Оптимальное проектирование гидравлических механизмов поворота поршневого типа крано-манипуляторных установок многоцелевых транспортно-технологических машин

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Гидравлические механизмы поршневого типа широко применяются при создании поворотных устройств различных типов подъемно-транспортной техники. На их основе разработаны поворотные гидродвигатели универсального применения, специализированные модули поворота манипуляторов и промышленных роботов, ориентирующие и направляющие устройства, а также гидравлические механизмы поворота колонн крано-манипуляторных установок многоцелевых мобильных транспортно-технологических машин [1-4].

Это связано с рядом специфических технических достоинств поршневых механизмов, таких как простота конструкции, изготовления и эксплуатации, ремонтопригодность, надежность в условиях эксплуатации, возможность поворота более чем на 3600. По сравнению с шиберными механизмами поворота у поршневых конструктивно более эффективно организована система герметизации зазоров как между полостями высокого и низкого давления внутри гидроцилиндров, так и с окружающей средой. Поэтому поворотные механизмы поршневого типа используются при давлениях рабочей жидкости до 32 МПа и выше [5].



Конструкции и расчетные схемы типичных поворотных механизмов поршневого типа с обозначением характерных конструктивных размеров приведены на рис. 1. При их проектировании оптимизацию целесообразно направить на минимизацию массога-баритных показателей [6; 7], так как мощный поворотный механизм поршневого типа имеет существенный вес.

Целевая функция (полная масса механизма) складывается из ряда слагаемых - масс его отдельных конструктивных элементов, которые выражаются соотношениями:

- масса цилиндрического корпуса гидроцилиндра:

;

- масса торцевой крышки гидроцилиндра с отверстием:

;

- масса глухой торцевой крышки гидроцилиндра:

;

- масса поршня:

;

- масса штока-рейки:

;

- масса выходного вала:

;

- масса крепежных деталей (шпилек) гидроцилиндра:

;

- масса шестерни:

;

- масса рабочей жидкости внутри гидроцилиндра:

,

где - плотность материала корпуса, торцевых крышек, поршня, штока-рейки, выходного вала, крепежных деталей, шестерни, рабочей жидкости соответственно; - внутренний диаметр гидроцилиндра; - диаметр делительной окружности шестерни; - толщина стенки корпуса, торцевой крышки с отвер-стием и глухой торцевой крышки; - толщина поршня; - ход поршня; - диаметр выходного вала, штока-рейки, крепежных деталей; - длина выходного ва-ла и штока-рейки; - количество крепежных деталей; - ширина шестерни.

Общая масса механизма:

- двухпоршневого (рис. 1а):

+ +/2+/2+/2++ +/2+++/2;

- двухпоршневого (рис. 1б):

+ +/2+/2+/2+/2+ +/2+/4+/4+/2;

- четырехпоршневого (рис. 1в):

+++++/2+ ++/4+/4+.

Анализ выражений для расчета значения позволяет сделать вывод о том, что масса механизма поворота поршневого типа зависит от тринадцати конструктивных размеров (,,,) и одного количественного параметра ().

Однако только два из них являются независимыми: внутренний диаметр гидроцилиндра и диаметр шестерни . Для определения размеров и, соответственно, массы зубчатой передачи существенное значение имеет также величина модуля шестерни . Поэтому из указанных размеров и целесообразно сформировать вектор управляемых параметров вида:

.

Остальные размеры и параметр либо являются фиксированными, так как определяются конструкцией передаточного механизма и величиной эксплуатационной нагрузки (, ), либо могут быть однозначно рассчитаны в зависимости от и по следующим формулам [5]:

- толщина стенки корпуса:

;

- толщина торцевой крышки (плоской с центральным отверстием):

;

- толщина глухой торцевой плоской крышки:

;

- диаметр штока-рейки:

;

- толщина поршня:

;

- длина корпуса гидроцилиндра:

;

- длина штока-рейки:

- ширина шестерни:



- ориентировочное количество крепежных деталей:

;

резьба крепежный гидравлический зубчатый

- минимальный внутренний диаметр резьбы крепежных деталей:

;

- длина выходного вала:

,

- диаметр выходного вала:

;

где - допустимое напряжение на разрыв материала стенки; - коэффициент Пуассона; - наибольшее рабочее давление жидкости в механизме; - давление жидкости в холостой полости механизма; - коэффициент диаметра штока, определяемый в зависимости от рабочего давления жидкости [5]; - максимальный угол поворота, регламентируемый техническим заданием на проектирование механизма поворота; , - коэффициенты ширины колеса (рекомендуется [8]: для прямозубых колес = 6…10, для колес высокой твердости = 0,4…0,9); - пробное давление (рекомендуется ); - шаг расстановки крепежных элементов [5]; - допустимое напряжение на разрыв материала крепежной детали [5]; - допустимое давление для плоских прокладок уплотнения стыка корпуса с крышкой [5]; - прокладочный коэффициент [5]; - коэффициент учета усилия трения в уплотнениях механизма (рекомендуется = 1,04…1,08); - статический крутящий момент сопротивления повороту со стороны полезной нагрузки; - допустимое напряжение на кручение валов из конструкционных сталей (рекомендуется = 12…20 МПа [8]); - длина хвостовика выходного вала.

Указанные размеры и параметр являются неуправляемыми параметрами, из которых формируется вектор:

Окончательно задача оптимизации гидравлического механизма поворота поршневого типа сводится к минимизации одной из целевых функций в зависимости от конструктивного варианта проектируемого механизма:

- двухпоршневого (рис. 1а):

+/2+/2+/2+/2+/4+/4+/4+/2; (1)

- двухпоршневого (рис. 1б):

+/2+/2+/+/2+/2+/4+/4+/2; (2)

- четырехпоршневого (рис. 1в):

+++++/2+/4+/4+. (3)

При этом должны выполняться ограничения в форме неравенств, выражающие:

- конструктивные условия:

; ; ; ;

; ;

;

(4)

(для схем на рис. 1б, в вводится дополнительное условие );

- условие использования величин модулей, рекомендуемых для силовых зубчатых передач:

; ;

- условие размещения минимального числа зубьев шестерни:

; (5)

- условие размещения крепежных элементов:

;

- условие обеспечения рекомендуемой ширины штока-рейки вдоль делительной прямой:

; ;

- условие изготовления вала-шестерни минимального диаметра:

;

- условие прочности зубьев на контактную выносливость с целью предотвращения усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев шестерни или рейки:

; (6)

- условие прочности зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки для предотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубьев шестерни или рейки:

;

- условие прочности зубьев на выносливость при изгибе с целью предотвращения усталостного излома зубьев шестерни или рейки:

; (7)

- условие прочности зубьев при изгибе максимальной нагрузкой с целью предотвращения остаточной деформации или хрупкого излома зубьев шестерни или рейки:

;

- условие прочности зубьев на малоцикловую выносливость при изгибе с целью предотвращения излома зубьев шестерни или рейки от малоцикловой усталости при плавном и ударном нагружении:

;

- условие обеспечения статической прочности рейки при внецентренном приложении продольной осевой нагрузки:

;

- условие обеспечения усталостной прочности рейки:

;

- условие обеспечения устойчивости штока-рейки на продольный изгиб под действием сжимающего осевого усилия:

; (8)

- условие обеспечения тягового усилия:

;

- условие обеспечения плавности движения штока-рейки:

;

- условие обеспечения скорости установившегося движения:

;

- условие ограничения углового ускорения выходного вала при разгоне:

,

где - минимальное число зубьев (для некорригированных передач = 17); - максимально допустимое соотношение размеров ; - предел текучести; - предел выносливости материала рейки; - допускаемое контактное напряжение в зависимости от вида упрочняющей обработки [9]; - допускаемое предельное контактное напряжение в зависимости от вида упрочняющей обработки [9]; - базовый предел выносливости материала зубьев в зависимости от вида упрочняющей обработки [9]; - предельное напряжение при изгибе, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, в зависимости от вида упрочняющей обработки [9]; - исходное предельное напряжение, не вызывающее излома зубьев от малоцикловой усталости, в зависимости от вида упрочняющей обработки [9]; - коэффициенты безопасности при расчете на контактную выносливость, выносливость при изгибе, прочность при изгибе максимальной нагрузкой, малоцикловую выносливость (рекомендуется = 1,1…1,2; = 1,6…2,2; = 1,75; = 1,55 или 1,75 [9]); - коэффициент снижения предела выносливости материала рейки (ориентировочно = 3,3…3,5); - коэффициент перегрузки по преодолеваемому крутящему моменту на выходном валу гидродвигателя; - коэффициент перегрузки по наибольшему за срок службы преодолеваемому крутящему моменту; - коэффициент полезного действия подшипников качения выходного вала; - сжимающее осевое усилие, возникающее в штоке-рейке при повороте; - площадь поперечного сечения нарезанной части штока-рейки; - допустимое напряжение на разрыв материала рейки; - критическое напряжение в штоке-рейке при потере устойчивости; , - установившаяся угловая скорость и угловое ускорение при разгоне выходного вала, регламентируемые техническим заданием на проектирование механизма поворота; - расход рабочей жидкости в механизме поворота; - момент инерции вращающихся масс, приведенный к выходному валу механизма поворота; - число поршней.

Проверка выполнения условия обеспечения устойчивости штока-рейки в соответствии с зависимостью (8) требует расчета ряда вспомогательных величин. Геометрические характеристики поперечного сечения нарезанной части штока-рейки приближенно можно оценить с помощью следующих зависимостей:

- площадь:

;

- момент инерции в плоскости минимальной жесткости сечения:

- радиус инерции в плоскости минимальной жесткости сечения:

.

Гибкость штока-рейки:

- для гидродвигателей схем, представленных на рис. 1а, в,

;

- для гидродвигателей схемы, представленной на рис. 1б,

.

Критическое напряжение в штоке-рейке при потере устойчивости определяется его гибкостью:

где - модуль упругости материала штока-рейки; - предел пропорциональности материала штока-рейки; - коэффициенты, определяемые в зависимости от материала штока-рейки [10].

Величина сжимающего осевого усилия в штоке-рейке составляет:

.

Для нахождения минимума целевых функций (1-3) следует использовать один из прямых методов оптимизации [11]. При учете ограничений, связанных с прочностью зубьев, необходимо принимать во внимание тот элемент зубчатой передачи (шестерню или шток-рейку), который имеет меньшие прочностные механические характеристики.

На рис. 2 и 3 представлены результаты оптимального проектирования механизма поворота поршневого типа в зависимости от величины рабочего давления в гидросистеме и преодолеваемого крутящего момента при следующих максимально допустимых значениях параметров движения: = 2700, = 600/с, = 900/с2.



Расчеты показывают, что масса оптимального механизма поворота незначительно увеличивается с увеличением рабочего давления в гидросистеме . Она в большей степени зависит от величины преодолеваемого крутящего момента . Это обусловлено тем, что работоспособность оптимизируемой конструкции лимитируется прочностью зубчатой передачи, т.е. размерами шестерни. При низких значениях рабочего давления в гидросистеме ( = 2,5 и 4 МПа) точка минимума целевых функций (1 - 3) лежит на конструктивном ограничении (4), выражающем допустимое условие зацепления шестерни и штока-рейки, реже - на конструктивном ограничении (5), выражающем условие размещения минимального числа зубьев шестерни. При давлениях = 6,3 МПа и выше точка минимума связана, как правило, с прочностным ограничением (6), т.е. оптимальный вариант механизма поворота определяется размерами шестерни, при которых обеспечивается прочность зубьев на контактную выносливость с целью предотвращения усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев шестерни или штока-рейки. В отдельных случаях критичным дополнительно оказывается прочностное ограничение (7), которое, как и ограничение (6), определяет размеры шестерни исходя из условия прочности зубьев на выносливость при изгибе с целью предотвращения усталостного излома зубьев шестерни или штока-рейки.

Установленные закономерности формирования оптимального варианта механизма поворота поршневого типа объясняют, почему его основные конструктивные размеры - диаметр гидроцилиндров , диаметр и модуль шестерни - не чувствительны к изменению рабочего давления в гидросистеме , а зависят прямо пропорционально только от величины преодолеваемого крутящего момента (рис. 3).

Основной вклад в величину массы оптимального механизма поворота вносит масса шестерни. Ее доля достаточно стабильна для различных значений давления и момента и составляет ~ 2/3 общей массы механизма. Вклад конструктивных элементов, определяющих суммарную массу гидроцилиндров (корпусов и торцевых крышек гидроцилиндров, поршней, крепежных деталей и др.), составляет ~ 1/8…1/5. Этим обстоятельством и объясняется отмеченное выше достаточно малое повышение массы механизма с ростом рабочего давления , так как оно определяется только увеличением толщины стенок и крышек конструктивных элементов гидроцилиндров. Поэтому приоритетными направлениями совершенствования механизмов поворота поршневого типа крано-манипуляторных установок мобильных машин с целью дальнейшего снижения их массогабаритных параметров являются конструкторская проработка поперечного сечения тела шестерни, близкой к форме равной прочности, с удалением лишнего материала из ее центральной части, а также повышение контактно-усталостной прочности материала зубчатого венца шестерни с помощью технологических методов поверхностной упрочняющей обработки.

Список литературы

1. Промышленные роботы в машиностроении: альбом схем и чертежей / под ред. Ю.М. Соломенцева. - М.: Машиностроение, 1987. - 140 с.

2. Лагерев, А.В. Модернизация крана-манипулятора самоходной энергетической машины АСТ-4-А / А.В. Лагерев, И.А. Лагерев, В.В. Говоров // Вестн. Брян. гос. техн. ун-та. - 2010. - №4. - С. 59-66.

3. Лагерев, И.А. Динамический анализ трехзвенного гидравлического крана-манипулятора / И.А. Лагерев, А.В. Лагерев // Вестн. Брян. гос. техн. ун-та. - 2011. - №3. - С. 9-16.

4. Лагерев, А.В. Универсальная методика динамического анализа гидравлических кранов-манипуляторов /А.В. Лагерев, А.А. Мильто, И.А. Лагерев // Вестн. Брян. гос. техн. ун-та. - 2013. - №3. - С. 24-31.

5. Лагерев, А.В. Проектирование насосных гидроприводов подъемно-транспортной техники / А.В. Лагерев. - Брянск: БГТУ, 2006. - 232 с.

6. Лагерева, Е.А. Оптимальное проектирование гидравлических механизмов поворота шиберного типа крано-манипуляторных установок мобильных грузоподъемных машин / Е.А. Лагерева, И.А. Лагерев. - Вестн. Брян. гос. техн. ун-та. - 2013. - № 2. - С. 57-63.

7. Лагерев, И.А. Оптимальное проектирование подъемно-транспортных машин / И.А. Лагерев, А.В. Лагерев. - Брянск: БГТУ, 2013. - 228 с.

8. Иосилевич, Г.Б. Детали машин / Г.Б. Иосилевич. - М.: Машиностроение, 1988. - 368 с.

9. ГОСТ 21354-75. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчет на прочность. - М.: Изд-во стандартов, 1982. - 61 с.

10. Сакало, В.И. Сопротивление материалов / В.И. Сакало. - Брянск: БГТУ, 2009. - 528 с.

11. Гилл, Ф. Практическая оптимизация / Ф. Гилл, У. Мюррей, М. Райт. - М.: Мир, 1985. - 509 с.

Размещено на Allbest.ru

...