Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние вопроса. цель и задачи исследования 11
1.1 Описание объекта исследования 11
1.2 Краткий обзор научных работ по теме исследования 14
1.3 Гидромеханическая система привода щётки аэродромной уборочной машины 16
1.4 Некоторые результаты ранее проведенных исследований гидравлического привода щётки аэродромной уборочной машины 18
1.5 Дроссельные делители потока для синхронных гидромеханических систем приводов мобильных технологических машин 20
1.5.1 Дроссельные делители потока с плоским мембранным элементом 23
1.5.2 Дроссельные делители потока с цилиндрическим мембранным элементом
1.5.3 Дроссельные делители потока не золотникового типа отличные от мембранных 30
1.5.4 Дроссельные делители потока не золотникового типа, разработанные на кафедре «Гидравлика, гидропневмоавтоматика и тепловые процессы ДГТУ» 32
1.6 Выводы по разделу. Цель и задачи исследования 37
2 Математическое моделирование синхронного гидромеханического привода щётки аэродромной уборочной машины 40
2.1 Принципиальная гидравлическая схема привода щётки аэродромной уборочной машины 40
2.2 Математическое моделирование гидравлической системы привода щётки 42
2.2.1 Математическое моделирование силовой части гидравлической системы привода щётки аэродромной уборочной машины 44
2.2.2 Математическое моделирование автоматической системы синхронизации гидравлических моторов вращения щётки аэродромной уборочной машины 48
2.2.3 Моделирование механической подсистемы силового привода щётки аэродромной уборочной машины 53
2.3 Выводы по разделу 57
3 Теоретические исследования синхронной гидромеханической системы привода щёткиаэродромной уборочной машины 59
3.1 Теоретические исследования влияния основных конструктивных и функциональных параметров синхронной гидравлической системы на ошибку синхронизации на установившихся режимах 59
3.1.1 Влияние на установившуюся ошибку делителя потока диаметров плунжеров его исполнительного механизма 61
3.1.2 Влияние на установившуюся ошибку делителя потока диаметра его компенсационного штока 64
3.1.3 Влияние на установившуюся ошибку делителя потока диаметров его чувствительных элементов 67
3.1.4 Влияние на установившуюся ошибку делителя потока расхода рабочей жидкости на входе делителя 70
3.1.5 Влияние на установившуюся ошибку делителя потока разности крутящих моментов на синхронизируемых гидромоторах 73
3.1.6 Влияние на установившуюся ошибку делителя потока величины кольцевого зазора между плунжерами регулирующего элемента и корпусом делителя 76
3.2 Теоретические исследования влияния основных конструктивных и функциональных параметров синхронной гидравлической системы на ошибку синхронизации на не установившихся режимах 81
3.3 Результаты теоретических исследований влияния конструктивных и функциональных параметров синхронной гидромеханической системы аэродромной уборочной машины на качество её функционирования 88
3.4 Выводы по разделу 90
Экспериментальные исследования элементов гидравлического привода синхронной гидравлической системы привода щётки аэродромной уборочной машины 92
4.1 Ресурсные испытания дроссельного делителя потока не золотникового типа с плунжерным задатчиком 92
4.2 Экспериментальное определение приведенного коэффициента объёмной жёсткости рукавов высокого давления 96
4.3 Выводы по разделу. 100
5. Методика расчёта конструктивных параметров дроссельного делителя потока не золотникового типа с плунжерным задатчиком 101
5.1 Порядок расчёта основных конструктивных параметров дроссельного делителя потока с переменными гидравлическими сопротивлениями типа плоский клапан и задатчиком плунжерного типа 103
5.2 Выводы по разделу. 111
Заключение 115
- Некоторые результаты ранее проведенных исследований гидравлического привода щётки аэродромной уборочной машины
- Математическое моделирование силовой части гидравлической системы привода щётки аэродромной уборочной машины
- Влияние на установившуюся ошибку делителя потока диаметров плунжеров его исполнительного механизма
- Экспериментальное определение приведенного коэффициента объёмной жёсткости рукавов высокого давления
Введение к работе
Актуальность темы исследования. Одной из основных составных
частей технологических машин, в том числе и мобильных, является их привод,
в качестве силового привода в мобильных технологических машинах зачастую
используется гидравлический привод, эксплуатационные и функциональные
особенности которого оказывают определяющее влияние на свойства системы
гидромеханического привода и технологической машины в целом. В состав
силового гидравлического привода, как правило, входит и механический
привод, что приводит к необходимости их совместного исследования. Многие
гидромеханические приводы мобильных машин (складывание секций
широкозахватных культиваторов, подъём-опускание мотовила
зерноуборочного комбайна, привод щётки аэродромной уборочной машины и др.) требует обеспечения синхронного функционирования двух и более гидродвигателей, что, как показывают ранее проведенные исследования (Ю. А. Сахно, М. Б. Таугер, В. Я. Скрицкий, В. А. Рокшевский и др.), наиболее рационально осуществлять за счёт использования в гидравлической системе дроссельных делителей потока. Однако, большинство известных дроссельных делителей потока являются аппаратами золотникового типа, что сдерживает возможности их использования в системах приводов мобильных машин, которые зачастую работают в тяжёлых условиях, характеризуемых широким диапазоном изменения температуры окружающей среды, содержанием в ней большого количества пыли, невысоким качеством рабочей жидкости, что в значительной мере снижает качество и надёжность работы систем приводов оснащённых гидравлическими аппаратами автоматического регулирования золотникового типа.
Гидравлические системы мобильных технологических машин, как правило, включают большое количество рукавов высокого давления (РВД), что, при уровне рабочих давлений используемых в гидравлических системах в настоящее время, делает необходимым более внимательное изучение их влияния на качество работы приводов, особенно приводов с автоматическим
регулированием. Поставленные вопросы не достаточно разработаны в
современной технической и научной литературе, а потому требуют
дальнейшего изучения, что делает диссертационное исследование
своевременным и актуальной.
Цель исследования: улучшение статических и динамических
характеристик синхронной гидромеханической системы привода мобильной технологической машины за счёт использования дроссельной синхронизации на базе делителя потока не золотникового типа и улучшения качества её моделирования, предварительного расчёта и проектирования.
Задачи исследования:
– выявить (на примере привода щётки аэродромной уборочной машины) наиболее эффективный способ синхронизации гидромеханических приводов мобильных технологических машин с учётом нелинейности их характеристик, деформации трубопроводов и сжимаемости рабочей жидкости;
– предложить конструкцию не золотникового дроссельного делителя потока, отвечающего требованиям функционирования систем приводов мобильных технологических машин, теорию и методику их расчёта;
– разработать математическую модель системы синхронного привода мобильной технологической машины, на примере аэродромной уборочной машины, оснащённого дроссельным делителем потока не золотникового типа, предложенной конструкции;
– путём проведения численного эксперимента выявить влияние основных
конструктивных и функциональных параметров синхронного
гидромеханического привода щётки аэродромной уборочной машины на качество его работы;
– экспериментально подтвердить работоспособность дроссельного делителя потока предложенной конструкции в составе системы привода мобильных машин;
– разработать методику расчёта дроссельного делителя потока не золотникового типа, отвечающего требованиям создания и эксплуатации мобильных технологических машин.
Методы исследования.
При проведении исследований представленных в работе использовались методы и положения аналитической, теоретической и экспериментальной механики, численные методы решения дифференциальных уравнений, теории упругости, а также гидродинамики.
Объект исследования: синхронный гидромеханический привод рабочего органа мобильной технологической машины (на примере привода щётки аэродромной уборочной машины).
Предмет исследования: процесс синхронизации работы двух не зависимых гидравлических моторов.
Рабочая гипотеза: принимается, что на точность синхронизации работы двух не зависимых гидравлических двигателей существенное влияние оказывает объёмная жёсткость гидравлической системы.
Научная новизна диссертационного исследования:
– разработана математическая модель системы синхронного
гидромеханического привода мобильной технологической машины (на примере
системы привода щёточного устройства аэродромной уборочной машины) на
базе дроссельного делителя потока с переменными гидравлическими
сопротивлениями типа плоский клапан и задатчиком плунжерного типа,
учитывающая объёмную жёсткость гидравлической системы (п. 2 паспорта),
что позволило определить влияние основных функциональных и
конструктивных параметров системы привода на качество работы (п.п. 2 и 5);
– доказана техническая возможность использования в системах синхронного гидромеханического привода мобильных технологических машин дроссельных делителей потока не золотникового типа с плунжерным задатчиком, что расширяет их функциональные возможности (п.п. 2 и 5);
– доказано, что наилучшие динамические свойства синхронных
гидромеханических систем приводов мобильных машин на базе дроссельного делителя потока достигаются за счёт строгого соответствия динамических свойств делителя потока, как аппарата автоматического регулирования, динамическим свойствам системы привода в целом (п. 5);
– предложено математическое выражение, позволяющее оценивать
точность работы синхронизируемых гидромоторов с учётом свойств системы
привода в целом, что значительно повышает точность расчётов
гидромеханической системы привода ещё на стадии проектирования (п. 2).
Практическая значимость работы
– разработана методика расчёта систем синхронных приводов мобильных технологических машин на базе дроссельного делителя потока не золотникового типа с учётом приведенной объемной жесткости их гидравлических систем;
– найдено оригинальное конструктивное решение ДДП с переменными
гидравлическими сопротивлениями типа плоский клапан, лишённое
недостатков, характерных аппаратам мембранного и золотникового типа и отвечающее условиям эксплуатации мобильных технологических машин;
– разработана методика расчёта дроссельного делителя потока не золотникового типа, отвечающего требованиям производства и эксплуатации систем приводов мобильных технологических машин;
– результаты исследований использованы при модернизации
гидропривода аэродромной уборочной машины ДЭ - 224А, давшей существенный экономический эффект, а также в учебном процессе при подготовке бакалавров техники и технологий по направлению «Энергетическое машиностроение.
Достоверность основных теоретических положений, результатов расчетов и экспериментальных данных, выводов и рекомендаций обоснована корректным использованием положений теоретической механики, физики, теории упругости, механики жидкости и газов, а также результатов ранее проводившихся исследований, подтверждённых экспериментально. Теория
построена на известных, проверяемых данных, согласуется с ранее опубликованными экспериментальными данными по теме диссертации.
На защиту выносятся результаты, представленные в разделах научная новизна и практическая значимость.
Апробация работы. Основные результаты и положения
диссертационного исследования докладывались и обсуждались на: IV
Международной научно – практической конференции «Инновационные
технологии в машиностроении и металлургии», Ростов-на-Дону 2012 г.;
Всероссийской научно – практической конференции «Транспорт–2012»,
Ростов-на-Дону 2012 г.; Международной научно-практической конференции в
рамках IX промышленного конгресса юга России «Инновационные технологии
в машиностроении и металлургии», Ростов-на-Дону 2013 г.; XI
международного научно-технического форума «Инновации, экология и ресурсосберегающие технологии (ИнЭРТ – 2014) Ростов-на-Дону 2014 г.; Международной научно – технической конференции «Тенденции развития техники и технологий – 2015», г. Тверь 2015 г.; Всероссийской научно-технической конференции "Новые подходы в науке и технике", 2015 год г. Воронеж.
Публикации. Автором по материалам диссертации опубликовано 13 научных трудов, в том числе 3 работы в журналах из списка, рекомендованного для опубликования материалов кандидатских и докторских диссертаций.
Структура и объём диссертации. Работа включает в себя введение, пять глав, общие рекомендации и выводы, заключение, список использованных источников из 133 наименования и приложения на 4 страницах, содержит 59 рисунков, основное содержание изложено на 130 страницах.
Некоторые результаты ранее проведенных исследований гидравлического привода щётки аэродромной уборочной машины
Исследования показали [6, 71, 86…91, 130, 131], что задачи синхронизации работы гидравлических приводов наиболее целесообразно решать с использованием дроссельных делителей потока (ДДП) и делителей-сумматоров потоков (ДСП), предназначенных для обеспечения синхронного движения гидравлических двигателей в независимости от их нагруженности. Три основные элемента дроссельного делителя потока: - задающее устройство; - чувствительный элемент; - запорно-регулирующий элемент. Отметим, что используемые в настоящее время как в России, так и за ее пределами, делители потока, как правило, используют в качестве запорно-регулирующего элемента золотниковые пары [104…106, 111].
Элементарный пример золотникового дроссельного делителя является Г75-6, схема которого приведена на рисунке 1.4. 2 3 4 6 7 15 14 12 10 Рисунок 1.4. Дроссельный делитель золотникового типа
Представленный дроссельный делитель потока работает следующим образом. Рабочая жидкость подаётся на вход 6 делителя потока, разделившиеся потоки пройдя через входные сопротивления (чувствительные элементы) 5 и 7, по проточкам 4 и 8 золотника 3 подаются на соответствующие переменные сопротивления 15 и 10, образованные кромками золотника 3 и втулки 2. Затем через выходные каналы 14 и 11 рабочая жидкость отводится к гидравлическим двигателям. При работе ДП давление из проточек 4 и 8 по соответствующим каналам 12 и 13 подаётся в камеры управления 9 и 16, образованные торцами золотника 3, втулкой 2 и корпусом 1 делителя потока. В случае, если нагрузки на гидравлических двигателях одинаковы, то и расходы рабочей жидкости в ветвях, а следовательно и через чувствительные элементы 5 и 7 также одинаковы. В этом случае перепады давления на них также будут одинаковыми, а следовательно, будут одинаковыми и давления в камерах управления 9 и 16 – золотник 3 останется в нейтральном положении, при этом потери давления на переменных гидравлических сопротивлениях 15 и 10 будут одинаковыми.
Если нагрузка на одном из гидравлических двигателей, присоединённом, например, к каналу 11, возрастет, то расход в соответствующей ветви, а следовательно, и через входное сопротивление 7 уменьшится, значит уменьшится и перепад давления на нём. Давление в проточке 8 увеличится по сравнению с давлением в проточке 4, следовательно, давление в камере управления 16 также увеличится по сравнению с давлением в камере управления 9, это приведёт к перемещению золотника 3 в сторону закрытия переменного гидравлического сопротивления 15 и открытия сопротивления 10.
Перемещение золотника 3 будет продолжаться до тех пор, пока не выровняются давления в камерах управления 16 и 9, но это возможно только при условии, когда перепады давления на входных сопротивлениях 5 и 7 одинаковы. Но так как входные сопротивления 5 и 7 имеют одинаковые расходные характеристики, то и перепады давления на них будут одинаковыми только при одинаковых расходах в ветвях делителя, что и требуется обеспечить.
Наибольшее распространение имеют делители потока золотникового типа, но у них имеются ряд недостатков, которые характерны для всех гидравлических аппаратов с золотниковыми запорно-регулирующими элементами: – технология изготовления прецизионных золотниковых пар очень сложна [56], она включает большое количество высокоточных дорогостоящих операций (шлифование, хонингование и др.), а это повышает их себестоимость; – при сборке золотниковых пар применяются такие операции, как доводка или селективная сборка, это делает золотниковые запорно-регулирующие элементы практически неремонтопригодными, что, в свою очередь, повышает стоимость их эксплуатации; – они чувствительны к качеству рабочей жидкости и температурному режиму, что вызывает создаёт существенные сложности для использования их в синхронных гидравлических приводах мобильных технологических (дорожно-строительных, сельскохозяйственных, уборочных и т.п.) машин и , в частности в синхронном гидромеханическом приводе аэродромной уборочной машины.
В связи с вышеизложенным, применение золотниковых делителей потоков в гидроприводах общего назначения нецелесообразно, особенно, если они эксплуатируются в тяжелых условиях при высоких температурах и запыленности окружающей среды, например в сельскохозяйственных, дорожно-строительных, и других машинах и агрегатах.
Предшествующие исследования [кт] показали, что наиболее рационально использование в синхронных гидравлических приводах мобильных машин дроссельных делителей и делителей-сумматоров потока не золотникового типа.
В целом ряде стран, включая и нашу страны, неоднократно предпринимались попытки создать дроссельный делитель потока конструкция которого бы содержала запорно-регулирующий элемент, который отличается от традиционного - золотникового [86, 89…91].
Математическое моделирование силовой части гидравлической системы привода щётки аэродромной уборочной машины
2пл1;пл2 - расходы рабочей жидкости, вызываемые перемещением плунжеров (14 и 9) соответствующих ветвей регулирующего элемента делителя потока; 2щ1;щ2 -расходы рабочей жидкости через кольцевые щелевые зазоры между плунжерами 13, 9 и корпусом в соответствующей ветви делителя потока ДП; 2pег1;рег2 – расходы рабочей жидкости через переменные гидравлические сопротивления регулятора соответствующих ветвей делителя потока; 2вых1;вых2 – расходы рабочей жидкости через соответствующие 12 и 11 выходные каналы ветвей ДП; 2дотв1;д.отв2 - расходы рабочей жидкости через дожимные отверстия 15 и 8 соответствующих переменных гидравлических сопротивлений 13 и 10 делителя потока; QМ1 и QМ2 - полные, действительные, расходы рабочей жидкости через гидравлические моторы М1 и М2. Перемещение регулирующего элемента делителя потока (штока 4 совместно с плунжерами 14 и 9) пренебрегая трением плунжеров о корпус описывается уравнением его движения [1] dv рег "V = (Рпл - Fшт\Pu - Аз) + Fшт(Pi4 - As) + Fотв (As Ри) + + 2 о.нар - отв)(Аі + As - Ао - А4) + ( пл - о.нарХАї - Ао) + где трег - суммарная масса регулирующего элемента; Vрег - скорость движения регулирующего элемента; Fпл - рабочие площади плунжеров 14 и 9; Fшт -площадь поперечного сечения штока переменного сечения 4 в расширенных местах; fшт – площадь поперечного сечения штока переменного сечения 4 в местах прохождения его через отверстия переменных гидравлических сопротивлений; Fотв – площадь отверстий переменных гидравлических сопротивлений типа плоский клапан 13 и 9; Fо.нар – площадь сёдел переменных гидравлических сопротивлений типа плоский клапан 13 и 9 по наружному диаметру; Qрег1 и Qрег2 – расходы рабочей жидкости через переменные гидравлические сопротивления соответствующих ветвей делителя потока. Расход рабочей жидкости на входе делителя потока (2Q) и рабочие давления в различных точках системы определяются по результатам расчётов привода гидронасоса и механических приводов исполнительных рабочих органов соответственно.
Таким образом, предлагаемая модель системы синхронного гидромеханического привода щётки аэродромной уборочной машины позволяет производить расчёт системы привода щётки на установившихся и неустановившихся режимах работы с учётом взаимного влияния различных элементов системы (источника энергии, силового гидравлического привода и механической системы) друг на друга и осуществить подбор и оптимизацию конструктивных параметров элементов системы.
На рисунке 2.3 изображен силовой контур привода щётки уборочной машины, объединяющий гидромоторы 1 и 9 на валах которых установлены ведущие звёздочки 2 и 8 цепных передач 3 и 7 передающие вращение на ведомые звёздочки 4 и 6, закреплённые на торцах вала щётки 5.
При моделировании механической части привода щётки аэродромной уборочной машины [115, 122] рассмотрен наихудший случай нагружения щётки, при котором весь момент сопротивления вращению щётки приложен в одном сечении (сосредоточенная нагрузка).
Пусть сечение приложения момента сопротивления находится на расстоянии l1 от соответствующего торца вала и на расстоянии l2= L- l1 от его второго торца, где L полная длина вала щётки.
При запуске привода щётки гидромоторы начнут вращать звёздочки 2 и 8 передавая посредством цепных передач 3 и 7 вращение на звёздочки 4 и 6, закреплённые на торцах вала щётки 5, но момент сопротивления М не позволит валу начать вращение, что вызовет его скручивание с двух сторон, а значит и появление движущих крутящих моментов М1 и М2. Когда сумма движущих моментов превысит величину момента сопротивления М вал начнёт вращение.
Влияние на установившуюся ошибку делителя потока диаметров плунжеров его исполнительного механизма
Ранее проводимые исследования синхронных гидравлических приводов [89], оснащённых ДДП с переменными гидравлическими сопротивлениями типа ПК, показали, что влияние на ошибку деления делителя потока, являющуюся основным критерием качества его работы на установившихся режимах, оказывают следующие конструктивные и функциональные параметры системы: 1. Диаметр плунжера регулирующего элемента; 2. Диаметр компенсационного штока; 3. Диаметры чувствительных элементов; 4. Величина расхода рабочей жидкости на входе ДП; 5. Разность давлений в синхронизируемых ветвях, определяемая разностью нагрузок на синхронизируемых гидравлических двигателях.
Кроме того, очевидно, что на ошибку деления используемого в гидравлической системе аэродромной уборочной машине дроссельного делителя потока плунжерного типа на ошибку деления будет оказывать величина перетечек рабочей жидкости между рабочими камерами и соответствующими им вспомогательными рамерами, то есть от величины кольцевого зазора между плунжерами исполнительного механизма и корпусом делителя потока.
В связи с этим, теоретические исследования качества работы синхронной гидромеханической системы аэродромной уборочной машины были направлены на выявление влияния на качество её работы именно этих параметров. С этой целью, используя математическую модель синхронной гидромеханической системы исследуемой аэродромной уборочной машины [116], по специально разработанной программе были получены теоретические характеристики её функционирования на установившихся режимах, представляющие собой зависимости изменения ошибки синхронизации во времени при варьировании исследуемых параметров в некотором диапазоне их изменения.
Изменение исследуемых параметров осуществлялоси в следующих диапазонах величин [117]: - диаметр плунжера регулирующего элемента dim = 60... 100 мм, среднее значение диаметра плунжера регулирующего элемента dпл.Ср = 80 мм; - диаметр компенсационного штока dшт = 23...35 мм, среднее значение диаметра компенсационного штока dшт.ср = 29 мм; - диаметр чувствительных элементов d4 = 10...25 мм, среднее значение диаметра чувствительных элементов dч.сР = 17,5 мм; - расход рабочей жидкости на входе делителя потока, равный сумме подач насосов Qвх = 312...612 л/мин, среднее значение расхода QBx.cP = 412 л/мин; - величина нагрузки задавалась значением крутящих моментов на гидромоторах MкР= 100...600 Нм, среднее значение момента Mкр.ср= 300 Нм; - величина зазора между плунжером регулирующего элемента и корпусом бз = 0...0,5 мм, среднее значение зазора б3.сР = 0,25 мм; При варьировании значением какого-либо из параметров остальным параметрам присваивалось их среднее значение. Кроме того, необходимо отметить, что при анализе качества работы синхронной ГС учитывались два способа определения ошибки синхронизации [101, 102]. Первый из способов учитывает качество работы непосредственно дроссельного делителя потока и рассчитывается по формуле где Е - ошибка деления делителя потока, вызванная конструктивными особенностями самого делителя потока; 0ч1и(ЭЧ2 - расходы рабочей жидкости через чувствительные элементы (входные дроссели) соответствующих ветвей.
Второй способ учитывает не только качество работы делителя потока, но и эксплуатационные свойства гидравлической системы синхронизации, объёмную жёсткость гидравлической системы, объёмные коэффициенты полезного действия гидромашин и др.
Сравнивая полученные характеристики легко заметить, что при увеличении диаметра плунжеров исполнительного механизма и ошибка деления делителя потока, и ошибка синхронизации синхронизируемой системы на установившихся режимах уменьшаются, что связано с увеличением коэффициента усиления делителя потока при увеличении диаметров плунжеров его исполнительного механизма.
На рисунках 3.6…3.10 приведены изменения во времени ошибки деления делителя потока и ошибки синхронизации синхронной гидромеханической системы при различных значениях величины диаметра компенсационного штока dшт = 23…35 мм. ; % Сравнение характеристик приведенных на рисунках 3.6…3.10 показывает, что изменение диаметра компенсационного штока приводит к изменению не только величин ошибки деления и ошибки синхронизации, но и к изменению их знака, следовательно ошибка исследуемого делителя на установившихся режимах, при некотором значении диаметра компенсационного штока может обеспечиваться нулевой, что весьма интересно с точки зрения его использования в синхронных гидромеханических системах приводов, предъявляющих высокие требования к работе на установившихся режимах.
Экспериментальное определение приведенного коэффициента объёмной жёсткости рукавов высокого давления
На рисунке 3.37 представлены графики изменения во времени ошибки синхронизации гидромоторов при различных значениях диаметров демпфирующего канала делителя потока, из которых видно, что диаметр демпфирующего канала практически не влияет на ошибку синхронизации при установившемся режиме. Однако он весьма существенно влияет как на время переходного процесса, так и на его характер. При значительных величинах диаметров демпфирующего канала (кривые 1 и 2) время срабатывания делителя потока сокращается, при этом система возбуждается и время переходного процесса остаётся значительным, при практически неизменной величине максимального рассогласования скоростей движения выходных звеньев исполнительных гидродвигателей. При уменьшении диаметра демпфирующего канала (кривая 3) время срабатывания делителя потока возрастает, но при этом уменьшается степень возбуждения системы и время переходного процесса остаётся практически неизменным.
При дальнейшем уменьшении диаметра демпфирующего канала время срабатывания делителя потока значительно возрастает (кривая 4), но одновременно уменьшается возбуждение синхронизируемой системы, что в конечном счёте, приводит к уменьшению времени переходного процесса системы в целом и меньшей степени его колебательности, процесс близок к апериодическому.
Дальнейшее уменьшение диаметра демпфирующего канала приводит к практически нулевой скорости срабатывания делителя потока – регулирующий элемент перемещается бесконечно медленно (кривая 5) делитель потока практически перестаёт функционировать, как аппарат автоматического регулирования.
Результаты теоретических исследований влияния конструктивных и функциональных параметров синхронной гидромеханической системы аэродромной уборочной машины на качество её функционирования
Наибольшее влияние на качество работы синхронной гидромеханической системы аэродромной уборочной машины на установившихся режимах оказывают, диаметр компенсационного штока, диаметры чувствительных элементов и диаметры плунжеров регулирующего элемента. Величина ошибки синхронизации на установившихся режимах в значительной степени зависит также от расхода рабочей жидкости на входе ДП и разности нагрузок на исполнительных гидродвигателях синхронизируемых ветвей. Весьма важным фактом является то, что на установившуюся ошибку синхронизации не оказывает существенного влияния величина кольцевого зазора между плунжерами регулирующего элемента делителя потока и его корпусом. На ошибку синхронизации системы привода на установившихся режимах не оказывает сколь-нибудь заметного влияния величина диаметра демпфирующих каналов, однако этот канал является определяющим, при обеспечении динамических параметров системы синхронизации. Существенное влияние на динамические свойства системы синхронизации оказывают диаметры чувствительных элементов и диаметра плунжеров регулирующего элемента. Однако влияние этих параметров на качество работы делителя потока на установившихся и неустановившихся режимах вступает в противоречие. Так при уменьшении диаметра чувствительных элементов ошибка синхронизации на установившихся режимах уменьшается, но при этом ухудшаются параметры переходного процесса усиливается его колебательность (амплитуда) и растёт продолжительность. Аналогичная картина наблюдается и при увеличении диаметра плунжеров исполнительного механизма делителя потока.
Очень интересен тот факт, что при смене знака ошибки синхронизации системы за счёт изменения диаметра компенсационного штока с отрицательной на положительный, динамика работы системы синхронизации улучшается – уменьшаются и время переходного процесса и амплитуда колебания степени рассогласования исполнительных гидравлических двигателей. Особо следует отметить, что на качества переходных процессов оказывают влияние динамические свойства, как делителя потока, так и синхронизируемой системы в целом. Для разработки синхронной гидромеханической системы с наилучшими параметрами, при её разработке необходимо проектировать дроссельный делитель потока, отвечающий динамическим свойствам данной конкретной гидромеханической системы, основным из которых является её жёсткость.