В об'ємно гидроприводах для управління швидкістю руху вихідної ланки виконавчого гідродвигуна (гідроциліндра або гідромотора) традиційно використовують два способи регулювання об'ємний і дросельний. При об'ємному регулюванні живить установка використовує регульований по тиску об'ємний насос, в результаті чого неможливе або утруднене роздільне і незалежне регулювання швидкості руху вихідних ланок гідроциліндрів. У дросельному регулюванні проявляється суттєва залежність швидкості руху вихідної ланки від подоланої їм навантаження, низький ККД гідроприводу і пов'язаний з цим інтенсивний нагрів робочої рідини, а також великі енергетичні втрати. Однак в конструктивному виконанні, через відсутність дорогого регульованого насоса, такий спосіб регулювання набагато дешевше і може бути використаний в багатоканальному гідроприводі з централізованої мережі установкой.В залежності від локалізації дросселирующего пристрою в схемі гідроприводу, розрізняють схеми з послідовним включенням дроселя (Первинне або вторинне регулювання) і паралельним включенням дроселя (регулювання методом перепуску робочої рідини). Схема вторинного регулювання, що створює підпір на сливі виконавчого гідродвигуна, краще, в силу того, що вона забезпечує підвищений тиск в обох порожнинах виконавчого гідродвигуна і, відповідно, відсутність в робочій рідині пухирців нерозчиненого повітря. Виділяється в дроселі тепло відводиться безпосередньо в бак, а підпір на сливі знижує рівень небезпеки наслідків аварійної ситуації, в разі несанкціонованого зміни знака може здолати навантаження. Основною оцінкою якості регулювання є вид навантажувальних характеристик, іншими словами, залежностей швидкості руху вихідної ланки і розвивається їм потужності від подоланої навантаження, а також, ефективність регулювання (значення сумарного ККД регулюючої і виконавчої підсистем гідроприводу). Певний інтерес представляє залежність динаміки і кінематики гідроприводу від способів регулірованія.В пропонованій роботі, на основі розроблених математичних моделей і їх апробації для конкретних типорозмірів гідроциліндрів, отримані чисельні значення навантажувальних характеристик і залежностей сумарного ККД від величини подоланої навантаження. Показано, що крутизна швидкісний навантажувальної характеристики виконавчого гідроциліндра і знак її похідної визначаються способом дросельного регулювання. Найбільша потужність, що розвивається вихідним ланкою гидродвигателя, зміщується в область навантажень, що становлять 50 ... 70% їх максимального значенія.В результаті теоретичних досліджень з використанням чисельних методів розрахунку розроблена методика вибору способу дросельного регулювання з оцінкою його якості та ефективності. Результати виконаних досліджень розширюють можливості прогнозування динаміки і кінематики вихідної ланки гідроприводу на етапі його інженерного проектування.

Анотація наукової статті з механіки і машинобудування, автор наукової роботи - Єфремова К.Д., Пільгун В.Н.


Analysis of the Throttle Speed ​​Control Efficiency in Volumetric Hydraulic Drives

To control a movement speed of the output link of an executive hydraulic engine (hydraulic cylinder or hydraulic motor), volumetric hydraulic drives traditionally use volumetric and throttle control methods. Under volumetric control, a supply unit employs a pressure-regulated positive displacement pump, as a result of which it is impossible or difficult to separate and independently control the movement speed of the output links of the hydraulic cylinders. In case of throttle control, there is a significant dependence of the speed of the output link on the load it overcomes, a low efficiency of the hydraulic drive and hereto related active heating of the working fluid, as well as large energy losses. However, in embodiment, due to lack of an expensive variable pump, this method of control is much cheaper and can be used in a multi-channel hydraulic drive with a centralized supply unit.Depending on the throttling device localization in the hydraulic drive circuit, there are series (primary or secondary control) and parallel (working fluid bypass adjustment) Throttle connection schemes. The secondary control scheme, which generates a pressure in the outlet of the executive hydraulic engine, is preferable due to the fact that it provides an increased pressure in both cavities of the executive hydraulic engine and, accordingly, a lack of combined air bubbles in the working fluid. Heat released in the throttle is discharged directly into the tank, and the pressure in the outlet reduces the danger level of the emergency situation consequences in the event of an unauthorized change in the sign of the load to be overcome. The quality of control is, mainly, assessed by the type of load characteristics, i.e. dependences of the output link speed and its developed power on the load to be overcome, as well as by the control efficiency (the total efficiency value of the regulating and executive subsystems of the hydraulic drive). The dependence of the dynamics and kinematics of the hydraulic drive on the control methods are of particular interest.The proposed paper, based on the developed mathematical models and their testing for specific sizes of hydraulic cylinders presents the numerical values ​​of the load characteristics and dependences of the total efficiency on the load value to be overcome. Shows that the speed load characteristic steepness of an executive hydraulic cylinder and the sign of its derivative are determined by the throttle control method. The greatest power developed by the output link of the hydraulic engine is shifted to the loads that are 50 ... 70% of their maximum value.As a result of theoretical studies using numerical calculation methods, a technique has been developed for selecting a throttle control method with an assessment of its quality and efficiency. The results of the conducted studies expand the capabilities to forecast the dynamics and kinematics of the output link of the hydraulic drive at the stage of its engineering design.


Область наук:
  • Механіка і машинобудування
  • Рік видавництва: 2019
    Журнал: Машинобудування і комп'ютерні технології

    Наукова стаття на тему 'АНАЛІЗ ЕФЕКТИВНОСТІ дросельне регулювання ШВИДКОСТІ В Гідравлічні'

    Текст наукової роботи на тему «АНАЛІЗ ЕФЕКТИВНОСТІ дросельне регулювання ШВИДКОСТІ В Гідравлічні»

    ?Машинобудування U комп'ютерні технології

    Мережеве наукове видання

    http://www.technomagelpub.org.ua ISSN 2587-9278

    Посилання на цю статтю:

    // Машинобудування і комп'ютерні технології. 2019. № 02. С. 13-33.

    Б01: 10.24108 / 0219.0001455

    Представлена ​​в редакцію: 04.01.2019

    © НП «НЕІКОН»

    УДК 621.865.8 ... 681.587.3

    Аналіз ефективності дросельного регулювання швидкості в об'ємних гідроприводах

    Пільгун В.Н.1 ' ", Єфремова К.Д.1 ^ р4Шуапа« ци

    1МГТУ ім. Н.е. Баумана, Москва, Росія

    У пропонованій статті досить детально розглянуті різні способи дросельного регулювання швидкості руху вихідної ланки двигуна об'ємного гідравлічного приводу. Наведено методику аналізу динаміки і кінематики гідравлічного приводу при послідовному (первинному і вторинному) і паралельному включенні дросселирующего пристрою на прямому і зворотному ході поршня виконавчого гідравлічного циліндра.

    На основі отриманих математичних залежностей проведена якісна оцінка різних способів дросельного регулювання. В результаті чисельного аналізу роботи гідравлічного приводу з конкретним типорозміром диференціального циліндра, отримані навантажувальні характеристики гідравлічного приводу, тобто залежність швидкості руху поршня гідравлічного циліндра і розвивається їм потужності від величини подоланої навантаження.

    В результаті аналізу ефективності різних способів дросельного регулювання отримані значення сумарного ККД регулюючої і виконавчої підсистем гідравлічного приводу. Запропоновано методику оцінки якості та ефективності різних способів дросельного регулювання на етапі проектування об'ємного гідравлічного приводу.

    Ключові слова: дросельне регулювання швидкості, послідовне включення дроселя, регулювання «перепуском», ефективність дросельного регулювання

    Вступ

    В об'ємному гідроприводі існують два способи регулювання швидкості руху вихідної ланки виконавчого гідродвигуна - об'ємне (машинне) і дросельне [1, 2]. У порівнянні з об'ємним регулюванням при дросельному регулюванні гірше регулювальні характеристики (залежність швидкості руху вихідної ланки виконавчого гідродвигуна від навантаження), нижче ККД і більше енергетичні втрати [3, 4]. Деякого підвищення ефективності дросельного регулювання сприяє рекуперації енергії [5]. У той же час, в конструктивному виконанні, з огляду на відсутність про-

    наслідком дорогих регульованих насосів, гідропривід з дросельним регулюванням дешевше і може бути використаний в багатоканальному гідроприводі з централізованої мережі установкою.

    Регульований дросель як пристрій управління об'ємною витратою робочої рідини, в силу особливостей своєї витратно-перепадні характеристики, не може забезпечити незалежність швидкості руху вихідної ланки виконавчого гідродвигуна від подоланої навантаження [6].

    Залежно від місця розташування дроселя розрізняють схеми гідроприводу первинного регулювання (дросель встановлений в напірної лінії, першої за рахунком від живильної установки), вторинного регулювання (дросель встановлений в зливний лінії, другий за рахунком від живильної установки) і регулювання перепуском робочої рідини (дросель встановлений паралельно виконавчого гідродвигуна в його байпасе) [7 .. .10]

    Схема вторинного регулювання, що створює підпір на сливі виконавчого гідродвигуна, краще в силу того, що вона забезпечує підвищений тиск в обох порожнинах виконавчого гідродвигуна і, відповідно, відсутність в робочій рідині пухирців нерозчиненого повітря. Виділяється в дроселі тепло відводиться безпосередньо в зливний бак, а підпір на сливі знижує небезпеку наслідків аварійної ситуації в разі несанкціонованого зміни знака може здолати навантаження. В роботі [11] показано, що сумарний ККД гідроприводу, з урахуванням гідравлічних втрат в переливному клапані живильної установки, при первинному і вторинному регулювання однаковий.

    Метою пропонованої статті є кількісна оцінка ефективності згаданих вище способів дросельного регулювання і розробка методичних рекомендацій з прогнозування навантажувальних характеристик виконавчого двигуна об'ємного гідравлічного приводу на етапі його проектування.

    1. Фізичні принципи регулювання швидкості руху вихідної ланки виконавчого гідравлічного двигуна

    З метою управління швидкістю руху вихідної ланки виконавчого гідравлічного двигуна (гідроциліндра або гідромотора) дроселює, що складається з регульованого дроселя і зворотного клапана, може бути встановлено послідовно або паралельно (рис. 1 і 2). Розглянемо регулювання швидкості руху вихідної ланки виконавчого гідравлічного двигуна на прикладі регулювання швидкості руху поршня гідроциліндра (далі ГЦ) (рис.1).

    При первинному регулюванні швидкості руху поршня ГЦ дросель встановлюється в напірну лінію перед ГЦ (рис. 1а). При вторинному регулюванні - дросель встановлюється в зливну лінію Т за ГЦ (рис.1б).

    а) б)

    Мал. 1. Схеми послідовної установки дросселирующего пристрої а) при первинному регулюванні;

    б) при вторинному регулюванні

    При паралельному (Байпасний) включення дроселя, регулювання швидкості руху поршня ГЦ забезпечується перепуском робочої рідини в бак (рис.2).

    Мал. 2. Схема паралельної установки дросселирующего пристрої

    2. Динаміка і кінематика процесів дросельного регулювання

    швидкості руху поршня ГЦ

    При первинному і вторинному регулюванні швидкості руху поршня ГЦ живить установка розглядається як джерело постійного тиску р = ту.

    2.1. Первинне регулювання швидкості руху поршня ГЦ 2.1.1. Прямий хід поршня ГЦ

    Рівняння динаміки вихідної ланки виконавчого гідроциліндра має вигляд:

    pA An - pb Am - Rnx - F-рр = 0, (1)

    де pA і pB - тиск рідини відповідно в поршневий і штоковой порожнинах ГЦ; An і Аш, відповідно, робочі площі поршневий і штоковой порожнин гідроциліндра; Rm - преодолеваемая навантаження на прямому ході поршня; F-гр - сумарна сила тертя в ущільнюючих елементах.

    Вводячи поняття диференціального поршня D = Aп / Aш >1, і з огляду на сумарну силу тертя як 5% подоланої навантаження, висловимо з рівняння динаміки (1) величину тиску в поршневий порожнини ГЦ

    pA = 1, 05 Rпx / Aп + Pb / D. (2)

    Без урахування гідравлічних втрат тиску в магістралях, швидкість руху поршня Vm = QaM ^ визначається витратою в лінії підведення

    Qa = ДАА [2 (p - pa) / p] 0,5 = Za (p - pa) ° '5, де д-коефіцієнт витрати дросселирующего пристрої; AA - площа прохідного перетину дроселя в лінії А; p- щільність робочої рідини; ZA = ^ AA (2 / p) 0,5 - провідність дроселя, встановленого в лінії А (рис.2); p - тиск джерела живлення.

    Для турбулентного дроселя з запірно-регулюючим елементом типу «кромка на крайку» коефіцієнт витрати можна прийняти рівним 0,61.

    Залежність швидкості руху вихідної ланки гідроциліндра Vm від величини подоланої навантаження R ^ (навантажувальна характеристика) з урахуванням (2) визначається рівнянням:

    Vпx = Za [(p - 1,05Япх / Ап - pb / D) 0,5] / Ап (3).

    Присутність в рівнянні (3) величини подоланої навантаження R ^ свідчить про її вплив на швидкість прямого руху поршня.

    2.1.2. Зворотний хід поршня ГЦ

    Рівняння динаміки вихідної ланки виконавчого гідроциліндра має вигляд:

    Pb Аш - Pa Ап - Яох - Fтр = 0, (4)

    звідки

    pB = 1,05 Яох D / Ап + Pa D, (5)

    де Rc «- преодолеваемая навантаження на зворотному ході.

    Швидкість руху поршня V ^ = QBM ^ визначається витратою QB в лінії підведення

    Qb = Zb (p - pb) 0,5,

    де ZB = давши (2 / p) 0,5 - провідність дроселя, встановленого в лінію B (рис.2); AB-площа прохідного перетину дроселя, встановленого в лінії B.

    З урахуванням рівності (5), навантажувальна характеристика ГЦ набирає вигляду:

    УОХ = 2в Б [(р - 1, 05 ЯоХ Б / ЛП - РА Б) 0,5] / Ап. (6)

    Присутність в рівнянні (6) величини подоланої навантаження Яох свідчить про її вплив на швидкість зворотного руху поршня.

    2.2. Вторинне регулювання швидкості поршня ГЦ 2.2.1. Прямий хід поршня ГЦ

    Динаміка вихідного ланки виконавчого гідроциліндра відповідає рівнянню (1), а тиск в штоковой порожнини гідроциліндра визначається рівністю (рис.2)

    Рм = РА б - 1,05 Япх Б / Ап. (7)

    Швидкість руху поршня УПХ = 0в / ЛШ визначається витратою Q в в відвідної лінії Т.

    Qв = давши [2 (рв - 1, 05 Япх Б / ЛП) / р] 0,5 = 2в (рв - РЛ) ^

    або, з урахуванням рівності (7)

    УПХ = 2в Б [(РА Б - 1, 05 Япх Б / Ап - Ра) 0,5] / Ап. (8)

    2.2.2. Зворотний хід поршня ГЦ

    Умова рівноваги поршня в спокої або рівномірному прямолінійному русі відповідає рівнянню (4), а тиск в поршневий порожнини гідроциліндра визначається рівністю:

    РЛ = Рм / Б - 1,05 Яох / Ап. (9)

    Як і на прямому ході поршня ГЦ, швидкість зворотного руху поршня УОХ = QА / Aп визначається витратою QА в відвідної лінії А

    QА = даа [2 (ра - Рв) / р] 0,5 = 2а (ра - Рв) 0,5, або, з урахуванням рівності (9),

    УОХ = 2л [(рв / Б - 1,05Яох / Ап - Рв) 0,5] / ЛП. (10)

    2.3. Регулювання перепуском робочої рідини

    Регулювання перепуском робочої рідини здійснюється за допомогою паралельного включення дроселя в лінію байпаса ГЦ, а живить установка розглядається як джерело постійної подачі Qн = ту. із запобіжним клапаном, налаштованим на максимальну величину тиску р тах.

    2.3.1. Прямий хід поршня ГЦ

    Динаміка вихідного ланки виконавчого гідроциліндра відповідає рівнянню (1), а тиск в поршневий порожнини визначається рівністю (2). Відповідно рівнянням нерозривності Qн = Qл + Qдр, де Qдр = 2Л (рл- рв) 0,5 або, після підстановки значення РА (2), отримаємо

    Одр = Za [1,05Rnx / Ап - PB (D - 1) / D] 0,5

    У цьому випадку швидкість прямого ходу поршня Vnx гідроциліндра дорівнює

    Vnx = Qh / Ап - Za [1, 05 Rnx / Ап - рв (D - 1) / D] 0,5 / Ап. (11)

    2.3.2. Зворотний хід поршня ГЦ

    Динаміка вихідного ланки виконавчого гідроциліндра відповідає рівнянню (4), а тиск в штоковой порожнини гідроциліндра визначається рівністю (5). Витрата через дросель байпаса Одр визначається виразом

    Одр = Zb (рв - Ра) 0,5 = Zb [1,05Rcx D / Ап + Pa (D - 1)] 0'5.

    Швидкість зворотного руху поршня ГЦ відповідає рівнянню

    Vоx = Він D / Ап - Zb D / Ап [1,05Rcx D / Ап + Pa (D - 1)] ° '5. (12)

    3. Аналіз якості регулювання швидкості руху вихідної ланки

    виконавчого гідроциліндра

    Чисельний аналіз ефективності дросельного регулювання швидкості руху вигідного ланки виконавчого гідроциліндра виконаний на прикладі гідроциліндрів двук типорозмірів ГЦ 32/16 -200 і ГЦ 32/22 - 200, де 32 - діаметр поршнів, мм; 16 і 22 - діаметр штоків, мм; 200-повна довжина xода поршнів ГЦ, мм.

    3.1. Первинне регулювання швидкості руху поршня ГЦ 3.1.1. Прямий хід поршня ГЦ

    З умов підвищення ресурсу роботи ущільнень, обмежимо максимальну швидкість руху поршня значенням Vnx max = 0,5 м / с. При русі поршня без навантаження Rm = 0, відповідно до рівняння (3), Vm max = ZA max [(p - pB / D) 0'5] / Ап, максимальна провідність дроселя буде визначатися виразом

    Za max = Vпx max Ап / [(p - рв / D) 0,5

    Беручи номінальний тиск джерела живлення рівним р = 10 МПа, тиск в зливний лінії рв = 0,5 МПа і з урахуванням геометрії гідроциліндра ГЦ 32/16 - 200 Ап = 803.8 х 10-6, м2, D = 1, 33, отримаємо ZA max = 0, 13 х 10-6. Найбільша величина подоланого зусилля при Vnx = 0, відповідно до рівністю (2), складає R ^ max = 7367 Н.

    На рис. 3а представлені графіки залежностей (3), розраховані для треx різні значень провідності дроселя: ZA max = 0,13 х10-6; ZA = 0,7 ZAmax = 0,091 х 10-6, ZA = 0,4Za max = 0,052х10-6.

    Досліджуємо вплив диференціальних гідроциліндра на навантажувальну xаракте-тиками виконавчого двигуна на прикладі гідравлічного циліндра ГЦ 32/22 - 200 (D = 1,895).

    0. « <М

    а

    Л.!

    і I

    7. - г ^ йдіцо "й 1 - 2Л = 0,001 ___ га

    1

    X V

    N \

    з до «» ях »4Аіо мю мк» - «з мю

    а) У пх = У пх (Япх);

    б) Н »= ^ (Япх)

    Мал. 3. навантажувальні характеристики прямого ходу поршня ГЦ при первинному регулюванні швидкості його

    руху

    Максимальні провідності дроселів 2Л тах = 0, 13x10 6 рівні в гідроприводах з різними типорозмірами гідроциліндрів: ГЦ 32/16 - 200 і ГЦ 32 / 22- 200, отже, їх характеристики навантажень при різних Б збігаються (рис. 3 а).

    Залежності потужності прямого ходу поршня ГЦ від подоланої навантаження КПХ = Упхх Япх для трьох значень провідності дроселя представлені на рис. 3б.

    З графіків ріс.Зб слід, що на прямому ході поршня ГЦ при первинному регулюванні швидкості руху, поршень розвиває найбільшу потужність при значеннях подоланої навантаження Япх = 0,7 Япх тах.

    3.1.2. Зворотний хід поршня ГЦ

    Беручи, як і раніше, обмеження швидкості зворотного ходу УОХ тах = 0,5 м / с, відповідно до рівністю (6) при Яох = 0, визначаємо обмеження на максимальне зна-

    чення провідності дроселя ZB max = Vox max An / D [(p- pA D) 0'5 = 0, 10 x10 6. Відповідно до рівністю (5), найбільша величина подоланого зусилля Яох max при V ^ = 0 становить Кох max = PB An / 1, 05 D - PA An / 1, 05 = 5373 Н.

    На рис. 4а представлені графіки залежностей (6) для трьох різних значень провідності дроселя: ZAmax = 0, 10x 10-6; ZA = 0,7 ZAmax = 0,07x 10-6; ZA = 0,4 ZA max = 0,04 x 10-6 (сімейство кривих ГЦ 32 / 16- 200) та для гідроциліндра ГЦ 32/22 - 200 з диф-ференціальностью D = 1,895.

    Залежність потужності зворотного ходу Кох поршня ГЦ від подоланої навантаження R ^ визначається як Кох = V ^ x Яох. Ця залежність для трьох значень провідності дроселя представлена ​​на рис. 4б (сімейство кривих для гідроциліндрів 32/16 і 32/22).

    З графіків на рис. 4б випливає, що на зворотному ході поршня ГЦ при первинному регулюванні поршень розвиває найбільшу потужність при значенні подоланої навантаження Кох = 0,7Кох max (для ГЦ 32/16 - 200) і Кох = 0,8Кох max (для ГЦ 32/22 - 200 ).

    а) V * = V «(Кох)

    1150

    10QC

    Nfti.Bi

    500

    25V

    X ^ Z П | Г_! у ® б;

    /

    І *

    ? J

    А 32.22

    1яоо 2000 зсоа 4осо? Ооо СТОВ

    б) ^ = ^ х (ІОХ)

    Мал. 4. навантажувальні характеристики ГЦ зворотного ходу поршня ГЦ при первинному регулюванні швидкості

    руху

    3.2. Вторинне регулювання швидкості руху поршня ГЦ 3.2.1. Прямий хід поршня ГЦ

    Найбільша провідність дроселя при Vnx max = 0,5 м / с відповідно до рівністю (8) дорівнює Zb max = Vnx max Ап / D (рд D - рв) 0'5, і при D = 1,33, Pa = 10 МПа, рв = 0,5 МПа складає Zb max = 0,085 х 10 .

    Відповідно до рівністю (7), найбільше долає зусилля при Vnx = 0 становить Япх max = 7367 Н (як і при первинному регулюванні).

    Навантажувальні характеристики для трьох значень провідності дроселя: Zb max = 0,085 х 10-6, Zb = 0, 7 Zb max = 0, 06 х 10-6, Zb = 0,4Zb max = 0,034 х 10-6, представлені на графіках рис . 5а відповідають навантажувальним характеристикам при первинному регулюванні швидкості руху поршня ГЦ (рис. 3 а).

    а) Vnx = Vnx (Rm)

    0.5

    0,4

    03

    0,1

    z - ZA = 0,085 х10 ~ 6 i - ZA = 0,060 Хю "6 x- ZA = 0,034 х10_б

    N k

    1000 2000 3000 4000 5000 (.000 -000 S000

    Rnx, H

    б) УОХ = УОХ (ІОХ)

    Мал. 5. Залежності УПХ = УПХ (Япх) і УОХ = УОХ (Яох) при вторинному регулюванні швидкості руху

    поршня ГЦ

    Відповідно до рівняння (10), для D = 1,33 найбільша допустима провідність дроселя, з умови V ^ max = 0,5 м / с, ZA max = V ^ max An / (p / D - pB) 0'5 = 0,15 x 10-6.

    Найбільше долає зусилля при V ^ = 0 становить RoX max = 5373 Н (як і при первинному регулюванні).

    Навантажувальні характеристики для значень провідностей дроселя ZA max = 0,150 x 10-6, ZB = 0, 7 ZB max = 0, 1 x 10-6, ZB = 0, 4 ZB max = 0, 06 x 10-6 представлені на графіках рис . 5б

    Порівняльний аналіз кривих рис. 4б і рис. 5б показує, що при обраних рівних обмеження на найбільшу швидкість руху поршня V ^ max = 0,5 м / с, визначають різні значення провідності дроселя ZB1, ZB2 і ZB3, навантажувальні характеристики V ^ = Voх (Rx) при первинному і вторинному регулюванні збігаються.

    Приватні висновки по розділах 3.1 і 3.2

    1. Істотний вплив може здолати навантаження на швидкість вихідної ланки виконавчого гідроциліндра проявляється при значеннях навантаження, що перевищують значення R > 0,7R max.

    2. Найбільшу потужність виконавчий гідравлічний двигун розвиває при значенні подоланої навантаження становить 70% її максимального значення.

    3. У разі рівного обмеження, накладене на максимальну швидкість руху вихідної ланки виконавчого гідравлічного двигуна, потужність прямого ходу більше потужності зворотного ходу.

    4. Незважаючи на відмінність в рівняннях зв'язку між швидкістю руху вихідної ланки і подоланої навантаженням для первинного і вторинного регулювання, при однакових обмеження на максимальну швидкість руху вихідної ланки гідроциліндра, що визначають різні значення допустимої провідності дроселів, навантажувальні характеристики прямого і зворотного ходу збігаються.

    5. Істотний вплив на навантажувальні характеристики зворотного ходу надає диференціальних поршня D.

    3.3. Регулювання перепуском робочої рідини 3.3.1. Прямий хід поршня ГЦ

    У формулі (11) присутні дві незалежні змінні Qн і ZA. При відсутності навантаження Rm = 0 і обраному обмеження швидкості Vm max = 0,5 м / с, подача насоса не повинна перевищувати значення Qн max < Vm max x Aп = 24 л / хв.

    Якщо запобіжний клапан живильної установки постійної подачі налаштований на відповідно до рівняння (2), найбільша преодолеваемая навантаження R пх max складе

    R пх max = pa Aп / 1,05 - pB Aп / 1,05D = 7367 Н.

    В цьому випадку, вся подача живильної установки повинна пройти через дросель байпаса і його провідність повинна бути не менше 2д Шт = 0 н тах / (рд - Рв) ° '5 = 0,13 х 10-6.

    Навантажувальні характеристики УПХ = УПХ (Япх) для трьох значень провідності дроселя: = 2д т; п = 0,13 х 10-6, = 0,15 х 10-6 і 2д = 0,20 х 10-6 представлені на графіках рис .6. Залежності потужності прямого ходу ГЦ від подоланої навантаження КПХ = Упхх Япх для трьох значень провідності дроселя представлені на рис. 7.

    Мал. 6. навантажувальні характеристики УПХ = УПХ (Япх)

    х- га = 0? 20хю

    Мал. 7. Залежність потужності прямого ходу ГЦ від подоланої навантаження

    Відповідно до рівністю (5), максимальне значення може здолати навантаження на зворотному ході поршня ГЦ, становить Rох = 5373 Н. З огляду на, що раніше обрана живить установка була з подачею Qн max = 24 л / хв, то мінімальна провідність дроселя залишиться колишньою ZB тш = 0, 13 х 10_6, а це призведе до деякого завищення швидкості руху поршня на зворотному його ході.

    Навантажувальні характеристики Vох = Vох (Rох), що визначаються відповідно до рівнянням (12) для трьох значень провідності дроселя, представлені на графіках рис. 8а.

    Залежності потужності зворотного ходу поршня ГЦ від подоланої навантаження N0 «= Vохх для трьох значень провідності дроселя представлені на рис. 8б.

    0,6

    0,5

    0,4

    0,3

    0,1

    z - ZA = 0,13x10 6 - ZA = 0,15 х10-6 х- zA = 0,20 xlO-6

    \

    \ *

    3

    1000

    2000 3000 4000 5000 t.000

    Ьох, н

    а) Vox = Vox (Rox)

    600

    500

    400

    300

    200

    100

    Nox.Bt

    /

    L

    V s

    \

    l \ V \ l

    Rox, H

    Z- ZA = 0,13x10

    x- ZA = 0,20 xio

    6 o-za = 0,15xio-6 6

    б) Мох = Мох (ІОХ)

    Мал. 8. навантажувальні характеристики зворотного ходу поршня ГЦ при регулюванні перепуском робочої

    рідини

    1. Найбільша потужність, що розвивається поршнем гідроциліндра, зміщується в область малих значень може здолати навантаження (великих швидкостей).

    2. Потужність, що розвивається поршнем ГЦ на прямому ході, більше потужності, що розвивається на зворотному його ході.

    3. Спостерігається суттєва різниця у формі кривих навантажувальних характеристик УПХ = УПХ (Япх) і УОХ = УОХ (Яох) при послідовному і паралельному включенні регульованих дроселів.

    4. Ефективність дросельного регулювання швидкості руху вихідної ланки виконавчого гідроциліндра

    Ефективність дросельного регулювання в об'ємному гідроприводі можна оцінити сумарним ККД регулюючої і виконавчої підсистем гідроприводу. Цей ККД представимо у вигляді відношення механічної потужності на штоку гідроциліндра до гідравлічної потужності потоку робочої рідини, що надійшла на вхід регульованого дроселя, а саме: ^ = Кмех / р 0, де Кмех - потужність прямого або зворотного ходу поршня ГЦ; р - тиск на вході в дросель при первинному регулюванні або тиск на вході в гідроциліндр при вторинному регулюванні; 0 - витрата робочої рідини в лінії підведення.

    4.1. Первинне регулювання швидкості руху поршня ГЦ

    Прямий хід поршня ГЦ: ^ пх = КПХ / р УПХ Д п. (13)

    Зворотний хід поршня ГЦ: ^ ох = Кох / р УОХ Д п / Б. (14)

    4.2. Вторинне регулювання швидкості руху поршня ГЦ

    Прямий хід поршня ГЦ: ^ пх = КПХ / рУпх Д п. (15)

    Зворотний хід поршня ГЦ: ^ ох = Кох / рУох Д п / Б. (16)

    На рис. 9 представлені залежності ККД прямого і зворотного ходу поршня ГЦ від подоланої навантаження при первинному і вторинному регулюванні.

    Графіки залежностей (13) і (15) для всіх розглянутих раніше значень проводь-мостей дроселів представлені на рис. 9а. Аналіз залежностей показує, що ККД прямого ходу поршня ГЦ при первинному і вторинному регулюванні збігаються, і лінійно залежать від подоланої навантаження Япх, досягаючи при цьому найбільшого значення при Япх = 0,94Япх тах, що відповідає мінімальним - повзучим швидкостям руху поршня ГЦ (вихідної ланки виконавчого гідродвигуна).

    Графіки залежностей (14) і (16) для всіх розглянутих раніше значень проводь-мостей дроселів представлені на рис. 9б. ККД зворотного ходу поршня ГЦ при первинному і вторинному регулюванні також збігаються і теж лінійно залежать від подоланої навантаження Я х, досягаючи найбільшого значення при Яох = 0,91Яох тах, що також відповідає повзучим швидкостям руху вихідної ланки виконавчого гідродвигуна.

    I про U.S

    0.4,

    у

    л

    0 icloo тисяча ною 4000 fboo пво too «ооо

    1,0

    0,6 0,4 0,1

    J

    У г

    /

    / г

    RftV .11

    0 1000 1000 3000 4000 високоефективних? Г1Г1Г1 Г.П11Е]

    а) б)

    Мал. 9. Залежність ККД прямого і зворотного ходу поршня ГЦ від подоланої навантаження при первинному

    і вторинному регулюванні

    4.3. Регулювання перепуском робочої рідини

    Прямий хід поршня ГЦ:

    Л пх = Nm / Nr (17)

    Для оцінки ККД дросельного регулювання на прямому ході поршня ГЦ необхідно знати:

    - витрата робочої рідини через дросель

    Qдр = Za (Pa - Pb) = Za ^^ R ^ - Pb (D - 1) / D] 0,5,

    - подачу насоса

    Qн = Qa + Q ін = Vпх Ап + Q ін,

    - гідравлічну потужність потоку робочої рідини

    Nr = Pa Q ^

    ККД прямого ходу при регулюванні перепуском, який визначається рівністю (17), який представлений на графіках рис. 10.

    про,?

    0,4

    0,3

    0,1

    f

    L \ \ \

    \ \ \ \

    \ Т5 ц. X.

    \ \ N. \

    Про 1000 2000 3000 4000 5000 6000 "ТОВ S000

    z-ZA = 0,13x10 6 I- ZA = 0,15X10 6 х- ZA = 0,20 xlO-0

    Rnx, H

    Мал. 10. Залежність ККД прямого ходу поршня ГЦ від подоланої навантаження при регулюванні

    перепуском робочої рідини

    Л ох = Нох / N1-. (18)

    Для оцінки ККД дросельного регулювання на зворотному ході поршня необхідно

    знати:

    - витрата робочої рідини через дросель

    Qдр = Zв (рв - PA) = Vох ЛП / D = Zв [1,05Іох D / Aп - pA (D - 1)] ° '5,

    - подачу насоса

    Qн = Qв + Q ін = Vох ЛП / D + Qдр ,

    - гідравлічну потужність потоку робочої рідини

    N = рв Qн.

    ККД зворотного ходу при регулюванні перепуском робочої рідини, який визначається рівністю (18), представлений на графіках рис. 11.

    Мал. 11. Залежність ККД зворотного ходу поршня ГЦ від подоланої навантаження при регулюванні

    перепуском робочої рідини

    Приватні висновки по розділу 4

    1. Сумарний ККД регулюючої і виконавчої підсистем гідроприводу при послідовному включенні регульованого дроселя на прямому і зворотному ході поршня ГЦ в два рази перевищує аналогічний ККД при регулюванні перепуском робочої рідини в бак.

    2. Максимум ККД при послідовному включенні дроселя зміщується в область великих подоланих навантажень, а при регулюванні перепуском - в область малих подоланих навантажень.

    Методика оцінки ефективності регулювання швидкості руху вихідної ланки виконавчого гідроциліндра при дросельному регулювання на етапі проектування гідроприводу

    Розроблена методика оцінки ефективності регулювання швидкості руху вихідної ланки виконавчого гідродвигуна при дросельному регулювання на етапі проектування може бути представлена ​​в наступному вигляді:

    1. Для заданих максимальних значень подоланої навантаження на прямому Rпx і зворотному Яох ході поршня ГЦ і при обмеженні, накладеному на номінальний тиск в гідроприводі р ном, визначити геометрію поршня: ЛП і D.

    2. Вибрати гідравлічну схему дросельного регулювання, тобто послідовне первинне, послідовне вторинне або регулювання перепуском робочої рідини.

    3. З урахуванням ресурсу роботи елементів ущільнювачів гідроциліндра задати обмеження швидкості руху поршня Vпx шах і Vоx шах.

    4. Для обраного обмеження швидкостей руху поршня ГЦ визначити максимально допустимі значення провідності дроселів Zа шах і Zв шах (при послідовному включенні дроселів) або їх мінімально допустимі значення ZA і Zв (при регулюванні перепуском робочої рідини).

    4. Розрахувати і представити графічно навантажувальні характеристики виконавчого ГЦ: Vпx = Vпx (Япх); Vоx = Vоx (Яох); Кх = Кх (Япх); Нх = Нж (Яох).

    5. Оцінити ефективність роботи гідроприводу з дросельним регулюванням швидкості і сформулювати рекомендації щодо вибору величини подоланого гідроциліндром зусилля, що забезпечує найбільшу потужність або ККД.

    Загальні висновки за результатами дослідження

    1. Дросельне регулювання в об'ємному гідроприводі характеризується істотним впливом подоланої навантаження на швидкість руху вихідної ланки виконавчого гідродвигуна.

    2. Крутизна швидкісний навантажувальної характеристики при послідовному включенні регульованого дроселя збільшується зі збільшенням навантаження.

    3. Крутизна швидкісний навантажувальної характеристики при регулюванні перепуском робочої рідини в бак зменшується зі збільшенням навантаження.

    4. Найбільша потужність, що розвивається поршнем ГЦ на прямому і зворотному його ході при послідовному включенні дроселя, зміщується в область подоланої навантаження, що становить 70% її максимального значення.

    5. Найбільша потужність, що розвивається поршнем ГЦ на прямому і зворотному ході при регулюванні перепуском робочої рідини, доводиться на 50% максимального значення подоланої навантаження.

    6. Найбільший сумарний ККД керуючої і виконавчої підсистем гідроприводу при послідовному включенні регульованого дроселя зміщений в область максимальних навантажень і становить 80 .. .90%.

    7. Найбільший сумарний ККД керуючої і виконавчої підсистем гідроприводу при регулюванні перепуском робочої рідини зміщений в область мінімальних навантажень і становить 40.50%.

    8. У разі рівного обмеження, накладене на максимальну швидкість руху вихідної ланки виконавчого гідроциліндра, потужність прямого ходу поршня перевищує потужність зворотного його ходу.

    9. диференціальних поршня ГЦ істотно впливає на характеристики навантажень виконавчого гідроциліндра на зворотному ході поршня.

    Список літератури

    1. Гідравліка, гідромашини і гідропривід: підручник / Т.М. Башта, С.С. Руднєв, Б.Б. Некрасов та ін. 2-е изд. М .: Машинобудування, 1982. 423 з.

    2. Нікітін О.Ф. Гідравліка та гідропневмоприводів: навч. посібник. 2-е изд. М .: Изд-во МГТУ ім. Н.е. Баумана, 2012. 430 с.

    3. Попов Д.М. Механіка гідро- і пневмоприводів: підручник. М .: Изд-во МГТУ ім. Н.е. Баумана, 2001. 320 с.

    4. Грінчар Н.Г., Чалова М.Ю. Дросельне регулювання гідроприводу колійних і будівельних машин: метод. указ. М .: Изд-во Моск. держ. ун-ту шляхів сполучення МГУПС (МИИТ), 2015. 30 с.

    5. Щербаков В.Ф. Рекупераційних дросельне регулювання швидкості гідроприводів СДМ // Будівельні і дорожні машини. 2005. № 6. С. 25-28.

    6. Гінзбург А.А., Пінчук В.В. Використання дросельного регулювання швидкості // Сучасні проблеми машинознавства: VI Міжнар. наук.-техн. конф. (Наук. Читання, присвячені П.О. Сухого) (Гомель, Білорусь, 19-20 жовтня 2006 року): Тез. доп. Гомель, 2006. С. 140-141.

    7. Ємельянов Р.Т. Прокоп'єв А.П., Климов А.С. Моделювання робочого процесу гідроприводу з дросельним регулюванням // Будівельні і дорожні машини. 2009. № 11. С. 15-18.

    8. Антоненко В.І., Сидоренко В.С. Непряме дросельне регулювання в багатодвигунових гідромеханічних системах // Вісник Донського держ. техн. ун-ту. 2010. Т. 10. № 1 (44). С. 70-75.

    9. Денисов В.А. Особливості дросельного регулювання гідроприводів // Молодий вчений. 2013. № 6 (53). С. 49-52.

    10. Зубрілов Г.Ю., Мельников В.Г. Дросельне регулювання швидкості опускання стріли вантажопідйомного механізму // Будівельні і дорожні машини. 2015. № 7. С. 32-34.

    11. Пільгун В.Н. Дослідження енергетичних характеристик гідроприводу з дросельним регулюванням // Інженерний журнал: наука та інновації. 2013. № 4 (16). С. 19. DOI: 10.18698 / 2308-6033-2013-4-685

    Mechanical Engineering & Computer Science

    Electronic journal

    http://www.technomagelpub.org.ua ISSN 2587-9278

    Mechanical Engineering and Computer Science, 2019, no. 02, pp. 13-33.

    DOI: 10.24108 / 0219.0001455

    Received: 04.01.2019

    © NP "NEICON"

    Analysis of the Throttle Speed ​​Control Efficiency in Volumetric Hydraulic Drives

    V.N. Pilgunov1 *, K.D. Efremova1

    vnp 41 @yandexju

    1Bauman Moscow State Technical University, Moscow, Russia

    Keywords: throttle speed control, sequential throttle setting, bypass adjustment, throttle control

    efficiency

    To control a movement speed of the output link of an executive hydraulic engine (hydraulic cylinder or hydraulic motor), volumetric hydraulic drives traditionally use volumetric and throttle control methods. Under volumetric control, a supply unit employs a pressure-regulated positive displacement pump, as a result of which it is impossible or difficult to separate and independently control the movement speed of the output links of the hydraulic cylinders. In case of throttle control, there is a significant dependence of the speed of the output link on the load it overcomes, a low efficiency of the hydraulic drive and hereto related active heating of the working fluid, as well as large energy losses. However, in embodiment, due to lack of an expensive variable pump, this method of control is much cheaper and can be used in a multi-channel hydraulic drive with a centralized supply unit.

    Depending on the throttling device localization in the hydraulic drive circuit, there are series (primary or secondary control) and parallel (working fluid bypass adjustment) throttle connection schemes. The secondary control scheme, which generates a pressure in the outlet of the executive hydraulic engine, is preferable due to the fact that it provides an increased pressure in both cavities of the executive hydraulic engine and, accordingly, a lack of combined air bubbles in the working fluid. Heat released in the throttle is discharged directly into the tank, and the pressure in the outlet reduces the danger level of the emergency situation consequences in the event of an unauthorized change in the sign of the load to be overcome. The quality of control is, mainly, assessed by the type of load characteristics, i.e. dependences of the output link speed and its developed power on the load to be overcome, as well as by the control efficiency (the total efficiency value of the regulating and executive subsystems of the hydraulic drive). The dependence of the dynamics and kinematics of the hydraulic drive on the control methods are of particular interest.

    The proposed paper, based on the developed mathematical models and their testing for specific sizes of hydraulic cylinders presents the numerical values ​​of the load characteristics and dependences of the total efficiency on the load value to be overcome. Shows that the speed load

    characteristic steepness of an executive hydraulic cylinder and the sign of its derivative are determined by the throttle control method. The greatest power developed by the output link of the hydraulic engine is shifted to the loads that are 50 ... 70% of their maximum value.

    As a result of theoretical studies using numerical calculation methods, a technique has been developed for selecting a throttle control method with an assessment of its quality and efficiency. The results of the conducted studies expand the capabilities to forecast the dynamics and kinematics of the output link of the hydraulic drive at the stage of its engineering design.

    References

    1. Gidravlika, gidromashiny i gidroprivod [Hydraulics, hydraulic machines and hydraulic drive]: a textbook / T.M. Bashta, S.S. Rudnev, B.B. Nekrasov a.o. 2nd ed. Moscow: Mashinostroenie Publ., 1982. 423 p. (In Russian).

    2. Nikitin O.F. Gidravlika i gidropnevmoprivod [Hydraulics and hydraulic pneumatic drive]: a textbook. 2nd ed. Moscow: BMSTU Publ., 2012. 430 p. (In Russian).

    3. Popov D.N. Mekhanika gidro- i pnevmoprivodov [Mechanics of hydraulic and pneumatic drives]: a textbook. Moscow: BMSTU Publ., 2001. 320 p. (In Russian).

    4. Grinchar N.G., Chalova M.Yu. Drossel'noe regulirovanie gidroprivoda putevykh i stroitel'nykh mashin [Throttle regulation of the travel and hydraulic drive of construction machinery]. Moscow, 2015. 30 p. (In Russian).

    5. Shcherbakov V.F. Recuperation throttle speed control of hydraulic drives SDM. Stroitel'nye i dorozhnye mashiny [Construction and Road Building Machinery], 2005, no. 6, pp. 25-28 (in Russian).

    6. Ginzburg A.A., Pinchuk V.V. Ispol'zovanie drossel'nogo regulirovaniia skorosti [Using throttle speed control]. Sovremennye problemy mashonovedeniia: VI Mazhdunarodnaia nauchno-technicheskaia konferentsiia (nauchnye chteniia posviashchennye P.O. Sukhomu) [Modern problems of mechanical engineering: VI intern. scientific.- technical conf. (Scientific readings in memory of P.O. Sukhoj) (Gomel ', Belarus, October 19-20th, 2006)]: Abstracts. Gomel ', 2006. Pp. 140-141 (in Russian).

    7. Emel'ianov R.T., Prokop'ev A.P., Klimov A.S. Simulation of the operation process of a hydraulic drive with throttle control. Stroitel'nye i dorozhnye mashiny [Construction and Road Building Machinery] 2009, no. 11, pp. 15-18 (in Russian).

    8. Antonenko V.I., Sidorenko V.S. Indirect valve regulation in multichamber hydromechanical systems. Vestnik Donskogo gosudarstvennogo tekhnicheskogo universiteta [Vestnik of Don State Technical Univ.], 2010 vol. 10, no. 1 (44), pp. 70-75 (in Russian).

    9. Denisov V.A. Features of throttle control of hydraulic drives. Molodoj uchenyj [Young Scientist], 2013, no. 6 (53), pp. 49-52 (in Russian).

    10. Zubrilov G.Yu., Mel'nikov V.G. Throttle regulation of the lowering speed of the boom lifting mechanism. Stroitel'nye i dorozhnye mashiny [Construction and Road Building Machinery], 2015-го, no. 7, pp. 32-34 (in Russian).

    11. Pil'gunov V.N. Investigation of energy characteristics of the hydraulic drive with throttle control. Inzhenernyj zhurnal: nauka i innovatsii [Engineering J .: Science and Innovation], 2013, no. 4 (16), p. 19. DOI: 10.18698 / 2308-6033-2013-4-685 (in Russian)


    Ключові слова: Дросельне регулювання ШВИДКОСТІ / Послідовне включення дроселя / РЕГУЛЮВАННЯ "перепуску" / ЕФЕКТИВНІСТЬ дросельне регулювання / THROTTLE SPEED CONTROL / SEQUENTIAL THROTTLE SETTING / BYPASS ADJUSTMENT / THROTTLE CONTROL EFFICIENCY

    Завантажити оригінал статті:

    Завантажити