Енергозберігаючі силові передачі будівельно-дорожніх машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

ХАРКІВСЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ АВТОМОБІЛЬНО-ДОРОЖНІЙ

УНІВЕРСИТЕТ

УДК 621.878.25

05.05.04 машини для земляних, дорожніх і лісотехнічних робіт

АВТОРЕФЕРАТ

дисертації на здобуття наукового ступеня

доктора технічних наук

ЕНЕРГОЗБЕРІГАЮЧІ СИЛОВІ ПЕРЕДАЧІ БУДІВЕЛЬНО-ДОРОЖНІХ МАШИН

Ремарчук Микола Парфенійович

Харків 2008



Дисертацією є рукопис.

Робота виконана на кафедрі «Підйомно-транспортних, будівельних, дорожніх машин і обладнання» (ПТБДМО) Харківського національного автомобільно-дорожнього університету (ХНАДУ) Міністерства освіти і науки України.

Науковий консультант доктор технічних наук, професор Нічке Вільгельм Вільгельмович, ХНАДУ, Міністерства освіти і науки України, професор кафедри ПТБДМО.

Офіційні опоненти: доктор технічних наук, професор Кравець Святослав Володимирович, Національний університет водного господарства та природокористування Міністерства освіти і науки України, завідувач кафедри «Будівельних, дорожніх, меліоративних машин і обладнання»;

заслужений діяч науки і техніки України, доктор технічних наук, професор Лебедєв Анатолій Тихонович, Харківський національний технічний університет сільського господарства Міністерства агропромислової політики України, завідувач кафедри «Трактори і автомобілі»;

доктор технічних наук, професор Пенчук Валентин Олексійович, Донбаська національна академія будівництва і архітектури Міністерства освіти і науки України, завідувач кафедри «Будівельних і дорожніх машин».

Захист відбудеться «24» грудня 2008 р. о 12 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 64.059.02 при Харківському національному автомобільно-дорожньому університеті за адресою: вул. Петровського, 25, м. Харків, 61002, Україна.

З дисертацією можна ознайомитись у бібліотеці Харківського національного автомобільно-дорожнього університету за адресою: вул. Петровського, 25, м. Харків, 61002, Україна.

Автореферат розісланий «22» листопада 2008 р.

Вчений секретар спеціалізованої вченої ради Наглюк І.С.



ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Вступ. Копання ґрунту, підйом вантажу і ряд інших видів робіт в будівництві виконуються будівельно-дорожніми машинами (БДМ). Привод їх робочого обладнання забезпечується силовою передачею, яка здатна споживати в робочому циклі від 30 % до 100 % енергії первинного двигуна внутрішнього згоряння (ДВЗ) або електричного двигуна. В Україні до 2012 року передбачається побудувати близько 1400 км сучасних автобанів і радикально реконструювати близько 2900 км існуючих автодоріг. Не менше 60 % таких робіт планується виконувати екскаваторами, бульдозерами, самохідними стріловими кранами та іншими БДМ. Загальна вартість робіт, яка виконується БДМ, складає близько 30 млрд. грн. В цих умовах проблема підвищення продуктивності БДМ за рахунок зниження втрат енергії в силових передачах, в основному в гідросистемах, стає особливо важливою. Вирішення можливе за декількома напрямками, основними з яких є: зниження енергоємності робочого процесу; удосконалення силових передач БДМ і, зокрема, їх гідросистем.

Актуальність теми. У процесі аналізу схемних рішень силових передач БДМ виявлено таке: не встановлено діапазон їх раціонального використання за рівнем граничного зниження продуктивності та витрат палива; не розроблено для гідросистем як складової частини силової передачі, метод визначення раціонального діаметра трубопроводу при використанні робочої рідини заданої марки; не розроблено методи і засоби оцінки стану гідросистем для основних стадій життєвого циклу на основі використання єдиного показника, наприклад, коефіцієнта корисної дії (ККД); не досліджено гідросистеми керування гідроциліндрами, які є складовими гідромоторів, що використовуються для приводу механізмів БДМ.

Силова передача і її складова гідросистема є одним з головних елементів підсистеми БДМ, що входить до складу складної системи «оператор - БДМ - середовище», скорочено (ОМС). Дослідження, що направлене на встановлення закономірностей змінення працездатності гідросистеми БДМ, яке визначається за величиною граничного зниження загального ККД або допустимого напрацювання, ґрунтується на виявленому порушенні пропорційного зв'язку між продуктивністю і витратами палива через цикловий ККД системи ОМС в процесі її функціонування, складає важливу наукову проблему. Враховуючи подорожчання енергоресурсів, питання зменшення неефективних втрат палива і підвищення продуктивності системи ОМС на основі удосконалення силової передачі БДМ стає однією з важливих прикладних проблем. Таким чином, науково-прикладна проблема, що розглядається, є актуальною.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Дисертацію виконано відповідно до програми, що базується на Законі України «Про енергозбереження», прийнятої Ухвалою Верховної Ради № 74/94 з доповненнями № 3421-IV від 09.02.2006 р. за напрямком «Енергетика, енергозбереження» для фінансування держбюджетних тем «Принципи зниження енерговитрат і прогнозування залишкового ресурсу гідроприводу машин для земляних робіт», НДР 08-53-03 № ДР 0103U001438 та «Розробка теорії управління екологічно чистим транспортним засобом», НДР 11-53-06 № ДР 0106U001363. Дисертація базується на виконаних госпдоговірних темах для Харківського заводу «Будгідропривод» (НДР 54-09-84 № ДР 01.84.0004896, 1987 р., і НДР 54-12-87 № ДР 01.87.0044040, 1990 р.) та Укравтодору, (м. Київ), «Розробити рекомендації щодо підвищення продуктивності і технологічності роботи машин для земляних і дорожніх робіт за рахунок вдосконалення і автоматизації робочих процесів», НДР 41-11-05 № ДР 0105U002691, 2005 р.

Мета і завдання дослідження. Метою роботи є розвиток наукових основ створення енергозберігаючих силових передач, методів і засобів діагностики та оцінки залишкового ресурсу, направлених на підвищення продуктивності гідрофікованих БДМ і зниження неефективних витрат палива ДВЗ системи ОМС. Для досягнення мети вирішувались такі основні завдання:

- визначити для БДМ як машин циклічної дії вплив робочого процесу і стану силової передачі на тривалість в часі складових робочого циклу, продуктивність та витрати палива системи ОМС;

- виявити розподіл енергії за складовими та величиною в структурі циклового ККД екскаватора і визначити такі, які мають найбільший вплив на величину цього ККД;

- розробити імітаційні моделі із заданими закономірностями зниження загального ККД гідросистеми БДМ в складі циклового ККД системи ОМС і визначити граничну величину зниження загального ККД і часу напрацювання гідросистеми та залишковий ресурс за цими ж параметрами;

- розробити математичну модель для визначення раціонального діаметра трубопроводу для гідросистеми БДМ як об'єкта системи при використанні робочої рідини заданої марки;

- підтвердити гіпотезу про близькість потужностей, перша з яких витрачається на зрушення поршня в гідроциліндрі (вторинний двигун) для подолання сили робочих опорів і сили тертя спокою, а друга, що витрачається на сталий режим роботи, і на цій основі удосконалити математичні моделі для визначення загального ККД гідросистем для основних стадій життєвого циклу та обґрунтувати засоби для вимірювання величини цього ККД в умовах експлуатації БДМ;

- удосконалити систему керування гідроциліндрами і клапанними гідророзподільниками, що є складовими гідромотора для приводу механізмів БДМ та уточнити математичні моделі для визначення основних параметрів, що характеризують процес гідродинамічного і гідростатичного рідинного змащення в з'єднаннях елементів гідросистем.

Об'єкт досліджень процеси, що впливають на продуктивність і витрати палива через змінюваність стану силових передач гідрофікованих БДМ.

Предмет досліджень закономірності, що є основою енергозбереження в силових передачах БДМ при взаємодії їх з робочим середовищем (ґрунтом, вантажем). енергозберігаючий гідрофікований паливо ресурс

Методи досліджень. Аналітичні дослідження, основані на відомих законах механіки, гідромеханіки, на принципах системного аналізу (системотехніки), математичного та імітаційного моделювання.

Експериментальні дослідження базуються на застосуванні теорії планування експериментів, методів чисельного аналізу, а також на використанні створеного лабораторного екскаватора-стенда і натурних машин.

Наукова новизна одержаних результатів:

- вперше для гідрофікованих БДМ встановлено нові закономірності впливу робочого процесу і стану силової передачі БДМ на тривалість загального часу робочого циклу, на продуктивність і цикловий ККД системи ОМС;

- встановлено розподіл енергії за величиною і складовими в структурі циклового ККД при розробці ґрунту екскаватором та доведено, що найбільший вплив на рівень неефективних витрат палива і на зниження продуктивності системи ОМС мають: ККД ДВЗ; ККД гідросистеми; коефіцієнт рівня використання гідрофікованих механізмів упродовж робочого циклу;

- запропоновано на основі перетворення пропорційного зв'язку через цикловий ККД системи ОМС із заданими закономірностями зміни ККД гідросистеми БДМ нову імітаційну модель для встановлення граничних значень загального ККД і часу напрацювання гідросистеми БДМ за умови досягнення в процесі рішення цієї моделі свого мінімального значення;

- отримано нову математична модель для визначення величини раціонального діаметра трубопроводу БДМ за умови досягнення в процесі рішення математичної моделі свого найбільшого значення для заданої марки робочої рідини з відомою закономірністю зміни її в'язкості;

- запропоновано і підтверджено гіпотезу про можливість досягнення умови близькості потужностей при зрушенні поршня в гідроциліндрі і при сталому режимі за рахунок забезпечення характерної швидкості переміщення (або часу на зрушення), з використанням якої удосконалено математичні моделі для визначення загального ККД гідросистеми для основних стадій життєвого циклу і створено макетний комп'ютерний комплекс для вимірювання фактичної величини ККД в процесі експлуатації БДМ;

- розроблений експериментально-теоретичний метод оцінки фактичного стану гідросистеми БДМ за величиною ККД і часу напрацювання та метод визначення залишкового ресурсу на основі знання граничних і поточних значень ККД і часу напрацювання гідросистеми;

- удосконалено систему керування гідроциліндрами, що працюють в режимі «штовхання-втягнення» зі співвідношенням діаметра штока до діаметра поршня, що дорівнює 0,707, і клапанні гідророзподільники, які входять до складу гідромоторів механізмів БДМ, та уточнено математичні моделі для визначення параметрів, що характеризують процес гідродинамічного і гідростатичного рідинного змащення в елементах гідросистем.

Практична значимість одержаних результатів полягає в розробці: методики встановлення параметрів і вибору елементів гідросистеми при її проектуванні для БДМ з визначенням загального ККД; методики визначення раціонального діаметра трубопроводу гідросистеми БДМ для заданої марки робочої рідини; методики проектування гідромоторів, що складаються з гідроциліндрів і клапанних гідророзподільників, для приводу механізмів БДМ з розробкою гідросистем в поєднанні з пристроями для акумулювання енергії; методики визначення радіальних зусиль і механічного ККД гідроциліндрів БДМ з використанням рідинного тертя в рухомих з'єднаннях; експериментально-теоретичного методу визначення стану і залишкового ресурсу гідросистем БДМ за величиною ККД і часу напрацювання на основі створеного вимірювального комплексу.

Результати роботи впроваджені у виробництво на підприємствах: ВНДІБуддормаш (м. Івантеєвка, Московської обл.); ТОВ «СИНТОН», (Росія); Харківський завод «Будгідропривод»; СКТБ заводу «Будгідравліка», (м. Харків); ДП АДКОМ Україна, (м. Харків); ВАТ «Запоріжсталь».

У навчальний процес ХНАДУ впроваджені: спеціалізація «Комп'ютерна розробка і діагностика дорожніх машин, обладнання і систем управління», спеціальність 7.090214 ПТБДМО; стенди і елементи гідросистем, створених в основному на використанні винаходів; методика проектування гідросистем БДМ.

Для підвищення рівня навчального процесу результати роботи використані в: Київському НТУ; Військовому інституті МВС України, (м. Харків); Харківському НТУ «ХПІ»; Донбаській НАБА, (м. Макіївка).

Особистий внесок здобувача. Основні результати досліджень, що наведено в авторефераті, викладено в 30 публікаціях. Серед них 20 робіт без співавторів. Особисто автором розроблені і сформульовані всі основні положення дисертаційної роботи, обґрунтовані наукова гіпотеза, методи, моделі, які направлені на підвищення продуктивності і зменшення енерговтрат в силових передачах на основі удосконалення гідросистем БДМ.

В роботах, опублікованих у співавторстві, автору належать: постановка, проведення досліджень і обґрунтування висновків [6, 9, 13, 16]; розробка конструкцій, обґрунтовано впровадження наукових рішень для практичного використання [17, 24]; математичне обґрунтовування досліджень [27]; постановка і обґрунтування дослідження [28]; обґрунтовано спосіб визначення ККД гідросистеми [29]; обґрунтовано систему керування гідроциліндрами, що входять до складу гідромотора [30].

Апробація результатів дисертації. Основні положення дисертаційної роботи отримали позитивну оцінку більш ніж на 30 різних конференціях, з яких особливо важливими є: «Актуальные вопросы охраны окружающей среды», 18-20 мая 1994 г. (Кременчугский филиал ХПИ); «Интерстроймех 2000», 16-18 октября 2000 г. (г. Харьков, ХГАДТУ); «Гидроаэромеханика в инженерной практике» (VІ конференция), 5-8 июня 2001 г. (г. Харков, НТУ «ХПИ»); «Проблемы мехатроники в дальнейшем развитии транспортных средств и систем», 16-18 октября 2001 г. (г. Харьков, ХНАДУ); «Гидроаэромеханика в инженерной практике» (VІI конференция), 3-6 июня 2002 г. (г. Киев, НТУ Украины «КПИ»); «Промислова гідравліка і пневматика», 17-18 лютого 2004 р. (м. Київ, НАУ і НТУ); «Сталий розвиток гірничо-металургійної промисловості», 18-22 травня 2004 р. (м. Кривий Ріг, КТУ); «Материалы, оборудование и ресурсосберегающие технологии», 22-23 апреля 2004 г. (Белорусь, г. Могилев, БРУ); «Интерстроймех- 2004», 14-17 сентября 2004 г. (Россия, г. Воронеж, ВГАСУ); «Сучасні проблеми та перспективи розвитку дорожньо-будівельного комплексу України», 30 вересня-1 жовтня 2004 р. (м. Київ, НТУ); «Наукові основи створення високоефективних землерийно-транспортних машин», 22-24 листопада 2004 р. (м. Харків, ХНАДУ); «Технические и экономические перспективы развития автотранспортного комплекса и дорожного строительства», 1617 мая 2005 г. (г. Харьков, ХНАДУ); «Мехатроника строительных и дорожных машин», 24-26 октября 2007 г. (г. Харьков, ХНАДУ); конференціях при кафедрі ПТБДМО (м. Харків, (ХАДІ, ХДАДТУ), ХНАДУ, 1986-2007 рр.).

У повному обсязі дисертація розглянута на наукових семінарах: кафедри ПТБДМО ХНАДУ; кафедри будівельних машин та обладнання ПолтНТУ; кафедри гірничих машин Донецького НТУ; вченої ради Д 26.056.08 при Київському НУБА; кафедри будівельних, дорожніх, меліоративних машин і обладнання НУВГП, (м. Рівне); кафедри БДМ ПДАБА, (м. Дніпропетровськ) та на конференції «Интерстроймех- 2004», (м. Воронеж, Росія).

Публікації. Основні положення дисертаційної роботи викладено в 30 наукових працях, з яких 28 опубліковано у фахових виданнях, затверджених ВАК України та 2 роботи опубліковано, як патенти на винаходи України.

Структура й обсяг роботи. Дисертація складається зі вступу, восьми розділів, висновків, додатків і списку використаних джерел. Повний обсяг дисертації становить 471 сторінку, з яких: 225 рисунків і 22 таблиці представлено окремо на 47 сторінках; 5 додатків представлено на 65 сторінках. Список використаних джерел нараховує 502 найменування на 50 сторінках.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі обґрунтовано актуальність теми, сформульовано мету і завдання дослідження, наукову новизну та практичну значимість роботи.

У першому розділі дається «Огляд наукових праць з енергозбереження в силових передачах будівельно-дорожніх машин»

Вдосконалювання робочих процесів, силових передач, надійності їх роботи, підвищення якості робочих рідин і палива здійснено завдяки таким ученим, як: Артем'єв К.О., Баладінський В.Л., Баловнєв В.І., Бузін Ю.М., Венцель Є.С., Вєтров Ю.О., Волков Д.П., Домбровський М.Г., Ємельянова І.А., Кованько В.В., Кравець С.В., Лебедєв А.Т., Ловейкін В.С., Маслов А.Г., Мещеряков В.О., Назаренко І.І., Назаров Л.В., Нєдорезов І.А., Нестеров А.П., Нікулін П.І., Нічке В.В., Оніщенко О.Г., Пенчук В.О., Проніков А.С., Ряхін В.А., Селіванов С.Є., Семенюк В.Ф., Сівко В.Й., Сукач М.К., Тарасов В.Н., Ульянов М.О., Хмара Л.А., Холодов А.М. Щербаков В.С. і багатьох ін., рівень питомої металомісткості БДМ за останні 100 років знизився більш ніж в 70 разів - з 7,81 до 0,109 т/кВт. Питома металомісткість елементів гідросистем складає всього 34…0,08 кг/кВт. При цьому в роботах цих авторів залишилось не розглянутим питання енергозбереження в робочому процесі БДМ при взаємодії силових передач з ґрунтом (вантажем) у взаємозв'язку з продуктивністю і втратами палива. У вирішенні питань удосконалювання і уніфікації елементів та гідросистем різного призначення, у тому числі силових передач БДМ, найбільший внесок зробили такі вчені як Алексєєва Т.В., Башта Т.М., Білякович Н.А., Васильченко В.О., Григоров О.В., Данилов Р.Г., Іскович-Лотоцький Р.Д., Клюєв В.В., Кононихін В.Д., Лебедєв А.Т., Лур'є З.Я., Любельский В.І., Макаров Р.А., Навроцький К.Л., Немировський І.А., Пелевін Л.Є., Петров І.А., Полянський С.К., Свєшніков В.К., Сидоров В.І., Сиріцин Т.А., Струтинський В.Б., Токаренко В.М., Трифонов О.Н., Федорець В.О., Харазов А.М., Яхно О.М., Khurmi R.S., Dieter Mathias, Lauer Viktor і ін. Однак, в наукових працях цих авторів недостатньо висвітлені питання про оцінку якості та стану гідросистеми за величиною загального ККД гідрофікованих машин на всіх стадіях життєвого циклу. Досконалими у схемному рішенні є гідросистеми таких машин:- екскаватори ЕК-12 і ЭО-6123 з приводом насосів від ДВЗ і від електродвигунів (Росія); - навантажувач ТО-27-1 та бульдозер 101А (Білорусія); - кран TADANO (Японія).

За результатами проведених патентних досліджень за період з 1975 по 1987 рр. було відібрано 889 охоронних документів, у тому числі: СРСР - 201; Англія -39; США -219; Франція -96; ФРН -231; Японія -68; у патентних відомствах Європи - 35. Установлено середньорічне патентування нових конструктивних рішень гідророзподільників за названий період: для кранових - 18,3 %; золотникових - 52,2 %; клапанних - 29,5 %. До недоліків золотникових розподільників відносяться значні внутрішні витоки рідини. У клапанних розподільників вони мінімальні, що свідчить про їх перспективність.

Приведення механізмів з перетворенням поступового в обертовий рух на базі гідроциліндрів використовується з 30-х років минулого сторіччя. Але через нерівномірність швидкості обертання кривошипів в силових передачах БДМ вони не отримали широкого застосування. Алексеєвою Т.В. та її учнями у 1969 р. вивчалися питання рекуперації енергії в гідросистемах БДМ. Над вирішенням питання рекуперації енергії і створення умов для роботи ДВЗ у режимі екологічно чистого транспорту працюють відомі вчені ХНАДУ, професори: Бажинов О.В., Богомолов В.О., Волков В.П., Говорущенко М.Я., Клименко В.І., Назаров Л.В., Подригало М.А., Туренко А.М. та багато інших. Однак, розглянуті ними питання стосуються процесу функціонування ДВЗ без взаємозв'язку з роботою гідросистеми.

Зменшення сил тертя в різних з'єднаннях елементів гідросистем розглянуто в наукових працях Бушуєва В.В., Ємцева Б.Т., Жоховського М.К., Ісаченкова Е.І., Нікітіна Г.А., Сльозкіна Н.А., Ускова М.К., Етсіона І., Пінкуса О., Viersma T.J. та інших. У цих роботах наведено рішення, які стосуються спеціальних питань, або суперечливих рішень, які не погоджуються між собою, що викликало необхідність проведення додаткових досліджень.

Напрямки підвищення продуктивності БДМ на основі забезпечення автоматизації робочих процесів і застосування системи регулювання завантаженням первинного двигуна показано в роботах Александрова Є.С., Алексієва О.П., Дерев'янка С.М., Іващенка М.М., Кудрявцева Е.М., Кузіна Е.Н., Нагорного В.С., Нефьодова Л.І. та інших. Але у їхніх роботах не досліджено питання оцінки стану ДВЗ за рівнем неефективного використання палива. Застосування системного аналізу, математичного та імітаційного моделювання розглянуто в працях Вентцеля О.С., Горбачова В.А., Горстка А.Б., Карпова Ю.Г., Кутковецького В.Я., Ланге О., Лур'є З.Я., Сороки К.О., Старіша О.Г., Цигичка В.Н., Шоріна В.Г. та інших. Цими авторами широко розглянуті питання оптимізації складних систем на основі використання системного підходу. Разом з тим ними не досліджені системи, в склад яких включені оператор, машина і робоче середовище.

За результатами аналітичного огляду літературних джерел виявлено науково-прикладну проблему, на основі якої розроблено структурно-логічні схеми дослідження (рис. 1).

Другий розділ присвячений «Вибору напрямків і методів досліджень силових передач». Для досягнення поставленої мети обрано ряд напрямків і методів досліджень, що дозволяють найбільш повно вивчати особливості протікання реальних процесів в силових передачах БДМ.

1. Системний аналіз при дослідженні силової передачі БДМ. За загальноприйнятим визначенням силова передача представляє собою набір пристроїв, елементів, з'єднаних один з одним, що призначені для передачі енергії від джерела ДВЗ до виконавчого механізму БДМ і в сукупності утворюють систему ОМС, яку наведено на рис. 2. При цьому забезпечується трансформація силових і швидкісних показників робочих органів БДМ.

Аналіз взаємодії елементів системи ОМС (рис. 2) показує, що кваліфікація оператора (машиніста) і показники міцності при різанні ґрунту робочим органом мають найбільший вплив на продуктивність машини. З позиції дослідження продуктивності і витрат палива найбільш значимими і прогнозованими (що, відповідно, піддаються керуванню) є ДВЗ, силова передача і робочий процес БДМ. Показники, що характеризують внутрішній стан системи ОМС, встановлюються через початкові втрати палива ДВЗ і початкову продуктивність БДМ системи ОМС на основі загального ККД системи ОМС за цикл роботи. Введемо поняття циклового ККД системи ОМС, який для послідовно з'єднаних елементів визначається за формулою

, (1)

де - цикловий ККД системи ОМС; - загальний ККД ДВЗ; - загальний ККД силової передачі, яка складається із загального ККД гідросистеми і важільної системи робочого обладнання БДМ; - загальний ККД робочого процесу БДМ.

У загальному вигляді цикловий ККД системи ОМС характеризується відношенням вихідної потужності, яка представляється через експлуатаційну (циклову) продуктивність машини (м3/с) та питомий опір ґрунту (кПа) при його розробці, до вхідної потужності, яка встановлюється через витрати палива (кг/год) та його теплотворну здатність (кДж/кг), тоді з урахуванням розмірності складових можна записати у вигляді

. (2)



ККД робочого процесу можна представити як

. (3)

де - ККД процесу копання ґрунту БДМ; - коефіцієнт рівня використання гідрофікованих механізмів упродовж робочого циклу, який визначається через відношення тривалості в часі роботи (вимірювання в секундах) основного механізму (копання грунту, підйом вантажу) до загального часу роботи всіх механізмів , що використовуються для завершення робочого циклу БДМ.

Залежність (2), що записана через ККД окремих складових, має вигляд

. (4)

Для встановлення впливу на продуктивність БДМ, на коефіцієнт і на інші показники таких факторів як властивості ґрунту, особливості робочого процесу, наприклад, кут повороту робочого обладнання на розвантаження ковша, об'ємний ККД гідросистеми слід дослідити всі елементи робочого циклу силових передач машин циклової дії, до яких відносяться БДМ.

2. Гідросистема як складова силової передачі БДМ. Гідросистема представляється як модель об'єкт системи з входом, у якій є змінними за величиною діаметри гідроліній, що з'єднують елементи гідросистеми. Внутрішньою інформацією такої системи є величина в'язкості робочої рідини, що змінюється в широкому діапазоні значень для цієї марки робочої рідини з урахуванням температури зовнішнього середовища, рівня навантаження, довжини гідроліній та інших факторів. Вихідним параметром системи є загальний ККД гідросистеми. Співвідношення виходу до входу, за визначенням кібернетика О. Ланге, називається «пропускною здатністю системи». Встановлення найбільшої величини пропускної здатності системи на основі створеної математичної моделі є критерієм рішення цієї задачі.

3. Гіпотеза. Для удосконалення методики розрахунку і проектування гідросистеми БДМ прийнято гіпотезу про близькі величини потужностей зрушення і сталого руху поршнів силових гідроциліндрів у режимі номінального навантаження. Для обґрунтування теоретичних досліджень використано рівняння динаміки, а для експериментальних досліджень створено лабораторний екскаватор-стенд.

4. Уточнення радіальних навантажень в з'єднаннях гідроциліндрів. Для розрахунку радіальних навантажень і сил тертя в з'єднаннях поршень-гільза циліндра, шток-направляюча втулка складено систему лінійних рівнянь, яка враховує диференціальне підведення робочої рідини до порожнин гідроциліндра для забезпечення прямого і зворотного ходу штока.

5. Дослідження процесу гідростатичного та гідродинамічного змащення. Для уточнення математичних моделей для описування процесу рідинного тертя в рухомих з'єднаннях елементів гідросистем використані рівняння Нав'є-Стокса і витрат рідини із застосуванням загальноприйнятих припущень.

6. Гідромотор створений на базі гідроциліндрів. Дослідження гідромотора для БДМ на основі нової клапанної розподільної системи базується на розгляді циклограм роботи двох і більше силових гідроциліндрів при різних їх схемних підключеннях. Для створеного гідромотора використано умову про забезпечення в штовхаючому і тягнучому режимах в процесі переміщенні штоків гідроциліндрів рівності обертального моменту до моменту зовнішнього навантаження.

У третьому розділі представлений «Аналіз робочого процесу БДМ за величиною циклового ККД на прикладі одноковшових екскаваторів».

Процес копання ґрунту повноповоротним екскаватором виконується механізмами повороту ковша, рукояті або послідовно рукояттю і ковшем безпосередньо при керуванні силовими гідроциліндрами. Складовими частками робочого циклу є робота основного і додаткових механізмів, наприклад, підйом-опускання стріли, поворот робочого обладнання (поворотної платформи) в горизонтальній поверхні, розвантаження ковша. Опускаючи проміжні викладки і приймаючи припущення про роботу послідовно кожного з механізмів, найбільша тривалість робочого циклу в часі для екскаватора складатиме

де , , - хід штоків гідроциліндрів механізму, що забезпечують копання ковшем, стрілою і рукояттю, м;, , - площа поршня робочої порожнини гідроциліндрів ковша, стріли і рукояті, мм2; - ідеальна подача однієї секції регульованого насоса (2 в знаменниках першої і другої складових вказує на використання здвоєного насоса, тобто подвійного потоку робочої рідини), дм3/с; - тиск, що розвиває насос при визначенні об'ємного ККД, МПа; - початковий об'ємний ККД гідросистеми; , - середній тиск в гідродвигунах механізму копання і обертання платформи, МПа; - час розвантаження ковша, с; - тиск насоса при максимальному навантаженні, МПа; - кут повороту робочого обладнання при розвантаженні ковша (= 45о…180о або =0,785…3,14 рад); - найбільша кутова швидкість обертання платформи при ідеальній подачі однієї секції насоса, рад/с; - моменти інерції робочого обладнання з ґрунтом і без такого для поворотної платформи при обертанні її відносно вертикальної осі, кгм2; - максимальний рушійний момент, приведений до осі обертання платформи, нм; , - механічний ККД редуктора приводу насоса і гідромеханічний ККД гідросистеми; , - механічний ККД редуктора приводу насоса і гідромеханічний ККД гідросистеми; - механічний ККД механізмів обертання платформи; , - коефіцієнт трансформації тиску в робочому діапазоні характеристики насоса для гідроциліндрів (=2) і гідромотора платформи (=1,6).

До чинників, що впливають на тривалість робочого циклу, а звідси, на рівень зниження продуктивності та енергоспоживання екскаватора, є кут повороту робочого обладнання на розвантаження ковша і об'ємний ККД гідросистеми. Результати теоретичних досліджень з використанням математичної моделі (5) на підставі вхідних даних для екскаватора типу ЭО-3322, наведені на рис. 3 і 4, які дозволяють встановити таке.

Збільшення кута повороту робочого обладнання від 45о до 180о при незмінних питомому зусиллі різання ґрунту =120 кПа та об'ємному ККД =0,96 призводить до зростання загальної тривалості робочого циклу в часі до 50 % та одночасно до зниження продуктивності екскаватора до 28 %. Оскільки коефіцієнт безпосередньо входить до складу циклового ККД системи ОМС, то при його зниженні на 28 % втрати палива зростають на цю величину, при умові лінійної закономірності зміни цього показника (рис. 3). Зниження об'ємного ККД гідросистеми з 0,96 до 0,72 (рис. 4) приводить до підвищення на 14 % , а продуктивність незалежно від зростання лінійно знижується до 20 %. Визначення продуктивності роботи і витрат палива через зміну внутрішнього стану силової передачі можливий на основі розгляду ОМС як складної системи при використанні системного підходу. На підставі того, що об'ємний ККД гідросистеми залежить від терміну експлуатації екскаватора, виникає необхідність в розробці бортової діагностичної апаратури для оцінки її стану за величиною загального ККД та визначення залишкового ресурсу роботи за ККД і часом напрацювання гідросистеми. На основі аналізу результатів теоретичних досліджень, встановлених при копанні найпоширеніших ґрунтів рукояттю екскаватора з місткістю ковша 0,5 м3 при змінній (s) і постійній (c) товщині стружки, отримано такі усереднені значення ККД гідросистеми = 0,216 і = 0,24 та ККД робочого процесу = 0,769 і = 0,765.

На підставі відомих даних для режиму робочого циклу екскаватора прийнято: - ККД ДВЗ = 0,4; - ККД шарнірів робочого обладнання = 0,9. При використанні результатів циклограми роботи повноповоротного екскаватора ЭО-3322А складова має значення 0,233. Складові циклового ККД екскаватора представлено у вигляді діаграми, що наведена на рис. 5, а результати розрахунку з використанням залежності (4) - на рис. 6.

За результатами розрахунку цикловий ККД екскаватора становить при копанні ґрунту рукояттю зі змінною стружкою 0,0139, а постійною - 0,0154. Розбіжність результатів розрахунку, отриманих при використанні залежності (2) як основної у порівнянні з (4) при копанні ґрунту з постійною стружкою, не перевищує 17 %, що дозволяє використовувати формулу (3) для досліджень процесів копання ґрунту машинами циклічної дії, тобто БДМ.

Якщо прийняти для , , , , рівень споживання енергії за 100 %, залежність (3), то за цикл роботи екскаватора у відсотках він складатиме, відповідно: 24,37; 30,87; 31,15; 4,06 й 9,54. Рівень витрат енергії ДВЗ для екскаватора за величиною її зростання групується: тертя в шарнірах робочого обладнання; копання ґрунту рукояттю; робота ДВЗ; гідросистема БДМ; використання в часі механізмів екскаватора упродовж усього робочого циклу. Таким чином, витрати енергії для системи ОМС залежать в основному від стану ДВЗ (24,37 %), гідросистеми (30,87 %) і від рівня використання в часі механізмів екскаватора упродовж робочого циклу (31,15 %). Це дозволяє зробити висновок, що найбільший вплив на продуктивність роботи екскаватора і на величину неефективних витрат палива ДВЗ мають наведені три чинники, які за величиною перевищують 85 %. В роботі головну увагу приділено підвищенню ККД гідросистеми і коефіцієнту , що визначає рівень використання в часі механізмів БДМ упродовж робочого циклу, як найбільш впливовим чинникам на цикловий ККД. Це дозволило прийняти загальний ККД гідросистеми БДМ у структурі циклового ККД за один з основних параметрів для оцінки стану на основних стадіях життєвого циклу.

У четвертому розділі розглянуто «Імітаційне та математичне моделювання для визначення граничного зниження загального ККД, залишкового ресурсу і раціонального діаметра трубопроводу гідросистеми БДМ».

1. Граничне значення ККД гідросистеми. Засоби виміру загального ККД гідросистеми для широких досліджень ще не створені, тому задача визначення граничного зниження загального ККД гідросистеми БДМ вирішувалась із застосуванням імітаційного моделювання. При розробці імітаційних моделей використані критерії, в основі яких застосований пропорційний зв'язок, що базується на відношенні виходу до входу і, відповідно, продуктивності БДМ до витрат палива ДВЗ, характерний для кібернетичних систем або для автоматизованих систем управління.

Граничним значенням загального ККД гідросистеми БДМ приймається така її величина, яка відповідає оптимуму (в цьому випадку мінімуму), що встановлюється у вигляді нового пропорціонального зв'язку, який визначається через зниження (із заданою закономірністю) циклового ККД системи ОМС шляхом розрахунку відношення поточної і упущеної величини експлуатаційної продуктивності БДМ та, відповідно, поточних і упущених витрат палива ДВЗ як складових параметрів виходу і входу цієї системи. Із шести спрощених схем системи ОМС, представлених у дисертації, в табл. 1 показано третю схему, як найбільш поширену. В табл. 1 представлено залежності для розрахунку початкового й поточного значень циклового ККД системи ОМС.

Символи в табл. 1 позначають таке: Д, ГС, ДС, Т, РО - відповідно, джерело енергії, гідросистема, додаткова система керування, трансмісія, робочий орган; , , - частка потужності, що використовується гідросистемою, трансмісією й додатковою системою; , - початкове й поточне значення циклового ККД системи ОМС; - втрати ККД гідросистеми, прийняті при імітаційному моделюванні; , , і - загальний ККД, відповідно, гідросистеми, шарнірних з'єднань гідроциліндра, додаткової гідросистеми і трансмісії; =1 і = 0 - характеризують зниження ККД елементів системи: 1 - наявність процесу; 0 - відсутність.

Імітаційна модель , входом якої є корисні витрати палива, а виходом - продуктивність, в безрозмірному вигляді представляється як

. (6)

Імітаційна модель , вхідною величиною якої є загальні витрати палива, а вихідною - продуктивність, запишеться у вигляді

. (7)

Для визначення початкового і поточного значення циклового ККД (табл. 2) використані вихідні дані: ; ; 0,9; 0,965; 0,85; ; =1; =0. За умові коли (табл. 1) , то для цих даних початкове значення циклового ККД становить =0,0154. Наприклад, якщо загальний ККД гідросистеми становить = 0,7 і незмінними є інші параметри, то початковий цикловий ККД системи ОМС - = 0,0438. На основі залежностей (6) і (7) для потужності, що використовується гідросистемою на рівні Ne= 95 % ( ), установлені значення граничного зниження загального ККД і припустимого наробітку (роки) гідросистеми екскаватора ЭО-3322А, які наведені в табл. 2.

У табл. 2 цифри 1…6 (перша колонка) позначають залежності, які описують різні закономірності росту втрат ККД і часу наробітку гідросистеми екскаватора. При імітаційному моделюванні прийняті такі закономірності (друга колонка): лінійний (л); параболічний сповільнений (пс); параболічний прискорений (пп); експонентний сповільнений (ес), характер їхньої зміни. Короткий аналіз результатів імітаційного моделювання, представлених у табл. 2 (колонки 3 й 4, а також 7 і 8), показує, що рівень граничного зниження ККД (0,04 й 0,125) для лінійного характеру росту втрат ККД становить не більше 17 % від величини початкового значення (0,24 і 0,7) загального ККД гідросистеми екскаватора. Таким чином, зниження загального ККД гідросистеми на рівні не більше 17 % можна прийняти як нормативне. Отже, при зниженні загального ККД гідросистеми екскаватора до значення 0,2 або 0,575 встановлюється мінімальне значення моделі (6) і забезпечується оптимальний зв'язок між зниженням продуктивності і збільшенням неефективних витрат палива. При подальшому зниженні ККД гідросистеми продовжувати використовувати БДМ стає нераціональним. На підставі припущення про рівномірне навантаження екскаватора в робочому циклі гідросистем усіх чотирьох механізмів граничне значення загального ККД і часу напрацювання гідросистеми для кожного механізму є однаковими (табл. 2). Фактичні значення для кожного механізму приймаються з урахуванням реального рівня навантаження в робочому циклі. Зниження ККД гідросистеми екскаватора на величину 0,04 може бути здійснено за 0,8; 2,6 або 4,7 роки, якщо процес напрацювання визначається лінійними, сповільненим параболічним або сповільненим експонентним законами.

Граничні значення ККД і часу напрацювання гідросистеми, що визначаються іншими закономірностями, які описуються залежностями (5) і (6) (табл. 2), є малоймовірними. Для встановлення реальних закономірностей напрацювання гідросистеми потрібно створення спеціальної діагностичної апаратури, наприклад, на основі вдосконалення створеного макетного вимірювального комплексу, наведеного (рис. 13) до вигляду універсального приладу.

2. Залишковий ресурс. Визначення залишкового ресурсу роботи базується на знаннях граничного і фактичного значення загального ККД гідросистеми. Фактичне значення ККД визначається за методикою (пат. 74044, Україна, 2005 р.). Залишковий ресурс за часом роботи гідросистеми визначається як різниця між напрацюванням , що відповідає граничному значенню загального ККД , і напрацюванням у момент діагностування в умовах експлуатації. Для ідентифікації стану гідросистеми за величиною загального ККД на всіх стадіях життєвого циклу розроблено структурну схему послідовності дій (наведена в дисертації).

3. Раціональний діаметр трубопроводу. Гідросистема, що призначена для виконання гідроциліндром прямого (зворотного) ходу штока, розглядається у вигляді об'єкта системи. Для гідросистеми складено математичну модель (8), що описує процес її функціонування. Визначення раціонального діаметра трубопроводу забезпечується рішенням рівняння (8) при досягненні ним свого максимального значення

, (8)

де , - максимальне і поточне значення загального ККД гідросистеми, що залежить від в'язкості рідини та діаметра трубопроводу; - варійований діаметр гідроліній.

Рішення, згідно з (8), наведено на рис. 7 а і б для гідросистеми БДМ із різною довжиною гідроліній.

Для пунктирнокрапкової кривої довжина гідроліній в 1,6 рази збільшена в порівнянні з довжиною гідроліній, яка у безрозмірному вигляді дорівнює - 1, а на графіку (рис. 7 а і б) вона представлена суцільною кривою. На рис. 7, як приклад, наведено результати для гідросистеми, для якої використовується робоча рідина ВМГЗ зі змінною в'язкістю в діапазоні від 6 до 126 мм2/с (сСт). Остаточне значення раціонального діаметра трубопроводу (мм) відносно даних, представлених на рис. 7, приймається з врахуванням ймовірності зміни температурного діапазону роботи гідросистеми БДМ в реальних умовах. Для забезпечення єдиної методології модель (8) замість максимізації слід теж мінімізувати.

У п'ятому розділі дається «Теоретичне обґрунтування гіпотези та визначення загального ККД гідросистеми БДМ для основних стадій життєвого циклу».

1. Підтвердження гіпотези. Для визначення величин потужностей, необхідних на зрушення і на сталий режим роботи, дослідження проводилися на екскаваторі-стенді при подачі рідини в поршневі порожнини гідроциліндрів для підйому стріли екскаватора (рис. 8 а). Зрушення штоків гідроциліндрів розпочинається при досягненні тиску рідини в поршневих порожнинах гідроциліндрів, який відповідає рівню постійного навантаження. Диференціальне рівняння, що використано для визначення потужності перехідного режиму роботи гідроциліндрів, зведено до алгебраїчного. Потужність, що витрачається на перший закид тиску при підйомі стріли, описується в основному трьома складовими: - потужність, що витрачається на підвищення тиску рідини до початку зрушення штока гідроциліндра; - потужність, що витрачається на втрати рідини на ділянці від насоса до робочих порожнин гідроциліндрів; - потужність, що витрачається на підвищення тиску при зрушенні штоків для подолання сил опору переміщенню і сили тертя спокою. Рівняння потужності представимо у вигляді:

, (9)

, (10)

, (11)

де - тиск рідини в гідросистемі до початку зрушення штока, МПа; об'єм рідини на ділянці від насоса до поршневих порожнин гідроциліндрів, включаючи рідину, що знаходиться в елементах гідросистеми, м3; - час, що витрачається на зростання тиску рідини від початкового значення тиску до тиску зрушення штоків, с; - модуль пружності рідини, МПа; площа поршневої порожнини гідроциліндрів, мм2; - швидкість штока гідроциліндрів, що визначається при відсутності втрат рідини у гідросистемі, за винятком втрат у насосі, м/с; - фактична швидкість рівноприскореного руху штока гідроциліндра, м/с; приведена до штока гідроциліндра маса стрілового обладнання екскаватора-стенда, ковша й вантажу, кг; - час, що витрачається на подальше зростання тиску рідини від зрушення штока до першого максимального стрибка тиску рідини, с; - коефіцієнт в'язкого тертя, ; - жорсткість конструкції робочого обладнання, яка приведена до штоків гідроциліндрів стріли, Н/м.

Загальна потужність, що необхідна на зрушення штоків гідроциліндрів

. (12)

Потужність сталого режиму роботи визначається за формулою



, (13)

де - корисне навантаження, що сприймають гідроциліндри, кН.

На рис. 8 а і б показано загальний вигляд і кінематичну схему екскаватора-стенда.

Основними елементами екскаватора-стенда є стріла 1 трубчастого виконання, яка шарнірно з'єднана через проміжну центральну вставку 2, і рукоять 3 з ковшем 4. Навантаження від маси стріли 1, вставки 2, рукояті 3, ковша 4 і вантажу, розміщеного в ковші, сприймається двома паралельно з'єднаними гідроциліндрами 5. Рівняння потужності для перехідного режиму при зрушенні поршня представлено в функції поточної швидкості

, (14)

де - поточна швидкість переміщення штоків гідроциліндрів, м/с; , , - коефіцієнти рівняння (14).

Рівняння потужностідля сталого режиму роботи

. (15)

Задача пошуку вирішується графоаналітичним шляхом. Якщо прирівняти рівняння (14) і (15), то отримаємо швидкість руху штока , при якій забезпечується близька рівність потужностей при зрушенні і сталому режимі

. (16)

2. Загальний ККД гідросистеми БДМ. При проектуванні гідросистем за умови забезпечення близьких величин потужностей, необхідних на зрушення і на сталий режим роботи, для швидкості переміщення штока , при навантаженні, що діє на шток гідроциліндра (кН), розрахунковий робочий об'єм насоса (см3/об) становить

, (17)

де - гідромеханічний ККД насоса, близький до 0,9; - номінальна частота обертів вала насоса, об/хв; - номінальний тиск в гідросистемі, МПа - проектне значення загального ККД гідросистеми, приймається не нижче 0,6…0,7.

Забезпечення умови близької рівності потужностей при зрушенні і сталому режимі роботи гідроциліндрів на стадії проектування гідросистем БДМ дозволяє підвищити її ККД у середньому на 10...15 %. Залежності для визначення загального ККД гідросистеми БДМ при забезпеченні цієї умови для основних стадій життєвого циклу наведено в табл. 3.

На етапі проектування гідросистеми за величиною загального ККД визначається якість впроваджених конструктивних рішень: на стадії приймальних випробувань - відповідність дотримання технології виготовлення, в умовах експлуатації - фактичний стан гідросистеми. Позначення в табл. 3 такі: , , - ККД гідросистеми на стадіях проектування, виробництва і експлуатації; - робочий об'єм насоса, см3/об; , - частота обертів вала насоса, мотора, об/хв; - втрати рідини в насосі, дм3/с; - гідромеханічний ККД насоса; - контрольована відстань при переміщенні штока, м; , - коефіцієнт, що враховує втрати на тертя в з'єднаннях гідроциліндра і гідромотора; - діаметр поршня гідроциліндра, мм; - відношення діаметра штока до діаметра поршня; - кількість паралельно працюючих гідроциліндрів; , , - тиск на виході насоса, на вході та виході гідроциліндра, відповідно, МПа; , - розрахунковий і фактичний час переміщення штоків на заданій відстані, що установлений теоретично і експериментально, с; , - швидкість переміщення штоків, що встановлена теоретично і експериментально, м/с; , - втрати тиску на ділянці від насоса до робочої порожнини і на ділянці від неробочої порожнини гідроциліндра до масляного бака, МПа; - статичний момент на валу гідромотора, Нм; , - тиск рідин и на вході та виході гідромотора, МПа.

На підставі залежностей (табл. 3) для визначення загального ККД гідросистем в експлуатаційних умовах створено (рис. 13) макетний зразок комп'ютерного діагностичного комплексу.

У шостому розділі розглядається «Теоретичне обґрунтування основних показників гідромотора для БДМ, створеного на базі гідроциліндрів і клапанних розподільників».

1. Гідромотор і його циклограми в режимі «штовхай-тягни». Дослідження різних схемних рішень гідромоторів, створених з використанням силових гідроциліндрів, наведено на рис. 9.

Аналіз циклограм роботи двох і більше гідроциліндрів у складі гідромотора з різноманітними схемними включенням їх у гідросистему дозволив установити, що в процесі зміни напряму руху штоків з прямого на зворотний хід і навпаки сумарні робочі площі гідроциліндрів суттєво відрізняються. Така відмінність площин призводить до нерівномірного обертання вала гідромотора і дії різних за величиною зусиль, що діють на штоки гідроциліндрів.

Показано, що цей недолік у роботі гідромоторів, створених при використанні трьох гідроциліндрів, усувається застосуванням відомої диференціальної схеми їх включення для забезпечення прямого ходу штока та звичайному підключенні для забезпечення зворотного ходу при співвідношенні діаметра штока до діаметра поршня, що дорівнює =0,707 (рис. 9). При використанні двох гідроциліндрів в складі гідромотора встановлено інші співвідношення діаметра штока до діаметра поршня, які залежать від схеми з'єднання порожнин цих гідроциліндрів. Враховуючи наведене вище, мінімальна нерівномірність обертання вала гідромотора забезпечена на підставі розробки запропонованої здобувачем гідросистеми, в якій використаний клапанний розподіл потоків робочої рідини між порожнинами гідроциліндрів з кількістю їх не менше трьох (пат. 74601, Україна, 2006 р.).

2. Клапанний гідророзподільник в складі гідромотора. Гідромотори на базі гідроциліндрів з клапанним розподілом рідини мають високу герметичність. Завдяки цьому можна відмовитися від застосування в механізмах БДМ гальмових пристроїв, на керування якими витрачається значна енергія. Такі гідромотори дозволяють реалізувати гідросистеми з рекуперацією енергії при використанні їх у традиційних механізмах БДМ.

3. Загальний ККД гідромотора. Для гідромотора, створеного завдяки паралельній схемі з'єднання гідроциліндрів, механічний ККД встановлено з врахуванням того, що прямий хід штока виконується при подачі рідини в обидві порожнини гідроциліндрів, а зворотний - тільки в штокові порожнини. Розрахункові показники механічного ККД гідроциліндрів в складі гідромотора наведено в табл. 4.

Аналіз результатів (табл. 4) свідчить про можливості підвищення механічного ККД гідромотора на величину не менш ніж 0,021 шляхом зміни положення ущільнень на поршні. Збільшення кількості гідроциліндрів, що утворюють гідромотор, до п'яти зменшує ККД у середньому на 0,044 з урахуванням розміщення V-подібних ущільнень на поршні. При керуванні рухом штоків гідроциліндрів клапанними гідророзподільниками об'ємний ККД становить величину близьку до одиниці. Тому загальний ККД створеного гідромотора для БДМ може збігатися за величиною з його механічним ККД (табл. 4).

В дисертації для заміни традиційних гідромоторів новими, в основі яких використовуються силові гідроциліндри і клапанні гідророзподільники, наведено їх розрахункові дані для механізмів підйому вантажу і обертання поворотної платформи, зокрема, для крана TADANO та для механізмів БДМ, що переміщуються зі швидкістю до 36 км/год.

У сьомому розділі «Зниження зусилля тертя в з'єднаннях елементів гідросистем конус у циліндрі (або циліндр у конусі) на основі забезпечення рідинного змащення» досліджено питання теорії гідродинамічного і гідростатичного рідинного тертя для з'єднань елементів гідросистем. Розроблені і уточнені математичні моделі, які дозволяють встановити розподіл тиску рідини , , , , , , , по довжині (МПа) різних каналів, наведено в табл. 5.

Позначення (табл. 5) означають: - динамічна в'язкість рідини, ; - швидкість переміщення поршня або штока, м/с; , - довжина конфузорного (або дифузорного) і циліндричного каналу, відповідно, мм; осесиметричний радіальний кільцевий канал у зоні мінімальної відстані між поверхнями конфузорно-дифузорного з'єднання, мм; параметр конічної форми виконання поршня (напрямної втулки); , , , - мінімальне і максимальне значення кільцевого конфузорного і дифузорного каналу, відповідно, мм; , , - тиск на вході та виході з'єднання, МПа, - поточне значення довжини каналу, мм.

Поточні значення величини конфузорного і дифузорного кільцевих каналів (табл. 5) складають:

, (18)

, (19)



де відносний перекіс поршня в гільзі циліндра (штока в напрямній втулці); відносний ексцентриситет.

Відмінністю епюр, що описують режим гідродинамічного змащення, від відомих раніше, є урахування дії вхідного кільцевого каналу на вихідний. При виводі рівнянь для визначення закономірностей розподілу тиску рідини по довжині каналів прийнято, що величина тиску рідини на границі мінімального зазору для обох кільцевих каналів (конфузорного і дифузорного) є однаковою та однаковою є еквівалентна висота каналів і ці показники в табл. 5 позначені зірочкою. Якісний вид епюр розподілу тиску рідини по довжині каналів, установлений на основі теоретичних досліджень, показано на рис. 10.

Конфузорно-дифузорні кільцеві канали забезпечують рідинне гідродинамічне змащення незалежно від напрямку руху. При гідростатичному змащенні в конфузорно-дифузорних кільцевих каналах, як установлено теоретично, величина центрувальної сили дорівнює нулю. Гідростатичне змащення застосовано для кільцевих каналів, показаних на рис. 10 б. В таких же каналах можливо забезпечити гідродинамічне змащення, але тільки для однобічного напрямку руху однієї з деталей такого з'єднання. На рис. 10 в показані рухомі з'єднання, що допускають спільне застосування гідродинамічного та гідростатичного змащення і мають найбільшу центрувальну здатність. На підставі рівнянь, що наведені у табл. 5, в дисертації визначені: величина центрувальної сили; зусилля, що витрачається на рідинне змащення; витрати робочої рідини через кільцевий канал в процесі забезпечення рідинного змащення.

...