Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
ХАРКІВСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ АВТОМОБІЛЬНО-ДОРОЖНІЙ
ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ
ПЕРЕВОЗНИК IРИНА АНАТОЛІЇВНА
УДК 621. 869
ПРОГНОЗУВАННЯ ПАРАМЕТРIВ I НАВАНТАЖЕНОСТI
МАЛОГАБАРИТНИХ КОВШОВИХ НАВАНТАЖУВАЧIВ З
РЕГУЛЬОВАНИМИ ГІДРООБ’ЄМНИМИ ПЕРЕДАЧАМИ
05.05.04- машини для земляних та дорожніх робіт
АВТОРЕФЕРАТ
дисертації на здобуття наукового ступеня
кандидата технічних наук
Харків - 1999
Дисертацією є рукопис.
Робота виконана в Харківському державному автомобільно-дорожньому
технічному університеті на кафедрі Будівельних та дорожніх машин.
Науковий керівник: доктор технічних наук, професор
Назаров Леонiд Володимирович,
Харківський державний автомобiльно-дорожній
технічний університет, завiдувач кафедри
Будівельних та дорожніх машин.
Офіційні опоненти:
- доктор технічних наук, професор, заслужений винахiдник Украiни
Хмара Леонiд Андрiйович, Приднiпровська державна академія будів-ництва та архітектури, завідувач кафедри Будівельних та дорожніх машин;
- кандидат технічних наук Шмаров Володимир Данилович,
Харкiвський державний технiчний унiверситет будiвництва та архiтектури, доцент кафедри Механiзацii будiвельних процесiв.
Провiдна установа: Інститут машин і систем НАН i Мінпромполітики Украiни
(центр тракторного і сільськогосподарського машинобудування), м. Харків.
Захист відбудеться “ 22” вересня 1999 р. о 1000 годинi на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 64.059.02 у Харківському державному автомобільно-дорожньому технічному університеті за адресою: 310002, м. Харків, ул. Петровського, 25, ХДАДТУ.
З дисертацією можна ознайомитися в бібліотеці Харківського державного автомобільно-дорожнього технічного університету за адресою: 310002, м. Харків, ул Петровського, 25, ХДАДТУ.
Автореферат розісланий “ 19 ” серпня 1999 р.
Вчений секретар
спеціалізованої вченої ради,
доктор технічних наук, професор Подригало М.А.
Загальна характеристика роботи
Актуальність теми. У сучасних умовах реформування економіки один із шляхів зростання виробництва машинобудівних підприємств пов'язаний із створенням високоефективних, надійних і конкурентноздатних виробів багатоцільового призначення. До їхнього числа відносять короткобазові навантажувачі з бортовою системою повороту, що мають декілька швидкозйомних робочих органів. Ефективність їх застосування в різноманітних галузях обумовлена високою маневреністю, спроможністю проводити різноманітні роботи протягом усього року. Досвід створення таких навантажувачів в Україні і СНД відсутній. Недостатній досвід їхньої розробки і провідними у світі машинобудівними фірмами. У цьому переконує те, що в одній і тій же ваговій групі вони відрізняються до 3 разів за потужністю двигунів, та до 2 разів за вантажністю. Експлуатація короткобазових навантажувачів свідчить про недостатню довговічність їхніх деталей і вузлів, про незадовільний тепловий режим роботи гідропередач тягового приводу при температурі атмосферного повітря більше 250С і менше -50С. Внаслідок цього експлуатаційна продуктивність машин даного типу до 35% менше проектної.
Викладені розуміння дозволяють вважати актуальною роботу, спрямовану на вирішення важливої задачі створення малогабаритних навантажувальних машин із найвищими у своєму класі техніко-експлуатаційними показниками, що володіють достатньою надійністю і спроможні працювати при температурі атмосферного повітря від -350С до +350С.
Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами.
Дисертаційна робота виконана в рамках загальної наукової програми кафедри Будівельних і дорожніх машин ХДАДТУ “Удосконалювання конструктивного виконання, методів розрахунку й випробувань БДМ” та державної програми “Ресурсозбереження”.
Мета і задачі дослідження. Метою дослідження є розробка методик прогнозування головних параметрів і навантаженості малогабаритних навантажувачів із регульованими вручну гідрооб'ємними трансмісіями, необхідних для проектування машин із найвищими техніко-експлуатаційними показниками та удосконалення машин, що випускаються серійно.
Для досягнення поставленої мети потрібно вирішити такі задачі:
- виконати статистичний аналіз основних параметрів малогабаритних навантажувачів із гідрооб'ємними передачами в тяговому приводі й обгрунтувати методику їхнього прогнозування для знов створюваних машин;
- уточнити закономірності формування опору заглиблення короткого ковша в матеріал, що перевантажується, з урахуванням нахилу його днища до опорної поверхні;
- розробити динамічну модель навантажувача з бортовою системою повороту і встановити закономірності навантаження робочого обладнання і тягового приводу при різноманітному ручному керуванні тяговими насосами, виявити умови найгіршого навантаження машини і розробити методику оцінки навантаження навантажувача;
- установити тепловий режим роботи гідропривода машини циклічної дії, що передає всю потужність двигуна виконавчим механізмам за допомогою гідропередач, які розміщені в обмеженому просторі, запропонувати заходи, що забезпечують нормальну роботу гідропередач при температурі атмосферного повітря від -350С до +350С.
Наукова новизна одержаних результатів полягає у встановлених нових закономірностях навантаження тягового приводу короткобазового навантажувача з регульованими гідрооб'ємними трансмісіями, що забезпечують різноманітне формування нелінійних тягових характеристик у процесі стопоріння машини і руху її центру мас по трьох координатних осях з урахуванням асиметричного прикладення зовнішніх зусиль на ріжучій кромці ковша.
Зроблено уточнення закономірності формування динамічних навантажень на робочому обладнанні машини й визначені умови її найбільш важкого навантаження. Виявлено тепловий режим роботи гідрооб'ємних тягових передач.
Практичне значення одержаних результатів полягає в розробці методів прогнозування основних параметрів, розрахункових динамічних зусиль і режимів навантаження робочого обладнання і тягового приводу навантажувачів із бортовою системою повороту, а також в удосконаленні системи теплообміну гідропередач.
Особистий внесок здобувача. Здобувачем запропонована динамічна модель, її математичний опис і встановлення закономірностей навантаження тягового приводу навантажувача з бортовою системою повороту, виявлення теплового режиму роботи його гідропривода. У чотирьох основних публікаціях у спеціальних виданнях частка здобувача складає 50% .
Апробація результатів дисертації. Основні положення дослідження і дисертація в цілому розглядалися й одержали позитивну оцінку на:
- наукових конференціях викладачів і аспірантів ХДАДТУ в 1996...1999 р.
- науковому семінарі кафедри БДМ ХДАДТУ -1999 р.(дисертація в цілому);
- НТС ИМИС НАН і Мінпромполітики України -1999 р. (дисертація в цілому);
- засіданні кафедри БДМ ПДАБА – 1999 р. (дисертація в цілому);
- міжнародних конференціях:
1. Прогресивні технології і машини для виробництва будматеріалів, виробів і конструкцій. – Полтава, 1996 р.
2. Підвищення ефективності роботи колісних і гусеничних машин у суворих умовах експлуатації. – Тюмень, 1996 р.
3. Інтербудмех -98. Вороніж, 1998 р.
Публікації. Основні результати дослідження опубліковані в 8 роботах, серед яких 4 статті в спеціальних виданнях.
Структура роботи. Дисертація складається з вступу, 5 розділів, висновків, списку літератури з 112 найменувань, додатків. Вона включає 2 сторінок, з основним текстом на 1 сторінках, 31 таблицю, 75 рисунків.
ЗМІСТ РОБОТИ
У вступі дана загальна характеристика роботи, що включає обґрунтування актуальності теми, мету і задачі дослідження, наукову новизну, практичну значимість результатів дослідження.
У першому розділі “Стан питання” розглянуті статистичні дані малогабаритних навантажувачів із гідрооб'ємними передачами в тяговому приводі. Показано розкид показників потужності і вантажопідіймальності навантажувачів у кожній із вагових груп. Це свідчить про відсутність єдиного підходу в проектуванні машин типу, який аналізується.
Серед робіт, присвячених призначенню параметрів і навантаженню ЗМ і ПМ, необхідно відзначити дослідження В.Ф. Омельченка, С.В. Абрамова, В.Я. Аніловича, Амашеха Насера, В.Л. Баладинського, А.Ф. Базанова, В.І. Баловнєва, Б.Т. Бєсєдіна, Б.А. Бондаровича, Ю.А. Вєтрова, Д.П. Волкова, В.М. Векслера, О.Д. Голика, Б.О. Гречишникова, М.Г. Домбровського, О.В. Єфименка, Г.В. Забігалова, В.П. Істоміна, В.М. Казаринова, Ю.Л. Картвелишвілі, С.В. Кравця, Є.Н. Кузіна, В.С. Ловєйкіна, А.М. Лукіна, Є.Ю. Маліновського, Т.І. Мухи, Л.В. Назарова, І.А. Недорєзова, А.П. Нестерова, П.І. Нікуліна, В.В. Нічке, Г.В. Родіонова, В.М. Стогова, В.Й. Сівко, В.М. Тарасова, І.І. Тимошенка, М.А. Ульянова, Д.І. Федорова, Л.А. Хмари, А.М. Холодова, В.Д. Шмарова, В.О. Шевченка та ін..
Основна увага вчених зосереджена на дослідженні робочих процесів і умов навантаження робочого обладнання машин традиційної конструкції. В окремих роботах розглядалося навантаження механічних трансмісій машин. Відомості про дослідження навантаженості тягового привода короткобазових навантажувачів із гідрооб'ємними передачами відсутні взагалі. Аналіз робочих процесів і умов навантаження навантажувачів із бортовою системою повороту свідчить, що завдяки короткій колісній базі і ручному регулюванню насосів тягового привода навантажувачі типу, який аналізується, мають ряд принципових особливостей. Їм властиве різноманітне формування тягових характеристик і коливання по трьом координатним осям у процесі стопоріння машини. У цьому зв'язку встановлені раніше закономірності не можна використовувати для оцінки навантаження їхнього робочого обладнання і тягового привода. Спираючись на дані аналізу раніше виконаних досліджень, сформульовані мета і задачі дисертаційної роботи.
У другому розділі “Моделювання динамічних процесів короткобазових ковшових навантажувачів із регульованими вручну гідрооб'ємними передачами тягового привода” розглянуті особливості досліджуваних машин, обгрунтовані розрахункова модель і математичний опис навантажувача, приведені блоки програм для дослідження динамічних процесів на ЕОМ. Запропоновано експрес-метод оцінки навантажень, розглянуто тепловий режим роботи гідрооб'ємних передач навантажувача з бортовою системою повороту.
Структурний аналіз короткобазових навантажувачів показав, що найбільш значимими є маси маховика двигуна і самої машини.
Маса частини трансмісії, розміщеної між тяговими моторами і ходовими ко лесами, яка приведена до поступального переміщення, при регулюванні подачі тягових насосів від 0 до Qmax не перевищує 5% маси маховика. Маса рухливих частин робочого обладнання складає не більше 7% маси машини. У процесі стопоріння навантажувача з початковими швидкостями руху до 7 км/год до моменту досягнення на робочому обладнанні максимальних зусиль оберти двигуна знижуються на 5...10%. Перераховане вище дозволило запропонувати розрахункову модель навантажувача у вигляді, зображеному на рисунку 1. У зв'язку з регулюванням вручну подачі тягових насосів можливо різноманітне формування тягових характеристик (діаграм) машини.
У загальному випадку тягові діаграми в безрозмірних координатах описуються виразом
1
де T0 - граничне тягове зусилля, обумовлене зчепленням рушіїв з опорною поверхнею; a, b - постійні коефіцієнти, що залежать від типу трансмісії; x – поточне значення дійсної швидкості руху машини; – початкова швидкість навантажувача до моменту вкорінювання ковша в матеріал, що перевантажується; q – показник ступеня при відносній швидкості .
При нарощуванні подачі тягових насосів та збільшенням коефіцієнта буксування рушіїв теоретична швидкість зростає. У цьому варіанті навантаження навантажувача , тому
(2)
У випадку зниження подачі тягових насосів можна домогтися ситуації, коли, ,
де N - потужність двигуна; V - обертальна швидкість коліс; - ккд трансмісії.
У цьому випадку . Тому
(3)
Незмінній подачі тягових насосів відповідає характеристика колісної ЗТМ із механічною трансмісією
. . (4)
Таким чином, у випадках різноманітного формування тягових діаграм вони описуються нелінійними залежностями.
Опір заглиблення навантажувача в сипуче середовище нелінійно залежить від переміщення x. У загальному випадку воно визначається виразом
(5)
який враховує кут нахилу днища ковша до опорної поверхні a, властивості сипучого середовища і конструкцію ковша, що відображається коефіцієнтами b, a1...a3. На відміну від навантажувачів традиційної конструкції короткобазові машини з гранично близьким розташуванням ковша до передніх коліс у ході стопоріння схильні до переміщення центру маси у подовжньому, вертикальному і поперечному напрямках. Їхнє прямування в процесі вкорінювання ковша в сипуче середовище (рис. 1) описано виразами
(6)
У приведених рівняннях:
m -маса навантажувача; x, y, z – переміщення його центру маси уздовж координатних осей;, – вертикальна і поперечна жорсткості ходового обладнання;– геометричні параметри, зазначені на рис.1; - коефіцієнти, обумовлені рівняннями; – початковий розмір зусилля на ріжучій кромці ковша; – тягове зусилля, що розвивається рушіями і обумовлене способом регулювання тягових насосів (2)...(4).
Рис.1 Модель навантажувача в процесі вкорінювання в сипучий матеріал
Рівняння (6) відносяться до категорії істотно нелінійних. Їхнє рішення виконане за допомогою ЕОМ. З цією метою розроблений пакет програм, яким передбачено пошук навантажень на робочому органі й у тяговому приводі навантажувача при трьох варіантах завдання засобів регулювання тягового привода (2)...(4) в процесах заглиблення ковша в сипучі матеріали (щебінь, пісок) і при позацентровому ударі ріжучої кромки ковша у важку жорстку перешкоду. На ЕОМ варіювалися на 4...6 рівнях початкова швидкість навантажувача, кут нахилу днища ковша до опорної поверхні, координати і b (рис.1), жорсткість перешкоди. Вертикальні та поперечні навантаження на ходовому обладнанні в процесі коливань кістяка навантажувача оцінювалися рівняннями:
;,
де g – прискорення вільного падіння;, – вертикальна і поперечна деформації ходового устаткування за часом, які установлюються рішенням рівнянь (6). Перепад тиску робочої рідини в гідролініях живлення тягових гідромоторів визначається виразом
(7)
при максимальному розмірі
, (8)
де – коефіцієнт зчеплення коліс із дорогою; – радіус ходових коліс; – робочий об'єм гідромотора;, – передатне число і ккд бортового редуктора; – гідродинамічні втрати в тяговому приводі. Для навантажувача ПМТС-1200
, мПа, (9)
де V – теоретична швидкість машини (м/с).
Горизонтальне зусилля на ковші визначалося в залежності від засобу регулювання тягових
насосів. При нарощуванні їхніх подач
(10)
Для інших варіантів регулювання тягового привода
(11)
Поряд з оцінкою режимів навантаження робочого обладнання і тягового привода, виконаний пошук відповідних коефіцієнтів динамічності
; (12)
. (13)
Аналіз результатів моделювання динамічних процесів на ЕОМ дав підставу запропонувати спрощену методику експрес-аналізу навантажень на ковші й у тяговому приводі. При цьому залежність опору заглиблення ковша в сипуче середовище (5) відповідно до рекомендацій А.М. Холодова дозволила встановити інтенсивність зростання зусиль на ковші – A
, (14)
де– заглиблення ковша навантажувача в сипуче середовище при дії напірного зусилля, що дорівнює граничній за зчепленням коліс із дорогою сили тяги. З урахуванням можливого вертикального зсуву центру мас навантажувача під дією інерційних сил динамічне навантаження на ковші навантажувача запропоновано визначати виразом
, (15)
у якому: f – коефіцієнт опору перекочування навантажувача; – коефіцієнт, що враховує позацентровий додаток навантажень на ковші (=0,9...1,0); – коефіцієнт, що враховує пайову участь інерційної сили у формуванні навантажень, яка залежить від засобу регулювання тягових насосів; V – початкова швидкість навантажувача; – коефіцієнт, що враховує радіальну жорсткість ходових коліс навантажувача і його геометричні параметри. Для існуючих машин =0,37...0,4.
Найбільший тиск робочої рідини тягових гідромоторів по спрощеній методиці визначається залежністю
мПа. (16)
Аналіз режимів навантаження тягового приводу навантажувача протягом робочого циклу дозволив установити втрати потужності, що перетвориться в тепло. При цьому враховувалися швидкісні режими прямування навантажувача, що розганяється (що гальмується) із прискоренням
м/с2, (17)
де – гідромеханічна постійна сервокерування насосів (для ПМТС-1200 =0,159 (см3/об) /рад ); – кутова швидкість колінчатого вала дизеля (1/с); – радіус ходових коліс (м);
Стала температура робочої рідини гідропривода оцінювалася узвичаєними методами з урахуванням можливого підсосу нагрітого дизелем повітря в систему вентиляції теплообмінника.
У третьому розділі ‘‘Програма і методика експериментального дослідження динамічних процесів навантажувача’’ викладене обгрунтування програми й умов постановки дослідів, описані обладнання і прилади, які використовувалися в експериментах, наведена технологія постановки дослідів.
Об'єктом випробувань служив навантажувач ПМТС-1200. Статичними іспитами передбачалося визначення опору пересування машини на майданчиках із твердим покриттям і на дорогах пісчаних кар'єрів, опори вкорінювання ковша з кутом нахилу його днища від 0 до 300 у матеріал, що перевантажується, оцінка гідродинамічних втрат у тяговому приводі, граничне за зчепленням рушіїв з опорною поверхнею тягове зусилля, швидкісні режими руху на дистанціях 5...30 м, тепловий режим гідропривода, жорсткість робочого обладнання. Динамічні випробування охоплювали найбільш характерні випадки виконання робочих процесів при перевантаженні щебеню, піску природного залягання і при пошаровому різанні суглинку другої групи.
Вимірювальна апаратура з автономним джерелом живлення розміщувалася на борту навантажувача. У гідролініях живлення гідромоторів робочою рідиною встановлювалися перетворювачі тиску ПД-40, на гідроциліндрах керування робочим обладнанням – датчики П-200, числа обертів дизеля (тягових насосів) і гідромоторів вимірювалися тахогенераторами, переміщення важелів керування тяговими гідропередачами – потенціометрами, шлях переміщення навантажувача і його дійсної швидкості – п'ятим колесом. Реєстрація вимірювальних величин велася осцилографом К-12-22.
Статичні випробування виконані із сталими швидкостями руху машини. Визначення динамічних навантажень зроблено в процесах заглиблення ковша в штабель матеріалу, що перевантажується, й ударі робочого органа у бетонні плити з доведенням рушіїв до повного буксування або двигуна – до заглушування. Регулювання тягового привода в ході виконання робочих процесів велося трьома способами: із нарощуванням і зниженням подачі тягових насосів і при незмінному їхньому робочому об'ємі з початковими швидкостями заглиблення в матеріал, що перевантажується, від 0 до 2,8 м/с.
Четвертий розділ ‘‘Дослідження динамічних процесів навантажувача з регульованими вручну гідрооб'ємними передачами в тяговому приводі’’ присвячений аналізу і порівнянню даних експериментів і моделювання динаміки навантажувача на ЕОМ, а також експрес-методом.
У результаті виконання статичних випробувань навантажувача встановлено.
Коефіцієнти опору руху машини на асфальтобетонному майданчику і на супісчаній ущільненій дорозі при тиску повітря в шинах 260-508, який дорівнює 0,35 мПа, змінюються від 0,025 до 0,05. Граничне за зчепленням рушіїв з опорною поверхнею тягове зусилля обумовлене коефіцієнтом зчеплення 0,7 – на асфальтобетонному покритті і 0,58 – на супісчаній сухій дорозі.
У процесі заглиблення ковша навантажувача в матеріал що перевантажується, граничне тягове зусилля на ходових колесах залежить від кута нахилу днища ковша до опорної поверхні, що раніше не враховувалося в оцінці динамічних навантажень на робочому обладнанні. Із збільшенням кута нахилу днища від 0 до 300 граничне тягове зусилля підвищується на 10...18 %, що обумовлено розміром і напрямком вертикальної реакції на ріжучій кромці ковша. Мінімальне довантаження ходових коліс вертикальною реакцією на ковші і відсутність самодовільного виглиблення ковша відповідають нахилу днища вперед на 5...100. Квазістатичне заглиблення навантажувача ПМТС-1200 у матеріал, що перевантажується, свідчить про більший темп наростання опорів на його ковші, ніж у навантажувачів традиційної конструкції. Це є однією з причин більш високого динамічного навантаження короткобазових навантажувачів із гідрооб'ємними передачами в тяговому приводі. Пояснюється ця обставина відносно малою глибиною ковша і відсутністю плавних переходів у місцях зчленування його днища з задньою стінкою і козирком. З ростом кута нахилу днища ковша до опорної поверхні від 0 до 100, за інших рівних умов, опір збільшується в 1,3...1,4 рази. З підвищенням цього кута до 300 статичне зусилля на ріжучій кромці зростає в 3,75...4,6 разів.
Найвищим виявився темп росту зусиль на ковші при його заглибленні в пісок природного залягання, що проріс коренями трав'яного покрову.
У зв'язку з розміщенням гідромашин тягового привода в тісному просторі і надмірному скривленні рукавів високого тиску гідроліній живлення робочою рідиною тягових моторів гідродинамічні утрати виявилися достатньо високими. Цим пояснюється відносно малий загальний ккд тягового привода машини, рівний 0,73...0,75 і надмірне нагрівання робочої рідини при температурі атмосферного повітря більш 250С.
Рис.2 Зміна навантажень у тяговому приводі навантажувача, в залежності від кута нахилу днища ковша до опорної поверхні a моделюванням на ЕОМ (1- a=00; 2- a=100; 3- a=200; 4 - a= 300)
Жорсткість навісного обладнання , приведена до ріжучої кромки ковша, у навантажувача ПМТС-1200 склала 1640 кН/м, а у відношенні до маси m навантажувача, кН/м. Динамічні навантаження і режими навантаження робочого обладнання і тягового приводу навантажувача ПМТС -1200 встановлені в ході виконання ним робочих процесів при перевантаженні щебеню крупністю 10...20 мм, піску природного залягання і при пошаровому різанні суглинку 2 групи. Зареєстровані процеси і зусилля зіставлялися із результатами моделювання динаміки цього навантажувача на ЕОМ. Характер коливальних процесів зусиль на робочому обладнанні й у тяговому приводі натурної машини і її моделі збігаються. На рисунку 2 як приклад наведені реалізації на ЕОМ динамічного навантаження тягового привода навантажувача при незмінній подачі насосів при перевантаженні щебеню. Пряме зіставлення даних експериментів і моделювання на ЕОМ свідчать про збіг частот коливань зусиль. Період коливань навантажень у залежності від кута нахилу днища ковша навантажувача до опорної поверхні змінюється від 0,3 до 0,45 с. Тривалість навантаження машини до закінчення заповнення ковша матеріалом, що перевантажується, складає 1,5...2с. при незмінній і що нарощується подачах тягових насосів. Декілька більший час заповнення ковша матеріалом (2,0...2,5с.) характерно для випадків вкорінювання навантажувача в штабель матеріалу із зниженням подачі тягових насосів. Дані про тривалість заглибленні ковша в розроблюване середовище і розмір періоду коливань зусиль дозволяють установити режими навантаження робочого обладнання і тягового привода в найбільш важкому і значимому процесі – черпанні матеріалу, що перевантажується. У досліджуваних трьох випадках регулювання тягового привода (незмінна, що збільшується і що знижується подача тягових насосів) найбільш важкий варіант навантаження навантажувача досягається при заглибленні ковша в матеріал, що перевантажується із незмінною подачею тягових насосів. Це обумовлено найбільш високою початковою швидкістю навантажувача.
Рис.3 Коефіцієнт динамічності тягового привода. 1- поле експериментальних даних; 2 - розрахункова залежність
Машина з регульованими гідрооб'ємними трансмісіями припускає заглиблення навантажувача в матеріал, що перевантажується, із будь-якими початковими швидкостями від 0 до. Розрахунком встановлено й експериментальним шляхом підтверджено, що максимум навантажень досягається при незмінній подачі тягових насосів машини, що впроваджується в матеріал, що перевантажується, із швидкістю, яка приблизно вдвічі перевищує швидкість ковзання ходових коліс по опорній поверхні при граничному тяговому зусиллі, обмеженому потужністю двигуна –,(рис.3). З цієї причини коефіцієнт динамічності навантаження робочого обладнання малогабаритного навантажувача в нормальних процесах у 1,5...1,8 разів перевищує аналогічний показник навантажувачів класичного компонування і досягає значення 2,2...3,0. Коефіцієнт динамічності навантаження тягового привода малогабаритних навантажувачів із бортовою системою повороту не перевищує 1,8 і в меншій ступені залежить від способу регулювання тягових насосів.
Істотно менший вплив на розмір коефіцієнта динамічності в порівнянні із швидкістю дає кут нахилу днища ковша a і висота розташування ріжучої кромки над опорною поверхнею hx. Зміні кута від 0 до 100 і висоти від 0 до 30 см відповідає підвищення коефіцієнта динамічності на 4...6% (Рис.4).
Рис. 4 Зміна коефіцієнта динамічності Кдр навантаження тягового привода у взаємозв'язку з VH і a (а); VH і hx (б)
Порівняльні динамічні випробування навантажувача ПМТС-1200 на перевантаженні щебеню, суглинку 2 групи, піску природного залягання показали найбільш важке навантаження машини при вкорінюванні ковша в пісок.
У процесах удару робочого органа навантажувача об жорстку перешкоду встановлені найвищі зусилля на робочому органі й у тяговому приводі. У цьому варіанті навантаження найбільш ймовірною є початкова швидкість, яка дорівнює, а коефіцієнт динамічності навантаження робочого обладнання досягає 3,2. При зсуві точки удару ковша об жорстку перешкоду з центру ріжучої кромки до її краю сприяє зниженню зусиль приблизно на 10 % .
Зіставлення експериментальних даних про динамічну навантаженість короткобазових навантажувачів із розрахунковими показниками підтвердили прийнятність запропонованих методік розрахунку зусиль і режимів навантаження. Неузгодженість між розрахунковими й експериментальними розмірами в переважній більшості не перевищує 8...12%.
Експериментальне дослідження теплового режиму роботи гідропривода навантажувача ПМТС-1200 дозволило встановити, що при температурі атмосферного повітря більш 250С робоча рідина через 45...60 хвл. після початку роботи нагрівається понад припустимий рівень. Причина цього є недостатня поверхня теплообмінника і залучення нагрітого дизелем повітря в систему вентиляції теплообмінника. При температурі атмосферного повітря менше -50С робоча рідина не розігрівається до мінімально необхідної температури. Це свідчить про необхідність удосконалювання системи теплообміну машин із гідрооб'ємними передачами в тяговому приводі.
Технологічні перерви навантажувача з гідрооб'ємними трансмісіями в жаркий час року складають 30...35 % тривалості зміни і є причиною зниження продуктивності машин до 35% .
У п'ятому розділі “Практичні рекомендації” наведені методики прогнозування основних параметрів і навантаження малогабаритних навантажувачів, пропозиції по удосконалюванню системи теплообміну гідропривода і способам керування тяговим приводом. На підставі аналізу робочих процесів і статистичних даних навантажувачів, що випускаються головними фірмами, запропоновані взаємозв'язки між їхніми основними параметрами.
Потужність двигуна навантажувача визначається його масою m(т) і швидкістю, що припускає повне буксування ходових коліс (м/с)
.
Необхідну найбільшу подачу кожного з тягових насосів пропонується визначати виразом
, л/хвл,
при номінальному тиску робочої рідини мПа.
Вантажопідіймальність навантажувача визначається співвідношенням
, т.
Запропоновано залежності призначення місткості ковша і його ширини, колісної колії і бази, положення центру ваги.
Аналіз швидкісних режимів руху малогабаритних навантажувачів дав підставу оцінювати тривалість робочого циклу (с) у залежності від дальності переміщення вантажу S (м) виразом .
Поряд з уточненими методами оцінки навантаженності навантажувачів, заснованими на використанні ЕОМ, запропонована спрощена методика прогнозування розрахункових зусиль ударного характеру на робочому обладнанні й у тяговому приводі. Зовнішні навантаження на ковші визначаються рівністю (15) при швидкості навантажувача ,
де – граничне тягове зусилля, обумовлене масою машини m і коефіцієнтом зчеплення коліс із дорогою ; – ккд тягового привода (0,73...0,75).
Необхідну для розрахунку навантажень інтенсивність зростання опору заглиблення ковша в матеріал передбачено визначати виразом
кН/м
при
м.
де – ширина ковша проектованого навантажувача, м; – розрахунковий кут нахилу днища ковша до опорної поверхні ( 0,174); – статичне заглиблення ковша навантажувача в матеріал, що перевантажується під дією зусилля .
Найбільший тиск робочої рідини в тяговому приводі відшукується за співвідношенням (8). Максимальні навантаження на одно із коліс ходового обладнання короткобазового навантажувача досягаються в процесі вивішування машини при защемленні кромки її ковша
; ,
де і виліт ковша до осі передніх коліс і відстань між його ріжучою кромкою і центром ваги машини; – ширина ковша і колія навантажувача; – тягове зусилля, реалізоване найбільш навантаженим ходовим колесом навантажувача.
З метою обмеження динамічних зусиль навантажувачів із гідрооб'ємними трансмісіями рекомендується в процесі заглиблення ковша в матеріал, що перевантажується, плавно знижувати подачу тягових насосів. Для забезпечення нормальної роботи тягового привода навантажувачів типу ПМТС-1200 необхідно до 1,5 разів збільшити поверхню теплообмінника, виключити залучення нагрітого дизелем повітря в систему його охолодження. У зимовий період запропонований підігрів робочої рідини, наприклад, відпрацюваними газами ДВГ.
Результати виконаного дослідження знайшли застосування на КВСЗ
(м.Кременчук) при проектуванні навантажувача ПФ-04 і гідрооб'ємного привода переднього моста автогрейдера ДЗК-251.
ВИСНОВКИ
Виконане дослідження дозволяє зробити висновки по роботі в цілому.
1. Малогабаритні навантажувачі з бортовою системою повороту, завдяки високій маневреності і наборові швидкозйомних робочих органів, є машинами багатоцільового призначення і круглорічного застосування. Їхня продуктивність через можливість використання на коротких дистанціях порівняна з продуктивністю більш важких машин традиційної конструкції.
2. Досвід проектування малогабаритних навантажувачів недостатній, про що свідчить надмірний розкид технічних показників існуючих машин. У одній і тій же ваговій групі вони відрізняються один від одного за потужностю двигуна в 1,5...3 рази, по вантажопідіймальності до 2 разів. Система теплообміну їхнього тягового привода не цілком пристосована до роботи при температурі атмосферного повітря більш 250С і менше – 50С, що веде до зниження продуктивності машини до 35 % проти проектної.
3. Базуючись на статистичних даних кращих існуючих машин і фізичних уявлень про виконання технологічних операцій, розроблена методика призначення раціональних параметрів малогабаритних навантажувачів. Потужність двигуна обумовлена масою машини при швидкості ковзання ходових коліс у процесі буксування в 1,2...1,5 м/с, вантажопідіймальність складає 23...27 % маси навантажувача. Кожна з двох гідрооб'ємних трансмісій повинна бути спроможною передати всю потужність двигуна на колеса одного борта.
4. Встановлено зміну опору заглибленню ковша навантажувача в матеріал, що перевантажується, з урахуванням нахилу його днища до опорної поверхні. Через малу глибину і відсутність закруглених переходів між днищем, задньою стінкою і козирком ковша інтенсивність зростання опору його заглибленню в матеріал, що перевантажується, у 1,5...2 рази вище, ніж у ковшів традиційної конструкції і залежить від кута нахилу днища. Для виклю чення самодовільного виглиблення ковша, запобігання автоколивань навантажувача й обмеження динамічних навантажень доцільно виконувати робочий процес із нахилом уперед днища ковша до опорної поверхні під кутом 5...100.
5. Моделюванням робочих процесів на ЕОМ встановлені і експериментальним шляхом підтверджені закономірності формування динамічних навантажень у тяговому приводі і на робочому органі навантажувача з гідрооб'ємними трансмісіями, регульованими вручну трьома способами: на збільшення подачі тягових насосів, на її зниження і при незмінній подачі в ході заглиблення ковша в матеріал, що перевантажується. З трьох варіантів регулювання найбільші зусилля досягаються при незмінній подачі насосів. Мінімальні навантаження і найбільший ступінь заповнення ковша забезпечуються при плав ному зниженні подачи тягових насосів. Останній спосіб керування тяговим приводом рекомендується як основний. Він досягається приблизно ручним регулюванням, в автоматичному режимі при установці в гідрооб'ємному тяговому приводі регулятора потужності або при використанні в системі подачи насосів бортових ЕОМ.
6. При незмінній подачі регульованих вручну тягових насосів динамічні навантаження в тяговому приводі і на робочому обладнанні короткобазового навантажувача в найбільшій мірі залежать від початкової швидкості. У меншому ступені на них впливає положення ковша в просторі. Через більш високу інтенсивність зростання опорів на ковші і початкової швидкості руху коефіцієнт динамічності навантаження короткобазових навантажувачів у 1,5...1,8 разів перевищує аналогічний показник машин традиційної конструкції. Як розрахункові умови для оцінки динамічних зусиль короткобазових навантажувачів у нормальних робочих процесах рекомендується:
- матеріал, що перевантажується – пісок природного залягання;
- кут нахилу днища ковша – 100;
- початкова швидкість руху, дорівнює подвоєному її значенню, обумовленому повним буксуванням рушіїв за потужностю двигуна;
- опорна поверхня при розрахунку зусиль на робочому обладнанні – грунтова дорога, при оцінці навантажень у тяговому приводі – тверде покриття.
7. У процесах співудару краю ріжучої кромки робочого органа навантажувача з жорсткою важкою перешкодою через поперечний зсув машини інерційна складових навантажень на ковші приблизно на 10 % менш, ніж при центральному ударі ковша об перешкоду, це потрібно враховувати в розрахунках.
8. Тяговий привод короткобазових навантажувачів сприймає до 1,5 разів менші навантаження, ніж робоче обладнання. Коефіцієнт динамічності трансмісій у гіршому випадку не перевищує 1,8.
9. Тепловий режим гідропередач тягового привода короткобазових навантажувачів визначається не тільки шкідливими втратами енергії, але і недосконалістю системи теплообміну гідропередач. З метою стабілізації температури робочої рідини на необхідному рівні при роботі навантажувачів у літній і зимовий періоди запропоновані міри модернізації системи теплообміну гідропривода. Вони включають збільшення охолоджуючих поверхністей радіаторів, що випускаються в СНД машин у 1,5 рази, вилучення нагрітого дизелем повітря з системи вентиляції теплообмінника, установку термостата, що обмежує надходження робочої рідини в теплообмінник і систему підогрівання робочої рідини газами дизеля, що відпрацювали, (у зимовий період).
10. Практичне використання результатів дослідження застосовано при створенні заводом “РИТМ”, м. Кременчук ковшового навантажувача ПФ-04 і повноприводного автогрейдера ДЗК-251 з гідрооб'ємними передачами коліс переднього моста. Економічний ефект упровадження результатів дослідження складає 3000 грн. у рік на один автогрейдер і 2000 грн – на навантажувач.
СПИСОК ОПУБЛІКОВАНИХ АВТОРОМ РОБІТ З ТЕМИ ДИСЕРТАЦІЇ
1. Назаров Л.В., Перевозник И.А. Нагрузки на рабочее оборудование и тяговый привод короткобазового ковшового погрузчика // Автомобильный транспорт.- 1998.- Выпуск 1. – С. 50-53.
2. Назаров Л.В., Перевозник И.А. Режимы нагружения и система теплообмена гидрообъемных передач тягового привода малогабаритных погрузчиков // Вестник Харьковского Государственного Политехнического Университета. – 1999. – № 43. – С. 54-62.
3. Назаров Л.В., Леусенко А.П., Перевозник И.А. Динамические нагрузки короткобазового ковшового колесного погрузчика с регулируемыми вручную гидрообъемными передачами в тяговом приводе // Автомобильный транспорт. Сб. науч. тр. ХГАДТУ Совершенствование машин для земляных работ и дорожных машин.-1999. Выпуск 2. – С.74-82.
4. Назаров Л.В., Перевозник И.А., Коровина Е.Д. Экспериментальное исследование нагрузок гидроприводов землеройных и погрузочных машин // Сб. науч. тр. “Математическое моделирование технологических процессов в производстве строительных материалов и конструкций”.- Белгород.-1998.- С.201-203.
5. Перевозник И.А. Формирование сопротивлений на ковше малогабаритного погрузчика с гидрообъемными передачами (ГСТ) в тяговом приводе // Придніпровський науковий вісник. – 1998. – № 108 (175). – С. 96-100.
6. Назаров Л.В., Перевозник И.А. Формирование динамических нагрузок короткобазового погрузчика с регулируемыми гидростатическими передачами в тяговом приводе // Материалы Междунар. науч. конф. (ИНТЕРСТРОЙМЕХ-98). Воронеж. – 1998. – С. 79- 80.
7. Назаров Л.В., Гречишников Б.А., Евтушок И.А. Динамические нагрузки на ходовое оборудование и конечные элементы трансмиссий пневмоколесных ЗТМ // Сб.тр. Междунар. конф. Повышение эффективности работы колесных и гусеничных машин в суровых условиях эксплуатации. -Тюмень 1996.-С. 98-103.
8. Назаров Л.В., Евтушок И.А., Шпаченко Ю.М. Динамические нагрузки на ковше пневмоколесного погрузчика с гидростатическими передачами в тяговом приводе // Тезисы докладов первой Всеукраинской конф. Прогрессивные технологии и машины для производства стройматериалов, изделий и конструкций. – Полтава – 1996. – С. 126-128.
АНОТАЦIЯ
Перевозник І.А. Прогнозування параметрів і навантаженності малогабаритних ковшових навантажувачів із регульованими гідрооб'ємними передачами. – Рукопис.
Дисертація на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук за спеціальністю 05.05.04 – Машини для земляних і дорожніх робіт. – Харківський державний автомобільно-дорожній технічний університет, Харків, 1999.
Дисертація присвячена розробці методік прогнозування головних параметрів і навантаженості малогабаритних навантажувачів із регульованими вручну гідрооб'ємними трансмісіями в тяговому приводі, необхідних для проектування машин із найвищими техніко-експлуатаційними показниками й удосконалюванню машин що випускаються серійно.
Моделюванням динамічних процесів на ЕОМ і натурними іспитами навантажувачів установлені режими навантаження і найбільші зусилля на робочому обладнанні й у тяговому приводі. Виявлено тепловий режим роботи гідрооб'ємного тягового привода і дані рекомендації по удосконалюванню його системи теплообміну. Запропоновано методику прогнозування основних параметрів малогабаритних навантажувачів. Результати дослідження використані при розробці навантажувача ПФ-04 і автогрейдера ДЗК-251.
Ключові слова: малогабаритний навантажувач із гідрооб'ємними передачами в тяговому приводі, параметри, прогнозування, коливання, динамічні навантаження, тепловий режим.
ABSTRACT
I. A. Perevoznik. Prediction of parameters and loading of small-size bucket loaders with adjustable hydraulic voluminous transmissions. – A manuscript.
Dissertation for degree of Candidate of Science (Technology), speciality 05.05.04 – Earth-moving and Road-building Machines. Kharkiv State Automobile and Highway Technical University, Kharkiv, 1999.
The dissertation is devoted to development of prediction methodsfor basic parameters and loading of small-size loaders with manually adjustable hydraulic voluminous transmissions in traction drive. The work permits to design machines with the efficacy in operation and to improve the efficiency of currently manufactured machines.
Computer simulation of dynamic processes and full-scale tests of loaders revealed loading modes and the largest forces at working equipment and in traction drive. Thermal conditions of hydraulic voluminous traction drive has been found, recommendations proposed concerning the improvement if its heat exchange system. A method has been proposed to basic parameters of small-size loaders. The results of study were applied to development of ПФ-04 loader and ДЗК-251 motor grader.
Keywords: small-size loader hydraulic voluminous transmission in traction drive, parameters, prediction, oscillations, dynamic loads, thermal conditions.
АННОТАЦИЯ
Перевозник И.А. Прогнозирование параметров и нагруженности малогабаритных ковшовых погрузчиков с регулируемыми гидрообъемными передачами. – Рукопись.
Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук по специальности 05.05.04 – Машины для земляных и дорожных работ. – Харьковский государственный автомобильно-дорожный технический университет, Харьков, 1999.
Диссертация посвящена разработке методик прогнозирования главных параметров и нагруженности малогабаритных погрузчиков с регулируемыми вручную гидрообъемными трансмиссиями в тяговом приводе, необходимых для проектирования машин с наивысшими технико-эксплуатационными показателями и совершенствованию серийно выпускаемых машин.
Анализ рабочих процессов и условий нагружения малогабаритных погрузчиков с гидрообъемными передачами показал, что они обладают рядом принципиальных особенностей. Им присущи многовариантное формирование нелинейных тяговых характеристик, интенсивные колебательные процессы остова машины, нелинейное по перемещению изменение сопротивления внедрению ковша в перегружаемый материал, произвольная, в пределах от нуля до максимального значения начальная скорость внедрения машины в перегружаемый материал.
Моделированием на ЭВМ динамических процессов погрузчиков и экспериментальными исследованиями установлены режимы нормального нагружения рабочего оборудования и тягового привода, найдены условия действия наибольших усилий.
Впервые получены закономерности формирования динамических нагрузок в регулируемом вручную гидрообъемном тяговом приводе. Наибольшие усилия в нем достигаются при внедрении погрузчика в перегружаемый материал сходу с неизменными рабочими объемами тяговых насосов.
Расчетная начальная скорость внедрения машины в перегружаемый материал примерно вдвое превышает скорость скольжения ходовых колес по опорной поверхности при их полном буксовании и реализации двигателем максимальной мощности. Коэффициент динамичности нагружения тягового привода не превышает 1,8. Нагрузки на рабочем оборудовании короткобазовых малогабаритных погрузчиков в 1,5...1,8 раз более усилий погрузчиков классической компоновки, а коэффициент динамичности достигает значений 2,2...3,0.
Наименьшее нагружение погрузчика и наиболее полное использование его тяговых возможностей обеспечиваются при черпании материала со снижением подачи тяговых насосов. Данный способ их регулирования рекомендуется в качестве основного. Выявлен тепловой режим работы гидрообъемных передач тягового привода погрузчика. Предложены меры совершенствования системы их теплообмена, обеспечивающие нормальную эксплуатацию машины в климатических зонах с перепадом температур атмосферного воздуха от +350С до -350С.
Основываясь на анализе рабочих процессов и статистических данных погрузчиков исследуемого типа предложены зависимости для прогностической оценки основных параметров вновь проектируемых машин.
Результаты выполненного исследования использованы при проектировании погрузчика ПФ-04 и гидрообъемных передач привода переднего моста автогрейдера ДЗК-251.
Ключевые слова: малогабаритный погрузчик с гидрообъемными передачами в тяговом приводе, параметры, прогнозирование, колебания, динамические нагрузки, тепловой режим.