Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Состояние вопроса в области проектирования гидравлических приводов кольцевых затворов 10
1.1. Анализ существующих систем синхронизации перемещения исполнительных гидродвигателей 12
1.1.1. Синхронизация с использованием механических устройств 12
1.1.2. Системы объемной синхронизации 14
1.1.3. Системы дроссельной синхронизации 17
1.1.4. Системы синхронизации с применение многомашинного электрогидравлического следящего привода 1.2. Обзор исследований эксплуатационных нагрузок, действующих на щит кольцевого затвора 19
1.3. Выводы по главе 20
Глава II. Математическое моделирование многомашинного электрогидравлического следящего привода кольцевого затвора 22
2.1. Эксплуатационные нагрузки, действующие на щит кольцевого затвора 24
2.1.1. Эксплуатационные нагрузки, действующие на щит кольцевого затвора при штатном подъеме 24
2.1.2. Эксплуатационные нагрузки, действующие на щит кольцевого затвора при штатном опускании 29
2.1.3. Эксплуатационные нагрузки, действующие на щит кольцевого затвора при аварийном опускании 32
2.2. Анализ распределения нагрузок в случае выхода из строя гидродвигателей при различных режимах работы 46
2.2.1. Распределение нагрузок в случае выхода из строя одного сервоцилиндра при штатном подъеме затвора 46
2.2.2. Распределение нагрузок в случае выхода из строя одного сервоцилиндра при штатном опускании затвора 50
2.2.3. Распределение нагрузок в случае выхода из строя одного сервоцилиндра при аварийном опускании затвора 52
2.3. Анализ качеств привода кольцевого затвора з
2.4. Моделирование отдельных элементов привода 58
2.4.1. Моделирование двухкаскадного ЭГУ 58
2.4.2. Моделирование МНУ 62
2.5. Математические модели многомашинного электрогидравлического следящего привода кольцевого затвора 70
2.5.1. Математические модели многомашинного следящего электрогидропривода, нагруженного разделенными массами 71
2.5.2. Математические модели многомашинного электрогидропривода кольцевого затвора гидротурбины, нагруженного общей массой 85
2.5.3. Математические модели многомашинного электрогидропривода кольцевого затвора гидротурбины, нагруженного общей массой, с учетом направляющих опор 98
2.6. Выводы по главе 100
Глава III. Экспериментальное исследование многомашинного электрогидропривода кольецвого затвора 101
3.1. Описание экспериментальной установки 102
3.2. Методика проведения эксперимента 110
3.3. Эксперименты с неравномерной нагрузкой
3.3.1. Оценка неравномерности нагрузки 111
3.3.2. Результаты экспериментов с неравномерной нагрузкой 114
3.3.3. Верификация результатов экспериментов с результатами математического моделирования 116
3.4. Выводы по главе 121
Глава IV. Разработка унифицированной программы и интерфейса для расчета многомашинного электрогидравлического следящего привода кольцевого затвора 122
4.1. Программный интерфейс 122
4.2. Используемые технические средства 128
Заключение 129
- Системы объемной синхронизации
- Эксплуатационные нагрузки, действующие на щит кольцевого затвора при штатном опускании
- Математические модели многомашинного следящего электрогидропривода, нагруженного разделенными массами
- Результаты экспериментов с неравномерной нагрузкой
Введение к работе
Актуальность темы исследования обусловлена необходимостью
повышения эффективности и безопасности эксплуатации высоконапорных ГЭС и ГАЭС, которая может быть реализована, в том числе, за счет установки на гидроагрегатах кольцевых предтурбинных затворов.
Ввиду высокой стоимости и сложности лабораторных и натурных экспериментов, а также минимуме информации на начальных этапах проектирования и большом количестве возможных вариантов конструкции привода, необходимо располагать математическими моделями и методиками расчета для оценки эффективности и рациональности проектируемого гидропривода, а также выбора перспективного направления дальнейшего проектирования.
Целью диссертационной работы является создание методики
проектирования многомашинного электрогидравлического следящего привода кольцевого затвора радиально-осевой гидротурбины.
Основными задачами диссертации являлись:
-
Проведение обзора и оценки современного уровня исследований в области проектирования многомашинных гидравлических приводов кольцевых затворов;
-
Проведение анализа нагрузок, действующих на привод кольцевого затвора;
-
Построение математических моделей многомашинного привода для режимов штатного подъема, штатного опускания и аварийного опускания кольцевого затвора;
4. Разработка программы для численных исследований динамики привода и
его проектирования;
5. Проведение численных и экспериментальных исследований влияния
внешних факторов и основных конструктивных параметров привода на его
характеристики для режимов штатного подъема, штатного опускания и
аварийного опускания затвора.
Научная новизна работы заключается в следующем:
1. Созданы математические модели для многомашинного
электрогидравлического следящего привода для режимов штатного подъема,
штатного опускания и аварийного опускания кольцевого затвора;
2. На основе проведенных численных и экспериментальных исследований
выработаны рекомендации по выбору основных конструктивных параметров
многомашинного гидропривода.
Достоверность и обоснованность полученных результатов подтверждается согласованием численных результатов с экспериментальными данными лабораторных исследований, проведенных на кафедре «Турбины, гидромашины и авиационные двигатели» СПбПУ Петра Великого.
Методология и методы исследования: в качестве основного метода
исследования при решении поставленных задач применялся численный
эксперимент. Для верификации результатов численного эксперимента
использовался метод сравнения с экспериментальными данными, полученными в Лаборатории гидромашин СПбПУ Петра Великого.
Практическая ценность работы заключается в следующем:
-
Разработана и апробирована методика проектирования многомашинного электрогидравлического следящего привода кольцевого затвора радиально-осевой гидротурбины;
-
Разработана программа для проектирования и численного моделирования многомашинного следящего электрогидропривода кольцевого затвора (комплексная программа HYDRIVE, зарегистрированная в Роспатенте 9 декабря 2014г. рег. №2014662796).
3. Даны практические рекомендации по выбору основных параметров
гидравлического многомашинного привода кольцевого затвора.
Положения, выносимые на защиту:
1. Результаты теоретических исследований рабочих режимов
многомашинного электрогидропривода кольцевого затвора;
2. Результаты экспериментальных исследований рабочих режимов многомашинного электрогидропривода кольцевого затвора;
Апробация работы. Основные положения диссертационной работы
докладывались и обсуждались на следующих конференциях: научно-практическая
конференция с международным участием «Неделя науки СПбПУ» (Санкт-
Петербург, СПбПУ, 2014г.); 8-ая всероссийская научно-техническая конференция
с международным участием «Гидравлические машины, гидроприводы и
гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития»
(Санкт-Петербург, СПбПУ, 2014г.); 9-ая международная научно-техническая
конференция «Гидравлические машины, гидроприводы и
гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития» (Санкт-Петербург, СПбПУ, 2016г.).
Публикации. Основные теоретические и практические результаты диссертации опубликованы в 6 печатных работах. В том числе – 3 публикации в ведущих рецензируемых изданиях, рекомендованных в действующем перечне ВАК.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав с выводами и заключения. Объем диссертации составляет 138 страниц, в том числе 130 страниц основного текста, список литературы из 70 наименований на 7 страницах, приложение на 1 странице, 88 рисунков и 1 таблица.
Системы объемной синхронизации
Системы объемной синхронизации пришли на смену синхронизации с применением механических устройств и на настоящий момент получили широкое распространение благодаря достаточно простой структуре принципиальных схем, малой зависимости от электропитания и независимости качества стабилизации скорости движения затвора от свойств рабочей жидкости и ее загрязнения [52,54]. Данные системы синхронизации применяются не только в приводах кольцевых затворов, но также хорошо изучены и распространены в технике в целом [12-17,43].
Объемный способ синхронизации основан на включении в структуру гидропривода дополнительных гидродвигателей, не являющихся силовыми, а выполняющих только функцию синхронизации, либо гидравлических дозаторов различного типа. Упрощенная гидравлическая схема привода, в котором применен гидравлический объемный способ синхронизации, показана на рис.4 [34].
В соответствии с данной принципиальной схемой (рис.4), привод имеет девять одинаковых гидравлических цилиндров с проходными штоками (Ц1-Ц9). Три из них – Ц1, Ц4 и Ц7 работают на подъем и опускание затвора и являются силовыми. Их верхние полости подключены к общему трубопроводу сливной линии. Нижние полости подключены к общему коллектору, который подключается через путевой дроссель ДП к распределителю РГ. В зависимости от позиции этого распределителя коллектор подключается либо к напорному трубопроводу гидросистемы, либо к ее сливной магистрали.
Гидродроссель ДР1 на выходе из распределителя РГ регулирует скорость подъема гидроцилиндров Ц1, Ц4 и Ц7, а гидродроссель ДР2 на его входе регулирует скорость опускания затвора. Управление распределителем РГ осуществляется электрически или вручную с помощью управляющего распределителя РЭ.
Путевой дроссель имеет кулачковое управление от верхнего штока Ц1 на конечном участке опускания затвора и обеспечивает его мягкую посадку на уплотнительное кольцо.
Остальные шесть гидроцилиндров обеспечивают синхронизацию движения затвора объемным способом. Для этого они соединены попарно перекрестным образом: Ц2 с Ц3, Ц5 с Ц6, Ц8 с Ц9. Нижняя полость каждого гидроцилиндра соединена с верхней полостью парного цилиндра. Распределители Р1-Р6 предназначены для предварительного заполнения полостей соответствующих цилиндров рабочей жидкостью.
В идеальном случае при равенстве площадей поршней в гидроцилиндрах объем жидкости из полости вытеснения будет равен объему жидкости, поступающей в полость заполнения. Этим обеспечивается равенство перемещений всех точек подключения каждой из пар гидроцилиндров, т.е. выполняется задача синхронизации по перемещению.
Утечки жидкости, геометрические погрешности в размерах и упругие деформации могут вызывать определенную ошибку синхронизации, которая в работоспособном приводе не должна превышать установленных значений. В приводе, рассмотренном в работе [34], максимально допустимая ошибка синхронизации составляет 5 мм.
Привода с объемной системой синхронизации имеют существенный недостаток: необходимость применения большого числа гидродвигателей, что значительно увеличивает стоимость привода, снижает его надежность и затрудняет прогнозирование работы в случае выхода из строя одного или нескольких двигателей. 1.1.3. Системы дроссельной синхронизации Способ дроссельной синхронизации, основанный на применении гидравлических делителей потока, достаточно подробно описан В.Я. Скрицким еще в 1973г [43]. Упрощенная принципиальная гидравлическая схема привода с данной системой синхронизации приведена на рис.5. Рис.5. Гидропривод с дроссельной системой синхронизации исполнительных гидродвигателей 1 – гидравлический делитель потока первого каскада; 2,7 – гидравлические делители потока второго каскада; 3,4,5,6 – обратные клапаны; 8 – разгрузочный распределитель. Несмотря на возможность комплектования приводов стандартной гидроаппаратурой, достаточную простоту принципиальных схем и известность в технике в целом [11,35,40,45,49], данный способ не получил широкого применения в области кольцевых затворов, прежде всего потому, что при увеличении числа управляемых гидроцилиндров (более двух) необходимо применение каскадного подключения делителей потока, что, в свою очередь увеличивает погрешность деления потока. Также, исходя из опыта эксплуатации использования и исследования таких систем, необходимо отметить, что они имеют меньшую, по сравнению с объемными системами синхронизации, точность. Настройки дроссельных стабилизаторов скорости, кроме того, существенно зависят от физических свойств рабочей жидкости, ее вязкости и содержания посторонних включений, таких как твердые загрязнения и воздух.
В связи со стремительным развитием в последние десятилетия цифровой техники и, в частности, программных логических контроллеров, стало возможным применение многомашинных электрогидравлических приводов в технике [3,7,24,25,42,55-57,59,60,63,66,68,69]. С некоторой инерцией происходит их постепенное внедрение применительно к кольцевым затворам [61]. Данный способ синхронизации перемещений исполнительных гидродвигателей является наиболее перспективным ввиду того, что имеет наилучшие возможности задания и настройки оптимальных алгоритмов управления и интеграции с компьютерными системами автоматизации, а также обеспечения наилучших быстродействия и точности. В соответствии с результатами натурных экспериментов [61], рассогласование перемещения поршней при подъеме не превышает 3мм, а при опускании – 0,5мм.
В качестве недостатка данного типа синхронизации можно отметить совмещение двух структур управляющих подсистем: гидравлического привода и гидроавтоматики, работающих на масле и электронных цепей. Данное обстоятельство потенциально приводит к определенному усложнению системы управления в целом и к ее зависимости от электрического обеспечения. Последнее может быть исключено путем включения в состав привода дозатора объемного типа [61]. Принципиальная схема такого привода представлена на рис.6 [61].
Эксплуатационные нагрузки, действующие на щит кольцевого затвора при штатном опускании
Величина данной силы зависит от множества факторов: режима работы турбины в момент закрытия кольцевого затвора, конфигурации щелей между кольцевым затвором и спиральной камерой и пр. В немногочисленных существующих работах по исследованию осевой силы при аварийном закрытии кольцевого затвора [1,2,38,50] результаты отличаются в зависимости от принятых граничных условий и постановок задачи: стационарной либо нестационарной. Однако во всех работах не учтена составляющая осевой силы, действующая на верхний торец затвора, а рассмотрена лишь картина обтекания нижнего торца (оголовка) затвора. Ввиду чего величина осевой силы по мере закрытия уменьшается, а направление действия не совпадает с направлением перемещения затвора, то есть сила является «выталкивающей». Проведенные расчеты, как будет показано ниже, позволяют сделать вывод о том, что, по мере опускания затвора, величина осевой силы увеличивается, а направление ее действия совпадает с направлением перемещения затвора, то есть сила имеет втягивающий характер.
Для предварительной оценки величины осевой гидродинамической силы был проведен ряд квази-гидродинамических расчетов в программной среде SolidWorks Flow Simulation. В качестве объекта исследования выступал поток жидкости в секторе, составляющем 1/6 угла охвата спиральной камеры. Задача рассматривается при условии осесимметричного потока в спиральной камере.
При данных расчетах была использована модель турбулентности. В качестве граничных условий были заложены: статическое давление на входе 1 с интенсивностью турбулентности 5% и масштабом турбулентности 0.0001 м; объемный расход на выходе из сектора (на входе в гидротурбину); граничные условия в виде реальной стенки для элементов проточной части.
Также необходимо задаться законом изменения расхода через турбину при закрытии кольцевого затвора. Наиболее неблагоприятным для привода вариантом будет падение расхода от номинальной величины по закону, приведенному на рис.13, так как в данном случае величина сил, действующих на затвор, будет максимальной. При проведении численных исследований были получены картины изменения скоростей потока и давлений, которые приведены соответственно на рис.14 и рис.15. Также была получена характеристика изменения осевого гидродинамического усилия (рис.16).
Результаты, полученные в SolidWorks Flow Simulation, были проверены путем совместного решения уравнения Бернулли, по которому определяется давление на нижний торец затвора, и уравнения баланса расходов через кольцевые щели между стенками спиральной камеры и кольцевого затвора и камерой затвора (Рис.17). По уравнению баланса расходов определяется давление на верхний торец затвора. Система уравнений выглядит следующим образом: к \ ( ) ІР I где давление на нижний торец кольцевого затвора; г/ плотность жидкости (воды); гидростатический напор; скорость протекающего под кольцевым затвором потока, которая зависит от степени закрытия затвора. Принимается согласно результатам численных расчетов, проведенных в SolidWorks Flow Simulation. коэффициент расхода кольцевых щелей; диаметр кольцевого затвора; длина щели; гидростатический напор; давление на верхний торец затвора; эффективная площадь верхнего торца кольцевого затвора; / скорость перемещения кольцевого затвора; давление за кольцевым затвором; эффективный модуль упругости жидкости (воды); начальный объем жидкости в камере кольцевого затвора. Законом изменения давления за кольцевым затвором задаемся по результатам проведенного численного исследования в SolidWorks Flow Simulation. Также результаты численного моделирования были проверены путем подсчета потерь давления в запорной арматуре по коэффициентам сопротивления, приведенным в [22].
Характеристики, полученные тремя различными способами, приведены на рис.18(1- результаты, полученные путем моделирования в программной среде SolidWorks Flow Simulation; 2 – результаты, полученные в программном пакете MathCAD; 3 – результаты, полученные по известным формулам гидравлики).
Математические модели многомашинного следящего электрогидропривода, нагруженного разделенными массами
Анализ результатов численных экспериментов, приведенных на рис.29, позволяет сделать вывод о том, что при выходе из строя одного сервоцилиндра (ГЦ1) два сервоцилиндра (ГЦ3 и ГЦ5) фактически также выключаются из работы, а нагрузка распределяется между тремя оставшимися цилиндрами (ГЦ2, ГЦ4 и ГЦ6). Нагрузка, приходящаяся при этом на ГЦ2 и ГЦ6 одинакова и превышает нагрузку, приходящуюся на ГЦ4 в 2 раза. Таким образом, неравномерность нагрузки . Дополнительное перемещение кольцевого щита, связанное с потерей опоры в виде сервоцилиндра и с провисанием соответствующей части затвора (Рис.30), составляет порядка 1,2 мм и не превышает допустимую ошибку синхронизации перемещения затвора, однако является существенной и требует дополнительного учета при проектировании затвора.
Расчет распределения нагрузок по штокам проводился также как в случае штатного подъема кольцевого затвора. Эксплуатационные нагрузки, принятые при расчете, соответствуют приведенным в п.2.1.2 значениям.
Результаты численных экспериментов, проведенных для режима штатного опускания, приведены на рис.32 и 33 соответственно для распределения нагрузок по штокам и перемещений части затвора, соединенной с выведенным из строя сервоцилиндром. Схема нумерации цилиндров аналогична схеме принятой при штатном подъеме затвора.
Перемещение части затвора, соединенной с выведенным из строя сервоцилиндром Также как и в случае штатного подъема, при выходе из строя одного сервоцилиндра (ГЦ1) два сервоцилиндра (ГЦ3 и ГЦ5) выключаются из работы. Нагрузка при этом распределяется между тремя гидроцилиндрами (ГЦ2, ГЦ4 и ГЦ6) таким образом, что на ГЦ2 и ГЦ6 она одинакова и, также как при штатном подъеме, превышает нагрузку, приходящуюся на ГЦ4 в 2 раза (Рис.32). Таким образом, неравномерность нагрузки . Дополнительное перемещение кольцевого щита, связанное с потерей опоры в виде сервоцилиндра и с провисанием соответствующей части затвора (Рис.33), составляет порядка 0,65 мм, что в 2 раза меньше чем при штатном подъеме затвора, однако также требует дополнительного учета при проектировании затвора.
Расчет распределения нагрузок по штокам проводился также как в случае штатного подъема кольцевого затвора. Эксплуатационные нагрузки, принятые при расчете, соответствуют приведенным в п.2.1.3 значениям.
Результаты численных экспериментов, проведенных для режима аварийного опускания, приведены на рис.34 и 35 соответственно для распределения нагрузок по штокам и перемещений части затвора, соединенной с выведенным из строя сервоцилиндром. Схема нумерации цилиндров аналогична схеме принятой при штатном подъеме затвора. Fгц, Н
Перемещение части затвора, соединенной с выведенным из строя сервоцилиндром Распределение нагрузок по штокам сервоцилиндров аналогично картине, полученной при исследовании штатных режимов работы: при выходе из строя одного сервоцилиндра (ГЦ1), нагрузка распределяется между тремя гидроцилиндрами (ГЦ2, ГЦ4, ГЦ6), а гидроцилиндры ГЦ3 и ГЦ5 исключаются из работы. Несмотря на то, что нагрузка на кольцевой затвор по мере аварийного опускания увеличивается, степень неравномерности нагрузки остается постоянной и примерно равной (Рис.34). Дополнительное перемещение кольцевого щита, связанное с потерей опоры в виде сервоцилиндра и с провисанием соответствующей части затвора (Рис.35), составляет порядка 4,5 мм в конце хода, что близко к допустимой ошибке синхронизации и требует дополнительного учета при проектировании затвора.
Анализ качеств привода кольцевого затвора (точность, устойчивость, управляемость) проведен на примере блока, состоящего из гидроцилиндра, пропорционального электрогидроусилителя, датчиков положения и давления, блока управления и неограниченного источника расхода. Многомашинный гидропривод кольцевого затвора, как правило, состоит из шести подобных блоков, ввиду чего первоначальная оценка может быть проведена на фрагменте привода с соответствующим уменьшением нагрузки. Принципиальная схема данного привода приведена на рис.36.
Результаты экспериментов с неравномерной нагрузкой
На рис. 68 приведена принципиальная электрогидравлическая схема экспериментальной установки. В состав данной установки входят: две насосные станции, одна из которых питает гидравлический следящий привод, а вторая – нагрузочные гидроцилиндры; шесть гидроцилиндров (ГЦ1…ГЦ6), три из которых являются нагрузочными (ГЦ1, ГЦ3, ГЦ5), позволяющими имитировать инерционную нагрузку массы кольца затвора, а три других (ГЦ2, ГЦ4, ГЦ6) входят в состав электрогидравлического следящего привода и имитируют гидропривод кольцевого затвора; два гидрораспределителя с ручным управлением (Р1, Р2), необходимые для направления потока рабочей жидкости в верхние, либо нижние полости гидроцилиндров; три электрогидравлических усилителя (ЭГУ1…ЭГУ3), управляющих работой следящего привода; блок электронного управления и генератор сигналов, формирующие сигнал управления, подаваемый на электрогидравлические усилители и реализующие следящий режим работы привода; регистратор, необходимый для записи полученных экспериментальных данных; осциллограф, необходимый для точного представления подаваемого на блок электронного управления сигнала; а также датчики перемещения поршня (ДП1…ДП6) и датчики давления (ДД1…ДД6), необходимые для непосредственного измерения соответствующих величин.
Для исследования подъема имитатора кольца затвора, после подачи электропитания на блок электронного управления и пуска насосных станций, распределитель Р1 переключается в крайнюю левую (по схеме) позицию, а распределитель Р2 в крайнюю правую (по схеме) позицию. В то же время в генераторе и блоке управления формируется сигнал управления, который подается на электромагниты усилителей ЭГУ1…ЭГУ3. При этом распределители переключаются в нижнюю по схеме позицию. Таким образом, рабочая жидкость подается в нижние полости следящих гидроцилиндров, создавая движущую силу (F1), и в верхние полости нагружающих гидроцилиндров, создавая силу сопротивления (F2) (Рис.67). Давление нагрузки устанавливается настройкой переливного клапана КП1, а давление питания следящего привода – настройкой переливного клапана КП2.
При исследовании опускания щита кольцевого затвора распределители Р1 и Р2 не меняют своих позиций, установленных при подъеме затвора, а сигнал управления изменяется таким образом, что распределители ЭГУ1…ЭГУ3 переключаются в верхние по схеме позиции. При этом силы, развиваемые приводами, будут направлены так, как показано на рис.69.
Как было отмечено выше, сервоцилиндры следящего гидропривода управляются пропорциональными гидрораспределителями золотникового типа с интегрированными панелями микросхем и встроенными в гидроцилиндры датчиками положения поршня, реализующими обратную связь. Структурная схема САУ показана на рис.70, а принципиальная схема его внешних коммутаций на рис.71.
НС1 – насосная станция электрогидравлического привода; НС2 – насосная станция привода статического нагружения; БАУ – блок управляющей электроники; ЭГУ1, ЭГУ2, ЭГУ3 – электрогидравлические усилители; ГЦ2, ГЦ4, ГЦ6 – гидроцилиндры статического нагружения.
Перед началом испытаний при помощи осциллографа устанавливается форма управляющего сигнала, его частота и амплитуда. После подачи электропитания на блок управления и пуска насосных станций, настройкой переливного клапана КП2 устанавливается рабочее давление следящего привода (6,3 МПа) (Рис.68). Настройкой переливного клапана КП1 устанавливается рабочее давление нагрузочного привода (5 атм.). Распределитель Р1 переключается в левую по схеме позицию, а распределитель Р2 - в правую по схеме позицию. После этого управляющий сигнал подается на ЭГУ. Привод отрабатывает циклы подъема и опускания затвора. Показания датчиков фиксируются регистратором. Затем устанавливается более высокое рабочее давление нагрузочного привода при помощи клапана КП1 и циклы подъема и опускания затвора повторяются. Давление нагрузки меняется в пределах от 5 до 40 атм. с шагом 5 атм. Величина противодавления 40 атм. при установленном рабочем давлении следящего привода 63 атм. является критической величиной, при которой из-за перекоса затвора поршни гидроцилиндров перестают перемещаться, т.е. происходит заклинивание затвора.
В качестве сигнала управления рассматривается синусоподобный сигнал, обеспечивающий скорости перемещения близкие к натурным.
Эксперимент проводится, главным образом, с неравномерной нагрузкой. Неравномерность нагрузки д создается путем отключения от гидросистемы одного из нагрузочных цилиндров.
Таким образом, проводится серия экспериментов по подъему и опусканию щита затвора при неравномерной нагрузке для хода поршня 200 мм: устанавливается синусоподобная форма управляющего сигнала, ход поршней гидроцилиндров 200мм; давление нагрузки меняется в пределах от 5 атм. до 40 атм. с шагом 5 атм. фиксируемые параметры: перемещения поршней нагрузочных и следящих гидроцилиндров, давления в напорных полостях нагружающих гидроцилиндров, сигнал управления.
Измерение перемещения поршней силовых гидроцилиндров осуществлялось при помощи датчиков BTL5-A11-M0700-P-S32 фирмы BALLUFF с точностью (4 класс точности). Измерение перемещения поршней гидроцилиндров следящего привода осуществлялось при помощи встроенных датчиков BTL5-A11-M0630-B-KA05 с точностью 50 мкм (3 класс точности). Измерение давлений осуществлялось при помощи датчиков PA21 Y/100bar/81684,33/0-5V с максимальной ошибкой 1,5%. Параллельно контроль за величинами давлений осуществлялся при помощи манометров ТМ-110 с пределом измерения 100 атм. и 1,5 класса точности.