Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Факторы, определяющие величину зоны нечувствительности статической скоростной характеристики гидропривода с аксиально-плун-жерными насосами. Анализ конструкций гидроприводов и методов их исследования ... 13
1.1. Анализ конструкций гидроприводов. Выявление факторов, определяющих зону нечувствительности 13
1.2. Обзор исследований по объемным потерям аксиально-плунжерных гидромашин 17
1.3. Обзор исследований по расчетам нагрузок на органе регулирования аксиально-плунжерных насосов 20
1.4. Механизмы управления аксиально-плунжерными насосами переменной производительности, применяемые в электрогидравлическом следящем приводе (ЭГСП) 28
1.5. Выводы к главе 1 и постановка задачи исследования 31
Глава 2. Математические и имитационные модели гидропривода и его элементов ... 34
2.1. Схема ЭГСП с аксиально-плунжерным насосом 34
2.2. Анализ потоков рабочей жидкости силовой части гидропривода 37
2.3. Имитационные модели гидромашин, гидропередачи и ЭГСП в целом... 44
2.4. Моделирование объемных потерь 49
2.4.1. Утечки по распределителю и сферической заделке поршня 50
2.4.2. Утечки по гидростатической опоре 53
2.4.3. Потери подачи насоса от сжимаемости рабочей жидкости в его рабочих камерах 57
2.5. Модель нагрузок на органе регулирования аксиально-плунжерного насоса 60
2.6. Механизмы управления (МУ) аксиально-плунжерными насосами... 67
2.6.1. Конструкции МУ 67
2.6.2. Требования к МУ насосами переменной производительности 69
2.7. Математическая и имитационная модели механизма управления 74
2.8. Выводы к главе 2 75
Глава 3. Исследование влияния конструктивных и режимных параметров гидропривода на зону нечувствительности при различных режимах работы, определение мер по уменьшению этой зоны 78
3.1. Исследование влияния давления подпитки на зону нечувствительности гидропривода 78
3.2. Экспериментальные исследования объемных потерь аксиально- плунжерного насоса 89
3.2.1. Экспериментальное исследование утечек в паре «поршень-цилиндр» 89
3.2.2. Экспериментальное исследование влияния на объемные потери «мертвого объема» поршневой камеры 91
3.2.3. Анализ результатов математического моделирования и экспериментальных исследований объемных потерь 95
3.3. Исследование нагрузок на органе регулирования аксиально-плунжерного насоса 96
3.4. Обобщение результатов моделирования нагрузок на органе регулирования аксиально-плунжерного насоса 100
3.5. Заключения и выводы к главе 3 105
Глава 4. Установка насосная с аксиально-плунжерными насосами: обобщение результатов исследования зоны нечувствительности, моделирование и экспериментальные исследования ЭГСП 108
4.1. Обоснование конструкции установки насосной для ЭГСП. 108
4.2. Конструкция установки насосной для ЭГСП 111
4.3. Принцип работы установки насосной. 112
4.4. Результаты экспериментальных исследований и математического моделирования ЭГСП 114
Заключение 121
Список использованной литературы 123
- Обзор исследований по объемным потерям аксиально-плунжерных гидромашин
- Анализ потоков рабочей жидкости силовой части гидропривода
- Экспериментальное исследование утечек в паре «поршень-цилиндр»
- Конструкция установки насосной для ЭГСП
Введение к работе
Актуальность работы. Гидроприводы с аксиально-плунжерными регулируемыми насосами (по принятой терминологии: аксиально-поршневыми с наклонным диском) широко распространены в различных гидрофицированных машинах строительно-дорожной техники, станочной гидравлики и др., а также в военной технике.
В следящих системах гидроприводы с регулируемыми аксиально-плунжерными насосами, по сравнению с гидроприводами, в состав которых входят аксиально-поршневые насосы с наклонным блоком, имеют ограниченное применение, так как аксиально-плунжерные насосы не обладают достаточной чувствительностью к управляющему сигналу и, в частности, имеют относительно большую зону нечувствительности характеристики подачи «в нуле». Это сказывается на точности систем, в которые они входят. Однако эти насосы имеют другие достоинства перед аналогичными машинами: имеют меньшие габариты и вес, удобство компоновки, большую удельную мощность и др., поэтому повышение их чувствительности к управляющему воздействию является актуальной задачей, так как приведет к расширению области применения гидроприводов с аксиально-плунжерными насосами.
Цель работы. Целью работы является повышение эффективности работы гидропривода за счет сокращения до рационального значения зоны нечувствительности на основе исследований влияния на нее конструктивных и эксплуатационных параметров гидропривода и его элементов.
Для достижения указанной цели необходимо решить следующие задачи:
провести анализ существующих гидроприводов с точки зрения выявления факторов, определяющих величину зоны нечувствительности характеристики подачи насоса и, соответственно, скоростной характеристики привода. Разработать математические и имитационные модели насоса и гидропривода, отражающие различные режимы работы привода. Выявить влияние конструктивных и режимных параметров гидропривода на зону нечувствительности характеристики подачи насоса и, соответственно, на зону нечувствительности скоростной характеристики привода при различных режимах работы, определить меры по уменьшению этой зоны. Разработать элементы методики выбора параметров гидропривода, обеспечивающих наименьшую зону нечувствительности. Предложить конструкцию насоса, позволяющую реализовать наименьшую величину зоны нечувствительности.
Методы исследования. Для решения поставленной научной задачи использованы аналитические методы, методы цифрового моделирования, методы расчета и анализа теории автоматического регулирования и управления, натурные и вычислительные эксперименты, методы обработки данных.
Основные положения, защищаемые автором.
-
Результаты анализа и исследования влияния конструктивных и
режимных параметров гидропривода и его элементов на величину зоны нечувствительности.
-
Математические и имитационные модели для исследования и
проектирования гидроприводов с аксиально-плунжерными насосами.
-
Обоснование технических решений, направленных на уменьшение
зоны нечувствительности.
-
Конструкция насосной установки и ее обоснование.
Научная новизна работы заключается в следующем:
-
Выявлены основные конструктивные и режимные параметры
гидропривода и его элементов, влияющие на величину зоны нечувствительности.
-
Выявлена зависимость для величины зоны нечувствительности
характеристики регулирования подачи аксиально-плунжерного насоса исследуемого гидропривода.
-
Разработаны имитационные модели насоса и гидропривода и на их
основе предложены новые элементы методики проектирования и исследования гидроприводов с аксиально-плунжерными насосами.
-
Разработана конструкция насосной установки из аксиально-
плунжерных насосов для двухосевого гидропривода, обеспечивающая максимальную чувствительность на различных режимах работы.
Практическая ценность диссертационной работы состоит в следующем:
-
Исследованы зависимости зоны нечувствительности характеристики
регулирования подачи аксиально-плунжерного насоса от конструктивных и режимных параметров, что позволило разработать предложения по её уменьшению.
-
Для аксиально-плунжерных насосов современных гидроприводов
получены данные по составляющим потокам объемных потерь. С учетом данных усовершенствована конструкция насоса и насосной установки.
-
Разработаны элементы методики проектирования и исследования
гидроприводов с насосными установками из аксиально-плунжерных насосов.
-
Разработана конструкция насосной установки из аксиально-плунжерных
насосов для применения её в составе следящего гидропривода (получен патент).
Реализация результатов работы.
Результаты данной работы получили следующую реализацию:
-
Разработанная тандемная насосная установка внедрена в составе
следящего гидропривода в изделие «АК-176МА». Документации присвоена литера «О1».
2. Разработанные элементы методики проектирования насосов используются в ОАО «СКБ ПА».
3. Разработки диссертационной работы используются в учебном процессе кафедры Гидропневмоавтоматики и гидропривода КГТА им. В.А.Дегтярева.
Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались на
Всероссийской научно-технической конференции «Гидромашины,
гидроприводы и гидропневмоавтоматика», г.Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2009г.
V Всероссийской конференции аспирантов и молодых ученых
«Вооружение. Технология. Безопасность. Управление» с международным участием, г.Ковров, КГТА им. В.А. Дегтярева, 2010г.
VI Всероссийской конференции аспирантов и молодых ученых
«Вооружение. Технология. Безопасность. Управление», г.Ковров, КГТА им. В.А. Дегтярева, 2012г.
Технических семинарах кафедры ГПА и ГП, КГТА им. В.А. Дегтярева
(г.Ковров), НТС предприятий ОАО «СКБ ПА» (г.Ковров) и ОАО «КЭМЗ» (г.Ковров).
Публикации. По материалам диссертационных исследований опубликовано 15 работ: 8 статей в журналах, в том числе 3 входящих в перечень утвержденных ВАК РФ, 2 учебных пособия, получен патент на изобретение №2436994 от 24.08.2010г. «Аксиально-поршневой насос переменной производительности», автор: Черняков А.А.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, выводов, списка использованных литературных источников и приложений. Общий объем включает 140 страниц, 58 рисунков, 9 таблиц, список литературы из 84 источников, 10 страниц приложений на 10 страницах машинописного текста.
Обзор исследований по объемным потерям аксиально-плунжерных гидромашин
Известно, что объемные потери жидкости в насосе ухудшают характеристику подачи насоса, уменьшают чувствительность насоса и привода к управляющему воздействию: для компенсации объемных потерь требуется перемещение органа регулирования на больший угол [1]. Это соответствует увеличению ошибки привода, увеличивает время, необходимое для создания насосом требуемого давления; при этом у насоса существует зона нечувствительности, которая влияет на зону нечувствительности привода в целом, ухудшая его точностные характеристики. Исследование объемных потерь аксиально-поршневых насосов является предпосылкой к улучшению статических и динамических характеристик как насосов, так и приводов, в которых они применяются. Объемные потери в аксиально-поршневых насосах определяются разницей геометрической и фактической подачи [1]. Эти потери в аксиально-поршневых насосах возникают из-за утечек рабочей жидкости из рабочей полости в нерабочую (перетечки) или в корпус насоса, а также из-за потерь при заполнении рабочих камер насоса [1]. Количественно утечки зависят от зазоров, в которых возникает перепад давлений, и от числа этих мест в конструкции аксиально-поршневых насосов.
Большинство аксиально-поршневых насосов (с наклонным блоком) переменной производительности, применяемых в ЭГСП, имеют три места возникновения утечек рабочей жидкости [2]. Данный факт является следствием конструктивных особенностей применяемых в ЭГСП аксиально-поршневых насосов, и позволяет получить насосы с малыми объемными потерями подачи до 2%. Места возникновения утечек рабочей жидкости в насосах этого типа следующие: «распределитель-блок цилиндров», «накладное дно-блок цилиндров», «поршень-блок цилиндров».
В некоторых конструкциях вышеуказанных насосов удалось снизить число мест утечек до двух (вводом биметаллизированного блока цилиндров) [2, 4]. Однако применение данного конструктивного исполнения насоса в ЭГСП пока не известно. Другая картина наблюдается в аксиально-плунжерных насосах. Там у наиболее распространенных конструкций мест утечек четыре - пять [5], т.е. по утечкам они хуже известных конструкций аксиально-поршневых насосов, с наклонным блоком, наиболее распространенных в ЭГСП в настоящее время. Известны работы, в которых авторы «оптимизировали» конструкции аксиально-поршневых и аксиально-плунжерных насосов по величине утечек, исследуя их «узкие» места. Так в работе [7] рассмотрены конструкции гидростатических башмаков со щелевым дросселированием, в котором дросселирование рабочей жидкости осуществляется в зазоре на внутреннем пояске башмака, заниженном относительно уплотнительного пояска на некоторую величину, соизмеримую с заданным зазором. Полученный башмак с полной гидростатической разгрузкой обладает малой величиной утечек и низкими механическими потерями. Следует отметить, что данная конструкция имеет существенные технологические ограничения, а также ограничения по применению в широком диапазоне температур рабочей жидкости.
В другой работе [8] авторы сделали попытку «оптимизировать» конструкцию «поршень-пята» аксиально-плунжерного насоса. Была поставлена и решена задача определения «оптимальных» размеров пяты: размеров уплотнительного пояска, диаметра дросселя в поршне. В качестве критерия приняты энергетические потери, связанные с жидкостным трением в узле, и объемные потери. В результате задача определения конструктивных параметров группы «поршень-пята» свелось к определению компромиссного сочетания объемных и энергетических потерь и к последующему поиску параметров узла при выбранном диаметре дросселя. При этом вязкость рабочей жидкости и зазор между пятой и наклонным диском принимаются постоянными, что создает предпосылку к созданию оптимальной конструкции узла «поршень-пята» в строго определенных условиях работы.
Известна работа [9] по экспериментальному определению стыкового зазора в распределительном узле при работе аксиально-поршневого насоса. В качестве чувствительных элементов, применяемых при определении величины стыкового зазора, использовались тензорезисторы. Была исследована аксиально-поршневая гидромашина с рабочим объемом 16см3/об, работающая в режиме гидромотора. Были получены данные по изменению стыкового зазора, что дает возможность провести оптимизацию распределительного узла.
Известны работы [10, 11] по оптимизации распределительного узла аксиально-поршневых гидромашин, которые базируются на совместном решении уравнений Рейнольдса и Баруса. В результате расчета торцового распределителя получены зависимости условного коэффициента прижима от частоты вращения блока, толщины и клиновидности зазора, вязкости рабочей жидкости и определены условия нарушения работоспособности узла. В качестве допущений принято, что давление и вязкость по высоте зазора постоянны, кривизна и шероховатость поверхностей пар не учитываются, рабочая жидкость рассматривается как ньютоновская жидкость, а инерционные силы в жидкости не учитываются.
Также среди объемных потерь следует отметить потери, обусловленные неполным заполнением рабочих камер насоса, потерь на всасывании вследствие гидравлического сопротивления каналов и инерции рабочей жидкости [1].
Потери на всасывании присущи насосам, работающим в режиме самовсасывания, насосам с клапанным распределением, а также насосам, работающим на частотах вращения, превышающих предельные значения. Известно также большое количество работ по изучению зависимости объемного КПД, а значит и утечек от различных факторов. Так в работе [2] показано влияние температуры рабочей жидкости на объемный КПД аксиально-поршневого насоса. Исследования проводились на нерегулируемом насосе второй гаммы №20. Были получены зависимости объемного КПД от температуры при различных рабочих давлениях и частотах вращения. Анализ полученных данных показывает, что при давлении рабочей жидкости 125 кгс/см2 объемный КПД насоса уменьшается с 0.975 при +25С до 0.965 при +87С, однако характер графиков остается неизменным в зависимости от температуры.
Еще одним важным фактором, широко освещенным в литературе, являются потери от упругости рабочей жидкости и наличие «мертвого» объема насоса. Так в работе [1] показано, что чем больше отношение «мертвого» объема рабочей камеры к объему, получаемому движением поршня за один ход, тем большая часть последнего будет потеряна на повышение давления, а следовательно снизится объемный КПД.
В целом, как следует из обзора, объемные потери существенно влияют на характеристику подачи аксиально-поршневых насосов, на чувствительность привода; и исследования в этом направлении, оптимизация конструкции являются актуальной задачей и при разработке мер по улучшению характеристик ЭГСП. Имеет смысл отметить, что мало работ, в которых исследуются потери подачи насоса из-за наличия воздуха в рабочей жидкости. Задача более тщательного исследования объёмных потерь является актуальной для современных гидроприводов и применяемых в них гидромашин и влияния этих потерь на изучаемую в работе характеристику.
Анализ потоков рабочей жидкости силовой части гидропривода
Известно, что при некоторой малой величине рабочего объёма насоса вращение вала нагруженного гидромотора может не происходить [1, 62]. Это наступает при такой величине рабочего объёма насоса, при которой подача насоса будет равна объемным потерям в гидроприводе: перетекания рабочей жидкости из полостей с высоким давлением насоса и гидромотора в полости с низким давлением, утечек в корпуса гидромашин по зазорам элементов ходовых частей, сжимаемости рабочей жидкости и др. Таким образом, гидропривод будет иметь зону нечувствительности в этом положении регулирующего органа насоса, при проходе которой выходной вал гидромотора не будет вращаться.
Для снижения зоны нечувствительности необходимо снизить объемные потери в гидроприводе, а для этого необходимо определить места этих потерь.
Следует заметить, что целью снижения объемных потерь будет их определение и уменьшение до достижения требуемого уровня чувствительности гидропривода и приближения потерь данного вида до величины потерь аксиально-поршневых гидромашин с двойным несиловым карданом без ограничения диапазона функционирования аксиально-плунжерных гидромашин. Для определения объемных потерь рабочей жидкости в гидроприводе необходимо рассмотреть составляющие баланса подачи и расхода, выявить места этих потерь. В исследуемом следящем гидроприводе с объемным регулированием можно выделить силовую и управляющую части [29]. Силовая часть включает в себя два регулируемых аксиально-плунжерных насоса, вспомогательные устройства и два аксиально-поршневых гидромотора с двойным несиловым карданом, традиционно применяющиеся в следящих приводах в качестве исполнительных двигателей. Управляющая часть следящего гидропривода представляет собой электрогидравлический привод дроссельного регулирования. На рис.2.2 представлена гидравлическая принципиальная схема исследуемого гидропривода.
Силовая часть состоит из установки насосной УН, которая содержит два аксиально-плунжерных насоса Н1, Н2 и насос подпитки Н3, расположенные на одном приводном валу, и два исполнительных гидромотора М1 и М2. Вал установки насосной УН приводится во вращение от асинхронного электродвигателя ЭД. Подача насосов Н1 и Н2 регулируется изменением угла наклона люльки с помощью механизмов управления МУ1 и МУ2.
Насосы установки насосной трубопроводами соединены с блоками клапанов БК1 и БК2 и с гидромоторами М1 и М2, имеющими постоянный рабочий объем. Направление вращения вала гидромоторов зависит от того, в какую сторону отклонена люлька насосов. Валы гидромоторов через редукторы соединены с объектом регулирования. Для пополнения утечек рабочей жидкости служит вспомогательный насос подпитки Н3. Если угол наклона люльки основных насосов регулируется с помощью механизмов управления МУ1 и МУ2, то насос подпитки Н3 используется также для питания механизмов управления рабочей жидкостью.
Давление в напорной магистрали насоса подпитки Н3 поддерживается предохранительным клапаном КП3. Эта магистраль через подпиточные клапаны КО1 и КО2 подключена к трубопроводам, соединяющим магистрали основных насосов и гидромоторов. При падении давления в одной из магистралей ниже давления подпитки соответствующий подпиточный клапан открывается и пропускает жидкость под давлением из напорной магистрали насоса подпитки до тех пор, пока в магистрали не восстановится необходимое давление. После этого подпиточный клапан под действием давления в магистрали закрывается. Подпиточные клапаны служат для поддержания в магистралях такого минимального давления, чтобы в магистралях основных насосов не возникала кавитация. С этой целью устанавливается необходимое давление в напорной магистрали насоса подпитки регулировкой предохранительного клапана КП3.
От превышения давления трубопроводы гидропривода защищены двумя блоками клапанов БК1 и БК2 с предохранительными клапанами КП1, КП2. При недопустимом повышении давления в одной из магистралей открывается соответствующий предохранительный клапан, пропускающий жидкость в другую магистраль с низким давлением.
Расчетная схема гидропередачи. Анализ потоков. Перед тем как перейти к составлению математической модели гидропередачи, сведем рассмотренную принципиальную схему к расчетной для одного насоса и одного гидромотора, учитывая следующие допущения. Приводной асинхронный электродвигатель ЭД вращает вал установки насосной УН с постоянной угловой скоростью. При работе гидропривода давления в магистралях не достигают значений, при которых срабатывают предохранительные клапаны КП1, КП2, поэтому в схеме они условно не показаны, а утечками через них пренебрегаем. Давление в магистрали перед подпиточными клапанами поддерживается постоянным. Магистральные трубопроводы рассматриваем как емкости, пренебрегая инерцией жидкости и потерей давления в них из-за сопротивления трения. Рис.2.3. Расчетная схема гидропривода:
Qн – геометрическая подача насоса; Qгм – геометрический расход гидромотора; Qперн – расход, дросселирующий из полости высокого давления в полость низкого давления насоса; Qпергм – расход, дросселирующий из полости высокого давления в полость низкого давления гидромотора; Qподп1, Qподп2 – расход подпитки; Qутн1, Qутн2 – расход утечек насоса (по распределителю, через зазор в паре «поршень-отверстие блока цилиндров», через гидростатическую опору поршня, через сферическую заделку опоры поршня); Qутгм1, Qутгм2 – расход утечек гидромотора (по распределителю, через зазор в паре «поршень-отверстие блока цилиндров»); Qсж1, Qсж2 – деформационный расход, связанный со сжатием рабочей жидкости
Примененный в качестве исполнительного гидродвигателя аксиально-поршневой гидромотор с двойным несиловым карданом благодаря своим характеристикам и конструктивным особенностям широко применяется в следящих приводах. Составляющие объемных потерь гидромотора в уравнении баланса (Qутгм1, Qутгм2, Qпергм1, Qпергм2) определяются исходя из зависимости объемных потерь от давления (11) и (12). Конструктивно гидромотор выполнен с оптимальными объемными потерями и не требует дополнительной оптимизации.
Экспериментальное исследование утечек в паре «поршень-цилиндр»
Исследование проводились для базового (номинального) режима аксиально-плунжерного насоса: частота вращения nн=2500об/мин, рабочее давление p=250кгс/см2, угол наклона люльки насоса g=18.
Были проведены исследования по специальной программе на 30 образцах гидромашин с рабочим объемом 33.3см3/об для определения утечек по ходовой части. Результаты исследования для ходовой части, имеющей зазор 17…31мкм, приведены в таблице 3.1. Средняя величина утечек по ходовой части составила Qут=4,41л/мин. Для уменьшения утечек были уменьшены зазоры в паре «поршень-цилиндр» до значений по документации 10…15мкм (фактически зазоры составили 10…14мкм). Данные величины являются оптимальными при серийном производстве. Средняя величина утечек по ходовой части при уменьшенных зазорах составила Qут=1,5л/мин. Таким образом установлено, что величина утечек в паре «поршень-цилиндр» являлась наиболее значительной в общем количестве утечек по ходовой части аксиально-плунжерного насоса.
В таблице 3.1 приведены значения «жесткости» и «чувствительности» аксиально-плунжерного насоса. Под «чувствительностью» будем понимать отношение величины приращения сигнала на выходе (давление, частота вращения вала гидромотора) привода к величине приращения сигнала на входе (сигнал управления). В качестве контролируемого параметра «чувствительности» при оценке функционирования насосов принято суммарное изменение угла наклона регулирующего органа насоса (или суммарной величины управляющего сигнала) по и против часовой стрелки до достижения давления в силовых магистралях 50кгс/см2. В качестве параметра «жесткости» принято суммарное Таблица 3.1
Исследование влияния на объемные потери (и, соответственно, на зону нечувствительности) «мертвого объема» поршня проводилось на аксиально-плунжерном насосе с рабочим объемом 235 см3/об. Были исследованы два варианта поршней - полый и заполненный, с уменьшенным «мертвым объемом» (рис.3.9). При проведении исследований проводились испытания насоса на режимах, указанных в таблице 3.2 для штатного полого поршня, выполненного в соответствии с конструкторской документацией. В таблице 3.3 указаны параметры и режимы для поршня с уменьшенным «мертвым» объемом. При испытаниях температура рабочей жидкости была в пределах +28…+70С.
По результатам проведенных экспериментов, указанных в таблице 3.4, можно сделать вывод об уменьшении «жесткости» насоса на 50%, а «чувствительности» насоса почти в 2 раза, что позволяет судить о влиянии утечек по паре «поршень-блок цилиндров» на вышеуказанные величины. Чем меньше утечки, тем меньше «жесткость» и «чувствительность». Оба параметра и «жесткость» и «чувствительность» определяются на углах, близких к нулевому положению рабочего органа, что скажется на работе привода на «ползучих» скоростях в режиме слежения.
На рис.3.13 показан график зависимости «чувствительности» и «жесткости» насоса в зависимости от утечек. Он носит скорее статистический характер, но позволяет понять, что исследуемые «чувствительность» и «жесткость» насоса не зависят от величины утечек. При различных значениях утечек мы получаем одну и ту же «чувствительность». Утечки замеряют при наклоне органа регулирования 18, «чувствительность» - в районе 0.5, а «жесткость» - в области 1...1,5. Компрессия в цилиндре зависит от геометрии уплотняемых поверхностей, которая на разных углах наклона органа регулирования может различаться за счет влияния дополнительных действующих усилий и от рабочего давления, и от особенностей кинематики насоса (инерция и т.д.).
На графиках, представленных рис.3.14-3.20, рассчитаны моменты на органе регулирования от давления в рабочей камере поршня, полученные при помощи расчета индикаторной диаграммы насоса тандемной насосной установки. Расчет выполнен для девяти поршней гидромашины, работающей в «насосном» режиме. Поршни насоса выполнены с уменьшенным «мертвым» объемом.
Можно сделать вывод, что нагрузки практически пропорциональны давлению в интервале свыше 5-10 МПа и нагружают орган регулирования насоса, стремясь переместить его к нейтральному (нулевому) положению.
Из графиков также видно, что при малых давлениях и малых углах наклона органа регулирования насоса момент от индикаторной диаграммы имеет отрицательный знак, т.е. нагрузка в этом случае помогает органу регулирования выйти из нулевого положения в рабочее. На графике рис.3.14 это объясняется тем, что распределитель имеет разворот навстречу вращению блока цилиндров, что снижает величину момента. На графиках рис.3.15, 3.16 это объясняется снижением величины момента в зависимости от уменьшения угловой скорости блока и уменьшением угла поворота органа регулирования.
Это также может достигаться введением угла «b» или забросом давления при переходе поршня из линии всасывания в напорную. Заброс имеет место при любых начальных давлениях (в том числе и при атмосферном), что подтверждают проведенные ранее модельные эксперименты.
Из графиков на рис.3.17 видно насколько значение момента зависит от давления в поршневой камере для различных значений угла поворота. Характер графиков остается практически неизменным с ростом величины угла не более 10%, а с ростом давления в 6.5 раз момент возрастает в 13 раз. Из графика на рис.3.18 видно, насколько значение момента зависит от угла разворота распределителя. Характер изменения моментов находил подтверждение и в более ранних исследованиях [65, 71].
Существенным является влияние упругости жидкости на изменение момента индикаторной диаграммы, что видно из рис.3.19. Учитывать влияние упругости жидкости, как и других переменных составляющих, необходимо при проведении многовариантных расчетов для конкретных режимов работы привода.
Расчет изменения давления в поршневой камере построен относительно баланса расходов в поршневой камере, т.е. относительно объема сжатия, а влияние изменения этого объема зависит от величины «мертвого» объема, что проиллюстрировано на графиках рис.3.20. Тандемная установка насосная приводится асинхронным приводным двигателем постоянной частоты вращения (nдв=2950об/мин). На графиках рис.3.21 представлены данные среднего момента на органе регулирования насоса (тандемной установки) в зависимости от угла поворота органа регулирования и давления. Результаты вышеприведенного исследования включаются в модель привода, выполненную в среде Mathlab в виде матриц.
Конструкция установки насосной для ЭГСП
На основе выполненных исследований и расчетов разработана насосная установка для двухосевого электрогидравлического следящего привода стабилизации и наведения изделия «АК-176МА». Установка насосная преобразует подводимую механическую энергию в энергию потока рабочей жидкости с изменением ее количества и направления. Установка насосная (рис.4.3) представляет собой тандем (от англ. tandem) или тандемную установку насосную, т.е. насосы, расположенные последовательно один за другим. Тандемная установка насосная - это единый агрегат, содержащий два основных насоса 18 и 19, крышку 28, механизмы управления 20 и 17, подпиточный насос героторный 22, насос шестерённый рабочего оборудования, фильтр, датчики угла 25, 32 и другие вспомогательные элементы. Насосы 18 и 19 состоят из одинаковых модулей ходовых частей 31, которые размещены в алюминиевых корпусах на валах 24 и 34. Валы 24 и 34 установлены в подшипниках 21, 26. Для передачи крутящего момента насосу Н2, насосу героторному 22 и насосу шестерённому 11 служат муфты 29, 23 соединяющие валы 24, 34 и вал насоса шестеренного 11. Корпуса 18 и 19 насосов крепятся к крышке 28. На крышке 28 установлены распределители 27 и 30. Регулирующим органом насосов являются люльки 33, установленные в подшипниках 15, расположенных в расточках корпусов 18 и 19. Управление люльками 33, т. е. углом их поворота, осуществляется с помощью линейного перемещения соответствующих поршней механизмов управления 17 и 20. Люльки 33 связаны с поршнями сухарями 16.
При отсутствии сигнала управления (электрического) на электромагнитах механизмов управления 17 и 20, люльки 33 насосов под действием усилия пружин находятся в среднем положении. К корпусу насоса 19 болтами 9 крепится насос героторный 22 с насосом шестерённым. Ротор насоса героторного 22 связан с валом 24 шлицевым соединением. Фильтр расположен на корпусе насоса 18. Датчики линейных перемещений установлены в корпусах механизмов управления 17 и 20. Штоки датчиков линейных перемещений закреплены в поршнях. В корпусах насосов 18, 19, крышке 28 выполнены каналы, обеспечивающие функционирование установки насосной в соответствии со схемой гидравлической принципиальной (рис.4.4). Герметичность установки насосной обеспечивается с помощью уплотнительного узла 35, установленного на валу 34 в корпусе насоса 18, а также постановкой уплотнительных резиновых и фторопластовых колец.
При вращении приводного двигателя и связанных с ним валов насосов Н1 и Н2 (вал насоса Н2 является приводным и для насоса героторного Н3, и насоса шестерённого Н4) масло, нагнетаемое насосом героторным Н3, через фильтр Ф1 поступает к механизмам управления насосами МУ1 и МУ2, под торцы золотников З1 и З2, размыкающих силовые магистрали насосов Н1 и Н2, через клапана КО1 и КО2 (КО3 и КО4) поступает во всасывающие полости Р2 и Р4 (Р1 и Р3) установки насосной. Излишки нагнетаемого масла сливаются через клапан КД1 в корпус установки насосной и через отверстие Т по дренажному трубопроводу попадают в аппарат теплообменный АТ1 объекта.
При наличии электрического сигнала управления на электромагнитах механизмов управления МУ1 и МУ2 их золотники перемещаются, пропуская масло в цилиндры управления ЦУ1 и ЦУ2 насосов Н1 и Н2, при этом люльки насосов отклоняются до тех пор, пока величина сигналов с датчиков положения угла люльки ДУ1 и ДУ2 не сравняется с величиной управляющих сигналов, люльки насосов останавливаются в заданном положении и насосы осуществляют подачу (нагнетание) потока рабочей жидкости через напорные полости Р1 и Р3 (Р2 и Р4).
При отсутствии электрического сигнала управления на электромагнитах механизмов управления МУ1 и МУ2 насосы Н1 и Н2 подачу (нагнетание) потока рабочей жидкости не производят.
Регулировка подачи насосов Н1 и Н2 от нулевой до максимальной и от максимальной до нулевой осуществляется пропорционально изменению величины электрического сигнала, подаваемого на обмотки электромагнитов механизмов управления МУ1 и МУ2.
Заполнение всасывающих полостей Р2 и Р4 (Р1 и Р3) и восполнение утечек по ходовым частям насосов Н1 и Н2 осуществляется через клапаны КО1 и КО2 (КО3 и КО4). Данная конструкция позволяют обеспечить требуемую точность привода в динамических режимах. После разработки конструкции, реализации в ней результатов проведенных исследований и проведения испытаний величина зоны нечувствительности характеристики подачи аксиально-плунжерного насоса составила Dgн=0.095, в том числе от нагрузок на органе регулирования Dgнор=0.04, от сжимаемости рабочей жидкости Dgсж=0.02, от механизма управления Dgму1=0.01.
