Анализ динамики насосных станции гидросистем металлорежущих станков Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

. ИЗВЕСТИЯ

ТОМСКОГО ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ ПОЛИТЕХНИЧЕСКОГО

ИНСТИТУТА имени С. М. КИРОВА

Том 114 1964

АНАЛИЗ ДИНАМИКИ НАСОСНЫХ СТАНЦИИ ГИДРОСИСТЕМ МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

И. А. НЕМИРОВСКИИ, Ю. Я- КОМИСАРЕНКО (Представлено кафедрой технологии машиностроения)

Гидросистемы привода и управления металлорежущих станков, как правило, имеют индивидуальные насосные станции, состоящие из .маслобака, насоса и электродвигателя, предохранительно-переливного клапана, фильтра, манометра и трубопроводов.

Насосная станция может работать в режиме постоянного давления (ПД), когда гидросистема потребляет часть расхода насоса, а избыток масла сливается через переливкой клапан, или в режиме «постоянного расхода (ПР), когда весь расход насоса потребляется гидросистемой, а давление на входе в систему меньше давления настройки переливного клапана и изменяется в зависимости от усилий, ¡преодолеваемых гидро-.двигателем.

В реальных насосных станциях при режиме ПД давление не является строго постоянным, а в режиме ПР расход, потребляемый гидро-' системой, уменьшается с ростом давления вследствие утечек в насосе.

На переходные процессы в гидросистеме влияют динамические характеристики насосной станции. В режиме ПД быстрые изменения расхода, потребляемого гидросистемой, вызывают соответствующие изменения расхода через переливной клапан и, вследствие инерционности клапана, колебания давления. В этом случае режим работы насосной станции может быть назван режимом ПД только условно.

В режиме ПР за счет быстрых изменений инерционных и других нагрузок гидродвигателя имеют место пульсации давления, которые приводят к изменениям емкости трубопровода, гибких шлангов и других полостей, имеющихся в насосной станции и ^подверженных колебаниям давления. Кроме того, пульсации давления вызывают изменения утечек в насосе.

В настоящей работе излагается методика и некоторые результаты экспериментальных исследований динамических характеристик насосных станций.

Схема экспериментальной установки показана на рис. 1. Рабочая жидкость нагнеталась лопастным насосом 3. Давление в системе измерялось манометром 5, а при динамических исследованиях колебания давления воспринимались датчиками 6 и 9. Датчик давления в качестве чувствительного элемента имел мембрану, на которую наклеивались проволочные тензодатчики. Собственная частота колебаний датчиков давления была около 1500 гц. Для изучения влияния фильтра 4 на

динамические характеристики станции была предусмотрена возможность включения его по вариантам, обозначенным на рис. 1. позициями 4 и 4 а. Дроссели lull использовались при исследованиях динамической жесткости гибких шлангов 7. В систему насосной станции входил переливной клапан 2.

Рис. 1. Схема экспериментальной установки для определения динамических характеристик насосных станций.

Вся гидроаппаратура, из которой была смонтирована экспериментальная установка, стандартная: лопастный насос типа Г12-12; фильтр Г41-12; клапаны Г54-12 и Г52-12; дроссели Г77-14. Исследования заключались в анализе влияния отдельных элементов насосной станции на характер переходного процесса при ступенчатом входном воздействии.

Для задания ступенчатого входного воздействия было сконструировано и изготовлено задающее устройство (ЗУ), основными частями которого являются золотниковая коробка 10 (рис. 1) и плоский золотник 8.

Конструктивно ЗУ было выполнено в виде плоского золотника, перемещаемого ударным пружинным механизмом (рис. 2).

При вращении маховика 3 шток 1 поднимается вверх, увлекая за собой боек 16, захват которого осуществляется шариковым замком, состоящим из плунжера 8 и шариков 9.

Верхний торец бойка 16 сжимает при этом пружину 10. Плоский золотник 18 под действием пружины 19 занимает крайнее верхнее положение, при котором рабочая щель золотника 18 совпадает с соответствующими прорезями в корпусе 17. При дальнейшем вращении маховика 3 верхний торец втулки 6 упирается в торец крышки 4 и втулка останавливается. Останавливается и плунжер 5, связанный со втулкой 4 штифтом 7. Шток 1, продолжая ввинчиваться в гайку маховика 5, дает возможность шарикам 9 зайти в выточку плунжера 8. Боек 16 под действием пружины 10 срывается с утопленных шариков 9 и наносит удар по торцу золотника 18, перемещая его в нижнее положение и закрывая путь маслу через прорези корпуса.

Для завода ударного механизма необходимо, вращая маховик 3, переместить шток 1 вниз до упора. При этом плунжер 8 будет перемещаться в отверстии штока 1 и раздвинет шарики 9У которые захватят боек 16.

Во время исследований динамической жесткости гибких шлангов при закрытом ЗУ (позиция 10 на рис. 1) и отключенном клапане 2

в системе устанавливалось дросселем 1 требуемое давление р, затем открывалась рабочая щель ЗУ и дросселем 11 устанавливалось давление р'<Ср- Включался пружинный механизм ЗУ, который закрывал плос-

£ 2

Рис. 2. Устройство для задания ступенчатого входного воздействия.

кий золотник в течение очень -короткого промежутка времени. Изменения давления, имеющие место 'при переходном процессе, воспринимались датчиками давления, усиливались и регистрировались осциллографом МПО-2.

Для регистрации момента срабатывания ЗУ и продолжительности движения плоского золотника использовалось электроконтактное устрой-

ство (рис. 2). В момент прикосновения бойка 16 к торцу золотника 1& палец 11 размыкает контакты 12 и 14, разрывая цепь, которая шунтирует шлейф, отмечающий начало движения золотника 18. В конце перекрытия золотником 18 рабочей щели палец 11 размыкает следующую пару контактов: 13 и /5, разрывающих цепь питания шлейфа. Длительная эксплуатация ЗУ показала высокую стабильность времени I3 закрытия золотника. Практически это время не зависело от давления в системе и равнялось (3 = 0,0013 сек.

В ЗУ была предусмотрена синхронизация включения ударного* механизма и лентопротяжного устройства осциллографа. Синхронизация осуществлялась контактным устройством 5, включаемым регулируемым: упором 2.

Исследования гибких шлангов размером 10X22X2150 мм показали,, что время прохождения по шлангу ударной волны давления, образующейся при срабатывании ЗУ, значительно меньше, чем ¡полученное расчетом по классической формуле, подтвержденной во многих работах [1, 2] и применяющейся в расчетах гидросистем металлорежущих: станков [3]..

Это может быть объяснено тем, что при переходных процессах давление в шлангах изменяется настолько быстро, что вследствие инерционности стенок шланга их деформация при пульсациях давления будет меньше, чем при постепенном, статическом нагружении.

Происходит как бы повышение жесткости шланга с маслом. Эту повышенную жесткость можно охарактеризовать условным приведенным модулем упругости шланга с маслом Ещ>. Величина £пр, естественно, зависит от скорости изменения давления в шлан-

с1р

Ге ~сй' Максимальное значение будет при наибольшей скорости

изменения давления, которая имеет место в случае распространения, по шлангу ударной волны давления от гидравлического удара.

Скорость ударной волны давления равна [1]

а

УЗ У'Ч

£

(1>

где а — скорость распространения ударной волны давления при гидравлическом ударе; g — ускорение силы тяжести; 7 — удельный вес масла; с1—внутренний диаметр шланга; г> — толщина стенки шланга;

Ешл — модуль упругости материала стенок шланга. Ем — объемный модуль упругости масла, заполняющего гибкий шланг.

Если определить величину а экспериментально, то из формулы (1) можно найти величину Е'шл, которая может быть принята за условный модуль упругости стенок шланга, т. е. величина ЕШ1 определенная таким образом, учитывает инерцию стенок шланга при их деформации во время прохождения импульса давления со скоростью а

А

7 а- Еы

Условно принимая механические характеристики материала стенок шланга одинаковыми по всей толщине стенки и рассматривая шланг как тонкостенную трубу, можно подсчитать приведенный модуль упругости шланга, наполненного маслом, по формуле

'Пр

а 1

(3)

шл

Если в формулу (3) вместо Ешл подставить значение Ешл из выражения (2), то полученное значение Епр может быть принято за условный приведенный модуль упругости шлангов, наполненных маслом

р__

g

а£.

Величина а определялась по формуле

21

а

(4)

(5)

где I—длина исследуемого шланга;

I — время прохождения волны давления до конца шланга и обратно. Время определялось по осциллограмме. Образец осциллограммы показан на рис. 3.

0,002сек.

А Л А А Л Л А А А А

Рис. 3. Осциллограмма гидравлического удара в шланге.

Результаты исследований жесткости гибких шлангов представлены на рис. 4. Кривая 3 дает зависимость приведенного динамического моду-

Рис. 4. Зависимость статического и условного приведенных модулей упругости стенок шланга и шланга с маслом от давления.

Рис. 5. Экспериментальная зависимость объемного модуля упругости масла £м от давления.

ля упругости Еир шланга с маслом от давления и построена по формуле (5) с учетом значений а, полученных экспериментально.

Для сравнения на рис. 4 показана зависимость приведенного статического модуля упругости £Пр шланга с маслом от давления (кривая/), полученная авторами экспериментально статическим нагружением по методике, описанной В. А. Легценко [4].

Как видно из рис. 4, характер зависимостей Е„р = f{p) и Епр = — /' (Р) одинаков, но значения Епр на 60^-80% больше £"„р. Наибольшего значения разница достигает при небольших давлениях.

Из выражения (3) получаем

й

Ешя = 1 8 1 . (6)

■^пр м

По формуле (6) были подсчитаны значения статического Ешл и условного Ешл модулей упругости для разных давлений (соответственно кривые 2 и 4 на рис. 4). Так как значение объемного модуля упругости масла Еи в значительной степени зависит от давления, то при расчетах по формуле (6) учитывалось значение ЕМ1 соответствующее давлению, для которого определялись Ешл или Ешл. Зависимость Ем=/(р) была получена авторами по апробированной методике [4] и показана на рис. 5.

На рис. 6 приведены осциллограммы переходных процессов при наличии гибких шлангов (рис. 6 а) и без них (рис. 6 6). Из сравнения этих осциллограмм можно сделать вывод, что при наличии шланга значительно удлиняется «восходящий» участок кривой переходного процесса. Так как форма и протяженность «нисходящего» участка не зависят от наличия шлангов, то время переходного процесса в системе с шлангами увеличивается, т. е. увеличивается инерционность всей насосной станции.

Для выявления влияния фильтра на динамику насосной станции были проведены две серии опытов: с фильтром, включенным по обычной схеме (позиция 4 на рис. 1), и с фильтром, включенным п!о схеме, показанной на позиции 4 а рис. 1. В первом случае фильтр располагался между переливным клапаном 2 и ЗУ. Во втором случае фильтр находился на глухом ответвлении, и его включение предусматривало сохранение неизменным общего объема полостей, заполненных маслом под давлением.

На рис. 6 приведены осциллограммы переходных процессов системы с фильтром в главной магистрали (рис. 6 в) и с фильтром на ответвлении (рис. 6г). Сравнивая осциллограммы, можно сделать вывод о том, что включение фильтра в главную магистраль ведет к сокращению «восходящей» ветви кривой, что значительно уменьшает время переходного процесса.

Решающее значение для характера (переходного процесса в системе насосной станции имеет динамическая характеристика предохранительно-переливного клапана.

На рис. бау6б, бвябг приведены осциллограммы переходного процесса в системе насосной станции, включающей переливной клапан Г52-12.

На рис. 6д и бе показаны аналогичные осциллограммы, но при включении в систему напорного золотника Г54-12 вместо клапана Г52-12.

На осциллограммах видно, что у системы, включающей золотник Г54-12, время и характер переходного процесса значительно отличаются от параметров переходного процесса системы с золотником Г52-12.

0.002

0,002

9

CM

3

0.002

fl.flfll

0,00 г

0,002

Рис. 6. Осциллограммы переходных процессов в системе насосной станции: а) безгибкого шланга, с клапаном Г52-12 и фильтром; б) с гибким шлангом 10Х22Х 2150, с клапаном Г52-12 и фильтром; в) с фильтром в главной магистрали, гибким шлангом и клапаном Г52-12; г) без фильтра в главной магистрали, с гибким шлангом и клапаном Г52-12; д) с напорным золотником Г54-12, с шлангом, с фильтром; е) с напорным золотником Г54-12, без шланга, с фильтром.

Опыты были проведены три различных давлениях в системе и различных абсолютных значениях ступенчатого входного воздействия.

На основании проведенных исследований можно сделать следующие-выводы:

1. На переходный процесс существенно влияет жесткость трубопроводов, соединяющих насосную станцию с гидросистемой. Гибкие шланги' имеют низкую жесткость, но при быстропротекающих, динамических процессах жесткость гибких шлангов повышается на 60^80%. При: анализе динамики гидросистем необходимо учитывать условную-жесткость шлангов с маслом в зависимости от скорости изменения дав-

йр

ления в системе—— .

<И

2. Наличие фильтра в магистрали между переливным клапаном: и гидросистемой станка уменьшает время переходного процесса в системе насосной станции.

3. Решающее влияние на характер переходного процесса оказывает переливной клапан. Клапаны типа Г54 обладают большим быстродействием. В то же время система с клапаном Г52 более устойчива.

4. Минимальное время переходного процесса получено в системе без гибких шлангов с фильтром и клапаном Г54.

Наибольшее время переходного процесса — в системе с гибкими шлангами, клапаном Г52 и без фильтра в главной магистрали.

Таким образом, характеристики и сочетания элементов насосной станции существенным образом влияют на динамику как самой станции, так и гидросистемы, которую питает насосная станция.

При динамических расчетах различных гидросистем необходимо учитывать реальные динамические характеристики насосных станций,, питающих эти системы.

ЛИТЕРАТУРА

1. Жуковский Н. Е. О гидравлическом ударе в водопроводных трубах. М.—Л.,. ГИТЛ, 1949.

2. Б е р ж е р о н Л. От гидравлического удара в трубах до разряда в электрической сети. Гостехиздат, Москва, 1962.

3. X а й мовичЕ. М. Гидроприводы и гидроавтоматика станков. М., Машгиз, 1959.-

4. Лещенко В. А. Гидравлические следящие приводы для автоматизации станков. М., Машгиз, 1962.