CC BY
22
де ео - масштабний фактор;
Р - коефщент, що враховуе як1сть поверхнц kо - ефективний Icоефiцieнг концентраци напружень; о'с - амплiгудне робоче напруження в деталi. Робота може бути корисна конструкторам для бiльш ефективного та економiчного використання службових характеристик конструкщйних матерiалiв, а також дос-лiдникам з метою економп затрат при випробуваннях на опiр втомг
Список лiтератури
1. Справочник по кранам, том 1. Под общей редакцией М.М. Гохберга. - М.: Машиностроение, 1988. - 536с.
2. Форрест П. Усталость металлов. - М.: Машиностроение, 1973. - 352с.
3. Одинг И. А. Допускаемые напряжения в машиностроении и циклическая прочность металлов. - М.: Машгиз, 1962. - 260 с.
4. Кеннеди А. Д. Ползучесть и усталость в металлах. - М.: Металлургия, 1965. - 312 с.
5. Сочава А.И. Об апроксимации диаграммы предельных амплитуд с учетом области средних напряжений сжатия (Проблемы прочности), 1977, №10. - С.18-21.
6. Михайлов П. А., Сочава А.И. Стенд для испытания металлов при осевых нагрузках в условиях асимметрии цикла. - Реферативная информация о законченных научно-исследовательских работах в вузах УССР, вып. 13, Киев, Вища школа, 1974.
7. Minoru Kawamoto, ТосИпоЬи Shibata, Fatigue Deformation Preceding Fracture under Combined Cyclic and Steady Loads, Memoirs of the Faculty of Engineering Kyoto Univ., vol. XXXIV, pant 1, Japan, Kyoto, 1972, p. 125-134.
8. Neuman R., Neuman P. Strain Bursts and Coarts Slip During Cyclic Deformation of F.C.C. and H.C.P. Single Crystals, Scripta Metallugrica, USA, vol. 4, 1970, p. 645-650.
9. Малышев П.Н., Михайлов П.А., Сочава А.И. Циклическая ползучесть и ее роль в формировании остаточных напряжений при осевых нагрузках, сб. Циклическая прочность и повышение несущей способности изделий. Тезисы докладов. - Пермь: ППИ, 1978.
Одержано 14.04.2006 р.
Проведены исследования в условиях ассиметрии цикла образцов низколегированных сталей, используемых в краностроении. Обоснована аналитическая зависимость для описания кривых диаграммы предельных амплитуд с учетом механических характеристик материала при сжатии и долговечности.
Analytic dependence for maximum amplitudes diagram curves description taking into consideration mechanical characteristics at compression and durability is proposed.
УДК 62-82
Д-р техн. наук А. Н. Скляревский1, Ф. С. Терёшин2
1 Национальный технический университет, 2 ЗАО " Запорожский Автомобилестроительный завод",
г. Запорожье
ОБОРУДОВАНИЕ ДЛЯ ЦИКЛИЧЕСКОГО НАГРУЖЕНИЯ ВНУТРЕННИХ ПОЛОСТЕЙ ЭЛЕМЕНТОВ ТОРМОЗНЫХ
СИСТЕМ АВТОМОБИЛЕЙ
Рассмотрены вопросы по созданию испытательной машины для динамического нагружения элементов тормозных систем автомобилей. Представлены результаты исследований нестационарных процессов в гидроприводе машин при испытаниях тормозных шлангов.
Введение
Одним из основных этапов проверки долговечности элементов тормозной системы автомобилей (шлангов, цилиндров и т.д.) является циклическое нагруже-ние гидравлическим давлением их внутренних полостей. При этом в зависимости от вида и задачи испытаний необходимо реализовывать различное количество нагружений, вплоть до нескольких десятков и сотен тысяч циклов при обеспечении высокой точ-
ности (± 1%) амплитуды давления. Так, например, для оценки долговечности тормозных шлангов согласно Техническим условиям ТУ38 105261-82 "Рукава гибкие с наконечниками гидравлического привода тормозов и сцепления автомобилей ВАЗ и других автотранспортных средств" необходимо обеспечить 150 тысяч циклов нагружения с диапазоном изменения давления от 0 до 22 МПа и частотой нагружения 190 ±2 циклов в минуту. Очевидно, что оборудование, предназначен-
© А. Н. Скляревский, Ф. С. Терёшин 2006 р.
114
МОДЕЛЮВАННЯ ПРОЦЕС1В В МЕТАЛУРПТ ТА МАШИНОБУДУВАНН1
ное для реализации таких нагружений, должно обладать следующими качествами:
- беспрерывностью работы в течение всего периода испытаний;
- экономичностью;
- рабочей частотой нагружения до 5 Гц;
- точностью при реализации амплитуды нагружения.
При создании такого оборудования (испытательной машины) перспективным является использование гидравлического следящего привода (ГСП) с мультипликатором, позволяющего обеспечить достаточно высокие давления при ограниченной мощности источника питания рабочей жидкостью. Схема указанного гидропривода показана на рис. 1. Здесь 1 - электрогидравлический усилитель (ЭГУ) типа ЭГУ С; 2 - мультипликатор; 3 - технологическая ёмкость, к которой подключены испытуемые шланги 9; 4 - датчик давления, регистрирующий давление Р3 и являющийся элементом отрицательной обратной связи; 5 - усилитель мощности (УМЭ); 6 - электромагнитный клапан (золотник); 7 - трубопровод; 8 - емкость; 10 - сосредоточенная емкость на входе в ЭГУ; 11 - предохранительный клапан; и3 и Пос - входной сигнал (напряжение) и сигнал обратной связи; I - управляющий ток; Qн -подача насоса; Qк - расход через предохранительный клапан; Р0 - давление на входе в ЭГУ; Р3 - давление нагружения испытуемых полостей; Рн - давление в емкости 8.
Рис. 1. Принципиальная схема гидравлического следящего привода с мультипликатором
Компенсационная система, состоящая из элементов 6, 7, 8, предназначена для восполнения утечек жидкости из испытуемой полости с целью предотвращения смещения поршня мультипликатора и последующего его упора в крышку цилиндра. Поступление жидкости в испытуемую полость из емкости 8 осуще-
ствляется через трубопровод 7 и клапан 6, срабатывающий по команде от датчика давления 4 при достижении определённого значения давления Р3. Отметим, что при прямом ходе поршня мультипликатора (повышение Р3) позднее закрытие клапана вызывает гидроудар в емкость (выброс жидкости из внутренней полости испытуемого объекта). При обратном ходе поршня раннее открытие клапана также обуславливает выброс жидкости, позднее открытие приводит к падению давления Р3 до отрицательных значений. Всё это определяет сложные нестационарные процессы, происходящие в приводе.
В опубликованных статьях [1-3] рассмотрены вопросы математического моделирования и исследования динамических процессов в приводе при испытаниях элементов, имеющих постоянный или незначительно изменяющийся объём ("жёсткая" нагрузка), и частоте циклического нагружения до / = 1 Гц. Рассмотрены также вопросы применения альтернативных конструктивных схем компенсационных систем. В то же время необходимость сокращения времени испытания и уменьшения энергозатрат обуславливает повышение частоты нагружений с обеспечением необходимой точности. Необходимо отметить отсутствие исследований процессов в приводе с мультипликатором при нагру-жении элементов с малой жёсткостью ("мягкая" нагрузка).
Целью настоящей работы является исследование нестационарных процессов в ГСП с мультипликатором при испытаниях элементов малой жёсткости (тормозных шлангов) с повышенной частотой нагружения (до / = 5 Гц) и определение рациональных параметров привода для обеспечения требуемой точности амплитуды давления.
Основные результаты исследований
Расчётные исследования ГСП по рис. 1 проведены при следующих его основных параметрах: коэффициент усиления мультипликатора К = 2,07; длина и диаметр коммуникационного трубопровода 7 1т = 1 м, ёт = 8 мм; максимальное открытие клапана 6 Х5шах = 0,05 мм; Рн = 0; давление настройки предохранительного клапана Р0 = 12 МПа. Испытуемым объектом является гамма тормозных шлангов с проходным сечением ёш = 3,5 мм и длиной 1ш = (200-400) мм. Суммарный начальный внутренний объём испытуемых объектов определяется количеством одновременно испытуемых шлангов. Проведенный анализ показал, что наиболее оптимальным количеством элементов, подвергающихся одновременно циклическому нагру-жению, являются четыре шланга. Принимая для исследований максимальную длину шланга, получаем с учётом упругости его материала приведенный модуль упругости системы "жидкость-испытуемый объект" Епр и 125 МПа.
Для теоретических исследований разработана математическая модель ГСП, которая содержит систему
1607-6885 Новi матерiали i технологи в металурги та машинобудувант №1, 2006
115
дифференциальных и алгебраических уравнений, описывающих перемещения подвижных элементов, расходы через дроссельные элементы, характеристику насосной установки, деформируемость рабочей жидкости, нестационарное движение жидкости в коммуникационном трубопроводе. Отметим, что с целью выбора модели нестационарного движения жидкости в коммуникационном трубопроводе выполнены специальные сравнительные исследования по расчёту динамики жидкости в распределённых и сосредоточенных параметрах. По их результатам принята модель при /"-образном сосредоточении [1].
На рис. 2 приведены результаты расчётов перемещения поршня мультипликатора при реализации входного сигнала (и3) по трапециевидному закону от и3 = 0 до и з = 6,21В, что согласно принятой статической характеристике ГСП соответствует изменению давления в испытуемой полости от Р3 = 0 до Р3 = 24,8 МПа. При этом скорость изменения входного сигнала составляет
dU 3
dt
В
= 31,05 "С, а частотаf = 1 Гц.
Хз., 16
U 12
Щд,
£ 4 2 О
о,6
[
\
\
\\
[____ Ui.t.lS
0.8
1.0
1,2
И
1,6
Рис. 2. Перемещение поршня мультипликатора Х3 при частоте входного сигнала и3 f = 1 Гц и подаче насоса Он = 15 л/мин
Из полученных результатов видно, что при испытаниях одновременно четырёх шлангов с частотой/= 1 Гц обеспечивается приемлемая форма и амплитуда нагружения. При этом, сдвиг поршня за цикл относительно предыдущего значения практически равен нулю, что гарантирует длительный период беспрерывной работы ГСП. Необходимо также отметить, что при данных условиях эксплуатации возможно применение насоса с малой подачей.
На рис. 3 показаны результаты расчётов при трапециевидном входном сигнале с частотой / = 5 Гц и скоростью изменения напряжения входного сигнала
dU 3
dt
= 310 -
. Расчёты при соблюдении предыдущих
не обеспечивается необходимая форма нагружения -кривые 1, что объясняется колебанием давления питания Po вследствие ограниченной мощности источника питания. Также в этом случае не обеспечивается точность амплитуды давления P3 (статическая погрешность Аст = 3,4%). Увеличение подачи насоса до Qh = 30 л/мин несущественно улучшает форму нагружения, при этом статическая точность амплитуды P3 составляет Аст и 0,9 % - кривые 2. Применение источника питания, поддерживающего давление P0 = const обеспечивает трапециевидную форму и точность амплитуды давления нагружения (Аст = 0,7 %) -кривые 3. В конце цикла (в конце обратного хода поршня) происходит знакопеременный расход жидкости через открывшийся электромагнитный клапан 6 (см. рис. 1), компенсирующий утечки жидкости из испытуемой полости и обеспечивающий незначительный сдвиг поршня мультипликатора. Расчёты десяти циклов работы привода показали, что сдвиг поршня А X3 = 0,0004 мм. Таким образом, в первом приближении можно считать, что за 150 тыс. циклов нагружения суммарный сдвиг поршня составит только А X 3max= 6 мм.
16 12 8 4
Оз,В 10
О
3 / '
\
If 1
/ \
\
\ и,=62Ю \
0,1
0.2
0,3
0Л
б
условий (Qh = 15 л/мин, т.е. P0 Ф const) показали, что
Рис. 3. Нестационарные процессы в приводе
с
МОДЕЛЮВАННЯ ПРОЦЕС1В В МЕТАЛУРГИ ТА МАШИНОБУДУВАНН1
В рамках решаемой задачи исследована возможность применения в системе управления приводом электронной эталонной модели [4]. Структурная схема ГСП с эталонной моделью приведена на рис. 4.
Здесь УМЭ - усилитель мощности электронный; ГЦ - гидроцилиндр мультипликатора; ОС - обратная связь по давлению Р3; БУ - блок управления дополнительной обратной связи; ЭМ - эталонная модель; ЭП - электронный преобразователь; Р3М и ПЭМ - давление и напряжение, рассчитанные по ЭМ.
Привод реализован на базе ЭГУ (тип ЭГУ С) с внутренней обратной связью по положению распределительного золотника. В процессе работы привода происходит сравнение сигнала внешней обратной связи ПОС и сигнала ПЭМ, поступающего с ЭМ. Разность этих сигналов Д и, усиленная в БУ, поступает в виде ПМ на вход в УМЭ, алгебраически суммируется с иОС и и3 . В качестве ЭМ выбрано апериодическое звено с постоянной времени ТЭМ.
Рис. 4. Блок-схема ГСП с эталонной моделью
Математическая модель привода с эталонной моделью реализована на основе системы уравнений, описывающих динамику ГСП по рис. 1 с учётом следующих дополнительных уравнений.
Безразмерное уравнение ЭМ относительно давления в испытуемой полости Р3 имеет вид:
С учётом дополнительного контура обратной связи и инерционности электромеханического преобразователя ЭГУ уравнение управляющего тока I в безразмерном виде имеет вид:
di dx
- kyA kyii; pj < imax -1,2 .
(3)
где
A - u3 - kocP3 + uM < 1; ky -
KyU б t6
1 бТ y
k - -б- • k - KOCP6 ky1 Ту' koc U6
К - J-
у u3 - коэффициент передачи ЭГУ;
К
U,
ОС
ОС
Рз
' - коэффициент передачи ОС;
Ty = 2 мс - постоянная времени УМЭ, i ---
1б
безразмерный ток, 1б = 100 мА - базовый ток.
Выражения для безразмерных величин и базовые значения приведены в [1].
Проведены исследования динамики ГСП при на-
гружении полости постоянного объёма W3 -160 см3 ("жёсткая" нагрузка) и группы шлангов ("мягкая" нагрузка).
На рис. 5 показаны результаты расчётов переходного процесса в приводе с эталонной моделью при
W3 = const. Кривые 2 и 3 получены при n = 2 (см.
выражение 2).
dp3M dx
- kЭМ u3 - kЭМ 1 p3M ■
(1)
где безразмерные коэффициенты определяются выражениями:
1 - K ЭМ U б tб ; 1
kэм ----—; k
Т ЭМРб
ЭМ 1
tб
Т
К
Р
3max
ЭМ
ЭМ
U
3max
Функциональная зависимость Пм = ^(ДП) относительно давлений Р3М и Р3 описана безразмерным выражением:
иМ
- ^О (p3M - p3 )n
(2)
Из, МПа
2U
16
2 3 Г —
л \ У/ \ \ v_ / / <*
/ \ / ' 4
/
0,016
0.022
где
k - KM0P6 . kMO -
U б
K - UMUЭМ ; n - ! 2 KMO -; n - 1,2 .
AUP■
ЗМ
Рис. 5. Переходные процессы в ГСП: 1 - без ЭМ (кМО = 0); 2 - ТЭМ = 5 мс; 3 - ТЭМ = 10 мс; 4 - ТЭМ = 5 мс при n = 1
ISSN 1607-6885 Hoei Mamepia.nu i технологи в металурги та машинобудувант №1, 2006
117
Очевидно, что наличие в контуре управления приводом ЭМ (системы самонастройки) сокращает время переходного процесса примерно на 25-30 % при сохранении устойчивости ГСП. Важным моментом улучшения качества переходного процесса является выбор значения постоянной времени эталонной модели ТЭМ и алгоритма преобразования сигналов в БУ. Из рисунка 5 видно, что предпочтительным значением постоянной времени соответственно является ТЭМ = 10 мс и ТЭМ = 5 мс. Данные значения примерно равны постоянным времени ГСП, работающего на различную деформирующуюся нагрузку, и совпадают с рекомендациями работы [5]. Необходимо, однако, отметить, что характеры переходных процессов, полученных при наличии эталонной модели и её отсутствии, не имеют принципиальных отличий. Данный результат подтверждается при расчётах привода при трапециевидной форме входного сигнала и работе привода как на "жёсткую" так и на "мягкую" нагрузки.
Выводы
1. При нагружении объектов с малой жёсткостью и повышенной (до 5 Гц) частотой циклических испытаний допустимая форма и точность амплитуды давления обеспечивается только при поддержании постоянного давления питания. При этом относительный сдвиг поршня мультипликатора практически равен нулю, что характеризует длительный режим работы испытательной машины.
2. По результатам исследований динамических процессов можно констатировать, что применение в ГСП с мультипликатором эталонной модели (системы самонастройки) при циклических нагружениях нецеле-
сообразно вследствие ёё малой эффективности и повышенной стоимости испытательного оборудования.
3. Для реализации требуемого закона нагружения при испытаниях объектов большой жёсткости (например, тормозных гидроцилиндров) с частотой до 5 Гц необходимы дополнительные исследования по влиянию на происходящие в приводе процессы параметров компенсационной системы, командного давления срабатывания электромагнитного клапана, характера управляющего сигнала.
4. По результатам проведенных исследований разработаны рекомендации по проектированию, изготовлению и внедрению испытательной машины на базе ГСП с мультипликатором для элементов тормозных систем автомобилей в Бюро стендовых испытаний Запорожского автомобилестроительного завода.
Список литературы
1. Скляревский А.Н., Денисенко А.И. Моделирование динамики электрогидравлического следящего привода с мультипликатором // Промислова пдравлжа i пневматика. ВДАУ, 2004. - №2. - С. 48-51.
2. Скляревский А.Н., Денисенко А.И., Терёшин Ф.С. Гидравлическое нагружение внутренних полостей элементов конструкций //Новi матерiали i технологи в мета-лургй та машинобудуванш. Запорiжжя: ЗНТУ, 2005. -№1. - С. 66-69.
3. Скляревский А.Н., Денисенко А.И., Терёшин Ф.С. Особенности построения гидравлического следящего привода с мультипликатором //Промислова пдравлжа i пневматика. - ВДАУ, 2006. - №1(11). - С. 63-66.
4. Острём К., Виттенмарк Б. Системы управления с ЭВМ. Пер. с англ. - М.: Мир, 1987. - 480с.
5. Разинцев В.И. Повышение эффективности гидроприводов с дроссельным регулированием. - М.: Машиностроение, 1993. - 337 с.
Одержано 12.05.2006 р.
Розглянутi питання створення випробувально'1 машини для динам1чного навантаження елементгв гальмгвних систем автомобтв. Наведет результати до^джень нестацiонарних проце^в у гiдроприводi машин при випробуваннях гальмiвних шлангiв.
The problems of test machine creation for dynamic loadings of the automobile braking system elements are described. The research results of the nonstationary processes in the machine hydrodrives during testing process of the braking hoses are presented.
