Угол поворота колонны зависит как от линейных размеров рычагов, так и от параметров исполнительных гидроцилиндров.

Рисунок 1. Пузырьковая диаграмма распределения коэффициента удлинения цилиндров от количества анализируемых изделий.

Проанализировав номенклатуру гидроцилиндров, применяемых в сельскохозяйственном машиностроении, выявлено следующее: коэффициент удлинения (отношение хода штока к межосевому расстоянию) k=S/L колеблется от 0,2 до 0,8, причём наиболее часто используемые цилиндры имеют k=0,4…0,6 (рис.1 и 2).

Рисунок 2. Распределения гидроцилиндров по коэффициенту удлинения.

Рисунок 3. Блок-схема программы подбора рациональных параметров гидроцилиндров механизма поворота.

Подбор наиболее рациональных параметров гидроцилиндра поворота колонны проводился на ЭВМ, блок-схема алгоритма выбора гидроцилиндра из базы данных типоразмеров приведена на рис. 3.

В качестве конкретного примера с учётом минимизации размеров механизма поворота выбираем гидроцилиндры с межосевым расстоянием менее 600 мм, например гидроцилиндр ЦГ-50.30х320.22 с межосевым расстояниеь L – 522 мм и ходом штока S, – 320 мм. Тогда коэффициент удлинения гидроцилиндра k=0,613, L_min=522 мм, L_max= 842 мм.

Оптимальные геометрические параметры (h, l₁, φ_min, φ_max) будем определять из уравнений проекции векторного контура с учётом углов давления [υ]≤60⁰ [2].

Составим уравнение векторного контура для одного гидроцилиндра (для второго контура задача будет решаться аналогично):

                                                (1)

Согласно рис. 4 уравнения проекций векторного контура

,                                         (2)

                                   (3)

Рисунок 4 –К определению уравнения векторного контура.

Разделив выражение (3) на (2), получим

.                                       (4)

Зададимся предельным углом давления [u], который в рычажных механизмах не должен превышать 60°. Найдя его взаимосвязь с j₁ (рис. 4), окончательно получим

.                                 (5)

Из выражения (5) определим j_1min и j_1max. Зная пределы изменения угла j₁, найдём множество координат точки М, получив угол поворота колонны со стрелой при заданном предельном угле давления в шарнирах [u].

Рассмотрим частный случай положения механизма поворота, когда угол φ₁=0. В этом случае будем считать, что l₂=L+S/2, тогда по теореме синусов при β=π/2-φ2 (рис.5)

                         (6)

Рисунок 5 – К определению зависимостей h и l₁ от углов поворота звеньев.

Из выражения (6) при Sin(π/2)=1 и L+S/2=686 мм следует

                                  (7).

Тогда при φ₁=0 h=682·Sin(φ₂) и l₁=682·Cos(φ₂), где 30⁰< φ₂<60⁰, так как γ= φ₂=π/2-[υ].

На рис. 6 представлен график изменения h и l₁ от φ₂, на основании которого принимаем значения h и l₁, удовлетворяющие допускаемым углам давления. Перед тем как принять по графику (рис.6) значения h и l₁, определим, занимает ли механизм поворота особые положения, геометрически вырождающие механизм.

Неассуровая структурная группа –кинематическая цепь с ненулевым числом независимых входов, равных числу степеней подвижности. Такие группы используют в исполнительных механизмах подъемно-транспортных и строительно-дорожных машинах, роботах и манипуляторах. Для нахождения особых положения необходимо ввести дополнительные обобщенные координаты и составить функцию положения механизма, а затем найти якобиан для данного механизма. Признак особых положений – это равенство якобиана нулю. Из этого условия и находятся значения дополнительных обобщенных координат, соответствующих особым положениям.

Рисунок 6 – График изменения h и l₁ от φ₂

          Для механизма, представленного на рис.4 функциями положения будут выражения (2) и (3), тогда якобиан примет вид:

                         (8)

         Вырождение для особого положения:

                           (9)

Из выражения (9) видно, что особые положения наблюдаются при φ₁=0 и φ₂=0, или при φ₁=π/2 и φ₂= π/2. Для рассматриваемого механизма эти значения углы поворота звеньев не принимают.

Геометрический признак особых положений, это расположение шарнира М на оси шарниров ОО₁.

Принимаем h=602 мм, l₁=300 мм (немного уменьшенное значение). Для принятых значений используя выражения (2) и (3) определим зависимости изменений угла поворота рычага l₁ при изменении длины гидроцилиндра от l_2min=522 мм до l_2max=842 мм (рис.7).

Рисунок 7 – Зависимость угла поворота рычага поворотной колонны от одновременного удлинения цилиндров.

         Полученные зависимости  изменения угла  φ₁ нелинейны, в итоге получим нелинейные законы изменения  скоростей и ускорений.

Основные преимущества предлагаемой схемы привода поворотной стрелы погрузчика:

1. При зоне действия рабочего органа в горизонтальной плоскости 75^о, поворот стрелы дополнительным цилиндром расширяет зону до 150^о. Угол поворота стрелы естественно зависит от хода поршня цилиндра.
2. Поворот стрелы может происходить при угловой скорости, почти в два раза превышающую скорость одной из составных частей колонны, т.к. угловые скорости складываются. Асинхронной работой обоих цилиндров можно добиться более медленного поворота, а в нужный момент времени плавно останавливать стрелу.

Обучающий манипулятор сможет заинтересовать детей процессом обучения. Дети больше не будут отвлекаться на посторонние предметы, всё их внимание будет обращено на «крутого» робота, который преподает им азы знаний. Таким образом знания будут откладываться в памяти лучше. У детей появиться интерес к учебе.

Целью данной работы является создание обучающего манипулятора, повторяющего движения руки человека. На манипуляторе имеется захват, способный фиксировать обычные предметы, вроде ручки или карандаша. 

Манипулятор разработан на основе человеческой руки, что помогает ему полностью повторять движения человека, тем самым имитируя способность рисовать и писать. Основа манипулятора закрепляется на твердом теле (стол, передвижная подставка, доска). Сам манипулятор состоит из 3-х подвижных звеньев [1, 2]. Как рука человека, манипулятор включает в себя плечо, локоть и кисть-захват. В качестве двигателей используются сервоприводы, которые обеспечивают наибольший угол поворота для звеньев манипулятора.

На манипуляторе имеется датчик касания для обеспечения контакта с рукой ребенка, пульсометр для считывания пульса ребенка и датчик болевых ощущений. В случае возникновения сильного дискомфорта, трения или высокого давления в мышцах ребенка, манипулятор прекращает работу.

Манипулятор запрограммирован на правильное написание букв, слов и цифр, а также на рисование правильных фигур [3]. В программе манипулятора имеется несколько уровней сложности. На первом уровне манипулятор обучает написанию первоначальных элементов письма. На следующем уровне ребенка обучают написанию букв. Далее – слова и предложения.

При работе с ребенком манипулятор корректирует движение его руки, делая при этом траекторию настолько близкой к правильной, насколько это возможно.

Данный манипулятор также можно применять в школе. С его помощью можно писать буквы и цифры на доске, помогая работе учителя.

Обучение детей будет согласованно с репетитором детей дошкольного и школьного возраста, а также с учителями начальных классов.

Для повышения плавности движения штока исполнительного цилиндра гидравлического погрузочного манипулятора в момент включения гидросистемы и предотвращение перегрузки гидросистемы предлагается гидравлическая система (рис.1), которая содержит  бак 1, насос 2, предохранительный клапан 3, распределитель 4, фильтр 5. Полости исполнительного гидроцилиндра 6 подключены к распределителю 4 через двухсторонний дифференциальный гидрозамок 7, на входах которого в свою очередь установлены дроссели 8, 9 и обратные клапаны 10, 11.  [4].

  Рисунок 1 – Гидравлическая схема с дифференциальным гидрозамком

 Дифференциальный гидрозамок в данном случае выполняет не только роль запирания полостей гидроцилиндров с целью предотвращения самопроизвольного опускания груза, но и действуют как средство снижения динамических воздействий на звенья манипулятора. Последнее необходимо для того, чтобы снизить гидравлические удары при использовании электроуправляемых гидрораспределителей, ведь скорость перемещения золотников электрогидрораспределителей намного больше скорости ручного переключения золотников [5, 6, 7].

 Рисунок 2 – Дифференциальный гидрозамок

Двухсторонний дифференциальный гидрозамок 7 (рис. 2) состоит из корпуса 12, поршня 13 с толкателями 14 и 15, поджатого с обеих сторон пружинами 16, 17 через дополнительные поршни 18, 19 и пружины 20, 21, которые в свою очередь упираются соответственно в крышки 22 и 23, в крышках 22 и 23 установлены соответственно шариковые обратные клапаны 24 и 25, поджатые пружинами 26 и 27. В крышки 22 и 23 вкручены штуцеры 28 и 29, для подключения к исполнительному гидроцилиндру 6, в крышках выполнены подводы 30, 31 для подключения к распределителю 4, а также дроссельные отверстия 32 и 33.

Поршень 13 разделяет корпус 12 на две полости 34 и 35. В дополнительных поршнях 18 и 19 выполнены дроссельные отверстия 36 и 37 соответственно. Поршни 13, 18, 19, шариковые обратные клапаны 24, 25 и пружины 16, 17, 20, 21, 26, 27 установлены в корпусе 12 соосно.

Работа осуществляется следующим образом. При перемещении золотника распределителя 4 вправо жидкость от насоса 2 поступает через дроссель 8 и обратный клапан 10 и подвод 30 в полость 34 гидрозамка 7. Под действием давления жидкости через отверстие 32 шариковый обратный клапан 24 открывается, сжимая пружину 26 и жидкость через штуцер 28 поступает в поршневую полость исполнительного цилиндра 6, давление начинает возрастать и дополнительный поршень 18, сжимая пружину 16, перемещает поршень 13, который также начинает перемещаться вправо под действием давления жидкости в полости 34 в свою очередь, сжимая пружины 17 и 21. Так как пружина 21 имеет меньшую жесткость чем пружина 17, то вместе с поршнем 13 начинает перемещаться и дополнительный поршень 19, при этом происходит дросселирование жидкости через отверстие 37 в дополнительном поршне 19, за счет этого происходит демпфирование и более плавное перемещение поршня 13 вместе с толкателем 15. Посредством толкателя 15 отжимается шариковый обратный клапан 25, при этом часть вытесняемой жидкости из полости 35 через штуцер 29 поступает в штоковую полость цилиндра 6, а часть поступает через подвод 21, дроссель 9, распределитель 4 и фильтр 5 на слив, обратный клапан 11 при этом закрыт, шток цилиндра 6 начинает медленно перемещаться. Во время перемещения поршня 13 до упора вправо в штоковой полости цилиндра 6 также будет избыточное давление, несколько большее, чем рабочее давление слива, в результате чего в момент включения гидропривода страгивание штока гидроцилиндра 6 произойдет более плавно.

При возврате золотника распределителя 4 в нейтральное положение поршень 13 под действием пружин 17 и 21 вернется в первоначальное положение равновесия, клапаны 24 и 25 под действием пружин 26 и 27 соответственно перекроют отверстия в крышках 22 и 23, гидроцилиндр 6 запирается.

Конструкция двухстороннего дифференциального гидрозамка 7 симметрична относительно поршня 13, вследствие чего при перемещении золотника распределителя 4 влево, работа гидросистемы происходит аналогичным образом. В этом случае поршень 13 перемещается влево, толкателем 14 отжимается шариковый клапан 24, клапан 25 открывается под действием давления жидкости.

В нейтральном положении распределителя 4, когда клапаны 24 и 25 закрыты и в полости исполнительного цилиндра не подается жидкость, шток цилиндра 6 зафиксирован.

Для гидросистем, у которых шток исполнительного цилиндра 6 находится в нагруженном состоянии и соответственно давление в одной из полостей, например, в поршневой полости цилиндра 6 и полости 34 гидрозамка 7 будет изначально избыточным, жесткость пружины 17 должна быть больше жесткости пружины 16, и соответственно жесткость пружины 21 должна быть больше жесткости пружины 20 с целью обеспечения стабильной работы гидросистемы.

Различные жесткости пружин 20, 21 и 16, 17, а также дроссельные отверстия 36 и 37 в дополнительных поршнях 18 и 19 соответственно позволяют получить нелинейный закон перемещения поршня 13 с толкателями 14 и 15, а соответственно и нелинейную характеристику страгивания штока исполнительного цилиндра 6, а также гасить колебания давления в гидросистеме.

Стабильность работы гидросистемы с двухсторонним дифференциальным гидрозамком 7 и эффект плавности включения гидросистемы напрямую зависит от соотношения объема полостей гидроцилиндра 6 и объема полостей 34 и 35 гидрозамка 7. Чем больше объем полостей 34 и 35, тем выше плавность страгивания штока исполнительного цилиндра 6.

Основными элементами в дифференциальном гидрозамке, обеспечивающими плавность движения штока гидроцилиндра, являются пружины (рис.3).

Рисунок 3. – Расчетная схема дифференциального гидрозамка

Расчет жесткости пружин С₂ и С₃ будем вести исходя из получения кусочно-линейной характеристики.

Усилие F_н возникающее при давлении Р_н в полости гидроцилиндра

где

- площадь поршня.

Примем диаметр поршня 50 мм, тогда

При минимальном рабочем давлении срабатывания (при минимальных грузах 50…100 кг)

Для расчета пружин принимаем индекс пружины с = 8, при этом коэффициент формы пружины будет k = 1,1.

Усилие развиваемое пружиной

где τ – напряжение сдвига, МПа;

D – диаметр пружины, мм;

d – диаметр проволоки пружины, мм.

Из конструктивных соображений примем диаметр пружин С₂ и С₃ не более 40 мм и при напряжении [τ] = 400 МПа, получим

откуда

Для пружины С₃

примем d₃ = 10 мм

Индекс пружины с = D/d = 40/10 = 4.

Определим число рабочих витков

λ – заданное перемещение пружины, примем λ = 20 мм;

G = 8·10⁴ МПа – модуль сдвига для пружинной стали 65 Г

примем i = 8 витков

Определим длину пружины в сжатом состоянии

L_сж3 = t_сж (i – 2) + d (i_оп + 1)    ,

где i_оп – число опорных витков, i_оп = 2;

t_сж = d + S – шаг рабочих витков;

S – минимальный зазор между витками, S = 0,1d = 0,1·10 = 1 мм

L_сж3 = (10 + 1)(8 – 2) + 10 (2 + 1) = 11 · 6 + 30 = 96 мм.

Длина пружины в свободном состоянии

L₃ = L_сж3 + λ = 96 + 20 = 116 мм.

Жесткость пружины

Уменьшив усилие F в 2 раза проведем расчет для пружины С₂ аналогично выше проведенным

примем d₂ = 8 мм

Индекс пружины с = D/d = 40/8 = 5

Число рабочих витков

примем i = 10 витков

Длина пружины в сжатом состоянии

L_сж2 = 11(10 – 2)+8(2 + 1) = 88 + 24 = 112 мм.

Длина пружины в свободном состоянии

L₂ = L_сж2 + λ = 112 + 20 = 122 мм.

Жесткость пружины

Рисунок 4 – Характеристики упругих элементов

Для достижения большей податливости пружины С₂ и С₃ установлены последовательно. Податливость системы равна суммарной податливости последовательно включенных пружин, при этом должно выполняться условие

i₃d₃ = i₂d₂

8·10 = 10·8 , выполняется.

Суммарная эквивалентная жесткость (рис.4)

Полученная минимальная длина конструкции дифференциального гидрозамка L_к = 0,7·D + 2·L_сж2 + 2·L_сж3 = 0,7·50 +2·96 +2·112 = 451 мм. Что вполне приемлемо для размеров погрузочного манипулятора.

Таким образом, предложенный дифференциальный гидрозамок позволяет повысить плавность движения штока исполнительного цилиндра в момент включения гидросистемы и предотвратить перегрузки гидросистемы погрузочного манипулятора, а проведенные инженерные расчеты позволили определить основные параметры дифференциального гидрозамка.

Испытание работоспособности дифференциального гидрозамка проводилось на лабораторном стенде, имитирующем работу погрузочного манипулятора при давлениях в гидросистеме до 10 МПа.