способ испытания гидроцилиндров механизма навески на мобильной машине

Формула изобретения

Способ испытания гидроцилиндров механизма навески на мобильной машине, при котором пускают двигатель, прогревают рабочую жидкость в гидросистеме, нагружают механизм навески с постоянно возрастающим усилием до давления срабатывания предохранительного клапана, отличающийся тем, что контроль состояния уплотнения каждого гидроцилиндра производится путем замера перепада давления в его полостях, а также скорости перемещения штока, с последующим нахождением расчетно-графическим методом, без разрыва гидролинии, текущих значений расходов жидкости в его штоковой и поршневой полостях, после сравнения отношения которых с заранее заданным, предельно допустимым значением принимается решение о необходимости снятия гидроцилиндра с машины для сдачи в ремонт, при этом условие работоспособности гидроцилиндра имеет вид:



где _об.ц - текущий объемный к.п.д. гидроцилиндра;

₁ - скорость выдвижения штока гидроцилиндра;

Q₁ - расход жидкости, поступающей в поршневую полость гидроцилиндра;

D - внутренний диаметр гидроцилиндра;

d - диаметр штока гидроцилиндра;

Q₂ - расход жидкости, вытесняемой из штоковой полости гидроцилиндра;

[ _об.ц] - предельно допустимый объемный к.п.д. гидроцилиндра.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к области испытания и технического диагностирования машин, в частности к способу испытания гидроцилиндров механизма навесной системы мобильной машины, и может быть применено на месте эксплуатации. В процессе эксплуатации гидрофицированных машин, при поиске неисправности или определении остаточного ресурса, возникает необходимость в оценке технического состояния силовых гидроцилиндров, прежде всего уплотнений их поршней и штоков непосредственно на машине.

Известен способ испытания гидроцилиндров без разрыва питающих гидролиний, заключающийся в том, что при запущенном двигателе и прогретой рабочей жидкости в гидросистеме проверяется усадка штока под действием части веса машины путем вывешивания ее на рабочем оборудовании при его упоре о грунт за фиксированное время (например, 30 мин). Действительная усадка штока сравнивается с допустимой усадкой, и делается заключение об исправности гидроцилиндра. При отсутствии течи по штоку оценивается только уплотнение поршня. Возрастающее при увеличении нагрузки от веса машины давление рабочей жидкости в гидросистеме ограничивается давлением срабатывания предохранительного клапана. Проверяется также поверхность штока на предмет наличия забоин, царапин и т.п. (Морозов А.Х. Техническая диагностика в сельском хозяйстве. - М.: Колос, 1979, с.155).

Недостатками способа являются: возможность утечек рабочей жидкости через золотник гидрораспределителя, что снижает точность способа; ограниченность применения, так как не все гидроцилиндры можно проверять таким способом, то есть под нагрузкой от собственного веса машины; требуется большое количество однотипных предварительных испытаний различных марок машин для определения допустимой усадки штока, так как для каждого типоразмера гидроцилиндров и каждой марки машин искомая допустимая усадка может иметь различное значение; таким образом, подобные испытания характеризуются большой трудоемкостью предварительных разборочно-сборочных и дефектовочных работ.

Известен способ испытания гидросистемы навески трактора, при котором пускают двигатель, прогревают рабочую жидкость в гидросистеме, нагружают механизм навески с постоянно возрастающим усилием, обеспечивающим неполный ход - запас хода штока гидроцилиндра, вначале до давления срабатывания автомата золотника, а затем до срабатывания предохранительного клапана, при этом давление срабатывания автомата золотника и предохранительного клапана определяют по параметрам: перемещение штока гидроцилиндра и усилие, приложенное к механизму навески. В результате представляется возможным определить техническое состояние таких узлов, как гидрораспределитель и предохранительный клапан. С целью упрощения технологии испытания процесс не связан с подсоединением приборов к гидросистеме механизма навески и скоротечен (патент Российской Федерации RU № 2157472 С2, МПК F15B 19/00, 1997, опубликовано 10.10.2000).

Суть этого способа заключается в том, что по заранее подготовленным в процессе предварительных испытаний машин графикам зависимости давления р рабочей жидкости в гидросистеме от усилия F на оси подвеса груза и от хода S штока цилиндра механизма навески по перемещению (выходу и усадке) штока цилиндра определяют давление срабатывания автоматического устройства и предохранительного клапана гидрораспределителя. Составление подобных графиков в ходе предварительных испытаний различных машин также потребует значительной трудоемкости работ. При этом методика проверки и регулировки давления рабочей жидкости в гидросистеме (посредством клапана предохранительного устройства распределителя) при помощи манометра, имеющегося в ЗИП трактора, дана в заводской инструкции по эксплуатации. К тому же приведенный способ испытания гидросистемы не предусматривает оценку технического состояния ее исполнительных органов - силовых цилиндров, то есть является ограниченным в применении.

Известна система диагностирования гидропривода, содержащая снабженный нагрузочным механизмом гидротестер с устанавливаемым в его корпусе датчиком температуры рабочей жидкости, датчиком давления рабочей жидкости и датчиком расхода рабочей жидкости, обеспечивающая диагностирование гидропривода в целом и его основных агрегатов путем измерения расхода, температуры и давления рабочей жидкости, а также частоты вращения привода насоса. По разнице расходов рабочей жидкости в насосе и гидролиниях вычисляются внутренние утечки гидропривода (АС СССР 1721325, МПК F15B 19/00, публ. 1992). По названному в указанной работе способу диагностирования данная система может быть принята за прототип.

Так как расходы рабочей жидкости в поршневой и штоковой полостях при работе гидроцилиндра всегда различны (ввиду неодинаковых объемов поступающей и вытесняемой рабочей жидкости с учетом вычитаемого объема, занимаемого самим штоком), сравнительно кратковременны (скорость перемещения штока обычно составляет не менее 0,2 м/с, а полный ход поршня - не более 0,8 м) и ограничены вместимостью его рабочих полостей, то относительно небольшое отклонение измеренной гидротестером разности расходов рабочей жидкости в цилиндре от ее нормативного значения (то есть внутренние перетечки и снижение объемного к.п.д.), зависящее к тому же от перепада давлений в его полостях (величина которого также зависит от степени засоренности фильтрующих элементов сливной линии), слабо выражено, трудно контролируемо с учетом погрешности шкалы гидротестера и не всегда достаточно для заключения о работоспособности гидроцилиндра.

Применение гидротестера для нахождения величины объемного к.п.д. цилиндра путем замера действительного расхода жидкости на линии слива, вытесняемой поршнем из штоковой полости, и сравнения его с расчетным значением имеет следующие недостатки: гидротестер не измеряет объем перетечек в цилиндре, а лишь текущий (относительно кратковременный) расход вытесняемой жидкости, что дает косвенные данные, так как штоковое пространство цилиндра - это не гидролиния, а полость, поэтому важен не только расход жидкости через названный прибор, а еще и продолжительность его существования, то есть действительный объем вытесняемой жидкости за один рабочий ход штока, нагруженного определенной силой полезного сопротивления; не учитывается влияние степени засоренности фильтрующих элементов линии слива на перепад давлений в полостях цилиндра.

Задача изобретения - упростить процесс испытания гидроцилиндров механизма навески мобильных машин без их демонтажа, сократить трудоемкость работ и расширить область применения способа испытаний гидроцилиндров механизма навески машин.

С целью упрощения поиска неисправности и сокращения трудоемкости работ предлагается методика определения объемного к.п.д. гидроцилиндра (цилиндров), путем сравнения которого с предельно допустимым значением по условию его работоспособности определяется неисправность.

Сущность предлагаемого способа испытания гидроцилиндров механизма навески на мобильной машине заключается в том, что пускают двигатель, прогревают рабочую жидкость в гидросистеме, нагружают механизм навески с постоянно возрастающим усилием (наличие технологического усилия - силы полезного сопротивления на штоке гидроцилиндра обеспечивает объективные данные значений объемного к.п.д. в течение рабочего процесса) до давления срабатывания предохранительного клапана, контроль состояния уплотнения каждого гидроцилиндра производят путем замера перепада давления в его полостях, а также скорости перемещения штока, с последующим нахождением расчетно-графическим методом без разрыва гидролинии текущих значений расходов жидкости в его штоковой и поршневой полостях, после сравнения отношения которых с заранее заданным предельно допустимым значением принимается решение о необходимости снятия гидроцилиндра с машины для сдачи в ремонт, при этом условие работоспособности гидроцилиндра имеет вид:

,

где _об.ц - текущий объемный к.п.д. гидроцилиндра;

₁ - скорость выдвижения штока гидроцилиндра;

Q₁ - расход жидкости, поступающей в поршневую полость цилиндра;

D - внутренний диаметр гидроцилиндра;

d - диаметр штока гидроцилиндра;

Q ₂ - расход жидкости, вытесняемой из штоковой полости цилиндра;

[ _об.ц] - предельно допустимый объемный к.п.д. гидроцилиндра.

Это упрощает процесс испытаний, исключает необходимость разрыва гидролиний цилиндра, не оснащенных быстросъемным соединением, сокращает трудоемкость работ и время поиска неисправности, исключает разлив и загрязнение рабочей жидкости, а также попадание в гидросистему машины воздуха. Предлагаемый способ позволяет испытывать и те гидроцилиндры механизма навески, для которых нагрузка штоков методом вывешивания машины на рабочем оборудовании при его упоре о грунт неприемлема по конструктивным признакам, что расширяет область его применения. Нагрузка таких гидроцилиндров силой полезного сопротивления может производиться в процессе выполнения рабочих операций при номинальной частоте вращения приводного вала насоса и определенном давлении рабочей жидкости в прогретой гидросистеме, например, путем удержания золотника распределителя в положении "Подъем" или "Опускание" при максимальном давлении, отрегулированном клапаном его предохранительного устройства.

Отличительной особенностью предлагаемого способа испытаний является алгоритм вычисления текущего значения объемного к.п.д. гидроцилиндра и выражение для его определения.

Теоретическое обоснование предлагаемого способа испытания гидроцилиндров механизма навески на мобильной машине поясняется схемой, приведенной на фиг.1. При выдвижении поршня и штока гидроцилиндра на определенную величину хода Х за промежуток времени t объем и соответственно расход поступающей в поршневую полость рабочей жидкости V₁ и Q₁ больше объема V₂ и расхода Q₂ жидкости, вытесняемой из его штоковой полости:

При этом отношение этих объемов и расходов составит:

где k - постоянная величина, заданная конструкцией гидроцилиндра; отсюда Q₂=k Q₁ - величина расхода жидкости в штоковой полости цилиндра.

Таким образом, у исправного гидроцилиндра при полном отсутствии внутренних перетечек жидкости из поршневой в штоковую полости при его работе отношение Q₂/Q ₁=(D²-d²)/D² есть величина постоянная и заранее легко определяемая. Например, при значениях D=0,1 м и d=0,07 м:

k_ном=(D² -d²)/D²=(0,1²-0,07² )/0,1²=0,51, т.е. Q₂/Q₁=0,51.

При номинальном значении k_ном=0,51 для данного примера величина объемного к.п.д. _об.ц, учитывающего внутренние перетечки рабочей жидкости между полостями гидроцилиндра, равна 1,0.

Если уплотнение поршня изношено, то дополнительная часть расхода жидкости будет пополнять Q₂, несколько уменьшая в функции расхода перепад давлений р=р₁-р₂ и усилие на штоке, преодолевающее силу полезного сопротивления при работе машины, и тогда коэффициент k увеличивается.

То есть, сравнивая действительное отношение расходов Q₂/Q₁ с номинальным, равным в данном примере 0,51, можно сделать заключение о падении его объемного к.п.д. _об.ц, а при достижении величины коэффициента k критического значения (соответствующему предельному значению _об.ц) - демонтировать гидроцилиндр с машины для сдачи его в ремонт.

При этом небольшие утечки рабочей жидкости по штоку в виде смазывающей пленки обязательны, иначе наступает граничное или сухое трение кинематических пар цилиндра, что значительно сокращает срок их службы.

Величина перетечек между полостями гидроцилиндра, характеризуемая _об.ц, прямо пропорциональна перепаду давления в них р=р₁-р₂.

Известно, что между давлением р и расходом Q жидкости в гидроприводе нет линейной зависимости. Расход жидкости пропорционален квадратному корню из величины давления: ,

где A_i - коэффициент, определяемый опытным путем.

Опытный коэффициент А₁ для поршневой полости гидроцилиндра механизма навески, например, бульдозера на базе трактора Т-130.1.Г-1 тягового класса 10 т может быть предварительно определен по следующей методике.

Потребная мощность привода насоса вращательного движения для обеспечения одновременной работы двух гидроцилиндров отвала:

где R_пс - заданная технической характеристикой максимальная сумма сил полезного сопротивления на штоках гидроцилиндров (кН) при номинальной частоте вращения n_N=1250 об/мин коленчатого вала дизеля Д-160 (максимальная мощность N_{e max}=117 кВт); _шт - заданная технической характеристикой скорость выдвижения штоков, м/с; _гм.н, _{гм. ц} - гидромеханические к.п.д. насоса и цилиндров (принимаются по справочным данным).

При номинальной мощности дизеля для заданных условий работы гидроцилиндров бульдозера коэффициент отбора мощности k_N составит:

39,34 кВт·100%/117 кВт=33,62%=0,336.

Полезная мощность насоса N_п от приводной N_н отличается на величину потерь, характеризуемых общим к.п.д. насоса _о= _{г м об.н}. Для используемых в базовых тракторах шестеренных насосов их общий к.п.д. _о можно предварительно принять равным 0,85. Тогда полезная мощность насоса при заданной нагрузке гидроцилиндров бульдозера составит:

N_п=N_{н о}=39,34·0,85=33,44 кВт.

Частота вращения вала насоса n_н при известном передаточном числе его привода (i=0,6856) и номинальной частоте вращения коленчатого вала приводящего его дизеля составит: n_н=1250/0,6856=1823 об/мин.

Действительная подача установленного на машине насоса НШ-100 с рабочим объемом V₀=98,8 см ³ при предварительно определенном значении его объемного к.п.д. (например, _об.н=0,94) составит:

Q_н =2Q₁=V₀n_{н об.н}=98,8·1823·0,94=169,3 л/мин=0,00282 м³/с.

Давление, развиваемое насосом НШ-100, при номинальной частоте вращения приводного вала: р _ном=p₁=N_п/Q_н=33,44/0,00282=11858 кПа.

Опытный коэффициент А₁ для каждого из двух цилиндров механизма навески .

Нахождение опытного коэффициента А ₂, позволяющего вычислить расход жидкости Q₂ через штоковую полость с одновременной поправкой на изменение перепада давления в полостях цилиндра в зависимости от перепада давления на входе и выходе магистрального фильтра, осуществляется с использованием опытной зависимости:

Она позволит находить как неизвестное опытный коэффициент А₂ при прочих известных величинах, входящих в это выражение, с учетом изменения перепада давления жидкости в полостях цилиндра, в том числе вследствие различной степени загрязнения фильтрующих элементов линии слива жидкости в процессе эксплуатации гидропривода.

Действительные расходы и соответствующие им давления рабочей жидкости в обслуживающих полости цилиндра гидролиниях (напорной и сливной) при заданном режиме работы гидропривода предварительно измеряют гидротестером и строят зависимости расхода жидкости от ее давления.

Построив для данной группы цилиндров при установившейся температуре в гидролинии опытные зависимости и достаточно измерить без разрыва гидролинии давления p ₁ и р₂ при выдвижении штока и найти по графику величины Q₁ и Q₂. При этом значение расхода рабочей жидкости в штоковой полости при выдвижении поршня для исправного цилиндра определяется по формуле .

Определив отношение текущих расходов жидкости в полостях цилиндра Q₂/Q₁=k и сравнив его значение с предельно допустимым [k], принимается решение о необходимости снятии цилиндра с машины для сдачи в ремонт.

Пусть отношение Q₂/Q₁=0,7; тогда 0,7-0,51=0,19, перетечки жидкости из поршневой полости в штоковую составят: 0,19·100%/0,51=37,25%. Значит объемный к.п.д. гидроцилиндра снизился на 37,25% и составил 100%-37,25%=62,75%, то есть _об.ц 0,63, что ниже предельно допустимых значений, например 0,8 0,85 (определяются по экономической составляющей путем оптимизации эксплуатационных расходов).

Проверку полученного значения объемного к.п.д. можно произвести, измерив скорость движения штока (при его выдвижении и втягивании) и расход жидкости в полостях гидроцилиндра по следующим формулам:

где ₁ и ₂ - соответственно скорости выдвижения и втягивания штока, м/с.

Сложив выражения (5) и (6) и разделив их на два, получим выражение для нахождения текущего значения объемного к.п.д. _об.ц гидроцилиндра по варьируемым факторам расхода жидкости Q₁, Q₂ и скорости выдвижения штока ₁. Тогда условие работоспособности гидроцилиндра имеет вид:

После сравнения полученного текущего значения _об.ц с предельно допустимым делается заключение о работоспособности гидроцилиндра.

Реализация предлагаемого способа испытания гидроцилиндров механизма навески мобильных машин без их демонтажа с машины осуществляется в следующей последовательности выполняемых операций:

- при отсутствии течи по штоку (при наличии - устранить на месте) включением золотника гидрораспределителя рабочая жидкость попеременно подается несколько раз из поршневой полости цилиндра (цилиндров) в штоковую и наоборот до достижения температуры жидкости в гидробаке 40 60°С. Более нагретая в зоне хода поршня гильза гидроцилиндра косвенно свидетельствует о возможном дросселировании жидкости через уплотнение поршня (по наружной либо внутренней поверхности поршня), поэтому диагностирование начинается с этого (более "теплого") гидроцилиндра;

- при номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля гидроцилиндры механизма навески нагружаются расчетной нагрузкой, например, до давления срабатывания предохранительного клапана гидрораспределителя (удерживая его рычаг в положении "Подъем" или "Опускание");

- замеряются давления p₁ и р₂ при выдвижении штока и по графику находятся соответствующие значения расходов Q₁ и Q₂;

- вычисляется отношение Q₂/Q₁=k и сравнивается с ранее рассчитанным допустимым значением [k], после чего принимается решение о демонтаже гидроцилиндра с машины и сдаче его в ремонт.

Предлагаемый способ позволяет упростить технологию испытаний, сократить затраты труда и средств и расширить функциональные возможности.

Для осуществления прогнозирования остаточного технического ресурса гидроцилиндра необходимо знать величину поля допуска параметра состояния, то есть его номинальное П_н и предельное П_п значения. В качестве номинального значения параметра состояния цилиндра удобно использовать величину, обратную k, то есть П_н=1/k=Q₁/Q₂, для ранее приведенного примера П_н=1/0,51=1,96. Предельное значение П_п параметра состояния цилиндра определяется допустимым значением его объемного к.п.д., например для [ _об.ц]=0,8, то есть 80%: 1,96-100%=П_п -80%, П_п=1,568. По окончании измерения параметра состояния подсчитывается коэффициент технического ресурса по формуле: P _i=(П_п-П_i)/(П_п-П_н ), здесь П_i - измеренное значение параметра состояния. Первое измерение параметра состояния должно производиться через некоторое время после начала эксплуатации цилиндра, например для бульдозера при первом техническом обслуживании ТО-2 через 250 моточасов работы. Второе и последующие измерения производятся через некоторый промежуток времени, который определяется состоянием цилиндра, при этом, однако, промежуток времени не должен быть меньше 100 моточасов. В результате двух измерений получают значения: P₁ - коэффициент технического ресурса при предшествующем измерении; P₂ - коэффициент технического ресурса при текущем измерении; T₁ - наработка цилиндра при предшествующем измерении; Т₂ - наработка цилиндра при текущем измерении. Полученные значения должны быть округлены до ближайшего табличного значения. По справочным таблицам находится прогноз остаточного технического ресурса цилиндра. Пример: пусть при наработке T ₁=250 моточасов текущее значение параметра состояния цилиндра П₁=1/k_i=Q_1i/Q_2i=1,8, тогда соответствующий коэффициент технического ресурса цилиндра P₁=(1,568-1,8)/(1,568-1,96)=0,592; а при последующей наработке Т₂=1000 моточасов текущее значение параметра состояния П₂=1,65, тогда коэффициент технического ресурса цилиндра Р₂=(1,568-1,65)/(1,568-1,96)=0,209. Округляем исходные данные в большую сторону до табличных значений: P₁=0,6, P₂=0,2, T₁=300, Т ₂=1000, получаем прогноз Т'_ост=470 моточасов. Округляем исходные данные в меньшую сторону до табличных значений: P₁=0,5, P₂=0,2, T₁=200, Т ₂=1000, получаем прогноз Т''_ост=1150 моточасов. Средняя прогнозируемая наработка цилиндра после второго измерения: Т_ост=(Т'_ост+Т'' _ост)/2=(470+1150)/2=810 моточасов.