Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Разработка концепции электрогидравлического привода с раздельным управлением группами поршней 9
1.1. Современные тенденции создания электрогидравлических приводов 9
1.2. Общие принципы построения электрогидравлических приводов с раздельным управлением группами поршней 22
1.3. Методы управления и режимы работы 28
1.4. Выводы по результатам главы 1 34
Глава 2. Разработка математической модели электрогидравлического привода с раздельным управлением группами поршней 36
2.1. Общая математическая модель привода с кривошипно-ползунным механизмом преобразования движения и электрогидравлическими усилителями мощности 36
2.2. Особенности моделирования привода с раздельным управлением группами поршней 54
2.3. Идентификация параметров математической модели 66
2.4. Выводы по результатам главы 2 75
Глава 3. Разработка экспериментального комплекса для исследования электрогидравлического привода с раздельным управлением группами поршней 77 Стр.
3.1. Макетный образец привода 79
3.2. Насосная станция 83
3.3. Система управления и сбора данных 85
3.4. Выводы по результатам главы 3 87
Глава 4. Разработка специальных алгоритмов управления 88
4.1. Алгоритм управления с коррекцией взаимного нагружения 88
4.2. Алгоритм управления, повышающий энергетическую эффективность 95
4.3. Выводы по результатам главы 4 122
Общие выводы и заключение 124
Список литературы 127
- Общие принципы построения электрогидравлических приводов с раздельным управлением группами поршней
- Особенности моделирования привода с раздельным управлением группами поршней
- Насосная станция
- Алгоритм управления, повышающий энергетическую эффективность
Введение к работе
Актуальность темы. На современном уровне развития техники гидравлические приводы применяются для решения широкого круга задач. Наиболее типовые из них – это перемещение объектов с большими массами или моментами инерции в сочетании с позиционными и другими нагрузками. От привода может требоваться работа в различных режимах: движение с постоянной скоростью или с постоянным усилием (силой или моментом), слежение по положению, скорости или их комбинация. Примерами устройств с такими требованиями являются приводы радиолокационных систем слежения и наведения. Постоянно повышаются требования к таким характеристикам приводов, как точность, энергоэффективность, робастность к нагрузке. Адаптация к современным требования проводится разными путями. Меняются конструкции, появляются новые компоненты и материалы, совершенствуются средства и методы управления. Особо стоит отметить все повышающиеся требования к энергетической эффективности технических устройств, что отражено в указе Президента Российской Федерации №899 от 7 июля 2011 года «Об утверждении приоритетных направлений развития науки, технологий и техники в Российской Федерации и перечня критических технологий Российской Федерации».
Благодаря сочетанию новых компонентов и методов становится возможным создавать электрогидравлические приводы, одновременно удовлетворяющие таким взаимно противоречивым требованиям, как точное позиционирование выходного звена, непрерывное движение с высокой скоростью и повышенная энергоэффективность. Задача разработки таких приводов, а также методов управления ими несомненно является актуальной на сегодняшний день.
Цели и задачи. Целью диссертационной работы является разработка концепции электрогидравлического привода с раздельным управлением группами поршней, а также способов управления им в различных режимах работы.
Для достижения намеченной цели в работе были поставлены и решены следующие задачи:
-
Разработка концепции электрогидравлического привода с раздельным управлением группами поршней.
-
Разработка математической модели привода с раздельным управлением группами поршней. Определение минимально необходимой степени подробности модели для проведения исследований. Верификация модели.
-
Разработка алгоритмов управления приводом в режимах слежения по углу поворота и скорости выходного звена, а также повышающих энергетическую эффективность.
-
Создание экспериментального комплекса и подтверждение адекватности разработанных концепции, математической модели и алгоритмов управления.
Методы исследования
Для решения поставленных задач на разных этапах используются следующие методы:
Метод модифицированной функции Лагранжа из теории нелинейного программирования для решения задач условной минимизации.
Метод Нелдера-Мида для проведения процедуры безусловной минимизации.
Преобразование Фурье для разложения в ряд периодической функции.
Методы теории сплайнов для создания параметризованных кривых.
Классические методы численного решения систем дифференциальных уравнений.
Программная реализация алгоритмов при помощи современного высокоуровневого языка программирования c++.
Современные методы проведения эксперимента, а также записи и обработки экспериментальных данных при помощи ЭВМ.
Объектом исследования является электрогидравлический привод с раздельным управлением группами поршней.
Научная новизна
При проведении теоретических и экспериментальных исследований получены новые научные результаты:
-
Разработана концепция электрогидравлического привода, отличающаяся от известных наличием в структуре групп поршней с независимым распределением жидкости, предоставляющим новые широкие возможности для синтеза алгоритмов управления.
-
Разработана нелинейная математическая модель привода с раздельным управлением группами поршней, отличающаяся от известных моделей электрогидравлических приводов совместным учетом нескольких нелинейных свойств распределяющих устройств и исполнительного механизма, определяющих взаимное нагружение групп поршней. Показана специфика создания моделей приводов такого типа.
-
Впервые разработаны эффективные алгоритмы управления приводом с раздельным управлением группами поршней в режимах слежения по углу поворота и скорости вращения выходного звена, а также повышающие энергетическую эффективность привода.
-
Создан экспериментальный комплекс, с помощью которого подтверждена адекватность разработанных концепции, математической модели и алгоритмов управления.
Практическая ценность.
1. Руководствуясь предложенной концепцией можно разработать электрогидравлический привод с раздельным управлением группами поршней, определить его структуру и провести расчет. Концепция может быть оформлена в виде методики пригодной для использования в КБ при проектировании приводов, а также в учебном процессе. 2
-
Разработанная математическая модель может быть использована на этапе разработки привода, при проведении исследований различных режимов его работы, а также для создания различных алгоритмов управления.
-
Разработанный экспериментальный комплекс может быть использован для проведения исследовательских испытаний приводов с раздельным управлением группами поршней.
Реализация результатов работы. Результаты диссертационной работы внедрены на предприятии ОАО «Прибор РСТ» и в учебный процесс кафедры гидромеханики, гидромашин и гидропневмоавтоматики МГТУ им. Н.Э. Баумана.
Апробация работы. Основные положения работы обсуждались:
на заседаниях кафедры гидромеханики, гидромашин и гидропневмоавтоматики МГТУ им. Н.Э. Баумана. (Москва, 2011-2016 г.);
на Международной научно-технической конференции Fluid Power and Mechatronics (FPM). (Харбин, 2015 г.);
на Международной научно-технической конференции «Гидромашины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика» (Москва, 2014 г.);
на XIV Всероссийской научно-технической конференции студентов и аспирантов «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика». (Москва, 2011г.)
Публикации. Основное содержание диссертационной работы отражено в 6 научных работах (из них 1 индексирована базой Scopus, 3 статьи из перечня ВАК РФ, 1 монография) общим объёмом 8,88 п.л.
Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, 4-х глав, заключения, списка литературы (79 наименований) и приложения. Содержание работы изложено на 169 страницах машинописного текста, в том числе 70 Рисунков, 5 таблиц.
Общие принципы построения электрогидравлических приводов с раздельным управлением группами поршней
По сравнению с обычным электрогидравлическим приводом с дроссельным регулированием электрогидростатический показал снижение количества потребляемой из сети насосной установкой электрической энергии на 29%.
Исследования, посвященные электрогидростатическим приводам проводятся и в нашей стране. В 2013-2014 годах в МГТУ им. Н.Э. Баумана проводилась работа по созданию такого привода, основные результаты которой представлены в работах [10], [11], [12]. Авторы показывают, что электрогидростатический привод является хорошей альтернативой приводу с дроссельным регулированием при использовании его в качестве привода звеньев манипуляторов. Также была показана его высокая энергоэффективность.
Наряду с достоинствами, приводы с управлением за счет регулирования скорости вращения вала электродвигателя имеют и некоторые недостатки. В работе [13] показано, что следящая система с электрогидростатическим приводом может иметь колебания при работе на малых рассогласованиях. Также им свойственна невысокая динамическая жесткость.
Решением этих проблем может является привод с комбинированным управлением, описанный в работе А.М. Селиванова [14]. Суть предложенной им идеи состоит в том, что скорость вращения вала насоса не опускается ниже некоторой установленной величины, и при малых рассогласованиях используется обычное дроссельное регулирование. При этом энергоэффективность сохраняется на достаточно высоком уровне, а точность слежения повышается.
Применение новейших разработок электротехнической отрасли в области гидравлики не ограничивается использованием современных серводвигателей. Использование новых материалов сделало возможным создание новых быстродействующих дискретных клапанов. Например, такие клапаны описывают в работе Н.П. Селла, Д.Н. Джонсона и др. из университета Бат в Великобритании [15]. Такие клапаны стали использовать в системах распределения многопоршневых гидродвигателей и насосов, основав, тем самым, новый метод управления гидромашинами и гидроприводами в целом. В англоязычной литературе этот метод получил название “digital displacement” [16]. По своей сути он представляет собой фазовое регулирование подачи объемной гидромашины. Новшество относительно известных ранее вариантов реализации фазового регулирования состоит в том, что каждая рабочая камера гидромашины оснащается двумя дискретными клапанами с электроуправлением, осуществляющими ее подключение к линиям высокого и низкого давлений по некоторому алгоритму. Этот алгоритм специально разрабатывается в каждом конкретном случае с учетом режима работы гидромашины и требований к ее характеристикам. В виду отсутствия в имеющейся русскоязычной литературе описания и даже названия такого метода, назовем его дискретно-фазовым регулированием рабочего объема гидромашины.
В настоящее время метод дискретно-фазового регулирования активно исследуется, ведутся работы по созданию специально адаптированных гидромашин и алгоритмов управления [17], [18], [19]. В работе [20], проведенной исследователями из Инновационного центра корпорации Eaton, излагается опыт применения этого метода для управления героторным гидродвигателем. В этой работе метод назван «многоуровневым управлением героторной гидромашиной». Как показано на Рисунке 1.1.2 каждая рабочая камера гидромотора оснащена трехлинейным дискретным клапаном с электроуправленим, осуществляющим ее коммутацию либо с линией высокого давления, либо с линией низкого давления.
Гидравлическая схема многоуровневого управления героторным гидромотором. На валу гидромотора установлен датчик угла поворота, информация с которого поступает в электронный блок управления. В электронном блоке управления формируется сигналы, подаваемые на электромагниты клапанов. Структурная схема такой системы показана на Рисунке 1.1.3.
Авторы моделировали работу привода в режиме слежения по угловой скорости вращения. Результаты моделирования показаны на Рисунке 1.1.4.
Предложенная схема позволяет достичь большой гибкости в плане управления гидродвигателем. Одновременно с этим возникает проблема неоднозначного соответствия состояния клапанов и развиваемого двигателем момента. Для решения этой задачи авторы предлагают разрабатывать специальные оптимизационные алгоритмы. Другой проблемой является значительный «шум» момента на валу гидродвигателя.
Проблемы синтеза алгоритмов, а так же повышения плавности работы приводов с дискретно-фазовым регулированием частично решены в работе [21] коллективом авторов Мэтью Снеготски, Маркуса Готфрида и Уве Кинглауфа из корпорации Bosch Rexroth AG и Дармштадтского технического университета. Для рассмотрения они выбрали привод, схема которого показана на Рисунке 1.1.5.
Рисунок 1.5. Схема гидропривода с дискретно-фазовым регулированием с несколькими группами поршней. 1 - гидропневмоаккумулятор; 2- линия высокого давления; 3 - линия низкого давления; 4 - клапан низкого давления; 5 - клапан высокого давления; 6 - обратный клапан; 7 - поршень; 8 - рабочая жидкость; 9 цилиндр; 10 - бак.
Принципиальное отличие этого привода от рассмотренного ранее состоит в наличии нескольких групп поршней. Каждая группа повернута на некоторый угол относительно предыдущей. Угол поворота вычисляется исходя из общего числа групп. Такая схема существенно повышает плавность работы привода.
Для синтеза алгоритма управления авторы статьи предлагают использовать методы целочисленного квадратичного программирования, в частности алгоритм управления с прогнозирующими моделями. Такой подход позволяет отдавать приоритет при работе привода либо более плавной работе, либо снижению числа переключений клапанов.
На Рисунке 1.1.6 приведены результаты расчетов для случая, когда привод переходит из одной установившейся скорости вращения в другую. Левая колонка графиков соответствует более плавной работе, правая - минимуму количества срабатываний клапанов. Верхние графики показывают состояния клапанов, средние - момент от каждого из поршней, нижние - суммарный момент.
Вопросам гидроприводов с дискретно-фазовым регулированием и тесно связанным с ним вопросам «цифровой гидравлики» посвящено много работ профессора Матти Линьяма из Технического университета Тампере в Финляндии [22], [23], . Среди прочих стоит отметить наиболее интересные [16], [24], в которых подробно рассматриваются все стадии разработки таких систем, проводится их сравнение с гидроприводами с объемным регулированием. Автор рассматривает вопросы применения быстродействующих дискретных клапанов не только для управления рабочими камерами насосов и гидромоторов, но и для любых других исполнительных гидродвигателей, например, гидроцилиндров.
В работе [16] профессор Линьяма также касается вопросов энергоэффективности гидравлических приводов. Он предлагает при ее оценке уйти от коэффициента полезного действия. Обосновывает он это несколькими доводами. Во-первых, оценка по КПД мало информативна, если привод срабатывает не часто или его установленная мощность невелика. Во-вторых нагрузка на исполнительный двигатель не всегда бывает препятствующей, и учет помогающей нагрузки крайне важен. В-третьих, понятие КПД неприменимо в случае обратного (без нагрузки) хода исполнительного двигателя. Таким образом, автор делает вывод, что наиболее правильным показателем энергоэффективности будет величина потерь энергии, вычисляемая как интеграл по времени от мощности потерь за полный рабочий цикл.
Особенности моделирования привода с раздельным управлением группами поршней
Согласно [42], электромагнитный момент электромеханического преобразователя с перемещением якоря вдоль поля может быть вычислен следующим образом Мя = КШ1 + сшсря, (2) где I - сила тока в обмотках электромеханического преобразователя, КМ1 - коэффициент момента, см - жесткость магнитной пружины. Для вычисления КМ1 и см существуют следующие выражения Ф zwr Кмі — См 5с ФГ2 (3) (4) бс с п где Ф2 - суммарный магнитный поток постоянных магнитов, w - число витков в обмотках, г - расстояние от оси поворота якоря до центра полюсных поверхностей, бс - величина воздушных зазоров между якорем и полюсными наконечниками в нейтральном положении якоря, 5п - площадь полюсных наконечников, рс - магнитная постоянная. Момент, возникающий из-за деформации пружины якоря пр.я. пр.я. я, (5) где спр.я. - жесткость пружины якоря.
При вычислении момента от жидкости, вытекающей из сопел, принимается, что ее действие определяется разницей давлений под торцами золотника и площадью отверстия сопла Мг — Ар. ndr тз 4 (6) где Артз - перепад давлений на торцах золотника, dc - диаметр сопла. Момент от сил вязкого трения Д, I Я " в.т. , (7) где кв.т. - коэффициент вязкого трения. Так как, с учетом допущений, массой золотника пренебрегаем, то для золотника нужно записать уравнение равновесия Ар. тз (2 пр.з. + гд} з, (8) где d3 - диаметр золотника, спр з. - жесткость каждой из пружин под торцами золотника, сгд - жесткость гидродинамической пружины, хз - смещение золотника. Согласно [41] жесткость гидродинамической пружины определяется выражением Сгд = 0,5пЬ(рп - Рс), (9) где п - число окон в гильзе эгу, b - ширина окон в гильзе эгу. Пренебрегая сжатием жидкости в объеме по торцами золотника с учетом допущения, можно записать уравнения баланса расходов для узлов гидравлического моста Ql = Qcl + QT3 (10) Q2 Qc2 QT3, (11) где Q1 и Q2 - расходы жидкости через плечевые дроссели,Qc1 и Qc2 - расходы жидкости через сопла,QT3 - расход жидкости, определяемый движением золотника. Запишем выражения для вычисления каждого из расходов, входящих в уравнения (10) и (11) Qi = кд Рп-Рі (12) Q2 = кд Рп - Р2 (13) Qcl Рс С(0 R-сФя) N - (Pi - Pc) Qc 2 = №dc(ho + Рс я) N - (P2 - Pc) Фгз пйз dxз (14) (15) (16) 4 dt где p1 и p2 - давления под торцами золотника, кд - проводимость плечевого дросселя, рс - коэффициент расхода сопла, h0 - расстояние между соплом и заслонкой в нейтральном положении, Rc - расстояние от оси вращения якоря до сопел.
Решение системы уравнений (8), (10) и (11) при подстановке в них выражений (12) - (16) является затруднительным из-за существенных нелинейностей. Поэтому целесообразно, воспользовавшись методикой, предложенной в [41], провести линеаризацию расходно-перепадных характеристик плечевых дросселей и сопел, в результате чего система уравнений (8), (10) и (11) может быть преобразована в одно дифференциальное уравнение первого порядка KQV 4(2спр.з. + сгд) где KQP - коэффициент усиления предварительно каскада эгу по расходу, КРф - коэффициент усиления предварительного каскада эгу по давлению. где Qc0 - расход через сопло при нейтральном положении заслонки, Ртзо - давление под торцами золотника при нейтральном положении заслонки. _ 2л2 2р2рс + р Дрп тз 2n2d h p2 + pkД (20)
Входным сигналом электрогидравлического усилителя является напряжение. Это напряжение формирует ток в обмотках, определяемый индуктивностью, активным сопротивлением и противоЭДС. Этот процесс описывается следующим дифференциальным уравнением где U напряжение, подаваемое на обмотки электромеханического преобразователя, RO6M - активное сопротивление обмоток, кэдс - коэффициент противоЭДС, 1обм - индуктивность обмоток. На практике коэффициент кэдс пренебрежимо мал [42] и при моделировании его можно принять равным нулю. Чтобы избежать влияния индуктивности обмоток на скорость нарастания тока, выходной каскад электронной системы управления электрогидравлическим усилителем содержит схему источника тока [43], благодаря чему ток в обмотках электромеханического преобразователя остается пропорциональным входному сигналу даже во время протекания динамических процессов. Быстродействие электронной части системы существенно превышает быстродействие остальной ее части. Поэтому при моделировании можно полагать следующее равенство
В [41] показано, что представленная выше модель ЭГУ может быть упрощена без существенной потери точности. При этом описание усилителя сводится к дифференциальному уравнению второго порядка: ГЇ гу dt з -ГЇ ивх где 7Гу - постоянная времени гидроусилителя, гу - коэффициент демпфирования, Кгу - коэффициент усиления. Использование модели в таком упрощенном виде позволит далее достаточно легко провести процедуру идентификации параметров и получить достоверные данные для значений Тгу, гу и Кгу.
Насосная станция
Для проведения полноценного исследования привода с раздельным управлением группами поршней нельзя ограничиться математическим моделированием. Любая модель создается с теми или иными допущениями и должна быть проверена на адекватность. Кроме этого, некоторые значения величин, входящих в математическую модель, не могут быть измерены прямым путем. Может понадобиться их идентификация косвенным путем по результатам эксперимента. Также возможно уточнение структуры модели по результатам эксперимента.
Учитывая новизну структуры рассматриваемого привода и методов управления, возникает задача создания экспериментального комплекса, позволяющего как оценить показатели качества работы привода, так и измерить мгновенные значения различных величин при его работе.
При создании экспериментального комплекса применялись современные технологии в области проведения эксперимента. Достигнута высокая точность измерения физических величин. Особое внимание уделено системе управления, которая должна позволять реализовывать специальные алгоритмы управления.
В состав экспериментального комплекса входят следующие компоненты: макетный образец привода; насосная станция; система управления и сбора данных, состоящая из аппаратной части и программного обеспечения. Структурная схема экспериментального комплекса показана на Рисунке 3.1. Рисунок 3.1. Структурная схема экспериментального комплекса.
Управление комплексом осуществляется при помощи электронной вычислительной машины (ЭВМ) - персонального компьютера. Через плату аналогоцифрового преобразования (АЦП) в него поступают сигналы с измерительной аппаратуры: датчиков давления (ДД), датчика расхода, датчика температуры, датчиков положения штоков гидроцилиндров. Данные датчика углового положения (ДУП) поступают посредством цифрового сигнала через собственный блок сопряжения датчика. Сигнал управления из ЭВМ поступает на плату цифро - аналогового преобразования (ЦАП). Для согласования уровней сигналов используется блок сопряжения привода (БСП). Общий вид экспериментального комплекса показан на Рисунке 3.2.
В состав макетного образца привода входят два гидроцилиндра с проходным штоком, работающих на один коленчатый вал, распределяющие устройства, нагружающие устройства и клапаны. Схема макетного образца показана на Рисунке
В экспериментальном комплексе предусмотрена возможность создания на выходном валу нагрузок различного характера. Для создания инерционной нагрузки к выходному валу подключен маховик. Момент инерции маховика может меняться при помощи набора грузов на резьбовой штанге. Для создания нагрузки типа «трение» применен порошковый электромагнитный тормоз ПТ-40М1. Порошковый тормоз снабжен устройством для измерения крутящего момента. Диапазон измерений составляет -400...400 Нм, разрешающая способность 1,5 Нм.
Для обеспечения обратной связи по углу поворота вала установлен фотоэлектрический абсолютный датчик положения ЛИР-ДА158 с разрешающей способностью 10 угловых секунд [58]. Дополнительно имеется возможность контролировать положение каждого штока в отдельности при помощи потенциометрических датчиков.
Распределение жидкости в полости гидроцилиндров осуществляется при помощи двух электрогидравлических усилителей 6Ц201 типа «сопло-заслонка».
Каждый гидроцилиндр снабжен блоком обратных клапанов. Клапаны позволяют жидкости выходить из полости гидроцилиндра в линию высокого давления, если давление в полости превышает давление питания, а также поступать в полость цилиндра из линии низкого давления, если давление в полости ниже, чем давление слива. Общий вид макетного образца привода, а также отдельных составляющих показан на Рисунках 3.5, 3.6 и 3.7.
Рисунок 3.5. Гидроцилиндр, ЭГУ, датчики давления, блок клапанов. Рисунок 3.6. Привод в сборе.
Регулятор насоса позволяет настраивать давление в диапазоне от 5 Мпа до 25 Мпа. Для сглаживания пульсаций расхода и компенсации пиковых расходов (при необходимости) на выходе насоса установлен гидропневмоаккумулятор объемом 10 л.
Предусмотрена возможность создания подпора в сливной линии гидросистемы в диапазоне 0.. .8 МПа.
Дополнительно имеется возможность установки давления в одном из каналов насосной станции отличным от давления на выходе насоса. Это осуществляется при помощи трехлинейного редукционного клапана.
Для управления приводом необходима ЭВМ, в качестве которой может быть использован персональный компьютер или контроллер. В составе экспериментального комплекса используется персональный компьютер, т.к. он обладает большим функционалом, чем контроллер, а так же удобством визуализации информации.
Производительность компьютера позволяет объединить в нем как функции управления приводом, так и функции сбора данных. Компьютер получает информацию с датчиков углового положения вала, давления, расхода, крутящего момента, положения поршней через платы аналого-цифрового преобразования. Сигналы на электрогидравлические усилители подаются из компьютера через платы цифро-аналогового преобразования. Для согласования уровней сигналов используется блок сопряжения.
Для управления электрогидравлическими усилителями в блоке сопряжения привода предусмотрен каскад усиления, представляющий собой источник тока на основе неинвертирующего усилителя. Благодаря этому, ток в обмотках электрогидравлического усилителя пропорционален подаваемому входному напряжению, влияние индуктивности обмоток нивелируется, что позволяет существенно повысить динамические характеристики электрогидравлического усилителя. Это обстоятельство было учтено при составлении математической модели.
Программная часть системы управления реализована в операционной системе QNX 6.4 и состоит из двух основных модулей: непосредственно программа управления и пользовательский интерфейс. Такой подход хорошо зарекомендовал себя на практике для построения систем управления гидроприводом [59].
Программа управления выполняется в реальном времени. В ней происходит обработка данных с плат АЦП, вывод данных на платы ЦАП, формирование сигналов рассогласования на ЭГУ для различных режимов работы привода. Обновление информации на портах ввода и вывода происходит с частотой 1 кГц. В программе управления также организован обмен данными с пользовательским интерфейсом.
Пользовательский интерфейс представляет собой приложение с графической оболочкой, с помощью которой можно задавать желаемые параметры работы привода, выбирать режим работы, записывать и визуализировать экспериментальные данные. Обновление информации на экране пользовательского интерфейса происходит с частотой 10 Гц.
Алгоритм управления, повышающий энергетическую эффективность
Определение параметров, влияющих на работу привода. Параметры работы привода зависят от многих факторов, основными среди которых основными являются тип и величина приводимой нагрузки, режим функционирования и алгоритмы управления. Последний из перечисленных факторов позволяет также воздействовать на параметры работы привода.
Как было показано в главе 1, для получения равномерного вращения выходного вала необходимо обеспечить движение золотников по закону Хз = А(щ,рн) cos(к((р + (pot) Однако, это имеет место только в случае идеализированного рабочего процесса, при котором жидкость рассматривается как несжимаемая, золотниковые пары идеальными с геометрической точки зрения, а распределяющие устройства обладают идеальными динамическими характеристиками.
В действительности, каждый их этих факторов может существенно повлиять на качество характеристик привода.
Проиллюстрируем сказанное, воспользовавшись полученной выше математической моделью. Рассмотрим характер изменения угловой скорости и давления в одной полости первого гидроцилиндра. Моделирование проведем для двух значений угловой скорости, первую из них условно назовем низкой, а вторую ш2 - высокой. Абсолютные величины этих скоростей отличаются в 10 раз. При этом момент нагрузки на выходном звене примем равным нулю. При каждом значении скорости используем три степени подробности математического описания распределяющих устройств, указанные в Таблице 3.
Давления в полости цилиндра для случаев 1, 2, 3 приведены на Рисунке 4.11, а для случаев 4, 5, 6 - на Рисунке 4.12. Для удобства представления все величины на графиках нормированы, т.е. их текущее значение отнесено к среднему за период. Отрезок времени на каждом из графиков соответствует одному периоду.
Из приведенных графиком можно заметить, что при низкой скорости вращения динамические свойства распределяющих устройств мало сказываются на работе привода, в то время, как особенности микрогеометрии золотниковых пар существенно изменяют общую картину. Назначенные для расчета перекрытия щелей золотниковых распределены случайным образом и лежат в диапазоне от -3 мкм до +3 мкм. При этом отклонения значений скорости от среднего составляют 15...20%. Аналогичная картина наблюдается и с давлением.
Для высокой угловой скорости виден обратный результат. Основное влияние оказывают динамические свойства распределяющих устройств, а от микрогеометрии золотниковых пар практически ничего не зависит. Для обоих значений угловых скоростей можно отметить наличие неравномерности даже в случае идеализированных распределяющих устройств. Это объясняется наличием шатунного влияния в кривошипно-ползунном механизме, использованном в стендовом варианте исполнения привода. В уравнениях связи движения поршня с вращением вала присутствуют слагаемые, зависящие как от основной, так и от удвоенной частот. Влияние этого фактора будет тем меньше, чем меньше отношение длины кривошипа к длине шатуна.
Обобщая сказанное выше, можно сделать вывод, что наличие неточностей изготовления золотниковых пар и неидеальные динамические характеристики распределяющих устройств приводят к тому, что при подаче управляющего сигнала по гармоническому закону, закон открытия дросселирующих щелей становится негармоническим, в связи с чем возникает неравномерность скорости вращения выходного вала привода, а также появляются резкие забросы и падения давления в полостях цилиндров.
В отдельных случаях забросы и падения давления могут достичь тех величин, при которых сработают обратные клапаны, установленные в полостях цилиндров. Чтобы проиллюстрировать это, умышленно исказим форму управляющего сигнала, добавив к его фазе некоторую постоянную величину const: Хз = А(ш,рн) cos+ (p0i + (pconst)
Зависимость давления от времени в одной полости первого цилиндра при этом показана на Рисунке 4.13. Рисунок 4.13. Процессы в полости цилиндра.
Из Рисунка 4.13 видно, что давление в полости колеблется от давления в сливной линии до давлении в линии нагнетания. Так происходит из-за взаимонагружения цилиндров из разных групп. Кроме того видно, что в моменты достижения максимального и минимального давлений срабатывают клапаны, выпускающие жидкость из полости цилиндра в линию нагнетания и впускающие жидкость из линии слива в полость цилиндра соответственно. Можно оценить средний расход жидкости, проходящий через клапаны за один оборот выходного вала:
Наличие расхода QK с приводит к тому, что полость цилиндра заполняется не только за счет подачи насосной станции, но и частично из сливной линии. Расход QK н представляет собой частичную рекуперацию энергии, т.к. жидкость из полости цилиндра возвращается в линию нагнетания. Учитывая, что в рассматриваемом приводе у каждого из цилиндров есть две полости, и происходящие в них процессы повторяют друг друга с некоторым сдвигом по времени, запишем суммарный расход через клапаны в следующем виде:
Напомним, что давления нагнетания насосной установки привода принято постоянным. При наличии в линии нагнетания гидравлического аккумулятора достаточной емкости можно считать, что в рассматриваемом выше случае средняя подача насоса может быть уменьшена на величину @к , т.к. часть жидкости, как было показано выше, будет взята из сливной линии, а часть будет возвращена в линию нагнетания и накоплена в гидравлическом аккумуляторе. Иными словами снижение необходимой подачи насоса составит:
Подводя промежуточный итог, можно сделать следующие выводы:
Отклонение закона поступления жидкости в полости цилиндров от идеализированного за счет особенностей распределяющих устройств, либо за счет его умышленного изменения влечет за собой, с одной стороны, увеличение неравномерности скорости вращения, а с другой - приводит к снижению необходимой подачи насосной установки при сохранении той же средней скорости вращения;
Манипулируя законом движения золотников распределяющих устройств, можно добиваться снижения необходимой подачи насосной установки и, следовательно, повышать энергоэффективность привода;
Повышение энергоэффективности будет определяться несколькими факторами, в числе которых помимо управляющего сигнала также имеют значение тип и величина приводимой нагрузки;
В связи с этим, является актуальной задача синтеза специального управляющего сигнала, обеспечивающего минимальную неравномерность скорости вращения при максимальном повышении энергетической эффективности.