CC BY
132
УДК 629.3.064.3
В. П. Тарасик, Н. Н. Горбатенко, В. С. Савицкий
ИССЛЕДОВАНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРОПОРЦИОНАЛЬНЫХ КЛАПАНОВ
UDC 629.3.064.3
V. P. Tarasik, N. N. Gorbatenko, V. S. Savitsky
INVESTIGATION OF THE CHARACTERISTICS OF ELECTROHYDRAULIC PROPORTIONAL VALVES
Аннотация
Приведены типовые конструкции двухступенчатых электрогидравлических пропорциональных клапанов, применяемых в мехатронных системах автоматического управления. Проведен анализ влияния параметров шариковых клапанов на их рабочие характеристики. Изложены результаты экспериментальных исследований созданного авторами пропорционального клапана для карьерных самосвалов БелАЗ.
Ключевые слова:
электрогидравлический пропорциональный клапан, шариковый пилотный клапан, гидромеханическая передача, фрикцион, мехатронная система автоматического управления.
Abstract
The paper presents the typical designs of two-stage electrohydraulic proportional valves used in mechatronic systems for automatic control of gear change in hydromechanical transmissions. Emphasis is placed on the analysis of physical properties of ball pilot valves with the evaluation of their advantages and disadvantages compared to slide valves. The influence of the parameters of ball valves on their performance is analyzed. The results of the experimental investigation of an electrohydraulic proportional valve for BelAZ quarry dump trucks developed by the authors are given.
Key words:
electrohydraulic proportional valve, ball pilot-operated valve, hydromechanical transmission, friction clutch, mechatronic system of automatic control, microprocessor controller, quarry dump truck.
В системах автоматического управления различными механизмами мобильных машин широкое применение получили электрогидравлические пропорциональные клапаны. Электрогидравлический пропорциональный клапан (ЭГПК) состоит из пропорционального электромагнита и гидравлического клапана. Пропорциональный электромагнит позволяет получить линейную зависимость между развиваемым им усилием м и величиной тока 1эм в его обмотке. Управление током /эм в меха-тронных системах автоматического
управления осуществляется посредством широтно-импульсных модуляторов (ШИМ), встроенных в микропроцессорный контроллер системы управления. Значение 1э м зависит от скважности выходного сигнала ШИМ
Развиваемое усилие электромагнита сравнительно невелико, обычно не превышает 30...40 Н, поэтому при необходимости получения значительного выходного сигнала ЭГПК гидравлические клапаны часто выполняют двухступенчатыми. В этом случае совокупность пропорционального электромаг-
© Тарасик В. П., Горбатенко Н. Н., Савицкий В. С., 2014
нита и первой ступени гидравлического клапана представляет собой регулятор давления, на выходе которого формируется гидравлический управляющий сигнал давления руп, подаваемый на вход
второй ступени. Регулятор давления обеспечивает линейную зависимость управляющего сигнала Руп от величины тока 1э м.
Вторая ступень ЭГПК осуществляет усиление мощности поступающего на него сигнала Руп, формируя на
его выходе более мощный сигнал выходного давления рвых, подаваемый на орган управления, и выполняет функции гидрораспределителя, соединяя выходной канал гидроклапана второй ступени либо с источником питания - гидронасосом, либо со сливом. Зависимость выходного сигнала рвых от тока /эм также линейная, что дает возможность сравнительно просто создавать высокоэффективные алгоритмы управления механизмами мобильных машин. В частности, ЭГПК получили широкое применение в системах управления автоматическими трансмиссиями различных машин [1, 2, 4]. Первую ступень ЭГПК называют пилотным клапаном, а вторую -регулятором-распределителем.
Существует множество конструкций ЭГПК, различающихся исполнением пилотного клапана и регулятора-распределителя. На рис. 1 и 2 показаны наиболее часто используемые конструктивные схемы. В качестве пилотного клапана используют золотниковый или шариковый гидроклапан.
На рис. 1 представлена конструкция регулятора давления с золотниковым пилотным клапаном модели MHDRE 02K фирмы «Бош Рэксрот» (Bosch Rexroth) (ФРГ), состоящего из пропорционального электромагнита 1 и золотникового клапана 2. На вход 5 регулятора давления подается рабочая жидкость из главной масляной магистрали под давлением ргл. Управляющий
сигнал давления Руп формируется клапаном в полости управления 4, связанной с входом регулятора-распределителя. При отсутствии управляющего сигнала на выходе ШИМ ток в обмотке электромагнита 1эм = 0, поэтому
F3H = 0, а золотник занимает положение, показанное на рис. 1. При этом полость управления 4 через канал 3 и отверстие 7 соединена со сливом, входной канал 5 перекрыт и управляющее давление p равно 0.
Рис. 1. Регулятор давления с золотниковым клапаном
При подаче тока в обмотку электромагнита на его якоре возникает усилие м = Ыэ м, перемещающее золотник вправо, перекрывая слив 7 и соединяя канал 5 подачи с полостью управления 4 через канал 3. Давление в полости управления определяется усилием , развиваемым электромагнитом.
Руп
^э.м ^пр
Ар.д
(1)
где Руп - управляющий сигнал регулятора давления, Па; F^ - усилие пружины регулятора давления, Н; Лрд -
площадь дросселирующего пояска золотника, м2.
В процессе регулирования давления Руп золотник 2 осуществляет осциллирующие движения в среднем положении, попеременно приоткрывая и прикрывая отверстия 5 и 7. Недостатком золотникового клапана является его склонность к засорению продуктами износа, находящимися в масле. На входе в золотниковый клапан устанавливается фильтр 6, однако он не в состоянии полностью исключить попадание твердых частиц в полости клапана.
Значительно менее чувствительны к засорению шариковые гидроклапаны. Рассмотрим конструктивные особенности ЭГПК с пилотным клапаном шарикового типа.
На рис. 2, а показана конструкция ЭГПК фирмы «Катэрпиллар» (Caterpillar) (США), используемого для автоматического управления переключением передач в гидромеханической трансмиссии, а на рис. 2, б - фирмы «Комат-рол» (Comatrol) (Италия). Приведенные технические решения имеют практически одинаковое исполнение пилотных клапанов, но различаются конструкцией второй ступени.
Рассмотрим устройство пилотного клапана. Шариковый пилотный клапан состоит из шарикового затвора 4, седла
клапана 5 и отверстия 6, соединяющего клапан с полостью управления 7 регулятором-распределителем. Управление давлением Руп в этой полости осуществляет регулятор давления, в который входят пропорциональный электромагнит 1 и шариковый пилотный клапан. При подаче тока в обмотку электромагнита воздействие на шариковый затвор пилотного клапана с левой стороны оказывает усилие электромагнита, передаваемое через его якорь 2 и шток 3, а с правой стороны на него действует усилие давления жидкости в полости управления 7. Эта полость через дроссели 8 и 13 постоянно соединена с каналом 14 подвода рабочей жидкости из главной масляной магистрали под давлением ргл.
В выключенном состоянии ЭГПК якорь электромагнита 2 и его шток 3 находятся в крайнем левом положении. Шарик 4 выкатывается влево до упора в шток 3 под действием потока жидкости, поступающей через открытое отверстие 6 и далее через отверстия 18 и 17 в сливной канал 16. Расход жидкости на слив в основном определяется диаметрами дросселей 8 и 13. В полости управления 7 при этом поддерживается некоторая величина давления, определяемая площадью дросселя, образуемого шариковым клапаном.
Для включения передачи в трансмиссии, управляемой ЭГПК, на обмотку электромагнита подается напряжение и реализуется характеристика изменения во времени величины тока в обмотке, управляемой посредством ТТТИМ, а следовательно, и усилия Гэм, развиваемого электромагнитом. В результате происходит регулирование давления руп в
полости управления 7, а на его основе посредством регулятора-распределителя формируется выходное управляемое давление ЭГПК рвых в выходном канале 15. Давление в полости управления Руп возрастает вследствие перемеще-
ния шарика вправо и уменьшения площади дросселя, образуемого между ша-
риком 4 и его седлом 5.
Рис. 2. Конструкции ЭГПК с шариковыми пилотными клапанами
Давления в каналах ЭГПК связаны между собой системой уравнений
(
>2
Руп
+
1 +■
Ак'
рк.д ргл;
2 руп + рк.д ргл,
Адр1
(2)
площадь второго дросселя 8, м2; Аш.к -
площадь дросселя, образуемого шариковым клапаном, м2.
Площадь дросселя Аш.к зависит от перемещения шарика И и определяется по формулам:
А = ш/с Ашк 2
(
1 - ^ш
2 ^
4В 2 (И)
Я(И); (3)
где ргл - давление в главной масляной магистрали, Па; руп - давление в полости управления, Па; рк д - давление в канале дросселей 13 и 8, Па; Адр1 - площадь первого дросселя 13, м2; Адр2 -
V
иш ис + И
2
4
+
4
(4)
где ёс - диаметр седла шарикового клапана, м; ёш - диаметр шарика, м;
О(И) - функция перемещения шарика, м; И - перемещение шарика, м (И = 0 -при закрытом шариковом клапане; И > 0 - при открытом клапане).
Расход рабочей жидкости на слив через шариковый клапан вычисляется по формуле
бш.к = СА
ш.к-
2 р
уп
Р
(5)
где Qшк - расход рабочей жидкости, м3/с; р - плотность рабочей жидкости, кг/м3; С - коэффициент расхода дросселя.
Регулятор-распределитель (см. рис. 2, а и б) представляет собой золотниковый дросселирующий гидроклапан. Основными его элементами являются золотник 10 и пружина 12. В золотнике выполнены дроссели 13 и 8 шарикового пилотного клапана и дроссель 11, через который осуществляется обратная связь регулятора-распределителя по выходному сигналу рвых. Кроме того, дроссель 11 обеспечивает демпфирование колебаний золотника.
В исходном состоянии ЭГПК, соответствующем обесточенному электромагниту, золотник 10 регулятора-распределителя находится в крайнем левом положении, соединяя отверстие 15 подачи рабочей жидкости в гидроцилиндр фрикциона с отверстием слива 16 (см. рис. 2, б). В процессе регулирования давления на выходе регулятора-распределителя рвых кромки левого и правого поясков золотника должны находиться в режиме дросселирования, поддерживая получение заданной характеристики давления рвых = /({) в процессе буксования фрикциона. После замыкания фрикциона гидромеханической передачи, т. е. после завершения переключения передачи, золотник должен переместиться в крайнее правое положение, надежно соединив между собой канал подвода рабочей жидкости к ЭГПК 14 с каналом подачи в гидроци-
линдр фрикциона 15 (см. рис. 2, а).
Регулятор-распределитель может выполняться с дифференциальным (см. рис. 2, а) или с линейным золотником (см. рис. 2, б). При управлении включением соответствующего фрикциона гидромеханической передачи дифференциальный золотник позволяет рационально использовать весь диапазон рабочего давления ргл главной магистрали, вплоть до номинального значения ргл ном. В этом случае снижаются затраты мощности на привод масляных насосов. При использовании линейного золотника давление на выходе регулятора-распределителя будет ниже номинального, что потребует повышения номинальной величины давления рглном в масляной магистрали гидромеханической передачи.
Из условия статического равновесия золотника регулятора-распределителя получаем следующее уравнение:
А ^
_ Луп 1 пр
рвых = ~Л руп —'
(6)
пр
пр
где Ауп - площадь торца золотника со стороны полости управления, м2; Апр -площадь торца золотника со стороны
2 г-
пружины, м ; - усилие пружины
регулятора-распределителя, Н.
У дифференциального золотника Ауп > Адр , поэтому можно подобрать
требуемое соотношение между давлениями рвых и руп. У линейного золотника Ауп = Адр, а рвых всегда меньше руп. В результате золотник будет постоянно находиться в состоянии дросселирования канала управления 15 и канала слива 16. Поскольку золотниковый клапан регулятора-распределителя обычно выполняют с отрицательным перекрытием, он будет постоянно сливать некоторое количество жидкости,
снижая при этом главное давление ргл,
что может создать проблему формирования необходимой характеристики управляющего давления Руп и эффективного управления выходным давлением рвых. Отмеченные свойства линейного золотника являются недостатком такого ЭГПК.
Рассмотрим подробнее характеристики шарикового пилотного клапана. Определим вначале влияние диаметра шарика на параметры характеристик управления. Диаметр шарика должен быть согласован с диаметром седла кла-
пана йс. Выбор соотношений между ними рекомендуется осуществлять из условия получения необходимого угла наклона а линии, проведенной через центр шарика и точку его контакта с седлом в закрытом состоянии клапана, относительно оси отверстия 6 (см. рис. 2, а и б). Рекомендуется принимать значение этого угла в пределах а = 38...40 град.
На рис. 3 представлены основные характеристики шарикового пилотного клапана при различных значениях диаметра шарика.
а)
12
ММ"
4
Зу
2
'1
в)
1,4
е,
1,0 0,8 0,6 0.4
0,2
0 0,2 0,4 0,6 0,8 мм
\ 3 "4
V2
б)
1,6 ММа 1,2 1,0 0,8
упэ
0 0,1 0,2 0,3 0,4 мм 0,5
0,6
I
0,4 0,2
/1
^гъ /
/ р
к И
у\ / „3 4
р , Г уп
30
20
15
10
0 0,1 0,2 0,3 0,4 мм 0,5
\ 4
У\3
I
0,1 0,2 0,3 0.4 мм 0,5
Рис. 3. Характеристики шарикового пилотного клапана при различных размерах шарикового затвора:
1 - = 3,969 мм; = 2,5 мм; 2 - о?ш = 4,763 мм; = 3 мм; 3 - = 6,350 мм; = 4 мм; 4 - = 7,938 мм; йс = 5 мм
Зависимость площади дросселя Аш.к , образуемого шариковым клапаном, от перемещения шарика И показана на рис. 3, а. Для исследований характеристик шарикового пилотного клапана приняты четыре варианта его параметров. Во всех вариантах а = 39 град. В вариантах 1 и 2 при соответствующих значениях И наступает ограничение на увеличение площади проходного сечения шарикового клапана Аш.к , накладываемое диаметром отверстия седла клапана dс. Поэтому принималось условие Аш к < Ас, где Ас - площадь отверстия седла клапана. При расчетах приняты одинаковые диаметры дросселей 13 и 8 (см. рис. 2, а и б) в канале подвода рабочей жидкости к шариковому клапану ^др! = dдр2 = 1 мм, номинальное
значение давления в главной масляной магистрали ргл.ном = 1,45 МПа.
На рис. 3, б приведены графики зависимостей давления в полости управления руп и давления в канале
между дросселями ркд от перемещения шарика И. С возрастанием И, что соответствует увеличению открытия шарикового клапана, значение руп во всех
рассматриваемых вариантах стремится к некоторому минимуму, близкому к нулю, а значение ркд приближается к
0,5рглном. При уменьшении И значения
ном •
руп и рк.д устремляются к ргл.
Чем меньше диаметр шарика, тем более плавное изменение давления в полости управления руп и более широкий диапазон его регулирования с изменением И.
На рис. 3, в показаны характеристики расхода рабочей жидкости Qшк, поступающей на слив через шариковый клапан в зависимости от перемещения шарика И. С увеличением И для всех вариантов диаметра шарика получается почти одинаковое предельное значение Qш к. В выключенном состоянии шарикового клапа-
на исходное значение И выбирается обычно в пределах 0,7.1,0 мм. При диаметрах дросселей dдрl = dдр2 = 1 мм получаем
Qш.к = 1,25 л/мин. В процессе регулирования давления при изменении И расход на слив Qш к при одинаковых значениях регулируемого давления руп также оказывается практически одинаковым, что видно из сопоставления графиков на рис. 3, б и в. Так, например, при руп = 0,8 МПа
(см. рис. 3, б) для клапана с шариком dш = 4,763 мм получаем И = 0,06875 мм, Qшк = 0,8365 л/мин, а для клапана с шариком dш = 7,938 мм - И = 0,04063 мм, Qшк = 0,8306 л/мин.
Однако диаметр шарика оказывает непосредственное влияние на величину необходимого усилия электромагнита. На рис. 3, г представлены графики зависимостей усилий электромагнита ^эм
от перемещения шарика И для рассматриваемых вариантов диаметра шарика. Увеличение диаметра шарика приводит к необходимости увеличения усилия электромагнита.
Для оценки влияния диаметров дросселей dдрl и ^др2, располагаемых
в канале подачи рабочей жидкости к пилотному шариковому клапану, использован вариант с шариком dш = 4,763 мм и диаметром седла dс = 3 мм и проведено варьирование величинами dдрl и dдр2 в пределах от
0,4 до 1,6 мм с шагом 0,2 мм. При этом принималось условие dдрl = dдр2 = dдр .
На рис. 4, а представлены графики зависимостей давления руп от перемещения
шарика И при различных значениях dдр,
а на рис. 4, б - соответствующие им графики изменения расхода рабочей жидкости на слив Qш к.
Рис. 4. Влияние диаметров дросселей на характеристики изменения управляющего давления руп и расхода рабочей жидкости на слив Qш к : 1 - ёдр = 0,4 мм; 2 - ёдр = 0,6 мм; 3 - ёдр = 0,8 мм;
4 - dдр = 1,0 мм; 5 - dдр = 1,2 мм; 6 - dдр = 1,4 мм; 7 - dдр = 1,6 мм
Как видно из рис. 4, а, с увеличением диаметров дросселей происходит более плавное изменение управляющего давления руп в зависимости от величины И, но при этом существенно возрастает расход рабочей жидкости на слив Qш.к (см. рис. 4, б). Например, при
dдр = 1 мм получаем Qш к = 1,234 л/мин,
а при dдр = 1,2 мм Qш к = 1,756 л/мин,
т. е. увеличение диаметра дросселя на 20 % приводит к возрастанию расхода на 42,3 %. Сравнение выполнено при условии И = 0,5 мм.
В ЭГПК фирмы «Коматрол» (Соша1хо1) использован шарик размером dш = 3,975 мм при диаметре седла dс = 2,5 мм, а дроссели 13 и 8 (см. рис. 2, б) имеют размеры соответственно dдрl = 0,5 мм и dдр2 = 0,7 мм.
Диаметры дросселирующих шеек золотника второй ступени этого ЭГПК одинаковы и равны 10 мм. Графики характеристик этого клапана показаны на рис. 5, а-г. На рис. 5, б приведены ха-
рактеристики выходного давления рвых , а на рис. 5, г - усилия электромагнита м в зависимости от перемещения шарика И при усилии пружины клапана 20 Н. Поскольку этот клапан выполнен с линейным золотником, то при давлении в главной масляной магистрали гидромеханической передачи ргл = 1,45 МПа выходное давление
рвых окажется равным 1,195 МПа, т. е. произойдет снижение реализуемой величины давления на 17,6 %. При номинальном давлении в гидросистеме управления 2,0 МПа, характерном для многих известных гидромеханических передач, получаем рвых = 1,745 МПа. Кроме того, этот клапан во включенном с о с тоянии фрикциона будет находиться постоянно в режиме осцилляции относительно положения регулирования, и процесс регулирования будет сопровождаться дополнительными потерями рабочей жидкости на слив.
Рис. 5. Характеристики шарикового пилотного клапана фирмы «Коматрол»: 1 - при ргл = 1,45 МПа; 2 - при ргл = 2,0 МПа
Авторами в 2012 г. разработана конструкция ЭГПК, предназначенная для управления фрикционами гидромеханической передачи карьерных самосвалов БелАЗ. Пилотная ступень выполнена на основе шарикового клапана с диаметром шарика = 7,938 мм и диаметром седла клапана ёс = 5 мм,
максимальное перемещение шарика к = 1 мм, вторая ступень ЭГПК - на основе золотникового гидроклапана с дифференциальным золотником. Диаметр пояска в полости управления ёуп = 13 мм, а диаметр пояска в полости
пружины клапана ^пр = 12 мм. Усилие
пружины в положении регулирования выходного давления 20,536 Н. Для отработки конструкции в проекте было предусмотрено шесть вариантов золотников. Они различались конструктивным исполнением дросселирующих щелей и различной величиной перекрытия - от отрицательно-
го до положительного.
При выборе конструктивного исполнения золотника использованы результаты исследований, изложенные в [3], согласно которым при сплошных кольцевых кромках поясков золотника в процессе его осциллирующих колебаний относительно положения регулирования происходит очень резкое изменение площади дросселирующих щелей, что вызывает возникновение больших амплитуд колебаний регулируемого давления рвых. Поэтому на кромках золотника выполнялись различные по форме и размерам профилированные канавки, которые позволили существенно уменьшить величину открытия дросселирующих щелей в процессе осцилляции золотника. Использованные авторами варианты исполнения этих канавок приведены в [3]. Выбор формы и размеров канавок зависит от геометрических размеров золотника. Эти реко-
мендации применимы также для пилотных золотниковых клапанов.
Изготовление ЭГПК осуществлено в экспериментальном цехе ОАО «Белорусский автомобильный завод», а пропорциональный электромагнит для него изготовлен на предприятии ОАО «Измеритель» (г. Новополоцк).
Испытания созданного ЭГПК проводились в научно-исследовательской лаборатории кафедры «Автомобили» БРУ на специальном стенде, оборудованном насосной станцией и объектом управления в виде гидроцилиндра, объем рабочей полости которого незначительно отличается от объема гидроцилиндра фрикциона гидромеханической передачи. Управление осуществлялось посредством микропроцессорного контроллера модели RC2/2-21 фирмы «Бош Рэксрот» (Bosch Rexroth AG). Для получения информации об исследуемых процессах функционирования ЭГПК использовалось USB-устройство сбора данных серии 6009 компании «Нэйшио-нал Инструментс» (National Instruments). Осуществлялась регистрация
изменения главного давления ргл на
входе в ЭГПК, создаваемого гидростанцией, давления в полости управления руп , формируемого шариковым пилотным клапаном, давления на выходе из второй ступени ЭГПК рвых и изменения управляющего тока в обмотке пропорционального электромагнита 1эм.
В процессе испытаний получены статическая характеристика ЭГПК, переходные характеристики и характеристики процесса управления при имитации включения фрикциона гидромеханической передачи.
Статическая характеристика представлена на рис. 6. Она отображает зависимость формируемого выходного давления рвых от величины тока 1э м в
обмотке электромагнита. На дополнительной оси абсцисс отложены значения управляющего давления руп , формируемого шариковым пилотным клапаном.
Рис. 6. Статическая характеристика ЭГПК
График 1 получен в процессе изменения тока при его повышении, а график 2 - при понижении. Расхождение этих графиков характеризует гистерезис статической характеристики. Регулирование рвых можно осуществлять, начиная со значения 0,5 А и до максимальной расчетной величины 1,4 А, на которую рассчитан использованный в эксперименте электромагнит. При этом выходное давление рвых изменяется в пределах от 0,1 до 1,4 МПа.
На рис. 7, а и б приведены переходные характеристики, полученные при скачкообразном изменении тока /эм в обмотке электромагнита. Графики на рис. 7, а соответствуют золотнику с отрицательным перекрытием дросселирующих щелей, обеспечиваемых
профилированными канавками. Величина отрицательного перекрытия составляла (-0,4) мм. На рис. 7, б приведены графики переходной характеристики при положительном перекрытии +0,8 мм. Кольцевые кромки поясков обоих золотников выполнены с положит е л ьными перекрытиями соответственно +1,3 и +2,5 мм. Из приведенных графиков видно, что при отрицательном перекрытии амплитуда всплеска управляемого выходного давления рвых значительно меньше, чем при положительном, и затухание колебаний происходит быстрее.
На рис. 8, а и б показаны характеристики процесса управления, полученные при тех же золотниках, что и на рис. 7, а и б.
а) 1,6 А, МПа 1,2 1,0 0,8 I °'6
'э.м,
р 0,4
* га,
р 0,2
Уп>
Р 0
1 выл
-0,2
--------
р: 1 га V Л ----
л
I э.м А
/
к
N Р ' выл
— )
б)
1,35 1,40 1,45 1,50 1,55 1,60 С 1,70 ( -^
Рис. 7. Переходные характеристики ЭГПК
1,6 А. МПа 1,2 1,0 0,8 0,6 0,4 0,2 0
'э.м.
уп.
-0,2 1,6
л
р' 1 ГЛ ч
\
I э.м ( - —
у Г -Л_ \
/ \ V—--
/Руи кр ' выя
4- / )
,7 1,8 1,9 2,0 2,1 С 2,2 I ---
На графиках приняты следующие обозначения временных интервалов циклограмм: - время быстрого заполнения гидроцилиндра; ¿мз - время медленного заполнения гидроцилиндра; tр - время регулирования давления в
гидроцилиндре после полного перемещения поршня; ^д - время подъема
давления до номинального уровня. В
период времени tб з ШИМ контроллера обеспечивает высокое значение тока в обмотке электромагнита /эм, поэтому
пилотный клапан поддерживает высокий уровень давления в полости управления Руп. В результате клапан второй
ступени открыт и гидроцилиндр заполняется с высокой скоростью потока рабочей жидкости.
Рис. 8. Графики процессов функционирования ЭГПК, полученные при эксперименте
Затем на этапе времени ¿м з величину тока понижают, что приводит к снижению давления руп . При этом давление на выходе ЭГПК рвых также понижается, т. к. вторая ступень осуществляет дросселирование потока жидкости, что приводит к уменьшению скорости заполнения гидроцилиндра. Это необходимо для того, чтобы снизить скачок давления в гидроцилиндре в момент остановки поршня.
Результаты экспериментов показывают, что при положительном перекрытии дросселирующих щелей золотникового клапана второй ступени ЭГПК в момент остановки поршня происходит значительный всплеск давления рвых (см. рис. 6, б), что негативно отражается на качестве процессов управления включением фрикциона при переключении передачи. В трансмиссии автомобиля при этом могут возникать пиковые возрастания вращающего момента, со-
провождаемые продольными толчками массы автомобиля, снижающие комфортность условий работы водителя.
При использовании золотникового клапана с отрицательным перекрытием скачок давления рвых значительно меньше, чем с положительным (см. рис. 6, а). Но в этом случае в течение времени процесса регулирования давления ¿р понижается главное давление
ргл , т. к. в таком клапане обе дросселирующие щели (подачи в гидроцилиндр фрикциона и слива) открыты, и происходит потеря некоторого количества рабочей жидкости, поступающей через клапан на слив. При неудачном выборе величины перекрытия это может привести к существенному падению главного давления ргл , особенно на низкоскоростных режимах работы двигателя, когда снижается подача гидронасоса гидромеханической передачи. В результате возникает проблема формирования пилотным клапаном управляющего давления руп , и качество процесса переключения передач может существенно ухудшиться.
У клапана с положительным перекрытием на интервале времени ¿р регулирования давления рвых обеспечива-
ется поддержание высокого уровня главного давления ргл (см. рис. 6, б).
Полученные результаты испытаний позволяют сделать следующие выводы. Созданная конструкция ЭГПК обеспечивает линейную зависимость рвых от 1э.м и имеет приемлемую величину гистерезиса статической характеристики. Применение золотникового клапана регулятора-распределителя с отрицательным перекрытием дросселирующих щелей и рациональной конструкцией профилированных канавок на кольцевых кромках золотника позволяет снизить до приемлемой величины амплитуду всплеска регулируемого давления рвых в момент остановки поршня, получить быстрое затухание колебаний давления и в дальнейшем в течение времени регулирования ¿р плавное без
колебаний изменение регулируемого давления в соответствии с изменением величины управляющего сигнала тока I э.м. Можно рекомендовать для клапана
второй ступени отрицательное перекрытие в пределах (-0,2.-0,4) мм, а для пилотного золотникового клапана положительное в пределах 0,1.0,2 мм.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Мехатронная система автоматического управления ГМП карьерного самосвала / В. П. Тарасик, [и др.] // Автомобильная промышленность. - 2010. - № 6. - С. 12-15.
2. Диагностирование гидромеханических передач мобильных машин : монография / Н. Н. Горбатенко [и др.] ; под общ. ред. д-ра техн. наук, проф. В. П. Тарасика. - Могилев : Белорус.-Рос. ун-т, 2010. - 511 с.
3. Тарасик, В. П. Электрогидравлический механизм управления фрикционами гидромеханической передачи / В. П. Тарасик, Н. Н. Горбатенко, В. С. Савицкий // Вестн. Белорус.-Рос. ун-та. - 2012. -№ 2. - С. 89-100.
4. Пат. 2 459 982 РФ, МПК F 15B 13/043; F 16H 61/06. Двухступенчатый электрогидравлический механизм управления давлением / В. П. Тарасик, Н. Н. Горбатенко, И. М. Дычкин [и др.] ; заявитель и патентообладатель Белорус.-Рос. ун-т ; заявл. 30.11.10 ; опубл. 27.08.12, Бюл № 24. - 13 с.
Статья сдана в редакцию 15 января 2014 года
Владимир Петрович Тарасик, д-р техн. наук, проф., Белорусско-Российский университет. E-mail: avto@bru.mogilev.by.
Николай Николаевич Горбатенко, канд. техн. наук, доц., Белорусско-Российский университет. E-mail: harb_60@tut.by.
Виктор Сергеевич Савицкий, аспирант, Белорусско-Российский университет. E-mail: 6270487@gmail.com.
Vladimir Petrovich Tarasik, DSc (Engineering), Prof., Belarusian-Russian University. E-mail: avto@bru.mogilev.by.
Николай Николаевич Gorbatenko, PhD (Engineering), Associate Prof., Belarusian-Russian University. E-mail: harb_60@tut.by.
Viktor Sergeyevich Savitsky, PhD student, Belarusian-Russian University. E-mail:6270487@gmail.com.
