авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 |   ...   | 3 | 4 || 6 |

«И. В. Бояркина ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА ОДНОКОВШОВЫХ ФРОНТАЛЬНЫХ ПОГРУЗЧИКОВ Омск – 2011 Министерство образования и науки ...»

-- [ Страница 5 ] --

Рис. 9. По разработанной методике для типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков получены результаты, показанные в табл. 9.1.

Таблица 9. Результаты приведения масс рабочего оборудования погрузчиков к поршню гидроцилиндра стрелы Приведенная масса m ПР, кг Тип Грузо погр - в в транспортном уз- подъ- горизонтальном положении стрела вверху чика емнос положении стрелы c грузом ть стрелы c грузом без груза QП, т c грузом без груза без груза 3 4 1 76409 76584 ПК 2, 2 18552 17633 78431,7 121669 ПК 3, 3 18554 27536 209514 176201 ПК 3, 4 84297 70554 183093 261122 ПК 6, 7 73944 103685 Окончание табл. 9. 3 4 1 210524 318438 ПК 7, 7 92251 142322 405808 499917 ПК 15, 15 170782 209762 572611 933802 ПК 30, 30 213574 375873 1313186 2427603 ПК 75, 75 489803 890688 Полученные данные свидетельствуют о том, что приведенные массы погрузчиков являются большими величинами, которые многократно превышают общую массу всего погрузчика, что свидетельствует о том, что громадные массы, движущиеся с соответствующими скоростями, обеспечивают соответствующие ускорения и силы инерции. Отсюда следует, что необходима теория, позволяющая выполнять соответствующие динамические расчеты рабочего оборудования погрузчика.

9.4. Скорость движения поршня гидроцилиндра стрелы фронтальных погрузчиков Для погрузчиков, обладающих грузоподъемностью 2,2 3,3 т, в технических характеристиках декларирована производительность гидронасосов рабочего оборудования QН =150 л/мин [73, 74, 76].

Это означает, что такие погрузчики могут обеспечить скорость движения поршня в гидроцилиндрах стрелы, определяемую по формуле 2QН V1. (9.48) 60 1000 Dс ОБ При диаметре гидроцилиндров стрелы Dс =0,125 м и объемном КПД ОБ =0,98 скорость V1 0,0998 м/с. Погрузчик ПК-7 с двигателем ЯМЗ-240Б имеет декларированную производительность гидронасосов QН =350 л/мин. При диаметрах гидроцилиндров стрелы Dс =0,18 м скорость V1 0,11232 м/с. Для погрузчика ПК- заданы верхний и нижний пределы производительности гидронасосов рабочего оборудования QН max =447 л/мин и QН min =392 л/мин.

Максимальной производительности соответствует скорость движения поршня при Dс =0,22 м V1 0,096032 м/с. На основании этих данных для супертяжелого погрузчика ПК-75 можно прогнозировать производительность гидронасосов рабочего оборудования погрузчика V1 60 1000 Dс QН =, 2ОБ где V – прогнозируемая скорость движения поршня;

Dс – диаметр гидроцилиндров стрелы, Dс =0,4 м.

При скорости V1 =0,1 м/с QН =1539 л/мин. В табл. 9. приведены зависимости параметров погрузчиков от грузоподъемности.

Таблица 9. Зависимость параметров погрузчиков от грузоподъемности Ти п Ход Производительнос Грузопод Диаметр Время пог пор ть насосов ъ- гидроцилин шня подъема - рабочего емность дра стрелы стрелы руз оборудования S4, Dс, м t ПС, с - QП, т QН, л/мин м чик а П 2,2 0,125 150 0,63 6, К П 3,3 0,125 150 0,71 7, К П 6,6 0,18 350 1,0 10, К ПК-15 15,0 0,22 447 1,4 14, ПК-30 30,0 0,28 754 2,13 21, ПК-75 75,0 0,4 1539 2,91 29, t П.С, С Dc, S4, M На рис. 9.10 показаны 2, зависимости t П.С производительност QH, л/мин и насосов рабочего оборудования QН, 15 1, S4 QН диаметров 1 цилиндров стрелы Dс Dс и хода поршня 5 0,5 гидроцилиндра стрелы S 4 от Q П, Т 15 0 грузоподъемности погрузчиков QП. Рис. 9. Из графика видно, что зависимости диаметра поршня гидроцилиндра Dс и хода поршня S 4 являются нелинейными функциями. При постоянной скорости поршня гидроцилиндра стрелы V1 const функция хода поршня S 4 является аналогом функции времени подъема стрелы t П.С =f( S 4 ). По табл. 9.2 и рис. 9.10 время подъема стрелы для погрузчика ПК-75 составляет t П.С =29,1 с.

9.5. Методика аналитического решения дифференциального уравнения разгона и торможения рабочего оборудования фронтального погрузчика при ступенчатом управлении распределителем Динамика разгона и торможения рабочего оборудования фронтального погрузчика может быть исследована и рассчитана при помощи дифференциального уравнения движения, в котором используется приведенная к поршню масса рабочего оборудования:

mПРs Г С Г s K Г x.

s (9.49) Линейное неоднородное дифференциальное уравнение третьего порядка с правой частью имеет аналитические решения и описывает быстропротекающие динамические процессы. По ряду причин в прикладных дисциплинах аналитические решения уравнений типа (9.49) обычно не рассматриваются [67].

Аналитические решения таких уравнений для гидроприводов строительных машин выполнены в работе В.Н. Тарасова [58]. В последующих работах [10, 39, 48] использовались численные методы исследования уравнения на ПК.

Аналитические решения позволяют более глубоко рассмотреть физическую и механическую сущность происходящих динамических процессов в рабочем оборудовании погрузчика.

Правая часть дифференциального уравнения (9.49) представляет функцию управления и может быть различной. Режим ступенчатого включения и выключения золотника описывается уравнениями:

включение золотника х=0 при t 0 ;

x xmax при t 0 ;

(9.50) выключение золотника x xmax при t t1 ;

x 0 при t t1, (9.51) где t1 – время подъема стрелы погрузчика (время вращения стрелы).

На рис. 9.11,а представлен график ступенчатого включения и выключения золотника. Такой режим управления распределителем рабочего оборудования является идеализированным, т.к.

конкретные даже малые перемещения в механике не могут происходить мгновенно, т.е. вне времени.

а) б) Рис. 9. Наиболее общим случаем управления является случай линейного включения и выключения золотника [69] (рис. 9.11,б):

включение золотника t при 0 t t зол ;

x xmax при t t1 ;

(9.52) x xmax t зол t зол выключение золотника t при t1 t (t1 t зол ) ;

x 0 при t (t1 t зол ).

x xmax t зол (9.53) Правая часть уравнения (9.49) представляет собой закон воздействия человека-оператора на золотник распределителя.

Режим ступенчатого включения в уравнении соответствует решению дифференциального уравнения с постоянной правой частью K Г x const.

Рассмотрим два типа решения дифференциального уравнения (9.33): 1 – с нулевой правой частью, когда рабочее оборудование погрузчика совершает свободные колебания;

2 – управляемое движение рабочего оборудования, использующее уравнение (9.33) с правой частью.

Из дифференциального уравнения (9.33) третьего порядка можно путем замены s V получить дифференциальное уравнение второго порядка по переменной V скорости поршня:

m V V С V 0.

(9.54) ПР Г Г Уравнение (9.54) является дифференциальным уравнением с нулевой правой частью, т.е. является аналогом дифференциального уравнения свободных колебаний.

Приведем уравнение (9.54) к стандартной форме дифференциального уравнения свободных колебаний:

V 2nV 2V 0.

(9.55) В теории колебаний известны решения дифференциальных уравнений второго порядка [67]. Уравнение (9.55) в отличие от известных уравнений теории колебаний имеет другую физическую сущность. В уравнении параметр V – это величина скорости, колебательность которой не описывается дифференциальным уравнением;

переменная V – это быстрота изменения ускорения, т.е. резкость. В дифференциальном уравнении (9.55) n – коэффициент затухания колебаний;

– круговая частота свободных колебаний, Г ;

(9.56) 2n m ПР СГ 2, (9.57) m ПР где Г – коэффициент вязкого сопротивления.

Для практических расчетов важным является случай малых колебаний, когда круговая частота затухающих колебаний соответствует вещественному уравнению 1 2 n 2. (9.58) Для аналитического решения дифференциального уравнения (9.33) выполним деление на m ПР и после замены получим дифференциальное уравнение второго порядка, записанное относительно скорости движения поршня:

K V 2nV 2V Г x.

(9.59) m ПР Уравнение (9.59) является дифференциальным уравнением ступенчатого включения золотника с постоянной правой частью, содержит следующие зависимости:

С Г VУСТ ;

(9.60) KГ x зол СГ ;

(9.61) mПР n д, (9.62) где д – коэффициент демпфирования, д =0,1 0,6.

При ступенчатом включении золотника общее решение дифференциального уравнения (9.60) имеет вид V V1 V2 ;

(9.63) V e nt С1 cos 1t C2 sin 1t С3 ;

(9.64) V e nt С2 1 С1n cos 1t C2 n С11 sin 1t. (9.65) Начальные условия дифференциального уравнения (9.59) при ступенчатом включении золотника имеют вид: при t=0 V0 0 ;

V0 0, т.е. начальные скорость V0 и ускорение V0 равны нулю.

После включения золотника при x x зол через некоторое время t переходного процесса устанавливается постоянная скорость движения поршня в гидроцилиндре: V1 VУСТ.

В режиме ступенчатого включения золотника в решениях дифференциального уравнения (9.64), (9.65) используют постоянные коэффициенты, определяемые аналитически:

С1 V0 VУСТ ;

(9.66) V0 nС ;

(9.67) С С3 VУСТ. (9.68) После ступенчатого включения золотника в течение времени t совершенствуется затухающий переходный процесс, в котором колебания скорости и ускорения исчезают в соответствии с уравнениями (9.64), (9.65). При этом скорость приобретает установившееся значение V VУСТ, а ускорение стремится к нулю:

V 0.

Следующей технологической операцией рабочего оборудования является процесс ступенчатого выключения золотника, при котором прекращается движение рабочего оборудования и происходит процесс затухания скорости и ускорения поршня.

Дифференциальное уравнение колебаний гидромеханизма рабочего оборудования после ступенчатого выключения золотника имеет вид V 2nV 2V 0.

(9.69) Начальные условия при ступенчатом выключении золотника для дифференциального уравнения (9.69) имеют вид: при t= V V0 ;

V V0. Конечные значения V и V на первом участке динамического процесса являются начальными для второго участка выключения золотника. Решение дифференциального уравнения (9.69) при выключенном золотнике имеет вид V e nt С1 cos 1t C2 sin 1t ;

(9.70) V e nt С2 1 С1n cos 1t C2 n С11 sin 1t, (9.71) где С1, С2 – постоянные интегрирования, которые имеют вид V0 nV С1 V0 ;

. (9.72) С Аналитические решения дифференциальных уравнений движения рабочего оборудования (9.69) записаны впервые и позволили выполнить исследования влияния параметров гидропривода на качество переходных процессов при ступенчатом управлении золотником распределителя.

На рис. 9.12 показаны переходные процессы ускорения а, скорости V1 и перемещения s поршня гидромеханизма стрелы погрузчика ПК-3. На графиках показана шкала ускорения а поршня. На рис. 9.12 варьируется величина коэффициента демпфирования д. Одним из важных показателей качества переходных процессов ускорения а и скорости поршня V1 является время регулирования t p – минимальное время, по истечении которого ускорение а и скорость V1 остаются близкими к установившемуся значению с заданной точностью [69].

Представленные численные эксперименты показывают, что при коэффициенте демпфирования д =0,3 0,4 ускорение а поршня за время t p =0,3 с приобретает нулевое значение, а скорость V становится равной установившейся скорости V1 const. Из представленных результатов (см. рис. 9.12) видим, что при малом коэффициенте демпфирования гидропривод оказывается неработоспособным вследствие высокой колебательности.

На рис. 9.13 представлено влияние коэффициента жесткости C Г на качество переходных процессов ускорения а и скорости V при ступенчатом включении и выключении золотника распределителя. Из графиков видно, что с уменьшением коэффициента жесткости C Г качество переходных процессов ускорения а и скорости V1 снижается.

Таким образом, при значении коэффициента жесткости C Г 1,54 108 Н/м имеем удовлетворительное качество переходных процессов. При времени регулирования t p =0,2 0,3 с ускорение и скорость приобретают установившиеся значения: a 0 ;

V1 VУСТ.

Из графиков видно, что нижним пределом коэффициента жесткости является C Г 0,3 108 Н/м, при котором гидропривод становится неуправляемым.

д д д д д Рис. 9. На рис. 9.14 показано влияние величины установившейся скорости V1 VУСТ на качество переходных процессов. Из графиков видно, что увеличение установившейся скорости V1 не оказывает негативных последствий на качество переходных процессов управления рабочим оборудованием. Однако это не может являться поводом к безусловному увеличению скорости подъема стрелы фронтального погрузчика. Для обоснования оптимальной скорости движения поршня гидроцилиндра стрелы необходимы глубокие экономические обоснования.

Из представленных результатов видно, что увеличение скорости поршня в два раза приводит к пропорциональному увеличению ускорения а, а соответственно и сил инерции. При увеличении скорости возрастает износ уплотнений гидроцилиндров. Увеличение скорости поршня гидромеханизмов погрузчика является резервом повышения производительности погрузчика, уменьшения времени элементов технологического цикла.

На рис. 9.15 представлено влияние приведенной массы m ПР рабочего оборудования фронтального погрузчика на качество переходных процессов при ступенчатом включении и выключении золотника распределителя.

Анализ результатов показывает, что увеличение приведенной массы не приводит к ухудшению качества переходных процессов ускорения а и скорости V1 поршня гидроцилиндра стрелы фронтального погрузчика. Во всех случаях при разных приведенных массах сохраняется высокое качество переходных процессов: ускорение а стремится к нулю, скорость V1 приобретает установившееся значение в течение времени регулирования t p =0,2 0,25 с.

Для всех рассмотренных случаев можно отметить дополнительно другие показатели качества переходных процессов, к которым можно отнести: перерегулирование, частоту и число колебаний рабочего оборудования при управлении.

Перерегулирование рассматривается как максимальное отклонение переходной характеристики (ускорение, скорость) от установившегося значения величины, выраженное в относительных единицах или процентах [69]:

hmax 1 hУСТ 100, (9.73) hУСТ где hmax 1 – значение первого максимума.

Рис. 9. Рис. 9., м/с, м/с 5 4 4 а x x 3 V 2 s s t, c t, c - -1 0,2 0,5 0, 0, -2 - -3 - -4 - mПР=125000 mПР= -5 - a) б), м/с, м/с 5 а x а x 3 V 2 s V 1 2 s t, c 0 -1 t, c 0, 0,2 - -1 0,2 0, - - - -5 - mПР= - - в) mПР=, м/с г) 8 x а V 2 s t, c 0,2 0, - - - - mПР= д) Рис. 9. Формула (9.73) пригодна только для оценки переходного процесса скорости поршня. Для ускорения а установившееся значение a 0, поэтому необходимы другие оценки этого процесса. Допустимые значения перерегулирования скорости поршня V1 обычно соответствуют 10 30 %.

Частота собственных колебаний рабочего оборудования погрузчика, T где Т – период колебательного процесса Число колебаний nK переходного процесса ускорения и скорости за время регулирования t p не должны превышать nK =1, 2, а иногда 3–4. Выполненные аналитические исследования позволили установить закономерности влияния параметров гидропривода рабочего оборудования на выходные показатели и качество переходных процессов.

На рис. 9.16 для двух разных значений установившейся скорости движения поршня (1 – V1 0,1 м/с;

2 – V1 0,2 м/с) показаны зависимости ускорения приведенной массы а ПР от коэффициента демпфирования д. Для современных динамических систем достаточным коэффициентом демпфирования является д =0,3 0,4. Для сильно задемпфированных систем при д =1, ускорение а ПР 0.

д Рис. 9.16 Рис. 9. На рис. 9.17 приведены зависимости влияния коэффициента жесткости С Г на ускорение приведенной массы для двух разных значений установившейся скорости движения поршня (1 – V1 0, м/с;

2 – V1 0,2 м/с). Достаточным значением коэффициента жесткости является С Г 1,54 108 Н/м.

С увеличением приведенной массы m ПР ускорение этой массы уменьшается (рис. 9.18).

а ПР Зависимость ускорения а ПР от скорости поршня V1 является практически линейной (рис. 9.19).

аПР, м/с 0, 0, 0, 0, 1,2*106 1,6*106 2*106 2,4*106 mпр, кг Рис. 9.18 Рис. 9. 10. АНАЛИТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИКИ РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ В ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПРОЦЕССАХ ПОГРУЗЧИКА 10.1. Аналитическое исследование динамики при линейном законе управления распределителем Исследование динамики рабочего оборудования фронтальных погрузчиков при реальных законах включения золотника выполнено с использованием дифференциального уравнения K t V 2nV 2V Г x зол, (10.1) m ПР t зол СГ СV t ;

K Г Г УСТ зол ;

n д.

где m ПР x зол Аналитическое решение дифференциального уравнения (10.1) при линейном включении золотника имеет вид V e nt С1 cos 1t C2 sin 1t С3 С4t ;

(10.2) V e nt С2 1 С1n cos 1t C2 n С11 sin 1t С4, (10.3) где 1 – круговая частота затухающих колебаний, 1 2 n 2.

Начальные условия дифференциального уравнения (10.1) имеют вид: при t=0 V0 0 ;

V0 0. Постоянные интегрирования в полученных решениях определяются по выражениям:

дVУСТ V 2 V V ;

С 2 УСТ ( 2д 1) ;

С3 д УСТ ;

С 4 УСТ.

С1 t зол t зол 1t зол t зол (10.4) Операция включения золотника выполняется в течение времени t t зол. В этот период скорость и ускорение изменяются по формулам (10.2), (10.3) и происходит процесс открытия окон золотника.

После включения золотника правая часть дифференциального уравнения становится постоянной и имеет вид K V 2nV 2V Г x зол.

(10.5) m ПР Начальные условия в дифференциальном уравнении (10.5) после линейного включения золотника будут отличаться от ранее рассмотренных: при t=0 V V0 ;

V V0. Процесс движения рабочего оборудования совершается при полностью открытых окнах золотника в течение времени t t1 перемещения рабочего оборудования.

После получения требуемого перемещения рабочего оборудования выполняется технологическая операция линейного выключения золотника с использованием дифференциального уравнения t Kx V 2nV 2V Г зол 1 t. (10.6) mПР зол Постоянные величины дифференциального уравнения имеют вид СГ СV 2 ;

K Г Г УСТ ;

n Г.

x зол m ПР Начальные условия уравнения (10.6) имеют вид: при t= V V0 ;

V V0. Время выключения золотника принимаем t t зол.

Решение дифференциального уравнения (10.6) имеет вид V e nt С1 cos 1t C2 sin 1t С3 С4t ;

(10.7) V e nt С2 1 С1n cos 1t C2 n С11 sin 1t С4. (10.8) Принятым начальным условиям соответствуют полученные постоянные интегрирования V0 С1n C д ) ;

С2 ;

С1 V0 VУСТ (1 t зол д V ) ;

С4 УСТ. (10.9) С3 VУСТ (1 t зол t зол Переходный процесс рабочего оборудования при линейном выключении золотника по уравнениям (10.7), (10.8) совершается в течение времени t t зол. В момент полного закрытия окон золотника происходит процесс затухания колебаний с использованием дифференциального уравнения с нулевой правой частью:

V 2nV 2V 0.

Решение такого уравнения уже рассмотрено (9.69).

На рис. 10.1 представлены результаты исследования качества переходных процессов гидравлического рабочего оборудования погрузчика ПК-3 при линейном законе управления золотником распределителя путем варьирования времени включения и выключения золотника t зол var. Из рис. 10.1,а видно, что при времени включения золотника t 0,05 с переходные процессы зол ускорения а и скорости V1 мало отличаются от переходных процессов при ступенчатом управлении (см. рис. 9.12).

x, м/с, м/с2 x V 2 V 1 a a t, c 0 t, c 0,1 0,2 0,3 0,4 0, - 0,1 0,2 0,3 0,4 0, - - -3 - tзол=0,10 c - tзол=0,05 c a) б) x 2 x, м/с, м/с V V 1 a a t, c t, c 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0, - 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0, -1 tзол=0,20 c tзол=0,15 c г) в) x, м/с V a t, c 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0, - tзол=0,25 c д) Рис. 10. Увеличение времени включения золотника t приводит к зол уменьшению ускорения поршня. При максимальном значении времени включения золотника t 0,25 с ускорение а снизилось зол до а=0,8 м/ c, при этом практически исчезло перерегулирование скорости V1. Поэтому возникает важный вывод о том, что увеличение времени включения золотника, т.е. плавное неступенчатое регулирование, является резервом повышения качества переходных процессов фронтальных погрузчиков. Другим важным выводом, вытекающим из представленных результатов исследования, является вывод о том, что при времени включения золотника t зол 0,2 с время регулирования t p практически совпадает с временем линейного включения золотника t p = t. Это зол означает, что в случае, когда t p = t зол, после включения золотника ускорение a 0, а скорость V1 приобретает установив аПР, м/с шееся значение V1 VУСТ.

На рис. 10.2 показаны зависимости ускорения a ПР приведенной массы от времени открытия проходных окон золотника t, кривая 1 зол соответствует скорости поршня V1 =0,1 м/с, кривая 2 – скорости поршня V1 =0,2 м/с.

0,05 0,1 0,15 0,2 tзол, с Рис. 10. 10.2. Исследование качества переходных процессов гидравлического рабочего оборудования фронтального супертяжелого погрузчика ПК- Исследования приведения масс рабочего оборудования для типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков показали, что приведенные массы тяжелых погрузчиков имеют громадные величины, составляющие тысячи тонн. Поэтому целесообразно установить влияние приведенных масс на качество переходных процессов ускорения и скорости штока гидромеханизма тяжелого фронтального погрузчика.

На рис. 10.3 показаны переходные процессы ускорения и скорости поршня ПК-75 при разных приведенных массах.

Приведенные массы варьировались в реальном диапазоне изменения. При номинальной грузоподъемности погрузчика ПК- с грузом в ковше приведенная масса составляет m ПР =2400000 кг в горизонтальном положении стрелы. Приведенная масса с грузом в ковше в транспортном положении m ПР =1313000 кг.

Переходные процессы на рис. 10.3, выполненные при разных приведенных массах, в указанном диапазоне позволяют сделать важные выводы. Изменение приведенной массы практически не влияет на качественные показатели переходных процессов ускорения и скорости гидромеханизмов рабочего оборудования.

a, м/с2 a, м/с 0,5 0, a a 0,4 0, 0,3 0, 0,2 0, V1 V 0,1 0, t,с t,с 0 2 2, 1,0 1,0 2 2, -0,1 -0, -0,2 -0, -0,3 -0, -0,4 -0, -0,5 -0, -0,6 -0, mПР=1313000 КГ mПР=1500000 КГ а) б) a, м/с2 a, м/с 0,5 a 0,4 a 0,4 0, 0, 0, 0,2 V V1 0, 0, t,с t,с 0 1,0 2 2,5 1,0 2 2, -0,1 -0, -0,2 -0, -0, -0, -0, -0, -0, -0,6 -0, mПР=1700000 КГ mПР=2100000 КГ в) г) a, м/с 0,4 a 0, 0, V 0, t,с 1,0 2 2, -0, -0, -0, -0, -0, mПР=2400000 КГ д) Рис. 10. Из графиков видно, что первая амплитуда ускорения а уменьшается при увеличении массы практически обратно пропорционально изменению приведенной массы.

При этом переходный процесс изменения скорости поршня не зависит от изменения приведенной массы в заданном диапазоне.

Частота колебаний ускорений поршня при минимальной приведенной массе составляет для погрузчика ПК- 2 =9,448 рад/с, T 0, где Т – период колебаний ускорения, Т=0,665 с.

Для максимальной приведенной массы частота колебаний ускорения поршня составляет 2 =7,02 рад/с.

T 0, Таким образом, при увеличении приведенной массы mпр погрузчика ПК-75 в 1,82 раза период колебаний Т увеличивается в 1,35 раза, соответственно уменьшается частота колебаний.

Абсолютное время t p регулирования переходных процессов для погрузчика ПК-75 составляет t p =1,0 с при mпр =1313000 кг;

и t p =1,25 с при mпр = =2400000 кг. Разгон громадной приведенной массы рабочего оборудования тяжелого погрузчика ПК-75 нельзя осуществить за десятые доли секунды, как это происходит у погрузчиков малой и средней грузоподъемности. Поэтому путем плавного включения золотника происходит разгон рабочего оборудования тяжелых погрузчиков при малых величинах ускорений поршня при достаточно больших значениях времени.

10.3. Конструкции позиционных и следящих систем управления гидромеханизмами фронтальных погрузчиков Управление рабочим оборудованием погрузчика при копании грунта и черпании материала требует от оператора высокого физического напряжения в связи с необходимостью выполнения различных операций по управлению машиной.

Точность управления рабочими органами машин при копании грунта относительно невелика, т.к. визуальное наблюдение за положением рабочего органа обычно затруднено. Стремление к получению удовлетворительной точности управления накладывает ограничение на величину скорости вертикального перемещения рабочего органа. В обычной системе управления затрудняется регулирование скорости движения рабочего органа при копании грунта. Отмеченные недостатки можно значительно уменьшить применением следящих приводов управления.

Главным конструктивным признаком следящей системы является наличие обратной связи между механизмами перемещения рабочего органа и рукояткой управления. Несмотря на большое число исследований по следящим приводам, выполненных в общем машиностроении, их результаты не всегда применимы к следящим приводам рабочего оборудования погрузчика. Применение следящих систем для управления рабочими органами машин представляет собой самостоятельную научную и техническую проблему. На фронтальных погрузчиках часто применяют устройства, обеспечивающие позиционирование положения стрелы на регулируемой высоте разгрузки ковша в транспорт.

Позиционирование может быть полезно при транспортировании загруженного ковша, а также при копании и черпании.

Важными операциями рабочего процесса фронтального погрузчика являются подъем рабочего оборудования с груженым ковшом и опускание порожнего ковша.

Заключительным этапом процессов подъема и опускания является торможение рабочего оборудования в верхнем и нижнем положениях, от характера которого зависит нагруженность элементов рабочего оборудования и гидропривода. Торможение рабочего органа в верхнем положении при обычном управлении осуществляется упором поршня в крышку гидроцилиндра или перекрытием проходных окон золотника.

Как показали исследования фронтальных погрузчиков, в реальных условиях при упоре поршня в крышку гидроцилиндра резко повышается давление рабочей жидкости до срабатывания предохранительного клапана и возникают колебания машины, возбуждаемые инерционным воздействием рабочего оборудования.

Независимо от веса груза в ковше в конце подъема возникает максимальное давление рабочей жидкости, приводящее к нежелательным перегрузкам гидросистемы. При ручном управлении оператор не способен одновременно сочетать требования высокой точности управления и плавности торможения, т.к. эти условия оказываются противоречивыми.

На рис. 10.4 показана система позиционирования рабочего оборудования фронтального погрузчика, позволяющая производить плавное торможение и точные остановки рабочего оборудования в нижнем и верхнем положениях по а. с. № 372167, разработанному В.Н. Тарасовым и С.В. Абрамовым.

Рис. 10. Такую систему управления можно условно назвать позиционной системой в отличие от следящей, обеспечивающей позиционность на всем диапазоне перемещения стрелы. Данная система может применяться на машинах без изменения существующих гидросистем рабочего оборудования.

При перемещении рычага управления 10 вправо до нижнего упора 9 золотник перемещается вниз и полностью открывает окна распределителя 11. Рабочая жидкость от насоса поступает в поршневые полости гидроцилиндров подъема стрелы, а из штоковых полостей сливается в бак. С этого момента начинается подъем стрелы.

При достижении необходимой высоты стрелы палец 3, закрепленный на стреле, подходит к концу прорези и, преодолевая усилие пружины 7, начинает поворачивать полудиск 4 в направлении часовой стрелки.

При помощи тяги 5 поворачивается коленчатый рычаг 8 и перемещается вверх левый конец рычага 10 относительно нижней 9, опоры перекрывающий перепускные окна золотника распределителя. При полном перекрытии окон распределителя движение стрелы прекращается. Таким образом, включение данной системы осуществляется вручную, а выключение происходит автоматически при помощи жесткой обратной связи.

На рис. 10.5 показан пример конструкции следящей системы управления по а. с. № 294914.

Рис. 10. Для подъема стрелы в заданное верхнее положение необходимо установить рукоятку 9 в положение В.

При этом сектор рукояти повернется и переместит вниз корпус 8, а в результате деформирования пружин 6, 7 при помощи стержня переместит до упора вниз золотник распределителя, выполнив полное открытие проходных окон золотника.

Рабочая жидкость от насоса начинает поступать в поршневые полости силовых гидроцилиндров, в результате чего стрела поднимается вверх. При подъеме стрелы кронштейн 2 и шток обеспечивают подъем корпуса распределителя вверх, однако предварительно сжатые пружины 6, 7 обеспечивают прижатие нижнего торца золотника к корпусу распределителя и сохраняют открытыми окна золотника распределителя. При дальнейшем опускании корпуса золотник приходит в неподвижное состояние, а корпус продолжает опускаться, обеспечивая перекрытие проходных окон золотника. Следящий привод обеспечивает точное перемещение стрелы в заданное положение. Аналогично механизм работает при отслеживании положений рабочего оборудования внизу в любом промежуточном положении.

Следящая система управления рабочим оборудованием по а. с.

№424950 работает следующим образом (рис. 10.6).

Рис. 10. Следящая система имеет гидравлическую жесткую обратную связь, выполненную при помощи гидроцилиндров 19 и 16.

Суммирующий механизм состоит из двух реек 13 и 15 и шестерни 14, ось которой соединена с пружиной 9 и качающимся рычагом 8, на котором закреплен подвижный электрический контакт 6. Левая рейка 15 при помощи механизмов обратной связи соединена с механизмами вертикального перемещения рабочего оборудования.

Правая рейка 13 соединена с рукоятью управления 10. При помощи электромагнитов 2 и 3 обеспечивается возвратно-поступательное перемещение золотника 1. При отпущенной рукоятке управления пружина 9, имеющая предварительный натяг, устанавливает подвижный контакт 6 между неподвижными контактами 5, 7. В этом случае катушки электромагнитов обесточены и золотник 1 находится в запертом положении, обеспечивая проточную разгрузку насоса. Для подъема рабочего оборудования рукоять управления 10 перемещается вверх. В этот момент рейка 15 неподвижна, т. к. соединенные с ней механизмы обратной связи и рабочее оборудование не перемещаются.

Поворотом рукояти управления 10 рейка 13 приводится в движение и перемещает вниз шестерню 14, которая, обкатываясь по неподвижной шестерне 15, осуществляет при помощи рычага 8 замыкание контактов 6 и 7. Катушка 3 получает питание и осуществляет включение золотника 1 вверх. Начинается подъем рабочего оборудования и происходит воздействие механизмов обратной связи через рейку 15, шестерню 14 на рычаг 8 и подвижный контакт 6. В момент прекращения движения рукояти рейка 13 останавливается, а рейка 15 продолжает движение в противоположном направлении, при помощи обратной связи перемещает вверх шестерню 14, размыкает контакты 6, 7 и обесточивает катушку 3. Положение рабочего оборудования по высоте определяется по шкале указателя 11.

Аналогично система работает при опускании рабочего оборудования.

Следящие системы управления подобного типа при использовании на погрузчиках не требуют изменения существующих гидросистем рабочего оборудования. Точность управления значительно увеличивается, появляется возможность при копании грунта и черпании материала осуществлять плавное выглубление рабочего органа в соответствии с тяговыми возможностями погрузчика.

10.4. Частотные характеристики и устойчивость поршневых исполнительных гидромеханизмов рабочего оборудования фронтальных погрузчиков Частотные характеристики позволяют выявить динамические свойства исследуемого объекта и установить характер переходных процессов, вызванных входными воздействиями. Частотные характеристики механизма рассмотрим по перемещению штока s гидромеханизма стрелы погрузчика.

Передаточную функцию гидромеханизма по перемещению штока можно получить из уравнения (9.37) s K. (10.10) Ws ( p ) x p(T22Г p 2 T1Г р 1) Из полученного выражения видно, что реальный поршневой гидромеханизм рабочего оборудования погрузчика представляет собой последовательное соединение идеального интегрирующего и колебательного звеньев. Из выражения (10.10) можно получить выражение амплитудно-фазовой характеристики KT1Г Ws (i) U () iV () 2 4 T1Г ( T22Г 3 ) K ( T22Г 3 ). (10.11) i 2 T1Г ( T22Г 3 ) Выражение амплитудно-частотной характеристики поршневого гидромеханизма имеет вид K As () U 2 () V 2 () (10.12).

T12 4 ( T22Г 3 ) Г Используя полученное выражение, запишем аналитическое выражение логарифмической частотной характеристики 2.

Als 20 lg K 10 lg T12 4 T2 Г (10.13) Г Амплитудно-частотная характеристика обычно дополняется фазочастотной характеристикой T22Г. (10.14) arctg T1Г При частоте изменения входной координаты гидромеханизма, стремящейся к нулю 0, амплитуда изменения выходной координаты стремится к бесконечности As (). Рассмотренное явление свойственно интегрирующим звеньям системы управления.

Уравнение движения поршневого гидромеханизма, охваченного обратной связью, имеет вид T22Г s T1Г s K ( X K o.c s ), s (10.15) где K o.c – коэффициент обратной связи.

Выполнив преобразование Лапласа при нулевых начальных условиях для поршневого гидромеханизма с обратной связью, определим передаточную функцию по перемещению штока:

s K. (10.16) Ws ( p ) x T2 Г p 3 T1 Г p 2 p K K o.c В результате преобразований выражения (10.16) получим аналитическое выражение амплитудно-фазовой характеристики гидромеханизма по перемещению штока:

K ( K K o.c T1Г 2 ) Ws (i) U s () iVs () ( T22Г 3 ) ( K K o.c T1Г ) K ( T22Г 3 ). (10.17) i ( T22Г 3 ) ( K K o.c T1Г ) Выражение амплитудно-частотной характеристики поршневого гидромеханизма с обратной связью будет K As () U s2 () Vs2 (). (10.18) ( K K o.c T1Г 2 ) 2 ( T22Г 3 ) Из выражений (10.17) и (10.18) частотных характеристик гидромеханизма с обратной связью можно получить выражения (10.11) и (10.12) частотных характеристик гидромеханизма без обратной связи, принимая K o.c =0. Логарифмическую амплитудно частотную характеристику гидромеханизма можно получить из выражения (10.18) Als 20 lg K 10 lg(( K K o.c T1Г 2 ) 2 ( T22Г 3 ) 2 ). (10.19) Фазочастотная характеристика гидромеханизма с обратной связью имеет вид T22Г. (10.20) s () arctg K K o.c T1Г На рис. 10.7 построены частотные характеристики гидромеханизма погрузчика при разных значениях коэффициента обратной связи: 1 – K o.c =0,1;

2 – K o.c =0,3;

3 – K o.c =0,45.

а) б) Рис. 10. Поршневой гидромеханизм с обратной связью не является типовым динамическим звеном, а наряду с апериодическими свойствами обладает и некоторыми свойствами колебательного звена. Причем при увеличении коэффициента обратной связи колебательные свойства гидромеханизма увеличиваются.

Частотные характеристики показывают, что амплитуда перемещения штока имеет максимальное значение при 0 и стремится к бесконечности As () при K o.c 0. Поршневой гидромеханизм с обратной связью имеет определенные значения амплитуды выходной координаты, соответствующие входным перемещениям золотника.

10.5. Методика расчета давлений в гидроцилиндрах стрелы и оценка эффективности снижения давлений энергосберегающим гидроприводом Нагруженность гидромеханизма стрелы фронтального погрузчика имеет три основные составляющие:

– статическое нагружение силами тяжести элементов рабочего оборудования и силой тяжести груза в ковше;

– динамические нагрузки, возникающие в момент включения золотника распределителя, когда происходят переходные процессы разгона приведенных масс рабочего оборудования из состояния покоя в состояние установившегося движения;

– динамические нагрузки в гидроцилиндрах стрелы на транспортном режиме при движении погрузчика по неровностям опорной поверхности.

Оценку статической напряженности работы гидроцилиндров рабочего оборудования погрузчиков традиционного исполнения и с энергосберегающим гидроприводом можно выполнить по давлению в гидролиниях подъема стрелы по формуле mK gyK mГР gy ГР mСТР gyСТР m p gy p Th. (10.21) pс Dс Dс 2 2 4 h4 4 h Формула (10.21) удобна для оценки статических характеристик погрузчиков. Для оценки динамических характеристик введем в уравнение (10.21) силы инерции приведенной массы. При этом вторую часть уравнения (10.21) можно представить как долю уменьшения давления в гидроцилиндрах стрелы, обеспечиваемую энергосберегающим гидроцилиндром, тогда D 2h mK gyK mГР gy ГР mСТР gyСТР m p gy p m ПР a ПР.(10.

pс p Dс Dс 2 Dс h 2 2 4 h4 22) В выражениях (10.21), (10.22) используются следующие величины: р – давление в газовом баллоне энергосберегающей пневмогидросистемы;

Dс, D – соответственно диаметры основных гидроцилиндров стрелы и энергосберегающего гидроцилиндра;

h4, h – плечи основных гидроцилиндров и энергосберегающего гидроцилиндра;

m K, m ГР, mСТР, mР – массы ковша, грунта в ковше, стрелы, рычагов;

m ПР – приведенная масса рабочего оборудования погрузчика;

a ПР – ускорение приведенной массы;

y K, y ГР, yСТР, y Р – плечи сил тяжести ковша, груза в ковше, стрелы, рычагов;

g – вес единицы массы рабочего оборудования, g =9, Н/кг.

В формуле (10.21) Т – сила в энергосберегающем D пневмогидроцилиндре, определяемая по формуле T p.

Формула (10.22) позволяет оценить статическую составляющую от сил тяжести рабочего оборудования и груза в ковше, динамическую добавку к давлению при разгоне стрелы и величину энергосберегающей составляющей, обеспечивающей снижение нагруженности основных гидроцилиндров стрелы.

В табл. 10.1–10.2 приводятся сравнения статических и динамических давлений в гидроцилиндрах стрелы, находящейся в транспортном положении, для погрузчиков традиционного исполнения и с энергосберегающим приводом.

Таблица 10. Сравнительная оценка статических давлений в гидроцилиндрах стрелы в транспортном положении стрелы для погрузчиков традиционного исполнения и с энергосберегающим гидроприводом Давление в гидроцилиндрах стрелы рс, МПа Давление Уменьшение давления традиционное Погрузч исполнение энергосберегающий в газовом в гидроцилиндрах гидропривод ик стрелы с грузом в баллоне c грузом ковше, % р, МПа c грузом без груза без груза 1 2 3 4 5,100830 4, ПК-2 10 15, 1,538417 0, 6,051947 4, ПК-3 10 19, 1,567365 0, 13,810488 9, ПК-4 12 28, 6,016023 2, 9,636210 6, ПК- 10 30, (ТО-27) 4,161867 1, 12,369577 8, ПК- 14 33, (ТО-40) 5,985329 1, Окончание табл. 10. 1 2 3 4 11,362208 7, ПК-15 15 37, 5,233098 0, 16,711587 10, ПК-30 15 39, 7,054083 0, 14,646708 10, ПК-75 15 29, 6,255836 1, Таблица 10. Сравнительная оценка динамических давлений в гидроцилиндрах в транспортном положении стрелы для погрузчиков традиционного исполнения и с энергосберегающим гидроприводом Давление в гидроцилиндрах стрелы при разгоне рс, МПа Давление Уменьшение давления традиционное Погрузч исполнение энергосберегающий в газовом в гидроцилиндрах гидропривод ик стрелы с грузом в баллоне c грузом ковше, % р, МПа c грузом без груза без груза 8,214030 7, ПК-2 10 9, 4,651617 3, 9,247542 8, ПК-3 10 12, 4,762960 3, 22,346875 18, ПК- 12 17, 14,552410 10, (В 138С) 14,189379 11, ПК- 10 20, (ТО-27) 8,715036 5, 17,604902 13, ПК- 14 23, (ТО-40) 11,220653 7, 16,699923 12, ПК-15 15 25, 10,570814 6, 22,601592 15, ПК-30 15 29, 12,944087 6, 17,394362 13, ПК-75 15 24, 9,003489 4, В табл. 10.3–10.4 приводятся сравнения статических и динамических давлений в гидроцилиндрах стрелы, находящейся в горизонтальном положении, для погрузчиков традиционного исполнения и с энергосберегающим приводом.

Таблица 10. Сравнительная оценка статических давлений в гидроцилиндрах при горизонтальном положении стрелы для погрузчиков традиционного исполнения и с энергосберегающим гидроприводом Давление в г/ц стрелы рс, МПа Давление Уменьшение давления традиционное Погрузч исполнение энергосберегающий в газовом в гидроцилиндрах гидропривод ик стрелы с грузом в баллоне c грузом ковше, % р, МПа c грузом без груза без груза 6,109931 4, ПК-2 10 26, 1,661557 0, 9,118278 6, ПК-3 10 27, 2,313464 0, ПК-4 13,493352 8, 5,761064 0,961064 12 35, (В 138С) 13,397002 9, ПК- 10 28, (ТО-27) 5,649849 1, 15,670053 10, ПК- 14 34, (ТО-40) 7,158545 1, 14,964203 9, ПК-15 15 35, 6,720372 1, 22,582788 15, ПК-30 15 26, 9,842498 2, 22,627381 17, ПК-75 15 23, 9,732293 4, Таблица 10. Сравнительная оценка динамических давлений в гидроцилиндрах при горизонтальном положении стрелы для погрузчиков традиционного исполнения и с энергосберегающим гидроприводом Давление в гидроцилиндрах стрелы при разгоне рс, МПа Давление Уменьшение давления традиционное Погрузч исполнение энергосберегающий в газовом в гидроцилиндрах гидропривод ик стрелы с грузом в баллоне c грузом ковше, % р, МПа c грузом без груза без груза 1 2 3 4 9,230253 7, ПК-2 10 17, 4,781879 3, Окончание табл. 10. 1 2 3 4 14,075547 11, ПК-3 10 18, 7,270733 4, ПК-4 20,672427 15, 12,9401383 8,140138 12 23, (В 138С) 19,890583 16, ПК- 10 19, (ТО-27) 12,143431 8, 23,588961 18, ПК- 14 22, (ТО-40) 15,077454 9, 21,539766 16, ПК-15 15 24, 13,295935 8, 32,146349 24, ПК-30 15 22, 19,406059 12, 27,709214 22, ПК-75 15 19, 14,814126 9, В табл. 10.5 – 10.6 приводятся сравнения статических и динамических давлений в гидроцилиндрах стрелы, находящейся в верхнем положении, для погрузчиков традиционного исполнения и с энергосберегающим приводом.

Таблица 10. Сравнительная оценка статических давлений в гидроцилиндрах в верхнем положении стрелы для погрузчиков традиционного исполнения и с энергосберегающим гидроприводом Давление в г/ц стрелы рс, МПа Давление Уменьшение давления традиционное Погрузч исполнение энергосберегающий в газовом в гидроцилиндрах гидропривод ик стрелы с грузом в баллоне c грузом ковше, % р, МПа c грузом без груза без груза 7,490236 4, ПК-2 10 34, 1,857662 0, 13,931352 10, ПК-3 10 27, 3,210459 0, ПК-4 17,394666 11, 7,252875 1,310383 12 34, (В 138С) 18,231039 12, ПК- 10 32, (ТО-27) 7,413173 1, 21,586666 14, ПК- 14 31, (ТО-40) 9,940655 3, Окончание табл. 10. 1 2 3 4 18,851933 12, ПК-15 15 33, 8,218965 1, 30,116272 22, ПК-30 15 26, 11,534792 3, 29, 22, ПК-75 15 22, 11, 4, Таблица 10. Сравнительная оценка динамических давлений в гидроцилиндрах в верхнем положении стрелы для погрузчиков традиционного исполнения и с энергосберегающим гидроприводом Давление в гидроцилиндрах стрелы при разгоне рс, МПа Давление Уменьшение давления традиционное Погрузч исполнение энергосберегающий в газовом в гидроцилиндрах гидропривод ик стрелы с грузом в баллоне c грузом ковше, % р, МПа c грузом без груза без груза 16,050977 13, ПК-2 10 16, 10,418403 7, 17,075644 13, ПК-3 10 22, 6,354751 2, ПК-4 20,214387 14, 10,072596 4,130104 12 30, (В 138С) 29,367480 23, ПК- 10 20, (ТО-27) 11,692559 5, 24,923811 18, ПК- 14 27, (ТО-40) 13,277789 6, 21,060613 14, ПК-15 15 30, 10,427646 4, 32,098074 24, ПК-30 15 24, 13,516594 5, 31,236095 24, ПК-75 15 21, 13,737046 7, 10.6. Методика аналитического исследования динамических давлений в гидроцилиндрах стрелы при движении погрузчика по неровностям опорной поверхности Производительность фронтальных погрузчиков зависит от пара метров разрабатываемой среды и поверхности движения. Понятие внешняя среда содержит климатические и дорожные условия.

Рассмотрим более подробно дорожные условия, являющиеся в определенной мере результатом деятельности человека.

Неровности опорной поверхности на строительной площадке или карьере являются источником колебаний, которые возбуждают динамические нагрузки в гидроцилиндрах рабочего оборудования.

Динамические нагрузки от неровностей опорной поверхности снижают производительность погрузчика и ресурс работы машины.

В теории трактора [33] для оценки влияния геометрических свойств поверхности грунтов учитывают микропрофиль поверхности, который вызывает колебательные процессы, приводящие к ухудшению условий работы водителя, увеличению нагруженности деталей и узлов, снижению скорости движения машины и производительности. Микропрофиль грунта принято представлять в виде гармонических функций, например синусоидальных или косинусоидальных [27, 33].

В монографии предложен метод динамического расчета параметров гидравлического рабочего оборудования при взаимодействии колес погрузчика с единичными неровностями опорной поверхности.

Метод расчета основан на использовании дифференциального уравнения рабочего оборудования погрузчика V 2nV 2V 0, (10.23) где V – скорость относительных колебаний поршня в CГ гидроцилиндре;

– круговая частота колебаний, ;

n– mПР коэффициент затухания колебаний рабочего оборудовании, n д ;

д – коэффициент демпфирования колебаний, д =0,1 6.

Решение дифференциального уравнения (10.23) получено в виде V e nt С1 cos 1t C2 sin 1t ;

(10.24) V e nt С2 1 С1n cos 1t C2 n С11 sin 1t, (10.25) где 1 – круговая частота затухающих колебаний, 1 2 n 2.

Постоянные интегрирования С1, С2 в уравнениях (10.24), (10.25) получены с использованием начальных условий: при t= V V0 ;

V0 0. (10.26) nV Для условий (10.26) С1 V0 ;

С 2.

Условие (10.26) можно использовать в качестве исходного задания при создании конструкции единичной неровности на опорной поверхности. Неровность опорной поверхности, удовлетворяющая ус ловию (10.26), является линейным выступом (рис. 10.8). При движении погрузчика с постоянной скоростью Vд в момент подхода к началу выступа – точке О – центр контакта колеса и Рис. 10.8 передний мост погрузчи ка начинают подниматься вверх с постоянной скоростью Vz, определяемой по формуле hmax, Vz Vд tg Vд ymax где Vд – скорость движения погрузчика;

Vz – вертикальная скорость подъема переднего моста погрузчика при движении по линейному выступу;

hmax, y max – катеты линейного выступа.

При этом Vz const, а ускорение a z 0. При выборе длины выступа y max необходимо принять во внимание условие соотношения длины контакта l Ш шины с опорной поверхностью и длины выступа y max l Ш. Величина предельной скорости движения погрузчика по таким неровностям ограничивается величиной динамического давления в гидроцилиндрах стрелы, возникающего при наезде на препятствие.

Максимальное давление в гидроцилиндрах стрелы при движении должно удовлетворять условию pС.Н pC.СT pС. ДИН, (10.27) где pС. Н – номинальное давление в гидроцилиндрах стрелы;

pC.СT – статическое давление в гидроцилиндрах стрелы для груженого ковша;

pС. ДИН – динамическое давление в гидроцилиндрах стрелы при движении по неровности.

Полным аналогом выступа, представленного на рис. 10.8, является линейный уступ (рис. 10.9). Положительными достоинствами предложенных линейных воздействий в виде выступа (см. рис. 10.8) и уступа (см. рис. 10.9) является идеальная математическая чистота воздействия, создающего постоянную скорость воздействия на объект вверх или вниз при отсутствии вертикальных ускорений. Этим свойством не обладают известные неровности, задаваемые в теории Рис.10. трактора и автомобиля.

При въезде переднего моста погрузчика на ли нейную неровность остов погрузчика начинает поворачиваться в вертикальной плоскости Oyz с постоянной угловой скоростью (рис.

10.10), определяемой по формуле [67] Vz Vд tg, (10.28) x L L где L – база погрузчика.

z1 z y О max y О ymax Рис. 10. Особенность уравнения (10.28) состоит в том, что угловая скорость x остается постоянной в течение времени движения y max колеса по неровности, определяемого по формуле t1.

Vд Известно положение о том, что угловые характеристики тела при плоском движении не зависят от выбора полюса на этом теле.

Поэтому, приняв за полюс точку крепления стрелы на портале, определим скорость движения поршня в гидроцилиндре стрелы, вызванную линейным воздействием выступа:

V 1 VГЦC x h4, где h4 – плечо гидроцилиндра стрелы;

V 1 – скорость поршня гидроцилиндров стрелы.

Полученная скорость является начальным условием, возбуждающим колебания рабочего оборудования по дифференциальному уравнению (10.23).

Начальное условие колебательного процесса рабочего оборудования погрузчика имеет вид: при t=0 V0 VПГЦ x h4 ;

V0 0.

Следовательно, математически моделируя в дифференциальном уравнении (10.23) возбуждающее воздействие по скорости V0 V1, можно возбуждать переходные процессы (рис.

10.11 – 10.13) затухания этой скорости движения в гидроцилиндре.

Процесс затухания скорости V1 движения поршня сопровождается появлением ускорения поршня и его затуханием. Максимум пика ускорения amax позволяет определить максимальную силу инерции ФГЦС от приведенной к поршню массы рабочего оборудования:

ФГЦС m ПР amax, где ФГЦС – сила инерции поршня гидроцилиндра стрелы;

amax – величина пика ускорения силы инерции приведенной массы рабочего оборудования, возбужденная линейной неровностью.

Полученная сила инерции поршня ФГЦС позволяет определить динамическое давление в гидросистеме, вызванное единичным линейным выступом:

ФГЦС.

pд Dc 2 На рис. 10.11 приведены для примера переходные процессы, возбуждаемые в гидроприводе стрелы погрузчика ПК-3. При движении погрузчика ПК-3 на транспортном режиме с грузом в ковше ( m ПР = =78432 кг) для стрелы внизу со скоростью Vд =0,5 м/с возникает пик ускорения amax =0,475 м/ с 2 (рис. 10.11,а). При движении со скоростью Vд =3 м/с для стрелы внизу пик ускорения составляет amax = =2,8 м/ с 2 (рис. 10.11,б). При движении с поднятой стрелой при скорости Vд =0,5 м/с пик ускорения составляет amax =0,06 м/ с 2 (рис.

10.11,в), а при движении со скоростью Vд =3 м/с amax =0,375 м/ с (рис.10.11,г).

Рис. 10. Рассмотрим результаты, полученные для погрузчика ПК-15 на транспортном режиме (стрела внизу), для скоростей движения погрузчика Vд =0,5 м/с (рис. 10.12,а) и Vд =3 м/с (рис. 10.12,б).

Для погрузчика ПК-15 со стрелой, поднятой в верхнее предельное положение, имеем пики ускорения, для скоростей Vд =0,5 м/с и Vд =3 м/с имеем соответственно a max =0,055 м/ с 2 ;

a max =0,33 м/ с 2 (рис. 10.12,б,в,г).

Аналогичные результаты получены для супертяжелого погрузчика ПК-75 на транспортном режиме движения со стрелой внизу (рис. 10.13,а,б) и с поднятой стрелой (рис. 10.13,в,г) при скоростях движения Vд =0,5 м/с и Vд =3 м/с.

В рассмотренных случаях возбуждения переходных процессов рабочего оборудования (см. рис. 10.11, 10.12, 10.13) использованы разные параметры линейного выступа (табл. 10.7).


Рис. 10. Таблица 10. Параметры линейной неровности для погрузчиков Высота линейного Длина линейного Тип погрузчика выступа y max, м выступа hmax, м ПК-3 0,10 0, ПК-15 0,15 1, ПК-75 0,20 1, На рис. 10.14 – 10.16 показаны зависимости динамических давлений в гидроцилиндрах стрелы для рассматриваемых трех типов погрузчиков ПК-3 (рис. 10.14), ПК-15 (рис. 10.15) и ПК- (рис. 10.16). Три кривые на этих рисунках соответствуют разным положениям стрелы: 1 – кривая для стрелы внизу в транспортном положении;

2 – для горизонтального положения стрелы;

3 – для верхнего предельного положения стрелы.

Рис. 10. Pд, МПа 3 2,5 Vд, м/с 0 0,5 1,5 Рис. 10.14 Рис. 10. Полученные зависимости позволяют, используя уравнение номинального давления гидросистемы рC рС.CТ рд, определить допустимую скорость движения погрузчика, удовлетворяющую условию рC р НОМ. Графики рис.10.14–10.16 позволяют сделать важные выводы. Для погрузчика средней грузоподъемности ПК- статическое давление гидросистемы составляет рС.CТ =6,05 МПа, поэтому допустимая скорость движения при соблюдении условия (10.27) может составить Vд =1,5 2 м/с. При этом коэффициент динамичности процесса примерно равен K д =2, в результате давление в гидроцилиндрах стрелы практически удваивается, но не превышает номинального расчетного значения. Из графиков рис.

10.14–10.16 видно, что погрузчики тяжелые и супертяжелые менее чувствительны к неровностям, заданным в табл. 10.7.

Полученные результаты свидетельствуют о необходимости создания устройств для фронтального погрузчика, снижающих динамические давления в гидроцилиндрах стрелы при движении погрузчика по неровной опорной поверхности.

Рис. 10. 10.7. Устройство защиты гидропривода фронтального погрузчика при движении по неровностям опорной поверхности На рис.10.17,а,б показан наезд на неровность фронтального погрузчика с максимально поднятой стрелой и со стрелой в горизонтальном положении.

б) а) Рис. 10. В обоих случаях ковш загружен материалом и фронтальный погрузчик движется на максимальной транспортной скорости Vд VдТ max.

На рис. 10.18 представлена гидросистема защиты рабочего оборудования погрузчика с двумя гидроцилиндрами стрелы и одним уравновешивающим пневмоцилиндром.

Рис. 10. Устройство защиты гидропривода фронтального погрузчика содержит колесный тягач 1, рабочее оборудование 2, гидроцилиндры подъема стрелы 3, уравновешивающий пневмогидроцилиндр 4, газовый баллон 5, гидроамортизатор 6, обратный клапан 7, регулируемый дроссель 8, клапан «ИЛИ» 9, гидронасос 10, распределитель 11, гидробак 12. Сущность способа защиты гидропривода фронтального погрузчика от внешних воздействий состоит в расширении функциональных возможностей системы на разных режимах работы фронтального погрузчика.

Помимо основных функций подъема, опускания рабочего оборудования гидропривод обеспечивает возможность гашения колебаний поршня в гидроцилиндре при запертых окнах распределителя, а также позволяет гасить колебания при подъеме стрелы с грузом в начальный момент разгона при открытых окнах распределителя.

Сущность работы устройства в режиме подъема после наполнения ковша материалом состоит в выполнении операции разгона рабочего оборудования из неподвижного состояния в режим равномерного подъема груза, при котором возникают большие силы инерции и повышается давление рабочей жидкости в поршневых полостях гидроцилиндров стрелы, в результате чего осуществляется сброс небольшого объема рабочей жидкости в гидроамортизатор.

Для подъема ковша погрузчика после заполнения его материалом осуществляют включение золотника распределителя вниз. Рабочую жидкость от гидронасоса 10 подают в поршневые полости гидроцилиндров 3 стрелы. Начало подъема рабочего оборудования сопровождается появлением значительных сил инерции рабочего оборудования и увеличением давления в поршневых полостях гидроцилиндров стрелы. В результате чего часть жидкости сбрасывается через обратный клапан 7 в гидроамортизатор 6. После разгона рабочего оборудования и установления постоянной скорости поворота стрелы давление в рабочих полостях гидроцилиндров 3 стрелы снижается и рабочая жидкость из гидроамортизатора 6 через регулируемый дроссель возвращается в поршневые полости гидроцилиндров 3 стрелы.

Таким образом, в процессе подъема, опускания поршень обеспечивает гашение колебаний при открытых окнах распределителя.

Предложенная гидросистема на транспортном режиме работает следующим образом. Движение фронтального погрузчика с грузом в ковше происходит со стрелой, поднятой в транспортное положение, показанное на рис. 10.10. При подходе колес погрузчика к неровности, имеющей длину y max и высоту hmax, оператор с существующей гидросистемой рабочего оборудования обычно снижает скорость движения или выполняет маневры с целью объезда неровности. В обоих рассмотренных случаях снижается производительность погрузчика. Предложенный способ позволяет переезжать неровности без снижения скорости движения погрузчика. Наезд колес погрузчика на неровность происходит за y время t1 max, где Vд – скорость движения погрузчика с грузом в Vд ковше.

За время t1 происходит поворот остова тягача относительно оси заднего моста вместе с рабочим оборудованием и возникает угловая скорость стрелы и груза, в результате которых в поршневых полостях гидроцилиндров стрелы повышается давление рабочей жидкости. При некотором давлении настройки гидроамортизатора происходит сброс небольшого объема рабочей жидкости из поршневых полостей гидроцилиндров стрелы в гидроамортизатор 6 (см. рис. 10.18).

После въезда на неровность рабочая жидкость из амортизатора 6 возвращается через управляемый гидродроссель 8 в поршневые полости гидроцилиндров 3 стрелы. Таким образом, на первой фазе работы устройства рабочая жидкость через клапан «ИЛИ» подсасывается в штоковые полости гидроцилиндров 3 стрелы из гидробака 12, а на второй фазе процесса рабочая жидкость вытесняется из штоковых полостей гидроцилиндров 3 стрелы в гидробак 12 через клапан «ИЛИ» 9.

Применение амортизатора является средством повышения производительности погрузчика за счет увеличения транспортных скоростей движения.

11. ТЕОРИЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ОДНОКОВШОВЫХ ФРОНТАЛЬНЫХ ПОГРУЗЧИКОВ 11.1. Критерии эффективности фронтальных погрузчиков Для оценки эффективности фронтальных погрузчиков можно использовать производительность погрузчика в сочетании с расходом топлива. Производительность погрузчика и расход топлива не являются экономическими критериями. Расход топлива определяет полную затраченную энергию, а производительность характеризует полезную работу.

Существует несколько видов производительности погрузчика.

Экономические оценки определяются при помощи эксплуатационной производительности за год или срок службы погрузчика [32, 73, 77].

Вычисление эксплуатационной производительности выполняют как отношение объема зачерпываемого ковшом материала к фонду рабочего времени за срок службы машины или за год. На фонд времени работы погрузчика влияют климатические условия, праздничные дни и другие факторы, не имеющие отношение к тягово скоростным характеристикам погрузчика. Поэтому для оценки эффективности погрузчика можно использовать техническую производительность, которая не зависит от простоев и других факторов, не имеющих отношение к тягово-скоростным показателям.

( м3/ ч ) Техническая производительность погрузчика определяется по формуле [32] V П 3600 Г, (11.1) ТЦ где VГ – объем грунта, погружаемый в ковш, принимаемый условно равным объему ковша, м 3 ;

TЦ – время цикла, с.

В Челябинском филиале НАТИ Ю.В. Гинзбург, А.И. Швед, А.П.

Парфенов предложили использовать различные категории эффективности тракторов, которые не используют экономические показатели, один из них получил название энергетический потенциал производительности (ЭПП) [32].

Рассмотрим сущность ЭПП на примере одноковшового фронтального погрузчика. Рабочий цикл погрузчика состоит из элементов, в которых мощность двигателя используется не полностью, а в некоторых случаях мала, например при разгрузке ковша. Мощность двигателя, рассчитанная из условия наполнения ковша при черпании, используется максимально только при наполнении ковша, при этом эффективность использования погрузчика непропорциональна этой мощности, а является более сложной функцией. Причина этого явления состоит в том, что конкретному значению мощности двигателя N e и необходимой силе тяги PK соответствуют как минимум три разные скорости движения погрузчика: скорость копания VK ;

скорость транспортирования груженого ковша VТ ;

скорость холостого хода V Х. Указанные скорости участвуют в формировании времени рабочего цикла фронтального погрузчика и являются важными параметрами, определяющими эффективность погрузчика.

При зачерпывании материала ковшом требуется максимальная сила тяги PK max и соответствующая скорость движения VK, которая формирует максимальную мощность двигателя. В остальных элементах цикла мощность используется не полностью. Поэтому введем коэффициент использования мощности двигателя, определяемый по формуле t K. (11.2) TЦ где t K – время заполнения ковша;

TЦ – время полного цикла погрузчика.

Полезная работа погрузчика при копании грунта в единицу времени определяется по формуле работы [32] A PKVK, (11.3) где PK – средняя сила наполнения ковша.


Рабочий цикл TЦ погрузчика состоит из следующих элементов:

TЦ t K tT tc t Р t X, (11.4) где tT – время транспортирования груженого ковша;

tc – время подъема стрелы на высоту погрузки;

t Р – время разгрузки ковша в транспортное средство;

t X – время движения погрузчика с пустым ковшом к штабелю.

Подставляя (11.2), (11.4) в выражение (11.3), получим энергетический потенциал производительности (ЭПП), характеризующий полезное использование мощности двигателя в единицу времени рабочего цикла:

tK. (11.5) A PKVK t K tT t c t P t X Запишем выражение (11.5) в виде NT (11.6) A tT t C t Р t X 1 t K tK tK tK NT или, (11.7) A LT LX SШ tР V t V t t V t TK X K ШK K где N T – тяговая мощность погрузчика.

Из выражения (11.7) видно, что основными геометрическими и техническими параметрами погрузчика являются: LT – дальность транспортирования груженого ковша, равная дальности холостого хода LX LT ;

S Ш – перемещение поршня в гидроцилиндре стрелы;

VT – скорость движения погрузчика при транспортировании груженого ковша;

VШ – скорость движения поршня в гидроцилиндре стрелы;

V Х – скорость холостого движения погрузчика к штабелю с пустым ковшом.

Энергетический потенциал в соответствии с формулой (11.7) является функцией, связывающей важнейшие энергетические, геометрические, технологические и скоростные параметры фронтального погрузчика.

Максимальная эффективность погрузчика при типичной технологии погрузки материала из штабеля в транспорт достигается при одновременной минимизации пути и увеличении скорости транспортирования, а также минимизации времени, затрачиваемого на набор грунта в ковш.

При одинаковом значении энергетического потенциала (т.е.

мощности) можно иметь различную эффективность за счет минимизации пути транспортирования LT. Следовательно, энергетический критерий эффективности для фронтального погрузчика менее целесообразен, чем техническая производительность, определяемая по обобщенной формуле (11.1).

Техническая производительность фронтального погрузчика зависит от эксплуатационных условий, которые можно обобщить коэффициентом сцепления K max колес погрузчика с опорной поверхностью, а также свойствами разрабатываемого насыпного материала или грунта, которые можно охарактеризовать некоторой совокупностью факторов М.

Принятые условия позволяют определить математическое ожидание технической производительности фронтального погрузчика при наборе одного материала в разных грунтовых условиях, которое частный технический потенциал получило название производительности (ЧТП) [32]:

K max B П (K max ) f ( K max ) d K max, (11.8) ПЧ K max H где П ( K max ) – зависимость производительности погрузчика от максимального коэффициента сцепления по тяговому усилию K max ;

f ( K max ) – закон распределения вероятностей K max ;

K max H и K max B – нижний и верхний пределы изменения K max коэффициента сцепления.

Аналогично математическое ожидание технической производительности для разных поверхностей движения при наборе разных насыпных материалов и грунтов принято называть обобщенным техническим потенциалом (ОТП) [32]:

M max K max B П ( M, K max ) f ( M ) f ( K max )dMd K max, (11.9) Пo K max H M min где П ( M, K max ) – зависимость технической производительности от свойств насыпного материала и свойств поверхности движения;

f (M ) – распределение вероятностей свойств погружаемых материалов.

Для фронтального погрузчика техническую производительность или частный технический потенциал ПЧ можно определять экспериментально и расчетным путем. Однако обобщенный технический потенциал П o для фронтального погрузчика можно определять только расчетным путем.

11.2. Математическая модель технологического процесса фронтального погрузчика и результаты исследования Техническую производительность погрузчика можно определять аналитическим методом или экспериментально путем хронометрирования длительности элементов технологического цикла и измерения объема транспортируемого материала в ковше.

Время технологического цикла погрузчика складывается из продолжительности наполнения ковша, определяемой от момента соприкасания ножа с грунтом до выхода ковша из забоя;

времени маневра – разворота груженого погрузчика задним ходом, определяемого с момента выхода ковша из грунта до совпадения колеи передних и задних колес;

времени транспортировки – движения погрузчика передним ходом;

времени подъема стрелы с ковшом из транспортного положения в положение разгрузки в транспортное средство;

времени разгрузки ковша в транспорт от момента полной остановки до момента полного опорожнения ковша;

времени возврата к забою на холостом ходу. Для технологических схем, использующих маневрирование транспортного средства, при челночных схемах работы в длительность цикла включают длительность маневра самосвала.

На рис. 11.1 показаны основные технологические схемы движения фронтального погрузчика в рабочем цикле.

Рис. 11. В случае рис. 11.1,а,б,в технологический процесс совершается при неподвижном самосвале, при этом происходит криволинейное движение погрузчика при отъезде от штабеля задним ходом, и этот процесс совершается до момента ориентации оси симметрии погрузчика перпендикулярно оси самосвала. После этого совершается изменение направления движения погрузчика, который движется передним ходом к самосвалу.

На рис. 11.1,г показана челночная схема работы с маневрированием как самосвала, так и погрузчика. Средняя дальность транспортирования грунта и материалов строительными погрузчиками составляет порядка 30 40 м. Челночная схема работы позволяет получать максимальную производительность.

Техническая производительность фронтального погрузчика ( М Ч ) определяется по выражению [54, 73, 74, 77] VГ K H (11.10) ПТ 3600, TЦ K р где K H – коэффициент наполнения ковша;

K p – коэффициент разрыхления грунта при заполнении ковша.

Максимальное значение K p =1,25 при разработке материковых материалов, для насыпных грунтов K p =1,1 (табл. 11.1).

Таблица 11. Зависимости M и K p от вида материала Объемная масса Коэффициент материала разрыхления Вид материала Kp M, т/ М Уголь, шлак 1,2-1,4 1,3-1, Насыпной грунт 1,2-1,5 1,2-1, Влажный песок 1,6-1,8 1,2-1, Гравий, щебень размером до 50 мм 1,7-1,8 1,0-1, Крупный щебень, камень, битый кирпич 1,8-1,95 0,7-0, Грунт естественного залегания категории 1,3-1,7 1,1-1, Техническая производительность фронтального погрузчика (т/ч) определяется по формуле [54] V K П Т 3600 Г M H, (11.11) TЦ K р где M – объемная масса грунта в забое или материала в штабеле (т/ М 3 ), при копании насыпных грунтов нормальным ковшом задают M =1,6 т/ М 3.

Объемная масса M материала в штабеле зависит от вида разрабатываемого материала.

Продолжительность рабочего цикла фронтального погрузчика по формуле (11.4) образуется из основных элементов технологического процесса: наполнение ковша;

отъезд от штабеля с разворотом и подъезд к транспортному средству;

подъем стрелы с ковшом в положение разгрузки в транспортное средство;

опорожнение ковша в самосвал;

обратный холостой ход – подъезд к штабелю с установкой ковша в положение копания.

Время копания грунта можно определить по эмпирической формуле, имеющей физическое содержание и размерность времени [77]:

VKK t K 103 Г H, (11.12) N eK T K р где K – удельное сопротивление грунта копанию, МПа;

– КПД трансмиссии, =0,8 0,9;

T – тяговый КПД, T =0,55 0,6;

N eK – мощность, реализуемая на процесс копания.

Эмпирическая сущность формулы (11.12) определяется методикой вычисления мощности, отбираемой на гидропривод рабочего оборудования погрузчика.

Мощность N eK (кВт), реализуемая при копании, определяется по формуле N eK N e N Г.П.О, где N Г.П.О – мощность двигателя, расходуемая на привод рабочего оборудования.

Мощность (кВт) определяется по известной N Г.П.О корреляционной функции [32] N Г.П.О 4,26 mэ, (11.13) где mэ – эксплуатационная масса погрузчика, т.

В табл. 11.2 приведены рекомендуемые области применения фронтальных погрузчиков в разных грунтовых условиях по Л.С.

Чебанову [77].

В формуле (11.12) используются общепринятые эмпирические коэффициенты K H и K p, по которым имеются обширные рекомендации. Все другие величины формулы (11.12) имеют физическое содержание.

Таблица 11. Область применение фронтальных погрузчиков в грунтовых условиях Грузоподъ- Удельное усилие на Расчетная емность ковше Тип погрузчика категория K, МПа QП, т грунта q L, Н/см Легкий до 2 150-250 0,06-0,10 Средний 2-5 250-550 0,10-0,22 Тяжелый 5-10 550-850 0,22-0,34 V Сверхтяжелый 10-30 850-1500 0,34-0,60 V Супертяжелый 30-75 1500-2420 0,60-1,00 V Расчет транспортного режима, его продолжительность можно определить по формуле работы [77], имеющей физическое содержание LТ ( mэ QП ) g ( f i), (11.14) tТ N e T где LТ – расстояние транспортировки грунта, м;

mэ, QП – соответственно эксплуатационная масса и номинальная грузоподъемность погрузчика, т;

g – вес единицы массы, g=9,81 Н/кг;

f – коэффициент сопротивления качению (при криволинейном f=0,07 0,17);

движении i – уклон местности (в нормальных условиях i=0);

N e – мощность двигателя, реализуемая на транспортном режиме, кВт;

– КПД трансмиссии, =0,8 0,95;

T – тяговый КПД, T =0,5 0,65.

Формула (11.14) также имеет физическую и эмпирическую сущность, т.к., с одной стороны, устанавливает обобщенную связь работы сил сопротивления при движении погрузчика с энергией, реализуемой двигателем внутреннего сгорания в течение времени транспортировки tТ, с другой стороны, заключается в статистической оценке величины мощности, реализуемой на рулевое управление погрузчика.

Мощность N e, реализуемая двигателем на транспортом режиме, определяется по формуле N e = N e N p. y, (11.15) где N p. y – мощность, расходуемая на гидропривод рулевого управления в кВт, определяется по корреляционной статистической формуле работы [32] N р. у 2,2 mэ. (11.16) Расчет процесса подъема стрелы. Для расчета времени подъема стрелы tc после выполнения транспортной операции используем эмпирическую формулу, имеющую физическую структуру:

( m H ( m K QП ) H K ) g tС C C К Н.П.С, (11.17) N C ОБЩ где mC, m K, QП – соответственно массы стрелы, ковша, масса полезного груза в ковше, численно равная грузоподъемности, т;

H C, H K – высота подъема центра тяжести стрелы и ковша с грузом в положение, предшествующее разгрузке, м;

ОБЩ – общий КПД гидропривода рабочего оборудования;

N C – мощность двигателя, реализуемая при подъеме рабочего оборудования, кВт;

К Н. П.С – коэффициент нестационарности режима подъема стрелы, учитывающий возможные прерывания подъемов и повторные продолжения подъема стрелы при подъезде погрузчика к самосвалу, К Н. П.С =1,2 1,3.

Физическая сущность формулы (11.17) заключается в установлении связи работы силы тяжести стрелы, ковша и полезного груза при подъеме в поле силы тяжести Земли c энергией, реализуемой двигателем внутреннего сгорания. Мощность, реализуемая при подъеме стрелы, определяется по эмпирической формуле (11.13).

Общий коэффициент полезного действия гидропривода ОБЩ учитывает все виды потерь и определяется по формуле [6, 31, 45] ОБЩ = Н Ц М, где Н – КПД насоса, Н =0,85;

Ц – КПД цилиндра, Ц =0,95;

М – КПД механический, учитывающий потери в зубчатых передачах и шарнирах рабочего оборудования, М =0,8.

Среднее вероятное значение общего КПД гидропривода ОБЩ =0,646, а значение коэффициента К Н. П.С =1,27.

Расчет процесса разгрузки ковша в транспорт. Время разгрузки t p зависит от грузоподъемности погрузчика и самосвала [77]:

t p (0,323Q П 2,32) K С. р, (11.18) где K С. р – коэффициент способа разгрузки, K С. р =1,35.

Операция разгрузки ковша в самосвал является не менее ответственной, чем заполнение ковша из материкового забоя, т.к.

связана с возможностью появления значительных динамических воздействий на кузов самосвала. Поэтому процесс погрузки самосвала зависит от грузоподъемности погрузчика и должен иметь достаточную протяженность t p.

Время холостого хода вытекает из формулы (11.14) для транспортного режима, в которой после разгрузки ковша QП =0;

LX = LТ.

L m g ( f i) tX X э, (11.19) N eT где N e – мощность двигателя, используемая на холостом режиме.

N e = N e N p. y.

(11.20) Физическая сущность формулы (11.20) состоит в установлении зависимости работы сил сопротивления при движении погрузчика с порожним ковшом от энергии, реализуемой двигателем внутреннего сгорания в течение времени t X.

Эмпирическая сущность этой формулы характеризуется эмпирическим способом определения мощности двигателя погрузчика, реализуемой на холостом режиме движения по корреляционной формуле (11.16).

11.3. Результаты аналитических исследований технической производительности погрузчиков, адекватные экспериментальным данным С помощью приведенных формул (11.12) – (11.20), имеющих физическую и статистическую сущность, вычислены технологические параметры типоразмерного ряда погрузчиков. Многие из этих параметров, к которым можно отнести время копания, время транспортирования, время подъема стрелы, время разгрузки ковша, время холостого хода, производительность и т.п., сравниваются с известными результатами, опубликованными в работах Л.С. Чебанова [77], Э.Н. Кузина [54], Ю.В. Гинзбурга, А.И. Шведа, А.П. Парфенова [32], Л.Г. Фохта [73, 74] и др.

В табл. 11.3 приведены значения технической производительности колесных погрузчиков ( М /ч и т/ч) для работы на разрыхленных сухих грунтах, сухом песке, каменной мелочи, шлаке, керамзите при М 1,55 1,65 т/ М 3, по данным Л.Г. Фохта [73].

В табл. 11.4 приведены значения технической производительности погрузчиков, опубликованные в работе Л.С.

Чебанова [77].

Таблица 11. Техническая производительность одноковшовых фронтальных погрузчиков при загрузке транспортных средств Производительность, Грузоподъемность QП, т Тип погрузчика М /ч / т/ч ПК-2 2 51,2/ ПК-3 3 75/ ПК-7 6 130/ ПК-15 15 313/ Таблица 11. Техническая производительность одноковшовых погрузчиков при разработке грунтов группы ( М 1,7 т/ М 3 ;

K P 1,25 1,3 ) Погрузчики Показатели ПК-2 ПК-3 ПК-7 ПК- Дальность транспортировки, м 40 40 40 Коэффициент наполнения ковша K H 1,0 1,1 1,1 1, Продолжительность цикла TЦ, с 54 52 76 Техническая производительность П Т, /ч 58 87,5 125 М Анализ результатов, приведенных в табл. 11.3, 11.4, позволяет отметить следующее. Результаты табл. 11.3 для погрузчиков ПК-2, ПК-3, ПК-7 соответствуют дальности транспортирования LT =40 м, а для погрузчика ПК-15 дальность транспортирования составляет LT =60 м. В экспериментальных данных табл. 11.4 фиксировался коэффициент наполнения ковша, который для указанных погрузчиков составил K H =1,0 1,1. При этом дальность транспортирования материала в ковше составила LT =40;

58 м. Разработанные формулы (11.12) – (11.20), имеющие физическую сущность и использующие статистические зависимости для определения мощности, реализуемой при копании грунта, в транспортном и холостом режимах при движении по криволинейным траекториям, подъеме стрелы позволяют выполнять расчеты параметров фронтальных погрузчиков в процессе проектирования и в реальных условиях эксплуатации. Для обеспечения адекватности результатов расчетов в табл. 11. приведены значения коэффициентов полезного действия, мощностей и исходных параметров, соответствующие действительным условиям эксплуатации для погрузчиков типоразмерного ряда.

Таблица 11. Результаты аналитических вычислений технической производительности погрузчиков типоразмерного ряда, адекватные опубликованным работам Тип погрузчика ПК-2 ПК-3 ПК-7 ПК-15 ПК-30 ПК-65 ПК- Грузоподъемность QП, т 2,2 3,4 7,3 15 30 65 Номинальная вместимость 1,1 1,7 3,65 7,5 15 32,5 37, ковша VГ, М Удельное сопротивление грунта копанию из табл. 7.1 0,09 0,15 0,15 0,15 0,15 0,3 0, K, МПа Коэффициент разрыхления 1,2 1,25 1,3 1,10 1,35 1,35 1, материала K P 0,8 0,85 0,8 0,9 0,9 0,9 0, Механический КПД M 0,55 0,55 0,5 0,65 0,6 0,6 0, Тяговый КПД T Коэффициент сопротивления 0,1 0,135 0,17 0,1 0,1 0,1 0, качению погрузчика f Дальность транспортирова 40 40 40 60 80 80 ния грунта LT, м Мощность двигателя N e, кВт 55,15 95 243 515 884 1560 1692, Мощность, расходуемая при черпании насыпного грунта 23,2 50,27 126,83 199,76 291,86 685,85 649, N eK, кВт Мощность, реализуемая на 38,65 71,9 183 352,2 578,2 1108,6 1153, транспортном режиме N, кВт e Время черпания насыпного 8,08 8,68 8,3 7,41 10,6 19,05 31, грунта t K, с Время транспортирования tT, с 22,38 21,91 31,5 25,43 42,5 35,4 40, Время подъема стрелы t C, с 6,07 7,43 9,11 8,61 14,7 28,9 29, Время разгрузки ковша в 4,09 4,62 6,32 9,67 16,2 31,5 35, транспорт t P, с Время холостого хода t X, с 17,3 16,55 24,85 21,14 34,9 26,9 30, Время цикла TЦ, с 57,93 59,18 80,08 73,6 118,9 142,24 168, Производительность П Т, /ч 57,0 82,7 126,2 333,5 336,3 609,3 594, М Производительность П Т, т/ч 91,2 132,3 201,9 533,6 538,1 974,9 951, Удельное сопротивление грунта копанию по формуле 0,075 0,12 0,115 0,115 0,111 0,217 0, (11.21) K, МПа Из формулы (11.12) определено удельное сопротивление грунта копанию K (МПа) для фронтальных погрузчиков N t K K = eK K T 3 P. (11.21) VГ K H Полученные формулы позволили определить технические параметры и производительность как для строительных погрузчиков, так и для сверхтяжелых погрузчиков ПК-30, ПК-65, ПК-75.

11.4. Закономерности изменения основных параметров типоразмерного ряда одноковшовых фронтальных погрузчиков В данной работе предложено использовать энергетический подход к расчету параметров одноковшовых погрузчиков. Для типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков установлена зависимость мощности двигателя от грузоподъемности и эксплуатационной массы (табл. 11.6).

Таблица 11. Зависимость эксплуатационной массы и мощности двигателя от грузоподъемности 2,2 3,4 7,3 15 30 40 65 QП, т 7,5 10,5 27,3 74 139 154 205 mэ, т 55,15 95 243 515 884 1004 1560 N e, кВт На процесс зачерпывания материала расходуется мощность, приведенная в табл. 11.7.

Таблица 11. Мощность N eK, расходуемая на процесс зачерпывания материала QП, т 2,2 3,4 7,3 15 30 40 65 N eK, кВт 23,2 50,27 126,83 199,76 291,86 656 685,85 649, Мощность, расходуемая гидроприводом рабочего оборудования при подъеме стрелы с грузом в ковше, и мощность, расходуемая на транспортных режимах, характеризуются табл. 11.8.

Выполним проверку адекватности разработанного метода расчета параметров погрузчика реальным условиям эксплуатации.

Сравним разработанный энергетический метод расчета с известными кинематическими методами.

Таблица 11. Мощности, расходуемые на транспортном режиме и в гидроприводе рабочего оборудования при подъеме стрелы с грузом в ковше QП, т 2,2 3,4 7,3 15 30 40 65 N T, кВт 38,65 71,9 183 352,2 578,2 665,2 1108,6 1153, N c, кВт 16,5 23,1 60 162,8 305,8 338,8 451 Сущность кинематического метода, например расчета времени транспортирования, заключается в задании скорости транспортного режима, при этом по известной дальности транспортирования определяется длительность транспортного цикла tT. Энергетический метод расчета учитывает эксплуатационную массу машины, массу транспортируемого материала в ковше, условия движения погрузчика (прямолинейное или криволинейное), КПД механической системы, дальность транспортирования и др. С учетом результатов, представленных в табл. 11.5 для транспортного и холостого элементов цикла в виде времени tT, t Х, получены средняя скорость транспортирования VT, скорость холостого режима движения V Х и значения относительной скорости V X / VT для соответствующих дальностей транспортирования в табл. 11.9.



Pages:     | 1 |   ...   | 3 | 4 || 6 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.