Содержание к диссертации
Введение
1. Проектирование систем приводов заданного целевого назначения 18
1.1. Роль приводов технологических машин и агрегатов 18
1.2. Анализ развития систем приводов 23
1.3. Особенности приводов технологических машин и агрегатов 34
1.4. Свойства и показатели приводов при их проектировании 45
1.5. Анализ работ по исследованию гидравлических приводов технологических машин и агрегатов АПК
1.6. Общая структура системы гидравлического привода технологических машин и агрегатов АПК и основы её расчёта при проектировании 55
1.7. Выводы по разделу 62
1.8. Постановка проблемы, цель и задачи исследования 63
2. Теория и методология расчёта систем гидравлических приводов технологических машин и агрегатов АПК 65
2.1.Теория и методология расчёта переменного гидравлического сопротивления типа плоский клапан 65
2.2. Теория и методология расчёта эффективной площади гибкого мембранного элемента с учётом деформации эластичного полотна 69
2.3.Теория и методология расчёта объёмной жёсткости гидравлических систем как интегративного показателя оценки динамических свойств
систем приводов технологических машин и агрегатов АПК 79
2.3.1. Объёмная жёсткость гидравлической системы и её расчёт 79
2.3.2. Расчёт коэффициента объёмной жёсткости совокупности совместно работающих элементов гидравлической системы 82
2.3.3. Расчёт коэффициентов приведенной объёмной жёсткости основных элементов гидравлического привода
2.3.4. Объёмная жёсткость рукавов высокого давления 90
2.3.5. Особенности расчёта динамики работы гидравлических цилиндров 93
2.4. Теория и методология расчёта параметров гидравлических систем с учётом и без учёта инерционных свойств рабочей жидкости на основе их объёмной жёсткости 96
2.5. Расчёт параметров электрического привода систем приводов технологических машин и агрегатов 101
2.6. Выводы по разделу 103
3. Теория и методология расчёта систем приводов с насосно-аккумуляторным источником расхода на базе автомата разгрузки с дифференциальным клапаном не золотникового типа 106
3.1. Насосно-аккумуляторные источники расхода гидравлических приводов на базе клапанов разгрузки насоса 106
3.2. Особенности функционирования гидромеханической системы привода, оснащённой насосно-аккумуляторным источником расхода с автоматом разгрузки не золотникового типа
3.3. Теория и методология расчёта гидравлической системы привода с насосно-аккумуляторным источником расхода на базе автомата разгрузки с дифференциальным клапаном 112
3.3.1. Теория и методология расчёта гидравлической системы привода с насосно-аккумуляторным источником расхода на установившихся режимах 112
3.3.2. Теория и методология расчёта гидравлической системы привода с насосно-аккумуляторным источником расхода на неустановившихся режимах 119
3.3.3. Расчёт и анализ функционирования гидравлической системы привода с насосно-аккумуляторным источником расхода 125
3.3.4. Экспериментальная проверка результатов расчёта гидравлической системы привода с насосно-аккумуляторным источником расхода 127
3.4. Выводы по разделу 132
4. Теория и методология расчёта систем приводов с автоматической компенсацией воздействия на рабочий орган попутной нагрузки 134
4.1. Системы гидравлических приводов оснащённых устройствами
автоматической компенсации воздействия на двигатель попутной нагрузки 134
4.1.1. Тормозные гидроклапаны для компенсации односторонней попутной нагрузки 134
4.1.2. Устройство управления гидродвигателем для компенсации знакопеременной нагрузки 138
4.2. Особенности функционирования гидравлических систем приводов технологического оборудования и агрегатов АПК с компенсацией влияния знакопеременной нагрузки на реверсируемые гидравлические двигатели 139
4.2.1. Компенсация знакопеременной нагрузки посредством гидравлического замка двухстороннего действия 139
4.2.2. Компенсация знакопеременной нагрузки посредством устройства управления гидроприводом 142
4.3. Теория и методология расчёта конструктивных параметров гидравлической системы привода со знакопеременным нагружением 147
4.3.1. Теория и методология расчёта гидравлической системы привода со знакопеременным нагружением на установившихся и неустановившихся режимах 147
4.3.2. Расчёт и анализ функционирования гидравлической системы привода со знакопеременным нагружением, оснащённой стабилизирующим устройством следящего типа 157
4.3.3. Экспериментальная проверка результатов расчёта гидравлической системы привода со знакопеременной нагрузкой 160
4.4. Выводы по разделу 164
5. Теория и методология расчёта систем синхронных приводов технологического оборудования и агрегатов АПК на базе дроссельных делителей и делителей-сумматоров потоков не золотникового типа 166
5.1. Дроссельные делители и делители-сумматоры потока не золотникового типа для систем синхронных приводов сельскохозяйственных машин 166
5.1.1. Двухпоточные дроссельные делители и делители-сумматоры потока не золотникового типа 169
5.1.2. Многопоточные дроссельные делители и делители-сумматоры потока не золотникового типа 176
5.1.3. Особенности функционирования дроссельных делителей и делителей-сумматоров потока мембранного типа 180
5.1.3.1. Двухпоточные дроссельные делители и делители сумматоры потока мембранного типа 180
5.1.3.2. Многопоточные дроссельные делители и делители сумматоры потока мембранного типа 187
5.2. Теория и методология расчёта синхронных систем приводов, оснащённых дроссельными делителями и делителями-сумматорами потока не золотникового типа 192
5.2.1 Теория и методология расчёта синхронных систем приводов на базе делителя потока с переменными гидравлическими сопротивлениями типа «щель изменяемой длины» 192
5.2.2 Теория и методология расчёта синхронной системы привода оснащённой мембранным делителем потока с переменными гидравлическими сопротивлениями типа плоский клапан на установившихся режимах 200
5.2.3 Теория и методология расчёта синхронной системы привода, оснащённой мембранным делителем потока с переменными гидравлическими сопротивлениями типа плоский клапан на неустановившихся режимах
5.3. Расчёт и теоретические исследования синхронной системы привода на базе мембранного дроссельного делителя потоков с переменными гидравлическими сопротивлениями типа плоский клапан 209
5.4. Ресурсные испытания дроссельных делителей и делителей-сумматоров мембранного типа 5.4.1. Ресурсные испытания дроссельных делителей-сумматоров потоков мембранного типа
5.4.2. Ресурсные испытания дроссельного делителя потока с переменными сопротивлениями типа «щель изменяемой длины» 222
5.5. Выводы по разделу 225
6. Примеры использования теории и методологии расчёта приводов различного целевого назначения при проектировании технологических машин и агрегатов АПК 227
6.1. Расчёт системы привода перфорационного пресс-молота повышенного быстродействия 227
6.1.1. Устройство и принцип действия перфорационного пресс-молота 227
6.1.1.1 Устройство и принцип действия перфорационного пресс молота с ограничителями хода в виде комбинированных
гидромеханических упоров 227
6.1.1.2. Устройство и принцип действия перфорационного пресс молота с ограничителями хода в виде механических упоров 231
6.1.2. Моделирование системы привода перфорационного пресс-молота повышенного быстродействия 232
6.1.2.1 Определение нагрузки на рабочем органе пресс-молота 232
6.1.2.2 Математическая модель системы привода пресс-молота 235
6.1.3. Теоретические исследования влияния конструктивных и функциональных параметров на работу пресс-молота 245
6.1.3.1 Теоретические исследования влияния конструктивных и функциональных параметров на работу пресс-молота с гидромеханическими упорами 247
6.1.3.2 Параметры базовой конструкции пресс-молота 248
6.1.3.3 Анализ влияния различных конструктивных и функциональных параметров на процесс вырубки листовой заготовки 250
6.1.4. Расчёт и выбор рациональных параметров перфорационного пресс молота 276
6.2. Расчёт системы привода щётки аэродромной уборочной машины 279
6.2.1. Моделирование гидромеханической системы привода щётки 281
6.2.2. Расчёт и исследования системы привода щётки 293
6.2.3. Расчет и выбор рациональных параметров системы привода щётки..
6.3. Моделирование системы привода отделителя-выгрузчика кормов КСП - 5. 305
6.4. Выводы по разделу 310
Общие выводы 313
Заключение 318
Список использованных источников
- Анализ работ по исследованию гидравлических приводов технологических машин и агрегатов АПК
- Теория и методология расчёта параметров гидравлических систем с учётом и без учёта инерционных свойств рабочей жидкости на основе их объёмной жёсткости
- Теория и методология расчёта гидравлической системы привода с насосно-аккумуляторным источником расхода на базе автомата разгрузки с дифференциальным клапаном
- Компенсация знакопеременной нагрузки посредством гидравлического замка двухстороннего действия
Введение к работе
Актуальность темы. Одной из главных составных частей технологических машин и агрегатов является их привод. В качестве силового привода зачастую используют гидравлический привод, функциональные и эксплуатационные особенности которого оказывают, как правило, решающее влияние на свойства гидромеханической системы и технологических машин в целом. В связи с этим изучению силового гидравлического привода уделяется пристальное внимание. Однако, в состав силового гидравлического привода технологических машин и агрегатов, в той или иной форме, обязательно входят электрический и механический приводы, что превращает его в систему приводов различного вида. Подавляющее большинство современных исследований посвящены изучению гидравлических приводов, основу которых составляют гидравлические аппараты золотникового типа, что сдерживает возможности применения в системах приводов технологических машин новых конструкционных материалов. Многие технологические машины и агрегаты (особенно в АПК) работают в тяжёлых условиях, характеризуемых повышенными температурой и запылённостью, низким качеством рабочей жидкости и другими неблагоприятными признаками, что значительно снижает надёжность и качество функционирования систем приводов, оснащённых гидравлическими аппаратами золотникового типа. При современном уровне рабочих давлений в гидравлической системе, усилий и скоростей перемещения рабочих органов технологических машин и агрегатов АПК на первый план выступают вопросы сжимаемости рабочей жидкости и податливости гидравлических элементов системы приводов, что требует дальнейшего совершенствования теории и методологии их расчёта. Таким образом, тема диссертационной работы является актуальной и своевременной.
Научная проблема, решаемая в настоящей работе, заключается в разработке теоретических основ и методологии проектировочного расчёта систем приводов технологических машин и агрегатов АПК, оснащённых гидравлическими аппаратами не золотникового типа с учётом нелинейности характеристик, деформации трубопроводов, неравномерности подачи рабочей жидкости и её сжимаемости.
Исходя из актуальности, практической значимости и теоретической неразработанности данной проблемы, в работе поставлена следующая цель: повышение конкурентоспособности технологических машин и агрегатов АПК путём обеспечения при проектировании требуемых показателей назначения за счёт усовершенствования теории и методов конструкторского расчёта рациональных параметров систем приводов с учётом объёмной жёсткости их гидравлических систем.
Для достижения цели необходимо решить задачи исследования:
– изучить системы приводов, используемые в технологических машинах и агрегатах АПК, определить перспективные пути их дальнейшего развития;
– выявить особенности функционирования систем гидравлических приводов технологических машин и агрегатов АПК с учётом нелинейности их характеристик, деформации трубопроводов, неравномерности подачи рабочей жидкости и её сжимаемости;
– дать определение и выявить особенности объёмной жёсткости, как свойства гидравлических систем технологических машин и агрегатов;
– получить аналитические зависимости для расчёта коэффициентов объёмной жёсткости гидравлических систем при проектировании систем приводов технологических машин и агрегатов АПК;
– предложить запорно-регулирующие элементы незолотникового типа, отвечающие требованиям функционирования систем приводов технологических машин и агрегатов в АПК, и теорию их расчёта;
– экспериментально подтвердить основные положения предложенной теории расчёта рациональных параметров гидравлических систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного целевого назначения;
– разработать математические модели систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного целевого назначения с гидравлическими аппаратами автоматического регулирования не золотникового типа и произвести их расчёт;
– привести примеры использования предложенных теории и методологии расчёта при проектировании систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного назначения.
Общая методика исследования.
Выполненные в работе исследования основываются на использовании положений и методов теоретической и аналитической механики, гидродинамики, теории упругости, а также численных методов решения дифференциальных уравнений, методов экспериментальной механики, методов оптимизации.
Научная новизна работы заключается в следующем.
Специальность 05.02.02 – машиноведение, системы приводов и детали машин:
– введено и раскрыто понятие объёмной жёсткости, как свойства гидравлических систем приводов технологических машин и агрегатов АПК, характеризирующего переходные процессы систем приводов; аналитически получены закономерности расчёта коэффициентов приведенной объёмной жёсткости гидравлических систем машин и агрегатов, а также их элементов, что позволяет с высокой степенью точности и достоверности производить расчёты систем приводов, включающих силовой гидравлический привод (п. 5 паспорта);
– разработана методология моделирования систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного целевого назначения на базе аппаратов не золотникового типа, учитывающая объёмную жёсткость их гидравлических систем (п. 2 паспорта);
– на основе предложенной методологии моделирования разработаны математические модели систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного целевого назначения; проведены их исследования и расчёт рациональных значений основных конструктивных и функциональных параметров (п.п. 2 и 6 паспорта);
– предложено при расчёте систем приводов технологических машин и агрегатов, оснащённых аппаратами автоматического регулирования мембранного типа, рассматривать работу гибкого мембранного элемента с жёстким центром в пяти зонах, обеспечивающих изменение его жёсткости по различным законам; получены аналитические зависимости, описывающие условие работы мембранного элемента в той или иной зоне, для каждой из которых выведены формулы по определению эффективной площади (п.п. 1,2 и 8 паспорта).
Специальность 05.02.13 – машины, агрегаты и процессы (в АПК):
– разработаны научные и методологические основы проектирования систем приводов машин и агрегатов АПК, на основе предложенных автором конструкций переменных гидравлических сопротивлений не золотникового типа («плоский клапан» и «щель переменной длины»), наиболее полно отвечающих условиям эксплуатации систем приводов в АПК (п. 1 паспорта);
– разработаны математические модели и алгоритмы расчёта систем приводов технологических машин и агрегатов АПК, спроектированных на базе гидравлических аппаратов не золотникового типа с учётом объёмной жёсткости их гидравлической системы (п. 1 паспорта);
– выявлен нелинейный характер и закономерности изменения коэффициентов приведенной объёмной жёсткости трубопроводов и других элементов круглого сечения гидравлических систем технологических машин и агрегатов АПК, что позволяет с высокой степенью точности и достоверности исследовать динамические процессы функционирования машин и агрегатов АПК (п. 6 паспорта);
Практическая значимость работы
– разработаны структуры приводов технологических машин и агрегатов АПК различного вида, а также обобщённая структура системы привода на базе гидравлических аппаратов не золотникового типа различного функционального назначения;
– разработаны методики и программное обеспечение для расчёта систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного целевого назначения с учётом приведенной объёмной жёсткости их гидравлических систем;
– найдены оригинальные конструктивные решения переменных гидравлических сопротивлений не золотникового типа, на основе которых разработан ряд научно обоснованных и защищённых авторскими свидетельствами и патентами конструкций, гидравлических устройств не золотникового типа различного целевого назначения, принятых к использованию на предприятиях машиностроения, в том числе для АПК;
– разработаны методики расчёта систем приводов технологических машин и агрегатов АПК различного целевого назначения, оснащённых гидравлическими аппаратами не золотникового типа, принятые к применению конструкторскими подразделениями различных машиностроительных предприятий России, в том числе для АПК;
– дроссельный делитель потока мембранного типа, разработанный автором и рассчитанный по предложенной им методике, серийно выпускается Омским заводом «Гидропривод» и используется в системах приводов широкозахватных почвообрабатывающих агрегатов.
Результаты исследований внедрены.
Омским заводом «Омскгидропривод» в 1987 году поставлена на серийное производство, предложенная автором и рассчитанная по его методике конструкция дроссельного делителя потока ДСП 01.000, используемая в системах приводов сельскохозяйственных машин (широкозахватных культиваторов КЗК-10 и КПЗ-9,7 и др.). Там же, при участии автора, разработана конструкция дроссельного делителя-сумматора потоков с чувствительными элементами в виде трубок Вентури, который планировался к постановке на производство взамен делителя-сумматора ДСП 01.000. Ожидаемый экономический эффект от такой замены составлял 10,5 (десять рублей пятьдесят копеек) на одно изделие в ценах 1987 года.
Разработанная автором методика расчёта мембранных делителей и делителей-сумматоров с запорно-регулирующим элементом сопло-заслонка (плоский клапан) принята конструкторским отделом завода «Омскгидропривод» г.Омск для практического применения.
Разработанный автором дроссельный делитель-сумматор мембранного типа с чувствительными элементами в виде трубок Вентури ДСВ-00.000 использован ГСКБ по культиваторам и сцепкам г. Ростов-на-Дону в составе гидравлического привода опытного образца широкозахватного культиватора КШУ-12, испытания которого, давшие положительный результат, проводились с марта 1985 года по сентябрь 1987 года.
Результаты исследований систем приводов со знакопеременным нагружением приняты к практическому применению в ГСКБ по культиваторам и сцепкам г. Ростов-на-Дону и были использованы при совершенствовании гидравлического привода широкозахватных культиваторов. Реверсивная стабилизирующая система клапанного типа применена в гидроприводе позиционирования крайних секций широкозахватных почвообрабатывающих машин в вертикальной плоскости на угол, больший 90. Методика расчёта систем приводов со знакопеременной нагрузкой в частности использована при разработке гидросистемы культиватора КШУ-12А, освоенного серийным выпуском Грязинским культиваторным заводом.
По заказу ОАО «Аэропорт Ростов-на-Дону» автором в составе научной группы ДГТУ произведены исследования и модернизация системы привода аэродромной уборочной машины ДЭ-224, в результате которой по разработанной автором методике найдены рациональные значения основных параметров гидравлического привода щёточного механизма, позволившие обеспечить работу ДВС машины в номинальном режиме. При модернизации гидравлического привода применён дроссельный делитель потока незолотникового типа. От комплексного использования указанных и других доработок системы привода аэродромной уборочной машины получен экономический эффект 11500 (одиннадцать тысяч пятьсот) рублей на одну машину в ценах 2006 года.
В 2008 году предприятием ЗАО «Завод по выпуску КПО» принял к использованию разработанную автором на базе перфорационного пресса ППГ-1600 конструкцию двухаккумуляторной системы привода перфорационного пресс-молота усилием 1600 кН. Ожидаемый годовой экономический эффект от внедрения результатов исследований на предприятии ЗАО «Завод по выпуску КПО» составляет 515000 (пятьсот пятнадцать тысяч) рублей в ценах 2008 года.
Разработанная автором методика расчёта гидрофицированных пресс-молотов принята к использованию в ассоциации «Станкоинструмент». С использованием указанной методики и новых схемотехнических решений, включающих использование насосно-аккумуляторного источника питания с оригинальной конструкцией разгрузочного клапана, произведена рационализация технических параметров гидравлического перфорационного пресса усилием 1600 кН (160 тс) модели ППГ 160.00.001, позволившая повысить частоту рабочего хода ползуна с 80 до 560 двойных ходов в минуту. Ожидаемый годовой экономический эффект от внедрения результатов исследований составляет 550000 (пятьсот пятьдесят тысяч) рублей в ценах 2006 года.
Апробация работы.
Основные положения и результаты работы докладывались и обсуждались на:
– всесоюзной научно-технической конференции "Основные направления развития техники для возделывания и уборки сахарной свеклы и кукурузы по индустриальным технологиям в свете продовольственной программы CCCP''. – Харьков, 1986 год; всесоюзной научно-технической конференции «Состояние и перспективы развития электро- и гидроприводов сельскохозяйственных машин». – Москва, 1989 год; 2-й, 3-й и 6-й международных научно-технических конференциях «Новые технологии управления движением технических объектов», Новочеркасск, 1999, 2000 и 2003 годы; международной научно-технической конференции «Современное состояние и перспективы развития гидромашиностроения в XXI веке», Санкт-Петербург, 2003 год; международной научно-технической конференции «Прогрессивные технологические процессы в металлургии и машиностроении. Экология и жизнеобеспечение. Информационные технологии в промышленности и образовании». Ростов-на-Дону, 2005 год; международной научно-технической конференции «Современные проблемы машиноведения и высоких технологий», посвященной 75-летию ДГТУ. Ростов-на-Дону, 2005 год; международной научно-практической конференции «Металлургия. Машиностроение. Станкоинструмент.» в рамках промышленного конгресса юга России. Ростов-на-Дону, ВЦ «ВертолЭкспо», 2006 год; третьей международной конференции «Проблемы механики современных машин». Улан-Удэ, 2006 год; X-й международной научно-практической конференции «Современные технологии в машиностроении». Пенза 2006 год; международной научно-технической и научно-методической конференции «Гидрогазодинамика, гидравлические машины и гидропневмосистемы». Москва, 2006 год; международной научно-технической конференции «Эффективные технологические процессы в металлургии, машиностроении и станкоинструментальной промышленности», Ростов-на-Дону, 2007 г.; V-й международной научно-технической конференции «Материалы и технологии XXI века». г. Пенза 2007 год; международной научно-технической конференции «Динамика технологических систем», Ростов-на-Дону, 2007 г.; международной научно-технической конференции «Инновационные технологии в машиностроении», Ростов-на-Дону, ВЦ «ВертолЭкспо», 2008; международной научно-технической конференции «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития», Санкт-Питербургб, 2008; международной научно-технической конференции «Перспективные направления развития технологии машиностроения и металлообработки», Ростов-на-Дону, ДГТУ, 2008; международной научно-практической конференции «Инновационные технологии в машиностроении», Ростов-на-Дону, ВЦ «ВертолЭкспо», 2009; международной научно-практической конференции «Инновационные технологии в машиностроении», Ростов-на-Дону, ВЦ «ВертолЭкспо», ДГТУ, 2010; 6-й международной научно-технической конференции «Гидравлические машины. Гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития», СПбГПУ. – СПб., 2010; IX Международной научно-технической конференции «Инновация, экология и ресурсосберегающие технологии на предприятиях машиностроения, авиастроения, транспорта и сельского хозяйства», Ростов н/Д, 2010; ежегодных научно-технических конференциях ДГТУ (РИСХМа) с 1981 года.
Публикации. По теме диссертации автором опубликовано 84 научные работы (20 без соавторов), в том числе: 24 в журналах из списка, рекомендованного ВАК (8 без соавторов); 3 монографии (2 без соавторов); 18 авторских свидетельств СССР и патентов РФ.
Структура и объём диссертации. Диссертация состоит из введения, шести разделов, общих выводов и рекомендаций, заключения, списка использованных источников из 259 наименований и приложений, имеет 141 рисунок, 23 таблицы и изложена – основное содержание на 345 страницах, приложения на 80 страницах машинописного текста.
Анализ работ по исследованию гидравлических приводов технологических машин и агрегатов АПК
В технологических машинах и агрегатах используются различные по физическому принципу действия типы приводов. Однако повсюду, где требуются высокие быстродействие и точность в условиях больших действующих нагрузок, гидроприводы имеют явное преимущество [231], которое во многом объясняется более высокой жёсткостью системы гидравлического привода по сравнению с системами приводов других типов. Механические характеристики любого типа привода без анализа присущих им особенностей переходного процесса пуска и торможения могут привести к ошибочным выводам при выборе типа привода.
Качество переходных процессов систем приводов зависит от многих факторов, главные из которых - кинематическая структура механизма и распределение в ней инерционных масс, жёсткость привода и характеристики средств и систем управления. С этой точки зрения следует отметить появление в двух типах приводов (электрическом и гидравлическом) устройств и систем управления, различных по функциональному назначению, но равнозначных по влиянию на современный уровень развития приводов: тиристорных систем управления электроприводом и высокомоментных низкооборотных гидромоторов для гидроприводов [73,81].
Так называемые естественные механические характеристики различных видов электропривода [73] не могут удовлетворить в полной мере требованиям регулирования частоты вращения, пусковых и тормозных режимов. Введением дополнительных устройств и систем, которые придают электроприводам свойства, аналогичные свойствам гидропривода дроссельного управления, можно изменить естественные характеристики и получить искусственные.
Однако приводы, основанные на традиционных способах управления с помощью контактно-регулируемых резисторов силовых командно-контроллерных и других контактных аппаратов, не позволяют получить плавного регулирования и устойчивых пониженных частот вращения, а главное, при напряженных режимах работы часто выходят из строя из-за отказов аппаратуры управления [73]. Электроприводы не выдерживают сравнения с гидроприводом по возможностям регулирования частоты вращения и пусковых режимов, а также по жесткостным показателям системы.
К одному из важных преимуществ электропривода относят возможность его экономичной работы в тормозном генераторном режиме. С внедрением тиристорных систем управления в электроприводе были устранены недостатки, силовой коммутационной аппаратуры и получены широкие возможности регулирования, сравнимые с гидроприводом, а по уровню к.п.д. даже превосходящие его. Но появление безредукторного привода от высокомоментных гидромоторов с их неограниченными возможностями регулирования момента и частоты вращения (до 0,01 об/мин) [81] оставило за гидроприводом преимущественную область применения в механизмах вспомогательного движения и подач для сравнимых условий.
Наилучшими показателями по к.п.д. обладает тиристорный электропривод. Однако непосредственное соединение высокомоментного гидромотора с рабочим органом технологических машин и агрегатов дает большее преимущество в снижении требуемого пускового момента. Для уменьшения пускового момента в электроприводе стремятся к использованию электродвигателей, меньших по массе и габаритным размерам, в гидроприводе это обеспечивается повышением номинального давления и соответствующим управлением жёсткостью системы привода.
Гидропривод имеет несомненные преимущества в показателях металлоемкости — он в два раза превышает возможность передачи мощности одной и той же условной единицей массы привода и почти в три раза -условной единицей объема.
Наиболее сложно однозначно оценить надежность того или иного типа привода. На сегодняшний день можно говорить о том, что показатель уровня надежности для гидропривода является преимущественной характеристикой [259]. Тем не менее, в гидроприводе следует отметить и недостатки, связанные в основном, с повышенными требованиями к его обслуживанию в процессе эксплуатации и высокой чувствительностью элементов управления гидравлических приводов к качеству рабочей жидкости и условиям внешней среды [моя ДИСС].
Фирма Rexroth, имеющая почти 50-летний опыт конструирования, изготовления и эксплуатации различного автоматизированного оборудования, несмотря на возможности лидера в электротехнике-концерна Mannesman, в состав которого она входит, остается сторонником дальнейшего развития гидропривода. Благодаря внедрению эффективных алгоритмов управления, гидропривод успешно конкурирует с электроприводом вплоть до мощностей 3-7 кВт [131].
Тесная взаимосвязь всех элементов системы управления, исполнительной части, питания и объекта вызвала необходимость комплектной поставки привода потребителю, включая устройство управления, реализующее алгоритм оптимального управления объектом. Энерговесовые, точностные, динамические и стоимостные характеристики, возможности системы управления (степень интеллектуальности оборудования) во многом определяются типом используемого привода. Определенных границ использования приводов каждого типа не существует. Например, в станочных приспособлениях, которые составляют около 50 % от общего объема средств технологического оснащения, применяются следующие типы приводов: пневматический, гидравлический, магнитный, вакуумный, электрический [6, 57], а в машинах и агрегатах АПК наибольше распространение получили механический, гидравлический, электрический и пневматический приводы.
Теория и методология расчёта параметров гидравлических систем с учётом и без учёта инерционных свойств рабочей жидкости на основе их объёмной жёсткости
Источники расхода с фиксированным давлением исполняются двух типов: аккумуляторные и насосно-аккумуляторные. При этом следует иметь в виду, что действительно постоянное давление обеспечивают лишь аккумуляторные источники расхода, которые используют грузопоршневые гидроаккумуляторы, все прочие гидроаккумуляторы (пружинные, пневмо и др.) лишь «фиксируют» давление в некотором диапазоне его изменения.
При расчёте и моделировании аккумуляторного источника расхода необходимо учитывать, что его запас энергии WaK определяется объёмом рабочей жидкости в гидроаккумуляторе Уж и её давлением рйК Яга=раУж . (1.3) Расход рабочей жидкости, который гидроаккумулятор способен отдавать потребителю (а значит и отдаваемая им мощность), зависит от гидравлического сопротивления системы и нагрузки на гидродвигателе. Определим его из уравнения: Рш = KQaK + рга , (1.4) где Оак - расход рабочей жидкости на выходе из гидроаккумулятора; К - коэффициент гидравлического сопротивления системы, зависящий как от свойств рабочей жидкости, так и от структурных, и конструктивных особенностей силового гидравлического привода; ргд — давление на входе гидравлического двигателя, определяемое нагрузкой на нём (механическим приводом).
Фиксированная подача источника расхода обеспечивается применением гидронасосов объёмного типа. Однако постоянство подачи рабочей жидкости здесь также условно из-за влияния пульсации гидронасосов. Пульсацию необходимо учитывать при проектировании гидромеханических систем, предъявляющих особые требования к динамике работы механического привода системы. Кроме того, существенное влияние на подачу гидронасоса оказывает его объёмный коэффициент полезного действия г0б, который, с одной стороны, уменьшается по мере износа гидронасоса, а с другой - зависит от рабочего давления на его выходе. Текущее значение подачи гидронасоса можно определить по формулам: бн=РтЛов; (1.5) GT= V „ ; (1.6) Лоб=1-(1-чоб.п)—, (1.7) Рн.п где QH — действительная производительность гидронасоса; Г0-рабочий объём гидронасоса; QT — теоретическая производительность гидронасоса (без учёта пульсации); пн - частота вращения вала гидронасоса; гоб - текущее значение объёмного коэффициента полезного действия гидронасоса; Лоб.п - номинальное значение объёмного коэффициента полезного действия гидронасоса (объёмный коэффициент полезного действия гидронасоса соответствующий номинальному давлению рабочей жидкости на его выходе); рн - действительная величина давления на выходе гидронасоса; рпл - величина номинального давления гидронасоса. В источниках расхода с постоянной подачей (с постоянным расходом), в отличие от источников расхода с постоянным давлением, от нагрузки зависит не расход, а давление, которое определим по формуле, аналогичной (1.4): P»=KQl+P. (1.8) Для источников расхода любого типа полезная мощность определяется по формуле: #„.р = Pu.pQa.p , (1.9) где TV p - полезная мощность источника расхода; /?и.р — давление на выходе источника расхода; би.р - действительная подача источника расхода. Гидравлическая передача в гидравлическом приводе системы служит для переноса гидравлической энергии от источника расхода, её преобразования и перераспределения между потребителями и обратного преобразования в механическую энергию. Она может быть простой (одноконтурной) или сложной (разветвлённой). Одноконтурная гидравлическая передача имеет один гидродвигатель (гидроцилиндр, гидромотор или поворотный гидроцилиндр), а также может содержать различную гидравлическую аппаратуру, предназначенную для изменения и регулирования функциональных параметров потока рабочей жидкости — скорости, давления, расхода и др. Разветвлённая гидропередача включает несколько гидродвигателей, которые могут функционировать согласованно (с синхронизацией) либо независимо (без синхронизации). Синхронизация работы гидравлических двигателей бывает: объёмной, дроссельной или с применением системы автоматического регулирования - автоматическая СУ.
Объёмная синхронизация обеспечивается последовательным включением специальных гидродвигателей с согласованными рабочими объёмами, либо за счёт использования объёмных делителей потока. Дроссельная синхронизация производится с использованием дроссельных делителей (не реверсивная), либо делителей-сумматоров (реверсивная) потоков, которые могут быть двух- и многопоточными. В некоторых случаях синхронизация обеспечивается за счёт установки в цепи гидродвигателей постоянных гидравлических сопротивлений. В особо ответственных случаях синхронизация осуществляется применением автоматической системы управления, которая представляет собой следящую гидравлическую систему с обратными связями.
Разветвлённая гидравлическая система без синхронизации содержит ряд гидродвигателей, подключённых к источнику расхода последовательно или параллельно. В этих случаях разветвлённая гидравлическая система имеет несколько одноконтурных гидросистем (ОКС).
Теория и методология расчёта гидравлической системы привода с насосно-аккумуляторным источником расхода на базе автомата разгрузки с дифференциальным клапаном
Уравнения (2.10) и (2.11) справедливы также и для случая компенсации воздействия регулируемого перепада давления на регулирующий элемент посредством штока ступенчатой конструкции (рис. 2.3).
Из анализа уравнения (2.11) видно, что, изменяя конструктивные размеры рассматриваемого сопротивления, можно обеспечить его приведенную площадь как положительной, отрицательной, так и нулевой. Последнее обстоятельство позволяет создать переменные сопротивления типа плоский клапан с гидравлически уравновешенным затвором, так как динамическая составляющая действующей на него силы имеет пренебрежимо малое значение. Следовательно, аппараты автоматического регулирования, созданные на основе такого переменного сопротивления, имеют весьма незначительную ошибку регулирования.
При этом следует иметь в виду, что проекция на ось перемещения затвора динамической составляющей действующей на него силы при работе с компенсационным штоком переменного сечения (рис. 2.3) определяется по скорректированной формуле:
Конструктивная схема гидравлического сопротивления типа плоский клапан со ступенчатым компенсационным штоком где FL = n(d m) _ площадь поперечного сечения компенсационного штока в зоне выходного отверстия переменного сопротивления.
В современных гидравлическом и пневматическом приводах широко используются аппараты автоматического регулирования на основе гибких мембранных элементов, которые используются как в силовых цепях для получения силового возвратно-поступательного перемещения, так и в цепях систем управления и автоматики [164]. Гибкий мембранный элемент состоит из двух основных частей (рис. 2.4): полотна и жесткого центра.
Наряду с переменным гидравлическим сопротивлением типа плоский клапан, гибкий мембранный элемент широко использован нами при разработке оригинальных конструкций дроссельных делителей и делителей-сумматоров потоков, речь о которых пойдёт в разделе 5 настоящей работы. Рассмотрим устройство и функционирование гибкого мембранного элемента подробнее.
Рисунок 2.4. Общий вид гибкого мембранного элемента с эластичной мембраной: 1 - полотно; 2 - жёсткий центр
Одним из важнейших функциональных параметров мембранного элемента является его эффективная площадь - условная площадь, которая может быть получена делением усилия, приложенного к жёсткому центру гибкого мембранного элемента в равновесном состоянии, на перепад давления на нем.
Для расчета эффективной площади мембранных элементов существует ряд эмпирических и полуэмпирических формул, но они достаточно сложны и неудобны для использования в математических моделях систем автоматического управления и регулирования, а также для математических моделей работы систем в переходных (неустановившихся) режимах.
Наиболее интересной с точки зрения применения при моделировании гидромеханических систем, на наш взгляд, является формула [68]: (2.12) ф 12v J 6 tea» где .РЭф- эффективная площадь гибкого мембранного элемента; D — диаметр расточки корпуса; d — диаметр жёсткого центра; х — смещение точки отрыва полотна мембранного элемента от жесткого центра относительно точки его отрыва от корпуса (рис. 2.4), которое принимается положительным, если оно направлено навстречу перепаду давления, действующему на мембранный элемент; a — угол между хордой, соединяющей точки отрыва полотна гибкого мембранного элемента от корпуса и от жесткого центра, и касательной, проведённой к дуге провисания полотна мембранного элемента в этих точках.
В уравнении (2.12) угол а определяется по формуле: Zn -Sina Лдп a= , -f (D-d V 25 (2ЛЗ) + x2 V 2 j где 8 - толщина полотна мембранного элемента в ненапряжённом состоянии; Е - модуль упругости материала полотна мембранного элемента; LQ — длина дуги провисания полотна мембранного элемента между точками закрепления в ненапряжённом состоянии; Ар - перепад давления на мембранном элементе.
Однако в работе [68] автором рассмотрен лишь частный случай расчёта эффективной площади гибкого мембранного элемента, когда точки отрыва полотна мембраны совпадают с точками их защемления в корпусе и на жёстком центре. А это значит, что уравнения (2.12) и (2.13) адекватно описывают работу гибкого мембранного элемента только тогда, когда точки отрыва полотна мембранного элемента совпадают с точками его защемления в корпусе и на жёстком центре. В реальных же конструкциях гибких мембранных элементов и реальных условиях их функционирования полотно мембраны может защемляться необязательно на боковых поверхностях корпуса и жёсткого центра, кроме того, в процессе функционирования полотно мембранного элемента может ложиться на боковые поверхности корпуса и (или) жёсткого центра.
На рис. 2.5.. .2.9 показаны пять различных зон возможной работы гибкого мембранного элемента при различных его конструктивных исполнениях и различных условиях функционирования.
Работа гибкого мембранного элемента в первой зоне (рис. 2.5) характеризуется тем, что линия провисания полотна мембранного элемента имеет лишь по одной общей точке с боковыми поверхностями корпуса и жесткого центра (точки А и В). В этом случае: х = уо + у , где уо - начальное смещение жесткого центра от нейтрального положения, которое считается положительным, если направлено навстречу перепаду давления, действующему на гибкий мембранный элемент; у - его перемещение в процессе функционирования также считается положительным, если направлено навстречу перепаду давления, действующему на гибкий мембранный элемент.
Работа гибкого мембранного элемента во второй зоне (рис. 2.6) характеризуется тем, что здесь появляется поверхность контакта полотна гибкого мембранного элемента с жестким центром или с корпусом в зависимости от направления перемещения жёсткого центра (участок у2). В этом случае (X = Р 2 как углы с взаимно перпендикулярными сторонами, а Х=Уо+у-у2 , где $2 - угол между хордой, соединяющей точки отрыва полотна гибкого мембранного элемента от корпуса и жёсткого центра и направлением перемещения жёсткого центра.
Компенсация знакопеременной нагрузки посредством гидравлического замка двухстороннего действия
Среди источников расхода постоянного давления наибольшее распространение получили насосно-аккумуляторные, которые функционируют следующим образом. Рабочая жидкость от гидронасоса подается к потребителю, на входе которого установлен гидравлический аккумулятор. При работе потребителя его питание осуществляется от гидроаккумулятора, потерю жидкости в котором компенсирует гидронасос и, таким образом, на входе к потребителю давление всегда поддерживается постоянным и равным рабочему давлению в гидроаккумуляторе.
Недостатком подобных источников расхода является следующее: при не работающем потребителе происходит перезарядка гидроаккумулятора и открывается предохранительный клапан, на котором теряется вся энергия, вырабатываемая гидронасосом. Для предотвращения срабатывания предохранительного клапана применяют так называемые разгрузочные гидроклапаны [65, 233], которые автоматически открываются при достижении давления на выходе гидронасоса заданного уровня, обеспечивая холостой режим его работы. Потребитель в это время работает за счет энергии, накопленной в гидроаккумуляторе, при падении давления в котором ниже заданного уровня клапан разгрузки вновь закрывается, переводя гидронасос в рабочий режим.
Разгрузочный клапан типа КПР (рис. 3.1) состоит из корпуса 9, гильзы 10, клапана 11 с демпфирующим отверстием 7, пружины 8, сервоклапана 16 и подпанельной плиты 18 с обратным клапаном 3. Сервоклапан 16 содержит конус 15, нагруженный силой сжатия пружины 17 с возможностью её регулирования, седло 14, плунжер 13 и демпфер 12.
Работа гидравлической системы, оснащённой источником расхода постоянного давления на базе автоматического разгрузочного клапана типа КПР, осуществляется следующим образом.
Рабочая жидкость от гидронасоса 1 по напорной гидролинии 2 подводится во входное отверстие Р, а отверстие Т соединяется со сливной гидролинией 19. Отверстие А через обратный клапан 3 соединяется с напорной гидролинией 2, а гидролинией 4 с гидроаккумулятором и входом в питаемую гидросистему. Пока давление на выходе из насоса 1 (в отверстии А) не превышает давления настройки пружины 17 сервоклапана 16, конус 15 герметично запирает отверстие в седле 14, давления в надклапаннои и подклапанной полостях клапана 11 одинаковы, и последний пружиной 8 прижат к седлу гильзы 10, разъединяя напорную 2 и сливную 19 гидролинии. Рабочая жидкость, подаваемая насосом 1, через обратный клапан 3 поступает в отверстие А и по линии 4 в гидроаккумулятор 5, обеспечивая его зарядку до заданного регулировкой пружины 17 давления. Когда давление увеличивается до необходимого значения, конус 15 отходит от седла 14 и появляется управляющий поток из отверстия Р через отверстие 7, демпфер 12 и сервоклапан 16 в отверстие Т, а далее в сливную гидролинию 19. В результате падения давления в демпферах уменьшается давление в надклапаннои полости клапана 11 и в правой торцовой полости плунжера 13, последний давлением в левой торцовой полости, соединенной с отверстием А каналом 6, воздействует на конус 15 и дополнительно открывает отверстие в седле 14. В результате затвор клапана 11 поднимается в верхнее положение, соединяя между собой отверстия Р и Т, гидронасос 1 разгружается, а клапан 3 герметично запирает линию А. В течение некоторого времени гидросистема питается рабочей жидкостью, накопленной в гидроаккумуляторе 5, причем давление в линии А постепенно уменьшается. Когда давление падает до минимально допустимого уровня, пружина 17 преодолевает силу воздействия на неё плунжера 13, конус 15 садится на седло 14 и управляющий поток прекращается. В результате клапан 11 запирает отверстие Р, режим разгрузки заканчивается и гидронасос подзаряжает гидроаккумулятор 5, после чего цикл повторяется.
Клапан КПР выполнен на основе серийно выпускаемого клапана МКПВ-10/ЗС2Р1 и имеет два режима настройки. При диаметре плунжера 13, равном 5 мм, пределы срабатывания клапана могут изменяться путем изменения диаметра отверстия в седле 14 (при диаметре 4,2 мм - 3...6 МПа; при диаметре 3,5 мм - 4...7,2 МПа).
Разгрузочный автоматический гидроклапан типа КХД состоит из обратного клапана 3 (рис. 3.2), корпусов 4 и 6, шариковых клапанов 7 и 10, втулки 8, толкателя 9, пружины 11, колпачка 12, подпятника 13, регулировочного винта 14, переливного клапана 15 и седел 2 и 16.
Работа клапана разгрузочного типа КХД осуществляется аналогично работе клапана типа КПР. Рабочая жидкость от насоса 1 через обратный клапан 3 поступает в гидросистему, заряжая гидроаккумулятор 5, установленный на её входе. И по каналам, выполненным в затворе клапана 3, подводится к клапану 7. При достижении давления зарядки гидроаккумулятора 5 максимального давления настройки, клапан 7 закрывается, а клапан 9 открывается толкателем 8. В результате клапан 3 запирается, а затвор клапана 15 поднимается вверх, обеспечивая разгрузку гидронасоса 1. При снижении давления в системе (в гидроаккумуляторе 5) до минимально допустимого уровня клапан 10 запирается под действием пружины 11, режим разгрузки прекращается и гидронасос подзаряжает гидроаккумулятор 5. Основные параметры клапанов типа КХД приведены в таблице 3.1. Анализ показывает, что разгрузочные клапаны типа КНР и КХД имеют значительные габариты и массу, сложны по конструкции, но главное, как показывает опыт эксплуатации, они имеют склонность к зависанию - остановке в промежуточном положении, когда давление в гидросистеме и перепад давления на закрывающемся или открывающемся запорном клапане одинаковы.
