CC BY
22
полезных свойств. Наиболее перспективными направлениями использования полученных серосодержащих полимерных продуктов представляются следующие:
- сорбенты ртути (и других тяжелых металлов);
- серополимерный бетон и строительные изделия на его основе;
- дорожные асфальтобетонные покрытия;
- антикоррозионные покрытия металлов;
- кислотостойкие пластики пониженной горючести.
БИБЛИОГРАФИЯ
1. Переработка отходов производства эпихлор-гидрина в сероорганические продукты и материалы / Воронков М. Г., Корчевин Н. А., Рус-савская Н. В., Силинская Я. Н., Томин В. П., Дерягина Э. Н. // Химия в интересах устойчивого развития. 2001. № 4. Т. 9 С. 541-546.
2. Огневое обезвреживание отходов хлороргани-ческих производств / А. С. Мальцева, Ю. А. Фролов, А. И. Розловский // Журн. Всесоюзн.
хим. о-ва им. Д. И. Менделеева. 1982. Т. 27., № 1. С. 67-72.
3. Промышленная переработка хлор- и серосодержащих отходов / Воронков М. Г., Татарова Л. А., Трофимова К. С., Верхозина Е. И., Хали-уллин А. К. // Химия в интересах устойчивого развития. 2001. Т. 9., № 3. С. 393-403.
4. Использование отходов производства в композициях для лубрикации рельсов / Н. С. Назаров, Г. Я. Якимова, Н. В. Руссавская, С. В.Ясько, В. Е. Гозбенко, Н. А. Корчевин. - Иркутск : Изд-во ИГУ, 2003. 244 с.
5. Шевченко Е. И., Салауров В. Н., Халиуллин А. К. Термостойкость и строение полисульфидных полимеров, полученных на основе хлороргани-ческих отходов // Пластические массы. 2006. № 8. С. 30-32.
6. Руш Е. А. Совершенствование технологий сорбционной очистки сточных вод от тяжелых металлов для предприятий Ангарской промышленной зоны. Иркутск : Изд-во ИрГТУ, 2003. 195 с.
Кобзов Д.Ю., Кобзов А.Ю., Лханаг Д. УДК 621.225.2.001.24
О ПОТЕРЯХ НА ТРЕНИЕ В ГИДРОЦИЛИНДРАХ МАШИН
Известно, что повышенное трение в узлах машин приводит к значительным материальным потерям. В некоторых случаях на преодоление этого сопротивления затрачивается 80% потребляемой энергии [1]. Низкие КПД многих машин обусловлены, главным образов, большими потерями на трение.
В гидроцилиндрах, согласно работе [2], основными источниками трения являются уплотнители герметизируемых подвижных сопряжений. По-видимому, этого же мнения придерживаются и авторы работы [3], утверждающие, что сила трения, снижающая номинальное толкающее (тянущее) усилие гидроцилиндра, зависят от типа уплотнителя, чистоты герметизируемой поверхности, температуры и давления. В зависимости от этих факторов установлен диапазон изменения механического КПД гидроцилиндра, со-
ставляющий 0,85...0,95. При этом аналитически фактическое усилие Б1[с в этих и других работах, в
частности [4], не представлено. Последнее можно объяснить тем, что полученные ранее и приведенные в работах [5, 6] варианты выражения для нахождения усилия БЬс гидроцилиндра, приведенные после согласования к виду
^ =(р„с -)=^-(п + Я,;)-я^с, (1)
представляются в достаточной степени полными и законченными. В (1) и - силы сопротивления перемещению штока-поршня соответственно штоковых и поршневых уплотнителей [9,10];
- сила сопротивления рабочей жидкости, вытекающей из нерабочей полости, перемещению поршня [5].
Между тем, это не совсем так. Думается, комплекс входящих в его правую часть сил, являющийся ныне более необходимым, нежели достаточным, следует дополнить силами и сопротивления перемещению штока-поршня от действия реакции ЯЬг и Я1р, возникающих соответственно в сопряжениях "шток-направляющая втулка" и "поршень-гильза" гидроцилиндра. Аналитически это можно представить следующим образом
Fhc = ( - Ff ) = Fhc -(R;r + RSp )--Rhc-(Rbr + Rd).
(2)
(3)
манжет [4, 5] и контактной поверхности штоковых колец [4]; т, п - соответственно количество поршневых и штоковых герметизирующих манжет [2-5, 10]; РЬс, РЬс - давление гидравлической жидкости соответственно в рабочей и нерабочей полостях гидроцилиндра [3-5]; Р^', Р,
ip
Pbrr - монтажное
Такое дополнение согласуется с режимом нагружения гидроцилиндра и отражает схемы расположения его длинномерных элементов и контакта жестких элементов, образующих герметизируемые сопряжения, в процессе функционирования, впервые раскрытыми в работе [5], развитыми в работе [7] и значительно усовершенствованными в работе [9].
Расписав в соответствии с известной расчетной схемой нагружения гидроцилиндра [4, 5, 9] параметры [2-6], Я^ [5], Я^ И Я^ [4-6, 8, 9] и представив в соответствии с законом Амонтона [1, 8, 11] в первом приближении силы Я^г и Я1р, окончательно запишем выражение для получения фактического усилия на штоке гидроцилиндра
двустороннего действия с односторонним штоком при подаче рабочей жидкости в его поршневую полость (случай наибольших значений сил ЯЬг и
Я1'Р [9]) в виде
^ = ( - ^ ) = -4 р02РЬс -
-рОр« (РЬс + РЬс + тР,р") --рБг1;Хг (РЬс + пР£)+
-■4 р (ор - Бг2 )РЬс-кЬХг - кХ
Здесь: Бр , Бг - диаметры поршня и штока; к Ьг , к[р , кЬ - коэффициенты трения соответственно штоковых и поршневых герметизирующих манжет и штоковых уплотнительных колец
по уплотняемой поверхности [4, 6, 8]; к^ , к[р -
коэффициенты трения жестких элементов соответственно штоковых и поршневых сопряжений
гидроцилиндра [11]; 1^, 11р , - соответственно длины рабочей части штоковых и поршневых
контактное давление соответственно штоковых и поршневых манжет и штоковых уплотнительных колец [4]; ЯЬг, Я1р - соответственно реакции в
сопряжениях "шток-направляющая втулка" и "поршень-гильза" гидроцилиндра; 1 - количество штоковых герметизирующих и пылезащитных колец [2, 5].
В соответствии с положениями работы [9] реакции ЯЬг и Я1р, в сопряжениях гидроцилиндра должны находиться следующим образом
(4)
(5)
Rbr = Rbr + Rbr ;
Rlp = Rlp
Rp
где: ЯЬг, Я1р - составляющие от поперечной и ЯЬг, Яр - составляющие от продольной нагрузки.
Выражения для получения значений первых составляющих ЯЬг и Я1р реакций ЯЬг и Я1р, характеризующих силовое взаимодействие жестких элементов трущихся сопряжений гидроцилиндра только при его поперечном нагружении, то есть в состоянии покоя, для "пустого" гидроцилиндра представлены в работе [9], а с учетом веса рабочей жидкости, находящейся в его полостях, имеют вид:
Rb r =
1 2
R (( +12)- — q1 (( +12) cos в
(6)
x[(ll + I2 )-(lo + z)]"'
Rp =(r (( + z) + 2q {[(( + 4)-(lo + z)]2-(/o + z)2}cos ^x (7) x[((l + ¡2 )-((o + z )]-1.
Здесь R1 - реакция в штоковом опорном шарнире гидроцилиндра, определяемая для нашего случая из выражения
¡3 + (( + z)-2 (¡1 + ¡2 )-¡6
-q2 12 ¡3 - l3l6 1 +
R1 =( q, ((1 + ¡2)
+q3 [¡2 -((o + z)-¡4 ^3 - ¡4 - ¡6 - 2 [¡2 -((o + z)-¡4 ]}+ (8)
+ 2 q4 {[l3 + ((o + z) - ((1 + ¡2 ) - ¡6 ]2 - (( - ¡7 )2 } X x^ +((o + z)-¡6 • cos в,
где: l1 - l7 - длины соответственно поршня, штока, корпуса в сборе, направляющей втулки, а также расстояние от наружной и внутренней стенок
x
МЕХАНИКА. ТРАНСПОРТ. МАШИНОСТРОЕНИЕ. ТЕХНОЛОГИИ
днища корпуса до оси его опоры в зависимости от вида исполнения гидроцилиндра; для обычного
исполнения
16 = 0; 10
i6 — 0, i0 - минимальная длина выступающей из корпуса части штока; z - ход штока; qj - q4 - распределенная нагрузка соответственно от весов штока и корпуса гидроцилиндра в сборе, а также рабочей жидкости соответственно в его штоковой и поршневой полостях; 0 - угол наклона гидроцилиндра к поверхности тяготения [9].
Величины вторых составляющих Rbr и Rlp реакций Rbr и Rlp с достаточной точностью могут быть найдены из выражений: при x — (lj + l2) -
Rr — Fhc [yT (x) + ^ (x)] [(/ + /2)- (/0 + z)]-1; (9) при x — (l0 + z) -
Rp — Fhc [Ут (x) + ebb (x)] [(/j + /2) - (/0 + z)]-1 ,(10)
где: ebb (x) - функция распределения по длине гидроцилиндра составляющей плеча приложения к нему продольного сжимающего усилия Fhc от
эксцентриситета приложения последнего в опорных подшипниках проушин (цапф) гидроцилиндра [5, 9];
Ух( x) - функция распределения по длине гидроцилиндра полного его прогиба в результате продольно-поперечного нагружения в процессе функционирования [4, 8, 9].
В формулах (9) и (10) yT( x) - полный прогиб гидроцилиндра, описывается выражением [12] Ут (x) — У а (x ) + yß (x ) + Уу ( x) + УS (x) + (j1)
+Уе (x) + Ур (x) + УR (xX где y б (x) - прогиб гидроцилиндра из-за зазоров в
герметизирующих сопряжениях «поршень-шток», следствием чего является возникающие у гидроцилиндра угловой несоосности; yв(x) - прогиб
гидроцилиндра в результате возможного начального искривления его длинномерных элементов; y г (x) - прогиб гидроцилиндра вследствие эксплуатационного искривления его штока; y д (x) -
прогиб гидроцилиндра в результате радиальной деформации под давлением его корпуса, что является причиной роста зазора в сопряжении «поршень-гильза»; yQ (x) - прогиб гидроцилиндра
вследствие его поперечного нагружения, от веса длинномерных элементов гидроцилиндра в сборе, а для гидроцилиндров повышенного типоразмера - также веса рабочей жидкости в его поршневой и
штоковой полостях; yP (x) - прогиб гидроцилиндра в результате его продольного сжимающего на-гружения; yR (x) - прогиб гидроцилиндра в результате наличия силового поворота в его опорных элементах, что обусловлено наличием момента трения от фрикционного взаимодействия элементов опорных подшипников.
Параметр ebb (x) описывает эксцентриситет
приложения в опорах гидроцилиндра продольного сжимающего усилия и его распределение по длине [13].
Подача рабочей жидкости в штоковую полость гидроцилиндра сопровождается его работой на растяжение. В этом случае перекос длинномерных элементов гидроцилиндра, имевший место ранее, почти исключается, что значительно облегчает работу сил гидродинамического центрирования поршня относительно гильзы и штока относительно направляющей втулки, В результате этого реакции Rbr и Rlp становятся приблизительно равными нулю, что аналитически в отношении фактического усилия Fhfc на штоке гидроцилиндра отражается следующим образом:
Fl = (( - Ff ) = 4 п (( - Dl) ) -
-nD/lpk{; (( + Phc + mP?p■)-
-П [b kfs ( + nP[c)+< kiPC ] --4 nDi Phc.
В том и другом случаях F1fr сила трения соответственно составляет:
Fhf; = nD/pkp (Phc + Phc + mP;') +
+nDr [b kfr (p;c + nPC)+trbr HP ■ ]+ +kbdRbr + kgRd;
FL =nD/;k; (Phc + Phc + mP;■) +
+nDr [b kbs (+ nPfr)+tvbr ktPC ].
Численное их сравнение на данном этапе эволюции типоразмера гидроцилиндров, используемых в строительном и дорожном машиностроении с применением выражения (14) для гидроцилиндра двустороннего действия с односторонним штоком
Ff - Ff = kfdR +
hcp hcr br br T
+kjfjRjp - рБ^к^ (Phc - Phc)
(14)
полностью подтверждает справедливость утверждения авторов работы [2] о том, что меньшим механическим КПД обладают гидроцилиндры с двусторонним штоком.
ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ
Однако утверждение, основанное, по всей видимости, на представлениях о малости реакций ЯЬг и Я1р, на деле не столь очевидно. Так, по мере роста типоразмера гидроцилиндра упомянутая выше разность (б^ — ), ныне отрицательная, в
результате варьирования его основными параметрами может изменить свой знак. Эту точку, свойственную конкретной комбинации названных параметров гидроцилиндра при прочих известных условиях его функционирования, следует полагать объективной мерой целесообразности применения того или иного исполнения гидроцилиндра по механическому КПД.
В данном случае в качестве объективного критерия целесообразности можно использовать разность значении сил трения гидроцилиндров с Ьсо и с двусторонним што-
ком, то есть
' hco
БСо — БС = (БСр + БСг )о — 2(Е& ) (15)
При этом вид исполнения гидроцилиндра устанавливается по знаку критерия: "меньше нуля" - гидроцилиндр с односторонним штоком; больше - наоборот.
С целью унификации критерия (15), повышения его достоверности и расширения границ применения он может быть дополнен слагаемыми, учитывающими гидравлические потери на входе в гидроцилиндр и выходе из него. Здесь не следует забывать о том, что операции с критериями обязательно должны сопровождаться предварительным согласованием требуемых выходных параметров сравниваемых гидроцилиндров с целью обеспечения их адекватности.
Таким образом, использование предлагаемого автором объективного критерия способствует оптимальному выбору вида исполнения существующих гидроцилиндров, определению их количества, установлению кинематических и гидравлических схем подключения, созданию перспективных гидроцилиндров с учетом их механического или гидромеханического КПД.
БИБЛИОГРАФИЯ
1. Гаркунов Д. Н. Триботехника. М. : Машиностроение, 1989. 328 с.
2. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы / Т. М. Башта, С. С.Руднев, Б. Б. Некрасов, О. В. Байбаков, Ю. Л. Кирилловский. М. : Машиностроение, 1982. 423 с.
3. Вильнер Я. М., Ковалев Я. Т., Некрасов Б. Б. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам / под ред. Б. Б. Некрасова. Минск : Вышэйш. шк., 1985. З82 с.
4. Абрамов Е. И., Колесниченко К. А. Маслов В. Т. Элементы гидропривода : справ. Киев : Техника, 1977. 224 с.
5. Марутов В. А., Павловский П. А. Гидроцилиндры. М. : Машиностроение, 1966. 170 с.
6. Осипов Л. Е. Гидравлика и гидравлические машины. М. : Лесн. пром-сть, 1965. 363 с.
7. Бедрин С. Ф. Расчеты гидроцилиндров на устойчивость и точность // Вестн. машиностроения. М., 1981. № 7. С. 32.
8. Кобзов Д. Ю., Решетников Л. Л. Методика поиска недельных значений диагностических параметров нагрузочной способности гидроцилиндров // Повышение эффективности использования машин в строительстве / ЛИСИ. Л., 1987. С. 118-120.
9. Кобзов Д. Ю. Диагностирование гидроцилиндров рабочего оборудования одноковшовых строительных экскаваторов : дис ...канд. техн. наук / Ленингр. инж.-строит. ин-т. - Л., 1987. -345 с.
10. Goldoftas T. Cylinder for profit-making design // Hydraulics & Pneumatics. Cleveland. Ohio, USA, 1976. March, P I-32.
11. Крагельский И. В., Михин Н. М. Узлы трения машин : справ. М. : Машиностроение, 1984. 280 с.
12. Кобзов Д. Ю., Плешивцева С. В. Совершенствование конструкции привода ковша одноковшовых гидрофицированных и дорожных машин // Современные технологии. Системный анализ. Моделирование. 2007. № 3 (15) С. 4045.
13. Повышение эффективности привода ковша одноковшовых гидрофицированных строительных машин / Кобзов Д. Ю., Жмуров В. В. Плешивцева С. В., Трофимов А. А., Лханаг Д. // Тр. Брат. гос. ун-та. 2007. Т. 2. 321 с. (Естественные и инженерные науки - развитию регионов).
