Гидроманипуляторы и лесное технологическое оборудование Бартенев

где Q1 – объем рабочей жидкости, вытесняемой из поршневой полости в единицу времени, м3/с;

Q2 – объем рабочей жидкости, поступающей в штоковую полость, м3/с; Р1, Р2 – давления в поршневой и штоковой полостях гидроцилиндра подъема стрелы, Па; ау – коэффициент утечек в гидроцилиндре, м3/(Па с);

Кр1 , Кр2 – коэффициент податливости рабочей жидкости, находящейся в сливной и напорной магистралях, соответственно, м3/Па;

d1, d2 – диаметры поршня и штока гидроцилиндра подъема стрелы соответственно.

Пренебрегая подпором рабочей жидкости на сливе, расход рабочей жидкости из поршневой полости определяем по формуле

Объем рабочей жидкости, поступающей в штоковую полость

где РМ – давление в магистрали перед дросселем, ограничивающим подачу рабочей жидкости в штоковую полость гидроцилиндра, Па;– плотность рабочей жидкости, кг/м3;0 – коэффициент расхода;

do1 , do2 – диаметр дроссельного отверстия в магистралях поршневой и штоковой полостей соответственно, м.

102

Коэффициенты податливости рабочей жидкости находим по формулам

где l1, l2 – длина трубопроводов сливной и напорной магистрали соответственно, м;

dp – внутренний диаметр трубопроводов, м;

L0, L – максимальное и текущее расстояние от задней крышки до поршня соответственно, м.

Систему уравнений (3.7) решаем методом Эйлера. Результаты расчетов представлены на рис. 3.8 и 3.9.

Значительный подпор давления в поршневой полости при большой величине диаметра отверстия дросселя в штоковой полости (рис. 3.8) объясняется тем, что дроссель, при опускании стрелы, "отсекает" вторичный предохранительный клапан в магистрали поршневой полости.

а) в поршневой полости ГЦ подъема стрелы; б) в штоковой полости ГЦ подъема стрелы манипулятор ЛВ –185-07

Из рисунка 3.9 видно, что ограничение подачи рабочей жидкости в штоковую полость гидроцилиндра подъема стрелы установкой дросселя 2,7 мм

103

позволяет значительно снизить давление в поршневой полости как во время опускания, так и во время торможения стрелы с грузом.

Рис. 3.9. Изменение давления при dO1 =3мм, dO2 =2,7мм:

а) в поршневой полости ГЦ подъема стрелы; б) в штоковой полости ГЦ подъема стрелы манипулятор ЛВ-185-07

Расчетные значения давления в поршневой полости ГЦ стрелы без учета податливости, но с учетом инерционных сил приведены в разделе 2.1.

Составив уравнение расхода рабочей жидкости через дроссельные отверстия в магистралях штоковой и поршневой полостей гидроцилиндра подъема стрелы с учетом соотношения объемов жидкости, подаваемой в штоковую и вытесняемую из поршневой, и принимая, ввиду малости, давление на сливе равным нулю, получим зависимость

Из условия равновесия поршня

Значение осевой нагрузки на шток определим из третьего уравнения сис-

темы (3.7)

104

Зависимости (3.12 и 3.13) позволяют правильно определить отношение диаметров дроссельных отверстий, исключающее нежелательное повышение давления в поршневой полости при опускании стрелы с грузом.

3.4. Исследование влияния податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода на динамическую нагруженностъ механизма поворота гидроманипулятора

Одним из основных узлов гидроманипулятора является опорноповоротное устройство с аутригерами. Малая масса и высокая надежность этого узла, при прочих равных условиях, во многом определяет технический уровень манипулятора в целом.

Результаты исследований, изложенные в разделе 3.1, дают основание предположить, что податливость гидропривода и утечки в гидросистеме оказывают значительное влияние на динамическую нагруженность механизма. В силу значительных инерционных сил, возникающих при работе механизма поворота, учет влияния податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода при динамическом расчете механизма представляется весьма важным.

В работах современных авторов [3, 8, 14, 24, 70 и др.] не уделено достаточного внимания вопросам влияния податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода механизма поворота манипулятора на его динамическую нагруженность.

Рабочая жидкость, подаваемая насосом, расходуется на перемещение

Пренебрегая потерями и давлением рабочей жидкости на сливе, ввиду малости, запишем систему дифференциальных уравнений вращения манипулятора и расхода рабочей жидкости в механизме с одной шток-рейкой при отсут-

105

ствии дросселей в напорной и сливной магистралях:

где Q – подача рабочей жидкости, м3/c;

dn -диаметр поршня гидроцилиндра поворота, м;

d – диаметр делительной окружности вала-шестерни опорно-поворотного устройства, м;

ay – коэффициент утечек в гидросистеме, м3/Па с; P – давление рабочей жидкости, Па;

KP – коэффициент податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода, м3/Па;

ddt – угловая скорость поворота манипулятора, с-1;

J1 – моментинерциистреловойгруппы(стрелы, рукояти, удлинителя), кгм2;с – угол подъема стреловой группы, град.;

J2 – момент инерции колонны с вал-шестерней, кг м2; m – масса груза, кг;

l – максимальный вылет манипулятора, м; Mc – момент сил сопротивления, Н м,

M C MТР МУ МВ ;

МТР – момент от сил трения в опорах опорно-поворотного устройства

Н м;

МУ – момент сопротивления, возникающий при работе на уклоне, Н м; МВ – момент от сил ветровой нагрузки Н м.

Систему дифференциальных уравнений (3.14) решаем методом Эйлера с предварительным понижением порядка. Проверку проводим методом конечных разностей. Решение задачи проводим при различных углах подъема стрелы:

С 0 ; С c2max ; C c max .

Установив зависимости P f (t) и сравнивая максимальные значения давлений, определяем значение угла подъема стрелы, при котором необходимо производить прочностные расчеты.

106

Для определения степени влияния податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода решаем отдельно второе уравнение системы (3.14) определяем зависимость P f (t) и сравниваем с ранее построенными графиками. Решение этой задачи приведено в конце раздела 4.3.

Как установлено в работе [85] ускорение механизма с гидроприводом зависит от интенсивности изменения подачи рабочей жидкости. При заданной производительности насоса Qн интенсивность подачи определяется временем

переходного процесса tn, т.е. k Qн . tn

При этом угловое ускорение, расчитываемое по формуле, имеет постоянную величину

Однако, из второго уравнения системы (3.14) следует, что характер изменения углового ускорения зависит от характера изменения давления в переходных режимах работы гидропривода. Многочисленными экспериментальными исследованиями [68] установлено, что в переходных режимах характер изменения давления можно принимать линейным.

При постоянной скорости перемещения золотника характер изменения подачи рабочей жидкости зависит от конструктивных особенностей гидрораспределителя. В большинстве распределителей зависимость имеет линейный или близкий к линейному характер. Меньшие динамические нагрузки следует ожидать при установке распределителя с “S” -образной зависимостью.

Принимаем, что подача рабочей жидкости изменяется по линейному закону, т.е.

Q Qн ttn .

Тогда угловое ускорение в переходном режиме

Время переходного процесса зависит не только от характеристик гидропривода, но также от статических сил сопротивления и инертности вращающейся системы и может определяться приближенно по формуле

Теоретические исследования проведены при различных расчетных параметрах. Во всех случаях предохранительные устройства отсутствуют:

0,8с; закон нарастания расхода рабочей жидкости линейный; угол подъема стрелы 1 0 . ay 2 10 12 м3/Па с. Система уравнений решена методом Эйлера с шагом 0,0001с. Результаты расчетов представлены на рис. 3.10 и 3.11.

0,8 с; закон нарастания расхода рабочей жидкости по характеристикам распределителя Monsun-Tison F130 CF при наличии дросселя; угол подъема стрелы1 0 . ay 2 10 12 м3/Па с. Результаты расчетов представлены на рис. 3.12.

Рис. 3.10. Расчетные зависимости:

а) скорости поршня; б) угла поворота колонны

Рис. 3.11. Расчетные зависимости: а) изменения угловой скорости;

б) изменение давления в напорной полости ГЦ поворота

2 с; закон нарастания расхода рабочей жидкости по характеристикам распределителя Monsun-Tison F130 CF при наличии дросселя; угол подъема стрелы1 0 . ay 2 10 12 м3/Пас. Результатырасчетовпредставленынарис. 3.13.

0,8 с; закон нарастания расхода рабочей жидкости линейный; угол подъема стрелы 1 0 . ay 4 10 12 м3/Па с. Результаты расчетов представлены на рис. 3.14.

Рис. 3.12. Расчетные зависимости:

а) изменения подачи рабочей жидкости; б) изменение давления в напорной полости ГЦ поворота

Рис. 3.13. Расчетные зависимости:

а) изменения подачи рабочей жидкости; б) изменение давления в напорной полости ГЦ поворота

0,8 с; закон нарастания расхода рабочей жидкости линейный; угол подъема стрелы 1 0 . ay 4 10 12 Па м3/с. Результаты расчетов представлены на рис. 3.15.

109

В результате теоретических исследований установлено следующее:

-после завершения переходного процесса скорость движения штока и угловая скорость вращения колонны являются постоянными (рис. 3.10а, 3.11а);

-при небольшой продолжительности переходного процесса характер изменения подачи рабочей жидкости не оказывает влияния на динамическую нагруженность механизма (рис. 3.12);

Рис. 3.14. Расчетные зависимости:

а) изменения угловой скорости поворота колонны; б) изменение давления в напорной полости ГЦ поворота

Рис. 3.15. Расчетные зависимости:

а) изменения угловой скорости поворота колонны; б) изменение давления в напорной полости ГЦ поворота

-увеличение времени нарастания подачи рабочей жидкости с 0,8с до 2с практически не влияет на характер изменения давления в переходном процессе

всилу того, что интенсивность подачи рабочей жидкости снижается только в конце переходного процесса (рис. 3.13а);

-увеличение в 2 раза коэффициента утечек ау, что возможно при значительном износе гидросистемы или повышении температуры рабочей жидкости,

110

максимальное значение давления в переходном режиме снижается в 1,9 раза

(рис 3.14); - значительное (в 4 раза) увеличение коэффициента податливости КР ве-

дет к снижению давления в переходном режиме (рис. 3.15).

Итак, во всех случаях пиковые значения давления в переходных режимах многократно (в 8 10 раз) превышают фактические значения, полученные при натурных испытаниях гидроманипуляторов (см. гл. 7). Причинами такого явления могут служить: а) отсутствие предохранительных клапанов; б) отсутствие дросселей, ограничивающих подачу рабочей жидкости в магистрали гидроцилиндра поворота; в) при определении коэффициента податливости рабочей жидкости не учитывается деформация объема жидкости в гидроцилиндре и подводящих магистралях.

Рассмотрим влияние неучтенных факторов на решение задачи. При установке дросселей в магистралях гидроцилиндра поворота система дифференциальных уравнений (3.14) примет вид:

где Q1 – подача рабочей жидкости через дроссель в напорную полость гидроцилиндра поворота, м3/c;

Q2 – объем рабочей жидкости, вытесняемой из сливной полости гидроцилиндра поворота в единицу времени, м3/c;

Р1, Р2 – давление в напорной и сливной полостях гидроцилиндра поворота соответственно, Па; ау1 , ау2 – коэффициент утечек в напорной и сливной магистралях соответ-

ственно, м3/Па с;