CC BY
45
Машиностроение U компьютерные технологии
Сетевое научное издание
http://www.technomagelpub.ru ISSN 2587-9278
Ссылка на статью:
// Машиностроение и компьютерные технологии. 2019. № 02. С. 13-33.
Б01: 10.24108/0219.0001455
Представлена в редакцию: 04.01.2019
© НП «НЭИКОН»
УДК 621.865.8...681.587.3
Анализ эффективности дроссельного регулирования скорости в объемных гидроприводах
Пильгунов В.Н.1'", Ефремова К.Д.1 ^р4Шуапа«ци
1МГТУ им. Н.Э. Баумана, Москва, Россия
В предлагаемой статье достаточно подробно рассмотрены различные способы дроссельного регулирования скорости движения выходного звена двигателя объемного гидравлического привода. Приведена методика анализа динамики и кинематики гидравлического привода при последовательном (первичном и вторичном) и параллельном включении дросселирующего устройства на прямом и обратном ходе поршня исполнительного гидравлического цилиндра.
На основе полученных математических зависимостей проведена качественная оценка различных способов дроссельного регулирования. В результате численного анализа работы гидравлического привода с конкретным типоразмером дифференциального цилиндра, получены нагрузочные характеристики гидравлического привода, то есть зависимость скорости движения поршня гидравлического цилиндра и развиваемой им мощности от величины преодолеваемой нагрузки.
В результате анализа эффективности различных способов дроссельного регулирования получены значения суммарного КПД регулирующей и исполнительной подсистем гидравлического привода. Предложена методика оценки качества и эффективности различных способов дроссельного регулирования на этапе проектирования объемного гидравлического привода.
Ключевые слова: дроссельное регулирование скорости, последовательное включение дросселя, регулирование «перепуском», эффективность дроссельного регулирования
Введение
В объемном гидроприводе существуют два способа регулирования скорости движения выходного звена исполнительного гидродвигателя - объемное (машинное) и дроссельное [1, 2]. В сравнении с объемным регулированием при дроссельном регулировании хуже регулировочные характеристики (зависимость скорости движения выходного звена исполнительного гидродвигателя от нагрузки), ниже КПД и больше энергетические потери [3, 4]. Некоторому повышению эффективности дроссельного регулирования способствует рекуперации энергии [5]. В то же время, в конструктивном исполнении, ввиду отсут-
ствия дорогостоящих регулируемых насосов, гидропривод с дроссельным регулированием дешевле и может быть использован в многоканальном гидроприводе с централизованной питающей установкой.
Регулируемый дроссель как устройство управления объемным расходом рабочей жидкости, в силу особенностей своей расходно-перепадной характеристики, не может обеспечить независимость скорости движения выходного звена исполнительного гидродвигателя от преодолеваемой нагрузки [6].
В зависимости от месторасположения дросселя различают схемы гидропривода первичного регулирования (дроссель установлен в напорной линии, первой по счету от питающей установки), вторичного регулирования (дроссель установлен в сливной линии, второй по счету от питающей установки) и регулирования перепуском рабочей жидкости (дроссель установлен параллельно исполнительному гидродвигателю в его байпасе) [7.. .10]
Схема вторичного регулирования, создающая подпор на сливе исполнительного гидродвигателя, предпочтительнее в силу того, что она обеспечивает повышенное давление в обеих полостях исполнительного гидродвигателя и, соответственно, отсутствие в рабочей жидкости пузырьков нерастворенного воздуха. Выделяемое в дросселе тепло отводится непосредственно в сливной бак, а подпор на сливе снижает опасность последствий аварийной ситуации в случае несанкционированного изменения знака преодолеваемой нагрузки. В работе [11] показано, что суммарный КПД гидропривода, с учетом гидравлических потерь в переливном клапане питающей установки, при первичном и вторичном регулирования одинаков.
Целью предлагаемой статьи является количественная оценка эффективности упомянутых выше способов дроссельного регулирования и разработка методических рекомендаций по прогнозированию нагрузочных характеристик исполнительного двигателя объемного гидравлического привода на этапе его проектирования.
1. Физические принципы регулирования скорости движения выходного звена исполнительного гидравлического двигателя
С целью управления скоростью движения выходного звена исполнительного гидравлического двигателя (гидроцилиндра или гидромотора) дросселирующее устройство, состоящее из регулируемого дросселя и обратного клапана, может быть установлено последовательно или параллельно (рис. 1 и 2). Рассмотрим регулирование скорости движения выходного звена исполнительного гидравлического двигателя на примере регулирования скорости движения поршня гидроцилиндра (далее ГЦ) (рис.1).
При первичном регулировании скорости движения поршня ГЦ дроссель устанавливается в напорную линию перед ГЦ (рис. 1а). При вторичном регулировании - дроссель устанавливается в сливную линию Т за ГЦ (рис.1б).
а) б)
Рис. 1. Схемы последовательной установки дросселирующего устройства а) при первичном регулировании;
б) при вторичном регулировании
При параллельном (байпасном) включении дросселя, регулирование скорости движения поршня ГЦ обеспечивается перепуском рабочей жидкости в бак (рис.2).
Рис. 2. Схема параллельной установки дросселирующего устройства
2. Динамика и кинематика процессов дроссельного регулирования
скорости движения поршня ГЦ
При первичном и вторичном регулировании скорости движения поршня ГЦ питающая установка рассматривается как источник постоянного давления р = ту.
2.1. Первичное регулирование скорости движения поршня ГЦ 2.1.1. Прямой ход поршня ГЦ
Уравнение динамики выходного звена исполнительного гидроцилиндра имеет вид:
pA An - pb Am - Rnx - F-рр = 0, (1)
где pA и pB - давление жидкости соответственно в поршневой и штоковой полостях ГЦ; An и Аш, соответственно, рабочие площади поршневой и штоковой полостей гидроцилиндра; Rm — преодолеваемая нагрузка на прямом ходе поршня; F-гр — суммарная сила трения в уплотнительных элементах.
Вводя понятие дифференциальность поршня D = Aп/Aш >1, и учитывая суммарную силу трения как 5 % преодолеваемой нагрузки, выразим из уравнения динамики (1) величину давления в поршневой полости ГЦ
pA = 1, 05 Rпx/Aп + Pb /D . (2)
Без учета гидравлических потерь давления в магистралях, скорость движения поршня Vm = QaM^ определяется расходом в подводящей линии
Qa = дАа [2 (p - pa)/p] 0,5 = Za (p - pa) °'5, где д- коэффициент расхода дросселирующего устройства; AA — площадь проходного сечения дросселя в линии А; p— плотность рабочей жидкости; ZA = ^AA(2/p)0,5 — проводимость дросселя, установленного в линии А (рис.2); p — давление источника питания.
Для турбулентного дросселя с запорно-регулирующим элементом типа «кромка на кромку» коэффициент расхода можно принять равным 0,61.
Зависимость скорости движения выходного звена гидроцилиндра Vm от величины преодолеваемой нагрузки R^ (нагрузочная характеристика) с учетом (2) определяется уравнением:
Vпx = Za [(p - 1,05Япх /Ап - pb /D) 0,5]/Ап (3).
Присутствие в уравнении (3) величины преодолеваемой нагрузки R^ свидетельствует о ее влиянии на скорость прямого движения поршня.
2.1.2. Обратный ход поршня ГЦ
Уравнение динамики выходного звена исполнительного гидроцилиндра имеет вид:
Pb Аш - Pa Ап - Яох - Fтр = 0, (4)
откуда
pB = 1,05 Яох D/Ап + Pa D , (5)
где Rc« — преодолеваемая нагрузка на обратном ходе.
Скорость движения поршня V^ = QBM^ определяется расходом QB в подводящей линии
Qb = Zb (p - pb) 0,5,
где ZB = дАв (2/p) 0,5 - проводимость дросселя, установленного в линию B (рис.2); AB -площадь проходного сечения дросселя, установленного в линии B.
С учетом равенства (5), нагрузочная характеристика ГЦ принимает вид:
Уох = 2в Б [(р - 1, 05 ЯоХ Б/Лп - РА Б) 0,5] /Ап . (6)
Присутствие в уравнении (6) величины преодолеваемой нагрузки Яох свидетельствует о ее влиянии на скорость обратного движения поршня.
2.2. Вторичное регулирование скорости поршня ГЦ 2.2.1. Прямой ход поршня ГЦ
Динамика выходного звена исполнительного гидроцилиндра соответствует уравнению (1), а давление в штоковой полости гидроцилиндра определяется равенством (рис.2)
Рв = РА б - 1,05 Япх Б/Ап. (7)
Скорость движения поршня Упх = 0в/Лш определяется расходом Qв в отводящей линии Т.
Qв = дАв [2(рв - 1, 05 Япх Б/Лп )/р] 0,5 = 2в (рв - Рл) ^
или, с учетом равенства (7)
Упх = 2в Б [(РА Б - 1, 05 Япх Б/Ап - Ра) 0,5]/Ап . (8)
2.2.2. Обратный ход поршня ГЦ
Условие равновесия поршня в покое или равномерном прямолинейном движении соответствует уравнению (4), а давление в поршневой полости гидроцилиндра определяется равенством:
Рл = Рв /Б - 1,05 Яох /Ап. (9)
Как и на прямом ходе поршня ГЦ, скорость обратного движения поршня Уох = QА/Aп определяется расходом QА в отводящей линии А
QА = даа [2(ра - Рв)/р] 0,5 = 2а(ра - Рв )0,5 , или, с учетом равенства (9),
Уох = 2л [(рв /Б - 1,05Яох /Ап - Рв) 0,5]/Лп . (10)
2.3. Регулирование перепуском рабочей жидкости
Регулирование перепуском рабочей жидкости осуществляется посредством параллельного включения дросселя в линию байпаса ГЦ, а питающая установка рассматривается как источник постоянной подачи Qн = ту. с предохранительным клапаном, настроенным на максимальную величину давления р тах.
2.3.1. Прямой ход поршня ГЦ
Динамика выходного звена исполнительного гидроцилиндра соответствует уравнению (1), а давление в поршневой полости определяется равенством (2). В соответствии уравнением неразрывности Qн = QЛ + Qдр, где Qдр = 2Л (рл- рв) 0,5 или, после подстановки значения рА (2), получим
Одр = Za [1,05Rnx /Ап - PB (D - 1)/D] 0,5
В этом случае скорость прямого хода поршня Vnx гидроцилиндра равна
Vnx = Qh/Ап - Za [1, 05 Rnx /Ап - рв (D - 1)/D] 0,5/Ап . (11)
2.3.2. Обратный ход поршня ГЦ
Динамика выходного звена исполнительного гидроцилиндра соответствует уравнению (4), а давление в штоковой полости гидроцилиндра определяется равенством (5). Расход через дроссель байпаса Одр определяется выражением
Одр = Zb (рв - Ра)0,5 = Zb[ 1,05Rcx D/Ап + Pa (D - 1)] 0'5.
Скорость обратного движения поршня ГЦ соответствует уравнению
Vоx = Он D/Ап - Zb D/Ап [1,05Rcx D/Ап + Pa (D - 1)] °'5. (12)
3. Анализ качества регулирования скорости движения выходного звена
исполнительного гидроцилиндра
Численный анализ эффективности дроссельного регулирования скорости движения выгодного звена исполнительного гидроцилиндра выполнен на примере гидроцилиндров двук типоразмеров ГЦ 32/16 -200 и ГЦ 32/22 - 200, где 32 - диаметр поршней, мм; 16 и 22 - диаметр штоков, мм; 200-полная длина xода поршней ГЦ, мм.
3.1. Первичное регулирование скорости движения поршня ГЦ 3.1.1. Прямой ход поршня ГЦ
Из условий повышения ресурса работы уплотнений, ограничим максимальную скорость движения поршня значением Vnx max = 0,5 м/с. При движении поршня без нагрузки Rm = 0, в соответствии с уравнением (3), Vm max = ZA max [(p - pB /D) 0'5]/Ап, максимальная проводимость дросселя будет определяться выражением
Za max = Vпx max Ап / [(p - рв/D) 0,5
Принимая номинальное давление источника питания равным р = 10 МПа, давление в сливной линии рв= 0,5 МПа и с учетом геометрии гидроцилиндра ГЦ 32/16 - 200 Ап = 803.8 х 10-6, м2, D = 1, 33, получим ZA max = 0, 13 х 10-6. Наибольшая величина преодолеваемого усилия при Vnx = 0, в соответствии с равенством (2), составляет R^ max = 7367 Н.
На рис. 3а представлены графики зависимостей (3), рассчитанные для треx различные значений проводимости дросселя: ZA max = 0,13 х10-6; ZA = 0,7 ZAmax= 0,091 х 10-6, ZA= 0,4Za max= 0,052х10-6.
Исследуем влияние дифференциальности гидроцилиндра на нагрузочную xаракте-ристику исполнительного двигателя на примере гидравлического цилиндра ГЦ 32/22 - 200 (D = 1,895).
0.« <М
а
Л.!
и I
7. — г ^ йдицо"й 1 — 2Л= 0,001 ___гА
1
X V
N \
с к«» ях» 4Аио мю мк» -«с мю
а) У пх = У пх (Япх);
б) Н» = ^ (Япх)
Рис. 3. Нагрузочные характеристики прямого хода поршня ГЦ при первичном регулировании скорости его
движения
Максимальные проводимости дросселей 2Л тах = 0, 13x10 6 равны в гидроприводах с разными типоразмерами гидроцилиндров: ГЦ 32/16 - 200 и ГЦ 32/22- 200, следовательно, их нагрузочные характеристики при разных Б совпадают (рис. 3 а).
Зависимости мощности прямого хода поршня ГЦ от преодолеваемой нагрузки Кпх = Упхх Япх для трех значений проводимости дросселя представлены на рис. 3б.
Из графиков рис.Зб следует, что на прямом ходе поршня ГЦ при первичном регулировании скорости движения, поршень развивает наибольшую мощность при значениях преодолеваемой нагрузки Япх = 0,7 Япх тах.
3.1.2. Обратный ход поршня ГЦ
Принимая, как и прежде, ограничение скорости обратного хода Уох тах = 0,5 м/с, в соответствии с равенством (6) при Яох = 0, определяем ограничение на максимальное зна-
чение проводимости дросселя ZB max = Vox max An/D [(p- pA D) 0'5 = 0, 10 x10 6. В соответствии с равенством (5), наибольшая величина преодолеваемого усилия Яох max при V^ = 0 составляет Кох max = PB An / 1, 05 D - PA An /1, 05 = 5373 Н.
На рис. 4а представлены графики зависимостей (6) для трех различных значений проводимости дросселя: ZAmax= 0, 10x 10-6; ZA = 0,7 ZAmax = 0,07x 10-6; ZA = 0,4 ZA max = 0,04 x 10-6 (семейство кривых ГЦ 32/16- 200) и для гидроцилиндра ГЦ 32/22 - 200 с диф-ференциальностью D = 1,895.
Зависимость мощности обратного хода Кох поршня ГЦ от преодолеваемой нагрузки R^ определяется как Кох = V^x Яох. Эта зависимость для трех значений проводимости дросселя представлена на рис. 4б (семейство кривых для гидроцилиндров 32/16 и 32/22).
Из графиков на рис. 4б следует, что на обратном ходе поршня ГЦ при первичном регулировании поршень развивает наибольшую мощность при значении преодолеваемой нагрузки Кох = 0,7Кох max (для ГЦ 32/16 - 200) и 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;
/
И*
£ J
А 32.22
1яоо 2000 зсоа 4осо ?ооо сооо
б) ^ = ^х (Иох)
Рис. 4. Нагрузочные характеристики ГЦ обратного хода поршня ГЦ при первичном регулировании скорости
движения
3.2. Вторичное регулирование скорости движения поршня ГЦ 3.2.1. Прямой ход поршня ГЦ
Наибольшая проводимость дросселя при Vnx max = 0,5 м/с в соответствии с равенством (8) равна Zb max = Vnx max Ап/D (рд D - рв )0'5, и при D = 1,33, Pa = 10 МПа, рв = 0,5 МПа составляет Zb max = 0,085 х 10 .
В соответствии с равенством (7), наибольшее преодолеваемое усилие при Vnx = 0 составляет Япх max = 7367 Н (как и при первичном регулировании).
Нагрузочные характеристики для трех значений проводимости дросселя: 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, представлены на графиках рис. 5а соответствуют нагрузочным характеристикам при первичном регулировании скорости движения 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 (Иох)
Рис. 5. Зависимости Упх = Упх(Япх) и Уох = Уох (Яох) при вторичном регулировании скорости движения
поршня ГЦ
В соответствии с уравнением (10), для D = 1,33 наибольшая допустимая проводимость дросселя, из условия V^ max = 0,5 м/с, ZA max = V^ max An/ (p /D - pB)0'5 = 0,15 x 10-6.
Наибольшее преодолеваемое усилие при V^ = 0 составляет RoX max = 5373 Н (как и при первичном регулировании).
Нагрузочные характеристики для значений проводимостей дросселя 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 представлены на графиках рис. 5б
Сравнительный анализ кривых рис. 4б и рис. 5б показывает, что при выбранных равных ограничениях на наибольшую скорость движения поршня V^ max = 0,5 м/с, определяющих различные значения проводимости дросселя ZB1, ZB2 и ZB3, нагрузочные характеристики V^ = Voх (Rx) при первичном и вторичном регулировании совпадают.
Частные выводы по разделам 3.1 и 3.2
1. Существенное влияние преодолеваемой нагрузки на скорость выходного звена исполнительного гидроцилиндра проявляется при значениях нагрузки, превышающих значения R > 0,7R max.
2. Наибольшую мощность исполнительный гидравлический двигатель развивает при значении преодолеваемой нагрузки составляющей 70 % ее максимального значения.
3. При равном ограничении, наложенном на максимальную скорость движения выходного звена исполнительного гидравлического двигателя, мощность прямого хода больше мощности обратного хода.
4. Несмотря на различие в уравнениях связи между скоростью движения выходного звена и преодолеваемой нагрузкой для первичного и вторичного регулирования, при одинаковых ограничениях на максимальную скорость движения выходного звена гидроцилиндра, определяющих разные значения допустимой проводимости дросселей, нагрузочные характеристики прямого и обратного хода совпадают.
5. Существенное влияние на нагрузочные характеристики обратного хода оказывает дифференциальность поршня D.
3.3. Регулирование перепуском рабочей жидкости 3.3.1. Прямой ход поршня ГЦ
В формуле (11) присутствуют две независимые переменные Qн и ZA. При отсутствии нагрузки Rm = 0 и выбранном ограничении скорости Vm max = 0,5 м/с, подача насоса не должна превышать значение Qн max < Vm max x Aп = 24 л/мин.
Если предохранительный клапан питающей установки постоянной подачи настроен на соответствии с уравнением (2), наибольшая преодолеваемая нагрузка R пх max составит
R пх max = pa Aп /1,05 - pB Aп /1,05D = 7367 Н.
В этом случае, вся подача питающей установки должна пройти через дроссель байпаса и его проводимость должна быть не менее 2д Шт = 0 н тах/(рд - Рв) °'5 = 0,13 х 10-6.
Нагрузочные характеристики Упх = Упх(Япх) для трех значений проводимости дросселя: = 2д т;п = 0,13 х 10-6, = 0,15 х 10-6 и 2д = 0,20 х 10-6 представлены на графиках рис.6. Зависимости мощности прямого хода ГЦ от преодолеваемой нагрузки Кпх = Упхх Япх для трех значений проводимости дросселя представлены на рис. 7.
Рис. 6. Нагрузочные характеристики Упх = Упх(Япх)
х— гА = 0?20хю
Рис. 7. Зависимость мощности прямого хода ГЦ от преодолеваемой нагрузки
В соответствии с равенством (5), максимальное значение преодолеваемой нагрузки на обратном ходе поршня ГЦ, составляет Rох = 5373 Н. Учитывая, что ранее выбранная питающая установка была с подачей Qн max = 24 л/мин, то минимальная проводимость дросселя останется прежней ZB тш = 0, 13 х 10_6, а это приведет к некоторому завышению скорости движения поршня на обратном его ходе.
Нагрузочные характеристики Vох= Vох(Rох), определяемые в соответствии с уравнением (12) для трех значений проводимости дросселя, представлены на графиках рис. 8а.
Зависимости мощности обратного хода поршня ГЦ от преодолеваемой нагрузки N0« = Vохх для трех значений проводимости дросселя представлены 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 (Иох)
Рис. 8. Нагрузочные характеристики обратного хода поршня ГЦ при регулировании перепуском рабочей
жидкости
1. Наибольшая мощность, развиваемая поршнем гидроцилиндра, смещается в область малых значений преодолеваемой нагрузки (больших скоростей).
2. Мощность, развиваемая поршнем ГЦ на прямом ходе, больше мощности, развиваемой на обратном его ходе.
3. Наблюдается существенное различие в форме кривых нагрузочных характеристик Упх = Упх(Япх) и Уох = Уох (Яох) при последовательном и параллельном включении регулируемых дросселей.
4. Эффективность дроссельного регулирования скорости движения выходного звена исполнительного гидроцилиндра
Эффективность дроссельного регулирования в объемном гидроприводе можно оценить суммарным КПД регулирующей и исполнительной подсистем гидропривода. Этот КПД представим в виде отношения механической мощности на штоке гидроцилиндра к гидравлической мощности потока рабочей жидкости, поступившей на вход регулируемого дросселя, а именно: ^ = Кмех/р 0, где Кмех — мощность прямого или обратного хода поршня ГЦ; р — давление на входе в дроссель при первичном регулировании или давление на входе в гидроцилиндр при вторичном регулировании; 0 — расход рабочей жидкости в подводящей линии.
4.1. Первичное регулирование скорости движения поршня ГЦ
Прямой ход поршня ГЦ:^ пх = Кпх /р Упх Д п. (13)
Обратный ход поршня ГЦ:^ ох = Кох /р Уох Д п /Б. (14)
4.2. Вторичное регулирование скорости движения поршня ГЦ
Прямой ход поршня ГЦ:^ пх = Кпх /рУпх Д п. (15)
Обратный ход поршня ГЦ:^ ох= Кох /рУох Д п /Б. (16)
На рис. 9 представлены зависимости КПД прямого и обратного хода поршня ГЦ от преодолеваемой нагрузки при первичном и вторичном регулировании.
Графики зависимостей (13) и (15) для всех рассмотренных ранее значений проводи-мостей дросселей представлены на рис. 9а. Анализ зависимостей показывает, что КПД прямого хода поршня ГЦ при первичном и вторичном регулировании совпадают, и линейно зависят от преодолеваемой нагрузки Япх, достигая при этом набольшего значения при Япх = 0,94Япх тах, что соответствует минимальным - ползучим скоростям движения поршня ГЦ (выходного звена исполнительного гидродвигателя).
Графики зависимостей (14) и (16) для всех рассмотренных ранее значений проводи-мостей дросселей представлены на рис. 9б. КПД обратного хода поршня ГЦ при первичном и вторичном регулировании также совпадают и тоже линейно зависят от преодолеваемой нагрузки Я х, достигая наибольшего значения при Яох = 0,91Яох тах, что также соответствует ползучим скоростям движения выходного звена исполнительного гидродвигателя.
I о U.S
0.4,
у
л
0 icloo 1000 ною 4000 fboo пво too «ооо
-Н
1,0
0,6 0,4 0,1
J
У г
/
/ г
RftV .11
0 1000 1000 3000 4000 ?Г1Г1Г1 Г.П11Е]
а) б)
Рис. 9. Зависимость КПД прямого и обратного хода поршня ГЦ от преодолеваемой нагрузки при первичном
и вторичном регулировании
4.3. Регулирование перепуском рабочей жидкости
Прямой ход поршня ГЦ:
Л пх = Nm / Nr (17)
Для оценки КПД дроссельного регулирования на прямом ходе поршня ГЦ необходимо знать:
- расход рабочей жидкости через дроссель
Qдр = Za (Pa - Pb) = Za^^R^ - Pb(D - 1)/D]0,5,
- подачу насоса
Qн = Qa + Q др = Vпх Ап + Q др,
- гидравлическую мощность потока рабочей жидкости
Nr = Pa Q^
КПД прямого хода при регулировании перепуском, определяемый равенством (17), который представлен на графиках рис. 10.
о,?
0,4
0,3
0,1
f
L \ \ \
\ \ \ \
\ Т5 ц. X.
\ \ N. \
О 1000 2000 3000 4000 5000 6000 "ООО S000
z—ZA = 0,13x10 6 I— ZA= 0,15X10 6 х— ZA =0,20 xlO-0
Rnx ,H
Рис. 10. Зависимость КПД прямого хода поршня ГЦ от преодолеваемой нагрузки при регулировании
перепуском рабочей жидкости
Л ох= Нох / N1-. (18)
Для оценки КПД дроссельного регулирования на обратном ходе поршня необходимо
знать:
- расход рабочей жидкости через дроссель
Qдр = Zв (рв - PA) = Vох Лп /D = Zв [1,05Иох D/Aп - pA(D - 1)] °'5,
- подачу насоса
Qн = Qв + Q др = Vох Лп /D + Qдр ,
- гидравлическую мощность потока рабочей жидкости
N = рв Qн.
КПД обратного хода при регулировании перепуском рабочей жидкости, определяемый равенством (18), представлен на графиках рис. 11.
Рис. 11. Зависимость КПД обратного хода поршня ГЦ от преодолеваемой нагрузки при регулировании
перепуском рабочей жидкости
Частные выводы по разделу 4
1. Суммарный КПД регулирующей и исполнительной подсистем гидропривода при последовательном включении регулируемого дросселя на прямом и обратном ходе поршня ГЦ в два раза превышает аналогичный КПД при регулировании перепуском рабочей жидкости в бак.
2. Максимум КПД при последовательном включении дросселя смещается в область больших преодолеваемых нагрузок, а при регулировании перепуском - в область малых преодолеваемых нагрузок.
Методика оценки эффективности регулирования скорости движения выходного звена исполнительного гидроцилиндра при дроссельном регулировании на этапе проектирования гидропривода
Разработанная методика оценки эффективности регулирования скорости движения выходного звена исполнительного гидродвигателя при дроссельном регулировании на этапе проектирования может быть представлена в следующем виде:
1. Для заданных наибольших значений преодолеваемой нагрузки на прямом Rпx и обратном Яох ходе поршня ГЦ и при ограничении, наложенном на номинальное давление в гидроприводе р ном, определить геометрию поршня: Лп и D.
2. Выбрать гидравлическую схему дроссельного регулирования, то есть последовательное первичное, последовательное вторичное или регулирование перепуском рабочей жидкости.
3. С учетом ресурса работы уплотнительных элементов гидроцилиндра задать ограничения скорости движения поршня Vпx шах и Vоx шах.
4. Для выбранного ограничения скоростей движения поршня ГЦ определить максимально допустимые значения проводимостей дросселей ZА шах и Zв шах (при последовательном включении дросселей) или их минимально допустимые значения ZA и Zв (при регулировании перепуском рабочей жидкости).
4. Рассчитать и представить графически нагрузочные характеристики исполнительного ГЦ: Vпx = Vпx (Япх); Vоx = Vоx (Яох); Кх = Кх (Япх); Нх = Нж (Яох).
5. Оценить эффективность работы гидропривода с дроссельным регулированием скорости и сформулировать рекомендации по выбору величины преодолеваемого гидроцилиндром усилия, обеспечивающей наибольшую мощность или КПД.
Общие выводы по результатам исследования
1. Дроссельное регулирование в объемном гидроприводе характеризуется существенным влиянием преодолеваемой нагрузки на скорость движения выходного звена исполнительного гидродвигателя.
2. Крутизна скоростной нагрузочной характеристики при последовательном включении регулируемого дросселя увеличивается с увеличением нагрузки.
3. Крутизна скоростной нагрузочной характеристики при регулировании перепуском рабочей жидкости в бак уменьшается с увеличением нагрузки.
4. Наибольшая мощность, развиваемая поршнем ГЦ на прямом и обратном его ходе при последовательном включении дросселя, смещается в область преодолеваемой нагрузки, составляющей 70 % ее максимального значения.
5. Наибольшая мощность, развиваемая поршнем ГЦ на прямом и обратном ходе при регулировании перепуском рабочей жидкости, приходится на 50 % максимального значения преодолеваемой нагрузки.
6. Наибольший суммарный КПД управляющей и исполнительной подсистем гидропривода при последовательном включении регулируемого дросселя смещен в область максимальных нагрузок и составляет 80.. .90 %.
7. Наибольший суммарный КПД управляющей и исполнительной подсистем гидропривода при регулировании перепуском рабочей жидкости смещен в область минимальных нагрузок и составляет 40.50 %.
8. При равном ограничении, наложенном на максимальную скорость движения выходного звена исполнительного гидроцилиндра, мощность прямого хода поршня превышает мощность обратного его хода.
9. Дифференциальность поршня ГЦ существенно влияет на нагрузочные характеристики исполнительного гидроцилиндра на обратном ходе поршня.
Список литературы
1. Гидравлика, гидромашины и гидропривод: учебник / Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б. Некрасов и др. 2-е изд. М.: Машиностроение, 1982. 423 с.
2. Никитин О.Ф. Гидравлика и гидропневмопривод: учеб. пособие. 2-е изд. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2012. 430 с.
3. Попов Д.Н. Механика гидро- и пневмоприводов: учебник. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2001. 320 с.
4. Гринчар Н.Г., Чалова М.Ю. Дроссельное регулирование гидропривода путевых и строительных машин: метод. указ. М.: Изд-во Моск. гос. ун-та путей сообщения МГУПС (МИИТ), 2015. 30 с.
5. Щербаков В.Ф. Рекуперационное дроссельное регулирование скорости гидроприводов СДМ // Строительные и дорожные машины. 2005. № 6. С. 25-28.
6. Гинзбург А.А., Пинчук В.В. Использование дроссельного регулирования скорости // Современные проблемы машиноведения: VI Междунар. науч.-техн. конф. (науч. чтения, посвященные П.О. Сухому) (Гомель, Беларусь, 19-20 октября 2006 г.): Тез. докл. Гомель, 2006. С. 140-141.
7. Емельянов Р.Т. Прокопьев А.П., Климов А.С. Моделирование рабочего процесса гидропривода с дроссельным регулированием // Строительные и дорожные машины. 2009. № 11. С. 15-18.
8. Антоненко В.И., Сидоренко В.С. Непрямое дроссельное регулирование в многодвигательных гидромеханических системах // Вестник Донского гос. техн. ун-та. 2010. Т. 10. № 1(44). С. 70-75.
9. Денисов В.А. Особенности дроссельного регулирования гидроприводов // Молодой ученый. 2013. № 6(53). С. 49-52.
10. Зубрилов Г.Ю., Мельников В.Г. Дроссельное регулирование скорости опускания стрелы грузоподъемного механизма // Строительные и дорожные машины. 2015. № 7. С. 32-34.
11. Пильгунов В.Н. Исследование энергетических характеристик гидропривода с дроссельным регулированием // Инженерный журнал: наука и инновации. 2013. № 4(16). С. 19. DOI: 10.18698/2308-6033-2013-4-685
Mechanical Engineering & Computer Science
Electronic journal
http://www.technomagelpub.ru 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, 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)
