Гидроманипуляторы и лесное технологическое оборудование Бартенев

91

K K5 K d 2 l K d 2 S K d 2 l K d 2 l ,

p 4Eж 1 т т 2 п1 п1 3 p1 p 4 p2 p2

где Кр – коэффициент податливости рабочей жидкости и элементов гидросистемы, м3/Па;

Sn1 – текущая высота поршневой полости гидроцилиндра; dp1, dp2 – диаметр рукавов, м;

lт, lp1,2 – длина трубопровода и рукава соответственно, м.

3.2.Влияние податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода на динамическую нагруженность и параметры механизма подъема стрелы

Такие показатели технического уровня, как удельная материалоемкость и производительность, во многом зависят от совершенства гидравлического привода механизмов манипулятора. При расчете нагрузок, преодолеваемых манипулятором в процессе работы, необходимо оценить влияние всех факторов, в том числе податливости рабочей жидкости, элементов гидропривода и утечек в гидросистеме.

Предложенный во 2-ой главе аналитический метод оптимизации кинематических параметров механизмов гидроманипулятора выполнен без учета податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода.

При проектировании для предварительных расчетов возможно использование экспериментальные данные по манипуляторам других типоразмерных рядов. Очень важной задачей является разработка наиболее приближенной к конструкции конкретного манипулятора математической модели, которая позволяет с большой степенью достоверности описать работу проектируемого устройства и определить нагрузки, преодолеваемые в процессе работы. Это позволяет повысить достоверность расчетов, определить с высокой степенью точности действующие в звеньях напряжения, провести расчеты на долговечность

92

с учетом уровня и характера изменения напряжений, а также числа циклов за срок службы манипулятора.

Как установлено во 2-ой главе, характер изменения давления в поршневой полости гидроцилиндра подъема стрелы зависит от скорости движения штока и значения угла подъема стрелы манипулятора.

Утечки в гидросистеме зависят от конструктивного исполнения аппаратов управления и исполнительных органов, сорта рабочей жидкости, температуры, давления. При неизменном характере подачи рабочей жидкости, т.е. при заданных характеристиках гидрораспределителя и насоса, сжимаемость жидкости и утечки в гидросистеме способствуют увеличению времени переходного процесса и, следовательно, уменьшению коэффициента динамичности.

Рассмотрим переходный и установившийся режимы движения стреловой группы манипулятора, кинематическая схема которого представлена на рис. 2.1. Рабочая жидкость, подаваемая в поршневую полость гидроцилиндра, расходуется на перемещение поршня, утечки в гидросистеме, деформацию рабочей жидкости и элементов гидропривода.

Для определения мгновенного значения скорости движения поршня рассмотрим треугольник ОАВ при элементарном перемещении штока гидроцилиндра dS (рис. 3.1).

Мгновенное значение скорости движения штока [118]

V dSdt .

При малых значениях приращения угла подъема можно принять

AA bd .

Заменяя криволинейный треугольник АА А на прямоугольный с точностью до малых второго порядка, находим

dS A A AA sin bsin d ,

тогда

93

Рис. 3.1. К определению скорости движения штока

где d – диаметр поршня гидроцилиндра подъема стрелы, м;– текущее значение угла подъема стрелы, град.

Количество жидкости, расходуемой в единицу времени на утечки, равно

где ay – коэффициент утечек, м3/(с Па);

P – давление рабочей жидкости, Па.

Приращение подачи рабочей жидкости в единицу времени, вследствие ее сжимаемости и деформации элементов гидропривода, определяется следующим образом:

где Kp – коэффициент податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода, м3/Па.

95

где a,b, , – параметры механизма подъема стрелы.

Система дифференциальных уравнений (3.5) была решена модифицированным методом Эйлера [50] с предварительным понижением порядка. В качестве исходных данных были взяты параметры универсального навесного гидроманипулятора ЛВ-185-07, выпускаемого Майкопским машиностроительным заводом. Масса поднимаемого груза m=1250кг, подъем стрелы с –15 до 83 . Коэффициент податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода Кр определен экспериментально в соответствии с рекомендациями [27].

В результате теоретических исследований установлено следующее.

При линейном законе нарастания подачи рабочей жидкости характер из-

м3/Па приведен на рис. 3.2. Коэффициент утечек в ходе расчета принимался ay 2 10 12 м3/(Па с), время нарастания расхода жидкости до номинального значения tH 1,5 с. Установлено, что давление в конце подъема стрелы несколько возрастает за счет значительных сил инерции при больших скоростях движения штока (V = 0,08 м/с).

96

Анализируя характер изменения скорости движения штока гидроцилиндра (рис. 3.4), полученную при номинальной подаче QH 1,33 10 3 м3/с, нужно отметить, что после завершения переходного процесса скорость движения штока практически не изменяется. Такой вывод подтверждается исследованиями Л.М. Тарко [159]. Следовательно, вполне корректно допущение о постоянстве скорости движения штока, принятое в разделе 2.1 при определении оптимальных значений параметров механизма подъема стрелы. Итак, при определении оптимальных значений параметров механизма подъема стрелы можно не учитывать податливость рабочей жидкости и элементов гидропривода. Угловая скорость стрелы (рис 3.5) изменяется на протяжении всего процесса подъема стрелы. Изменение угловой скорости стрелы при постоянной скорости движения штока объясняется изменением углов между элементами гидроманипулятора.

Характер изменения скорости штока и угловой скорости стрелы не изменяется при уменьшении подачи насоса с 1,33 10-3 м3/с до 0,5 10-3 м3/с. Снижаются лишь величины этих скоростей.

При увеличении податливости рабочей жидкости в два раза (что возможно при повышении температуры) пиковое значение давления (рис. 3.6) несколько превышает соответствующее значение при меньшей податливости

97

(рис. 3.2). При установившемся режиме движения штока гидроцилиндра характер изменения давления в поршневой полости ГЦ стрелы (рис. 3.6) не изменя-

страгивания при большем значении подачи рабочей жидкости, линейно растущей с течением времени в период переходного процесса.

Расчетные пиковые давления значительно превышают значения, полученные при натурных испытаниях манипуляторов (гл. 7). Следовательно, необходимо более точно учитывать характер изменения подачи рабочей жидкости, работу предохранительных устройств и, возможно, учитывать податливость звеньев манипулятора.

При определении коэффициента податливости следует учитывать объем деформируемой рабочей жидкости в гидроцилиндре и трубопроводах.

Рассмотрим влияние объема рабочей жидкости в гидроцилиндрах и трубопроводах на характер изменения давления. Коэффициент сжимаемости определяем по формуле [35]:

98

где W1 – начальныйобъемрабочейжидкостиприатмосферномдавлении, м3;

р – изменение (приращение) давления рабочей жидкости, Па.

Как известно, коэффициент податливости рабочей жидкости

Кр W pW1 W1 .p p

Так как 1 E ,

где Е – объемный модуль упругости, то

K p WE1 .

С учетом начального объема рабочей жидкости в трубопроводах и гидроцилиндре

где l1, dp – длина и диаметр трубопроводов в магистрали поршневой полости; d – диаметр поршня ГЦ подъема стрелы, м;

S – текущеезначениерасстоянияоткрышкидопоршняГЦподъемастрелы, м. Результаты решения задачи с учетом коэффициента податливости, определяемой по формуле (3.6), представлены на рис. 3.7. Как видно, в данном случае значительно (в 2 раза) снизились пиковые значения давления по сравнению с предыдущим случаем (рис. 3.2.). Время переходного процесса зависит от дав-

ления настройки предохранительного клапана (рис. 3.7. а, б).

В данном случае теоретические зависимости P=f(t) совпадают с высокой степенью точности с экспериментальными, что свидетельствует в пользу учета объема жидкости, находящейся в гидросистеме, при определении коэффициента податливости.

99

д) е)

Рис. 3.7. Расчетные зависимости при подъеме стрелы манипулятора ЛВ-185-07 при подаче

Qн=1,33 10-3м3/с, tн =0,5с, с начального угла подъема стрелы -15 , до 62 : а) давления в поршневой полости ГЦ стрелы без учета податливости гидросистемы при давлении настройки первичного предохранительного клапана 20МПа, вторичного – 19МПа; б) давления в поршневой полости ГЦ стрелы без учета податливости гидросистемы при давлении настройки единственного предохранительного клапана 25 МПа; в) скорости штока ГЦ стрелы без учета податливости гидросистемы при давлении настройки первичного предохранительного клапана 20МПа, вторичного – 19МПа; г) скорости штока ГЦ стрелы без учета податливости гидросистемы при давлении настройки единственного предохранительного клапана 25 МПа; д) давления в поршневой полости ГЦ стрелы с учетом податливости гидросистемы при давлении настройки первичного предохранительного клапана 20МПа, вторичного – 19МПа; е) давления в поршневой полости ГЦ стрелы с учетом податливости гидросистемы при давлении настройки единственного предохранительного клапана 25 МПа

100

3.3 Исследование динамической нагрузки манипулятора при торможении опускающейся стрелы с грузом с учетом податливости рабочей жидкости и элементов гидропривода

Рассмотрим случай опускания стрелы с грузом. При этом возможны варианты: 1) отсутствие дросселей в поршневой и штоковой полостях; 2) наличие дросселя в поршневой полости; 3)наличие дросселей в поршневой и штоковой полостях; 4) наличие тормозного клапана в магистрали поршневой полости.

Требования безопасности исключают применение в реальных конструкциях первого варианта. Если в манипуляторах лесного комплекса возможно применение дросселей с обратным клапаном, то для манипуляторов кранового исполнения обязательным является установка тормозного клапана.

Наибольший интерес представляет торможение опускающейся стрелы с грузом. Результаты экспериментальных исследований показывают, что пиковые значения давления в поршневой полости гидроцилиндра подъема стрелы при торможении опускающейся стрелы с грузом при отсутствии дросселя и тормозного клапана достигает 40 МПа, а размах колебаний 20 25 МПа. Ограничить скорость опускания стрелы, а значит динамические нагрузки, можно установив в магистрали поршневой полости дроссель или тормозной клапан. Диаметр отверстия дросселя можно рассчитать исходя из условия, что скорость опускания груза должна быть равна или несколько больше, чем скорость подъема.

Для теоретического решения задачи определения зависимости P=f(t) при опускании стрелы составим систему дифференциальных уравнений расхода рабочей жидкости вытесняемой из поршневой, подаваемой в штоковую полости и движения стреловой группы в виде: