graduate student
Orel, Orel, Russian Federation
employee
Orel, Russian Federation
employee
Bryansk, Bryansk, Russian Federation
UDK 622 Горное дело
BBK 344 Общее машиностроение. Машиноведение
The study objective is to justify the parameters that ensure efficient energy conversion of the hydrohammer. Research methods include review, analysis and generalization of research results and experience in designing hydraulic devices; mathematical modeling based on laws of kinematics and dynamics of solid, liquid and gas; theoretical research based on numerical experiments. The novelty of the work is in the development of a mathematical model of a hydraulic hammer describing the cooperation of the percussive mechanism, distributor, hydraulic pneumatic accumulators and hydraulic drive. The study results include a mathematical model of a hydraulic hammer that takes into account the dynamics of its body and reflects the features of the working cycle of a hydrokinematic circuit with a controlled chamber of the working and reverse stroke; the numeric results of the mathematical model and experimental studies; dynamic analysis of the piston pin during the reverse stroke. Conclusions: the hydrohammer operation is influenced by accidental or purposeful changes in certain parameters of the hydraulic drive, which must be taken into account at the design stage of its subsystems in order to find a rational area of operation; one of these parameters is the inertia of the working fluid; formed during transition periods, inertial forces have a significant impact on the main parameters of the hydrohammer piston pin movement and dynamics of the power pulse hydraulic system; the time of filling the working cavity of the hydraulic cylinder of the striker is determined, the degree of influence of the working fluid inertial component on the time of the piston pin movement on the magnitude of the working stroke is defined.
executive body, hydraulic hammer, hydraulic drive, modeling, inertial forces, fluid
Введение
С началом широкого использования во второй половине ХХ века в машинах гидравлического привода стала возможна разработка и создание мощных и компактных импульсных устройств, нашедших применение в исполнительных органах горных, металлургических, дорожных машин [1–5]. Применение их обусловлено высокой эффективностью, мобильностью и функциональностью, широким спектром технологических задач, решаемых с помощью этой техники. В дорожно-строительной отрасли распространение получили гидромолоты – гидравлические машины ударного действия, являющиеся сменным рабочим оборудованием одноковшовых экскаваторов.
Создание гидромолотов помогает решить задачу расширения области применения одноковшовых гидравлических экскаваторов, в том числе наиболее эффективного их использования в зимний период [6,7]. Высокие темпы транспортного, промышленного и гражданского строительства требуют увеличения на порядок производства нерудных строительных материалов, проведения огромного объема земляных работ, в том числе в неблагоприятных грунтовых условиях, прокладки сотен километров инженерных сетей и коммуникаций, а также их ремонта и реконструкции, сноса ветхих и аварийных построек, вскрытия старых дорожных одежд [8–9].
Материалы, методы, результаты исследований
Исследования проводились на основе теоретических разработок; математического моделирования, в основе которого лежат фундаментальные законы кинематики и динамики твердого тела, жидкости и газа; программирования и численного решения уравнений в среде MathCAD; экспериментальных исследований с использованием стенда с гидромолотом.
В гидроприводе дорожно-строительных машин формируются в переходные периоды инерционные силы, оказывающие существенное влияние на основные параметры движения поршня-бойка гидромолота и динамику силовой импульсной гидросистемы.
Рассмотрим структурную схему гидропривода (рис. 1). Параметрами, подлежащими определению в период обратного хода поршня-бойка гидромолота, являются скорость перемещения поршня-бойка , давление в полости взвода
и время
, в течение которого поршень гидромолота переместится на заданную величину
.
Предположим, что в некоторый момент времени произойдет мгновенное открытие окон золотникового распределителя 2, и в этот момент давления в полостях В и С гидроцилиндра возрастут до значений Рн и Рс [7–9]. Пренебрегая разностью высотных отметок и скоростным напором в сечении О-О, выведем уравнения неустановившегося движения для сечений О-О и nm, а также для сечений nn и mm:
; (1)
, (2)
где – давление в сетевом гидроаккумуляторе, МПа;
– давление в полости В гидроцилиндра. МПа;
– давление в полости С цилиндра, МПа;
и
– соответственно средние скорости движения жидкости в маслопроводах 3 и 4, м/с;
и
– соответственно длины маслопроводов 3 и 4, м;
и
– коэффициенты сопротивления трубопроводов 3 и 4;
– коэффициент входного сопротивления в полости цилиндра;
– коэффициент сопротивления золотникового распределителя 2; x – расстояние от входного сечения трубопровода 4 до сечения nn, м;
– рабочий ход поршня-бойка, м;
– коэффициент Кориолиса.
Рис. 1. Структурная схема импульсного гидропривода:
1 – поршень-боек гидромолота; 2 – орган управления;
3, 4, 7, 8 – участки подводящего маслопровода; 5 – отводящий маслопровод;
6 – насос; 9 – гидропневмоаккумулятор
Fig. 1. Block diagram of a pulsed hydraulic drive:
1 – piston-hammer head; 2 – control body; 3, 4, 7, 8 – sections of the supply
oil pipeline; 5 – discharge oil pipeline; 6 – pump; 9 – hydropneumoaccumulator
На основании гидравлического уравнения неразрывности потока имеем
;
,
где – площадь сечения полости В гидроцилиндра;
и
— соответственно площади сечений трубопроводов 3 и 4.
Уравнения (1) и (2) содержат три неизвестных параметра ,
и
. Для их определения применим еще дифференциальное уравнение движения поршня-бойка гидропневмоударника:
, (3)
где – приведенная масса поршня, включая массу всех подвижных звеньев;
– ускорение поршня-бойка, м/с2;
– силы трения и силы полезного сопротивления, приложенные к поршню, Н;
– коэффициент трения скольжения;
– диаметр поршня, мм;
– количество уплотнительных колец поршня, шт.;
– высота поршня, мм.
Решив систему уравнений (1), (2), (3), получим:
, (4)
где – приведенная длина маслопровода;
– приведенный коэффициент сопротивления системы;
– приведенная длина напорной линии;
– ход поршня-бойка гидропневмоударника;
– приведенный коэффициент сопротивления напорной линии;
– коэффициент сопротивления движению поршня-бойка;
=
;
– постоянные коэффициенты.
В условиях установившегося движения поршня-бойка, при 0, получим из уравнения (4):
. (5)
Исключив из уравнений (4) и (5) постоянную величину , будем иметь:
,
где ,
откуда
. (6)
Интегрируя дифференциальное уравнение (6) при помощи разложения подынтегральной фикции на простейшие дроби и принимая во внимание начальные условия (t = 0, = 0), получим:
,
. (7)
где – имеет размерность времени.
Из уравнения (7) следует, что установившееся движение поршня-бойка наступит при t = . Зависимости (6) и (7) дают возможность получить уравнения движения поршня ударника в функции времени. Так, проходимый поршнем за время t, может быть определен иp уравнения (7).
Имея в виду, что , будем иметь:
,
откуда x = .
Ускорение поршня-бойка получим непосредственно из уравнений (6) и (7)
(8)
Согласно уравнениям (1) и (2) с учетом выражений (7) и (8) определим закон изменения давления в полостях В и С гидромолота
В начальный момент времени при t = 0 давление Рн в полости В гидроцилиндра будет
. (10)
Если пренебречь силами инерции массы рабочей жидкости, то окажется, что приведенные длины и
равны нулю, а давления
и
равны давлению
, что противоречит исследованиям. Величина начального давления в полости В существенно зависит, как следует из выражения (10), от инерции жидкости. Можно доказать, что при
и S1 = S величина начального давления в полости В гидроцилиндра будет определяться согласно:
или
. Откуда следует, что начальное давление в полости В может быть меньше давления
, что и подтверждается экспериментально при пуске импульсного гидропривода. Используя полученные зависимости, определим время наполнения рабочей полости гидроцилиндра ударника. За время dt элементарный объем жидкости dV, поступающей в полость В цилиндра:
начальное давление в полостир может быть меньше давления £ , что и подтверждается экспериментально /3/ при пуске импульсного гидропривода выемочной машины. Используя полученные зависимости, определим время наполнения рабочей полости гидре ци ли ццра уцартика. 8а время c/t элементарный объем жидкости «V, поступающей в полость В цилиндра:: e/W*Sg (М) Подставив в уравнение (11) значение скорости Vf ив (7) и, интегрируя это выражение от “t =0 до tg7* , где Tg -время полного ^апоянения рабочей камеры цилиндра, получим: VgJf gS]/fs[2T^Sn(S ' ~f T, fa2 r так как W* Sg 'If ; то Т(:2Ъ£/1('£ *' j+t-TK-ZTilnZ, (12) где Te: SUL_. lt, f Ь ‘Si Щ Из этого выражения видно, что 7J- время наполнения камеры В гидропневмоударника при скорости движения жидкости, равной Ifo . Решая уравнение (12) относительно 7J. , получим : 7t*Te+2T,£n(l+fi-JTWn)sTe+TS; начальное давление в полостир может быть меньше давления £ , что и подтверждается экспериментально /3/ при пуске импульсного гидропривода выемочной машины. Используя полученные зависимости, определим время наполнения рабочей полости гидре ци ли ццра уцартика. 8а время c/t элементарный объем жидкости «V, поступающей в полость В цилиндра:: e/W*Sg (М) Подставив в уравнение (11) значение скорости Vf ив (7) и, интегрируя это выражение от “t =0 до tg7* , где Tg -время полного ^апоянения рабочей камеры цилиндра, получим: VgJf gS]/fs[2T^Sn(S ' ~f T, fa2 r так как W* Sg 'If ; то Т(:2Ъ£/1('£ *' j+t-TK-ZTilnZ, (12) где Te: SUL_. lt, f Ь ‘Si Щ Из этого выражения видно, что 7J- время наполнения камеры В гидропневмоударника при скорости движения жидкости, равной Ifo . Решая уравнение (12) относительно 7J. , получим : |
dV = . (11)
Подставив в уравнение (11) значение скорости из (7) и, интегрируя это выражение от t = 0 до t =
, где
– время полного наполнения рабочей камеры цилиндра, получим:
,
так как , то
, (12)
где .
Из этого выражения видно, что – время наполнения камеры В гидропневмоударника при скорости движения жидкости, равной
. Решая уравнение (12) относительно
, получим:
, (13)
Обсуждение результатов
Фактическое время , в течение которого поршень-боек совершает путь, равный
, всегда больше
на величину инерционной составляющей времени перемещения поршня-бойка
. На рис. 2 представлен график, выражающий зависимость
в функции
.
Рис. 2. Зависимость времени наполнения рабочей камеры
гидропневмоаккумулятора жидкостью от параметра
Fig. 2. Dependence of the time of filling the working chamber
of the hydropneumoaccumulator with liquid on the parameter
Анализ графической зависимости показывает, что чем больше отношение к
, тем больше время
фактического перемещения поршня-бойка от времени
, т.е. тем существеннее влияние инерционной составляющей
на время перемещения поршня на величину рабочего хода
.
Полученная зависимость может быть использована при составлении уточненных математических моделей гидравлических ударных устройств (гидромолотов) для обеспечения наиболее полной адекватности этих моделей физическим гидравлическим системам при проектировании и моделировании [10].
Заключение
Некоторые вопросы анализа динамики рабочих процессов гидропневматических виброударных систем нуждаются в дальнейшем уточнении. В частности, актуальными являются вопросы оценки эффективности гидравлических систем, заложенных в конструкции гидромолотов, исследования динамики переходных процессов выдвигаются на первый план и представляют теоретическую основу механики и надежности сложной гидромеханической силовой импульсной системы, есть невыясненные вопросы в динамике рабочих процессов, недостаточно исследовано влияние сосредоточенных упругостей на динамику рабочих процессов, требуют уточнения некоторые вопросы методики выбора параметров ударных механизмов, есть необходимость в исследованиях возможных режимов работы ударных механизмов.
1. Galdin NS, Semenova IA. Automated modeling of hydraulic impact equipment for excavators: monograph. Omsk: SibADI; 2008.
2. Gorodilov LV. Development of theoretical fundamentals of volumetric hydraulic shock systems for executive bodies of mining and construction machines [dissertation]. [Novosibirsk (RF)]: Institute of Mining SB RAS; 2010.
3. Gorodilov LV, Kudryavtsev VG, Pashina OA. Development and creation of hydraulic hammers for executive bodies of mining and construction machines. Interexpo Geo-Siberia. 2014;4:145-150.
4. Dmitrevich YuV. Development of hydraulic hammers in Russia. Osnovnie Sredstva, 2010;8:8-12.
5. Eshutkin DN, Zhuravleva AV, Abdurashitov AI. Hydraulic manual impact machines: monograph. Orel: State University - UNPC, 2011.
6. Zhukov IA. Development of scientific foundations for improving the efficiency of impact machines for drilling wells in rocks [abstract of the dissertation]. [Novokuznetsk (RF)]: SibGIU; 2017.
7. Ivanov SV. Justification of rational parameters of equipment for loosening frozen soils [abstract of the dissertation]. [Saratov (RF)]: Yuri Gagarin State Technical University of Saratov; 2017.
8. Kantovich LI, Lazutkin SL, Fabrichny DYu. Adaptive hydraulic impact devices. Mining Equipment and Electromechanics. 2010;2:32-35.
9. Lagunova YuA, Mitusov AA, Reshetnikova OS. Specific features of the operation of impact mechanisms. Actualnie Problemi Povisheniya Efektivnosti I Bezopasnosti I Ekspluatatsii Gorno-shakhtnogo I Neftepromislovogo Oborudovaniya. 2016;1:72-75.
10. Trubin AS, Baranov YuN, Katunin AA, Bozhanov AA, Markin NI, Marganova ON. Certificate of state registration of a computer program, RU 2022618337. Modeling the hydraulic hammer operation; 2022 May 05.