Влияние конструктивных факторов на КПД гидромолотов

Размещено на http://www.allbest.ru/

1

Размещено на http://www.allbest.ru/

УДК 622.232

Влияние конструктивных факторов на КПД гидромолотов

Мезенцев И.В.

Институт горного дела - НИУ СО РАН, Красный проспект, 54, 630091, г. Новосибирск, Россия

Получены и проанализированы теоретические значения КПД гидромолотов, выполненных по конструктивной схеме, принятой большинством фирм-изготовителей. Проведено сопоставление гидромолотов с клапанным и золотниковым распределителями. Полученные данные о потерях могут служить исходными при проектировании гидроприводов, содержащих гидроимпульсные машины.

Гидравлические молоты выпускаются многими фирмами в виде изделий самостоятельного применения или в составе машин различного назначения. Содержащиеся в технической литературе [1-5] и рекламных материалах данные о таком важнейшем показателе качества и технического уровня, каким является коэффициент полезного действия (КПД), весьма разноречивы. Объективная информация о причинах разброса (0,1-0,95) приводимых значений отсутствует. В этой связи полезно оценить, в какой степени главные особенности конструктивных схем гидромолотов могут обусловливать такой разброс КПД.

Рассмотрим наиболее распространенный класс машин, характерный тем, что силы разгоняющие боек, многократно превышают его вес. Такие машины по существу не отличаются друг от друга по структуре и принципу действия. Это является объективным результатом развития конструкций и технологии промышленного производства гидромолотов. В процессе совершенствования этих машин с учетом всего комплекса показателей (энергонасыщенность, надежность, материалоемкость, технологичность, сила отдачи и т.д.) фирмами-производителями выработана, ставшая классической, конструктивная схема, представленная на рис.1.

Машина имеет дифференциальный гидроцилиндр с одной управляемой камерой, поршень-боек с двумя штоками, встроенные пневмогидроаккумуляторы и гидрораспределительное устройство с двухпозиционным затвором, обеспечивающее автоколебательный режим работы гидромолота. гидромолот золотниковый клапан

Общий КПД гидромолота определяется соотношением ударной мощности к мощности подведенного потока рабочей жидкости [1-3]

з=A/Q_cycle Дp.(1)

Здесь A - энергия удара, Q_cycle - объемный расход за цикл и Дp - перепад давления на входе и выходе молота.

Применительно к схеме на рис.1, полагая давление на входе постоянным, имеем:

A=(p_b·S_b-p_a·S_a)·L·з_hm и Q_cycle=(S_b+ S_a) L·з_vol.(2)

Здесь L - рабочий ход бойка, з_hm и з_vol -соответственно гидромеханический и объемный КПД системы. С уменьшением механических и объемных потерь, как следует из (1) и (2), имеем:

з>p 1/(1+у), где у=S_a/ S_b.(3)

Соотношение (3) наглядно иллюстрирует роль такого конструктивного фактора, как отношение площадей бойка у. Видно, что для увеличения КПД желательно уменьшить площадь обратного хода бойка. Вместе с тем ясно, что вариант у>0 не реален.

По данным [1-5] у предназначенных для работы при одинаковых рабочих давлениях гидромолотов, созданных и производимых разными фирмами, соотношение у находится в диапазоне 0,2-0,5 при варьировании массы бойка в пределах 5-1000 кг. Нижнее предельное значение S_a определяется не только возможностью преодоления веса бойка заданным давлением при вертикальном положении инструмента. С уменьшением S_a возрастает риск потери работоспособности машины, главным образом при запусках, из-за трения. Это может быть вызвано неуравновешенной радиальной силой, обусловленной неравномерным распределением давления жидкости в зазорах, которые могут "заращиваться" полярными молекулами рабочей жидкости в сочетании с частицами механических примесей, (так называемая, облитерация) [6]. Кроме того, с понижением температуры и соответственно возрастанием вязкости масла может возникать аварийное повышение давления в гидросистеме при слишком малой S_a. Вероятно, в каждом конкретном случае разработчик принимал то или иное решение в зависимости от условий эксплуатации, сорта применяемой рабочей жидкости, конструкций уплотнений, направляющих бойка и затвора гидрораспределителя, качества очистки рабочей жидкости в гидроприводе и т.д..

На рис.2 представлены точечная диаграмма и линия регрессии, отражающие связь общего КПД (з) навесных гидромолотов, выпускаемых фирмами Caterpillar и Krupp, с их ударной мощностью (N). Графики построены по последним за период 1990-99 г.г. рекламным данным фирм и данным, приведенным в работе [1]. В конструкциях этих гидромолотов предусмотрена установка уплотнений в местах сопряжений штоков и поршня бойка с корпусом, поршень уплотнен либо манжетой, либо протяженным зазором, обеспечиваемым прецизионной обработкой сопрягаемых поверхностей деталей, и снабжен разгрузочными лабиринтными канавками. Все гидромолоты имеют золотниковый гидрораспределитель. Понятно, что частью объемных потерь, приходящихся на утечки через зазоры в указанных подвижных сопряжениях в новом, еще неизношенном экземпляре гидромолота, можно пренебречь из-за их малости. Поэтому при сравнении КПД все объемные потери отнесены к затратам рабочей жидкости на переключение затвора гидрораспределителя.

На рис.3 приведены аналогичные данные для ударных узлов гидравлических буровых головок, выпускаемых фирмами Европы и США. У всех конструкций также золотниковое гидрораспределение. Манжетными уплотнениями снабжены направляющие штоковых частей бойков, а поршневая часть уплотнена зазором.

Графики на рис.2 и 3 и коэффициенты корреляции (соответственно 0,63 и 0,79) свидетельствуют о возможной связи КПД с ударной мощностью гидромолотов, что можно трактовать как проявление масштабного фактора в естественном относительном снижении объемных и гидравлических потерь с ростом мощности машин.

Дополнительно к КПД и его компонентам (объемному, механическому и гидравлическому КПД) все гидромолоты могут быть охарактеризованы общими для них относительными величинами, связывающими основные конструктивные и режимные параметры машины: теоретической частотой f_theor=Q_pump/q, соотношением эффективных площадей бойка, выраженным, например, через у, и отношением общего объема пневмогидроаккумулятора W к рабочему объему машины q - W/q. Здесь Q_pump - подача насоса, q - рабочий объем машины.

Для выявления достижимых КПД у гидромолотов с различными устройствами системы распределения рабочей жидкости применен расчетный метод как универсальный и доступный инструмент исследования. С позиций механики, привод, содержащий гидромолот, является по своей природе нелинейной динамической системой [7] с переменной структурой, содержащей множество нелинейных звеньев с сухим (направляющие бойка и затвора гидрораспределителя с уплотнениями) и вязким (каналы и дроссели) трением, два нелинейных осциллятора (боек и затвор) со взаимной обратной связью, емкость с нелинейной характеристикой "объем - давление" - пневмогидроаккумулятор. При некоторых допущениях [8,9] система может быть представлена как дискретная и описана неравенствами, алгебраическими и обыкновенными нелинейными дифференциальными уравнениями.

Всегда существующая при этом проблема неадекватности математической и реальной модели из-за неопределенности коэффициентов расхода (для каналов в проточной части реальной конструкции) преодолевается тем, что смещения расчетных оценок одинаково для всех вариантов сравниваемых конструкций гидромолотов. В итоге расчетные показатели по отношению к базе сравнения оказываются вполне приемлемыми для того, чтобы делать практические выводы.

Будем сравнивать расчетные показатели гидромолотов с тремя вариантами гидрораспределительной системы.

Первый вариант - гидрораспределитель с двухсторонним клапаном и инициированием его переключения с прямого хода на обратный резким снятием давления в камере прямого хода. Это выполняется соединением этой камеры со сливной гидролинией в конце прямого хода - до момента окончания переключения [10].

Второй вариант - золотниковый распределитель с отрицательным перекрытием проходных каналов и управлением положением затвора по координате бойка.

Третий вариант - "идеальный" золотниковый гидрораспределитель, без объемных потерь на инициирование его срабатывания и без перетечек из магистрали через камеру прямого хода в сливную гидролинию в моменты переключения затвора.

Судя по приведенным в источниках и рекламных материалам инофирм данных о высоких значениях КПД, логично предположить, что производители гидромолотов, в частности Caterpillar и Krupp, стремятся реализовать именно третий вариант конструктивной схемы с золотником, имеющим нулевое или положительное перекрытие проходных каналов. Заметим, что объемные потери неизбежны и в этом случае, и это связано с наполнением и опорожнением рабочих камер золотника при каждом его переключении.

В примененных для анализа расчетных моделях принято, что переключение затвора гидрораспределителя с обратного на прямой ход во всех вариантах выполняется за счет роста давления жидкости в соответствующей рабочей камере гидрораспределителя при завершении взвода бойка. Это инициируется перекрытием им канала, через который вытесняется рабочая жидкость из камеры прямого хода в сливную гидролинию, и подпрессовки отсеченного объема жидкости за счет инерции бойка [11].Для практически мгновенной (в данной задаче) остановки бойка здесь реализуется принцип гидротормоза.

Во всех трех вариантах рассматривался один и тот же механизм гидромолота с массой бойка 80 кг, массой затвора 1 кг, S_a=6см² и S_b=24см² (у=0,25, m·g/S_a=1,4МПа), q=0,22л, Q_pump=160л/мин (Q_pump/q=12,1 с^-1).

Трение в направляющих, оснащенных манжетами из материала с коэффициентом трения по стали, равным 0,08, во всех молотах принято линейно зависящим от перепада давления масла, обжимающего манжету. Направление силы трения - в сторону, обратную скорости бойка или затвора.

Зависимость потерь напора от мгновенных расходов через все местные сопротивления принята квадратичной (турбулентный режим истечения).

Гидравлическая проводимость щели G_mbo, питающей камеру прямого хода при полном ее открытии, принималось одинаковым и достаточно большим, чтобы гидравлические потери в ней были практически нулевыми (G_mbo=3·10^-5 м^7/2·кг^-1/2). То же - для для канала, постоянно питающего камеру обратного хода G_ma=3,14·10^-5 м^7/2·кг^-1/2. Это эквивалентно дросселям с диаметром условного прохода 25-30 мм при прокачке через них масла с плотностью 890 кг/м³. Диаграммы открытия дросселя переменного сечения G_bc, через который производится очистка камеры прямого хода при обратном ходе бойка, в зависимости от координаты и фазы движения бойка приведен на рис. 3 для всех трех вариантов управления.

Применен один и тот же пневмогидроаккумулятор с общим объемом 2,5л (W/q=11,3), подключаемый к входу в гидроцилиндр.

Утечки и перетечки через манжетные уплотнения приняты нулевыми. Гидропроводимости переменных дросселей приняты зависящими от мгновенных значений их геометрических сечений, зависящих в свою очередь только от позиции бойка и затвора (рис.3).

Влияние волновых процессов и инерционного напора рабочей жидкости [7,8,], а также гистерезисных потерь в пневмогидроаккумуляторе не учитывались, что упрощает расчетные модели, но может приводить к некоторому завышению оценки КПД по сравнению с действительным [12].

Коэффициент отскока бойка от инструмента принят равным нулю, сила подачи - достаточной, чтобы корпус гидромолота оставался на "буртике" инструмента.

Подача насоса принималась постоянной (Q_pump=160 л/мин), не зависящей от давления, утечки в гидролинии, связывающей насос с гидромолотом, принимались нулевыми.

В качестве математической модели за основу принята модель гидромолота, изложенная в [13, 14]. Динамика переключения затвора гидрораспределителя в первых двух вариантах учтена уравнением его движения. Утечки из напорной гидролинии в камеру прямого хода и далее в сливную гидролинию в моменты переключения затворов учтены уравнениями, связывающими мгновенные расходы жидкости через щели золотника или клапана с соответствующими мгновенными перепадами давления.

В третьем варианте принято мгновенное переключение затвора с прямого на обратный ход и обратно. Так моделировалось отсутствие перетоков между напорной и сливной гидролиниями в момент переключения золотника и объемных потерь на подготовку гидрораспределителя к переключению. Затраты рабочей жидкости на переключение золотника приняты на уровне 10% от подачи насоса. Это связано с тем, что, если в конструкции стремиться минимизировать гидравлические потери в щелях золотника, то его диаметр и ход необходимо выполнять достаточно большими. При этом оказывается, что затраты рабочей жидкости на переключение золотника (дважды за цикл бойка) становятся сопоставимыми с рабочим объемом гидромолота. (В нашем случае при диаметре условного прохода золотника, равном 25 мм, его диаметр и ход должны составить, как минимум, по 25 мм. При этом затраты рабочей жидкости на переключение за один цикл бойка составят 24,5 см³. При рабочем объеме нашей машины q=220,8 см³ объемные потери приблизительно и составят указанные 10%). Предударные скорости во всех трех вариантах одинаковы - в данном примере 7м/с.

На рис.5 приведены графики зависимостей давления на входе и в камере прямого хода, а на рис.6 фазовый график "скорость - координата" бойка - для всех трех вариантов в установившихся режимах работы гидромолотов.

В таблице приведены расчетные энергетические параметры для трех вариантов и данные фирмы Caterpillar для навесного гидромолота с близкой по значению энергией единичного удара.

Результаты расчета свидетельствуют, что при самом совершенном гидрораспределителе (третий вариант) общий КПД не превысил 0,6. При этом возникает вопрос, с чем связаны высокие значения КПД (0.7 и выше), объявляемые инофирмами в рекламных проспектах. С учетом дополнительных потерь (дросселирование расходов рабочей жидкости через местные сопротивления, связанных с волновыми процессами и ее инерционностью, потери на сжатие-расширение газа в аккумуляторе) КПД реальной машины, по сравнению с рассмотренным идеальным вариантом, должен быть еще меньше.

Из этих же результатов видно, что достижимые объемный и общий КПД составляют соответственно около 90 и 50-60% у гидромолота с золотником, выполненным по традиционной схеме, с нулевым и положительным перекрытием его каналов при переключении, позиционно управляемым за счет коммутации движущимся бойком командных каналов, питающих рабочие камеры золотника. Несколько уступает ему гидромолот с золотником, оснащенным золотником с отрицательным перекрытием за счет объемных потерь, (хотя и кратковременных), на перетечку во время переключения затвора. Самый низкий КПД у гидромолота с такой системой гидрораспределения, где инициирование переброски затвора с прямого на обратный ход обеспечивается дренажом камеры прямого хода со сливной гидролинией.

Полученные расчетные данные о потерях в гидромолотах могут служить исходными при проектировании импульсных гидроприводов и систем их охлаждения.

Выводы

1. Наблюдается явная тенденция к росту КПД гидромолотов с увеличением их ударной мощности.

2. Важным конструктивным фактором, определяющим значение КПД гидромолота, является схема работы гидрораспределителя, в зависимости от которой КПД может меняться практически вдвое.

3. Наибольшее значение КПД, которое обеспечивает "идеальный" гидрораспределитель, работающий без объемных потерь и без сквозных перетечек "магистраль - рабочая камера - слив", не превышает 60%.

Литература

1.Архипенко А.П., Федулов А.И. Гидравлические ударные машины. - Новосибирск: ИГД СО РАН СССР, 1991.

2. Алимов О.Д., Басов С.А. Гидравлические виброударные системы. - М.: Наука, 1990. - 352с.

3.Горбунов В.Ф., Лазуткин А.Г., Ушаков Л.С. Импульсный гидропривод горных машин. - Новосибирск: Наука, 1986 г.

4.Иванов К.И., Ципкис А.М. Бурение шпуров и скважин самоходными шахтными установками. М., Недра, 1983,199 с.

5.Иванов К.И., Латышев В.А., Андреев В.Д. Техника бурения при разработке месторождений полезных ископаемых. М., Недра, 1987,272 с.

6.Аксенов А.Ф., Лозовский В.Н. Износостойкость авиационных топливно-гидравлических агрегатов. М. ,Транспорт, 1986, 240 с.

7 .Гуляев В.И., Баженов В.А., Попов С.Л. Прикладные задачи теории нелинейных колебаний механических систем. М., Высшая школа,1989, 383 с.

8.Попов Д.Н. Динамика и регулирование гидро- и пневмосистем. М., Машиностроение,1987, 464с.

9.Данилов Ю.А., Кирилловский Ю.Л., Колпаков Ю.Г. Аппаратура объемных гидроприводов: Рабочие процессы и характеристики. М., Машиностроение, 1990, 272с.

10. Патент РФ 2109906. Погружная гидроударная машина. Липин А.А., Мезенцев И.В., Марус В.И., Зима С.А. Заяв.04.07.96. Опубл.27.04.98, бюл.№12.

11.Патент РФ 2079735 "Клапанный распределитель ударного механизма". Петреев А.М., Мезенцев И.В. Заяв.27.05.93. Опубл.20.05.97, бюл.№14.

12.Петров Н.Г., Павлов А.С. Волновые процессы в гидросистемах ударных механизмов бурильных машин. М., Наука, 1982, 99с.

13.Мезенцев И.В. Формирование потоков рабочей жидкости в гидроприводе забойной ударной машины. ФТПРПИ. - 1999. - №1.

14.Мезенцев И.В. Моделирование импульсного гидрообъемного привода с торможением бойка в фазе обратного хода. ФТПРПИ. - 1999, №4.

Рис.1

Рис.2

Рис.3.

Рис.4.

Рис.5.

Размещено на Allbest.ru