CC BY
43
ЛЕСОИНЖЕНЕРНОЕ ДЕЛО
МЕТОДИКА И НЕКОТОРЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ХАРАКТЕРИСТИК РАБОТЫ ШАРНИРНЫХ СОЕДИНЕНИЙ ЛЕСНЫХ МАНИПУЛЯТОРОВ
А.И. СЕРЕБРЯНСКИИ, ст. преподаватель каф. технологии и оборудования лесопромышленного производства ВГЛТА, канд. техн. наук
В промышленности широко применяются машины манипуляторного типа, слабым местом которых являются шарнирные соединения. При наработке до 3000 моточасов они выходят из строя [1]. Низкая износостойкость этих узлов трения в значительной мере объясняется высокими нагрузочными режимами их работы. Силовой анализ шарниров манипуляторов проводится с целью определения нагрузочных режимов работы этих узлов трения, в число которых входят нагрузка и удельное давление. Их можно определить исходя из кинематических схем работы отдельных шарниров манипуляторов. В качестве примера рассматривается определение нагрузочных режимов работы шарнира «рукоять - рабочий орган», кинематическая схема которого представлена на рисунке. За основу алгоритма расчета принят литературный источник [2].
Рисунок. Кинематическая схема шарнира «рукоять - рабочий орган»
На рабочий орган действуют следующие силы и моменты: Qx, Qy и Qz - составляющие пространственного усилия Q взаи-
модействия рабочего органа с деревом; Gn - сила тяжести рабочего органа; Р гц - реакция от гидроцилиндра привода рабочего органа в плоскости «уАх»; Р хи Р у - составляющие усилия на штоке гидроцилиндра; M*, My и M* - моменты от боковых сил, действующих на шарнир «А»; в - угол наклона оси гидроцилиндра подвески к горизонтали; а - угол между осью «У» и вектором пространственного усилия Q; у - угол между осью «А» и вектором пространственного усилия Q; 5 -угол между осью «Z» и вектором пространственного усилия Q.
Для определения реакций в шарнире «А» составляются шесть уравнений равновесия.
УY = Ry+Py -G -О =0
А г.ц. п -S-'у
У X = -Rx-Px +Q = 0
/ j А г.ц. -s-'Jt
Zz=-x;+&=o
MyA=-Qzxa = 0
МХА = -Qz ха = 0
Mz=Py хв + Рх хв -G х
А г.ц. г.ц. п
хс-О ха + О ха = 0
~'У Z'-'X
. (1)
Из полученных уравнений, с учетом уравнений
Р x = Р .х cosB; Р у = Р .х sinB;
г.ц. г.ц 1 7 г.ц. г.ц 17
Qx = Q х cosy; Qy = Q х cosa;
Qz = Q х cos5, (2)
определим реакции связей рабочего органа с рукоятью
R.y = G + Q х cosa + Р .х sinB;
RAx = Q х cosy - Р. .х cosB; RAz = Q х cos5; My = - Q х cos5 х a;Mx = - Q х cos5 х a’. (3)
Наибольшая нагрузка на втулку и палец будет равна
(4)
где в - расстояние между серединами втулок в шарнире.
ЛЕСНОИ ВЕСТНИК 2/2008
81
ЛЕСОИНЖЕНЕРНОЕ ДЕЛО
Таблица
Величины нагрузок и давлений в шарнирах «рукоять - рабочий орган»
Показатели Марка машины
ЛП-18А, ЛП-49 ЛП-19А ЛП-17А, ТБ-1М
Максимальная нагрузка, Rmax, (кН) 13,5185 17,0807 9,7
То же с учетом сил инерции, R'max, (кН) 14,4724 20,668 10,177
Среднее давление в втулке, Рср, (МПа) 24,14 21,09 29
То же с учетом сил инерции, Р , (МПа) 25,84 26,7 30,59
Давления во втулке с учетом динамических нагрузок, Рд, (МПа) 41,344 42,72 49,95
В момент начала подъема дерева на шарнир, кроме указанных выше сил, действуют силы инерции. При этом реакции связей можно определить по формулам
f V > f V 1
RA = RA х 1 + X 11 1 +
V t х q j V t х q j
f V 1
RA ll х 1 + 5
V t х q j
(5)
где V - средняя скорость подъема подвески; t - время разгона; q - ускорение свободного падения.
. (6)
Давление во втулке определяется по формуле
P = Rmax / (0,2 х r х l х 1000), (7)
где Р- давление в втулке, Мпа;
Rmax - максимальная нагрузка на втулку,
таХкН;
l - длинна втулки, м; r - радиус втулки, м.
Коэффициент значением 0,2 в знаменателе уравнения (8) получается исходя из усредненного значения половины угла контакта рабочих поверхностей, шарнирных соединений. Так как 1 Па = 1 Н/м2, то удельное давление Р - это отношение удельной нагрузки R к площади рабочей поверхности в пределах половины угла контакта.
Половина угла контакта определяется по известной зависимости, преобразованной в вид, удобный для расчета шарнирных соединений [1]
Ф„ = 0,317
f 4 (1 - У) + (1 - v22) ху,^
— х-------------------------+ 1
V ‘
0,117
/
х
х------2---- (8)
Ра+ ^ / d2
где v v2 - коэффициенты Пуассона материала вала и втулки;
8 - радиальный зазор в сопряжении; d2 - диаметр вала;
у = E / е2, (9)
где E и Е2 - модули упругости материала вала и втулки.
Значения нагрузок и удельных давлений, действующих на шарниры манипуляторов, достаточно высоки (таблица). Это объясняется реверсивностью трения, спецификой работы и предмета труда, несовершенным подбором конструкционных и смазочных материалов, так как при пластичной смазке под действием нагрузок она выдавливается из зоны трения, в результате чего проявляются задиры и заедания, что приводит к повышенному износу деталей шарнирных соединений.
Таким образом, необходимо изменить конструкцию шарнирных соединений, чтобы исключалось влияние отрицательного эффекта реверса, кроме того необходимо заменить пластичные смазки на самосмазывающийся антифрикционный материал (АМАН).
Библиографический список
1. Шевченко, В.П. Восстановление шарнирных соединений лесосечных машин электродуговой металлизацией: автореф. дисс. ... канд. техн. наук. / В.П. Шевченко. - Химки, 1986. - 20 с.
2. Артамонов, Ю.Г. Проектирование технологического оборудования манипуляторных лесных машин / Ю.Г. Артамонов. - Л., 1985. - 86 с.
3. Смогунов, Н.С. Влияние характера трения на износостойкость шарнирных соединений универсальных гидроманипуляторов / Н.С. Смогунов, А.И. Серебрянский. - ВИНИТИ. - № 1417 - И99.
- 10 с.
4. Герасимов, Ю.Ю. Манипуляторные системы лесных машин: проектирование и расчет / Ю.Ю. Герасимов и др. - Петрозаводск - Йоенсуу, 1994.
- 95 с.
82
ЛЕСНОЙ ВЕСТНИК 2/2008
