Разработка метода и средства диагностирования гидроприводов мобильных машин

      η_прi = t_пр W_i .                                                                  (3)

Так как во время эксплуатации элементы гидропривода выходят из строя, то приходится менять их ремонтные комплекты на новые, даже в том случае, когда объемный КПД еще не достигает предельного значения. Затраты на восстановление объемного КПД элемента складываются из затрат на простой по причине неисправности, на поиск и установление отказавшего элемента и стоимости ремонтного комплекта С_р.к.:

,                                               (4)

где А – стоимость  замены, сом, R - стоимость смены простоя, cом/смену; h - количество смен простоя, С_р.к - стоимость ремонтного комплекта, сом, t_i - время простоя машины, час.

Рассмотрены основные особенности диагностики многопоточного привода экскаватора. Современные экскаваторы 3-й − 5-й размерных групп, обладающие переменной производительностью, в составе привода, как правило, имеют сдвоенные насосы, которые снабжены регуляторами мощности. Регуляторы мощности осуществляют автоматическое регулирование потока рабочей жидкости Q_н в функции давления р_н в гидросистеме при условии постоянной мощности. Принципиальная  схема сдвоенного насоса с суммарным регулятором мощности  приведена на  рисунке 1. По типовой  характеристике  (рис. 2)  регулируемого гидронасоса, отражающей зависимость расхода рабочей жидкости и давления задросселированного потока жидкости в напорных магистралях, можно определить состояние насосного агрегата.

Этот  график содержит нерегулируемый участок 1-2 и участок 2-3-4 регулирования объема гидронасоса в функции давления.

На участке 1-2 диаграммы  происходит некоторое уменьшение расхода Q_н вследствие увеличения внутренних утечек при повышении давления в системе. Мощность насоса на участке 1-2 увеличивается и в точке 2 приобретает номинальное значение, определяемое как

                                   

 

где  N_н – мощность насоса; Q_н – расход насоса; р_н – давление в насосе, η_н – КПД насоса.

Расход насоса  Q_н на линейном участке 1-2 определяют как функцию давления в гидросистеме по формуле:

                                               (5)

При дальнейшем увеличении давления и сил сопротивления  начинается  процесс регулирования  расхода насоса и стабилизация  

Рис. 1− Принципиальная схема сдвоенного насоса с суммарным   регулятором  мощности прямого действия: 1 - регулируемый насос; 2, 3 - секции насоса;  4 - пружинный блок; 5 - сдвоенный цилиндр; 6 - двухступенчатый поршень; 7, 8 - напорные гидролинии насосного агрегата; 9, 10 - манометры; 11 - дроссель; 12 - бак; 13, 14, 15 – вентили

 

Рис. 2 − Диаграмма  регулирования объема аксиально-поршневого гидронасоса типа 223 … гидравлического  экскаватора

мощности привода. В  режиме стабилизации мощности на  участке 2-3-4 (рис. 2) расход насоса определяется зависимостью:

для участка 2-3:                  (6)

для участка 3-4:                   (7)

Полученные формулы  позволяют определить продолжительность  операций, совершаемых рабочим органом экскаватора,  с учетом работы  регулятора мощности, который осуществляет автоматическое  изменение функциональных параметров.

Взаимосвязь между параметрами  секции насоса и регулятором мощности можно установить через подачу жидкости в секцию насоса, с учетом сжимаемости жидкости и податливости трубопровода  по формуле:

                 ,                (8)

где q_max - максимальный рабочий объем секции насосного агрегата; - угловая скорость насоса; i - передаточное число редуктора; f( ) = (1-Z/Z_max) - параметр регулирования каждой секции, Z, Z_max - текущее и максимальное перемещения выходного звена регулятора мощности; К_ут - коэффициент, учитывающий объемные потери  в секции из-за утечек и перетечек  жидкости; К_с – коэффициент, характеризующий сжимаемость жидкости; Р – текущее значение давления в напорной гидролинии насоса;  – изменение давления во времени; υ – скорость движения  упругости жидкости; Е – модуль упругости жидкости; W – объем сжимаемой жидкости; q_н – рабочий объем насоса.

Отличительная особенность рассматриваемой схемы (рис. 1) от традиционной состоит в том, что в нее введена гидрокинематическая связь секций насосного агрегата и гидролинии, снабженная вентилями 13, 14 и 15. Такие изменения,  введенные в конструкцию насоса (гидравлическая и механическая связь между секциями через регулятор мощности), позволяют при срабатывании регулятора мощности синхронизировать отклонение качающихся узлов секций насоса.

Давление в напорной гидролинии каждой секции преобразуется в перемещение выходного звена регулятора мощности посредством двухступенчатого поршня и пружинного блока. Перемещение поршня суммарного регулятора мощности с цилиндрическим пружинным блоком в насосе в зависимости от сил, действующих на качающий узел и жесткости пружин регулятора, определяется системой уравнений:

  при   ,     (9)

где F_z - суммарная площадь поршней регулятора;  Р_рег - давление срабатывания регулятора мощности; Р_max - максимальное давление в напорной гидролинии  насоса:    C_z1 и С_z2 - ступенчато регулируемая жесткость пружины, Н – сила, возникающая на регулирующем органе секции сдвоенного насоса, Р_упр – управляемое давление, Р_ср – среднее давление.

Ранее было установлено, что при нагружении проверяемой секции сдвоенного насоса, величина f( ) параметра регулирования каждой секции из-за сообщения полостей регулятора мощности между собой и выходом проверяемой секции будет меняться пропорционально давлению  нагружения, т. е.    f( ) = f(P₁).

С учетом этого, при оценке технического состояния диагностируемой секции сдвоенного насоса в диапазоне регулирования, взамен характеристики Q₂ = f(P₁), было предложено использовать зависимость Р₂ = f(P₁), где Р₁ и Р₂ – давления в напорных гидролиниях. В этом случае уравнение (8) примет следующий вид

        ,                                   (10)

Для разработки способа диагностирования контролируемой ветви гидропривода машины в качестве контролируемых переменных выбраны давление во входной P_{i вх} и выходной  P_{i вых} полостях гидродвигателей,  потери давления на участке от i-1 до i-го элемента DP_i-1,i и расход Q_{i вых} за насосом. На рисунке 3 схематично показаны элементы привода по направлению потока рабочей жидкости.

Зная рабочий объем V_р гидродвигателей (по паспортным данным), можно определить следующие параметры: гидромеханический КПД η_гм,  объемный КПД η_о, общий КПД  η.

 Объемный КПД гидромотора определяется как:

,                                                 (11)

где Q_m- величина теоретического расхода гидромотора; Q_вх = Q_вых + Q_ут – расход на входе в гидромотор, Q_вых - расход на выходе из гидромотора, Q_ут – расход на покрытие утечек.

Рис. 3 − Фрагмент структуры  привода

 

Диагностирование гидродвигателя во время его работы невозможно. Поэтому разработка методов косвенного определения КПД гидродвигателя является насущной задачей. В процессе эксплуатации гидродвигателя под нагрузкой происходит износ трущихся подвижных поверхностей, приводящих к увеличению зазоров, следовательно, увеличению утечек рабочей жидкости (РЖ) и снижению объемного и общего КПД, выражаемого зависимостью:

,                                            (12)

где η – КПД нового гидромотора (по паспортным данным); F – функция износа; t − продолжительность работы гидромотора; р – давление во входе в гидромотор; n – частота вращения гидромотора.

Функцию износа с учетом (10) и (11) можно представить как:

.   (13)

Для определения степени  износа гидромотора по формуле (13) необходимо замерить начальное М_нач и текущее значение крутящего момента М(t), а также начальный и текущий расход на выходе из гидромотора Q_{вых,нач} и Q_вых(t) и соответствующие утечки Q_ут,нач и Q_ут(t).

Если определяется внутренняя негерметичность  двигателя, достаточно установить утечки жидкости по величине объемного КПД. При этом замеры параметров задросселированного потока жидкости осуществляются в режиме контроля при заторможенном звене. В диапазоне работы регулятора мощности насосной установки, используя гидрокинематическую связь секций насоса, можно проводить измерение только величины изменения давления. При этом отпадает необходимость использования расходомерных устройств.

Используя аналогичные зависимости  для других  элементов были составлены математические модели основных гидроэлементов экскаватора в виде уравнений, позволяющих определить влияние зазора между отдельными элементами на изменение объемного КПД, а следовательно, на увеличение времени выполнения отдельных операций и цикла работы экскаватора в целом.

Коэффициент чувствительности диагностического признака Х к конкретной первичной неисправности У определяется из соотношения:

К = (А/В)/(У/Х),                                                                           (14)

где А и В – отношение  расходов и давлений диагностируемых агрегатов.

В результате обработки  данных на ПЭВМ было определено давление насоса Р_н, расход насоса Q, давление  в гидроцилиндре  Р_ц и распределителе Р_р. На рисунке 4 показано изменение относительной величины давления насоса, распределителя и гидроцилиндра изменения которых, с учетом возможных утечек в приводе учитываются зависимостью (14).

Из диаграммы видно, что с увеличением относительной величины утечек Q_ут/Q_ном наиболее чувствительным к изменению давления является насосный агрегат (Р_н), за ним следует гидроцилиндр (Р_ц) и менее чувствительным оказался распределитель (Р_р).  Из этого следует, что наиболее информативным является насосный агрегат.

 Рис. 4 − Изменение характеристики привода при утечках РЖ

Относительное давление и относительный расход гидропривода определяется зависимостью:

            ;          ;

где Р_ном и Р_мах – соответственно номинальное и максимальное давления в гидроприводе, МПа; Q_ут – утечки в основных сборочных единицах гидропривода, л/мин; Q_ном – номинальный расход насоса, л/мин.

В третьей главе представлено описание и характеристика оборудования, используемого в экспериментальных исследованиях, методика проведения эксперимента и результаты диагностирования гидроагрегатов одноковшового экскаватора.

Для исследования процесса диагностирования был разработан и  создан диагностический стенд (рис. 5), состоящий из гидромеханической и приборной частей. Стенд позволяет осуществлять нагружение  диагностируемых элементов гидропривода экскаватора регулируемых дросселем, подключать и использовать для замера параметров потока жидкости разработанное переносное диагностическое устройство и осуществлять  диагностирование основных сборочных единиц привода. В результате натурного испытания элементов гидропривода полученные экспериментальные данные могут быть непосредственно использованы для постановки диагноза или поиска отказавшего элемента. 

На основании экспериментальных данных получена зависимость (рис. 6 а) скорости нарастания давления в гидролинии нагружаемой секции спаренного насоса в режиме постоянной и переменной подачи в зависимости от площади проходного сечения для двух значений подачи (Q₁ и Q₂). Значение необходимого объема подаваемой жидкости устанавливали регулированием положения качающегося узла насоса с помощью ограничителей.

Для определения влияния  подачи насоса на скорость нарастания давления в гидроприводе в режиме работы регулятора мощности были сняты  экспериментальные данные нарастания давления в гидроприводе стенда,  зависящие от изменения подачи насоса при постоянной площади проходного сечения дросселя.

Из диаграммы 6 б) видно, что с увеличением площади сечения дросселя и уменьшения  подачи происходит увеличение скорости нарастания давления как в диагностируемом, так не диагностируемом

Рис. 5 − Общий вид (а) и конструктивная схема (б) диагностического стенда для оценки технического состояния основных гидроагрегатов экскаватора

 

гидроагрегате. Например, при площади сечения дросселя F_i = 1,5∙10² мм² скорость нарастания давления Р_д в диагностируемом гидроагрегате равна 7,8 МПа/с, а в Р_нд не диагностируемом гидроагрегате − 5,6 МПа/с, т.е. увеличение скорости нарастания давления равно, примерно [(Р_д - Р_нд)/ Р_нд]∙100% = 3,9%. Таким образом, изменяя подачу или площадь сечения дросселя, можно получить требуемую скорость нарастания давления в гидросистеме.

Были построены регуляторные характеристики для одной из секций  нового насоса с объемным КПД η_о = 0,965 и для предельно изношенного насоса с объемным КПД η_о.пр = 0,7, при номинальном значении давлении Р_н = 16 МПа (рис.7).

Для осуществления контроля рабочую жидкость гидросистемы прогревают путем дросселирования до 45…50 ⁰С и проводят проверку измерительных средств расхода, давления и частоты вращения вала насоса. При постоянной скорости вращения вала двигателя n_дв=1400 об/мин и различных площадях сечения дросселя (0,06; 0,12; 0,24 и 0,48 см²) измерялись расход и давление жидкости в напорной магистрали насоса. Площадь сечения дросселя меняли путем установки его рукоятки в положения, соответствующие выбранным сечениям.