О перспективных направлениях создания гидравлических агрегатов приводов строительных и дорожных машин

УДК 69.002.5-82

О ПЕРСПЕКТИВНЫХ НАПРАВЛЕНИЯХ СОЗДАНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ АГРЕГАТОВ ПРИВОДОВ СТРОИТЕЛЬНЫХ И ДОРОЖНЫХ МАШИН

Докт. техн. наук КОРОБКИНВ. А., канд. техн. наук, доц. КОТЛОБАЙ А. Я., инж. КОТЛОБАЙ А. А., канд. воен. наук, доц. ТАМЕЛО В. Ф.

Белорусский национальный технический университет

Одной из тенденций развития дорожно-строительного машиностроения является создание мобильных, многофункциональных машин большой единичной мощности, выполняющих за один проход комплекс технологических операций. Возможности реализации объединения ряда активных и пассивных рабочих органов в одной мобильной машине ограничиваются системой отбора мощности силовой установки на привод ходового и рабочего оборудования.

Перспективным типом передачи мощности от двигателя к ходовому и рабочему оборудованию машин является многомоторный объемный гидропривод, обладающий рядом положительных качеств. При формировании структуры многомоторных приводов традиционно сложились подходы: увеличение числа насосов при увеличении единиц активных рабочих органов; распределение мощности силовой установки по контурам объемного гидравлического привода производится согласующими редукторами, связывающими ведущие валы стандартных насосов с валом силовой установки; распределение потока мощности гидромотора по контурам потребителей осуществляется механическими передачами.

Так, катки являются наиболее распространенными и простыми машинами для уплотнения дорожно-строительных материалов. Катки на пневматических шинах эффективно уплотняют несвязные, слабосвязные, а также связные грунты с оптимальным содержанием воды. Пневмокатки с гладкой рабочей поверхностью, вальцовые статические и вибрационные катки используются для уплотнения асфальтобетонных и битуминозных смесей. Одной из тенденций развития пневмоколесных катков является применение гидрообъемных трансмиссий за-

крытого типа на базе раздельно-агрегатных двухмашинных гидропередач привода ведущих колес передних и задних мостов, обеспечивающих бесступенчатое регулирование скорости и плавность передачи крутящего момента к ведущим колесам, реверсирование движения. В пневмоколесных катках за двигателем устанавливается раздаточный редуктор, приводящий в движение три гидронасоса [1], два из которых приводят во вращение по два гидромотора привода колес каждого моста, а третий -гидроусилитель руля. Изменение скорости движения достигается за счет использования насосов с регулируемой производительностью и синхронизированной системой управления. В вибрационных катках на базе одноосного тягача раздаточный редуктор приводит три гидронасоса [2], один из которых приводит во вращение гидромотор привода вальца, второй -гидромотор привода вибровозбудителя, а третий - гидроусилитель руля.

В колесных погрузчиках с бортовым поворотом за двигателем устанавливается раздаточный редуктор, приводящий в движение три гидронасоса. Два насоса приводят во вращение гидромоторы бортов, связанные через редукторы с колесами (звездочками) бортов, а третий -рабочее оборудование погрузчика [2].

Увеличение удельного веса механической части привода отрицательно сказывается на габаритных возможностях машины по размещению технологического оборудования. Велика трудоемкость создания многофункциональных машин, поскольку машиностроительные предприятия, выпускающие такие машины малыми сериями, не располагают технологической базой для изготовления конкурентоспособных систем механических приводов.

Наука итехника, № 6, 2012

Существенным резервом рационализации гидравлических объемных многомоторных приводов является уменьшение удельного веса механических передач в кинематической цепи привода. Это позволит отказаться от крупногабаритного и материалоемкого раздаточного редуктора, уменьшить количество насосов гидропривода. Такая задача может решаться посредством создания многопоточных моноагрегатных насосных установок на базе объединения двух насосов и создания гидравлических агрегатов деления потока рабочей жидкости одного насоса.

Первое направление заключается в производстве тандемных насосов. Например, BOSCHRexroth и «Пневмостроймашина» выпускают тан-демный насос, в картере которого устанавливаются раздаточный редуктор и два синхронно (либо независимо) наклоняемых блока цилиндров. Sauer-Danfoss выпускает продольный тан-демный насос, где два блока цилиндров установлены на одном валу и обращены опорно-распределительными дисками друг к другу. Известные объемные делители потока, предлагаемые производителями на рынке гидравлической аппаратуры, формируются посредством тандемирования стандартных гидронасосов, сложны, материалоемки и широкого распространения не получили.

Авторами разработан новый принцип объемного деления и суммирования потоков рабочей жидкости, состоящий в дискретной подаче фиксированных объемов рабочей жидкости последовательно по напорным магистралям потребителей. Кроме того, предлагаются технические решения дискретных гидрораспределителей (ДГ) роторного типа, работающих в режимах деления и суммирования потоков рабочей жидкости.

При работе ДГ в режиме деления потока рабочей жидкости насоса (рис. 1а) с подачей Q рабочая жидкость поступает в полость продольного канала 4 равномерно вращающегося ротора 3 в распределяющей втулке 2 корпуса 1 и периодически через рабочие камеры 5, 6, 7 -в напорные магистрали потребителей с параметрами подачи Ql, Qi, Qn. При работе ДГ в режиме суммирования потоков (рис. 1б) рабочая жидкость из напорных магистралей по-

требителей с параметрами подачи Ql, Qi, Qn поступает в рабочие камеры 5, 6, 7 и периодически через полость продольного канала 4 -в бак, либо магистраль иного потребителя с подачей Q [3].

б ф а

Q R '-: R

------- +—f- г/Л

dp

Q

Q

Рис. 1. Схема работы ДГ в режиме: а - деления потока; б - суммирования потоков рабочей жидкости; 1 - корпус;

2 - распределительная втулка; 3 - ротор;

4 - продольный канал; 5, 6, 7 - рабочая камера

Геометрические параметры ДГ в относительном виде определяются по формулам:

УК у , Рк , Р,к , В к

а ; а =—; К =—; К =—; К =—,

1 ^ ' 2 ' 1 ^ 'г ' и

2п а 2 п 2 п 2 п

где а - центральный угол продольного канала 4 ротора 3; у - центральный угол перешейков между рабочими камерами; к - коэффициент дискретизации, равен числу продольных каналов 4; рь рг-, Рп - центральный угол рабочей камеры 5, 6, 7 соответственно; 1, ..., i, ..., п - номер (1; г) и число (п) рабочих камер распределительной втулки 2.

При вращении ротора 3 в распределительной втулке 2 площадь Ед каждого из отводящих каналов рабочих камер 5, 6, 7 изменяется по времени ? от нуля до заданной величины Етах (рис. 2).

F„, м2

Р - 1)'

tp о + 1)

Рис. 2. Геометрические параметры ДГ: 1 - Ед1(Г); 2 - Едг(Г); 3 - Едп(Г) - площадь первого, г-го, п-го отводящего канала рабочей камеры 5, 6, 7 (рис. 1) соответственно; Г - время

Наука итехника, № 6, 2012

а

Р

Р

п

У

Р

Время ^ '-го цикла подачи рабочей жидкости по отводящим каналам определяется по формуле

2%

Z2%

tPj = ~ ' tPiJ = + tyJ , f2ij , 1з

кш

3j'

где ^ - время перекрытия смежных каналов рабочих камер; время открытия,

открытого положения, закрытия канала рабочей камеры , -го потребителя соответственно; ' = 1... к - номер цикла подачи рабочей жидкости по всем отводящим каналам; ю - угловая скорость ротора 3;

to =

2%а

2 f

t = t = —-— 1 " 3 j dh(üK

р

f

2%k,

Qi

i а

i - na + n—

V °2 y

Л

t=

2 j

шк^ k

i=1

Q

4f

ёукшк'

/ = д/4- площадь поперечного сечения напорной магистрали насоса; йн - диаметр напорной магистрали насоса; йр - диаметр ротора ДГ; И - длина рабочей камеры 4, 5, 6; кд1 = АР7 /АVI; А V - дискретный объем рабочей жидкости, поступающей в напорную магистраль 7-го потребителя за время

При вращении на ротор 3 действует суммарная горизонтальная составляющая Я гидродинамических сил Я, определяемая по выражению

Я = ^—^ С08Х,

где ^ - коэффициент местного сопротивления; Ар, - перепад давлений в канале 7-го потока ДГ;

- угол действия гидродинамических сил.

Рассмотрим работу многомоторного привода с ДГ. Динамическая схема многомоторного привода представлена на рис. 3. Переходные процессы при работе многомоторного гидропривода описываются системами дифференциальных уравнений (2) - при работе ДГ в режиме деления потока рабочей жидкости насоса и (3) - при работе ДГ в режиме суммирования потоков рабочей жидкости:

^И Наука итехника, № 6, 2012

Фи dt

dP¡ dt

QЯ-Ё Qft

_i=1

vVh

Q - F

dz¡ dt

pi, d2Qд,. 8%pv/j dQm

Fz + f,) f dt f2

dt

dt2 m, i 'P' ' ^t т

dz

-sgn dZ"

где ^ - координата поршня исполнительного цилиндра (7 = 1 ... п); р7 - площадь поршня исполнительного цилиндра (7 = 1 ... п); т7 -масса груза и подвижных частей, приведенная к поршню (7 = 1 ... п); Ртр7 - сила трения (7 = 1 ... п); Р7 - сила сопротивления подъему груза (7 = 1 ... п); рн - давление в полости насоса; р7 - давление исполнительного гидроцилиндра (7 = 1 ... п); Qн - объемная подача насоса; Qд7 - подача рабочей жидкости в напорную магистраль 7-го потребителя; у - коэффициент податливости рабочей жидкости; - объем гидравлического гасителя в цепи насоса; ¡7 -длина трубопровода от ДГ до исполнительного гидроцилиндра (7 = 1 ... п); р - плотность рабочей жидкости; V - кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости; к - коэффициент потерь;

dPi dt

—Ри

F —L - Q " dt QH

v

Q„,

dt W

^2 ^ 1 ( Г 7 ^ „ ^г ^

-= -I Р - Р<Р< - К - Р-т, ЯЙП-L

ж2 т { г г г ц <и трг ж,

где рн7 - давление в магистрали потребителя и после нагрузочного дросселя (7 = 1 . п); Qш -расход рабочей жидкости через нагрузочный дроссель; ¡7 - длина гидролиний от исполнительного гидроцилиндра до нагрузочного дросселя; Кгю. - объем полости гидравлического гасителя в гидролинии; /ш. - длина трубопровода от нагрузочного дросселя до ДГ; V = Кйшах -объем поршневой полости исполнительного гидроцилиндра в исходном положении.

n

,=1

а кш

3

P1 Z1

9

6 ... Z1' m1 1 „ * ,

г

p1 — pi

J 4

mt

zn 1 Pn

5 -

да

Рис. 3. Динамическая схема многомоторного гидропривода: а - ДГ в режиме деления потока рабочей жидкости;

б - ДГ в режиме суммирования потоков рабочей жидкости: 1 - насос; 2 - ДГ; 3, 4, 5 - исполнительный гидроцилиндр; 6, 7, 8 - груз; 9 - нагрузочный дроссель; 10 - потребитель

Эффективность работы ДГ может быть оценена по величине общего КПД аппаратов, учитывающего объемные потери в ДГ и потери мощности при течении рабочей жидкости через ДГ

^га.и ^га.о^га'

где ^га п - общий гидравлический КПД ДГ; Лгао_ объемный гидравлический КПД ДГ; ^га -гидравлический КПД ДГ.

Величина ^гао определяется конструктивным исполнением ДГ и технологическим уровнем производства гидравлической аппаратуры и в данном исследовании не рассматривается. Гидравлический КПД ^га определяет потери давления в ДГ и гидромеханические потери мощности на вращение ротора ДГ . Мгновенное значение ^га изменяется при работе ДГ, поэтому принимаем в качестве критерия оценки эффективности его работы среднее значение ^га.

При работе ДГ в режиме деления потока рабочей жидкости насоса ^га определяется по формуле

1

IIIл -

'ц=° I n i=1

Пга =Пг Пгм =

М тр + dpI

2F Рн - Pt - Рн - Рн - Рц - Ри

Lcos х,

Рн^ц

где М^ - сила трения при вращении ротора; ¿ц - время цикла работы ДГ; ^ - суммарная площадь

каналов г-го потока ДГ.

При работе ДГ в режиме суммирования потоков рабочей жидкости

III Л1

-ю

Пга =Пг Пгм =

,, , ^ Рнг Рс PjHi Лн,

Мтр + dP I---C0S х,

'ц IPH,F,

dz,.

Кроме ^га определяем рассогласование перемещения поршней исполнительных гидроцилиндров как среднюю величину отношений текущих значений перемещений г-го и первого исполнительных гидроцилиндров за время цикла

- 1 'ц z

** = T"I 7

'Ц 'ц =0 Zi

Наука итехника, № 6, 2012

a

m

н

б

ц

'ц =°

1=1

Решение систем дифференциальных уравнений (2) и (3) и определение параметров (4), (5), (6) в программе MathСad 11 проводились для двухмоторных гидравлических приводов. Определен характер зависимости параметров оценки эффективности работы гидропривода Лга и £г2 от нагрузочного режима потребителей и параметров ДГ.

Проведенный анализ работы двухмоторного гидропривода, оснащенного ДГ, работающего в режиме деления и суммирования потоков рабочей жидкости, показал:

- ДГ обеспечивает независимость нагрузочного режима работы контура данного потребителя от нагрузочного режима контура второго потребителя в широком диапазоне изменения нагрузок. Например, при изменении параметра Р1/Р2 в диапазоне 1,00-0,125 Лга и £г2 изменяются в диапазонах 0,94-0,91 и 1,00-0,57, при этом величина Л остается неизменной и со-

1гм

ставляет Лт = 0,98;

- увеличение параметра дискретизации потока рабочей жидкости к приводит к увеличению Лга при уменьшении кг2. Рациональным является интервал значений к = 4-7, обеспечивающий высокое значение Лга и относительно небольшое снижение кг2 при изменении нагрузок напорных магистралей потребителей в широком диапазоне;

- максимальное значение Лга достигается при угловой скорости ротора ю = = 188,4-314,0 рад/с;

- ДГ обеспечивает возможность изменения параметров подачи рабочей жидкости по напорным магистралям потребителей в широком диапазоне за счет изменения геометрических параметров ротора и распределяющей втулки;

- рациональное значение объема гидравлического гасителя ^ = (0,5 -1,0) q (здесь q -

объемная постоянная насоса), что предполагает установку ДГ возле насоса, либо его интегрирование в конструкцию насоса;

- параметры продольных пазов ротора и каналов распределительной втулки выбираются из условия отсутствия перекрытия а2 = 1;

- удаление дросселей нагрузки от ДГ и приближение их к исполнительным гидроцилиндрам позволяют улучшить показатели работы многомоторного гидропривода;

- увеличение проходного сечения дросселя нагрузки приводит к снижению Лга и увеличению к.;

Наука итехника, № 6, 2012

- увеличение давления в напорной магистрали потребителя приводит к увеличению Лга гидропривода при существенном уменьшении параметра к .

При проектировании и технической реализации ДГ необходимо определить основные конструктивные характеристики. Исходными параметрами являются: условный проход насоса (^ ), диаметр ротора (^ ), коэффициент

дискретизации к, исходя из которых определяются углы а, у, рг-. Принимаем а « у(а2 ~ 1) ~

~ Р,™ - треугольный закон изменения площади 7-го отводящего канала по времени. Значения углов а « у « р1тт определяются из условия t2\j = 0 (1). Принимая И = ^, а также ^ = к ^ (здесь к - коэффициент пропорциональности), получим

и - -А.

°1шт = а1 = Л1 • 4кр

В многопоточном ДГ при а = 1

(4крЬ1 +1) кв1 -1

b =

4k„

Увеличение диаметра ротора ДГ приводит к увеличению Ь7 при заданной величине Ъ и позволяет повысить максимальное значение параметра kQ7. Для определения максимального значения суммы параметров kQ7 при заданных параметрах Ъ и а\ воспользуемся выражением

4кр (1 - Ь1)-1

Z kQ> =-

4 кД +1

Выражения (7)-(9) позволяют определить основные параметры ДГ. Конструктивно ДГ может быть реализован в виде отдельного агрегата [4] (рис. 4).

При работе ДГ в режиме деления потока рабочая жидкость насоса поступает через канал 7 в полости продольных каналов 4 равномерно вращающегося ротора 1, откуда периодически - в полости продольных каналов 5, 6 распределительной втулки 2 и через каналы 8, 9 -в напорные магистрали потребителей. При работе ДГ в режиме суммирования потоков рабочая жидкость из напорных магистралей потребителей через каналы 8, 9 поступает в полости продольных каналов 5, 6 распределительной втулки 2, и периодически - в полости продольных каналов 4 ротора 1, а через канал 7 - в бак

1=1

гидросистемы. Изменение числа потоков достигается изменением числа групп продольных каналов распределительной втулки и каналов подключения контуров потребителей. ДГ может модульно наращиваться, обеспечивая одновременное дозирование различных потоков рабочей жидкости.

Рис. 4. Конструктивная схема ДГ: 1 - ротор;

2 - распределительная втулка; 3 - подшипник качения;

4, 5, 6 - продольный канал ротора (распределительной втулки); 7 - канал подключения насоса (бака);

8, 9 - канал подключения потребителя

При создании двухмоторных систем приводов актуальна разработка ДГ, обеспечивающего изменение параметров потоков рабочей жидкости по напорным магистралям потребителей в соответствии с алгоритмом работы гидропривода. Разработана конструктивная схема ДГ [5], отличительной особенностью которой является изменение параметров Р, Р2 по длине ротора.

При технической реализации насосного моноагрегата ДГ устанавливается на фланец насоса в качестве промежуточного агрегата между механизмом привода и насосом серийного исполнения [6]. Корпус ДГ оснащен двумя фланцами для установки на корпуса насоса и механизма привода. Ротор ДГ выполняется в виде силовой муфты, соединяющей вал насоса с механизмом привода. Также ДГ может устанавливаться на корпус насоса с приводом ротора ДГ от приводного вала насоса [7].

При интегрировании ДГ в конструкцию насоса могут создаваться многопоточные шестеренные насосы [8], насосы аксиально-поршневые [9] с выполнением агрегатов ДГ на блоке цилиндров.

В Ы В О Д Ы

Реализация предложенных, технически простых конструктивных схем ДГ позволит уменьшить число насосов при создании гидравлических систем приводов ходового и рабочего

оборудования многофункциональных строительных и дорожных машин, исключить из системы приводов механические агрегаты, упростить разработку дорожной машины, снизить ее стоимость.

Представленные технические решения ДГ и математические функции для расчета параметров могут быть использованы при создании многомоторных приводов рабочего оборудования строительных и дорожных машин.

Л И Т Е Р А Т У Р А

1. Раннев, А. В. Устройство и эксплуатация дорожно-строительных машин: учеб. для нач. проф. образования /

A. В. Раннев, М. Д. Полосин. - М.: Изд. центр «Академия», 2003. - 488 с.

2. Строительные машины: справ.: в 2 т. - Т. 1: Машины для строительства промышленных, гражданских сооружений и дорог / А. В. Раннев [и др.]; под общ. ред. Э. Н. Кузина. - М.: Машиностроение, 1991. - 496 с.

3. Коробкин, В. А. Агрегаты дискретного действия гидроприводов строительных и дорожных машин /

B. А. Коробкин, А. Я. Котлобай, А. А. Котлобай // Строительные и дорожные машины. - 2010. - № 5. - С. 43-46.

4. Модульная дозирующая система: пат. 63880 Рос. Федерации, МПК F15B 11/22 / В. А. Коробкин, А. Я. Котлобай, А. Н. Ивановский, Ю. А. Андрияненко, Б. А. Луц-ков, А. А. Котлобай; заявитель Республ. унит. предпр. «Минский тракторный завод». - № и 2006146474/22; заявл. 25.12.2006; опубл. 10.06.2007 // Бюл. - № 16.

5. Гидрообъемная трансмиссия самоходного вибрационного катка: пат. 7201 Респ. Беларусь, МПК(2009) В 60К 17/00, Е 01С 19/22 / А. И. Бобровник, А. Я. Котло-бай, А. А. Котлобай; заявитель Белор. гос. аграр. техн. ун-т. -№ и 20100796; заявл. 22.09.10; опубл. 30.04.11 // Афщыйны бюл. / Нац. цэнтр штэлектуал. уласнасщ. - 2011. - № 2.

6. Гидронавесная система технологической машины: пат. 4366 Респ. Беларусь, МПК(2006) F15Н 61/40, F15B 11/00 / В. А. Коробкин, А. Я. Котлобай, Ю. А. Андриянен-ко, Б. А. Луцков, А. А. Котлобай; заявитель Республ. унит. предп. «Минский тракторный завод». - № и 20070747; заявл. 25.10.07; опубл. 30.04.08 // Афщыйны бюл. / Нац. цэнтр штэлектуал. уласнасщ. - 2008. - № 2.

7. Насос шестеренный: пат. 2772 Респ. Беларусь, F15B 11/22, Е04С 2/04, / В. А. Коробкин, А. Я. Котлобай, А. А. Котлобай; заявитель Республ. унит. предпр. «Минский тракторный завод». - № и 20050715; заявл. 14.11.05; опубл. 30.06.06 // Афщыйны бюл. / Нац. цэнтр штэлектуал. уласнасщ. - 2006. - № 3.

8. Насос шестеренный: пат. 66449 Рос. Федерации, МПК F15B 11/22 / В. А. Коробкин, А. Я. Котлобай, А. Н. Ивановский, Ю. А. Андрияненко, Б. А. Луцков, А. А. Котлобай; заявитель Республ. унит. предпр. «Минский тракторный завод». - № и 2007115524/22; заявл. 24.04.2007; опубл. 10.09.2007 // Бюл. - № 25.

9. Аксиально-поршневая гидромашина: пат. 66448 Рос. Федерации, МПК F15B 11/22 / В. А. Коробкин, А. Я. Котлобай, А. Н. Ивановский, Ю. А. Андрияненко, Б. А. Луцков, А. А. Котлобай; заявитель Республ. унит. предпр. «Минский тракторный завод». - № и 2007114103/22; заявл. 13.04.2007; опубл. 10.09.2007 // Бюл. - № 25.

Поступила 14.02.2012

Наука итехника, № 6, 2012