екскаватора ПЭА-1,0 доведено, що навантаження в мехашзм! повороту перевищують робоч1 в 3—4 рази. Ви-соке динаммне навантеження мехажзму повороту стало причиною його низько!' надтност!.

Характерними поломками стали обрив хвостовика колони, злом зубц1в шестерн!, деформацм гтьзи, рейки- Ресурс мехажзму повороту не був гарантований на семир!чний терм!н експлуатацп навантажувача. А для 15% випущених наванта-жувечш поломки траплялись на протяз! перших двох рош'в експлуатацп.

Ефектианий шлях шдвищення над!йносп та ресурсу мехажзму повороту — зниження динам!чних навантажень при гальмуванж мантулятора. Гальмування мантулятора зд1йс-нюсться за допомогою пдравл1чних дроселвних пристро!'в (ДП): в пром1жних положениях—гасителем, а в крайжм демпфером ДП повинж забезпечити плавне гальмування маж-пулятора 1 захистити мехажзм повороту його пдроприв!д в1д перевантажень. Але ц'| функцп вони виконували не ефективно.

В робот! дослщжуються процеси гальмування мантуля-тора СГНЕ, вплив-на них конструкц1й та параметр1в ДП, роз-м!щення яких в пдравл1чжй схем! показано на рис. 1.

При спрацюванн! гасителя робоча р!дина через систему дросел1в: демпфера, гасителя (з площинами^ клапану целину перелкае з одже! порожнини пдроцилждра в другу. Таким чином, в|'дбуваеться гашення к!нетично'| енерги мзшпуля-тора до повноУ зупинки. При цьому робочий орган з ванта-жем проходить гальм1вний шлях до 1,5 м.

У крайн!х положениях мантулятора поршень входить в * зону спрацювання демпфера, натискае на золотник ! перем1-щае його в середину корпуса. При цьому зменшуеться площа прсх!дного перер|'зу р!дини за рахунок чого тдвищуеться тиск ! мажпулятор гальмуеться. В табл. 1 приведен! конструктивн! схеми демпфер'ш. Золотник в демпфер'| цилждричний з пря-мокутними каневками зм!нного перер!зу на його поверхн! (1 тип). Також дослужено ефективн!сть роботи ¡нших золот-

Рис. 1. Схема розм1щення дросельних пристроТо (ДП) в пдро-систем) навантажувача.

1 — насос; 2 — розподтьник; 3 — гаситель; 4 — цилжДр повороту; 5 — демпфер.

ник!в: а саме цил!ндричного з лисками (II тип) i кожчного (III тип).

Параметри демпфера, як! визначають процес гальмуван-ня, нааупж: ti — площа канавок (лисок); Ь — площа зазора м!ж золотником i корпусом; L — довжина активно! поверхж золотника вздовж його oci.

Для навантажувач!в-екскаватор!в параметри ДП тдбира-лися експериментально, а анал!з перехщних пРоцесш в пдро-систем1 детально не проводився.

Так, в пдросистем! навантажувача-екскаватора ПЭА-1,0 при робот1 гасителя з дроселем 0 2 мм виникали висою тд-йоми тиску до 38 МПа. 1з збтьшенням отвору до # 3,8 мм вони зменшилися i становиЛи 25 МПа. Гаситель з такими параметрами в пдросистем! ¡ншого навантажувача ПЕ-0.8Б пра-цював нестаб!льно: виникли удари кульки по гжзду, що приз-водило до його швидкого зносу.

Спрацювання демпфера також веде до високих тиск!в. В експериментальних умовах вони становили 48—50 МПа. По осцилограмах роботи демпфера в!дм!чено особлив!сть змти тиску наприк!нц! гальмування. Тут трапляються коливання тиску ¡з частотою порядку 3,3 Гц. В протилежн!й порожнин! тиск Рг п1дтримуеться пост!йним Р? = Р".

Коли тиск в порожниж гальмування опускаеться нижче в!дм!тки Р", то мажпулятор починае прискорений рух. Наяв-нкть в цикл! гальмування дтьниць з додетжм прискоренням недоречно зб'тьшуе шлях i чес гальмування.

У eiflnoeiflHOCTi з поставленою метою i на основ! анал!зу наукових даних ! досв|ду експлуэтацм навантажувач!в були сформульован! сл!дуюч! задач!:

1) дослщити процеси гальмування мажпулятора гасителя i демпфером;

2) визначити характеристики процесу високочастотних ко-ливань тиску при робот! гасителя в залежност! sifl конструк-тивних параметр!в пдросистеми;

3) розробити конструкц!ю демпфера ! об'грунтувати його параметри для ефективного гальмування мантулятора СГНЕ;

4) знизити динам!чж навантаження ! тдвищити над!йн!сть механ!зму повороту;

5) розробити ¡нженерну методику розрахунку параметр!в ДП для гальмування мантулятора.

ТАБЛИЦА № 1. КОНСТРУКТИВЫ! СХЕМИ ДЕМПФЕР1В Г1ДГ»0-ЦИЛ1НДРА ТА IX ПАРАМЕТРИ.

Тип

КонструктиШ схвми

И

///

1 \ №

Л

2. МАТЕМАТИЧНА МОДЕЛЬ ГАЛЬМУВАННЯ МДН1ПУЛЯТОРА СГНЕ ДРОСЕЛЬНИМИ ПРИСТРОЯМИ.

Математична модель гальмування манипулятора дросель-ними пристроями дозволила нам ¡м1тувати досл'щжуваж пронеси \ отримати даж про вплив кожного фактора на макси-мальний тиск в г'|дропривод'| мехажзму повороту.

Розробку математично! модел1 було почато з побудови м структурно'! схеми, на котр|'й видтеж системи: «мехажчна» та «пдравл1чна». «Мехажчна» система мктить в соб1 характеристик.! мантулятора та вантажу, що перем!щуеться. В «пд-равл'|чну» систему закладеж параметри ДП. Зв'язки м1ж системами описано ртняннями перехщного процесу.

Для визначення характеристик «мехажчноУ» системи роз-глянуто поворот машпулятора СГНЕ у просторовж систем! координат (рис. 2). За складеними р1вняннями отримаж ви-рази приведено!' до поршня маси мантулятора та вантажуГ1^ яка в загальному випадку е змшна. приведено!- сили Рлр2, що д1е на мехажзм повороту внасл1док гойдання робочого органу

М Ь / I

ППр-Ч-----. [ч

г _ ЛМУ^/ч+е-кпй) /Р)

1~пр I \с I

де ^¡^ — вил1т мантулятора; У — швидюсть поршня; (а) — кутовг швидюсть гойдання робочого органу; жил величини позначен! на рис. 2.

Також обчислено величину приведено! жорсткост! манту-лятора та пдросистем* С . Показано, що гойдання робочого оогану зб'|льшуе навантаження в мехажзм! повороту на 30— 40%.

Длр «пдравл!чно|-» системи отримено вирази витрат через ДП, Описуючи роботу клапана вчкористано. загальноприйняте ртняння динамжи, доповнено особливостями пдросистеми СГНЕи дроселями демпфера ! гасителя. Витрати через гаситель Цк/рнеходяться в залежност|' в1д величини в1дкриття клапана [] та тиску в пдросистем'| .

При описанж витрат через демпфер (табл. 1) враховано таке:

г

Рис. 2. Розрахункопо-юнематична схема.

— теч!я р!дини в канавках в!дб'увгеться при турбулентному режчм!, тому коесЬЫент витрат послйний, а сам! витрати дор!внюють величин! ;

— теч!я в зазорах в!дбуваеться при лам!нарному режим! з витргтами Уг!

— вплив дм канавок (лисок) на теч!га ! витрати р!дини в зазор!лз. введениям допущень теч!я в'язкоУ р!дини в зазор! демпфера зведена до задач! Д!р!хле в часткових похщних. ТТ розв'язок дозволив визнечити коеф!ц!ент витрат, який уточ-нявся в процеа експерименту ! становив 0,3 . . . 0,5, а сам! витрати п!д д!ею канавок (лисок) збтьшуються на величину

Отже, витрати через демпфер складаються (За^Ог+лО ! залежать в!д величини тиску в цил!ндр! Д , та перем!щення поршня (золотника) — X.

Таким чином, матемагична модель гальмування мантуля-тора СГНЕ подана р1вняннями: динамти мантулятора, виражами витрат та перех1дного процесу:

Мпр^-^-АК*;

<л> й); (3)

-а

ч

^ I *^д"при гальмуванж гасителем; -й^-при гальмуванж демпфером;

де р —■ площа поршня.

Розв'язок системи р1внянь (3) з урахування (1) ! (2) прово-дився на ЕОМ за допомогою спещально розробленоТ прогреми. Результати математично/ модел! показуюгь погоджежсть з експериментальними даними стосовно величин максимального тиску ! часу його зростання.

3. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬШ ДОСЛ1ДЖЕННЯ ПРОЦЕСУ ГАЛЬМУВАННЯ МАНИПУЛЯТОРА.

Програмою експериментальних досл!джень передбача-лось:

— перев!рка та уточнения отриманих теоретичних залеж-ностей;

— проведения лабораторних дослщжень ефективност! ро боти дросельних пристроТв;

— виявлення основних фактор!в, яю характеризуют про-цес гельмування;

— тдтвердження адекватност1 математичноТ модел1 з використанням у— критер1я Ф1шера.

На спе^альному стенд1 перев^ялась можливкть засто сування теоретичних формул витрат р1дини через демпфер. Пдравл1чна схема стенда схожа на пдравл!чну схему механизму повороту СГНЕ. Ттьки на стенд1 демпфер зджснював гальмування рейки, а не масивного мантулятора як при робот! СГНЕ. Режим роботи демпфера на стенд1 був наближениР до реального по числу Рейнольдса. На стенд1 електричнил*

секундом!ром залмряно час сповтьнення рейки на дтьниф роботи демпфера i проведено пор1вняння з теоретичним.

Проведен! досл1дження дозволили уточнити формули вит-рат i вони були прийнял до використання в математичжй моделк

Експериментальж досл1дження процесу гальмування про-водилися на навантажувач1-екскаватор1 ПЕА-1,0. У процеа досл1дження зареестровано таю величини: тиск в пдроцилшд-pi повороту, тиск в трубопроводах перед гасителем, а також крутний момент на колош. Для реестраци тиску використову-валися тензометричж датчики тиску, а для реестрецн крут-ного моменту дротяж тензорезистори.

Вим1рювальний комплекс складаеться з магжтоелектрич-ного осцилографа К-12-22, тдсилювача 8АНЧ-7М, датчиюв тиску i крутного моменту. Досл1дження проводилися з екска-вгторною лопатою! бо при роб'от1 з цим робочим органом в1дсутж втьж коливання навколо шаржра рукоятк Порядок проведения досл1джень такий.

Вмиканням розподтьника мажпулятор приводився в рух. При досл1дженж гальмування гасителем розподтьник на ф1к-сованому мкц1 вимикався в момент повороту мантулятора на кут 90°. При гальмуванж демпфером розподтьник залишався включеним до повноТ зупинки мантулятора.

Повторжсть вим1рювань — трикратна. Сумарна вщносна похибка становила 6,5%.

Робота гасителя досл1джувалась для двох змшних фак-Topie, а саме в1д площин дроселш демпфера та гасителя jfr, а робота демпфера в залежност1 Bifl трьох фактор1в: двух пдравлшних параметр1в i та в1д приведено-! маси

Змша пдравлтних пареметр1в здмснювалася замшою пдровузла, аёо його деталей (золотника, корпуса). П1дб1р приведено! маси зд1йснено змшою вильоту мантулятора i маси вантежу в ковш1. Фактори вар1ювалися на двох р1внях: верх-ньому i нижньому. Функц1ями в1дгуку виступали величини:

максималмний тиск /лГ)<7Х, час його зростання ^ i шлях гальмування .

Описати функц!ю вщгуку пол!номами першого порядку не вдалося, бо вона не в1дтворила реальносл в пром!жних точках, наприклад в «0». Це стало предметом подальшого анал1зу.

Дл я трьохфакторного експерименту функцм в!дгуку подан! полшоми. Було доказано адекватжсть пол!ном!в.

Пор!вняння експериментальних даних з теоретичными дозволили зробити висновок 1' про едекватнкть математичноТ модели а також встановити тат особливост! процесу гальмуван-ня:

1. Причиною нестабтьно'/ роботи клапана, яка супровод-жуеться ударами кульки по адлу, е характеристики високо-частотних коливань тиску в трубопровод!.

2. Дросель демпфера здатний згладжувати ц1 коливання так, що в цилшдр! вони не в!дчуваються.

3. При гальмуванж демпф.ером виникеють коливання тиску з частотою порядку 3,3 Гц, яю можуть порушити стабть-жсть процесу.

В результат! розробленоТ методики запропоновано ори-пнальний спос!б перев!рки демпфер!в на стенд!. Показано, що час сповтьнзння рейки на стенд!, який повинен бути в межах 2,2 ... 4 сек., в!дпов|дее максимальним навантаженням в г!дросистем'| навантажувача. На стенд"| можна п!дбирати со-лотников! пари.

4. ОБГРУНТУВАННЯ ПАРАМЕТР1В ДРОСЕЛЬНИХ ПРИСТР01В.

Подальший анал!з процесу гальмувення ман!пулятора проведено на основ! математично'! модел!. 1? перевага полягае в тому, що вона дозволила:

— розкрити особливост! перех!дних процес!в;

— в!дмовитися в ход! експерименту в!д реестрацм ряду величин (перемещения ДП, швидкосп поршня), а виконувати Ух обчислення;

— скоротити к1льк!сть дорогих експеримент!в в досл!д-женнях.

Адекватн!сть модел! забезпечила точжсть результат!в.

По-перше були визнечеж параметри ДП, як'| забезпечили ефективне гальмування ман!пулятора гасителем. За допомо-гою математично! модел! б'ули отриман! додатков! дан! в про-м'|жних точках факторного простору. В залежност! в!д пера-метр!в та^ отриман! величини максимального тиску, пе-ремщень вантажу, як! представлен! на графжах (рис. 3).

Анализ ! обробка результат!в показала, що гальмування, при якому допустим! навантаження, поеднуються з техноло-пчно прийнятним часом ! шляхом гальмування, в!дпов'|дають параметри £г <9 мал2, а ^ >7 мм2. При цьому зантаж

Рис. 3. Залежжсть максимального тиску (а) шляху гальму-вання вантажу (б) в1д параметр1в пдросистеми.

Рис. 4. Зона стаб1льно? роботи гасителя.

Рис. 5. Вплив дроселя демпфера на стабтьнкть тиску в пдроцилждри

на максимальному вильот! мантулятора проходить шлях до 1,1 м, при максимальному тиску 26 МПа.

Параметр* ДП повинж не т!льки обмежити величину максимального тиску, але й кр!м того забезпечити стабтьну роботу клапана гасителя. П1д стабтьною роботою клапена розу-м!емо в!брац!ю його рухомих елемент!в, яка одначе не приводить до. удар!в кульки по адлу. Побудова границь стабтьноТ роботи клапана (рис.4) виконана при р!зних швидкостях поршня таким шляхом. Для кожного значения^ тдбирались ¡з зони факторного простору таке значения, яке в1ддтяло зону стабтьноТ роб'оти клапана в1д нестабтьно?. 31 зменшен-ням швидкост! поршня зона стабтьност! зменшуеться. При 7 мм2 та Л- =11 мм' клепан працюе стабтьно при швидкост! поршня до 0,01 м/с. Це означае, що 70% часу галь-мування проходить при стаб!льн!й робот! клапана.

Залишаеться вияснити здатжсть дроселя демпфера згла-джувати коливань тиску в пдроцилждр-!, котр1 виникають в трубопровод! внасл!док в!браци клапана. Оск!льки коливання в пдроцилждр! несинусоТдальн!, то отримано Тх розмах:

вод1, у; — сумарна жорстюсть В1Д ди пружини I потока р|дини.

Ампл!туда коливань тиску в трубопровод! при в!брац!Т клапана не перевищуе 1.0 МПа. При тгких умовах, зпдно ви-разу (4), ц! колнвання з дроселем демпфера ^¿^ 7 мм2 в пдроцилждр! не в!дчуваються. 3! зб!льшенням параметра величина розмаху швидко збтьшуеться ! досягге - значень близьких до ампл!туд (рис. 5).

П!дсумовуючи розглянут! аспекти роботи клапана гасителя при гальмуванн! мантулятора навентажувача-екскаватора ПЕА-1,0 приходимо до висновку, що в пдросистем! величина дроселя демпфера повинна бути ^ =6 ... 8 мм2, а дроселя гасителя —11 мм2. Так! параметри зебезпечують ефектив-не гальмування, для якого характерне обмеження величини максимального тиску до 26 МПа, прийнятого шляху гальмування, стебтьноУ роботи клапана, в!дсутн!сть коливань тиску в пдроцилждр!.

Другою задачею анал!зу б'уло вивчення процесу гельму-вання мантулятора у крайни положениях. Дослужена ефек-

тивжсть спрацювання демпфер!в з золотниками трьох тип!в в залежност! в!д п'яти фактор!в (табл. 2). Була складена матриця планування експерименту, зп'дно з якою на баз! математично! модел1 проведено ¡м^ацжний експеримент. При цьому вико-ристовувалась математична модель, як з пост!йною, так ! з! змжною масою, що в!дпов!дно ситуацм роботи СГНЕ, коли робочий орган е нерухомий 1 коли в!н мав можливкть в!льно гойдатися (робота в!дпов!дно з ковшем або з грейфером).

ТЛБЛИЦЯ № 2. КОДУВАННЯ ФАКТОР1В.

Фактори Мпр Ь V

Кодове позначення Х1 Х2 ХЗ Х4 Х5

Характер змжи тиску при гальмуванж демпфером показано на рис. 6. Спочатку спостер!гасться ркт тиску до максимально? величини Р/щх« а пот'м спаД ' новий р!ст. Частота коливання тиску порядку 3,3 Гц. У випадку, коли тиск опуска-еться нижче в1дм1тки починаеться прискорення мажпуля-тора.

У результат! перетворень система диференц!альних р!в-нянь зведена в одне р|'вняння

§+гп§(я

яке под!бне до диференц!ального р!вняння II порядку, лишь коефщкнти с перемжж ! визначають виразами

оп- I /Ща+Х.дйэ). /д,

' (V

де ^¡у — властива частота ман!пулятора.

Для кожного типу золотника по виразах (6) ! (7) отримаж |'х розрахунков! формули. На граф!ку рис. 7 показано зм!ни коеф1ц1€нт!в в процес! гальмування. Налрикжц! гальмування наступае нер!вн!сть тобто система схильна до колг~ан-

М 10 12 ^ С и

Рис. 6. Зм1ни тиску при гальмуванж мантулятора демпфером. 1 — нестаб'тьний процес (з прискоренням при Р1<Рн); 2 — стаб1льний процес.

302010

о

40

Рис. 7. Графт змжи коеф'|ц1ентт р1вняння (5).

ня. Таким чином, коливання тиску на другому етагм гальмуван-ня тдтверджеж теоретично.

Встановивши причини коливання тиску визначено для кожного типу золотника л параметри, яю не порушують ста-бтьносл гальмування. Процес гальмування розб'ито на два етапи. На першому етат отримано значения максимальних тисюв I перем|'щення поршня. Ц1 даж оброблеж ¡з застосуван-ням математичного апарату теорн планування експерименту ! представлен! у вигляд1 полшомш вида

Харектерне те, що пол1номи отримаж за даними ¡м1тацтного експерименту.

Для другого етапу, де коефщкнти р1вняння змжюються не в таких широких межах, отримано величини максимально допустимого тиску, при якому вщсутне прискорення мажпу-лятора, а також величини перем1щення поршня. Аналопчно I Ф величини подаж у вигляд1 полшомш.

Ри ~ АгХ, (д) 5гВгХ.

Скледеж нертносл для умови стабтьноУ роботи демпфера I обмеження по перемщенню поршня: ЯгЮХ ^ рц

р1шення яких доцтьно шукати у вигляд! пол1ном1в

(ВлВг)-Х-ио. и

Найб1льш значим! коефщкнти полжом!в (8—11) подаж в табл. 3. Розв'язання нер1вностей (10) \ (11) визначае зону параметра демпфера, що зебезпечують ефективне гальмування мантулятора при заданих зовжшних фактора« СГНЕ (рис. 8).

ТАБЛИЦЯ № 3. ВПЛИВ 5-ТИ ФАКТОР1В НА ГАЛЬМУВАННЯ МАН1ПУЛЯТОРА

ВЕЛИЧИНИ

I етап

Ртах. МПа St. 10-;l, М

II етчп Рп, МПа S,. Ю-з, м

HepieHocri (10) 11)

А(о) XI

Коефщкнти полшом1в (золотник i типа)

Х2 ХЗ Х4 Х5 ХГ.ХТ

31,58 17,99

-4,12 4,96

45,62 14,09

7,6 1,62

15,61 1,94

-4,18 5,06

3,38 5,97

11,49 -0,52

-14,04 -11,74 -19,79 32,08 6,58 7,0

-8,11

-1,14 0.2

-2,05 2,27

2,78 -0,48

0,91 2,47

5;1 1 ;38

1,92 -1,73 -0,22 -5,41

0,86 -0,7

6;83 -4,0-'

1з област1 факторного простору видтеж зони пераметрш демпфера ^ та > а також застережж умови, при яких в1дбуваеться ефектиЕ.:«; гальмування. На ochobI формули (8) поб'удоваж ¡зобари максимельних тисюв, яю дозволяють оц1-нити навантаження в пдросистем1 (рис. 8). Так, при постжнгй Maci (робота з ковшем) для золотника I типу з обласл факторного простору можна шд1брати параметри демпфера як £ , так i Ji(PMC- 8а), як' в1дпов1дають умовам нер1вностей (10) i (11). Золотник I типу з обгрунтованими параметрами здатний здтснити гальмування при максимельних тисках 30—35 МПа.

Для золотника II типу також можна тд1брати параметри, яю забезпечують стабтьне гальмування. Але максимальж навантаження в ць'ому випадку будуть бтьш висою i складають 35—40 МПа.

Золотник III типу може забезпечити ефективне гальмування лише при тисках до 25 МПа. Для навантажувач1в класу ПЭА-1,0 при такому тиску не завжди вистарчае гальм1вногс шляху.

При гойданн! робочого органа для золотника II i III тип1в HepiBHOCTi не мають розв'язку (для простору, що розглядееться), це значить, що вони не можуть забезпечитк ефективного гальмування.

Золотник I типу менш вщчутжй до коливання робочогс органу. Зона ефективних параметр1в тут присутня, хоча дещс зменшена. При робот! з грейфером тиски при гальмуванж

Рис. 8. Зони ефективних параметр1в при робст з ковшем (а, б, в) i при робот1 з грейфером (г):

а, г—золотник I типу (при Мпр = 3,63-10а кг, L = 44 мм,

V = 0,045 м/с);

б—золотник II типу (при Мпр = 3,63Ю6 мм, L=44 мм,

V = 0,045 м/с);

в — золотник III типу (при Мпр = 1,84-10г' мм, L=38 мм, V=0,04 м/с);

можуть збтьшуватися до величин 35—48 МПа.

Конструктивж параметри демпфера ¡з золотником I типу знаходилися в зож нестебтьного гальмування. ГПдвищити ефективжсть роботи демпфера можна шляхом збтьшення параметрш ^ або • Для демпфера навантажувача ПЕА-1А збтьшено зазор, тобто параметр^ за рахунок змжи посадки 0\6[7 на 016(18. Це дозволило забезпечити ефективне гальмування \ знизити динам1чн1 навантеження в 1,5 раза.

5. П1ДВИЩЕННЯ НАД1ЙНОСТ1 МЕХАНИЗМУ ПОВОРОТУ.

Математична модель дозволила вщтворити прогнозовану пстограму крутних момент!в. Так, при робот! навантажувача в таких же умовах, але з! зм!неними параметрами ДП !з псто-грами вилучеж крутн! моменти, як1 перевищують величину 17,5 т-м. Це вплинуло на наджжсть машин. П!двищеж ресурс-н! показники вс!х деталей, як! в!дпов!дають семир!чному строку експлуатацм. Практично це визнечае зниження ! поломок за гаранттний пер!од в 10 раз!в, за семил!тн!й термж— в 3 рази.

ЗАГАЛЬН! ВИСНОВКИ

1. Висок! динам!чи! невантаження мехажзму повороту навантажувача ПЕА-1,0 в режимах гальмування мажпулятора стали причиною його низькоТ над!йност!. Максимельж тиски в пдросистем! складали: при гальмуванж гасителем — 38 МПа, демпфером 48 ... 50 МПа. Ресурс мехажзму повороту не гарантувевся на семир!чний терм!н експлуатацм навантажувача.

2. Робота гасителя I демпфера супроводжувалась колива-ннями тиску, як! знижують Ух ефективн!сть. Високочастотн! ко-ливання тиску при робот! гасителя можуть привести до пору-шень стаб!льно'| робота клгпана \ викликати ¡нтенсивж удари кульки по гжзду. Ц1 високочастотн! коливання передаються через дросель демпфера в пдроцилждр ! викликають удари в зачепленн! рейки-шестерн!. При гальмуванж мантуляторг демпфером трапляються коливгння тиску з частотою порядку 3.3 Гц. Коли тиск в порожнин! гальмування огускаеться нижче ь1дм!тки Рн, то п-очинаеться прискорення мажпулятора. Наяв-чкть дтьниць з додатжм прискоренням недоцтьно зб!льшус

шлях \ чэс гальмування I знижуе ефективнкть роботи демпфера.

3. А <ал1з процеав гальмування мантулятора (в пром1ж-них та к^айшх положениях) виконано за розробленою мате-матичнога моделлю, яка дозволяе отримати дан1 для розра-хунюр мехажзму повороту та елементш його пдроприводу не наджжсть ! ефективнкть,

4. Гойдання робочого органу навколо шаржра при поворот! мантулятора збтьшуе навантаження в мехажзм! повороту на 30 . . . 40%.

5. На основ1 математично!' модел! встановлеж рацюнальж параметри дроселгв п'дросистеми навантажувача-екскаватора ПЕА-1,0 для демпфера ^3=7 мм-', гасителя £/• —11 мм-', яю забезпечують обмеження величини максимального тиску до 26 МПа, прийнятого шляху гальмування до 1,1 м, а також за-безпечуеться 70% чесу роб'оти клапана в стабтьному режимк 1з зменшенням параметру $ зменшуеться швидккть повороту, попршуеться стабтьжсть клапану. Збтьшення параметра

приводить до появи удар|"в з зачепленж рейки-шестерн!.

6. Для навантажувача-екскаватора ПЕА-1,0 встановлено, що демпфер з золотником ! типу та параметрами зпдно з рис. 8 заб'езпечуе ефективне гальмування мантулятора I знижуе динам1чж навантаження в 1,5 раза. Перехщ в стаб1льну зону здтснено збтьшенням зазору демпфера, тобто параметра^ , за рахунок змши посадки не золотнику з <2\Ь\1 на 016(18.

У. Впровадження ефективних дросельних пристроТв з об-грунтовеними параметрами в пдросистему навантажувача дозволило п1дв*щити над1йнкть мехажзма повороту, забезлечити гарантований ресурс роботи.

8. Для контролю за параметрами демпфера в умовах сертного виробництва рекомендовано при випробуваннях демпфера на стенд'/ зем1ряти час сповтьнення рейки, який повинен бути в межах 2,2 ... 4 с.

9. Розроблена ¡нженерна методика розрахуншв параметра демпфера для трьох титв конструкц1й.

10. Результати досл1джень впроваджеж на зевод1 «Коло-миясшьмаш», а параметри п'дросистеми прийнят1 в модерж-зованому навантажувач1-екскаватор1.

11. Економ1чний ефект впроваджених розробок складае понад 2,2 млн. крб. за станом на 1990 р.

ОСНОВЫ ПОЛОЖЕНИЯ ДИСЕРТАЦ11 НАДРУКОВАН1 В ТАКИХ

ПРАЦЯХ:

1. А. с. № 1657778 СССР, МКИ Р15В 15/22.

Демпфер гидроцилиндра /Г. И. Остопарченко, Е. И. Ри-

пецкий, Н. К. Черноусое/. — № 4316495; Заявлено 06.07.87. Опубл- 23.06.91. Бюл. № 23.

2. Рипецкий Е. И. Математическая модель поворота манипулятора погрузчика-экскаватора ПЭА-1,0. ВИНИТИ, «Депонированные научные работы» 1989, № 5, с. 133, (рукопись № 1102-тс88).

3. Рипецкий Е. И. Испытание демпфера гидроцилиндра поворота сельскохозяйственного погрузчика-экскаватора. ВИНИ-Т,И, «Депонированные научные работы» 1989, № 11, с. 140, (рукопись № 1194-тс89).

4. Рипецкий Е. И. Обоснование параметра демпфера гидроцилиндра поворота погрузчика-экскаватора. ВИНИТИ, «Депонированные научные работы», 1990, № 5, с. 122 (рукопись № 1253-тс90).

5. Рипецкий Е. И. Стабилизация давления в гидроприводе поворота манипулятора сельськохозяйственного погрузчика. ВИНИТИ, «Депонированные работы», 1990, № 10, с. 126, (рукопись № 1321-тс90).

6. Рипецкий Е. И. К вопросу о повышении производительности ВТМ манипуляторного типа (Одиннадцатой пятилетке — ударный труд, знания, инициативу и творчество молодых. Материалы II всесоюзной творческой конференции молодых специалистов и ученых), Химки — 1982.

Рнпецкий Е. И. Повышение эффективности механизма поворота манипулятора погрузчика-экскаватора.

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук по специальности 05.20.04. — сельскохозяйственные и гидромелиоративные машины. Тернопольский приборостроительный институт. Тернополь, 1994.

Защищается 5 научных работ и одно авторское свидетельство, которые содержат теоретические и экспериментальные исследования торможения манипулятора с помощью гасителя и демпфера для погрузчика-экскаватора ПЭА-1,0. Установлено, что на стабильную работу гасителя и демпфера оказывают влияние гидравлические параметры.

Осуществлено внедрение эффективных конструкций с обоснованными параметрами в гидросистему сельскохозяйственного погрузчика-экскаватора, что позволило снизить динамические нагрузки при торможении и повысить ресурс механизма поворота.

Ripeckyj Е. J. Increase the efficiency oi the excavator-loader turn mechanism manipulator.

Thesis being submitted for scientific degree of the Candidate of technical sciences on speciality 05.20.04 — agricultural and landimprovcment machines. The Ternopol instrument-making institute. Ternopol, 1994.

There are defended 5 scientifical works and one author's certificate, which contain theoretical and experimental researches manipulator braking by means of damper and buffer for the excavator-loader ПЭА-1,0. The. stable work of damper and buffer has been proved to be influenced by hydraulic parametrs.

The effective constructions with substantiated parametrs have been introduced in hydraulic system of the excavator-loader. As result the lowering of dynamic loadings in braking as well as increase of durability of turn mechanism are achieved.

Ключов! слова: демпфер, гаситель, тиск, гальмування.