НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

“ХАРКІВСЬКИЙ ПОЛІТЕХНІЧНИЙ ІНСТИТУТ”

Скляревський Олександр Миколайович

УДК 62 – 82.001

ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ

ГІДРАВЛІЧНИХ СЛІДКУЮЧИХ ПРИВОДІВ

ВИПРОБУВАЛЬНОГО УСТАТКУВАННЯ

Спеціальність 05.02.03. – системи приводів

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня

доктора технічних наук

Харків – 2004 р.

Дисертацією є рукопис

Робота виконана на кафедрі “Конструювання верстатів та машин” Національного технічного університету України “КПІ” і на кафедрі “Теплотехніка і гідравліка” Запорізького національного технічного університету Міністерства освіти і науки України.

Науковий консультант: Заслужений діяч науки України, доктор технічних наук, професор Струтинський Василь Борисович, Національний технічний університет України, завідувач кафедри конструювання верстатів та машин.

Офіційні опоненти:

доктор технічних наук, професор Самарчанц Вадим Федорович, Відкрите акціонерне товариство “Науково-дослідний і проектно-конструкторський інститут засобів технологічного устаткування “ВЕЛТ”, м. Харків, директор ;

доктор технічних наук, професор Зайончковський Геннадій Йосипович, Національний авіаційний університет, м. Київ, завідувач кафедри гідрогазових систем;

доктор технічних наук, професор Іскович-Лотоцький Ростислав Дмитрович, Вінницький національний технічний університет, м. Вінниця, завідувач кафедри металорізальних верстатів та обладнання автоматизованих виробництв.

Провідна установа: АНТК ім. О.К. Антонова Міністерства промислової політики України, м. Київ.

Захист відбудеться 24.06.2004 р. о 14 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д64.050.12 у Національному технічному університеті “Харківський політехнічний інститут” за адресою: 61002, м. Харків, вул. Фрунзе, 21.

З дисертацією можна ознайомитись у бібліотеці Національного технічного університету “Харківський політехнічний інститут”

Автореферат розісланий 22.05.2004 р.

Вчений секретар

спеціалізованої вченої ради Пермяков О.А

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Створення сучасної машинобудівної продукції, що відповідає високим вимогам щодо надійності, довговічності і конкурентоспроможності, неможливе без застосування випробувального устаткування для механічного навантаження матеріалів, натурних деталей і вузлів розроблюваної чи вже виготовленої продукції. Розвиток і вдосконалювання методів механічного навантаження диктує необхідність розробки нового і модернізації наявного випробувального устаткування з метою забезпечення необхідних умов і видів випробувань, зниження енерговитрат при експлуатації, підвищення динамічних характеристик. Це питання є дуже важливим для промисловості України, що має значний потенціал машинобудівного комплексу, розвиток якого безпосередньо пов’язаний зі збільшенням випробувальної бази і розширенням її можливостей.

У випробувальному устаткуванні для механічного навантаження широко використовується слідкуючий гідравлічний привод, що дозволяє відтворювати широкий спектр навантажень. Ось чому розроблення і модернізація гідроприводів, що працюють у системах випробувального устаткування, підвищення їх ефективності є важливою народногосподарською проблемою.

У цих умовах стає актуальною задача створення наукових положень і методологічного забезпечення з удосконалювання методів математичного моделювання і розрахунку процесів, що протікають у гідроприводах випробувального устаткування, раціональної побудови їх структури, зниження експлуатаційних енергетичних витрат.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Робота виконувалася в рамках науково-дослідної роботи “Розробка наукових основ статистичної динаміки та методів математичного моделювання стохастичних динамічних процесів металорізальних верстатів” (код КВНТД 1.2.11.03.01 № держ. реєстрації 0101U002282) та за госпдоговірною темою ”Розробка та дослідження електрогідравлічної системи керування стендом для малоциклових випробувань дисків” (ЗВО “Моторобудівник”), яка виконувалась за республіканським планом найважливіших НДР в галузі природних та суспільних наук (завдання 1.11.19. Постанова президії АН УРСР № 451 від 29.12.86.)

Автор дисертації брав безпосередню участь у виконанні першої НДР як виконавець, другої – як науковий керівник.

Мета і задачі дослідження. Метою роботи є підвищення ефективності гідроприводів випробувальних машин, розробка комплексу математичних моделей і програм з їх розрахунку й аналізу динамічних процесів. Для досягнення поставленої мети вирішувалися такі основні задачі:–

уточнення принципів побудови математичної моделі слідкуючого гідравлічного приводу;–

розробка наукових положень з класифікації гідроприводів;–

розробка математичних моделей і методик розрахунків гідроприводів різних типів з оцінкою їх адекватності;–

моделювання нестаціонарних процесів у довгих єднальних трубопроводах, у тому числі з урахуванням нерівномірності температури рідини вздовж тракту гідроканала;–

підвищення економічності гідроприводу і поліпшення його динамічних показників.

Об'єктом досліджень є слідкуючий гідравлічний привод, призначений для використання в системі випробувальної машини для механічного навантаження.

Предметом досліджень є наукові і методологічні положення з моделювання динамічних процесів у гідроприводах, вибору раціональних схем, підвищення їх ефективності.

Методи досліджень. Для вирішення поставлених задач були використані теоретичні й експериментальні методи, що включають у себе методи математичного моделювання динамічних процесів у гідроприводах з визначенням їхньої статичної і динамічної характеристик, уточненням коефіцієнтів рівнянь і перевіркою адекватності розроблених математичних моделей на фізичних моделях і натурних об'єктах; методи чисельного рішення систем диференціальних рівнянь на ЕОМ, у тому числі методи характеристик і половинного розподілу для рішення рівнянь у частинних похідних; метод визначення частотних характеристик гідроприводу за результатами розрахунку перехідного процесу в ньому, а також загальні методи синтезу механізмів.

Наукова новизна одержаних результатів. Уперше розроблена схема структурної класифікації слідкуючих гідравлічних приводів і наукові положення виділення трьох класів гідроприводів по співвідношенню витрат рідини, реалізованих на переміщення вихідної ланки і її стискальність.

Запропоновано комплекс уточнень математичної моделі гідроприводу і розроблена удосконалена нелінійна математична модель електрогідравлічного слідкуючого привода (ЕГСП).

Отримано результати з оцінки ефективності застосування в гідравлічному слідкуючому приводі позитивного зворотного зв'язку на основі еталонної моделі.

Запропонована і досліджена удосконалена схема гідравлічного слідкуючого приводу із клапаном постійного перепаду тисків, що забезпечує підвищення економічності гідроприводу.

Вперше розроблена нелінійна математична модель гідравлічного слідкуючого приводу з довгими трубопроводами й отримані результати з оцінки впливу хвильових процесів на його динаміку.

Вперше розроблені наукові положення з моделювання і розрахунку нестаціонарних процесів у довгому трубопроводі при перемінній вздовж тракту температурі рідини.

Вперше розроблена повна нелінійна модель силового контуру випробувальної машини з двочастотним навантаженням, що реалізована на основі гідропульсаторного приводу.

Вперше розроблені наукові положення і методологічні підходи щодо синтезу гідравлічного слідкуючого приводу для осісиметричного навантаження дискових деталей обертання.

Практичне значення одержаних результатів. Розроблено програми і методики розрахунків динамічних характеристик ряду гідроприводів випробувального устаткування, у тому числі гідроприводів з довгими єднальними трубопроводами.

Розроблено методику розрахунку нестаціонарних процесів у довгому гідроканалі з перемінною температурою рідини.

Удосконалено методику розрахунку швидкісної характеристики гідравлічного слідкуючого приводу.

Запропоновано нову конструкцію гідроциліндра і визначені можливості його застосування в гідравлічному слідкуючому приводі.

Розроблено методику синтезу гідравлічного слідкуючого приводу для осісиметричного навантаження деталей обертання, на основі якої було створено і впроваджено у виробництво спеціальний стенд для випробування дисків газотурбінних двигунів.

Особистий внесок здобувача. Всі основні теоретичні та експериментальні результати досліджень одержані автором особисто, серед яких: –

розробка принципів і методів з уточнення математичної моделі об’ємного гідроприводу, математичного моделювання і розрахунку динамічних процесів в гідравлічних слідкуючих приводах випробувального устаткування на основі обліку особливостей, режимів та умов їх експлуатації;–

обґрунтування розподілу гідравлічних слідкуючих приводів на три класи по відносній величині переміщення вихідної ланки з одержанням структурної схеми їх класифікації;–

рішення по підвищенню економічності експлуатації гідравлічного слідкуючого приводу на основі застосовування клапану різниці тисків;–

оцінка ефективності наявності в високонавантаженому гідравлічному слідкуючому приводі з малими переміщеннями вихідної ланки додаткового зворотного зв’язку на основі електронної еталонної моделі та застосування різних типів гідроциліндрів і засобів їх керування ;–

розробка комплексу підходів та методик з моделювання і розрахунку в розподільчих параметрах нестаціонарних процесів в електрогідравлічних слідкуючих приводах з довгими єднальними трубопроводами;–

розробка положень і рекомендацій з раціональної побудові структури, моделюванню і розрахунку гідропульсаторного приводу випробувальної машини з двочастотним навантаженням іспитового об’єкту ;–

синтез електрогідравлічної слідкуючої системи випробувального комплексу для реалізації навантажень на диски газотурбінних двигунів, що відповідають експлуатаційній частоті обертання; одержання аналітичних залежностей статичної рівноваги випробувальної деталі і умов її динамічної стабілізації.

Апробація результатів дисертації. Основні положення і результати роботи доповідалися й обговорювалися на міжнародних і українських конференціях:–

IV Всесоюзний симпозіум “Малоцикловая усталость – механика разрушения, живучесть и материалоёмкость конструкций” (м. Краснодар, 1983); –

XVI Всесоюзна науково-технічна нарада з гідравлічної автоматики (Київ, 1983);–

Республіканська конференція “Проектування й експлуатація гідравлічних систем і гідропневмопривода машин, автоматів і промислових роботів у XII п'ятирічці (м. Севастополь, 1987);–

міжнародна конференція з вимірювальної техніки і приладобудування (ИМЕКО) (м. Москва, 1989);–

Всесоюзна конференція “Совершенствование и автоматизация производственных процессов гидравлическими и пневматическими устройствами” (м. Челябінськ, 1991); –

міжнародні науково-технічні конференції Асоціації фахівців промислової гідравліки і пневматики (м. Київ, 1991; м. Кіровоград, 2000; м. Вінниця, 2002);–

міжнародна науково-технічна конференція “Машинобудування і техносфера на рубежі XXI століття” (м. Севастополь, 2001);–

міжнародні науково-технічні конференції “Гідроаеромеханіка в інженерній практиці” (м. Київ, 2002; м. Черкаси, 2003); –

науково-технічний семінар “Сучасні проблеми промислової гідравліки і пневматики” (м. Вінниця, 2003);–

міжнародна науково-технічна конференція “Машинобудування і техносфера ХХІ століття” (м. Севастополь, 2003);

Публікації. За темою дисертаційної роботи надруковано 36 наукових праць у тому числі: 23 наукові праці у фахових журналах, два авторські свідоцтва на винахід, 3 навчальних посібника з грифом Міністерства освіти і науки України і Мінвузу УРСР, 3 статті у наукових журналах, 5 тезисів докладів на наукових конференціях.

Структура й обсяг роботи. Дисертація складається зі вступу, п'яти розділів, висновків, списку використаних джерел, додатків.

Загальний обсяг роботи складає 346 сторінок, у тому числі 286 сторінок основного тексту, 121 малюнок, 11 таблиць (кількість окремих сторінок з малюнками і таблицями – 42), додаток на 25 сторінках. Список використаних джерел складає 206 найменувань на 21 сторінці.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі сформульована наукова проблема, її актуальність, мета і задачі роботи, наведені зведення про наукові і практичні результати досліджень.

У першому розділі дано аналіз стану питання щодо застосування гідроприводу в системах випробувальних машин для механічного навантаження, принципів математичного моделювання його характеристик і методам розрахунку, обґрунтовані мета і задачі досліджень.

У сучасних випробувальних машинах і комплексах для динамічного механічного навантаження матеріалів і натурних виробів широко застосовуються ЕГСП, які мають відомі переваги перед іншими видами приводів. Розвиток цього устаткування обумовлено різноманіттям методів випробувань, у тому числі динамічних при одночасній дії механічного і теплового навантаження, випробування натурних виробів великих габаритів і т.п. Це породило ряд наукових проблем, пов'язаних зі специфікою роботи випробувальних машин та їх розробленням. До них можна віднести дію позиційного навантаження великої жорсткості, що обумовлює дуже малі переміщення вихідної ланки гідроприводу і роботу розподільного золотника в зоні малих відкриттів; різницю температур робочої рідини вздовж тракту трубопроводів; нестаціонарні (хвильові) процеси в довгих єднальних гідроканалах. Крім цього, великого значення набуває зниження енергетичних витрат при експлуатації машин для випробування, особливо при тривалих режимах роботи. Рішення цих проблем, що до сьогодні ще недостатньо вивчені чи знаходяться на початковому етапі досліджень, пов'язано з подальшим розвитком методів раціональної побудови гідроприводів, моделювання і розрахунку їх динамічних характеристик.

Одним з основних етапів розробки випробувального устаткування є математичне моделювання динамічних процесів у гідроприводі. Розвиток і удосконалювання підходів і методів їх моделювання залишається актуальною проблемою.

Основою для побудови теоретичної моделі гідроприводу є фундаментальні дослідження таких учених, як: Т.М. Башта, В.П. Бочаров, М.С. Гаминін, Б.Ф. Глікман, Ю.А. Данилов, С.О. Єрмаков, Г.Й Зайончковський, Ю.Е. Захаров, Р.Д. Іскович - Лотоцький, Б.Л. Коробочкін, Г. В. Крейнін, М.И. Левитський, В. А. Лещенко, З.Я. Лур'є, К.Л. Навроцький, В.М. Прокоф'єв, Д.М. Попов, В.Л. Сосонкін, В.Б. Струтинський, М.Б. Тумаркін, Е.М. Хаймович, О.О Цуханова, В.В. Чкалов, О.М. Яхно й інші.

У загальному випадку розробка математичної моделі гідроприводу містить у собі: аналіз схеми приводу з виключенням несуттєвих вузлів; запис відповідних рівнянь і обчислення коефіцієнтів.

Динаміка приводу описується наступними групами рівнянь: диференційні рівняння руху механічних елементів з обліком сухого і в’язкого тертя, гідродинамічних сил, упорів і навантаження; диференційні рівняння руху в’язкої стисливої рідини в єднальних гідроканалах; диференційні рівняння стискальності рідини в порожнинах привода з урахуванням перемінного модуля пружності і перемінного об’єму порожнин; алгебраїчні рівняння витрат через дроселюючи елементи з урахуванням перетічок рідини по радіальним зазорам; алгебраїчні рівняння кінематичних зв'язків і керуючого впливу у функції від часу.

Нестаціонарні процеси в гідроканалах описуються різними моделями, які можна розподілити на дві групи: у зосереджених і розподільних параметрах з різним ступенем спрощень. При цьому, однак, відсутні достатні й універсальні рекомендації з застосування тієї чи іншої моделі каналу для вирішення конкретної задачі, а також необхідно відзначити недостатню вивченість питань моделювання процесів у слідкуючих приводах, котрі мають у своїй структурі довгі єднальні трубопроводи і різні типи гідроциліндрів.

Отже, вирішення проблеми удосконалювання випробувального устаткування пов’язано з подальшим розвитком методів моделювання, розрахунку й аналізу процесів у гідроприводі, який використовується в його системі. Цим визначається актуальність поставленої в роботі мети – математичне моделювання і підвищення ефективності гідравлічних слідкуючих приводів для випробувального устаткування. Розроблені наукові та методологічні положення можуть бути використані також для створення гідроприводів інших систем.

У другому розділі викладені розроблені автором основні положення та методи моделювання і розрахунку характеристик гідроприводу, які включають в себе ряд уточнень математичної моделі; схему структурної класифікації гідроприводів; математичну модель слідкуючого гідроприводу; аналіз впливу виду зворотного зв'язку і способу керування гідроциліндром на динаміку приводу; уточнення методики визначення швидкісної характеристики.

Запропоновані уточнення математичної моделі гідроприводу складаються з алгоритмів опису обмежень переміщень механічних елементів і їхнього зіткнення; методики визначення видаткових характеристик розподільного золотника з урахуванням перетічок рідини по радіальних зазорах; методики визначення на основі нескладних статичних експериментів значень коефіцієнтів витрат дроселюючих елементів пристрою сопло-заслінка, у т.ч. з урахуванням власного опору сопла.

Експлуатація гідроприводу в системах випробувального устаткування характеризується двома принципово важливими динамічними умовами функціонування робочого органа: знаком періодичних коливань зусилля при гармонійному навантаженні випробувального об'єкта і величиною переміщень вихідної ланки (штока гідроциліндра) у процесі динамічних випробувань, що відповідає приведеній жорсткості навантаження. Ці умови обумовлюють вибір типу гідроциліндра і способу керування ним. Оскільки абсолютна величина переміщення штока циліндра неінформативна, у роботі пропонується оцінювати його відносне переміщення на підставі порівняння витрат рідини, необхідних власне для переміщення і заповнення об’єму, що деформується. Для класифікації гідроприводів по переміщенню штока в роботі отримана умова

; (1)

де постійні часу Т2 і Т3 враховують відповідно переміщення штока і стискальність рідини; W – об’єм керованої порожнини циліндра; F – ефективна площа циліндра; Е – приведений модуль пружності рідини; С0 – приведена жорсткість випробуваного об'єкта.

За умовою (1) у процесі структурного та динамічного аналізу гідроприводів пропонується виділити три класи силових гідроприводів: I – клас * >>1 (переміщення поршня таке мале, що їм можна нехтувати); II – клас * 1 (витрата рідини, реалізована на переміщення, може бути порівняна з витратою на стискальність); III – клас *<<1 (переміщення поршня великі).

Особливо важливим є виділення I-го класу, оскільки в цьому випадку досить перетворити вхідний сигнал у пропорційний тиск, а не зусилля, що дозволяє спростити схему гідроприводу випробуваної машини.

Рис. 1. Схема ЕГСП:

4 – датчик переміщень;

5 – дослідний зразок. | Для підвищення ступеня формалізації етапу вибору схеми привода в роботі розроблена структурна схема класифікації слідкуючих гідроприводів, що дозволяє виділити якісно важливі особливості приводу з погляду теорії автоматичного керування і розширити можливості для його подальшого заглибленого дослідження.

У загальному випадку гідропривод, який застосовується у випробувальному устаткуванні, містить електрогідравлічний підсилювач (ЕГП), електронний підсилювач потужності (ЕПП), пристрій зворотного зв'язку, виконавчий механізм (гідроциліндр), джерело живлення робочою рідиною з витратою QН, переливний клапан (рис. 1). Зворотний зв'язок може бути реалізовано як по переміщенню штока циліндра, так і по зусиллю, що навантажує випробуваний об'єкт. Розроблено базову математичну модель ЕГСП з обліком всіх основних нелінійностей і особливостей роботи приводу в системі випробувальної

машини, що обумовило опис таких параметрів, як: радіальні зазори і перекриття на золотнику і зв'язані з ними перетічки рідини; пружності механічних елементів ЕГП; змінність тиску живлення; інерційність перетворення вхідної напруги U3 у керуючий струм I0 та ін.

Математична модель без урахування динаміки рідини у трубопроводі містить наступні безрозмірні диференціальні й алгебраїчні рівняння:

переміщення заслінки (х1), золотника ЕГП 1 (х2) поршня гідроциліндра 6 (х3) з обліком сухого і в’язкого тертя, обмежень переміщень і умов сходу з упора з нульовою швидкістю

(2)

(3)

(4)

балансу витрат у торцевих порожнинах (рТi) золотника ЕГП, ємкості 8 перед ЕГП (р0), керованих порожнинах циліндра (рi) з урахуванням змінності об’ємів рідини і нерозчиненого в них газу

(5)

(6)

; ; ; (7)

витрати в торцеві порожнини (qTi) золотника з урахуванням власного опору сопла

(8)

витрати через дросельні вікна золотника з урахуванням перетічок рідини по радіальним зазорам

(9)

; (10)

при ; (11)

де значеннявизначається по (10) при , а – по (9) при = 0; i =1 – 4;

зв'язків з обліком інерційності ЕП

. (12)

У наведеній моделі – безрозмірні коефіцієнти, що враховують базові величини, конструктивні й експлуатаційні параметри приводу; – гідродинамічна сила на золотнику; –перепад тиску на дросельному елементі; – безрозмірна площа дросельного елемента; – безрозмірне відкриття (перекриття) дросельного вікна; х0 , аi – обмеження переміщень; – безрозмірний радіальний зазор на золотнику; – безрозмірне перекриття; – кут витікання струменя з дросельного вікна золотника; – тиск настроювання переливного клапана 7; – безрозмірний опір постійного дроселя ЕГП; – коефіцієнти, що враховують співвідношення базових величин, і – тиски зливу і керування, і – коефіцієнти підсилення ЕПП 2 та зворотного зв’язку 3.

Безрозмірні перемінні визначаються наступними виразами: – тиск; – витрата; – переміщення; – час; – площа; – обмеження переміщення; індекс “i” відноситься до поточного параметру; індекс “б” відповідає базовій величині; – базова витрата, інші базові параметри вибираються довільно; б, – базовий коефіцієнт витрати і щільність рідини.

Адекватність математичної моделі реальним динамічним процесам підтверджена результатами експериментальних досліджень при різних значеннях жорсткості навантаження (* = 0,008; *= 0,4; *>>1). Концепція оцінки адекватності моделі ґрунтувалася на порівнянні теоретичних і експериментальних результатів не тільки за вихідним параметром (переміщення штока), але й за проміжними функціями (тиски в порожнинах гідроциліндра). Дослідження ЕГСП із ЕГП іншого типорозміру підтвердили також і універсальність розробленої моделі.

В рамках класифікаційної структурної схеми виконано аналіз ефективності різних видів зворотних зв'язків (ЗЗ). Розрахунки динамічних процесів в ЕГСП проведені при різних значеннях жорсткості навантаження, тобто у випадках приналежності приводу до різних класів. Встановлено, що введення додаткового негативного ЗЗ з перепаду тисків у порожнинах циліндра поліпшує демпфіруючи характеристики приводу, без істотного впливу на його швидкодію.

Розглянуто питання ефективності застосування в ЕГСП за рис. 1 додаткового позитивного ЗЗ, що реалізується на основі електронної еталонної моделі (ЕМ). У цьому випадку на вхід ЕГП подається додатковий позитивний сигнал Uм, який отримується порівнянням сигналу зворотного зв'язку UОС і сигналу UЕМ, що надходить з ЕМ (рис. 2). Як ЕМ застосовано електронну аперіодичну ланку з постійною часу ТЕМ. Досліджені перехідні процеси і динаміка приводу з гармонійною |

зміною вхідної напруги U3 при роботі приводу в істотно нелінійній зоні і дії позиційного навантаження на шток гідроциліндра (ГЦ) . Оцінювалися такі показники приводу, як: швидкодія; точність відпрацювання вхідного сигналу з урахуванням нелінійних спотворювань; стала статична погрішність. У якості параметрів, якими варіювали, були обрані: постійна часу ТЕМ; жорсткість навантаження С0; коефіцієнт підсилення блоку підсумовування UЕМ і UОС

Рис. 2. Блок – схема ЕГСП.

(БП) , а також алгоритм функціонування цього блоку, що реалізовувався за двома варіантами: у лінійній і нелінійній постановках. Тут хЕМ – еталонне переміщення поршня. За результатами досліджень виявлений різний ступінь впливу ЗЗ на базі ЕМ на динаміку ЕГСП, які належать до різних класів. Так, для приводу III класу наявність ЕМ незначно зменшує сталу статичну погрішність при збереженні загального характеру динамічного процесу при kм = 0. Збільшення жорсткості С0, тобто перехід приводу в зону II класу, збільшує вплив ЗЗ з ЕМ (рис. 3). Зменшення ТЕМ у досліджуваному діапазоні від 10 мс до 0,1 мс для приводів цього класу незначно підвищує швидкодію і практично не впливає на сталу погрішність . Найбільший вплив на справляє значення коефіцієнта підсилення kм (рис. 4). При цьому, однак, збільшення kм призводить до виникнення коливального характеру перехідного процесу. Реалізація нелінійного алгоритму одержання сигналу uм призвело до зменшення часу перехідного процесу і сталої погрішності, але збільшилось перерегулювання перехідного процесу і кількість коливань вихідної ланки. Аналіз динаміки при гармонійному вхідному сигналі дозволив

Рис. 3. Перехідний процес у ЕГСП

1 – ЕМ відключено ( 0);

2,3 – ЕМ увімкнено при Тэм= 0,5мс;

(2 – = 0,416; 3 – = 0,832). | установити границі ефективності ЗЗ на базі ЕМ, яка виявлялася в ті періоди, коли золотник не досягає упорів. Таким чином, ЕМ неефективна при х2= х2max.

Важливою задачею побудови гідроприводів випробувальних машин є вибір способу керування гідроциліндром і аналіз його впливу на динаміку приводу. Проведено порівняльний динамічний аналіз приводів, побудованих на базі циліндрів з однобічним і двостороннім керуванням. При цьому розглянуті два варіанти однобічного керування: робота циліндра з однієї й одночасно двома напірними крайками золотника ЕГП. Встановлено, що при фіксованих об’ємах рідини і будь-яких змінах інших параметрів, характеристики приводу із двостороннім і однобічним керуванням (із двома крайками) циліндром практично збігаються. Це забезпечує можливості зменшення об’єму керованої порожнини диференціального циліндра, що підвищує динамічні показники приводу без порушення функціональних характеристик випробувальної машини.

З метою зменшення габаритів при збереженні заданого зусилля і забезпечення симетрії швидкісних і тягових характеристик розроблена нова конструкція одноштокового гідроциліндра двостороннього керування. Особливість даної конструкції полягає в збереженні рівності ефективних площ шляхом поперемінного підключення до керованих порожнин за допомогою плунжера додаткової порожнини (площі). Аналітичний аналіз швидкісних характеристик слідкуючого приводу з даним циліндром показав, що у випадку, коли перекриття вікон живлення золотника значно більше перекриттів вікон зливу, їх несиметричність

Рис. 4. Зміна відносної сталої погрішності

(ТЕМ= 10 мс; Ку = 100 ма/В.)

1 – С0 = 0,5 кН/мм; u3 = 0,0125;

2 – С0 = 0,5 кН/мм; u3 = 0,2496.

стає дуже малою. Застосування даного гідроциліндра дозволяє забезпечити в рамках заданих габаритів максимально симетричне тягове зусилля при мінімальних витратах енергії.

У рамках поставлених у роботі завдань виконане уточнення методики визначення основної статичної характеристики ЕГСП – швидкісної. Встановлено, що точність методики визначення даної характеристики реалізацією вхідного сигналу з постійним прискоренням підвищується при зменшенні значення цього прискорення. Однак при цьому звужується досліджуваний діапазон характеристики. Для приводів I класу, що працюють в зоні малих переміщень вихідної ланки, одержання швидкісної характеристики з прийнятною точністю є практично неможливим.

У третьому розділі наведено результати розробок методики моделювання динамічних процесів у ЕГСП із довгими єднальними гідроканалами і дослідження процесів при різних схемних реалізаціях приводів.

Оцінка впливу перемінної температури рідини вздовж тракту гідроканала на нестаціонарні процеси виконана шляхом теоретичних та експериментальних досліджень типової ділянки приводу, що має довгий трубопровід круглого перетину, наприкінці і на початку якого розміщено відповідно керована ємкість і відсічний золотник. Тиск перед золотником Р0 = const. Досліджено процеси при різних варіантах розподілу температури рідини в системі в межах від 200С до 1000С, варіюванні об’єму рідини W2 у ємкості, величини відкриття золотника Y, закону зміни температури рідини в гідроканалі і ємкості.

Приймаючи ; ; (Vб – базова швидкість, rк – радіус каналу), система рівнянь, що описує нестаціонарний рух в’язкої рідини в гідроканалі з перебудовою профілю швидкостей, у безрозмірному виді має вигляд

(13)

(14)

де ; ; Сж і Сож – швидкість звуку в рідині відповідно поточна і при Т = 200С; – відносна зміна в'язкості (0 – в'язкість рідини при 500 С); – безрозмірна середня по перерізу потоку швидкість; – довжина каналу; - безрозмірний опір каналу; – інтеграл, що враховує перебудову профілю швидкостей з ваговою функцією W*, обумовленою сумою трьох експонент

(15)

де mк, nк – постійні коефіцієнти.

Граничні умови представлені системою безрозмірних рівнянь

; (16)

де – переміщення золотника та площа його відкриття; – тиск на початку та в кінці каналу; – витрати на початку та наприкінці каналу. Основні розрахункові параметри: =0,3 см; = 5,2 м Сож =1400 м/с; 0 = 0,1 Ст; W2 = 3л і 0,3л; = 850 кг/м3; Р0= 10 МПа.

Рішення системи (13) виконано методом характеристик з обліком перемінних по довжині каналу швидкості звуку і в'язкості рідини. У цьому випадку сітка характеристик має перемінні ділянки при фіксованому кроці за часом , обумовлені співвідношенням

(17)

На характеристиках виконуються кінцево-різницеві співвідношення

; (18)

(19)

де i – порядковий номер крапки по осі х (довжині каналу).

На границях каналу вирішуються спільно одне з кінцево-різницевих співвідношень (18) та відповідні рівняння системи (16).

Експериментальні дослідження виконані на розробленій установці, яка дозволяє створювати різні закони зміни температури рідини, значення відкриття золотника й об’єми керованої порожнини. Порівняння теоретичних і експериментальних результатів при різних умовах підтвердили адекватність і ефективність запропонованої методики розрахунку нестаціонарних процесів у гідроприводі. За результатами досліджень було встановлено, що нестаціонарні процеси певною мірою залежать від температури рідини в ємкості, вплив на них різних законів розподілу температури по довжині каналу є несуттєвим. При збереженні параметрів каналу більшою мірою на ці процеси впливають об’єм керованої порожнини та величина відкриття золотника. Таким чином, для спрощення розрахунків нестаціонарні процеси в гідроканалах з малою погрішністю можна описувати при фіксованій середній по довжині трубопроводу температурі рідини.

Для оцінки погрішності розрахунку процесів у розподілених і зосереджених параметрах виконані дослідження з максимальною швидкістю відкриття золотника (k1 = 1). Виявлено, що погрішності розрахунків у зосереджених параметрах достатньо великі. Це дозволяє констатувати, що більш ефективним є застосування моделі каналу в розподілених параметрах.

На основі викладеної методики розроблені математичні моделі і методики розрахунків

Рис. 5. Розрахункова схема ЕГСП. | динаміки ЕГСП із довгими трубопроводами, реалізованими за різними схемами. Розрахункова схема привода (рис. 5), що відноситься по (1) до I класу, має ЕГП 1, керовану порожнину 2, датчик тиску 3, підсилювач 4, суматор 5, довгий єднальний канал 6, переливний клапан 7, ємкість 8, джерело постачання з подачею Qн..

Математична модель ЕГСП містить рівняння (2) – (5), (7) – (12), (13) і рівняння стискальності рідини ємкості 2

; ; (20)

де – безрозмірний коефіцієнт, що враховує залежність модуля пружності рідини

від тиску; .

Для чисельних розрахунків перше рівняння системи (20) представлено в кінцево-різницевому вигляді

; (21)

де – середня швидкість в кінці єднального каналу. Оскільки наприкінці трубопроводу реально завжди є місцевий опір, обумовлений з'єднанням каналу з керованою ємкістю, система рівнянь доповнена вираженнями

; ; (22)

де – тиск в кінці каналу перед місцевим опором; – коефіцієнт Вейсбаха.

Для визначення граничних умов в кінці гідроканалу вирішувалися рівняння (21) , (22) і рівняння прямої характеристики

, (23)

а на вході в канал необхідне спільне рішення кінцево-різницевого рівняння для зворотної характеристики

(24)

і (9) – (11), що визначають витрати q1 і q3 у залежності від відкриття чи закриття золотника і перепаду тисків на ньому.

Рівняння (20)-(24) отримані з урахуванням різних систем базових величин, застосованих у загальній моделі приводу. Зв'язок між цими системами виражається співвідношеннями

Система рівнянь доповнена обмеженням за тиском , де – безрозмірний тиск насичених парів. Індекс “j” у рівняннях (20) – (24) позначає номер часового шару по сітці характеристик.

Особливістю чисельної реалізації моделі ЕГСП із довгим гідроканалом є нелінійний характер рівнянь і різний вид апроксимувальних залежностей, що визначають граничні умови на вході в канал і не дозволяють одержати аналітичне рішення. Це диктує необхідність застосування ітераційних методів. Як показали дослідження, використання методу ітерацій, а також методу ітерації з коефіцієнтом релаксації, викликає невиправдано велику кількість розрахункових наближень, необхідних для забезпечення збіжності процесу з заданою точністю. Тому для визначення граничних умов на вході в канал у роботі застосований метод половинного розподілу, збіжність якого заздалегідь обумовлена, а кількість розрахункових наближень передбачувана для точності розрахунків, що задаються.

Адекватність моделі й алгоритму розрахунків оцінювалася порівнянням теоретичних і експериментальних результатів коливань тисків на початку (Р1) і кінці каналу (Рк) при різних значеннях керуючої дії і параметрів трубопроводу. На рис. 6 показані результати одного з перехідних процесів отриманих при стрибку вхідного сигналу, що складає 63% від максимального значення (робота привода в істотно нелінійній зоні), і = 4м, =2,5мм, W2=3л, W0 = 2л, Сж = 1200 м/с, = 10 сСт, = 850 кг/м3.

Складність процесів, котрі протікають у приводі, обумовлена замкнутістю контуру системи, тобто нестаціонарним відкриттям (закриттям) золотника в залежності від зміни вихідного параметра (тиску Рк). Тому, як показали розрахунки , для досягнення адекватності моделі є важливим облік таких факторів, як: зміна тиску Р0, перетічки рідини по золотнику. Для приводу з довгими трубопроводами, реалізованого за рис. 1 для кожної керованої порожнини з урахуванням змінності об’ємів по (20) маємо

(25)

де ;

– середня осьова швидкість в кінці каналу; – тиск у відповідній порожнині циліндра.

Рис. 6. Перехідної процес у ЕГСП:

1 – розрахунок;

2 – експеримент. | Реалізація схеми і методики розрахунку ЕГСП із диференціальним циліндром характеризується безпосереднім з'єднанням штокової порожнини з тиском живлення Р0 і відповідним коректуванням моделі й алгоритму чисельного рішення.

Проведені дослідження перехідних процесів і динамічних процесів при гармонійній керуючій дії дозволили оцінити вплив хвильових процесів у каналах на динамічні показники приводів, побудованих за різними схемами. Показано, що в ЕГСП із двоштоковим циліндром і малою жорсткістю позиційного навантаження (С0 = 0,34 кН/мм, = 0,008 – привод III класу) перехідний процес має монотонний характер при відсутності негативних тисків у гідроканалах. У випадку дії навантаження підвищеної

жорсткості (С0 = 19,6 кН/мм), привод переходить у II клас) перехідний процес здобуває автоколивальний характер, що при незмінності коефіцієнта підсилення ЕГП зберігається при варіюванні прохідного перетину каналів і об’ємів порожнин циліндра.

У ЕГСП із диференційним гідроциліндром нестаціонарні процеси відмінні від попереднього варіанта. Так, при С0 = 0,34 кН/мм у приводі відбуваються значні падіння тиску, що призводить до виникнення кавітаційних умов. При С0 = 19,6 кН/мм нестаціонарність процесів значно знижується. Застосування більшого перетину трубопроводу, що з'єднує штокову порожнину з тиском живлення, відносно перетину трубопроводу між ЕГП і циліндром також зменшує амплітуду коливання тиску. Збільшення прохідних перетинів обох гідроканалів (збільшення ) призводить до нестійкості приводу. При реалізації Р2к = Р0 = const забезпечується усталена робота для всіх видів ЕГСП. Однак у випадку приналежності до III класу швидкодія такого варіанту приводу менша, ніж у приводу з двоштоковим циліндром.

Дослідження динамічних процесів при гармонійному характері вхідного сигналу, як одного з застосовуваних у випробувальних машинах видів навантаження, дозволили одержати наступні результати. Для приводу з двоштоковим циліндром III класу точність відпрацьовування вихідного сигналу (Х3) вища при стабілізації тиску Р0 = const. У цьому випадку погрішність по амплітуді Х3 не перевищує 1%, в іншому випадку (Р0 const) ця погрішність дорівнює 11-12 %. (рис. 7). Крім того, у другому випадку нижня границя тисків розташовується значно нижче і при певних сполученнях параметрів може входити в зону негативних значень.

Процеси в даному приводі при С0 = 19,6 кН/мм характеризуються істотними коливаннями тисків на початку трубопроводів і руху вихідної ланки Х3 з накладенням на першу гармоніку, що відповідає частоті вхідного сигналу U3, другій, обумовленої хвильовими процесами в каналах і дією зворотного зв'язку. При цьому коливання Р0 несуттєві, тобто не вимагаються спеціальні заходи для його стабілізації.

а б

Рис. 7. Нестаціонарні процеси в ЕГСП із двоштоковим гідроциліндром

при частоті вхідного сигналу f = 4Гц, = 4м, rк1,2 = 2,5мм, С0 = 0,34 кН/мм.

а – Р0 = const; б – Р0 const.

Аналіз динаміки ЕГСП із диференціальним циліндром при аналогічних умовах показав низькі показники приводу у випадку його приналежності до третього класу (С0 = 0, 34 кН/мм), що виражаються в значних коливаннях тисків і появі кавітації. При С0 = 19,6 кН/мм нестаціонарні процеси в приводі аналогічні процесам у ЕГСП із двоштоковим циліндром. При реалізації умови Р2к = Р0 для приводу III класу – значні коливання тисків і низька точність відпрацьовування вихідного параметра, для привода II класу – динамічні характеристики істотно кращі, ніж у ЕГСП із двоштоковим циліндром.

У четвертому розділі розглянуті питання щодо зниження енергетичних витрат у гідроприводі випробувальної машини, розроблені методики моделювання і розрахунку динаміки в системі, побудованої на основі приводу перемінного потоку (гідропульсаторного приводу).

Для підвищення економічності ЕГСП пропонується використовувати в його структурі замість переливного клапана (ПК) клапан, що забезпечує постійний перепад тисків (КППТ) між керованою порожниною циліндра і входом у ЕГП. Така схема передбачає застосування диференціального циліндра з постійним тиском у штоковій порожнині. Проведений комплекс досліджень встановив, що збільшення перепаду тисків (Р) підвищує швидкодію приводу з КППТ, наближаючи до показників аналогічного ЕГСП із ПК. Поліпшенню швидкодії приводу сприяють також збільшення подачі насоса Qн і зменшення об’єму керованої порожнини W2 циліндра. У той же час збільшення Р та Qн призводить до зростання енергетичних витрат. Порівняльні дослідження приводів із КППТ і ПК показали, що кращі енергетичні показники має ЕГСП із клапаном постійного перепаду тисків. Так, наприклад, при рівних умовах витрачена енергія Е за один цикл роботи при синусоїдальному вхідному сигналі в приводах із КППТ і ПК відповідно складає: при частоті f =1Гц, Е =1295Дж та Е = 1640Дж (QН = 9 л/хв; W2=1л), при f = 25Гц, Е = 92Дж та Е = 157Дж (QН=24 л/хв, W2 = 2л).

Важливим є застосування в приводі з КППТ диференціального циліндра, що дозволяє зменшувати об’єм керованої порожнини без порушення функціональних характеристик випробувальної машини. Це забезпечує підвищення динамічних характеристик привода та його економічності. Встановлено, що при досить великих частотах (> 25Гц) у приводі з КППТ відбуваються нелінійні спотворювання гармонійного вихідного сигналу. Це в ряді випадків обмежує технічні можливості застосування даного приводу у випробувальних машинах.

У роботі наведені результати моделювання і досліджень динамічних процесів у гідропульсаторному приводі, що складається в загальному випадку з плунжера, що приводиться в рух від кулачка, єднального гідроканалу і гідроциліндра. Одним з показників даного приводу, що визначає необхідну точність навантаження, є симетричність зміни тиску (зусилля на штоку поршня) у керованій порожнині циліндра. Отримано аналітичний вираз, котрий визначає цей показник

; (26)

де – сумарний об’єм рідини, що подається у порожнину циліндра при зміні тиску в ній на Р; W0 – початковий об’єм порожнини; Е – модуль пружності рідини.

З (26) видно, що при різних знаках Р будуть різні за модулем значення , які залежать від класу гідроприводу (). Найменші несиметричні спотворювання спостерігаються в гідроприводі першого класу ( ).

Іншим важливим показником гідропульсаторного приводу є витрачена потужність при навантаженні зразка. Для гідроприводу першого класу безрозмірна теоретична витрачена потужність визначається наступним безрозмірним виразом, отриманим у роботі:

; (27)

де безрозмірна потужність; ; ; р1нач – початковий тиск у порожнині циліндра; рmax – амплітуда тиску, що відповідає необхідному зусиллю навантаження й ефективній площі циліндра, – кутова частота.

Позитивне значення – це витрачена потужність. Негативне значення – рекуперативна потужність. Таким чином, величина витраченої енергії за цикл визначається інтегруванням за часом позитивного значення . Очевидно, що застосування в цьому приводі циліндра двостороннього керування подвоює величину витраченої енергії.

Розроблено математичну модель і алгоритм розрахунків динамічних процесів у гідропульсаторному приводі, що містить гідропульсатор, плунжери якого одночасно подають по єднальному трубопроводу перемінний потік рідини в керовану порожнину диференціального циліндра. Математична модель містить рівняння руху механічних елементів з урахуванням жорсткостей випробуваного зразка, динамометра і силової рами; балансу витрат у робочих порожнинах; руху рідини в гідроканалах у зосереджених параметрах з обліком місцевих гідравлічних опорів; рівнянь витрат. Адекватність розробленої моделі оцінена за результатами експериментів. Проведено розрахункові дослідження двох альтернативних варіантів приводів: пульсатор працює з циліндрами одно- і двосторонньої дії. Показано,