Гидравлический регулятор частоты вращения вала приводимого генератора ветроэнегетической установки Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

7. Дитрих Я. Проектирование и конструирование: Системный подход: Пер. с польск. / Я.Дитрих. — М.: Мир, 1981. - 456 с.

8. Техническое описание и инструкция по эксплуатации ТО-18.00.000.ТО. - Минск: Полымя, 1976. - с. 199.

9. Лукин А.М. Оптимизация выходных параметров рабочего цикла фронтального погрузчика при системном подходе к исследованию сложных динамических процессов / А. М. Лукин / / Динамика систем, механизмов и машин. - Омск: Иэд-во ОмГТУ, 2002.-Кн. 1.

10. Лукин А. М. Исследование энергосберегающей гидросистемы погрузочного оборудования фронтального погрузчи-

ка ТО-ЗОА / А. М. Лукин, Г. И. Теремязев, А. Н. Подсвиров. -Омск, 1989. - 29 с. Деп. в ЦНИИТЭстроймаш, № 411. Реферат опубл. в библиограф, указ ВИНИТИ: Деп.научн. работы, 1989. -

№7. - С. 125.

ЛУКИН Аександр Михйлович, к.т.н., доцент кафедры теоретической механики.

Дата поступления статьи в редакцию: 16.01.06 г. © Лукин A.M.

УДК 621.82 В. В. СЫРКИН

В. В. ГАВРИЯЕНКО

Сибирская автомобильно-дорожная

академия

Омский государственный технический университет

ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РЕГУЛЯТОР ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ВАЛА ПРИВОДИМОГО ГЕНЕРАТОРА ВЕТРОЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ

В статье рассматривается возможность применения гидравлического бесступенчатого регулятора скорости для обеспечения устойчивой работы ветроэнергетической установки. Приведена математическая модель этого регулятора и результаты экспериментальных исследований.

Ветроэнергетические установки, в отличие от тепловых двигателей или гидротурбин, работают всегда при переменных внешних условиях [1], зависящих не только от мощности, но и от структуры ветрового потока. Поэтому в эксплуатационных условиях, когда непрерывно меняются как крутящий момент ветродвигателя, так и момент сил сопротивления, ветродвигатель должен быть снабжен автоматически действующим регулятором частоты вращения вала приводимого электрогенератора и обеспечения устойчивой работы в заданном режиме. В качестве такого регулятора может выступать гидравлический бесступенчатый регулятор скорости (рис. 1).

Применение гидравлического управления в бесступенчатом регуляторе скорости позволит автоматизировать процесс регулирования, повысить качество динамических процессов, его точность, а также осуществлять процесс управления регулятором дистанционно.

Исследование статических и динамических характеристик производилось экспериментально на специальном стенде.

В состав стенда входили (рис. 2): насосная станция 1, трехпозиционный гидравлический распределитель 2, обратного предохранительные клапаны оригинальной конструкции 5 и 25, гидроцилиндры 8 и 22, взаимодействующие с подвижными дисками шкивов

10 и 20 регулятора 19. Регулятор приводится в действие от электродвигателя 16 через многоручьевую клиноременную передачу 14. В состав стенда также входил вибратор 13, позволяющий создавать пульсирующую нагрузку. Стенд оборудован измерительной аппаратурой: манометры 3, 6, 24, 26 для регистрации давлений в статических режимах работы регулятора; тензометрические датчики давления 4, 7, 23, 27 для регистрации давлений в динамике; датчики перемещений 9, 21 для регистрации перемещений подвижных шкивов; индуктивные датчики 12, 18 для определения частоты вращения ведущего и ведомого валов; тензометрический динамометр 11 для определения суммарного натяжения ветвей регулятора. Сигналы всех измерительных приборов проходили через тензоусилитель и регистрировались нашлейфовом осциллографе.

Экспериментальные характеристики переходных процессов в регуляторе скорости использовались для оценки работоспособности регулятора, а также для установления адекватности результатов экспериментальных и аналитических исследований.

Основными параметрами регулятора скорости, определяемыми в эксперименте, являются: осевые силы, действующие со стороны ремня на диски шкивов; силы трения в гидроцилиндрах и направляющих подвижных дисков; суммарное натяжение ветвей ремня в зависимости от скорости изменения

т

и

/1

ад

Рис. 1. Схема ветроэнергетической установки: 1 - ветро-колесо; 2 — верхняя опора; 3 - цепная или клиноременная передача; 4 - кардан; 5 - мультипликатор; 6 - гидравлический регулятор скорости; 7 - генератор

передаточного отношения; перерегулирование по давлению обратного предохранительного клапана; давление настройки обратного предохранительного клапана; тяговая способность передачи.

Для обеспечения стабильных режимов работы регулятора скорости все ремни, используемые в испытаниях, подвергались предварительной обкатке в течение 40 часов каждый, при этом суммарное натяжение ветвей ремня составляло 2500 Н при передаваемой мощности 15 кВт.

Осевые силы, создаваемые нажимными устройствами, определяются по формуле:

Я,, = -

2{.

ф (р.2-рц)«п|

СОв--!-----

§ + Р,

(1)

где Р, 2 — натяжение ведущей и ведомой ветвей ремня; Р, — окружное усили е; ^ — коэффициент трения

ремня о шкивы;

Р. = к-

V2

- натяжение ремня от

Для определения влияния нагрузки на суммарное натяжение ремня, запишем уравнение (1) относительно Я,.,:

2Р = К + Р,

I Ф

сох

Ф

Р..-Р -

'.•об--Г.. чт^

Р. - Г-------

2Г

«„7

+ 2Р.

(2)

Угу ы сцепления определим из следующих формул [3]:

ап] - а, - ас1 = а, ■

1п 1П

1п т

а„, = а, -а„, - 2л-а,---

1\ '

(3)

(4)

]'де Г,*2 - приведенные коэффициенты трения, которые определяются по зависимостям:

81П — 7

г:

Г - соя 0"

Ф -о ф

51П ■-+ Г БтО СОБ — 2 4 2

(5)

(6)

где т:

2Р„

По формулам (1) — (3) были определены осевые силы и суммарное натяжение ветвей ремня: при

М......= 142Н м и Мтк = 188Н м . Соответствующие

осевые силы и суммарное натяжение ветвей ремня

составили: Рх1ии = ЗЗООН ; ......= 2100Н ; 2^,,, = 3800Н ;

2Рх2ю=2080Н: 2^=34504.

Полученные результаты позволяют сделать вывод о том, что осевые силы при изменении нагрузки изменяются следующим образом: на ведущем шкиве увеличиваются на 14%, на ведомом — умень-

центробежной силы; ап1; — утлы сцепления ведущего и ведомого шкивов; Ф — угол канавки шкива; рх — угол трения; V — окружная скорость; к — масса одного метра ремня; q — ускорение земного притяжения.

По техническим условиям для обеспечения необходимой тяговой способности и оптимального ресурса регулятора скорости суммарное натяжение ветвей ремня должно составлять 3000...4000 Н.

Другие параметры экспериментального образца регулятора имеют следующие значения: Р„, , = 1750Н ; Гх = 0,35;ал1, =3рад;ф = 26";р, = ага§0.35;к = 1.36кг/м; Ур = 25м/с.

Известно, что осеьая сила изменяется в зависимости от нагрузки (на ведущем валу возрастает, а на ведомом — уменьшается), т.е. изменяется и суммарное натяжение ветвей ремня.

3

й

..-б «а

1 . т:. ^ ■ у |

И

11У

■1 Щ]

Рис. 2. Гидромеханическая схема управления бесступенчатым регулятором скорости

шаются не более, чем на 1%, суммарное натяжение при этом увеличивается на 1,5%. Таким образом, для создания усилия нажатия на подвижные диски целесообразно использовать гидравлические цилиндры, которые соответствуют жесткой пружине с малым рабочим ходом. Так, например, уменьшением осевой силы Ря шток гидроцилиндра сместится в направлении увеличения объема рабочей полости, что приведет к падению давления в ней (уменьшается усилие нажатия); при увеличении осевой силы — к увеличению давления в полости гидроцилиндра (увеличивается усилие нажатия).

Для осуществления процесса регулирования скорости необходимо с помощью гидроцилиндра создать усилие нажатия, превышающее усилие регулирования, которое определяется по следующим зависимостям:

Рр = + Рс2;

Р.. = + + ^тр.Н!

Р = Р + Р

с 2 х2 т Ггъ

+ ^тр.и2 + ^тр.Н2 (

(7)

(8) (9)

где Рс1, Р[2 - усилия сопротивления перемещению активного и пассивного гидр о цилиндр о в соответственно; Р„.ц|.2, Рф Ш.г - силы трения в гидроцилиндрах и направляющих подвижных дисков шкивов соответственно; Ргц - сила сопротивления (противодавление) в пассивном гидроцилиндре.

Силатрения в гидроцилиндре:

Ртри = 71 Л-'™-(р. + РИЦ. (Ю)

где Д — диаметр уплотнительной поверхности; 1„ — ширина контакта рабочей части уплотнения; р6 — контактное давление от предварительной деформации уплотнения; р — давление в гидросистеме;^ - коэффициент трения.

Сила трения в направляющих подвижного диска:

( 2М„

Р = {

'тр.Н 'Н

- + Я, + Я,

(11)

где Мкр - момент на валу передачи; с1и — диаметр ступицы подвижного диска; Я,, — реакции на кромках ступицы; Гн — коэффициент трения в направляющих.

Численные значения параметров экспериментального регулятора скорости следующие: Ртр.ц = 500Н ; Р^н = 600Н ; Ир =5500 Н; Д = 0,063 м; 1„ = 0,01м; рс = 0,1МПа; ^ = 0,08; р = 2,0МПа;МК1) = = 150Н-м; Гн = 0,15; (1Ц = 0,08 м.

Таким образом, для создания необходимого усилия регулирования (Рр>5500 Н) в активном гидроцилиндре необходимо создать давление р>3,8 МПа, что соответствует стандартным значениям давления насосных станций (рм = 6,3 МПа).

На рис. 3 представлена осциллограмма переходного процесса регулирования скорости технологического устройства с бесступенчатым регулятором скорости. На осциллограмме обозначено: х,, х2 — координаты перемещения штоков активного и пассивного гидроцилиндров, связанных с соответствующими дисками шкивов; рн, р , р2 — давление в напорной магистрали, в полостях активного и пассивного гидроцилиндров, сливной магистрали соответственно; 2¥ — суммарное натяжение ветвей ремня; п,,п.2 — частота вращения ведущего и ведомого шкивов соответственно.

При подаче жидкости в напорную магистраль давление р(1 в ней почти мгновенно (в связи с небольшим ее объемом) повышается до величины на-

стройки предохранительного клапана (рм = 6,3 МПа) насосной станции. При этом возникает перепад давления на дросселе в активном гидроцилиндре, и поступающая жидкость повышает давление р, до уровня усилия, необходимого для преодоления сил сопротивления Рс1. При этом шток активного гидроцилиндра вместе с подвижным диском шкива перемещается (координатах,), ремень переходит на большой диаметр, суммарное натяжение ветвей ремня увеличивается до величины, необходимой для создания осевого усилия Рх2 на ведомом шкиве, способного преодолеть силу сопротивления Р^, которая определяется в том числе настройкой обратного предохранительного клапана. Таким образом, давление р, в полости активного гидроцилиндра повышается до начала движения штока пассивного гидроцилиндра и остается далее постоянным.

Движение штока пассивного гидроцилиндра (координата х2) с подвижным диском шкива происходит с запаздыванием относительно х, штока активного гидроцилиндра. Это запаздывание зависит от сил трения, упругих характеристик приводного ремня, рабочих характеристик обратного предохранительного клапана (перерегулирование рн по давлению) и отрицательно сказывается на качестве процесса регулирования, поэтому перечисленные параметры необходимо оптимизировать.

В результате сравнения значений усилий регулирования Р , полученных экспериментально и расчетом, установлено, что соответствующие значения давлений отличаются в среднем на0,4...0,5 МПа.

Для определения работоспособности регулятора скорости строились диаграммы с учетом перемещений х, и х2, давлений Р; и р2 в полостях активного и пассивного гидроцилиндров, суммарного натяжения 2Р ветвей ремня передачи в зависимости от передаточного отношения.

Влияние скорости изменения передаточного отношения на силовые характеристики передачи определялись в серии экспериментов с различной проводимостью дросселя, через который поток жидкости от насосной станции поступает в гидросистему. Анализ показал, что увеличение проводимости дросселя (увеличение скорости регулирования) приводит к увеличению нагрузок в регуляторе (рис. 4).

Определение влияния сил трения в направляющих подвижных дисках определялось наличием в них смазки, которая влияла на величину силы трения и скорость процесса регулирования.

Рис. 3. Осциллограмма изменения параметров регулятора в переходном режиме

Анализ результатов экспериментальных исследований показал, что использование эластичных запорных элементов в конструкции предохранительного клапана расширяет эксплуатационные возможности ступенчатого регулятора скорости, динамическая устойчивость используемых клапанов зависит от начального давления в гидросистеме, а использование гидравлического управления в регуляторе в целом повышает его эксплуатационные показатели.

Динамические процессы в системе гидроавтоматики дистанционного управления описываются дифференциальными уравнениями, составленными при следующих допущениях: длины трубопроводов малы, вследствие чего не учитываются гидравлические потери и волновые процессы; температура рабочей жидкости, коэффициенты расхода через дроссельный и клапанный элементы, коэффициент трения ремня о шкивы, дуги обхвата, а также момент на ведущем валу принимались постоянными; утечки в гидроцилиндрах не учитывались; податливости полостей, а также сжимаемость рабочей жидкости учитывались как усредненные величины для рассматриваемого диапазона изменения давления; принималось, что пульсация подачи насоса фильтруется податливостью напорной магистрали; проскальзывание ремня относительно шкива отсутствует.

Тогда:

Рн'сн'Рн =В4р(Рн_Р|)+кн^н' ;

сИ

ВЛ0(РН-Р,) = ^— + •

ИРн 1 с!1 ' 1 Л '

сИ ш

а2х,

<и2

т, ~Г = ^ Р, -Р,

сЦ

——-соб— —+с • дь- и )-с • дь; 2Г 2 цЛ " 2Х&! 2

(12)

(13)

(14)

(15)

ш,

с! х2 ' Л2

2 о, V 2tg

+ Сс-ДЬ-^-р2-Р:

1? ■ • •вХ, -Ь . -ЭШП —- ■

(16)

ш си 01

(1(0,

Л

<1Е с,

(И

"Р

Я,

К.П +Кч Х1 - к, -х:

■ 0)

(18)

(19)

/ \

\ Р / 2Р =

У 1 /

; К XI -- --

Х2 _____, \

Х( ^ / » ---

1.06 1.?.

1.Л4 1,40 1.62 1.74 1.62 1.46 134 1.2

1/;--

Рис. 4. Влияние скорости изменения передаточного отношения на силовые характеристики передачи

гидроцилиндров и в сливной магистрали соответственно; х.2, Ь - координаты поршней активного, пассивного гидроцилиндров с соответствующими подвижными дисками и затвора обратно-предохранительного клапана соответственно; Он — теоретическая подача насоса; стн - коэффициент утечек

насосной станции;

дросселя;

проводимость

постоянная рабочего окна

Система дифференциальных уравнений состоит из уравнений неразрывности потока жидкости, составленных для магистрали нагнетания (12), полостей активного (13) и пассивного (14) гидроцилиндров; уравнений равновесия сил, действующих на поршни активного (15), пассивного (16) гидроцилиндров и затвор обратно-предохранительного клапана (17); уравнения моментов (18), приложенных к ведомому валу; уравнения кинематической связи (19) угловых скоростей ведущего и ведомого валов [2].

В уравнениях (12) - (19) использованы следующие обозначения: рн, р,, р2, ря - давление в напорной магистрали, в полостях активного, пассивного

обратно-предохранительного клапана; Р - плотность рабочей жидкости; Ццр, цкл - коэффициенты расхода рабочих окон дросселя и клапана; I — площадь рабочего окна дросселя; {()к — площадь рабочего окна обратно-предохранительного клапана; Шн, ХЛ/,, \Л'.г — объемы полостей напорной магистрали, активного и пассивного гидроцилиндров, соответственно; ки, к,, к.2 — коэффициенты податливости полостей Х/У,, \ЛЛ2 с учетом сжимаемости жидкости соответственно; , — площади поршней активного и пассивного гидроцилиндров; Г, — площадь торцовой поверхности затвора обратно-предохранительного клапана; ш,, т., — приведенные массы подвижных элементов активного и пассивного гидр о цилиндр о в и масса затвора обратно-предохранительного клапана соответственно; Р, — окружное усилие; Р,, Р2 — натяжение ведущей и ведомой ветвей ремня; Ятр,, Ртр.2, Ртр , — приведенные силы трения, препятствующие перемещению поршней активного и пасивного гидроцилиндров с соответствующими подвижными дисками шкивов и затвора обратно-предохранительного клапана соответственно; Ср, С,. — жесткость ремня при растяжении и сжатии; дь, ДЬ - деформация ремня при растяжении и сжатии; С — крутильная жесткость ведомого вала; С — жесткость пружины обратно-предохранительного клапана; Ь„ — предварительное сжатие пружины обратно-предохранительного клапана; р: , , р7 - коэффициенты демпфирования поршней активного и пассивного гидроцилиндров и затвора обратно-предохранительного клапана соответственно; Р4 - коэффициент демпфирования приводного ремня; ап - угол зацепления; Ф - угол канавки шкивов; ^ — коэффициент трения приводного ремня о шкивы; ювщ , йвм - угловая скорость ведущего и ведо-

мого валов; Я,,,, Я,, Я„

1Ц -

начальные и текущие

значения радиусов расположения ремня на ведущем и ведомом шкивах соответственно; кх — коэффициент передачи осевого перемещения подвижного диска шкива в радиальное перемещение ремня; 3 — момент инерции ведомого вала с присоединенными к нему массами; Мт(,х, М - моменты сопротивления от технологической нагрузки и трения; б — оператор дифференцирования.

В математической модели регулятора скорости приводной ремень представляется как в виде линейно-упругого звена, процесс деформации которого подчиняется закону Гука, так и в виде звена с вязко-упругими свойствами по модели Кельвина-Фохта.

Исследования устойчивости и переходных характеристик системы дистанционного управления бесступенчатым регулятором, схема которого представлена на рисунке, проводилась как на экспериментальной установке, так и численным экспериментом.

Процесс деформировния ремня [3] можно характеризовать с помощью двух основных параметров: статического Е и динамического Е()д модулей упругости. В зависимости от характера деформирования возможно использование одного из них или их комплексное значение. Поданным исследователей в расчетах передач гибкой связью в качестве основной характеристики необходимо принимать динамический модуль упругости Е , значение которого при продолжительности действия нагрузки менее одной секунды можно считать постоянным. Это положение справедливо прежде всего для обыкновенных ременных передач, которые, как правило, передают мощность при достаточно больших скоростях. При этом ремень воспринимает стационарную цилиндрическую нагрузку «растяжение-сжатие» при скоростях демпфирования, значительно превышающих скорость протекания релаксационных процессов. Несколько иная картина демпфирования ремня происходит в момент изменения передаточного отношения регулятора, когда на ремень, помимо основной нагрузки действует усилие регулирования в течении десяти и более секунд. В этом случае деформирование ремня носит более сложный характер. Более точно этот процесс может быть представлен моделью Кельвина-Фохта для вязко-упругого материала, которая описывается реологическим уравнением вида:

Пп

с!а с!е г.

- + а = пп • Ерд ■ — + Е,

СИ

сН

рс

(20)

ня; Е , Е — соответственно динамическии и

|1Л 1>г

статическии модули упругости ремня; а — оператор.

Данное уравнение отображает характер деформирования ремня при изменении скорости нагрузки. Это обстоятельство позволяет использовать его при математическом моделировании динамики регулятора в режиме перевода на новый кинематический режим. Для достижения данной цели необходимо определить наличие статического Е||(. и динамического Е модулей упругости ремня при растяжении, а также коэффициент демпфирования п . Перечисленные величины являются коэффициентами реологического уравнения, поэтому от точности их измерения будет зависеть характер динамических процессов, происходящих в системе регулятора.

Библиографический список

1. Гавриленко В В. Выбор проектных параметров ветро-колеса ветроэнергетической установки / В.В. Гавриленко. — Омск: Изд-во ОмГТУ, 2005. - 128 с.

2. Немировский И.А., Списарь Н.Г. Расчет гидроприводов технологических машин / И.А. Немировский. — К.: Техника, 1992.

3. Пронин Б.Д., Ревков Г.А. Бесступенчатые клиноременные и фрикционные передачи / Б.А. Пронин. — М.: Машиностроение, 1980.

где п — коэффициент демпфирования; ст — напряжение в ремне; е - относительная деформация рем-

СЫРКИН Владимир Васильевич, д.т.н., проф., зав. каф. «Прикладная механика».

ГАБРИЛЕНКО Вероника Вячеславовна, ст. пр.еп. каф. «Промышленная экология и безопасность».

Дата поступления статьи в редакцию: 18.05.06 г. © Сыркин В.В., Гавриленко В.В.

Информация

Автономный ударопрочный цифровой регистратор СИГМА

ФТИ УрО РАН (г. Ижевск) разработан автономный ударопрочный цифровой регистратор СИГМА для исследования уникальных и невоспроизводимых ударных процессов в специфических объектах в широком диапазоне температурного и механического воздействия на регистратор и объект исследования. Опытный образец, испытан в лаборатории и в условиях эксплуатации на базе Заказчика и способен выдерживать интенсивное механическое воздействие. Уровень ударного импульса до ЮООд при длительности до 15мси интенсивности до 3000 дЧ.чс. Прибор позволит повысить качество измерительных процедур в экспериментальных научных и производственных исследованиях и испытаниях. Потребителями регистратора станут НИИ, КБ, предприятия космической и авиационной отрасли при производстве контрольно-измерительных приборов.

ФТИ УрО РАН [г. Ижевск], (3412) 21 79 00, факс (3412) 25 06 14.