Подскажите плиз что за распределитель и поделитесь схемой гидравлики плиз
Восстанавливаю после варварского съёма установки
Подскажите ещё с обратной стороны гидрораспределитель открутить трубку с фитинг реально только после снятия тормозов?
Р100с двумя и тремя выходами.с двумя на правую по ходу движения с тремя на левую сторону.открутить два болта крепления штуцеров аутригеров вполне доступно не снимая распред.менял их прямо на тракторе не снимая колес.у вас колес даже нет-снимите без проблем.
Перепад давления на клапане это минус к усилию на рукояти,
Перепад, он ведь зависит от величины потока. В момент. когда рукоять или что другое "уперлась наглухо", поток останавливается, соответственно, потери тоже... В итоге, развиваемое усилие будет примерно такое же.
Всё верно, в статике усилие будет полным. Но при работе на усилиях близких к максимальным, на предохранительном клапане распределителя будет происходить деление потока, рукоять будет существенно замедляться, а добрая часть полезной мощности уходить в нагрев масла.
Вряд ли такой режим работы можно считать нормальным.
В заключительной части описания, посвящённой работе рычажного механизма поворота, рассмотрим режимы разгона и торможения колонки, а также вопросы тепловыделения при работе механизма.
Режим разгона колонки несложен в описании, т.к. максимальные усилия, возникающие в штоках гидроцилиндра, определяются давлением настройки переливного клапана.
На шток одного из цилиндров действует сжимающее усилие, на второй растягивающее. В результате того, что усилия на штоках направлены в разные стороны, усилия во всех втулках механизма будут меньше, чем усилия, возникающие при торможении потока через дроссель. Однако изгибающий момент на втулке крепления средней оси поворота гидроцилиндров будет максимальным. Вероятнее всего, именно изгибающий момент оказывает решающее значение на прочность средней мембраны. Величина этого момента доходит до 500кгс·м даже при настройке переливного клапана на давление 100кгс/см².
На прикреплённых изображениях показаны графики изменения усилий во втулках при разгоне колонки.
Такие же усилия возникают в рычажном механизме при перемещении грузов поворотом колонки.
Усилия в штоках и втулках прямо пропорциональны давлению настройки переливного клапана.
Это самый сложный режим, с точки зрения описания работы механизма. В тоже время именно этот режим работы порождает максимальные усилия в установке.
Прежде чем продолжить разговор об усилиях, возникающих в элементах конструкции механизма, сделаем отступление и рассмотрим давление настройки переливного клапана.
Согласно инструкции по эксплуатации на экскаватор, давление настройки переливного клапана механизма поворота равно 100кгс/см², давление настройки разгрузочных клапанов 170кгс/см².
Указанная в инструкции величина настройки переливного клапана вызывает сомнения. Причин к тому две.
Первая. Давление настройки разгрузочного клапана существенно выше давления настройки переливного клапана, при том, что базовая модификация разгрузочного клапана, применяемая для защиты штока стрелы, настраивается на 130кгс/см².
Вторая. Указанное давление настройки переливного клапана не обеспечивает параметры торможения колонки как минимум на части траектории движения.
Из инструкции по эксплуатации: «Давление настройки перепускного клапана механизма поворота необходимо проверять в случае выхода пути торможения оборудования за пределы 0,8-1,4м при максимально вытянутом ковше с помощью приспособления для контроля давления».
Диапазон 0,8-1,4м пути торможения на максимальном вылете рабочего оборудования соответствует углу поворота колонки на 9-16 градусов. В указанном положении рабочего оборудования момент инерции масс равен 6900 кг·м² (см. таблицу выше). Как известно, кинетическая энергия равна:
E=J·ω²/2,
где J – момент инерции масс (кг·м²), ω – угловая скорость (рад/сек). При производительности насоса 45л/мин, угловая скорость в точке симметрии механизма составляет 58град/сек, что приблизительно равно 1рад/сек. Таким образом, кинетическая энергия движущегося рабочего оборудования равна 3,5кДж.
Для торможения механизма необходимо совершить работу, численно равную кинетической энергии механизма. Работа при вращательном движении, определяется как:
Из графика изменения крутящего момента видно, что в зоне симметрии механизма, при давлении настройки переливного клапана 100кгс/см² доступен полезный крутящий момент порядка 7000Н·м. Следовательно, для торможения механизма с кинетической энергией 3,5кДж указанным крутящим моментом, колонка должна повернуться на угол 0,5радиана или 28,5градуса. Что соответствует тормозному пути примерно 2,5м.
Кинетическая энергия рабочего оборудования с грузом на полном вылете примерно в два раза больше чем энергия оборудования без груза.
Также следует помнить, что тракторный насос НШ-32Л обеспечивает подачу до 60л/мин при максимальных оборотах коленчатого вала.
Таким образом, для обеспечения характеристик торможения на участке «от края к центру» необходимо увеличение полезного крутящего момента, а, следовательно, и увеличение давления срабатывания переливного клапана.
Возвращаясь к усилиям, возникающим в элементах конструкции механизма.
На фактические усилия в штоках гидроцилиндров механизма поворота оказывает влияние не только давление настройки переливного клапана, но и перепад давления на дросселе, а так же давление настройки разгрузочного клапана.
Рабочий диапазон поворота колонки условно можно разделить на две части: «от края к центру» (примерно до -20 градусов) и «от центра к краю».
На первом участке дроссель и разгрузочный клапан не участвуют в работе (либо оказывают незначительное влияние). В этом случае усилия, сообщаемые колонке гидроцилиндрами, численно равны усилиям, возникающим при разгоне колонке. Соответственно, усилия в элементах конструкции будут такими же.
Значительно сложнее выглядит режим работы на втором участке.
Положительным фактором, уменьшающим путь торможения, является снижение угловой скорости, а с ней и кинетической энергии, за счёт торможения потока дросселем. Таким образом, в момент начала торможения, кинетическая энергия может быть в два и более раз меньше, чем в точке симметрии механизма. Однако следует учитывать, что движение «от центра к краю» обычно происходит при наполненном ковше.
Разность в изменении объёмов противоположных рабочих полостей цилиндров приводит к срабатыванию разгрузочного клапана, что увеличивает усилия в штоках гидроцилиндров и снижает путь торможения. Так вытесняемый объём при повороте колонки от 30 до 40 градусов превышает изменение объёма с противоположной стороны на 24см³. Для диапазона поворота от положения 40 градусов до положения 50 градусов эта разница составляет 30см³. Следовательно, довольно быстро давление в гидравлической линии, из которой происходит вытеснение рабочей жидкости, поднимется до 170кгс/см² - порога срабатывания разгрузочного клапана.
Как было показано ранее, при движении «от центра к краю» жидкость из поршневой полости одного из цилиндров вытесняется через дроссель. Сразу после начала торможения скорость движения оборудования равна скорости движения в момент до торможения. Далее скорость уменьшается монотонно без скачков. Таким образом, при торможении жидкость из поршневой полости цилиндра продолжает выдавливаться через дроссель. Но если раньше при движении жидкость выдавливалась в линию слива, то при торможении жидкость выдавливается в закрытую линию с давлением 170кгс/см².
Скорость не может измениться скачкообразно, следовательно, не может скачкообразно измениться поток через дроссель, а, значит, в момент начала торможения резко увеличивается давление в поршневой полости для поддержания перепада давления на дросселе, соответствующего требуемой скорости истечения жидкости.
Так, в положении 30 градусов при штатных параметрах гидросистемы перепад давления на дросселе равен 100кгс/см². При начале торможения в этой точке, давление в поршневой полости гидроцилиндра повысится до 250-270кгс/см², а сжимающее усилие в штоке составит порядка 24тс. Растягивающее усилие в штоке второго цилиндра при этом определяется давлением настройки разгрузочного клапана и примерно равно 12тс. Мгновенные усилия в штоках указанной величины создают значительные нагрузки на втулки: так в верхней втулке поворота колонки усилие составит 14т.с., во втулке средней оси поворота гидроцилиндров 7т.с., изгибающий момент, действующий на среднюю втулку достигнет величины 1тс·м.
Давление в поршневой полости гидроцилиндра падает до 170-200кгс/см² при замедлении колонки.
На прикреплённом изображении показан график изменения перепада давления при неблагоприятных условиях (работа на холодном масле при увеличенной до 60л/мин подаче насоса и давлении настройки переливного клапана 140кгс/см²).
Итак, применение насоса большей производительности приведёт к увеличению угловой скорости поворота, а, следовательно, и к увеличению кинетической энергии рабочего оборудования. Кинетическая энергия растёт в квадрате от увеличения угловой скорости. Полуторакратное увеличение скорости приводит к увеличению кинетической энергии в 2,25 раза. Для получения удовлетворительного тормозного пути требуется существенное увеличение давления срабатывания переливного клапана, что пропорционально увеличивает нагрузки в элементах конструкции.
Работа на холодном масле происходит при увеличенных усилиях в механизме.
Следует избегать работы при максимальной производительности насоса. Желательно снизить давление срабатывания разгрузочных клапанов, до уровня, приемлемого с точки зрения удобства работы. Замечание справедливо и для настройки переливного клапана.
Работа с ковшом меньшего объёма позволяет уменьшить давления настройки клапанов при сохранении тормозного пути.
По возможности следует уменьшать максимальный вылет оборудования.
Возможно изменение характеристик дросселя, с целью уменьшения максимальных усилий, возникающих в механизме.
На прикреплённом изображении показана зависимость угловой скорости и перепада давления на дросселе с увеличенным до 4мм отверстием.
Доступная полезная мощность механизма поворота определяется производительностью насоса и давлением настройки переливного клапана. При расходе 45л/мин и давлении срабатывания клапана 100кгс/см² мощность гидравлического потока равна 7,5кВт. Полезная мощность затрачивается на преодоление сил трения в механизме и на разгон рабочего оборудования. Также поток совершает работу при торможении через дроссель.
Мощность, затрачиваемая на преодоление сил трения, рассеивается в виде тепла в парах трения механизма поворота. Мощность, затрачиваемая на разгон оборудования, в конечном счёте, будет рассеяна в виде тепла, выделяющегося на переливном клапане, при торможении оборудования. Так, за один цикл копания рабочее оборудование разгоняется и останавливается дважды. При полном вылете рабочего оборудования при торможении выделяется 3,5 и 7 кДж тепла для пустого и полного ковша соответственно, т.е. порядка 10кДж за цикл.
При повороте «от центра к краю» вся мощность механизма рассеивается в виде тепла из-за торможения потока через дроссель. Так при повороте от 0 до 90 градусов тепловыделение составит порядка 20-22кДж.
Следовательно, за один цикл копания при штатных параметрах гидросистемы суммарное тепловыделение составит 30кДж. При теплоёмкости масла 1,7кДж/кг·°С, 1 кг масла нагреется на 17°С.
Для согласования механизма поворота с насосом большой производительности могут применяться различные схемотехнические решения, например, подключение привода через делитель потока или ограничение потока односторонними дросселями.
При использовании делителя потока для операции поворота колонки, мощность тепловыделения увеличится пропорционально увеличению производительности насоса.
В случае уменьшения скорости поворота колонки за счёт установки односторонних дросселей между распределителем и линиями питания гидроцилиндров, деление потока происходит на предохранительном клапане гидрораспределителя, а выделяемая тепловая мощность равна произведению давления настройки предохранительного клапана на производительность насоса. При этом тепло в полном объёме выделяется всегда в моменты работы механизма поворота, если нет совмещения операций от данного насоса. Аналогично работает уменьшение скорости поворота за счёт ограничения хода золотника гидрораспределителя.
Например, при работе механизма поворота от насоса НШ-100 при подаче 90л/мин и давлении настройки предохранительного клапана 140 кгс/см², мощность тепловыделения составит 21кВт. Работа экскаватора без принудительного охлаждения рабочей жидкости в этом случае будет осложнена из-за перегрева масла.
Трение
Во всех расчётах силы трения в виду их незначительного влияния на результат не отражались в расчётах. Так при усилиях во втулках 10тс и коэффициенте трения 0,1, момент сил трения равен 60кгс·м, что не так много, в сравнении с 750кгс·м максимального полезного крутящего момента.
на предохранительном клапане распределителя будет происходить деление потока, рукоять будет существенно замедляться...
Дык, в "околомаксимальных" режимах, особо скорость и ни к чему, там наоборот, излишняя резкость/скорость движений, чревата авариями и несчастными случаями.
Губительность потерь, в основном влияет на нагрев масла. Однако, этот нагрев в разы ниже, если использовать вместо "православного" моторного, специально предназначенное для этого гидравлическое масло, например МГ46.
На последних ЭО2621 В3, везде с завода стоят тонкие шланги (14мм внутри), тонкие фитинги в ГЦ (м22), и этот самый клапан с полудюймовыми штуцерами.
Дык, в "околомаксимальных" режимах, особо скорость и ни к чему, там наоборот, излишняя резкость/скорость движений, чревата авариями и несчастными случаями.
В данном случае вы скорость как раз не контролируете. Потом, 20-30 атмосфер потерь при настройке предохранительного клапана на 200 атмосфер - это одно, а при настройке 140атм - это совсем другое, каждое наполнение ковша станет "околомаксимальным" режимом.
Я коряво выразил свою мысль изначально, Вы справедливо меня поправили.
ASN пишет:
Однако, этот нагрев в разы ниже, если использовать вместо "православного" моторного, специально предназначенное для этого гидравлическое масло, например МГ46.
Графики перепада давления приведены для 30сСт, это соответствует довольно тёплому маслу МГЕ-46.
ASN пишет:
На последних ЭО2621 В3, везде с завода стоят тонкие шланги (14мм внутри), тонкие фитинги в ГЦ (м22), и этот самый клапан с полудюймовыми штуцерами.
Там и на первых не всё хорошо с этим, один фланец НШ-100 стоит гвоздя в голову.
В заключительной части описания, посвящённой работе рычажного механизма поворота, рассмотрим режимы разгона и ............
уваж. Serdobol вам вашу теоретическую часть надо (имхо) как видеоурок на ютуб выкладывать, как парни с канала MarsMars делают
Я не умею делать видеоролики, да и свободного времени для этого сейчас нет.
К тому же я скептически отношусь к видеороликам подобного содержания исходя из опыта изучения чего-то боле-менее серьёзного. Как только речь заходит о количественном описании процессов, а не о качественном, печатная информация становиться значительно более удобной.
Вряд ли кого-то заинтересует ролик, в котором кто-то экает и мэкает себе под нос о косинусах, синусах, радианах и Джоулях, пытаясь рассказать про экскаватор .
А ребята с канала MarsMars создают хорошие коммерческие ролики развлекательного характера.
Господа. Подскажите. Есть экс борекс с двумя распредами пропускной способностью 100 л/м. Но, при этом один распред запитан от нш100 а второй от нш32, вот кажется такая ситуация совсем не логичной. Так вот, если менять распределители, нет ли смысла поставить один р100 а второй р40?
Господа. Подскажите. Есть экс борекс с двумя распредами пропускной способностью 100 л/м. Но, при этом один распред запитан от нш100 а второй от нш32, вот кажется такая ситуация совсем не логичной. Так вот, если менять распределители, нет ли смысла поставить один р100 а второй р40?
Логично,не логично....работает?...и хорошо.,
Есть такие схемы запитки заводского исполнения.,там от нш 32 запитан ещё и р80 ...
Ну ,.,,а при необходимости,можно и поменять.
Работает это очень громко сказано. Вечное обосалово маслом, дерганье и недержание. Подозреваю установка 40 го китайского распреда с джойстиком добавит немало комфорта и точности в управлении, на линии 32 насоса.
Есть экс борекс с двумя распредами пропускной способностью 100 л/м. Но, при этом один распред запитан от нш100 а второй от нш32, вот кажется такая ситуация совсем не логичной.
А логика в этом есть, просто Вы её не видите, рассматривая систему только с позиции "литров в минуту".
Aleksiy02 пишет:
Так вот, если менять распределители, нет ли смысла поставить один р100 а второй р40?
Тракторный НШ-32Л на ЮМЗ обеспечивает подачу до 60л/мин. Распределитель Р-40 при 40л/мин начинает захлёбываться. Ставить надо Р-80.
уваж. Serdobol вам вашу теоретическую часть надо (имхо) как видеоурок на ютуб выкладывать, как парни с канала MarsMars делают
[/quote]
Сергей, имею юмз в 3. поворот цылиндрами.
год назад востановил все соединения и втулки. за год поворот опять болтается.
Спасибо что объяснили про дроссель в цилиндрах поворота, их точно у меня нет.
Если крепление цилиндров поворота на одной оси такое не надежное, может подскажите как переделать и разнести этот узел и сделать один раз и забыть.
Если крепление цилиндров поворота на одной оси такое не надежное, может подскажите как переделать и разнести этот узел и сделать один раз и забыть.
Ну так как сделано на импортных экскаваторах или тех же амкодорах на базе МТЗ - там по 5-7 тыс. моточасов выхаживает установка. А по сути вверху верно написали по нагрузкам, но забыли упомянуть люфты - а при их наличии нагрузки возрастают многократно, в родных распределителях всегда гидравлика чуть падает при работе рычагами, а вот на импортных распредах такого эффекта нет.
Если крепление цилиндров поворота на одной оси такое не надежное, может подскажите как переделать и разнести этот узел и сделать один раз и забыть.
Александр, я и сам задаюсь этим вопросом, но, к сожалению, внятных ответов по этому поводу у меня нет. Слишком много изъянов заложили конструкторы в этот узел. На данный момент я могу лишь указать на ошибки и слабые места.
У себя на экскаваторе я решил убрать все зазоры, там, где они не нужны, а в трущихся парах сделать их минимальными. Под «убрать зазоры», я говорю о 0,03-0,05мм в неподвижных легкоразборных соединениях, 0,05-0,10мм в парах трения, 0 – натяг 0,02 в посадках втулок. Для того чтобы выдержать такие посадки, точность сопрягаемых поверхностей должна быть соответствующей – отклонение от цилиндричности до 0,02мм и низкая шероховатость поверхностей. Работа эта трудоёмкая, а, если нет возможности самому что-то выточить на станке, то и дорогая. Такие операции должно выполнять в оборудованных ремонтных мастерских, но видимо это из другой сказки.
Кроме того я буду менять характеристики дросселя, увеличивая диаметр рабочего отверстия. Кстати дроссель – это не зло, а необходимый элемент системы, в импортных машинах он также устанавливается в цилиндры поворота.
Вместо разгрузочных клапанов буду ставить клапан модели VAUAC и снижать максимальное давление в гидролиниях.
Определённо требуется усиление центральной мембраны. Я пока не прикидывал, как это сделать. Для начала подготовлю трёхмерную модель и посчитаю деформации узла. Затем приму решение о форме и расположении усилителей.
Если интересно, могу описать ошибки в конструкции, но, повторюсь, решений у меня нет.
А по сути вверху верно написали по нагрузкам, но забыли упомянуть люфты - а при их наличии нагрузки возрастают многократно
Я не думаю, что из-за люфтов очень сильно вырастут нагрузки, если под нагрузками мы понимаем силы и изгибающие моменты. Скорее зазоры создают предпосылки для перекоса сопрягаемых деталей и, как следствие, существенному увеличению местных контактных напряжений.
Текст с предыдущей картинки, для тех, кто читает английские тексты с помощью машинного переводчика.
Hydraulic feed to the swing cylinders is controlled by the swing section of the backhoe attachment control valve, which contains pilot-operated pressure relief valves with anti-cavitation feature to protect the sys- tem and the cylinders, should an overload condition occur.
The diagram illustrates the operation of the swing circuit when retracting the right-hand cylinder (4) and extending the left-hand cylinder (5) in order to swing the backhoe attachment to the right.
When swinging the backhoe to the left the oil flows are reversed and exactly the same principle of operation applies.
Oil flow for a right hand swing is as follows:
When the swing control is operated the control valve directs oil flow to the rod end of the right hand cylinder.
The flow of oil at pump pressure lifts the one way restrictor (2) of its seat allowing the flow to continue unrestricted to the inlet port of the piston end of the left hand cylinder.
System pressure increases causing the right hand cylinder to retract and the left hand cylinder to extend.
As the cylinders move, displaced oil on the piston side of the left hand cylinder flows towards the one way restrictor (7) in the inlet port on the rod end of the right hand cylinder.
The oil flow moves the restrictor to the restrict position which limits the flow of oil and creates a back pressure (1st stage restricted return oil) in the right hand cylinder.
The restricted flow of oil passes through restrictor (7) into the rod end of the left hand cylinder before returning to the control valve and back to tank.
The spool in the swing control valve assembly (1) is designed such that during operation oil can flow freely through the port directing oil flow to the swing cylinders but restricts the flow returning oil back to tank.
This restriction is achieved using metering lands machined into the lands of the spool and creates a secondary back pressure (2nd stage restricted re- turn oil) in the rod end of the cylinder.
By allowing oil to flow unrestricted to the power side of the cylinder and be restricted on the exhaust side a smooth controlled swing of the backhoe at optimum speed is achieved.
When the swing system reaches the last 20-25° of travel the sliding restrictor in the end of the piston rod touches the outlet port in the cylinder barrel. This further restricts the flow of oil drained from the cylinder. As the piston moves towards the end of its stroke, the sliding restrictor is gently pushed down towards the center of the cylinder rod, allowing a progressive and controlled stop of the swing cycle.
If the swing control valve is suddenly returned to neutral mid-way through a full power swing the supply and exhaust ports in the main control valve are totally blocked.
The momentum of the swinging backhoe assembly if not controlled will make the machine extremely unstable.
To prevent this from occurring, the system pressure relief valves operate and drain the oil until an excess pressure is detected. When the relief valve operates the cylinder rod will move and a void will be created in the low pressure side of the cylinder. The anti- cavitation feature in the relief valves prevents the void from creating by transferring the drain oil from the side of the system where an excess pressure occurred to the low pressure side.
Кроме того я буду менять характеристики дросселя, увеличивая диаметр рабочего отверстия. Кстати дроссель – это не зло, а необходимый элемент системы, в импортных машинах он также устанавливается в цилиндры поворота.
Сергей ,что то мне кажется , что изменив диаметр дросселя ,увеличится скорость передвижения штоков и нарушится равномерность наполнения штоковой и поршневых полостей г\ц.Снизив давление в магистрали получим очень плохой поворот ,он при родных 100кг /см.не очень то хочет поворачивать ,особенно когда стоит не по горизонту.Если уж собрался все сочленения в гонять в сотки ,то колону можно переделать по принципу грейферного погрузчика.
Обычно сделано так, втулки внутри сопрягаемой детали, а наружная качающаяся в нее палец вставляется. Как пример это лапы, втулки внутри на раме приварены, а на более широкой части палец неподвижен, и получается рычаг.
Если палец жестко крепить по центру, а ось вращения делать по наружной части, то люфты уже будут меньше влиять - почему так с завода не делают?
Сергей ,что то мне кажется , что изменив диаметр дросселя ,увеличится скорость передвижения штоков и нарушится равномерность наполнения штоковой и поршневых полостей г\ц.
На равномерность наполнения полостей это точно не повлияет. Скорость перемещения штока в конце хода действительно увеличится. Но вместе с тем, сильно срежется максимум перепада давления на дросселе. Я приводил графики для дросселя с отверстием, увеличенным с 3,2 до 4,0мм. На фотографиях буржуйского дросселя видно, что отверстие довольно большое, визуально выглядит больше, чем на нашем, при сопоставимых размерах цилиндров. Основной недостаток данного изменения – это увеличение риска влететь колонкой в раму, но скорость в конце хода порядка 20-25 градусов в секунду, что в 2,5-3 раза меньше чем в среднем положении колонки. В импортном ГЦ дополнительно встроен дроссель, работающий на конечном участке хода штока, для исключения ударов. В наших цилиндрах я такое видел только на картинке в описании, вживую не попадались.
Сергей 62 пишет:
Снизив давление в магистрали получим очень плохой поворот ,он при родных 100кг /см.не очень то хочет поворачивать ,особенно когда стоит не по горизонту.
Я хочу снизить давление срабатывания разгрузочных клапанов, тех, что на 170 атмосфер.
Сергей 62 пишет:
Если уж собрался все сочленения в гонять в сотки ,то колону можно переделать по принципу грейферного погрузчика.
Большая часть работ уже выполнена. Этот узел сильно переделывать не буду.
Если палец жестко крепить по центру, а ось вращения делать по наружной части, то люфты уже будут меньше влиять - почему так с завода не делают?
Если соединение делать таким же лекгоразборным, то влияние люфтов будет тем же, а вот условия работы втулок на краях будут хуже из-за большего разворота сечений оси.
Чтобы соединение работало лучше, ось должна быть установлена в центральную часть с натягом, либо цапфы должны быть выполнены заодно с качающейся (центральной) частью. В первом случае сильно усложняется сборка/разборка узла. Во втором случае одна проушина (или обе) должны быть съёмными. Такая конструкция применяется в цилиндрах поворота импортных экскаваторов погрузчиков. И Вы правы, в этом случае погрешности существенно ниже, нем в схеме нашей машины. Втулки, установленные в каретке и съёмном брусе, нагружены силами, работающими практически на чистый срез, что значительно лучше, изгибающих моментов, т.к. позволяет получить равномерное распределение контактных напряжений по длине втулки. Но такое возможно благодаря высокой жёсткости центральной части (схема цилиндра на прикреплённом рисунке). Короткие шипы большого диаметра выполнены заодно с корпусом цилиндра.
А вообще это классическая задача для шарнира поршень-палец-шатун. Есть разные варианты сопряжения деталей в этом узле.
Приведу выдержку, посвящённую данному вопросу, из замечательной книги П. И. Орлова «Основы конструирования».
Р100с двумя и тремя выходами.с двумя на правую по ходу движения с тремя на левую сторону.открутить два болта крепления штуцеров аутригеров вполне доступно не снимая распред.менял их прямо на тракторе не снимая колес.у вас колес даже нет-снимите без проблем.
А схемы нету? А то не могу разобраться какие шланги куда
https://fermer.ru/forum/instruktsii-rukovodstva-katalogi/132049 здесь посмотрите.
Всё верно, в статике усилие будет полным. Но при работе на усилиях близких к максимальным, на предохранительном клапане распределителя будет происходить деление потока, рукоять будет существенно замедляться, а добрая часть полезной мощности уходить в нагрев масла.
Вряд ли такой режим работы можно считать нормальным.
В заключительной части описания, посвящённой работе рычажного механизма поворота, рассмотрим режимы разгона и торможения колонки, а также вопросы тепловыделения при работе механизма.
Режим разгона колонки несложен в описании, т.к. максимальные усилия, возникающие в штоках гидроцилиндра, определяются давлением настройки переливного клапана.
На шток одного из цилиндров действует сжимающее усилие, на второй растягивающее. В результате того, что усилия на штоках направлены в разные стороны, усилия во всех втулках механизма будут меньше, чем усилия, возникающие при торможении потока через дроссель. Однако изгибающий момент на втулке крепления средней оси поворота гидроцилиндров будет максимальным. Вероятнее всего, именно изгибающий момент оказывает решающее значение на прочность средней мембраны. Величина этого момента доходит до 500кгс·м даже при настройке переливного клапана на давление 100кгс/см².
На прикреплённых изображениях показаны графики изменения усилий во втулках при разгоне колонки.
Такие же усилия возникают в рычажном механизме при перемещении грузов поворотом колонки.
Усилия в штоках и втулках прямо пропорциональны давлению настройки переливного клапана.
Режим торможения колонки
Это самый сложный режим, с точки зрения описания работы механизма. В тоже время именно этот режим работы порождает максимальные усилия в установке.
Прежде чем продолжить разговор об усилиях, возникающих в элементах конструкции механизма, сделаем отступление и рассмотрим давление настройки переливного клапана.
Согласно инструкции по эксплуатации на экскаватор, давление настройки переливного клапана механизма поворота равно 100кгс/см², давление настройки разгрузочных клапанов 170кгс/см².
Указанная в инструкции величина настройки переливного клапана вызывает сомнения. Причин к тому две.
Первая. Давление настройки разгрузочного клапана существенно выше давления настройки переливного клапана, при том, что базовая модификация разгрузочного клапана, применяемая для защиты штока стрелы, настраивается на 130кгс/см².
Вторая. Указанное давление настройки переливного клапана не обеспечивает параметры торможения колонки как минимум на части траектории движения.
Из инструкции по эксплуатации: «Давление настройки перепускного клапана механизма поворота необходимо проверять в случае выхода пути торможения оборудования за пределы 0,8-1,4м при максимально вытянутом ковше с помощью приспособления для контроля давления».
Диапазон 0,8-1,4м пути торможения на максимальном вылете рабочего оборудования соответствует углу поворота колонки на 9-16 градусов. В указанном положении рабочего оборудования момент инерции масс равен 6900 кг·м² (см. таблицу выше). Как известно, кинетическая энергия равна:
E=J·ω²/2,
где J – момент инерции масс (кг·м²), ω – угловая скорость (рад/сек). При производительности насоса 45л/мин, угловая скорость в точке симметрии механизма составляет 58град/сек, что приблизительно равно 1рад/сек. Таким образом, кинетическая энергия движущегося рабочего оборудования равна 3,5кДж.
Для торможения механизма необходимо совершить работу, численно равную кинетической энергии механизма. Работа при вращательном движении, определяется как:
A=Мкр·φ,
где: Мкр – крутящий момент (Н·м), φ – угол поворота (рад).
Из графика изменения крутящего момента видно, что в зоне симметрии механизма, при давлении настройки переливного клапана 100кгс/см² доступен полезный крутящий момент порядка 7000Н·м. Следовательно, для торможения механизма с кинетической энергией 3,5кДж указанным крутящим моментом, колонка должна повернуться на угол 0,5радиана или 28,5градуса. Что соответствует тормозному пути примерно 2,5м.
Кинетическая энергия рабочего оборудования с грузом на полном вылете примерно в два раза больше чем энергия оборудования без груза.
Также следует помнить, что тракторный насос НШ-32Л обеспечивает подачу до 60л/мин при максимальных оборотах коленчатого вала.
Таким образом, для обеспечения характеристик торможения на участке «от края к центру» необходимо увеличение полезного крутящего момента, а, следовательно, и увеличение давления срабатывания переливного клапана.
Возвращаясь к усилиям, возникающим в элементах конструкции механизма.
На фактические усилия в штоках гидроцилиндров механизма поворота оказывает влияние не только давление настройки переливного клапана, но и перепад давления на дросселе, а так же давление настройки разгрузочного клапана.
Рабочий диапазон поворота колонки условно можно разделить на две части: «от края к центру» (примерно до -20 градусов) и «от центра к краю».
На первом участке дроссель и разгрузочный клапан не участвуют в работе (либо оказывают незначительное влияние). В этом случае усилия, сообщаемые колонке гидроцилиндрами, численно равны усилиям, возникающим при разгоне колонке. Соответственно, усилия в элементах конструкции будут такими же.
Значительно сложнее выглядит режим работы на втором участке.
Положительным фактором, уменьшающим путь торможения, является снижение угловой скорости, а с ней и кинетической энергии, за счёт торможения потока дросселем. Таким образом, в момент начала торможения, кинетическая энергия может быть в два и более раз меньше, чем в точке симметрии механизма. Однако следует учитывать, что движение «от центра к краю» обычно происходит при наполненном ковше.
Разность в изменении объёмов противоположных рабочих полостей цилиндров приводит к срабатыванию разгрузочного клапана, что увеличивает усилия в штоках гидроцилиндров и снижает путь торможения. Так вытесняемый объём при повороте колонки от 30 до 40 градусов превышает изменение объёма с противоположной стороны на 24см³. Для диапазона поворота от положения 40 градусов до положения 50 градусов эта разница составляет 30см³. Следовательно, довольно быстро давление в гидравлической линии, из которой происходит вытеснение рабочей жидкости, поднимется до 170кгс/см² - порога срабатывания разгрузочного клапана.
Как было показано ранее, при движении «от центра к краю» жидкость из поршневой полости одного из цилиндров вытесняется через дроссель. Сразу после начала торможения скорость движения оборудования равна скорости движения в момент до торможения. Далее скорость уменьшается монотонно без скачков. Таким образом, при торможении жидкость из поршневой полости цилиндра продолжает выдавливаться через дроссель. Но если раньше при движении жидкость выдавливалась в линию слива, то при торможении жидкость выдавливается в закрытую линию с давлением 170кгс/см².
Скорость не может измениться скачкообразно, следовательно, не может скачкообразно измениться поток через дроссель, а, значит, в момент начала торможения резко увеличивается давление в поршневой полости для поддержания перепада давления на дросселе, соответствующего требуемой скорости истечения жидкости.
Так, в положении 30 градусов при штатных параметрах гидросистемы перепад давления на дросселе равен 100кгс/см². При начале торможения в этой точке, давление в поршневой полости гидроцилиндра повысится до 250-270кгс/см², а сжимающее усилие в штоке составит порядка 24тс. Растягивающее усилие в штоке второго цилиндра при этом определяется давлением настройки разгрузочного клапана и примерно равно 12тс. Мгновенные усилия в штоках указанной величины создают значительные нагрузки на втулки: так в верхней втулке поворота колонки усилие составит 14т.с., во втулке средней оси поворота гидроцилиндров 7т.с., изгибающий момент, действующий на среднюю втулку достигнет величины 1тс·м.
Давление в поршневой полости гидроцилиндра падает до 170-200кгс/см² при замедлении колонки.
На прикреплённом изображении показан график изменения перепада давления при неблагоприятных условиях (работа на холодном масле при увеличенной до 60л/мин подаче насоса и давлении настройки переливного клапана 140кгс/см²).
Итак, применение насоса большей производительности приведёт к увеличению угловой скорости поворота, а, следовательно, и к увеличению кинетической энергии рабочего оборудования. Кинетическая энергия растёт в квадрате от увеличения угловой скорости. Полуторакратное увеличение скорости приводит к увеличению кинетической энергии в 2,25 раза. Для получения удовлетворительного тормозного пути требуется существенное увеличение давления срабатывания переливного клапана, что пропорционально увеличивает нагрузки в элементах конструкции.
Работа на холодном масле происходит при увеличенных усилиях в механизме.
Следует избегать работы при максимальной производительности насоса. Желательно снизить давление срабатывания разгрузочных клапанов, до уровня, приемлемого с точки зрения удобства работы. Замечание справедливо и для настройки переливного клапана.
Работа с ковшом меньшего объёма позволяет уменьшить давления настройки клапанов при сохранении тормозного пути.
По возможности следует уменьшать максимальный вылет оборудования.
Возможно изменение характеристик дросселя, с целью уменьшения максимальных усилий, возникающих в механизме.
На прикреплённом изображении показана зависимость угловой скорости и перепада давления на дросселе с увеличенным до 4мм отверстием.
Тепловыделение
Доступная полезная мощность механизма поворота определяется производительностью насоса и давлением настройки переливного клапана. При расходе 45л/мин и давлении срабатывания клапана 100кгс/см² мощность гидравлического потока равна 7,5кВт. Полезная мощность затрачивается на преодоление сил трения в механизме и на разгон рабочего оборудования. Также поток совершает работу при торможении через дроссель.
Мощность, затрачиваемая на преодоление сил трения, рассеивается в виде тепла в парах трения механизма поворота. Мощность, затрачиваемая на разгон оборудования, в конечном счёте, будет рассеяна в виде тепла, выделяющегося на переливном клапане, при торможении оборудования. Так, за один цикл копания рабочее оборудование разгоняется и останавливается дважды. При полном вылете рабочего оборудования при торможении выделяется 3,5 и 7 кДж тепла для пустого и полного ковша соответственно, т.е. порядка 10кДж за цикл.
При повороте «от центра к краю» вся мощность механизма рассеивается в виде тепла из-за торможения потока через дроссель. Так при повороте от 0 до 90 градусов тепловыделение составит порядка 20-22кДж.
Следовательно, за один цикл копания при штатных параметрах гидросистемы суммарное тепловыделение составит 30кДж. При теплоёмкости масла 1,7кДж/кг·°С, 1 кг масла нагреется на 17°С.
Для согласования механизма поворота с насосом большой производительности могут применяться различные схемотехнические решения, например, подключение привода через делитель потока или ограничение потока односторонними дросселями.
При использовании делителя потока для операции поворота колонки, мощность тепловыделения увеличится пропорционально увеличению производительности насоса.
В случае уменьшения скорости поворота колонки за счёт установки односторонних дросселей между распределителем и линиями питания гидроцилиндров, деление потока происходит на предохранительном клапане гидрораспределителя, а выделяемая тепловая мощность равна произведению давления настройки предохранительного клапана на производительность насоса. При этом тепло в полном объёме выделяется всегда в моменты работы механизма поворота, если нет совмещения операций от данного насоса. Аналогично работает уменьшение скорости поворота за счёт ограничения хода золотника гидрораспределителя.
Например, при работе механизма поворота от насоса НШ-100 при подаче 90л/мин и давлении настройки предохранительного клапана 140 кгс/см², мощность тепловыделения составит 21кВт. Работа экскаватора без принудительного охлаждения рабочей жидкости в этом случае будет осложнена из-за перегрева масла.
Трение
Во всех расчётах силы трения в виду их незначительного влияния на результат не отражались в расчётах. Так при усилиях во втулках 10тс и коэффициенте трения 0,1, момент сил трения равен 60кгс·м, что не так много, в сравнении с 750кгс·м максимального полезного крутящего момента.
Дык, в "околомаксимальных" режимах, особо скорость и ни к чему, там наоборот, излишняя резкость/скорость движений, чревата авариями и несчастными случаями.
Губительность потерь, в основном влияет на нагрев масла. Однако, этот нагрев в разы ниже, если использовать вместо "православного" моторного, специально предназначенное для этого гидравлическое масло, например МГ46.
На последних ЭО2621 В3, везде с завода стоят тонкие шланги (14мм внутри), тонкие фитинги в ГЦ (м22), и этот самый клапан с полудюймовыми штуцерами.
В данном случае вы скорость как раз не контролируете. Потом, 20-30 атмосфер потерь при настройке предохранительного клапана на 200 атмосфер - это одно, а при настройке 140атм - это совсем другое, каждое наполнение ковша станет "околомаксимальным" режимом.
Я коряво выразил свою мысль изначально, Вы справедливо меня поправили.
Графики перепада давления приведены для 30сСт, это соответствует довольно тёплому маслу МГЕ-46.
Там и на первых не всё хорошо с этим, один фланец НШ-100 стоит гвоздя в голову.
уваж. Serdobol вам вашу теоретическую часть надо (имхо) как видеоурок на ютуб выкладывать, как парни с канала MarsMars делают
Я не умею делать видеоролики, да и свободного времени для этого сейчас нет.
К тому же я скептически отношусь к видеороликам подобного содержания исходя из опыта изучения чего-то боле-менее серьёзного. Как только речь заходит о количественном описании процессов, а не о качественном, печатная информация становиться значительно более удобной.
Вряд ли кого-то заинтересует ролик, в котором кто-то экает и мэкает себе под нос о косинусах, синусах, радианах и Джоулях, пытаясь рассказать про экскаватор
.
А ребята с канала MarsMars создают хорошие коммерческие ролики развлекательного характера.
Господа. Подскажите. Есть экс борекс с двумя распредами пропускной способностью 100 л/м. Но, при этом один распред запитан от нш100 а второй от нш32, вот кажется такая ситуация совсем не логичной. Так вот, если менять распределители, нет ли смысла поставить один р100 а второй р40?
Логично,не логично....работает?...и хорошо.,
Есть такие схемы запитки заводского исполнения.,там от нш 32 запитан ещё и р80 ...
Ну ,.,,а при необходимости,можно и поменять.
Работает это очень громко сказано. Вечное обосалово маслом, дерганье и недержание. Подозреваю установка 40 го китайского распреда с джойстиком добавит немало комфорта и точности в управлении, на линии 32 насоса.
А логика в этом есть, просто Вы её не видите, рассматривая систему только с позиции "литров в минуту".
Тракторный НШ-32Л на ЮМЗ обеспечивает подачу до 60л/мин. Распределитель Р-40 при 40л/мин начинает захлёбываться. Ставить надо Р-80.
Спасибо, действительно заблуждался.
уваж. Serdobol вам вашу теоретическую часть надо (имхо) как видеоурок на ютуб выкладывать, как парни с канала MarsMars делают
[/quote]
Сергей, имею юмз в 3. поворот цылиндрами.
год назад востановил все соединения и втулки. за год поворот опять болтается.
Спасибо что объяснили про дроссель в цилиндрах поворота, их точно у меня нет.
Если крепление цилиндров поворота на одной оси такое не надежное, может подскажите как переделать и разнести этот узел и сделать один раз и забыть.
Ну так как сделано на импортных экскаваторах или тех же амкодорах на базе МТЗ - там по 5-7 тыс. моточасов выхаживает установка. А по сути вверху верно написали по нагрузкам, но забыли упомянуть люфты - а при их наличии нагрузки возрастают многократно, в родных распределителях всегда гидравлика чуть падает при работе рычагами, а вот на импортных распредах такого эффекта нет.
Александр, я и сам задаюсь этим вопросом, но, к сожалению, внятных ответов по этому поводу у меня нет. Слишком много изъянов заложили конструкторы в этот узел. На данный момент я могу лишь указать на ошибки и слабые места.
У себя на экскаваторе я решил убрать все зазоры, там, где они не нужны, а в трущихся парах сделать их минимальными. Под «убрать зазоры», я говорю о 0,03-0,05мм в неподвижных легкоразборных соединениях, 0,05-0,10мм в парах трения, 0 – натяг 0,02 в посадках втулок. Для того чтобы выдержать такие посадки, точность сопрягаемых поверхностей должна быть соответствующей – отклонение от цилиндричности до 0,02мм и низкая шероховатость поверхностей. Работа эта трудоёмкая, а, если нет возможности самому что-то выточить на станке, то и дорогая. Такие операции должно выполнять в оборудованных ремонтных мастерских, но видимо это из другой сказки.
Кроме того я буду менять характеристики дросселя, увеличивая диаметр рабочего отверстия. Кстати дроссель – это не зло, а необходимый элемент системы, в импортных машинах он также устанавливается в цилиндры поворота.
Вместо разгрузочных клапанов буду ставить клапан модели VAUAC и снижать максимальное давление в гидролиниях.
Определённо требуется усиление центральной мембраны. Я пока не прикидывал, как это сделать. Для начала подготовлю трёхмерную модель и посчитаю деформации узла. Затем приму решение о форме и расположении усилителей.
Если интересно, могу описать ошибки в конструкции, но, повторюсь, решений у меня нет.
Я не думаю, что из-за люфтов очень сильно вырастут нагрузки, если под нагрузками мы понимаем силы и изгибающие моменты. Скорее зазоры создают предпосылки для перекоса сопрягаемых деталей и, как следствие, существенному увеличению местных контактных напряжений.
По поводу дросселей в импортных машинах.
Вот кусок из описания ЭП Case. А также фотографии дросселя, добытые с какого-то инофорума.
Текст с предыдущей картинки, для тех, кто читает английские тексты с помощью машинного переводчика.
Hydraulic feed to the swing cylinders is controlled by the swing section of the backhoe attachment control valve, which contains pilot-operated pressure relief valves with anti-cavitation feature to protect the sys- tem and the cylinders, should an overload condition occur.
The diagram illustrates the operation of the swing circuit when retracting the right-hand cylinder (4) and extending the left-hand cylinder (5) in order to swing the backhoe attachment to the right.
When swinging the backhoe to the left the oil flows are reversed and exactly the same principle of operation applies.
Oil flow for a right hand swing is as follows:
When the swing control is operated the control valve directs oil flow to the rod end of the right hand cylinder.
The flow of oil at pump pressure lifts the one way restrictor (2) of its seat allowing the flow to continue unrestricted to the inlet port of the piston end of the left hand cylinder.
System pressure increases causing the right hand cylinder to retract and the left hand cylinder to extend.
As the cylinders move, displaced oil on the piston side of the left hand cylinder flows towards the one way restrictor (7) in the inlet port on the rod end of the right hand cylinder.
The oil flow moves the restrictor to the restrict position which limits the flow of oil and creates a back pressure (1st stage restricted return oil) in the right hand cylinder.
The restricted flow of oil passes through restrictor (7) into the rod end of the left hand cylinder before returning to the control valve and back to tank.
The spool in the swing control valve assembly (1) is designed such that during operation oil can flow freely through the port directing oil flow to the swing cylinders but restricts the flow returning oil back to tank.
This restriction is achieved using metering lands machined into the lands of the spool and creates a secondary back pressure (2nd stage restricted re- turn oil) in the rod end of the cylinder.
By allowing oil to flow unrestricted to the power side of the cylinder and be restricted on the exhaust side a smooth controlled swing of the backhoe at optimum speed is achieved.
When the swing system reaches the last 20-25° of travel the sliding restrictor in the end of the piston rod touches the outlet port in the cylinder barrel. This further restricts the flow of oil drained from the cylinder. As the piston moves towards the end of its stroke, the sliding restrictor is gently pushed down towards the center of the cylinder rod, allowing a progressive and controlled stop of the swing cycle.
If the swing control valve is suddenly returned to neutral mid-way through a full power swing the supply and exhaust ports in the main control valve are totally blocked.
The momentum of the swinging backhoe assembly if not controlled will make the machine extremely unstable.
To prevent this from occurring, the system pressure relief valves operate and drain the oil until an excess pressure is detected. When the relief valve operates the cylinder rod will move and a void will be created in the low pressure side of the cylinder. The anti- cavitation feature in the relief valves prevents the void from creating by transferring the drain oil from the side of the system where an excess pressure occurred to the low pressure side.
Сергей ,что то мне кажется , что изменив диаметр дросселя ,увеличится скорость передвижения штоков и нарушится равномерность наполнения штоковой и поршневых полостей г\ц.Снизив давление в магистрали получим очень плохой поворот ,он при родных 100кг /см.не очень то хочет поворачивать ,особенно когда стоит не по горизонту.Если уж собрался все сочленения в гонять в сотки ,то колону можно переделать по принципу грейферного погрузчика.
А по поводу рабочих втулок.
Обычно сделано так, втулки внутри сопрягаемой детали, а наружная качающаяся в нее палец вставляется. Как пример это лапы, втулки внутри на раме приварены, а на более широкой части палец неподвижен, и получается рычаг.
Если палец жестко крепить по центру, а ось вращения делать по наружной части, то люфты уже будут меньше влиять - почему так с завода не делают?
На равномерность наполнения полостей это точно не повлияет. Скорость перемещения штока в конце хода действительно увеличится. Но вместе с тем, сильно срежется максимум перепада давления на дросселе. Я приводил графики для дросселя с отверстием, увеличенным с 3,2 до 4,0мм. На фотографиях буржуйского дросселя видно, что отверстие довольно большое, визуально выглядит больше, чем на нашем, при сопоставимых размерах цилиндров. Основной недостаток данного изменения – это увеличение риска влететь колонкой в раму, но скорость в конце хода порядка 20-25 градусов в секунду, что в 2,5-3 раза меньше чем в среднем положении колонки. В импортном ГЦ дополнительно встроен дроссель, работающий на конечном участке хода штока, для исключения ударов. В наших цилиндрах я такое видел только на картинке в описании, вживую не попадались.
Я хочу снизить давление срабатывания разгрузочных клапанов, тех, что на 170 атмосфер.
Большая часть работ уже выполнена. Этот узел сильно переделывать не буду.
Если соединение делать таким же лекгоразборным, то влияние люфтов будет тем же, а вот условия работы втулок на краях будут хуже из-за большего разворота сечений оси.
Чтобы соединение работало лучше, ось должна быть установлена в центральную часть с натягом, либо цапфы должны быть выполнены заодно с качающейся (центральной) частью. В первом случае сильно усложняется сборка/разборка узла. Во втором случае одна проушина (или обе) должны быть съёмными. Такая конструкция применяется в цилиндрах поворота импортных экскаваторов погрузчиков. И Вы правы, в этом случае погрешности существенно ниже, нем в схеме нашей машины. Втулки, установленные в каретке и съёмном брусе, нагружены силами, работающими практически на чистый срез, что значительно лучше, изгибающих моментов, т.к. позволяет получить равномерное распределение контактных напряжений по длине втулки. Но такое возможно благодаря высокой жёсткости центральной части (схема цилиндра на прикреплённом рисунке). Короткие шипы большого диаметра выполнены заодно с корпусом цилиндра.
А вообще это классическая задача для шарнира поршень-палец-шатун. Есть разные варианты сопряжения деталей в этом узле.
Приведу выдержку, посвящённую данному вопросу, из замечательной книги П. И. Орлова «Основы конструирования».
Здравствуйте как вытащить понижающий редуктор на коробке передач ЮМЗ 6 эскаватор мешает рама
Два варианта-снять раму или вырезать кусок.