Розробка і дослідження систем гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин

МІНІСТЕРСТВО АГРАРНОЇ ПОЛІТИКИ ТА ПРОДОВОЛЬСТВА УКРАЇНИ

ВІННИЦЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ АГРАРНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Кафедра ЕМТП і ТСФМСГ

Робота на здобуття освітньо-кваліфікаційного рівня

“Магістра»

Розробка і дослідження систем гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин

Спеціальність 8.091902 «Механізація сільського господарства»

Бараболя Анатолій Петрович

Науковий керівник:

Доктор технічних наук професор

Пилипець Михайло Ількович

Вінниця 2012

ЗМІСТ

АНОТАЦІЯ

ВСТУП

Розділ 1. АНАЛІЗ СТАНУ ВИКОРИСТАННЯ ГІДРОПРИВОДА АКТИВНИХ РОБОЧИХ ОРГАНІВ СІЛЬСЬКОГОСПОДАРСЬКИХ МАШИН

1.1 Огляд конструкцій схем гідроприводів активних робочих органів сільськогосподарських машин

1.2 Проблеми гідрифікації і сучасний стан питання використання гідроприводу в сільськогосподарській техніці

Розділ 2. ТЕОРЕТИЧНІ ОСНОВИ ДИНАМІКИ ОБЄМНИХ ГІДРОПРИВОДІВ АКТИВНИХ РОБОЧИХ ОРГАНІВ СІЛЬСЬКОГОСПОДАРСЬКИХ МАШИН

2.1 Математичні рівняння об'ємних гідроприводів активних робочих органів сільськогосподарських машин

2.2 Статичні характеристики гідропривода

2.2.1 Гідропривод з одним споживачем енергії (одно контурний гідропривод)

2.2.2 Гідропривід з декількома споживачами енергії

2.3 Динамічні моделі одно контурного гідропривода

2.4 Динаміка механізму гідропривода з виконавчим органом важільного типу

2.5 Динаміка обємного гідропривода з декількома споживачами енергії

Розділ 3. АНАЛІЗ ЕФЕКТИВНОСТІ ЗАМІНИ МЕХАНІЧНОГО ПРИВОДА ОБ'ЄМНИМ ГІДРОПРИВОДОМ

3.1 Обґрунтування ефективності заміни механічного привода об'ємним гідроприводом

3.2 Привод мотовила жатки зернозбирального комбайна

3.3 Привод фрез роторних ґрунтообробних машин

Розділ 4 РОЗРОБКА І ДОСЛІДЖЕННЯ СИСТЕМИ ГІДРОПРИВОДУ АКТИВНИХ РОБОЧИХ ОРГАНІВ МОБІЛЬНОЇ БІОГАЗОВОЇ УСТАНОВКИ

4.1 Розробка конструкції нової біогазової установки

4.2 Математичне моделювання гідропривода мішалок мобільної біогазової установки

ВИСНОВКИ

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

АНОТАЦІЯ

Дипломний проект на тему: «Розробка і дослідження систем гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин» складається з 83листа машинописного тексту пояснювальної записки і 8листів (формату А1).

В першому розділі проекту проведений аналіз існуючих тенденцій щодо застосування систем гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин.

В другому розділі розглянута теорія проектування і дослідження систем гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин. Розглянуті основні методики моделювання систем гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин.

В розділі три проведено аналіз процесу заміни механічного приводу гідрооб'ємним приводом активних робочих органів.

При розробці дипломного проекту було використано 105 формули, побудовано 27 рисунків та 8 таблиць, використано 43 літературних джерел.

ANNOTATION

механічний гідропривід сільськогосподарська машина

Diploma project on a theme: «Development and research of the systems of gidroprivodu of active workings organs of agricultural machines» consists of 83 letters of typoscript of explanatory message and 8 letters (to the format of A1).

In the first section of project the conducted analysis of existent tendencies is in relation to application of the systems of gidroprivodu of active workings organs of agricultural machines.

In the second section the considered theory of planning and research of the systems of gidroprivodu of active workings organs of agricultural machines. The basic methods of design of the systems of gidroprivodu of active workings organs of agricultural machines are considered.

In a section three the analysis of process of replacement of mechanical occasion the gidroob'emnim occasion of active workings organs is conducted.

It was used at development of diploma project 105 formulas, it is built 27 pictures and 8 tables, it is used 43 literary sources.

ВСТУП

Гідропривод являє собою ефективний засіб автоматизації технологічних процесів. Використання гідропривода в різного роду машинах дозволяє спростити кінематику, знизити металоємкість, підвищити їх точність, надійність і рівень автоматизації.

За допомогою гідропривода здійснюється поступальні, поворотні та обертові рухи виконавчих органів.

Останнім часом гідропривід знайшов широке застосування в різних галузях промисловості. Однак одним з найбільших споживачів гідросистем завжди було сільськогосподарське машинобудування. Що пов'язано з використанням обмеженої номенклатури виробів, що дозволяють гідрифікувати практично всі типи сільськогосподарських машин незалежно від їх технологічного призначення.

Гідропривод дозволяє задовольнити основні тенденції розвитку сільськогосподарських машин: збільшення кількості робочих органів, взаємодіючих (послідовно або одночасно) з різними споживачами потужності при значному віддаленні їх від двигуна та різноманітній просторовій орієнтації; забезпечення переміщення робочих органів відносно машини і самої машини відносно енергозасобу, з яким вона агрегатується; автоматизації технологічних операцій з метою підвищення продуктивності та поліпшення умов праці [1].

Широке використання гідропривода в сільському господарстві вперш за все зумовлене його відомими перевагами, які однак можуть бути реалізовані лише при правильному проектуванні і експлуатації гідрофікованих машин.

Недоліки гідропривода виражаються в втратах гідравлічної оливи при витіканні, втратах на тертя, зниженні ККД викликане розігрівом робочої оливи, дані недоліки можна звести до мінімуми при використанні уніфікованих, добре відпрацьованих вузлів, знанням їх конструкції, основ розрахунку та експлуатації [2].

Тому актуальним є питання вивчення основ моделювання гідропривода активних робочих органів сільськогосподарських машин.

Розділ 1. АНАЛІЗ СТАНУ ВИКОРИСТАННЯ ГІДРОПРИВОДА АКТИВНИХ РОБОЧИХ ОРГАНІВ СІЛЬСЬКОГОСПОДАРСЬКИХ МАШИН

1.1 Огляд конструкцій схем гідроприводівактивних робочих органів сільськогосподарських машин

Гідропривод активних робочих органів сільськогосподарських машин забезпечує передачу енергії до робочих чи транспортувальних органів сільськогосподарської машини, необхідну для виконання безперервного або циклічно повторюваного процесу. За видом руху виконуючого механізму привід таких органів може бути обертальним, зворотно-поступальним або поворотним [3].

Гідропривод розкидача мінеральних добрив КСА-3 призначений для приводу розкидального відцентрового диска і керування гідроциліндром вмикання приводу транспортера, що подає добрива на диск. Розкидач начіпний, змонтований на автомобілі ЗИЛ-ММЗ-555.

При вмиканні розподільника автомобіля робоча рідина від насоса по напірній лінії 5 рис. 1.1, надходить до гідромотора З, гідроциліндра 2 і до запірного клапана 4. При цьому диск починає обертатися, вмикається в роботуконвеєр і зливна лінія відгідромотора та гідроциліндра сполучається з баком автомобіля.

При вимиканні подачірідини від насоса золотникклапана 4 під дією пружинизайме вихідне положення, агідромотор під дією інерційних сил диска нагнітатиме оливу у штокову порожнину гідроциліндра, вимикаючи цим самим приводтранспортера.

Гідроприводсамохідних картоплезбиральних комбайнів типуКСК-4 складається із гідроприводу активного виконуючого органу (гідроприводувивантажувального транспортера) та керування положенням робочих органів і елементів механізмів: піднімання і опускання приймальної частини похилої секції вивантажувального транспортера, керування верхньою секцією цього транспортера, керування зчепленням дизеля.

Рис. 1.1 Принципова схема гідропривода розкидача мінеральних добрив КСА-3: 1 і 5 - гідропроводи (гідролінії); 2 - гідроциліндр вмикання приводу транспортера; 3 - гідромотор приводу роз кидального диска; 4 - запірний клапан; 6 - гідросистема автомобіля.

Бак 5 рис. 1.2 -- спільний для обох гідроприводів (основного і рульового керування). В баку розміщено два фільтри 7 і 8 із запобіж ними клапанами. Фільтрувальні елементи фільтрів -- паперові, першу заміну яких здійснюють після 60 год. роботи від початку експлуатації. Бак 5 (рис. 2) -- спільний длиобох гідроприводів (основного і рульового керування). В баку розміщено два фільтри 7 і 8 із запобіжними клапанами. Фільтрувальні елементи фільтрів -- паперові, першу заміну яких здійснюють після 60 год. роботи від початку експлуатації [794].

Насос 6 шестеренний НШ-32У розміщений на стальному каркасі і приводиться в рух від колінчастого вала дизеля клинопасовою передачею (як і насос НШ-10Е гідроприводу рульового керування).

Для приводу вивантажувального конвеєра встановлено планетарний гідромотор 11 марки МГП-125. Крутний момент з вала гідромотора на ведучий вал конвеєра передасться через ланцюгову передачу.

Гідропривод має п'ять поршневих гідроциліндрів двобічної дії. Керування гідроциліндрами здійснюється п'ятисекційним золотниковим розподільником 10 типу ГА-34000, який уніфікований з розподільниками машини КС-6В.

Запобіжний клапан 9 непрямої дії типу ГА-33000 відрегульовано на тиск спрацювання 9 МПа (уніфікований з клапанами машин КПС-5Г, МКК-6, КС-6Б).

Рис. 1.2. Принципова схема основного гідроприводу самохідних картоплезбиральних машин типу КСК: 1 - гідроциліндр керування приймальною частиною; 2 - гідроциліндр керування похилою секції вивантажувального конвеєра; 3 - гідроциліндри керування верхньою секцією вивантажувального конвеєра; 4 - гідроциліндр зчеплення; 5 - бак; 6 - насос; 7 і 8 - фільтри із запобіжними клапанами; 9 - запобіжний клапан гідроприводу; 10 - розподільник; 11 - гідромотор.

У картоплезбиральному комбайні КПК-2 для приводу вивантажувального конвеєра також використовується планетарний гідромотор.

Гідропривод вивантажувальних транспортерів кукурудзозбирального комбайна КСКУ-6 призначений для приводу проміжного та вивантажувального транспортерів від одного гідромотора.

Шестеренний насос 2 рис. 1.3, що приводиться клинонасовою передачею від вала приводу жатки, подає потік оливи до гідромотора 5, який перетворює гідравлічну енергію потоку оливи на механічну і через ланцюгову передачу приводить в дію конвеєри.

Гідропривод від перевантаження захищає запобіжний клапан непрямої дії 4, відрегульований на тиск спрацювання 10 МПа.

Рис. 1.3. Принципова схема гідроприводу вивантажувального транспортерів кукурудзозбиральних комбайна КСКУ-6: 1 - бак; 2 - шестеренний насос НШ-32-2; 3 - фільтр із запобіжним клапаном; 4 - запобіжний клапан непрямої дії типу ГА-34000Г; 5 - гідромотор ПМС-125 планетарного типу.

Очищається олива фільтром 3, вмонтованим у горловину бака 1. Коли фільтр засмічується, олива перепускається запобіжним клапаном, відрегульованим на тиск 0,3 МПа, в бак без очищення.

Гідроприводгичкозрізувального апарата забезпечує безперервне обертання робочого органа (різального ножа 2), з одночасним регулюванням його положення відповідно до переміщення копіра 1 рис. 1.4 [5].

Рис. 1.4. Гідравлічна система привода гичкозрізувального апарата та копіра: 1 - повідок-копіра; 2 - дисковий ніж; 3 - вал; 4 - підшипник; 5 - з'єднувальна муфта; 6 - гідро двигун; 7 корпус; 8 - шарнір; 9 - рама; 10 - гідроциліндр; 11 гідророзподільник; 12 - золотник; 13 - пружина; 14 - гідронасос; 15 - резервуар; 16 - 19 трубопроводи;

В даному випадку гідропривод забезпечує безперервне регулювання положення різального ножа 2 відповідно до переміщення копіра 1. Підйом копіра 1 викликає переміщення золотника 12, в результаті чого порожнини гідроциліндра з'єднуються наступним чином - штокова порожнина з'єднується з напірною гідро лінією, а поршнева порожнина із зливною. Шок гідроциліндра піднімає поводок 7 разом із зрізу вальним пристроєм (поз 2-6), а також переміщує вверх корпус гідро розподільника 11. При цьому відбувається перекриття гідроліній і подальший підйом повідка припиняється. При русі копіра вниз відповідним чином переміщається повідок 7 разом з ножем 2.

Потужний гідравлічний привод забезпечує високу якість очистки головок коренеплодів, з високою продуктивністю.

Гідропривід мотовила жатки зернозбирального комбайна Дон-1500 рис. 1.5[6] відбувається через ремінну передачу 1, обертання від валу контрприводу молотарки передається валу шестеренного насоса НШ-32У - 2. Масло насосом забирається з бака і подається до гідророзподільника - Р75-23 4. Після гідророзподільникамасло прямує до дроселя Г55-23 5 і до гідромотора МГП-100 6. Дроселем регулюється частота обертання валу мотовила. Злив масла від гідромотора МГП-100 виробляється в загальний бак.

Обертання на вал мотовила 8 від гідромотора передавалося через ланцюгову передачу 7, яка має передавальне число 1 : 5. На вході і виході гідромотора є місця для установки датчиків тиску, що дозволяють вимірювати тиск в нагнітальній і зливній гідропроводах.

Рис. 1.5. Схема гідропривода мотовила жатки: 1 - пасова передача; 2 - шестеренний гідронасос НШ-32У; 3 - масляний бак; 4 - гідророзподільник Р75-23; 5 - дросель Г55-23; 6 - гідромотор МГП - 100; 7 - ланцюгова передача; 8 - мотовило; 9 - запобіжний клапан; 10 - фільтр.

Даний гідропривод дозволяє знизити втрати зерна при скошуванні хлібів.

На рис. 1.6 представлена принципова схема гідроприводу вивантажного шнека зернозбирального комбайна Дон-1500. Працює він наступним сином, від насоса 1 типа НШ-32У і гідророзподільника 2 типу Р75-23 рідина подається на вхід гідромотора 3 типу МПГ-100. Обертання від гідромотора передається до вивантажного шнека 4.

Рис. 1.6. Схема гідропривода вивантажувального шнека: 1 - шестеренний гідронасос НШ-32У; 2 - гідророзподільник Р75-23; 3 - гідромотор МГП - 100; 4 - вивантажувальний шнек; 5 - масляний бак; 6 - запобіжний клапан; 7 - фільтр.

Гідропривід причіпного кукурудзозбирального комбайна ККП-3 «Херсонець 9» складається із гідроприводу активного виконуючого органа (приводу лебідки буксирного пристрою) та гідроприводів керування положенням робочих органів і елементів механізмів: піднімання і опускання комбайна в робоче і транспортне положення, переведення дефлектора труби подрібнювача в робоче і транспортне положення і розфіксування зчіпки візка качанів.

Гідропривід виконуючих органів комбайна здійснюється від гідросистеми трактора Т-150К. Функціональний зв'язок між гідропристроями гідроприводу показано на рис. 1.7.

Рис. 1.7. Принципова схема гідроприводу причіпного кукурудзозбирального комбайна ККП-3 «Херсонець 9»: 1 - клапан витрати; 2 - запобіжний клапан; 3 - розподільник комбайна; 4, 5 - робочі секції розподільника комбайна; 6 - гідроциліндр дефлектора труби подрібнювача; 7 - планетарний гідромотор; 8 - гідроциліндр піднімання і опускання комбайна; 9 - сповільнюючий клапан; 10 - зворотний клапан; 11 - дросель; 12 - гідроциліндр роз фіксації зчіпки візка; 13 - 16 розривні гідромуфти; 17 - розподільник трактора; 18 - насос; 19 - бак; 20 - фільтр.

Лебідка буксирного пристрою приводиться в дію гідромотором планетарного типу. Керування гідромотором здійснюється робочою секцією 4 розподільника 3 комбайна, яка під'єднана через клапан витрати 1 та розривну гідромуфту 16 до золотника І розподільника 27 трактора.

Клапан 1 обмежує витрату (25 л/хв.) і максимальний тиск оливи(8 МПа), що надходить до розподільника комбайна.

У зливному трубопроводі гідромотора вмонтовано зворотнийкланан 10, який запобігає зворотному руху потоку оливи у гідромотор і переливну секцію розподільника З комбайна при вмиканні гідроприводу розфіксування зчіпки візка (гідроциліндра 12).

Для вмикання гідромотора важіль розподільника комбайна переміщують вперед по ходу комбайна. При цьому золотник переміститься до упору, вал гідромотора почне обертатись і лише тоді кулачки муфти гідромотора почнуть входити в зачеплення з кулачками напівмуфти барабана лебідки. Важіль треба переміщувати до повного вмикання лебідки в роботу.

Піднімання і опускання комбайна здійснюється гідроциліндром 8. Останній під'єднаний трубопроводами через розривну гідромуфту 13 до виводу «Піднімання» золотника III розподільника трактора і керується важелем цього розподільника. Для зменшення швидкості опусканиякомбайна у трубопроводі встановлено сповільню вальний клапан 9.

Переведення дефлектора труби подрібнювача у робоче й транспортне положення здійснюється гідроциліндром 6. Керує цим циліндром секція 5 розподільника комбайна. Золотник цієї секції має обмежений хід, який регулюють болтом.

Переведення дефлектора труби подрібнювана у робоче й транспортне положення здійснюється гідроциліндром 6. Керує цим циліндром секція 5 розподільника комбайна. Золотник цієї секції має обмежений хід. який регулюють болтом.

Розфіксування зчіпки візка виконується гідроциліндром 12 при втягуванні його штока. Штокова порожнина гідроциліндра під'єднана через клапан витрати 1 і розривну гідромуфту 15 до виводу «Опускання» золотника І розподільника трактора. Безштокова порожнина під'єднана через дросельний отвір клапана витрати 1 і розривну гідромуфту 1 в до виводу «Піднімання» цього золотника І.

У контур трубопроводів гідроциліндра 12 встановлено дросель 11 і запобіжний клапан непрямої дії 2. Дросель зменшує швидкість переміщення поршня. Запобіжний клапан обмежує максимальний тиск (6,3 МПа) у цьому контурі гідроприводу.

Розфіксування зчіпки візка відбувається при переведенні важеля золотника розподільника трактора у позицію «Опускання».

Гідропривід проріджувача цукрових буряків ПСА-2,7 рис. 1.8 призначений для приводу в обмежений обертальний (поворотний) рух ножів, закріплених на вихідних валах поворотних гідродвигунів.

Функціональний зв'язок між гідропристроями гідроприводу показано на рис. 5. Гідропристрої встановлені на рамі проріджувача. Привід насоса З здійснюється від ВВП трактора МТЗ-80/82. Керують поворотними гідродвигунами 14 за допомогою розподільників 10.

Робочий тиск (регульований) в напірному трубопроводі становить 8-10 МПа. При збільшенні тиску понад 13 МПа спрацьовує запобіжний клапан 4. Тиск оливи в напірному трубопроводі підтримується п'ятьма пневмогідроакумуляторами 13 високого тиску, а усунення гідравлічних імпульсів відбувається завдяки дроселям 12. Якщо тиск у напірному трубопроводі 11 досягає верхньої межі, наприклад 10 МПа, спрацьовує розвантажувальний клапан 5 і олива від насоса надходить у зливний трубопровід 18. Коли ж тиск у напірному трубопроводі досягає 8-8,5 МПа, розвантажувальний клапан закривається і олива від насоса спрямовується в напірний трубопровід.

Олива із поворотних гідродвигуні в надходить в підпірний трубопровід 17. Тут підпірний клапан 6 створює підпірний тиск 1,2-1,6 МПа, а стабілізують цей тиск два пнемо-гідроакумулятори 15. Підпірний тиск необхідний для запобігання механічним ударам в з'єднаннях хомут -- штовхач -- поршень поворотних гідродвигунів та ударам поршнів по кришках блоків. Із підпірного трубопроводу олива надходить у зливний трубопровід 18, а далі крізь фільтр 19 у бак 1.

Рис. 1.8. Принципова схема гідроприводу проріджувача цукрових буряків ПСА-2,7: 1 - бак; 2, 19 - фільтри; 3 - насос; 4 - запобіжний клапан; 5 - розвантажувальний клапан;6 - підпірний клапан; 7 - запірний клапан; 8 - кран манометра; 9 - манометр; 10 - розподільник; 11 - напірний трубопровід; 12 - дросель із зворотним клапаном; 13 - пнемогідроакамулятор високого тиску; 14 - поворотний гідро двигун; 15 - пнесмогідроакамулятор низького тиску; 16 - дренажний трубопровід; 17 - підпірний трубопровід; 18 - зливний трубопровід.

Після закінчення роботи проріджувача і під час монтажних робіт тиск оливи із напірного трубопроводу «скидають» за допомогою запірного клапана 7. При цьому олива зливається у бак. Замірюють тиску у напірному трубопроводі манометром, короткочасне вмикання якого здійснюють за допомогою крана 8.

1.2 Проблеми гідрифікації і сучасний стан питання використання гідроприводу в сільськогосподарській техніці

Тенденція світового і вітчизняного розвитку сільськогосподарського виробництва -- створення багатофункціонального гідравлічного приводу, направленого на підвищення технічного рівня і експлуатаційної надійності машин. Широке вживання гідроприводу почалося в кінці 50-х років: об'ємний гідропривід знайшов вживання в машинно-тракторних агрегатах, а також в самохідних комбайнах [7, 8, 9, 10].

Впровадження гідроприводу для гідрифікації сільськогосподарської техніки [11] ведеться в напрямках показаних на рис. 1.9 - 1.10.

Рис. 1.9. Основні напрямки гідрифікації сільськогосподарської техніки.

Рис. 1.10. Основні напрямки гідрифікації робочих органів сільськогосподарських машин.

Використання гідроривода для приводу активних робочих органів сільськогосподарських машин в порівнянні з іншими приводами, наприклад механічним, має ряд переваг:

- більш проста конструкція привода робочих органів, різних по витраті потужності і за характером виконання операцій, діючих як послідовно так і паралельно;

- можливість значного віддалення активних робочих органів від джерела енергії, а також можливість їх різноманітної орієнтації в просторі;

- забезпечення незалежності виконання технологічного процесу для деяких паралельно працюючих робочих органів;

- безступеневе регулювання швидкості робочих органів, їх захист від перевантажень;

- полегшення умов праці механізаторів, можливість автоматизації технологічних процесів;

- зниження металоємкості сільськогосподарських машин.

Перераховане вище наочно показує перевагу гідроприводу і недоліки механічного приводу, що виявляються в тих машинах, в яких від одного джерела енергії (двигуна) проходить розгалуження потоку потужності по окремих робочих органах. В цьому випадку вживання механічного приводу не дозволяє без ускладнення кінематичного ланцюга цього приводу змінювати силовий і швидкісний режим по окремих агрегатів і робочих органів, особливо якщо це необхідно зробити в русі.

Механічні передачі мають значну вагу, складні у виготовленні, швидко зношуються. У ряді випадків вживання механічного приводу стає перешкодою для вдосконалення сільськогосподарських машин.

Так, за даними роботи [12], завдяки заміні механічного приводу робочих органів гідравлічним в самохідній багаторядній машині МУК-1.8, призначеній для прибирання столових коренеплодів, зріс круг виконуваних нею робіт, підвищена її продуктивність, надійність і перспективність. забезпечено незалежне розташування вузлів, безступінчасте регулювання швидкостей робочих органів. За рахунок значного скорочення кількості редукторів і великого числа ланцюгових і карданних передач, вага машини скоротилася з 9000 до 7800 кг.

Заміна металоємного механічного приводу на гідравлічний дозволило зменшити металоємність бурякозбиральної машини БМ-6Г на 300 кг [13], виключити серію редукторів і карданних передач, що входять в механічний привід транспортерів і доочисника голівок коріння. В результаті підвищився коефіцієнт використання ефективності потужності трактора, спростився технічний відхід і збільшилися показники безпеки умов праці механізаторів.

Використання гідростатичного приводу для ходу коренезбиральної самохідної машини КС-6 замість механічного приводу [14] дозволило спростити її конструкцію. Замість двопотокового варіатора, муфти щеплення і триступінчастої коробки передач була встановлена гідростатична трансмісія, що складалась з регульованого гідронасосу і гідромотору. В результаті дослідів гідростатичної трансмісії було виявлено, що гідростатичний привід ходу самохідної машини КС-6 забезпечує її стійку роботу на прямому і реверсивному режимах. Окрім цього машина показала легку керованість, високу маневреність і зменшення витрат на обслуговування гідроагрегатів в період сезонної експлуатації машини КС-6, оскільки гідроагрегати не вимагали технічного обслуговування. Все це забезпечило підвищення експлуатаційної продуктивності самохідної коренезбиральної машини КС-6 на 16%, скорочення витрат часу на технічне обслуговування до 9%, зростання середньої швидкості машини на 14% з-за кращої пристосованості машини до умов роботи [15, 16].

Застосування гідроприводу навісного вантажопідйомного устаткування до тракторів класу 5 (наприклад, К-700), дозволяє створити просторовий механізм для переміщення вантажної стріли вагою 30 кН, на вильоті до 5,3м з максимальною висотою підйому крюка 6,7м [17]. Кут повороту складає ±50 градусів в горизонтальній плоскості. Під'їм і поворот стріли здійснюється від двох гідроциліндрів, які розташовані похило один до одного, а їх штоки сполучені між собою особливим шарнірним з'єднанням. Завдяки цьому спрощується конструкція навісного вантажопідйомного устаткування, знижуються його габарити і маса.

Розвиток гідроприводів в сільськогосподарських машинах і тракторах обумовлений:

- зручністю передачі силового потоку від джерела енергії до споживача;

- зручністю перетворення енергії потоку рідини в механічну енергію обертального і зворотно-поступального руху;

- гідропередачами, що забезпечують на робочому органі -- гідродвигуні -закони переміщення і силової дії, які необхідні для його кращої роботи;

- можливістю агрегатування гідродвигуна безпосередньо з робочим органом без проміжних кінематичних передаточно-перетворюючих механізмів;

- отримання великої вихідної потужності з малими габаритами;

- можливістю отримання великих крутних моментів, і великоївантажопід`ємності;

- плавністю зміни швидкості руху сільськогосподарської машини і її реверсивність.

Свого часу дослідженням та розробкою приводів активних робочих органів сільськогосподарських машин, займалися такі відомі вчені:Аснач В.К., Марквартде В.М.,Середа Л.П.,Немировський І.А., та ін. [7, 10, 15, 16]. Використовуючи досвід та результати досліджень вказаних авторів, можливо застосувати їх для розробки гідропривода активних робочих органів сільськогосподарських машин.

Розділ 2. ТЕОРЕТИЧНІ ОСНОВИ ДИНАМІКИ ОБЄМНИХ ГІДРОПРИВОДІВ АКТИВНИХ РОБОЧИХ ОРГАНІВ СІЛЬСЬКОГОСПОДАРСЬКИХ МАШИН

2.1 Математичні рівняння об'ємних гідроприводів активних робочих органів сільськогосподарських машин

Для опису процесів, що проходять в об'ємному гідроприводі активних робочих органів сільськогосподарських машин, були використані результати досліджень інших авторів [18, 19, 20, 21, 22,23, 24, 25, 26, 27, 28, 29, 30, 31, 32].

В загальному випадку динаміка об'ємного гідропривода визначається динамічними якостями гідронасосу, розподільної і трубопровідної системи, системою керування гідромотору, а також рухом робочих органів сільськогосподарських машин.

Якщо частота власних коливань розподільчого пристрою і системи керування суттєво вищі частоти власних коливань самого гідромотору чи гідроциліндра (як динамічної системи), то вплив перших на загальну динаміку привода можна знехтувати і розглядати лише динамічні властивості гідродвигуна і закони руху робочого органу сільськогосподарської машини.

З врахуванням цього спрощення для приводу типу гідронасос - гідроциліндр (з зворотно-поступальним рухом виконавчого органу) можна записати наступне рівняння для зміни швидкості навантаження [33]:

, (2.1)

де - швидкість зміни навантаження, що створюється гідроциліндром; - жорсткість гідросистеми; - швидкість руху поршня; , - швидкість привода і відведення рідини в гідроциліндрі.

Для привода типу гідронасос - гідромотор (з обертовим рухом виконавчого органу) запишемо вираз для зміни швидкості навантаження в вигляді:

, (2.2)

де - швидкість зміни навантаження, щ створюється гідромотором; - жорсткість гідросистеми; - кутова швидкість гідромотора; - коловий радіус, що визначає положення штоків (для аксіально-поршневого гідромотора).

Значення параметрів, що входять в формули (2.1) і (2.2)

- для гідропривода з регульованим насосом і гідроциліндром, згідно даних роботи [130], визначаюься так:

, (2.3)

де - площа поршні; - тиск в гідроциліндрі; - прирост тиску; - приведена довжина робочої камери гідроциліндра; - коефіцієнт пружності рідини; - зміна об'єму, робочої камери насосу за один оберт; - параметр регулювання; - кутова швидкість насосу; , - характеристики втрат на витікання і перетікання в насосі і гідроциліндрі.

- для гідропривода з регульованим гідронасосом і нерегульованим гідромотором:

, (2.4)

де , - зміна об'єму камери гідромотора і насосу за один оберт; - сумарний об'єм гідросистеми, що знаходиться під тиском.

- для гідропривода насос-двосторонній гідроциліндр з дросельним регулюванням:

, (2.5)

де , - об'ємна витрата рідини, на вході і виході гідроциліндра.

- для гідропривода насос - гідромотор з дросельним регулюванням:

, (2.6)

Якщо використовувати гідроциліндр з двома камерами, то робоче навантаження

, (2.7)

де , - відповідно навантаження в робочій камері і камері протидії.

Тоді

, (2.8)

В загальному випадку використовується вираз (2.7) призводе до нелінійної моделі оису навантажень.

Виключення складає випадок, коли при переході до нелінійної моделі можна вважати, що і , а відповідно, . Це значить, що стані рівноваги, коли використовується повна симетрія робочої камери, можна, використовувати вираз (2.7), і отримати лінійну модель.

2.2 Статичні характеристики гідропривода

2.2.1 Гідропривод з одним споживачем енергії (одно контурний гідропривод)

Вирази (2.1) і (2.2) представляють залежність швидкості зміни зусилля в гідроциліндрі або моменті на гідромоторі від балансу енергії, що підводиться до двигуна або відводиться від нього і перетвореної в механічну енергію руху робочого органу сільгоспмашини. Якщо , то рушійна сила двигуна постійна і з виразу (2.1) виходить, що:

, (2.9)

Вираз (2.9) характеризує рух поршня з постійною швидкістю:

, (2.10)

Тобто рух з постійною різницею між енергією, що підводиться і відводиться. При , і . Це умова балансу приходу і витрати рідини з порожнини, де підтримується постійний тиск, що створює рушійну силу, рівну зовнішній, що прикладена до нерухомого поршня.

Різниця і визначувана нею залежать в відповідності до (2.3) і (2.4) від параметра управління яким може бути кут нахилу шайби аксіально-поршневого насоса, гідропривод з регульованим насосом, положення золотника або клапана розподільного пристрою гідроприводата з дросельним управлінням. Крім того, на величину впливає рушійна сила , що розвивається двигуном. Із зростанням швидкість при = const падає у зв'язку з тим, що збільшення досягається збільшенням тиску в порожнині гідроциліндра або гідромотора.

Оскільки прохідні перетини на вході і виході порожнини, наприклад, гідроциліндра залишаються незмінними, = const, то із зростанням тиску інтенсивність подачі енергії рідини падає, а витрата збільшується, оскільки перепад тиску на вході зменшується, а на виході зростає, що приводить до зменшення а отже, і .

Таким чином, залежність вигляду статичною характеристикою гідроприводу, яку можна використовувати при динамічному аналізі гідросистеми, якщо динамічні процеси в ній протікають повільніше, ніж безпосередньо в двигуні (гідроциліндрі, гідромоторі). Основним параметром статичної характеристики загальноприйнято вважати кут її нахилу в робочій точціа (рис. 2.1).

Рис. 2.1. Статична характеристика нерегульованого гідроприводу

Оскільки позитивній зміні швидкості відповідає зворотне значення зміни тиску, то

, (2.11)

Для гідропривода з регульованим насосом і гідроциліндром вираз (2.9) з врахуванням виразів (2.3) --(2.6) можна представити в наступному вигляді:

, (2.12)

де , - сталий тиск в напірній порожнині гідроциліндра і сталий перепад тиску на поршні. З урахуванням того, що отримуємо:

, (2.13)

Рис. 2.2. Статичні характеристики приводу (з гідроциліндром) з об'ємним регулюванням насоса

Другий член правої частини виразу (2.13) характеризує зону нечутливості приводу, коли подача рідини від насоса йде лише на перекриття витоків і двигун залишається в спокої. При повній відсутності об'ємних втрат статичні характеристики приводу - горизонтальні прямі лінії (пряма 1, рис. 2.2).

За наявності об'ємних втрат статична характеристика - похила (пряма 2). При досягненні (2.13) граничного значення (точка А, див. рис. 2.2), коли спрацьовує запобіжний клапан, об'ємні втрати різко зростають, що приводить до різкого збільшення кута нахилу статичної характеристики (пряма 3).

Найбільший інтерес представляє гідрооб'емний привід з регульованим насосом і гідромотором. Розглянемозалежністьосновнихстатичних характеристик такого приводу залежновід способу йогорегулювання.

Кутовішвидкості валу гідромотора без врахуваннявтрат в приводівизначаються таким чином:

, (2.14)

Потужність і обертовий момент на валу гідромотора:

, (2.15)

, (2.16)

З виразів (2.14) і (2.16) видно, що із зміною робочого об'єму гідромотора при і змінюється число обертів гідромотора і крутний момент, на його валу . При цьому згідно з виразом (2.15) потужність гідроприводу залишається постійною.

Така схема регулювання шляхом зміни робочого об'єму гідромотора дозволяє працювати гідроприводу в режимі постійної потужності, оскільки на регулювання впливає лише перепад тиску . Недолік такого способу регулювання полягає в необхідності збільшувати довеликих розмірів робочий об'єм гідромотора для отримання низьких обертів. З виразу (2.14) видно, що при , , при, .

Ця обставина обмежує сферу застосування такого гідроприводу.

При регулюванні режиму роботи гідроприводу зміною робочого об'єму насоса при потужність приводу змінюється пропорційно продуктивності насоса. В цьому випадку , оскільки зміна знаходиться в прямій залежності . При такій схемі регулювання можливе вживання пристрою, що коректує роботу приводу залежно від , але конструкція його повинна забезпечувати регулювання і .

При вживанні комбінованої схеми з регульованим гідромотором і насосом можна отримати оптимальне поєднання їх робочих об'ємів по найбільш істотному критерію - продуктивності роботи сільськогосподарської машини. Розглянемо ефективність комбінованої схеми регулювання з цієї точки зору.

Ідеальна безступінчаста трансмісія забезпечує в режимі постійної потужності зміну крутного моменту, на вихідному валу по параболі (крива 1, рис. 2.3).

Рис. 2.3. Статичні характеристики гідропривода з об'ємним регулюванням насоса и гідромотора.

Характеристики реальної трансмісії відрізняються унаслідок втрат. Розглянемо реальні характеристики гідрооб`ємної передачі в режимі для двох способів зміни допускаючи при цьому, що механічні к.к.д. однакові. В режимі постійної потужності статична характеристика приводу з регульованим гідромотором має вигляд:

, (2.17)

для привода з регульованим насосом:

, (2.18)

де - відповідно повний і механічний к.к.д. насосу чи мотора.

Зміна в першому випадку проходить при постійній продуктивності насоса, відповідною точкою А на кривій (див. рис. 2.3) тобто , в другому випадкупродуктивності насоса , де продуктивність в точці В. Якщоврахувати, що, то:

, (2.19)

де - параметр регулювання, що відповідає точці А.

Для режиму постійної потужності маємо:

, (2.20)

де , - максимальний момент і швидкість, що розвиваються гідромотором.

В цьому випадку параметр регулювання може бути виражений відношенням теперішньої кутової швидкості гідромотора і максимальної .

, (2.21)

Підставивши (2.19) - (2.21) в (2.17) і (2.18), отримаємо статичні характеристики гідроприводу з об'ємним регулюванням гідронасоса і гідромотора:

, (2.22)

(2.23)

По отриманих виразах (2.22) і (2.23) на мал. 2.3 побудовані графіки для гідроприводу з регулюванням зміни об'єму гідронасоса (крива 2) і гідромотора (крива 3). З графіків видно, що реальні статичні характеристики відрізняються від ідеальної (1) унаслідок механічних і об'ємних втрат.

При навантаженні, відповідноточка А, більше падіння швидкості валу гідромотора характерне для приводу з регульованим насосом. Із зменшенням крутного моменту, ця різниця зменшується і при , схема регулювання не робить істотного впливу на статичну характеристику приводу.

При подальшому зменшенні крутного моменту, регулювання приводу зміною об'єму насоса виявляється ефективнішим. Прирівнявши праві частини виразів (2.22) і (2.23) і позначивши , знайдемо :

, (2.24)

при отримуєм:

(2.25)

Якщо прийняти в якості моменту, що забезпечує для сільськогосподарських машин номінальну тягу, то відношеннядля даного класу машин, а верхня і нижня межа силового діапазону пов'язані залежністю:

, (2.26)

Таким чином, при роботі в режимі при навантаженнях значний ефект з точки зору максимальної продуктивності являється регулюванням гідропривода зміною об'єму гідромотору. При навантаженнях значний ефект досягається регулюванням об'єму насоса. Відповідно, комбінована схема розширює можливості гідроприводу.

Статична характеристика гідропривода з гідроциліндром і дросельним регулюванням може бути отримана шляхом підстановки в (2.9) виразів для і із (2.5):

, (2.27)

, (2.28)

Тут , , , - об'ємні витрати рідини для камери гідроциліндра.

В випадку, коли дроселюючіщілини розподільника однакові, а перекриття золотника рівне нулю, одна камера гідроциліндра з'єднується лише з напірною лінією , в то й же час друга камера з'єднується тільки з зливом , отримуємо:

, (2.19)

Додамо до (2.15) рівняння балансу тиску:

, (2.30)

де , - перепади тиску в щілинах.

При отримуємо:

, (2.21)

Скористаємось також залежністю між об'ємною витратою в щілині золотника і перепадом тиску :

, (2.32)

- пропускна спроможність щілини,

Тут - максимальне зміщення золотника; - ширина щілини; коефіцієнт витрати; густина робочої рідини.

З врахуванням того, що сила при сталому русі з (2.13) і (2.32), отримуємо аналітичний вираз статичної характеристики приводу з гідроциліндром:

, (2.33)

Для гідроприводу з гідромотором і дросельним регулюванням із (2.13) аналогічно можна записати:к

, (2.34)

де - конструктивний параметр гідромотора.

Як видно з виразу (2.33) і (2.34), статичні характеристики гідропривода з дросельним регулюванням являють собою родину парабол (рис. 2.4). Точка А на графіках визначають максимальну швидкість приводу при відсутності корисного навантаження.

Рис. 2.4. Статичні характеристики приводу з дросельним регулюванням

2.2.2 Гідропривід з декількома споживачами енергії

Особливостями гідросистем сільськогосподарських машин з одним насосом і декількома споживачами є та обставина, що при формуванні розгалуженої мережі енергетичних потоків кожен з них незалежно від величини навантажень, що діють на робочі органи, повинен володіти витратами, визначуваними заданими швидкостями руху робочих органів.

У гідроприводах формування енергетичних потоків виробляється на основі створення на них дій, що управляють: дросельного або об'ємного. У справжній роботі розглядається в основному дросельний спосіб регулювання, а також шляхом зміни робочого об'єму лише гідронасоса, як найбільш прості і широко поширені у вітчизняному і світовому сільськогосподарському машинобудуванні.

Ефективність гідроприводу визначається, перш за все, мірою узгодженості між собою по потужності як джерел енергії, так і споживачів. Як відомо, гідравлічна потужність визначається тиском і витратою рідини, тому можливі різні принципи формування енергетичних потоків за принципом узгодженості (або неузгодженості) потужності насоса і споживача по тиску, витраті, або по витраті і тиску.

Неузгодженість потужності джерела і включених паралельно або послідовно декількох споживачів має місце, коли пряме або зворотне перетворення енергії здійснюється нерегульованими гідромашинами, а параметри насоса вибираються так, щоб подача рідини відповідала максимальній витраті одночасно працюючих споживачів. Прицьому потік рідини, що поступає з насоса при паралельному включенні споживачів (схема 1, табл. 3.1), розгалужується на енергетичні потоки, які підводяться до гідродвигуна ГД1 - ГДn через послідовно включені з ними дроселі ДР1 - ДРn, налагоджені так, щоб при певному тиску гідродвигуна витрати відповідали заданим швидкостям руху робочих органів. В цьому випадку для здійснення корисної роботи робочими органами використовується лише частина енергії гідронасоса, оскільки частина рідини відводиться під робочим тиском через дросель ДР₀ на злив, крім того, тиск створюваний насосом, дроселює до величин .( де -- падіння тиску на дроселі), що також приводить до втрат енергії.

При послідовному включенні нерегульованих насоса і гідродвигуна (схема 2, табл. 3.1) втрати енергії відбуваються за рахунок відведення рідини на злив через дросель ДР₀, а також за рахунок дроселювання потоку дроселями ДР1 - ДРn для забезпечення заданих швидкостей робочих органів.

Для узгодження гідросистеми з декількома паралельно включеними споживачами по витраті необхідно використовувати регульований гідронасос Н (схема 3, таблиця. 3.1), а для налаштування режиму роботи кожного гідродвигуна ГД1 - ГДn послідовно встановити дроселюючи елементи ДР1 - ДРn. Тоді втрати енергії визначаються лише за рахунок падіння тиску на дроселях. Послідовне підключення до регульованого гідронасосу Н споживачів ГД1 -- ГДn (схема 4, табл. 3.1) дозволяє погоджувати джерело енергії і споживачі по тиску і зменшити втрати за рахунок дроселювання потоку рідини.

Схеми з декількома регульованими гідромоторами в даній роботі не розглядаються, такі схеми в сільськогосподарському машинобудуванні не використовуються зважаючи на складність конструкції гідромоторів і їх вартість. Розглянемо статичні характеристики гідросистем з паралельним з'єднанням споживачів (схеми 1 і 3,табл. 2.1). У сталому режимі такі системи можна описати наступними рівняннями:

, (2.35)

, (2.36)

при

де , - перепади тиску на розподільниках і дроселях.

, (2.37)

де - питома вага рідини; - коефіцієнт витрати рідини; - площа живого перетину.

Рівняння рівноваги руху ланок цілителів потоку золотникового типу, мають вигляд:

, (2.38)

(при ),

де - гідродинамічна сила на вікні замково-регулюючого елементу; - площа мембрани.

Рівняння (2.37) і (2.38) описують рівновагу в гідравлічній мережі при паралельному з'єднанні споживачів до гидронасосу, вирішення цих рівнянь дозволяє отримати залежності витрати в гілках від перепаду тиску на дільниках потоку або витрати на вході дільника:

, (2.39)

Залежності (2.39) дозволяють, в свою чергу, побудувати навантажувальні і швидкісні характеристики:

, (2.40)

де ;

, - розрахункова і фактична витрата в - й гілці.

Таблиця 2.1

Схеми і параметри гідроприводів

2.3 Динамічні моделі одноконтурного гідропривода

Динамічні процеси в гідроприводі викликаються порушенням балансу між приходом і витратою енергії, яка в сталому режимі характеризується рівнянням (3.9). Відхилення від вихідного сталого режиму виявляється у вигляді змін швидкості руху рідини (зміною енергії), що виявляється через зміну параметра управління , або зміну швидкості руху робочих органів, викликаних зміною навантаження. І і тому, і в іншому випадку зміна енергії відпрацьовується гідронасосом як зміна рушійної сили . Відпрацюванням насосом дій відбувається із запізненням, залежним від динамічних якостей гідроприводу. За міру інерційності гідроприводу можна прийняти величину - швидкість зміни навантаження у відповідь на зміну енергії. Чим більше ця швидкість, тим швидше навантаження приходить у відповідність із зміною енергії. Згідно (2.1) і (2.2) величина залежить від жорсткості приводу ( і ) і дії, тому привід більшої жорсткості відпрацьовує на дії швидше. Таким чином, зміна енергії (швидкості руху рідини ) в загальному випадку є функцією:

, (2.41)

Дія, що управляє, в гідроприводі з дросельним управлінням, наприклад, створиться зміною положення золотника. Інтенсивність підведення і відведення енергії в гідродвигуні тут відбувається шляхом зміни витрати. Таким чином, в загальному випадку можна записати:

, (2.42)

де , - зміни енергії, викликані впливом чи зовнішнім навантаженням.

Для малих відхилень виразу (2.42) можна представити як

,чи , (2.43)

де , , - коефіцієнти чутливості приводу до зміни керуючого впливу і навантаження або коефіцієнти посилення і ковзання за швидкістю. Для різних типів гідроприводів ці коефіцієнти мають різні значення.

Для гідроприводу з регульованим насосом і гідроциліндром:

, (2.44)

Для гідроприводу з регульованим насосом і нерегульованим мотором:

, (2.45)

Для гідроприводу з дросельним регулюванням і гідроциліндром:

, (2.46)

Для гідропривода з дросельним регулюванням і гідромотором:

, (2.47)

Тут - приведена сумарна характеристика об'ємних втрат; - відносний перепад робочого тиску в гідромоторі; - відносно зміщення золотника.

З врахуванням виразу (2.43), рівняння (2.1) і (2.2) можна представити як:

, (2.48)

чи .

Зрівняння (2.48) і рівняннярухумасиробочого органу при обертовому русі (привід з гідромотором) момент інерціїобертовихмас, рівні:

, (2.49)

де - коефіцієнт рідинного тертя.

Отримуємо диференційні рівняння обертових коливань вала гідромотора (при ):

, (2.50)

де - постійна часу привода; - коефіцієнт затухання коливань; - гідравлічна постійна часу для насоса: ; - приведений до вала мотора момент інерції обертових мас.

Диференціальне рівняння (2.50) можна використовувати для дослідження реакції гідроприводу на дію (при = 0) або крутних коливань, при дії змінних навантаження, з боку робочого органу при = 0.

В останньому випадку рівняння (2.50) має вигляд:

, (2.51)

де - оператор диференціювання; , - зображення змінних.

Звідки передаточна функція гідропривода:

, (2.52)

При проведенні досліджень в частотнії області переходимо до зображення змінних по Фур'є, замінюваний , де - частота зміни кутовій швидкості гідромотора. В цьому випадку модуль передавальної функції гідроприводу набуває вигляд:

, (2.53)

де - частота власних крутних коливань приводу, .

Використавши відомі співвідношення і вирази (2.53) можна визначити спектральну щільність крутних коливань валу гідромотора:

, (2.54)

Вираз (2.54) дозволяє провести частотний аналіз коливань првода і визначити середнє квадратичне значення амплітуд цих коливань:

, (2.55)

При досліджені відзиву гідропривода на керуючий вплив (при )рівняння (2.50) набуває вигляду:

, (2.56)

і вирішується в часовій області.

Розв'язок рівняння (2.56) має вигляд:

,(2.57)

де ;

;

;

.

Отримане рішення дозволяє вивчити перехідні процеси в приводі і знайти час запізнювання приводу на керуючий вплив.

В тому випадку, якщо як виконавча ланка використовується гідроциліндр, з рівняння (2.48) і рівняння поступального ходу маси (поршень і робочий орган)

, (2.58)

Отримуємо диференційне рівняння поздовжніх коливань гідроциліндра (при ):

, (2.59)

де - постійна часу привода.

Як і у попередньому випадку, диференціальне рівняння (2.56) можна використовувати для дослідження реакції гідроприводу на дію (при ) або поздовжніх коливань керуючого поршня, при дії змінних за часом сил опору (при ). Рівняння (2.59) в зображенні змінних по Лапласу має вигляд:

,

де , - зображення змінних.

Звідки передаточна функція привода з гідроциліндром:

, (2.61)

Далі, використавши рівняння, аналогічні (2.54) - (2.57), можна провести дослідження гідропривода в часовій і частотній області.

2.4 Динаміка механізму гідропривода з виконавчим органом важільного типу

Розглянемо механізм важеля, характерний для механізмів підйому стріли копичника, навантажувача і інших машин (рис. 2.5).

Рис. 2.5. Схема механізму важеля

Цей кулісний механізм з ведучим поршнем на шатуні має одну ступінь вільності і складається з корпусу гідроциліндра 1, поршня гідроциліндра з штоком 2, важеля 3 з вантажем 4. Положення центрів мас , , визначається радіусами, , від центрів кочень і .

Геометрія механізму визначається базою і плечем . При і зсуві поршня змінюється , а також кути і . Як узагальнена координата може бути вибрана будь-яка змінна (, , ). При дослідженні динаміки гідроприводу як узагальнена координата доцільно вибрати параметр .

Рівняння руху такого механізму [34] мають вигляд:

, (2.62)

де , - координати центрів мас робочих органів; - кути поворотів робочих органів; - моменти інерції робочих органів; - моменти від сил; , - проекції сил, що діють на робочі органи (включаючи реакції і сили тертя).

За допомогою системи (2.61) і рівнянь зв'язку можна оцінити динамічні процеси в системі під дією сили , що діє на поршень гідроциліндра, інерційних навантажень і сил корисного опору.

Систему (2.62) можна звести до одного нелінійного диференціального рівняння другого порядку відносно узагальненої координати, наприклад. Можливість здобуття такого рівняння залежить від прийнятої моделі сил тертя в шарнірах , ,.

Якщо сили тертя істотні і пропорційні швидкостям, то рівняння розв'язку має вигляд:

, (2.63)

де , , - коефіцієнти рівняння; - навантаження від сил ваги, прикладені до поршня; , - швидкість і прискорення переміщення точки .

Якщо сили тертя істотні і якщо необхідно враховувати сухе тертя в шарнірах, залежне від статичних і динамічних навантажень в них, то рівняння розв'язку отримати не можна, якщо ж допустити, що сили тертя обумовлюються лише статичними складовими, то рівняння розв'язку мають вигляд:

, (2.64)

де - додаткові навантаження на поршень від сил тертя.

В випадку, якщо і , сили тертя можна не враховувати і рівняння розв'язку (2.63) і (2.64) спрощуються:

, (2.65)

і вираз для і простіше всього визначити із рівняння Лагранжа 2-го роду:

, (2.66)

де - кінематична енергія системи; - узагальнена сила.

Кінематична енергія механізму може бути представлена як

, (2.67)

де - масса - ъ ланки; радіус інерції; - абсолютна швидкість центру мас.

Тоді кінетична енергія гідроциліндра:

, (2.68)

де - момент інерції гідроциліндра відносно осі.

Кінетична енергія поршня зі штоком:

, (2.69)

де - момент інерції поршня зі штоком відносно центра кояення який, як бачимо, є величиною змінною і залежить від .

Кінетична енергія важіля:

, (2.70)

де - момент інерції важіля відносно осі .

З врахуванням виразу (2.67) отримаємо:

, (2.71)

Вираз (2.71) можна представити як

, (2.72)

де - приведена маса, яка з врахуванням (2.71) рівна:

, (2.73)

і є функцією координат L.

При відсутності сил тертя рівняння (2.66) з врахуванням (2.72) приймає вигляд:

, (2.73)

Отже, інерційне навантаження включає складову, викликану прискоренням, і складову, викликану зміною приведеної маси при зміні положення механізму. При різкому скиданні тиску в напірній магістралі відбувається опускання механізму під дією сил тяжіння. В цьому випадку

, (2.74)

де - початкове значеня енергії, якщо в почптковий момент , то .

Тут - початкове значення , - потенційна енергія системи.

З врахуванням (2.74) ,

. (2.75)

Звідси час протікання процеса опускання при різкому спадові тиску:

, (2.76)

При дроселюванні в процесі скидання тиску, зусилля в поршні можна визначити як:

, (2.77)

де , - площі поршня и дросселюючоїщілини; , - густинарідини і коефіцієнт витрати.

Вираз (2.73) с учетом (2.77) прийме вигляд:

, (2.78)

де .

В цьому випадку час протікання процесу опускання приймає вигляд:

, (2.79)

де .

2.5 Динаміка обємного гідропривода з декількома споживачами енергії

Як було показано в п. 2.3, в одноконтурному гідроприводі відхилення в швидкості руху робочого органу або параметра керування відпрацьовується гідронасосом або зміною рушійної сили . Більш складні процеси відбуваються в багатоконтурних гідроприводах (таблиця. 3.1). Зміна енергії або швидкості руху рідини в цьому випадку є функцією:

, (2.80)

де - керуючий вплив для споживачів; - вплив на гідросистему, викликаний взаємним керуючом впливом; - швидкості зміни рухомих сил викликані зовнішнім впливом на споживачів; - швидкості зміни рухомих сил, викликані взаємним зовнішнім впливом.

В найбільш широко розповсюдженому многоконтурному гідроприводі з дросельним керуванням для зміни швидкості руху рідини в системі може бути представлено як:

(2.81)

де - зміна швидкості, викликана керуючим впливом; - зміна швидкості, викликана взаємним керуючим впливом в системі; - зміна швидкості, викликана зміною рухомих сил; - зміна швидкості, викликана взаємним впливом рухомих сил в системі.

Для малих відхилень величини і , тобто і вираз (2.81) можна представити так:

(2.82)

де , - коефіцієнти чуттєвості системи до зміни керуючого впливу і навантаження ; , - коефіцієнт чуттєвості системи до процесів взаємного впливу споживачів до зміни ккеруючого впливу і навантаження.

В цьому випадку в відповідності з рівнянням (2.1) можна отримати систему рівнянь:

(2.83)

де - жорсткість гідросистеми насос-гідроциліндр; - число споживачів; - жорсткість системи, що передає вплив від взаємного впливу споживачів.

Аналогічно отримуємо систему:

(2.84)

де - жорсткість гідросистеми насос-гідромотор;

Система (2.84) і відомі рівняння обертових коливань робочих органів (виконавчих ланок) дозволяє отримати систему диференційних рвнянь обертових коливань [35-38]:

(2.85)

В операторній формі записи нульових початкових умов рівняння (2.85) можна представити наступним чином:

, (2.86)

де , , - матриці поліномів при зображенні змінних по Лапласу; , , - зображення по Лапласу кутової швидкості параметра керування і моменту опору.

Систему (2.85) можна використати при дослідженні коливань в багатоконтурному гідроприводі (при ), тоді (2.86) буде мати вигляд:

, (2.87)

Матриця операторів, що є передаточними функціями, визначаються (2.87) наступним чином:

, (2.88)

де - приєднана матриця для квадратної неособливої матриці ; - визначник матриці .

Для дослідження в часотній області перейдемо від зображення змінних по Лапласу до зображення по Фурьє, і формулу (2.89) запишемо наступним чином:

, (2.89)

де - мнима одиниця; - частота коливань кутової швидкості.

Формула (2.89) дає можливість визначити матриці частотних змінних функції.

Загальна теорія багатозначних систем автоматичного регулювання дозволяє приводити у відповідність матриці спектральних густин вхідних впливів (моментів опору споживачів) і кутових швидкостей виконавчих ланок багатозначного гідропривода. Для розрахунків спектральних густин кутових швидкостей скористаємось рівнянням:

, (2.90)

де - спряжена матриця операторів для матриці ; - транспонована матриця; , - матриця спектральних густин кутових швидкостей і моментів опору споживача.

Якщо моменти опору споживачів статично незалежні, то перетворюється в матрицю-стовпець.

Для дослідження відгуку багатоконтурного гідропривода на керуючий вплив аналітичне вирішення системи (2.85) навіть при доволі громіздкою, тому в роботі в подальшому розглядаються числові методи її вирішення.

В тому випадку, якщо в якості споживача енергії використовують гідроциліндр, за допомогою системи (2.1) і системи рівнянь, що описують зворотно-поступальний рух робочих органів типу (2.58) отримуємо систему, аналогічну (2.86), що дозволяє провести аналіз в частотній і часовій областях, як описано вище.

В тому випадку, якщо в багатоконтурній гідросистемі в якості споживача енергії використовують гідромотори і гідроциліндри, до рівнянь (2.83) додаються складові:

, (2.91)

а до рівняння (2.84) - складові, що враховують взаємний вплив гідромоторів і гідроциліндрів, як споживачів енергії:

, (2.92)

В виразах (2.91) і (2.92) - жорсткіст гідросистеми, що повязує гідромотор і гідроциліндр.

Рівняння (2.83) і (2.84) з додаванням складових (2.91) і (2.92), а також системи диференційних рівнянь ктових і лінійних коливань робочих органів описують динамічні процеси в багатоелементній гідросистемі з різними видами споживачів енергії.Таку систему рівнянь неважко уявити в операторній формф в вигляді (2.86) і провести досліди в частотній чи часових областях, як описано вище.

Розділ 3. АНАЛІЗ ЕФЕКТИВНОСТІ ЗАМІНИ МЕХАНІЧНОГО ПРИВОДА ОБ'ЄМНИМ ГІДРОПРИВОДОМ

3.1 Обґрунтування ефективності заміни механічного привода об'ємним гідроприводом

Як показує практика зарубіжного і вітчизняного машинобудування, підвищення майже всіх техніко-економічних показників машини пов'язано з підвищенням рівня її гідрифікації.

З метою обґрунтування доцільності гідрофікації активних робочих органів сільськогосподарських машин, було проведено аналітичне дослідження ефективності заміни механічних приводів, об'ємними гідравлічними приводами активних робочих органів сільськогосподарських машин. Метою дослідження було проведення порівняльного аналізу існуючих даних функціонування обох видів приводів. Нижче наводяться результати дослідження ряду приводів активних робочих органів сільськогосподарських машин.

3.2 Привід мотовила жатки зернозбирального комбайна

Останніми роками в світовій практиці комбайнобудування спостерігається тенденція вдосконалення приводів жатних частин машин, введенням в них елементів автоматики, що дозволяють підтримувати кінематичні параметри робочих органів в оптимальних межах. Це пояснюється прагненням знизити втрати за жаткою шляхом підтримки оптимального відношення окружної швидкості мотовила до поступальної швидкості комбайна для даних умов збирання врожаю. Для цього з метою поліпшення точності регулювання частоти обертання мотовила, а також зниження металоємності приводу на багатьох сучасних моделях зарубіжних зернозбиральних комбайнах знаходить вжитокгідропривод мотовила жатки.

Однак не дивлячись на велику кількість конструкторських розробок в даному напрямку, відсутні порівняльні дані по впливу гідропривода на якісні показники роботи жатки. Даними дослідженнями займалися в роботі [6].

В даній роботі проводились дослідження впливу гідравлічного приводу на якісні показники роботи жатки (скошування хлібної маси)а також на динаміку роботи мотовила в порівнянні з механічним приводом.

Для отримання порівнянних результатів гідропривід мав бути взаємозамінним з механічним приводом (комбайн «Дон-1500») і допускати використання одних і тих же датчиків для виміру енергетичних параметрів обох приводів. Крім того, установка гідропривода не повинна була робити впливу на функціональні можливості мотовила. На рис. 1.5 показана принципова схема гідроприводу мотовила жатки з шириною захвату 6 м.

Через пасову передачу (1) обертання від валу контрприводу мотовила передається валу шестеренного насоса НШ-32У - (2). Гідравлічна олива насосом забирається з бака і подається до гідророзподільника Р75-23 (4). Після гідро розподільника гідравлічна олива прямує до дроселя Г55-23 (5) і до гідромотора МГП-100 (б). Дроселем регулюється частота обертання валу мотовила. Злив масла від гідромотора МГП-100 відбувається в загальний бак.

Послідовність в проведенні дослідів була наступною. Вибиралися ділянки на полях з двома культурами: пшеницею і ячменем. Визначалися характеристики культур, поля і ґрунту. На вибраній ділянці поля робився необліковий прохід, під час якого визначалася раціональна швидкість руху комбайна, уточнювалася установка мотовила по висоті і винесенню. Надалі регулювання положення мотовила не проводилися.

Визначався можливий діапазон регулювання частоти обертання мотовила, в межах якого мотовилом виконувалися задані йому функції. Частота обертання валу мотовила змінювалася ступінчасто і мала 5 -- 6 значень, які задавалися положенням ручки дроселя або глибиною залягання ременя в струмку верхнього шківа варіатора мотовила (при механічному приводі).

Під час роботи гідроприводу вимірювалися крутний момент, на валу мотовила, тиск гідравлічної оливи на вході і виході гідромотора, частота обертання мотовила. При роботі механічного приводу вимірювалися крутний момент на валу, і частота обертання мотовила. У обох випадках фіксувався час проходження залікових ділянок, по якому знаходилася швидкість руху комбайна. Вимірювані величини реєструвалися осцилографом.

Із заданою частотою обертання валу мотовила комбайн проходив дві залікові ділянки, на яких в трьох місцях визначалися втрати зерна зрізаним колосом. Дослідження роботи мотовила, з механічним і гідравлічним приводами, проводилися при збиранні ярового ячменю і озимої пшениці. Поля були вибрані з кутом нахилу 0-3 градуси не кам'янисті. Вологість і твердість ґрунту полів вказані в табл. 3.1. Характеристика культур, що збирались дана в табл.. 3.2.

Таблиця 3.1

Вологість і твердість ґрунту

Таблиця 3.2

Характеристика культури

При аналізі функціонування приводу мотовила досліджувавсявплив величини- відношенняколової швидкості мотовиладо поступальної швидкості комбайна - на втрати зерна за жаткою і параметри крутного моменту, на валу мотовила як випадкового процесу.

Швидкість руху комбайна змінювалася від 0,6 до 8 м/с. Частоти обертання мотовила і відповідні значення X при прибиранні ячменю і пшениці приведені в табл. 3.3 і 3.4.

Таблиця 3.3

Значення при збиранні ярого ячменю

Таблиця 3.4

Значення при збиранні озимої пшениці

Втрати зерна за жаткою оцінювалися лише зрізаним колосом, оскільки при роботі комбайна було декілька джерел втрат. Вплив додаткових джерел втрат врахувати не було можливим. Зміна втрат зерна при збиранні ячменю і пшениці залежно від значення показано на рис. 3.1.

З рис. 3.1 видно, що відхилення від оптимального значення ( = 2,5 -- 3), відповідного мінімальним втратам, приводить до істотного збільшення втрат зерна за жниваркою.

Втрати %

Рис. 3.1. Втрати зерна за жаткою з механічним приводом мотовила: а) при збиранні ячменю; б) при збиранні пшениці.

Залежність середнього квадратичного значення крутногомоменту , від величини , отриманою за результатами тензометрування, представлена на рис.3.2. З рисунка видно, що перевищення лінійної швидкості планки мотовила в порівнянні з лінійною швидкістю комбайна (величина ) призводить до зростання середнього квадратичного моменту в приводі практично по лінійній залежності.

Рис. 3.2. Зміна крутного моменту в залежності від на валу мотовила з механічним приводом: 1 - при збиранні ячменю; 2 - при збиранні пшениці.

При дослідженнях комбайна, оснащеного гідроприводом мотовила, частота обертання мотовила могла змінюватися в межах с^-1, поступальна швидкість комбайна була в межах =0,66-0,83 м/с.

Прийняті при експериментах частоти обертання мотовила і відповідні значення представлені в табл. 3.5, і табл. 3.6.

Таблиця 3.5

Значення при збиранні ярого ячменю

Таблиця 3.6

Значення при збиранні озимої пшениці

Графіки зміни втрат зерна при збиранні ячменю і пшениці залежно від представлені на рис. 3.3.

Втрати %

Рис. 3.3. Втрати зерна за жаткою з гідроприводом мотовила: а) при збиранні ячменю; б) при збиранні пшениці.

Тут так само, як і в разі механічного приводу, видно, що при 2,5 - 3 помітно знижуються втрати зерна за жаткою. Ця обставина підтверджує можливість зниження втрат за рахунок автоматизації регулювання швидкості обертання мотовила залежно від швидкості руху комбайна. Залежність середнього квадратичного значення крутного моменту , від величини у випадку, якщо використаний гідропривід, представлена на рис. 3.4. Тут дані отримані також за результатами тензометрії.

Як і при механічному приводі, отримано, що із збільшенням лінійно зростає середньоквадратичне значення крутного моменту. Отримані при експериментах осцилограми дозволили обчислити спектральну щільність моменту на мотовилі при різних значеннях параметра , тобто різної частоти зустрічі планок мотовила з визначеною кількістю стебел, що відгинаються.

Рис. 3.4. Зміна середнього крутного моменту в залежності від на валу мотовила: 1) при збиранні ячменю; б) при збиранні пшениці.

На рис. 3.5 представлена нормована спектральна щільність крутного моменту, на валу мотовила при збиранні ячменю і різних значеннях .

Рис. 3.5. Нормована спектральна густина крутного моменту на валу мотовила, з гідравлічним приводом: ; ; ; .

На рис. 3.4 показана залежність крутного моменту, на валу мотовила від . Приведені залежності вказують на великі витрати енергії, необхідні для роботи мотовила на збиранні ячменю. Цей висновок підтверджується даними на рис. 3.2.

Отримані значення крутного моменту,для механічного і гідравлічного приводів мотовила дозволяють зробити висновок про доцільність оснащення мотовила жатки зернозбиральних комбайнів гідроприводом.

Використання гідроприводу знижує значення крутного моменту, на валу мотовила в 1,3 -- 1,9 разу в порівнянні з механічним приводом. Таким чином, вживання гідроприводу знижує навантаження на деталі жатки і збільшує їх ресурс, а також надійність жатки. Крутний момент, на валу мотовила може служити одним з параметрів автоматичного пристрою керування, для підтримки оптимального режиму роботи жатки.

3.3 Привод фрез роторних ґрунтообробних машин

Найбільш перспективним напрямом в проблемі якісної і швидкої обробки ґрунту є використання фрезерних культиваторів і ротаційних плугів. Ці машини відрізняються високою продуктивністю і хорошою якістю обробки ґрунту. Тому в даний час у нас в країні і за кордоном використовуються різні типи ротаційних машин, що відрізняються як конструкцією робочих органів, так і компоновкою їх приводу. Необхідно відзначити, що особливістю таких вітчизняних ротаційних машин, як фрезерний культиватор КФГ-3.6 або роторний плуг ПР-2.7, є значна витрата енергії, що приводить до значної завантаженості приводу. Наприклад, майже вся енергія трактора Т-150К, з яким агрегатуються фрезерні машини при максимальній глибині обробки ґрунту, йде на обертання фрез.

Кінематичні схеми роторного культиватора и роторного плуга з механічною трансмісією, з передачею енергії від вала відбору потужності (ВОП) карданного типу представлені на рис. 3.6, а і рис. 3.7, а.

У тому і іншому випадку машина навішується за допомогою системи трьох тяг на трактор Т-150К, що забезпечує в роботі взаємне вертикальне переміщення трактора і машини при русі агрегату по нерівностях поля. При роботі агрегату крутний момент, від трактора через карданний вал (1) передається конічним редуктором (2) і далі, залежно від конструкції машини, через вертикальні редуктори (3) до фрезерних барабанів (4), в культиватора КФГ-3,6 їх два.

Експериментальними дослідженнями встановлено, що при передачі крутного моменту, валом відбору потужності ( на рис. 3.6,а рис. 3.7,а) і взаємному переміщенні трактора і машини в шліцьових з'єднаннях валу відбору потужності виникають сили тертя (показані на мал. 3.6,а, рис. 3.7,а), які створюють додаткові навантаження на тягу навіски, а також деталі механічної трансмісії, у тому числі вихідні вали конічного редуктора (2) і редуктора відбору потужності трактора.

Ця обставина привела до заміни частини механічної трансмісії таких машин на гідрооб'ємну.

Використання гідрооб'ємних трансмісій, схеми яких представлені на рис. 3.6 а, і 3.7 б, дозволяють виключити появу додаткових силових факторів в агрегатах і зменшити загальні рівні динамічного навантаження системи підвіски, а також привода робочих органів.

В таблиці 3.7 наведені Основні технічні характеристики механічний приводів фрезерного культиватора КФГ-3.6 та роторного плуга ПР-2.7

Рис. 3.6. Кінематична схема трансмісії фрезерного культиватора КФГ-3.6: а - механічний привод: 1 - вал відбору потужності; 2 - конічний редуктор; 3 - циліндричний редуктор; 4 - ротори; б - гідромеханічний привод: А - гідросистема трактора Т-150К; ДВС - двигун внутрішнього згорання; Н - насос; Ф - фільтр; Р - розподільник; КПП - клапан запобіжний переливний; ДСП - двигун сумарного потоку; ГМ1 і ГМ2 - приводні гідромотори.

Рис. 3.7. Кінематична схема трансмісії фрезерного роторного плуга ПР-2.7: а - механічний привод: 1 - вал відбору потужності; 2 - конічний редуктор; 3 - циліндричний редуктор; 4 - ротори; б - гідромеханічний привод: А - гідросистема трактора Т-150К; ДВС - двигун внутрішнього згорання; Н - насос; Ф - фільтр; Р - розподільник; КПП - клапан запобіжний переливний; ГМ - приводний гідромотор.

Таблиця 3.7

Основні технічні характеристики механічний приводів фрезерного культиватора КФГ-3.6 та роторного плуга ПР-2.7

Після заміни механічного привода на гідромеханічний були визначені основні параметри роботи ґрунтообробних агрегатів.

Середнє значення крутних моментів на фрез барабані на всіх режимах досліджень мають практично однакові значення для обох досліджених варіантів.

Середньоквадратичне відхилення крутного моменту від середнього значення під час досліджень при різних технологічних параметрах більші у агрегату з механічною трансмісією. В якості прикладу на рис. 3.8 показані графіки (3-4), з яких видно, що коефіцієнт варіації крутного моменту, визначеного, як (де - середньоквадратичне відхилення моменту, отримане при обробці осцилограм; - математичне сподівання моменту) завжди вище для агрегату з механічною трансмісією. Це пояснюється тим, що при гідрооб'ємній трансмісії в приводі зникли додаткові сили тертя , про які говорилось вище і які характерні для механічної трансмісії, що має вал відбору потужності. Зі зменшенням динамічних навантажень на тяги навіски вертикальне переміщення плуга зменшилось, зменшилась нерівномірність глибини обробітку ґрунту, а відповідно, і величина крутного моменту на фрез барабані.

Описані вище події ілюструються також характером зміни сил в тягі навіски плуга. На рис. 3.8 представлені графіки 1 і 2 зміна коефіцієнта варіації зусилля в тязі, визначеного як (де - середньоквадратичне відхилення, - математичне очікування зусилля в тязі).

З графіків видно, що динамічні навантаження в тязі менші в тому випадку, коли працює гідрооб'ємна трансмісія.

Рис. 3.8. Динамічні навантаження в тязі навіски роторного плуга: коефіцієнт варіації зусилля в верхній тязі навіски плуга з механічним (1) і гідромеханічним (2) приводом; коефіцієнт варіації моменту на фрез барабані з механічною трансмісією (3), з гідромеханічною трансмісією (4)

Про характер зміни динамічних процесів в агрегаті в залежності від типу привода можна судити по рис. 3.9. Тут показані отримані в результаті статистичної обробки осцилограм графіки спектральних густин зусилля в тязі навіски плуга для варіанта з гідрооб'ємним приводом (графік 1), механічним приводом (графік 2).

Як видно, в другому випадку в агрегаті продивляються коливання з частотою . При гідрооб'ємному приводі в рівень таких коливань значно нижчий.

Проведені досліди показали, що заміна механічного привода на гідрооб'ємний в роторних ґрунтообробних машинах може зменшити рівень динамічних навантажень в агрегатах, а відповідно, покращити фактор надійності і довговічності.

Рис. 3.9. Спектральна густина зусиль в верхній частині навіски плуга для варіантів з гідромеханічним приводом (1) і механічним приводом (2).

Розділ 4. РОЗРОБКА І ДОСЛІДЖЕННЯ СИСТЕМИ ГІДРОПРИВОДУ АКТИВНИХ РОБОЧИХ ОРГАНІВ МОБІЛЬНОЇ БІОГАЗОВОЇ УСТАНОВКИ

4.1 Розробка конструкції нової біогазової установки

Сучасний стан розвитку техніки вимагає застосування засобів, які б забезпечили підвищення продуктивності технологічних операцій, збільшили вихід якісної сировини, забезпечили б зменшення витрат коштів та енергоносіїв. У переважній більшості сучасних технологічних машин для привода робочих органів застосовують гідравлічні системи, які можуть забезпечувати необхідні параметри технологічних процесів при відносно незначних габаритних розмірах і масі. Для деяких технологічних операцій (зокрема для привода мішалок малих та середніх стаціонарних біогазових установок) зазвичай використовують електричний чи ручний привод. Але в умовах використання мобільних машин безальтернативним є гідравлічний привод [39].

На сьогоднішній день переробка органічних відходів проводиться в малих кількостях і ми втрачаємо майже невичерпний ресурс енергоносіїв, які можна отримати в результаті їх переробки. Сучасні біогазові установки здатні переробляти органічні відходи та отримувати дешеві енергоносії вкрай ефективно, але великогабаритні та середні біогазові установки мають ряд недоліків, які роблять їх використання в невеликих господарствах неможливим. Тому пропонується вирішувати цю проблему в комплексі, створивши універсальну машину на базі цистерни, встановленої на шасі та обладнаною додатковим обладнанням. Це розширить функціональні можливості запропонованої біогазової установки, та зробить її більш доступною для широкого кола споживачів. Особливо це актуально для невеликих фермерських та присадибних господарств.

Тому розробка нової мобільної біогазової установки, обґрунтування доцільності застосування гідропривода мішалок в ній, а також дослідження їх роботи є актуальною науковою задачею.

За останні роки гідропривод набув широкого застосування в різних галузях народного господарства. На даний момент головна тенденція в світовому машинобудуванні спрямована на широке використання гідроприводів. Збільшення попиту на використання гідроприводів в усіх галузях машинобудування пов'язано з попереднім досвідом використання гідроприводів і їх його перевагами в порівнянні з іншими видами приводів (механічним, електричним).

Здатність гідропривода забезпечувати дані переваги призвели до його широкого використання в конструкціях вітчизняної та зарубіжної мобільної техніки [40].

Конструктивно гідроприводи сільськогосподарської, автомобільної та іншої техніки побудовані за класичною схемою - «пристрій утворення тиску рідини (насос) - пристрій керування, регулювання (розподільник) - виконавчий орган (гідравлічний двигун, гідроциліндр)». Основними компонентами гідропривода є: насоси (шестеренні, роторно-поршневі, пластинчасті та ін.), керуючі розподільники з ручним чи електромагнітним (автоматичним) керуванням, виконавчі гідромотори (гідроциліндри), клапанно-регулююча апаратура, фільтри, жорсткі та гнучкі трубопроводи, гідробаки, контрольно-вимірювальні прилади і інші менш важливі елементи [41].

Таким чином, гідропривод виступає у формі універсального інструмента для виконання різного роду технологічних операцій.

Розробку нової конструкції будь-якої машини неможливо проводити, не розглянувши вже існуючі зразки аналогічної техніки. Під час аналізу існуючих зразків перш за все необхідно виділити їх переваги та недоліки, щоб при конструюванні нової машини покращити переваги та усунути недоліки прототипів. Отже цим обумовлена необхідність розробки нової конструкції біогазової установки. Сучасна наука здатна запропонувати велику кількість конструкцій біогазових реакторів, але всі вони мають ряд недоліків, зокрема:

· необхідність використання додаткового обладнання для зберігання та транспортування відпрацьованого субстрату до місць його кінцевого використання;

· утворення товстого шару осаду на стінках реактора в процесі довгого використання;

· ускладнення при очистці стінок реактора від осаду;

· висока вартість великих промислових установок;

· прив'язаність до одного місця встановлення.

В результаті аналізу існуючих конструкцій біогазових установок нами запропоновано схему мобільної біогазової установки (рис.4.1).

Мобільна біогазова установка містить шасі 1, на якому встановлено резервуар 2 (реактор). В середині резервуару 2 вмонтовані дві лопатеві мішалки 3, що приводяться в обертовий рух гідромоторами 4, закріпленими на поверхні резервуару. Лопатеві мішалки 3 встановлені на валу 5, який з'єднано з гідромотором муфтою 6. В верхній частині резервуару розташований люк 7, в якому вмонтовано додаткову горловину 8 з кришкою 9, що використовується для ручного завантаження субстрату в резервуар. На поверхні резервуару встановлено запобіжний клапан 10, манометр 11, та газопровід 12 з краном 13. В передній частині встановлено компресор 14, що приєднаний до повітропроводу 15, який закінчується в нижній точці резервуара, привод компресора відбувається через вал відбору потужності енергозасобу. Привод гідромоторів 4 мішалок, відбувається від насосної станції чи від напірної магістралі енергозасобу. До складу насосної станції входять (рис. 4.2) гідробак 16, гідронасос 17, перепускний клапан 18, розподільик 19, гідропроводи 20, манометр 21, фільтр робочої рідини 22 . В задній частині резервуару в нижній точці встановлено зливний трубопровід 23 та зливний кран 24.

Рис.4.1. Конструктивна схема мобільної біогазової установки.

Рис.4.2. Гідравлічна схема привода мішалок.

Працює машина наступним чином. Установка встановлюється неподалік місць отримання субстрату чи біля вигрібних ям. Субстрат завантажується в резервуар 2 через горловину 8 при відкритій кришці 9. Субстрат розбавляємо водою для зменшення щільності. Резервуар 2 заповнюється субстратом та водою на 2/3 від об'єму резервуара. Після повного заповнення для кращого виділення біогазу з субстрату його необхідно перемішувати. Субстрат перемішується лопатевими мішалками 3, які приводяться в обертовий рух гідромоторами 4. Для початку перемішування вмикають привод насосної станції, що приводить в дію гідронасос 17, який починає створювати тиск в напірній магістралі гідропроводу. Для приведення в рух гідромоторів 4 переводимо розподільник 19 в необхідне положення, після чого мішалки починають обертатись і змішувати субстрат. Після проведення змішування змішувачі вимикають і вимикають привод насосної станції. Перемішування проводиться періодично раз на 12 год. Через певний час з субстрату починає виділятись газ, отриманий газ накопичується в верхній частині резервуара 2. Коли в резервуарі тиск зростає до 5 атмосфер, відкривається кран 13 і газ по газопроводу 12 потрапляє в газгольдер, звідки при потребі відбирається споживачами. Значення тиску в резервуарі контролюється манометром 11. На резервуарі встановлено запобіжний клапан 10, який запобігає підвищенню тиску в газгольдері вище максимально можливого рівня. Коли з субстрату перестає виділятись газ і його необхідно вилучити з резервуара, то відключаємо газопровід 12 від резервуара 2, зрівноважуємо тиск в резервуарі 2 з атмосферним - для цього відкриваємо кран 13 та спускаємо залишки газу. Після врівноваження тиску кран 13 закриваємо, приєднуємо біогазову установку до транспортного засобу та транспортуємо на поле. Під час руху виникають коливання субстрату, які змушують битись субстрат об стінки резервуару, що призводить до змивання осаду із стінок резервуара. Коли біогазову установку доставлено на місце внесення відпрацьованого субстрату, відкриваємо зливний кран 24, приєднуємо компресор 14 до вала відбору потужності транспортного засобу. Під час обертання вала відбору потужності компресор 14 починає створювати тиск повітря в повітропроводі 15, з нього потік повітря потрапляє через шар субстрату до резервуара 2, де починає створюватись надлишковий тиск. При збільшенні тиску в резервуарі 2 збільшується тиск на поверхню субстрату і він під дією тиску починає витискатись з резервуара 2 через зливний трубопровід 23. Коли субстрат починає виливатись через зливний трубопровід, приводимо в рух транспортний засіб і розливаємо відпрацьований субстрат на поверхню поля. Після повного розливання субстрату вимикаємо компресор 14, закриваємо кран 24, і повертаємо біогазову установку на постійне місце, де вона знову наповнюється свіжим субстратом, після чого процес повторюється.

4.2 Математичне моделювання гідропривода мішалок мобільної біогазової установки

Для дослідження динаміки гідропривода мішалок мобільної біогазової установки проведемо моделювання його роботи.

При розробці математичної моделі гідропривода мобільної біогазової установки прийняті такі спрощення:

· робоча рідина прийнята стисливою і характеризується коефіцієнтом стисливості К;

· коефіцієнт стисливості робочої рідини змінюється несуттєво зі зміною тиску і тому вважається постійним;

· витрати рідини на перетікання з області високого тиску в область низького тиску прямо пропорційно залежать від перепаду тисків на межі цих областей і характеризуються коефіцієнтом перетікання робочої рідини у;

· величина тиску між фільтром і другим гідромотором незначна, тому до уваги не приймається [42];

· тепловий режим системи вважається сталим;

· втрати на в'язке тертя в гідромоторах пропорційні швидкості обертання;

· хвильові процеси в трубопроводах не розглядаються в зв'язку з невеликою протяжністю [15];

· втрати тиску в розподільнику невеликі, тому теж не враховувались в розрахунку.

Представимо розрахункову схему гідропривода мішалок мобільної біогазової установки (рис.4.3).

На схемі позначені такі структурні елементи: Н - гідронасос; ГР - гідравлічний розподільник; ГМ₁ - перший гідромотор; ГМ₂ -другий гідромотор; М - манометр для визначення ступеня забрудненості фільтра; Ф - фільтр очистки рідини; Б - бак; ЗК - запобіжний клапан;

Рис.4.3. Розрахункова схема гідропривода мішалок мобільної біогазової установки.

На рис.4.3 показано такі основні геометричні, кінематичні та силові параметри: Р_Н Р₁, Р₂, Р₃ - тиски відповідно на виході насоса, на вході гідромотора ГМ₁, на вході гідромотора ГМ₂, на виході гідромотора ГМ₂; W_Н, W₁, W₂, W₃ - об'єми трубопроводів між насосом та розподільником, розподільником та гідромотором ГМ₁, гідромотором ГМ₁ та гідромотором ГМ₂, гідромотором ГМ₂ та фільтром; Q_Н - фактична подача насоса; S_Ф -- площа поверхні фільтруючого елемента; q₁, q₂ - робочі об'єми гідромоторів; J₁, J₂ - моменти інерції на валах гідромоторів; М_Т1, М_Т2 - крутні моменти технологічного навантаження на валах гідромоторів; щ₁, щ₂ -- кутові швидкості валів гідромоторів [42]; К₁, К₂, К₃ - коефіцієнти стисливості рідини у відповідних частинах напірної магістралі; у₁(ц₁), у₂(ц₂), у(ц₁,ц₂) - відповідно, коефіцієнти витікання рідини із пустот гідропривода, що знаходяться під тиском

Р₁; Р₁ = Р_Н; W₁ = W_Н.[15].

З врахуванням прийнятих допущень, динамічні процеси в гідросистемі описуються наступними рівняннями.

Рівняння нерозривності потоку робочої рідини в напірній магістралі, що з'єднує насос із входом першого гідромотора, описується рівнянням.

(4.1)

Рівняння нерозривності потоку робочої рідини в напірній магістралі, що з'єднує перший гідромотор з входом другого, виражається залежністю.

(4.2)

Рівняння нерозривності потоку робочої рідини в магістралі на зливі другого гідромотора, має вигляд.

(4.3)

Рівняння моментів на валу другого гідромотора виражається рівнянням

(4.4)

Рівняння моментів на валу другого гідромотора виражається залежністю:

(4.5)

В рівняннях (4.1) - (4.5) прийняті наступні позначення:

, - коефіцієнти активного опору в першому та другому контурах привода, включаючи дисипативні втрати в гідромоторах і механізмах робочих органів;

, - відповідно, моменти, що формуються силами дисипативних втрат в першому та другому гідромоторах;

- пропускна площа фільтра на зливі;

- густина робочої рідини;

При аналізі рівнянь (4.1) - (4.5) видно, що математична модель привода мішалок з послідовно з'єднаними гідромоторами при постійних параметрах і незначних втратах на тертя в магістралях, враховує зміну об'єму рідини, що переміщається із однієї ємності гідромотора в іншу пропорційно перепаду тиску на гідромоторі і коефіцієнту стискуваності робочої рідини [43].

Існуючою нелінійною характеристикою в математичній моделі гідропривода є характеристика моменту тертя де - дисипативні втрати в гідродвигуні відносно кутової координати; - кутова швидкість обертання лопатей мішалки; - густина робочої рідини;

Для отримання кінцевої математичної моделі проведемо кореляцію отриманих рівнянь.

З врахуванням припущень операція змішування може бути описана відповідною системою диференціальних (4.6-4.11) та алгебраїчних рівнянь (4.12) з відповідними граничними умовами (4.13).

де - тиск спрацювання запобіжного клапана.

Диференціальне рівняння (4.6) описує витрати робочої рідини на ділянці насос-гідророзподільник і враховує фактичну подачу насоса, витрати робочої рідини через розподільник, втрати робочої рідини на перетікання з області високого тиску в область низького тиску та деформацію трубопроводів. Диференціальне рівняння (4.7) описує витрати робочої рідини на ділянці гідророзподільпик-вхід 1-го гідромотора і враховує витрати робочої рідини через розподільник, витрати робочої рідини па роботу 1-го гідромотора, втрати робочої рідини па перетікання з області високого тиску в область низького тиску та деформацію трубопроводів. Диференціальне рівняння (4.8) описує витрати робочої рідини на ділянці вихід 1-го гідромотора-вхід 2-го гідромотора і враховує витрати робочої рідини па роботу двох гідромоторів, втрати робочої рідини на перетікання з області високого тиску в область низького тиску та деформацію трубопроводів. Диференціальне рівняння (4.9) описує витрати робочої рідини на ділянці вихід 2-го гідромотора-вхід фільтра й враховує витрати робочої рідини на роботу 2-го гідромотора, витрати робочої рідини через фільтр, втрати робочої рідини на перетікання з області високого тиску в область низького тиску та деформацію трубопроводів.

Диференціальне рівняння (4.10) описує обертання вала 1-го гідромотора і враховує момент, що розвиває 1-й гідромотор; момент сил інерції рухомих елементів; моменти сил в'язкого та сухого тертя; момент сил корисного опору. Диференціальне рівняння (4.11) описує обертання вала 2-го гідромотора і враховує момент, що розвиває 2-й гідромотор; момент сил інерції рухомих елементів; моменти сил в'язкого та сухого тертя; момент сил корисного опору.

Дані рівняння можуть бути використані для дослідження динаміки гідроприводу мішалок мобільної біогазової установки, розв'язати дану систему диференційних рівнянь можна використавши метод Рунга-Кутта-Фольберга.

ВИСНОВКИ

1. Розробка і дослідження систем гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин є актуальним питанням, яке потребує значних наукових зусиль.

Гідропривод активних робочих органів сільськогосподарських машин забезпечує передачу енергії до робочих чи транспортувальних органів сільськогосподарської машини, необхідну для виконання безперервного або циклічно повторюваного процесу. Гідропривід активних робочих органів сільськогосподарських машин набув широкого розповсюдження через можливість використання гідроприводу для виконання різних технологічних операцій.

2. Світові тенденції розробки сільськогосподарської техніки направлені на підвищення рівня експлуатаційної надійності машин, однак підвищити рівень надійності машин неможливо без використання гідравлічного приводу.

Використання гідроривода для приводу активних робочих органів сільськогосподарських машин в порівнянні з іншими приводами, наприклад механічним, має ряд переваг:

- більш проста конструкція привода робочих органів, різних по витраті потужності і за характером виконання операцій, діючих як послідовно так і паралельно;

- можливість значного віддалення активних робочих органів від джерела енергії, а також можливість їх різноманітної орієнтації в просторі;

- забезпечення незалежності виконання технологічного процесу для деяких паралельно працюючих робочих органів;

- безступеневе регулювання швидкості робочих органів, їх захист від перевантажень;

- полегшення умов праці механізаторів, можливість автоматизації технологічних процесів;

- зниження металоємкості сільськогосподарських машин.

Перераховане вище наочно показує перевагу гідроприводу і недоліки механічного приводу, що виявляються в тих машинах, в яких від одного джерела енергії (двигуна) проходить розгалуження потоку потужності по окремих робочих органах. В цьому випадку вживання механічного приводу не дозволяє без ускладнення кінематичного ланцюга цього приводу змінювати силовий і швидкісний режим по окремих агрегатів і робочих органів, особливо якщо це необхідно зробити в русі.

Механічні передачі мають значну вагу, складні у виготовленні, швидко зношуються. У ряді випадків вживання механічного приводу стає перешкодою для вдосконалення сільськогосподарських машин.

Заміна металоємного механічного приводу на гідравлічний дозволило зменшити металоємність бурякозбиральної машини БМ-6Г на 300 кг [13], виключити серію редукторів і карданних передач, що входять в механічний привід транспортерів і доочисника голівок коріння. В результаті підвищився коефіцієнт використання ефективності потужності трактора, спростився технічний відхід і збільшилися показники безпеки умов праці механізаторів.

Використання гідростатичного приводу для ходу коренезбиральної самохідної машини КС-6 замість механічного приводу [14] дозволило спростити її конструкцію. Замість двопотокового варіатора, муфти щеплення і триступінчастої коробки передач була встановлена гідростатична трансмісія, що складалась з регульованого гідронасосу і гідромотору. В результаті дослідів гідростатичної трансмісії було виявлено, що гідростатичний привід ходу самохідної машини КС-6 забезпечує її стійку роботу на прямому і реверсивному режимах. Окрім цього машина показала легку керованість, високу маневреність і зменшення витрат на обслуговування гідроагрегатів в період сезонної експлуатації машини КС-6, оскільки гідроагрегати не вимагали технічного обслуговування. Все це забезпечило підвищення експлуатаційної продуктивності самохідної коренезбиральної машини КС-6 на 16%, скорочення витрат часу на технічне обслуговування до 9%, зростання середньої швидкості машини на 14% з-за кращої пристосованості машини до умов роботи [15, 16]

3. Процес розробки якісних систем гідравлічного приводу активних робочих органів сільськогосподарських машин, неможливий без використання засобів математичного моделювання проектованого гідроприводу. На даний момент існує велика кількість напрацьованого матеріалу, який можна використати при розробці нових конструкцій гідроприводу активних робочих органів. В розділі II проведено аналіз наявних математичних рівнянь об'ємних гідроприводів активних робочих органів сільськогосподарських машин. Дані формули дозволяють описати різні фізичні процеси, що проходять в гідроприводі.

4. Аналіз ефективності заміни механічного приводу активних робочих органів гідроприводом показав значні переваги останнього, за рахунок автоматизації робочих процесів.

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Богданович Л.Б.Гидравлические приводы.Учебное пособие для вузов [для студентов высших научных заведений]. - Киев: Вища школа, 1980. - 232с.

2. Бондаренко В.Н. Расчет гидравлического привода технологических машин. Учебное пособие для вузов.- Белгород: Изд-воБелГТАСМ, 1988 - 100с.

3. Гідропривід сільськогосподарської техніки / [підруч. для студ. вищ. навч. закл.] / О.М. Погорілець, М.С. Волянський, В.Д. Войтюк, С.І. Пастушенко. - К.: Вища освіта, 2004. 368 с.

4. Якимчук О.А. Конспект лекцій з дисципліни гідропривід сільськогосподарської техніки: [для студенті спеціальності 5.10010201]. - Вовчанськ, 2009 - 97 с.

5. Подолянин І.М. Підвищення якості роботи гичкозбиральної машини з гідрокопіювальним приводом гичкозрізувального апарата:Автореф. дис. на здобуття ступеня канд. тех. наук: 05.05.11 “Машини і засоби механізації сільськогосподарського виробництва” /І.М. Подолянин. Вінниця, - 2007. С 22.

6. Дьяченко А.Д. Научное обоснование рациональных структуры и параметров объемного гидромеханического привода сельскохозяйственных машин с целью повышения эффективности их функционирования: Автореф. дис. на соискание ст. докт. тех. наук: 05.20.01“Технологии и средства механизации сельского хозяйства” /А.Д. Дьяченко. Ростов-на-Дону, - 2003. С 155-178.

7. Аснач В.К., Ведерников B.B. Основные направления гидрофикации сельхозмашин //Тракторы и сельхозмашины. --1988. --№11. -- С. 48 -- 50.

8. Буянов А.И., Марквартде АЛ. Основные направления комплексной гидрофикации мобильной сельскохозяйственной техники. - В кн.: Гидравлические приводы активних робочих органов сельскохозяйственных машин. - Труды ВИСХОМ, 1974,№80.-С. 3- 13.

9. Ловкие З.В. Гидроприводы сельскохозяйственной техники: конструкция и расчет. - М.: Агропромиздат, 1990. - 239 с.

10. Марквартде В.И. Основныезадачи в отрасли в области гидрофикации сельхозмашин в 1976-1989 г.г. // Тракторы и сельхозмашины. - 1976. -№11.-С. 28-29.

11. Волин В.Д., Марквартде В.М. Применение гидроприводов в тракторах и сельскохозяйственных машинах. //Тракторы и сельхозмашины. - 1975. -№1.-С.5-б.

12. Клюкин В.Г., Землянов Л.С., Котрохов В.Н. и др. Выбор гидросистемы самоходной машины для уборки столових корнеплодов // Тракторы машины. -1984. -№10. - С. 11-12.

13. Маркин В.Ф., Данильченко М.Г., Смакоуз Г.Н. и др. Ботвоуборочная машина БМ-6Гс гидроприводом // Тракторы и сельхозмашины. - 1976. -№8. -С. 28-29.

14. Татьянко Н.В., Серебряков И.И., Сосков Л.Н. и др. Исследование гидростатического привода корнеуборочной машины КС-6 // Тракторы и сельхозмашины. - 1976. -№1. - С. 34-35.

15. Середа Л.П. Повышение эффективности процес сов уборки сахарной свеклы путем модернизации свеклоуборочных машин: Автореф. дис. на здобуття наук. ступеня канд. тех. наук: 05.05.11 “Машини і засоби механізації сільськогосподарського виробництва” / Л.П. Середа. - Вінниця, 1985. - 56-62 с.

16. Гидроприводы сельскохозяйственных машин / И.А. Немировский, В.Ф Маркин, Л.П. Середа, В.В Яницкий. - К.: Техніка, 1979, 137 с.

17. Строков В.Л., Пындак В.И., Тепляков Ю.П. Исследование гидропневмопривода навесного грузоподъемного оборудования к тракторам класса 5 //Тракторы и сельхозмашины. - 1983. - №10. - С. 10-12.

18. Альгин В.Б., Павловский ВЯ., Поддубко С.Н. Динамика трансмиссии автомобиля и трактора. - Минск: Наука и техника, 1986. - 215 с.

19. БаштаТ.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. - М.: Машиностроение, 1974. - 606 с.

20. Вакина В.В., Денисенко И.Д., Столяров А.Л. Машиностроительная гидравлика.-Киев: Вища школа, 1987.-481 с.

21. Горяшко П.М. Исследование динамических нагрузок трансмиссии при разгоне трактора. /Тракторы и сельхозмашины, №2,1971. - С. 22 - 29.

22. Гячев Л.В. Динамика машинно-тракторных и автомобильных агрегатов. - Ростов-на-Дону: изд-во РГУ, 1976. - 192 с.

23. Емцев Б.Т. Техническая гидромеханика. - М.: Машиностроение 1978.-469с.

24. Иринг Ю. Проектирование гидравлических и механических систем. -Л.: Машиностроение, 1983. - 363 с.

25. Исследование и пути снижения вибраний зерноуборочных комбайнов / Ю.В. Гриньков, Л-И.Алекссев, ВЛ.Жаров // Повышение надежности и долговечности сельскохозяйственных машин: Материалы второй Всесоюз. науч.-техн. копф. -М., 1969.-С. 191-202.

26. Лебедев Б.М. Расчет гидравлических механизмов сельскохозяйственных машин. - М: ЦНИИТМАШ, 1960.-51 с.

27. Майстрсико В.И. Исследование динамики привода фрезерних ваторов: Автореф. дис.... канд. техн. наук. - Ростов-на-Дону, 1982.- 181 с.

28. Навроцкий К.Л. Теория и проектирование гидро- и пневмоприводов. -М.: Машиностроение, 1991.-481 с.

29. Наконечный И.И. Эффективность бесступенчатого регулирования скорости движения самоходного зернового комбайна // Тракторы и сельхозмашины, 1981,№1.-С. 21-22.

30. Осипов А.Ф. Объемные гидравлические машины. Основы теории и расчет. - М.: Машиностроение, 1966. - 285 с.

31. Попов Д.Н. Динамика и регулирование пневмо и гидросистем. Машиностроение, 1987. - 519 с.

32. Попов Э.В. Экспертные системы: Решение неформализованных задач в диалоге с ЭВМ. - М.: Наука, 1987. - 288 с.

33. Гийон М. Исследование и расчет гидравлических систем. - М.: Машиностроение, 1964. - 388 с.

34. Прокофьев В.Н. Машиностроительный гидропривод. -- М.: Машиностроение, 1978. - 425 с.

35. Болотин В.В. Методы теории вероятностей и теории надежности в расчетах сооружений. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Стройиздат, 1982. - 351 с.

36. Болотин В.В. О прогнозировании надежности и долговечности машин. - М: Машиностроение, 1977, №5. - С. 86 - 93.

37. Болотин В.В. Прогнозирование ресурса машин и конструкций. - М.: Машиностроение, 1984. - 312 с.

38. Болотин В.В. Случайные колебания упругих систем. - М.: Наука, 1979.-335с.

39. Дубінський В.В. Математична модель вібраційного гідравлічного привода преса для утилізації відходів деревообробних підприємств / В.В. Дубінський, С.П. Кулініч, В.П Чуйко // Всеукраїнський науково-технічний журнал Промислова гідравліка і пневматика. Ї2010.ЇВип. 1(27).Ї С. 81-85.

40. Шевченко В.С. Основные тенденции и научные концепции развития гидравлических приводов машин / В.С. Шевченко // Сборник докладов Белорусского национального технического университета. Ї 2010. Ї С. 36 - 40.

41. Сафонов А.И. Совершенствование гидроприводов машин как составляющая программы развития автомобильной отрасли республики Беларусь / А.И. Сафонов // Сборник докладов Белорусского национального технического университета. Ї 2010. Ї С. 10-15.

42. О.В. Березюк. Розробка та дослідження нової структури екологічної машини для очистки населених пунктів від твердих відходів [Електронний ресурс]: стаття / О.В. Березюк // Режим доступу до статті.: www.nbuv.gov.ua/portal/natural/Stmkb/2008/Statti/110.pdf.

43. Немировский И.А. Гидроприводы сельскохозяйственных машин / И.А. Немировский,В.Ф Маркин,Л.П. Середа, В.В Яницкий. - К.: Техніка, 1979, 137 с.

ДОДАТКИ

ТЕОРЕТИЧНІ ОСНОВИ ДИНАМІКИ ОБЄМНИХ ГІДРОПРИВОДІВ АКТИВНИХ РОБОЧИХ ОРГАНІВ СІЛЬСЬКОГОСПОДАРСЬКИХ МАШИН

В загальному випадку динаміка об'ємного гідропривода визначається динамічними якостями гідронасосу, розподільної і трубопровідної системи, системою керування гідромотору, а також рухом робочих органів сільськогосподарських машин.

З врахуванням цього спрощення для приводу типу гідронасос -гідроциліндр (з зворотно-поступальним рухом виконавчого органу)

,

Для привода типу гідронасос - гідромотор (з обертовим рухом виконавчого органу) запишемо вираз для зміни швидкості навантаження в вигляді:

,

- для гідропривода з регульованим насосом і гідроциліндром, згідно даних роботи [130], визначаються так:

,

- для гідропривода з регульованим гідронасосом і нерегульованим гідромотором:

,

- для гідропривода насос-двосторонній гідроциліндр з дросельним регулюванням:

,

- для гідропривода насос -гідромотор з дросельним регулюванням:

,

Якщо використовувати гідроциліндр з двома камерами, то робоче навантаження

,

Тоді

,

Математична модель динаміки гідроприводу мобільной біогазовой усановки

Рівняння нерозривності потоку робочої рідини в напірній магістралі, що з'єднує насос із входом першого гідромотора, описується рівнянням.

Рівняння нерозривності потоку робочої рідини в напірній магістралі, що з'єднує перший гідромотор з входом другого, виражається залежністю.

Рівняння нерозривності потоку робочої рідини в магістралі на зливі другого гідромотора, має вигляд.

Рівняння моментів на валу другого гідромотора виражається рівнянням

Рівняння моментів на валу другого гідромотора виражається залежністю:

,

,

,

,

,

,

,

,

ДОПОВІДЬ

Гідропривод являє собою ефективний засіб автоматизації технологічних процесів. Використання гідропривода в різного роду машинах дозволяє спростити кінематику, знизити металоємкість, підвищити їх точність, надійність і рівень автоматизації. За допомогою гідропривода здійснюється поступальні, поворотні та обертові рухи виконавчих органів.

Останнім часом гідропривід знайшов широке застосування в різних галузях промисловості. Однак одним з найбільших споживачів гідросистем завжди було сільськогосподарське машинобудування.

Широке використання гідропривода в сільському господарстві вперш за все зумовлене його відомими перевагами, які однак можуть бути реалізовані лише при правильному проектуванні і експлуатації гідрофікованих машин.

Тому актуальним є питання вивчення основ моделювання гідропривода активних робочих органів сільськогосподарських машин.

Тенденція світового і вітчизняного розвитку сільськогосподарського виробництва -- створення багатофункціонального гідравлічного приводу, направленого на підвищення технічного рівня і експлуатаційної надійності машин. Широке вживання гідроприводу почалося в кінці 50-х років: об'ємний гідропривід знайшов вживання в машинно-тракторних агрегатах, а також в самохідних комбайнах.

Впровадження гідроприводу для гідрифікації сільськогосподарської техніки ведеться в напрямках показаних на 2 та 3 листу (Перерахувати все написане на листах).

Використання гідроривода для приводу активних робочих органів сільськогосподарських машин в порівнянні з іншими приводами, наприклад механічним, має ряд переваг:

- більш проста конструкція привода робочих органів, різних по витраті потужності і за характером виконання операцій, діючих як послідовно так і паралельно;

- можливість значного віддалення активних робочих органів від джерела енергії, а також можливість їх різноманітної орієнтації в просторі;

- забезпечення незалежності виконання технологічного процесу для деяких паралельно працюючих робочих органів;

- безступеневе регулювання швидкості робочих органів, їх захист від перевантажень;

- полегшення умов праці механізаторів, можливість автоматизації технологічних процесів;

- зниження металоємкості сільськогосподарських машин.

Гідропривод активних робочих органів сільськогосподарських машин забезпечує передачу енергії до робочих чи транспортувальних органів сільськогосподарської машини, необхідну для виконання безперервного або циклічно повторюваного процесу.

На 4 листу представлено огляд конструкцій схем гідроприводів активних робочих органів сільськогосподарських машин. За видом руху виконуючого механізму привід таких органів може бути обертальним, зворотно-поступальним або поворотним.

Перечислити всі показані на першому листу гідравлічні схеми.

Лист 5 відображає теоретичні основи динаміки гідроприводів активних робочих органів с/г машин. В загальному випадку динаміка об'ємного гідропривода визначається динамічними якостями гідронасосу, розподільної і трубопровідної системи, системою керування гідромотору, а також рухом робочих органів сільськогосподарських машин.

Лист 6 відображає обґрунтування ефективності заміни механічного привода об'ємним гідроприводом. Порівняння проводилось при використанні механічного приводу жатки мотовила і при використанні гідропривода.

При аналізі функціонування приводу мотовила досліджувався вплив величини - відношення колової швидкості мотовила до поступальної швидкості комбайна - на втрати зерна за жаткою і параметри крутного моменту, на валу мотовила як випадкового процесу.

Отримані значення крутного моменту та втрат зерна, для механічного і гідравлічного приводів мотовила дозволяють зробити висновок про доцільність оснащення мотовила жатки зернозбиральних комбайнів гідроприводом.

На листу 7 показано принципову схему мобільної біогазової установки. Для привода мішалок даної установки був використаний гідропривод. Так як біогазові установка є мобільною то використання гідроприводу в ній є безальтернативним.

На листу 8 розглянуто отримані формули математичного моделювання. Диференціальне рівняння (4.6) описує витрати робочої рідини на ділянці насос-гідророзподільник і враховує фактичну подачу насоса, витрати робочої рідини через розподільник, втрати робочої рідини на перетікання з області високого тиску в область низького тиску та деформацію трубопроводів. Диференціальне рівняння (4.7) описує витрати робочої рідини на ділянці гідророзподільпик-вхід 1-го гідромотора і враховує витрати робочої рідини через розподільник, витрати робочої рідини па роботу 1-го гідромотора, втрати робочої рідини па перетікання з області високого тиску в область низького тиску та деформацію трубопроводів. Диференціальне рівняння (4.8) описує витрати робочої рідини на ділянці вихід 1-го гідромотора-вхід 2-го гідромотора і враховує витрати робочої рідини па роботу двох гідромоторів, втрати робочої рідини на перетікання з області високого тиску в область низького тиску та деформацію трубопроводів. Диференціальне рівняння (4.9) описує витрати робочої рідини на ділянці вихід 2-го гідромотора-вхід фільтра й враховує витрати робочої рідини на роботу 2-го гідромотора, витрати робочої рідини через фільтр, втрати робочої рідини на перетікання з області високого тиску в область низького тиску та деформацію трубопроводів.

Диференціальне рівняння (4.10) описує обертання вала 1-го гідромотора і враховує момент, що розвиває 1-й гідромотор; момент сил інерції рухомих елементів; моменти сил в'язкого та сухого тертя; момент сил корисного опору. Диференціальне рівняння (4.11) описує обертання вала 2-го гідромотора і враховує момент, що розвиває 2-й гідромотор; момент сил інерції рухомих елементів; моменти сил в'язкого та сухого тертя; момент сил корисного опору.

Дані рівняння можуть бути використані для дослідження динаміки гідроприводу мішалок мобільної біогазової установки

ВІДГУК

керівника дипломного проекту д. т. н. професора. кафедри ЕМТП і РМ Пилипця Михайла Ільковича про роботу студента 6-го курсу факультету механізації сільського господарства денної форми навчання Бараболі Анатолія Перовича над магістерською роботою “ Розробка і дослідження систем гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин”.

За період роботи над проектом студент Бараболя А.П показав достатньо високий рівень знань із загальноосвітніх та спеціальних дисциплін, вміння користуватися довідковою літературою та нормативними документами, самостійно вирішувати складні інженерні завдання.

Робота по аналізу існуючих систем гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин та теоретичних основ їх математичного моделювання виконані на високому рівні, з знанням проблеми, на високому рівні виконано аналіз математичних моделей та розроблено математичну модель динаміки гідроприводу мішалок мобільної біогазової установки, автор роботи має високий рівень знань і заслуговує оцінки «Відмінно».

Керівник проекту

д. т. н. проф. кафедри ЕМТП і РМ Пилипець М.І

РЕЦЕНЗІЯ

на випускну роботу Бараболі Анатолія Петровича «Розробка і дослідження систем гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин», поданої на здобуття освітньо-кваліфікаційного рівня магістр зі спеціальності

8.10010203 - Механізація сільського господарства

Тема роботи присвячена найбільш актуальному питанню розробки і дослідженню систем гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин.

Зміст роботи відповідає темі та завданню і складається із чотирьох розділів.

В першому розділі викладений аналіз існуючих схем гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин з коротким описом принципу їх роботи та сформульовані задачі дослідження.

В теоретичних дослідженнях (другий розділ роботи) автором проаналізовані теоретичні основи процесу математичного моделювання активних робочих органів з різними схемами приводу. Розглянуті математичні моделі гідроприводу активних робочих органів з обертовим та зворотно поступальним рухом робочих органів.

Третій розділ роботи присвячений огляду переваг гідроприводу активних робочих органів сільськогосподарських машин на прикладі гідроприводу жатки зернозбирального комбайна, та гідроприводу активних робочих органів фрезерних ґрунтообробних машин.

В четвертому розділі використавши формули математичного моделювання розроблено математичну модель гідроприводу мішалок мобільної біогазовой установки.

По роботі можна зауважити наступне. Математична модель гідроприводу мішалок неповна оскільки потребує апробації і порівняння з практичними випробуваннями.

В цілому робота виконана на досить високому рівні, за змістом, обсягом та структурою відповідає вимогам методичних вказівок «Положення про підготовку магістрів та вимоги до магістерської роботи у Вінницькому національному аграрному університеті», заслуговує оцінки “відмінно”, а студент присвоєння освітньо-кваліфікаційного рівня магістра зі спеціальності 8.091 902 - Механізація сільського господарства.

Рецензент:

к. т. н професор зав. кафедри

«Машин та обладнання сільськогосподарського виробництва»

ВНАУ М.І. Іванов