Работа гидравлического вибрационного механизма (ГВМ) (рис. 1, б) состоит в следующем. При движении культиватора на вырубке его рабочие органы надежно удерживаются в почве на заданной глубине обработки благодаря установленному давлению рн в гидроцилиндре 6, передаваемого из напорной магистрали 30 от насосно-аккумуляторного узла гидросистемы агрегатирумого трактора 5. Импульсные изменения величины давления рабочей жидкости (частотой 5 ... 7 Гц) в гидроцилиндре 6 обеспечиваются работой золотника 32 клапана давления 8, который постоянно сбрасывает давление рабочей жидкости в сливную магистраль 31. Пульсация давлений в напорной магистрали приводит к колебаниям поршня со штоком гидроцилиндра 6 и соответственно к возбуждению вибрации на дисках культиватора 38. Таким образом, при движении дискового рабочего органа в почве на заданной глубине обработки почвы он вместе со стойкой совершает вынужденные колебания в упругой системе «рабочий орган 38 - пружина 39 - почва» под воздействием пульсаций рабочей жидкости в гидроцилиндре 6 предохранителя, передаваемой по трубопроводу 30 от клапана 8 ГВМ [3].
На первом этапе исследований была изучена возможность аккумулирования необходимого количества энергии от механизмов энергосбережения в процессе работы ЛПА на нераскорчеванных вырубках. Имитационное моделирование гусеничного и колесного тракторов по генерируемой поверхности лесных объектов показало, что величина запасаемой мощности имеет достаточно стабильную величину и составляет приблизительно около 2,5 кВт [2, 4]. Следующим шагом при исследовании энергосберегающего лесного дискового культиватора с вибрационными рабочими органами является исследование, достаточно ли будет данной мощности для функционирования ГВМ рабочих органов, а также изучение характера и параметров наводимой вибрации.
1 - механизм вибрации, энергосбережения и предохранителя рабочих органов культиватора; 2 и 3 - механизмы энергосбережения подвески и навесного механизма трактора; 4 - гидрораспределитель трактора; 5 - насосно-аккумуляторный узел; 6 - гидроцилиндр предохранителя и вибрационного механизма рабочих органов культиватора; 7 и 8 - напорные клапаны; 9 - клапан ограничителя расхода рабочей жидкости; 10 ... 12 - соединительные трубопроводы; 13 - гидравлический амортизатор подвески трактора; 14 - дроссель нерегулируемый; 15 ... 21 - клапаны обратные; 22 - гидроцилиндр навесного механизма; 23 - мультипликатор давления; 24 - пневмогидроаккумулятор; 25 - манометр; 26 - клапан разгрузочный автоматический; 27 - насос; 28 - фильтр; 29 - гидробак; 30 и 31 - напорная и сливная магистрали; 32, 33 - золотники; 34 - плунжер; 35 - проточка в корпусе золотника; 36 - плита; 37 - стойка дисковой батареи; 38 - дисковая батарея; 39 - пружина вибрационного механизма.
Рисунок 1. Схемы лесного почвообрабатывающего агрегата: а - гидравлическая; б - принципиальная гидравлическая механизма вибрации, энергосбережения и предохранителя рабочих органов
Цель исследования. Результаты исследования. Целью исследований является изучение ГВМ рабочих органов лесного дискового культиватора на основе составленной математической модели, а также по компьютерной программе, при помощи компьютерных экспериментов установить оптимальные параметры ГВМ.
Рисунок 2. Схемы к модели системы создания вибрации: а - принципиальная; б - расчетная
На рисунке 2 представлена расчетная схема системы, создающей вибрацию дисковой батареи культиватора КЛБ-1,7. В основе модели лежит система дифференциальных и алгебраических уравнений, описывающих процессы в гидравлической подсистеме и механической подсистеме культиватора (движение дисковой батареи, взаимодействие с почвой). Интегрирование системы производится численно модифицированным методом Эйлера-Коши [1]. Решение системы уравнений позволяет найти функции, характеризующие работу системы создания вибрации.ГВМ в рамках данной модели задается более чем пятьюдесятью параметрами. Взаимосвязь основных входных параметров (факторов) и выходных характеристик (критериев) можно представить следующим образом (рис. 3).
На схеме выделены четыре группы переменных, относящихся к модели [1]. К первой группе «Параметры создания автоколебаний» относятся параметры, позволяющие ввести ГВМ в режим автоколебаний. К этим параметрам относятся: kD0 - коэффициент дросселирования рабочей жидкости при ее сливании из рабочей полости D в магистраль низкого давления; kEA - коэффициент дросселирования рабочей жидкости, поступающей из дополнительной полости E в полость толкателя A; kEC - коэффициент дросселирования рабочей жидкости, поступающей из дополнительной полости E в подзолотниковую полость C.
Рисунок 3. Переменные, характеризующие имитационную модель ГВМ
Ко второй группе «Регулировочные параметры» относятся характеристики, позволяющие задать необходимые характеристики вибрации дисковой батареи (амплитуду, частоту, форму импульса): VE - объем дополнительной полости E; LП0 - величина перекрытия золотником рабочего канала при несжатом состоянии пружины.К третьей группе «Эксплуатационные параметры» относятся параметры, которые могут изменяться в широких пределах в процессе обработки почвы: cБ - эффективный коэффициент жесткости (включает жесткость пружины-упора дисковой батареи, жесткость дисков батареи, жесткость взаимодействия дисков с почвой), приведенный к штоку гидроцилиндра; dБ - эффективный коэффициент вязкости (включает вязкость пружины-упора дисковой батареи, вязкость деформации дисков батареи, вязкость взаимодействия дисков с почвой), приведенный к штоку гидроцилиндра.
В процессе теоретического исследования необходимо убедиться, что при изменении эксплуатационных параметров в широких диапазонах ГВМ обеспечивает высокую эффективность вибрации.
К четвертой группе «Показатели эффективности» относятся характеристики ГВМ, подлежащие измерению в ходе имитационного моделирования. В качестве показателей эффективности выбраны: AГЦ - амплитуда колебаний штока гидроцилиндра; fК - частота колебаний дисковой батареи; N - потребляемая гидросистемой мощность; kФ - коэффициент формы колебаний (чем выше значение kФ, тем резче толчок гидроцилиндра, заглублящий батарею, и тем плавнее возвратное движение).
Амплитуда и частота вибрации дисковой батареи будут как можно ближе к определенным ранее значениям (AГЦ = 2 см и f = 6 Гц) [5]. Задачи исследований можно выразить аналитически следующим образом (1):
(1)
Первым этапом теоретического исследования является исследование влияния отдельных факторов. Каждый из факторов Fi будем по очереди менять в некотором интервале [Fi min, Fi max] с некоторым шагом ΔFi,, в то время как остальные факторы будем фиксировать на некоторых базовых значениях. Для каждого получающегося набора факторов проводится отдельный компьютерный эксперимент.
Рассмотрим влияние объема дополнительной полости высокого давления (рис. 4, а ... г). Результаты компьютерного эксперимента показали, что с помощью дополнительной полости (E), соединенной непосредственно с подзолотниковой полостью (С), можно регулировать частоту автоколебаний ГВМ (рис. 4, б) в широких пределах (от 2 до 9 Гц). Оптимальный объем дополнительной полости составляет 0,01 м3, при этом автоколебания имеют частоту 6 Гц (рис. 4, б), наиболее благоприятную вибрационной интенсификации обработки почвы. Вместо дополнительной полости целесообразно использовать пружинно-гидравлический (рис. 2, а) или пневмогидравлический аккумулятор, имеющие при том же эффекте, меньшие габариты по сравнению с обычной полостью.
Рассмотрим влияние свободной длины пружины золотника ГВМ на показатели системы создания вибрации (рис. 4, д ... з). Результаты компьютерных экспериментов показали, что с помощью параметра LП0 (величины перекрытия золотником рабочего канала при несжатом состоянии пружины) можно регулировать амплитуду вибрации штока гидроцилиндра (от 2 до 18 мм). При LП0 = 10 мм достигается наибольшая амплитуда вибрации, потребляемая мощность не превышает 2,5 кВт (рис. 4, ж), вибрационные импульсы имеют резкий фронт (рис. 4, з) и пологий спад.
Также в результате моделирования ГВМ было установлено, что автоколебания возникают только при определенном соотношении между гидравлическими, геометрическими и механическими параметрами ГВМ и агрегатируемого орудия (на графиках не представлено). Основными параметрами, подстройкой которых можно ввести систему в режим автоколебаний, являются три коэффициента дросселирования: между рабочей полостью D и сливной магистралью (kDO, должен лежать в диапазоне (0,5 ... 0,7)∙10-6 м3Па-1/2с-1); между дополнительной полостью E и полостью A плунжера-толкателя (kEA, должен лежать в диапазоне (0,0 ... 0,3)∙10-6 м3Па-1/2с-1); между дополнительной полостью E и подзолотниковой полостью C (kEC, должен составлять не менее 1,0∙10-6 м3Па-1/2с-1).
Рисунок 4. Влияние объема VE дополнительной полости E и свободной длины пружины золотника LП0 на показатели системы создания вибрации, соответственно: а, д - амплитуду колебаний штока гидроцилиндра; б, е - частоту колебаний; в, ж - потребляемую гидросистемой мощность; г, з - коэффициент формы колебаний
Кроме того ГВМ эффективно функционирует при изменении условий эксплуатации в широких пределах (на графиках не представлено). Коэффициенты эффективной жесткости cБ и вязкости dБ взаимодействия дисковой батареи с почвой, приведенные к штоку гидроцилиндра могут лежать в диапазонах 0,1 ... 1,1 МН/м и 0,0 ... 3,8 кН·с/м соответственно, при этом дисковая батарея вибрирует с амплитудой не менее 1,5 см, частотой около 6 Гц, потребляемая мощность не превышает 2,5 кВт, вибрационный импульс имеет резкий фронт и пологий спад.
Выводы. Таким образом, составленная математическая модель на основе компьютерных экспериментов позволила найти оптимальные параметры гидравлического вибрационного механизма рабочих органов лесного дискового культиватора с учетом параметров создания вибрации, регулировочных и эксплуатационных параметров, а также показателей эффективности. Приведенные результаты позволят существенно повысить эффективность функционирования разработанной конструкции лесного дискового культиватора при выполнении тяжелых агротехнических уходов на вырубках и также обеспечить требуемое качество выполняемых работ путем установления оптимальных параметров работы гидравлического вибрационного механизма.
Рецензенты:
- Поливаев О. И., д.т.н. профессор, заведующий кафедрой тракторов и автомобилей, ФГОУ ВПО «Воронежский государственный аграрный университет имени императора Петра I», г. Воронеж.
- Афоничев Д. Н., д.т.н. профессор, заведующий кафедрой ремонта машин, ФГОУ ВПО «Воронежский государственный аграрный университет имени императора Петра I», г. Воронеж.