Расчет регуляторов давления гидросистем станков на чувствительность и быстродействие Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

ИЗВЕСТИЯ

ТОМСКОГО ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ ПОЛИТЕХНИЧЕСКОГО

ИНСТИТУТА имени С. М. КИРОВА

Том 147

1966

РАСЧЕТ РЕГУЛЯТОРОВ ДАВЛЕНИЯ ГИДРОСИСТЕМ СТАНКОВ НА ЧУВСТВИТЕЛЬНОСТЬ И БЫСТРОДЕЙСТВИЕ

Ю. я. КОМИСАРЕНКО

(Представлена научным семинаром кафедры технологии машиностроения)

Величественные задачи, поставленные XXII съездом КПСС по созданию материально-технической базы коммунизма, требуют внедрения в народное хозяйство новых машин высокой производительности, максимальной автоматизации и механизации производственных процессов.

Применение тарифицированных машин значительно упрощает автоматизацию производственных процессов, повышает качество машин, а также позволяет значительно уменьшить их вес и габариты.

Как указывается .в Трудах третьего совещания по основным проблемам теории машин и механизмов, для успешного применения гидравлики в промышленности необходимо шире развернуть как исследование гидросистем, так и создание методов их расчета.

Актуальность исследований в области промышленного гидропривода обоснована в трудах как отечественных, так и зарубежных ученых.

В типовой системе гидропривода, как правило, применяются предохранительные клапаны, защищающие систему от перегрузки давлением или же поддерживающие давление в системе на заданном уровне.

Основным требованием, предъявляемым к качеству работы предохранительного клапана в гидросистеме, является стабильность поддерживаемого давления, минимальные колебания давления как при медленном, так и при достаточно быстром изменении скоростей движения рабочего органа, отсутствие значительных пиков давления при работе в режиме предохранительного клапана.

Исследования И. 3. Зайченко [6] и Г. Т. Гросшмидта [7; 8] показали, что параметры на.порных золотников влияют на работоспособность гидросистем в целом.

В ЭНИКМАШе под руководством И. Б. Матвеева был проведен анализ работы предохранительного клапана с переливным золотником. При этом в указанных работах при выведении аналитических зависимостей делался ряд допущений: характер истечения жидкости через рабочие щели принимался линейным, не учитывался истинный характер сил трения, делалось допущение о постоянстве давления на входе в гидросистему, не учитывались реальные характеристики насосных станций и т. д.

Исследования, проведенные в лаборатории Гидроавтоматики Томского политехнического института, показали расхождение экспериментальных данных с данными, получаемыми при помощи формул, предлагаемых в выше упомянутых работах.

Разрабатываемая в ТПИ методика графоаналитического расчета позволяет достаточно просто учесть все существенные нелинейности и получить точные результаты [3].

В 'настоящей работе излагается методика графоаналитического расчета переходного процесса, возникающего в предохранительном клапане при изменении режима работы системы, а также изложен метод выбора конструктивных параметров клапана по заданным динамическим характеристикам переходного процесса в гидросистеме.

Рассмотрим предохранительный клапан с переливным золотником рис. 1 типа Г52-13. Переливной золотник массой т — 0,123 X X Ю-3 кг сек2 см—\ диаметром грибка 1)=3,5 см, диаметром рабочей части золотника ¿3=1,6 см, площадью грибка Р — 9.7 см2. Золотник отжимается вниз пружиной, имеющей предварительный натяг /3 = ОД см

Рис. 1. Расчетная схема предохранительного клапана с переливным

золотником

и жесткость = 18,4 кг/см. Полость над грибком золотника соединена с линией нагнетания через дроссель с площадью проходного сечения/=д= 0,018 см2.

При крайнем нижнем положении золотника рабочая щель клапана имеет перекрытие I = 0,2 см.

Вспомогательный клапан, перекрывающий выход масла на слив из верхней полости золотника, представляет собой шарик диаметром dx = 1,2 см, прижимаемый пружиной с жесткостью сш=158 кг/см и .предварительным натягом X к седлу, имеющему диаметр ¿ = 0,8 см.

В опытной установке клапан предохранял систему объемом W= 103сж3, 1к которой подключался насос производительностью

10. Заказ 7656.

145

<3„—166 см3/сек при давлении рн=20 кг/см2; расход, протекающий при этом через дроссель / д , составлял = 16 см?/сек.

Если давление в системе по каким-либо причинам поднимется выше давления, на которое настроена пружина вспомогательного клапана, то последний поднимется на величину г, масло из верхней полости золотника будет перетекать под давлением ри через щель йш между шариковым клапаном и седлом, золотник будет подниматься вверх, пока не откроется щель, через которую часть расхода насоса будет сливаться в бак. Если давление упадет ниже давления настройки, то шариковый клапан закроется, -масло через демпфер будет заполнять верхнюю полость золотника, золотник под действием пружины Сз опустится вниз, перекрывая рабочую щель.

Анализ работы клапана можно произвести на основании следующих уравнений: неразрывности, истечения рабочей жидкости через дроссельное отверстие, вспомогательный клапан и переливной золотник, уравнения равновесия золотника и вспомогательного клапана

Qn = Qw + Qл + Qll + Qz, (1)

где

п К.

аь Ем

(2)

03 = рт (4)

Р-Рг = + + тд + с.,(1 + к)] ; (5)

И \ (И1 ]

(X 4- 2) Сш = (р1 -рсл) — , (6)

4

где g —ускорение силы тяжести £ = 981 см.'сек2, 7 —удельный вес масла ? —0,9-10~3 кг/см3, Ем — объемный модуль упругости масла, £м=1,3-104 кг/см2у Рсл — давление слива, кг/см2, у — коэффициент истечения.

Рассмотрим первую фазу переходного процесса в клапане (участок а—а на рис. 4). На этом участке вследствие повышения давления масла сверх давления настройки золотник начинает подниматься вверх. Очевидно, процесс роста давления закончится тогда, когда клапан поднимется на величину перекрытия / плюс А0.

. <?н - Рд

"о

V'

•4,1 т

»мги3 |/

Таким образом, для того чтобы узнать маскимальное повышение давления в системе, необходимо проанализировать процесс работы клапана в период подъема золотника на величину / + Так как величине

на А0 составляет не более 4-^-5% от I, то можно считать, что во время этой фазы переходного процесса рабочая щель переливного золотника остается закрытой, т. е. (2з = 0.

Пренебрежем также массой подвижных элементов клапана на основании рекомендаций [6], а также на основании экспериментов, проведенных в лаборатории Гидроавтоматики.

Силы сопротивления движению золотника будем считать постоянными, давление слива рсл примем равным 0.

Произведя необходимые преобразования и линеаризацию системы уравнений (1; 2; 3; 4; 5; 6) и учитывая, что ¿2з=0, получим

А -Т7

- ' = 1 " 1~\ (7)

тq

Д р-кш

<2

где — текущая координата золотника, см.

сек\ т = —

= 1 - (7а)

<2 = <2н— <2Д, см^/сек;

Д/?=/> — /?„, кг/см2;

и ъ2(р ГЪа смь

= -соэа у

4с ш у у кг'сек

Если в уравнении (7а) подставить = I А0, то мы найдем максимальное повышение давления в системе.

Для того, чтобы определить величину по допустимому повышению давления Д/>доп в системе, обратимся к графическим построениям.

На рис. 2 в координатах т и ^ изображена экспонента,

Q

влево по оси абсцисс нанесена шкала Ар.

Задаемся ориентировочно значением кш; подсчитываем вели-

чину — . и откладываем по оси абсцисс вправо отрезок

кЬ1гтЕмтх _ Л ту

оа —-—- ; из точки а проводим луч а—а под углом р = ап^—£

V? тх

к оси абсцисс до пересечения с экспонентой 1.

Из точки Ь проводим прямую, параллельную оси абсцисс, до пе-

ресечения с лучом (АЬ, проходящим под углом а = ак^-к оси

' ту

ординат (точка й).

Перпендикуляр, опущенный из точки й на ось абсцисс, отсечет отрезок о/, который в масштабе тр будет выражать максимальное повышение давления в системе, т. е.

а

А.р=--

тр

п*. 147

В самом деле, правая часть уравнения (7) представляет собой экспоненту, левая—прямую, отсекающую на оси абсцисс отрезок —

с угловым коэффициентом к =

Очевидно, точка пересечения Ъ (рис. 2) этих двух линий определяет значение т, удовлетворяющее уравнению (7). В то же время ордината точки Ь

а отрезок

5 * "Г, -rt/и ( Q а

\ \

á \ С

\

\ \ \ / I

\ \ / /

\ / /

\ / /

\ \ / /

\ Л NfH /

/ / /

¿P 20 // /6 /4 /2 0 S 6 t 2 О

/ а

5 Z

/77= 20™

X

Рис. 2. Номограмма для определения повышения давления в системе. Учитывая, что по условию построения

_ 0.Щ

tga

и найдя из уравнения (7а) (1 — е~х)

(1 = подставим (10) и (9) в (8):

k,¡u ' IT!у

cd

/72,

Q

Qmp ^ кш * tu у

(9)

(Ю)

что и требовалось доказать.

Таким образом, методом последовательных приближений может быть найден коэффициент при котором повышение давления в системе, вызванное резким увеличением расхода через клапан, будет не выше допустимого.

Из уравнения кш = \j-cos

4 сш г у

Определение величин d; сш; cosa по найденному кш не представляет трудностей: 148

¿ = а = 42-^- 47° (из анализа существующих типов стан-

дартной аппаратуры) йх = —-—»

cosa

соэ

4&ш' г у

На рис. 2 показан пример определения величины Др для стандартной конструкции клапана типа Г 52-13.

Экспериментальная проверка полученных результатов проводилась на специальной установке, схема которой приведена на рис. 3 [4]

Рис. 3. Схема экспериментальной установки.

1 — масляный бак, 2— лопастной насос ЛФ-1 ()= 11,5 л/мин, 3 — пластинчатый фильтр, 4 — предохранительный клапан Г52-13, 5 — ударный механизм, 6—плоский золотник, 7—дроссель для установки начального давления, 8 — тензометрический датчик давления с частотой собственных колебаний /= 10 кгц

Рис. 4. Осциллограмма переходного процесса в системе, схема которой приведена на рис. 3.

1 — отметчик времени; 2—указатель срабатывания плоского золотнкка; 3 — нулевая линия; 4—кривая изменения давления в системе; 5 — максимальное давление в системе, определенное по графику (рис. 2); 6 — максимальное давление в системе, подсчитанное по формуле, данной ЭНИКМАШЕМ [5]

Мгновенное перекрытие трубопровода осуществлялось специальным ударным механизмом с плоским золотником. Начало и конец движения плоского золотника отмечены на осциллограмме (линия 2).

Исходная система уравнений (1; 2; 3; 4; 5; 6) может быть использована для построения всей кривой переходного процесса, что дает возможность судить с длительности и колебательности переходного процесса.

Для этого разработана методика расчета [3] с использованием построений, предложенных А. В. Башариным [11] для систем автоматического управления.

Преимущества этого метода состоят -в простоте построения, точности решения и возможности учета таких нелинейностей, которые не могут учитываться при аналитических методах (силы трения, реакция струи жидкости на золотник и т. д.).

Таким образом, предложенный метод расчета позволяет:

а) определить повышение давления в системе, возникающее при изменении расхода через клапан;

б) рассчитать параметры клапана, обеспечивающие требуемый переходный процесс;

в) рассчитать кривую переходного процесса, на основании которой можно судить о качестве регулирования.

Точность и простота метода позволяет рекомендовать его для практических инженерных расчетов и исследовательских работ.

ЛИТЕРАТУРА

1. Теория машин-автоматов и гидропневмопривода. Труды третьего совещания по основным проблемам теории машин и механизмов. Машгиз, 1963.

2. Гидравлические и пневматические силовые системы управления. Под редакцией Дж. Блэкборн и др Издательство иностранной литературы, М., 19S2.

3. И. А. Н е м и р о в с к и й. Исследование технологических возможностей систем гидроавтоматики металлорежущих станков. Тезисы докладов Первой научной сессии вузов Западной Сибири. Томск, 1963.

4. И. А. Немировский, Ю. Я. Комисаренко. Динамика насосных станций систем гидроавтоматики станков. Известия ТПИ, 1964.

5. ЭНИКМАШ. Отчет по теме К 58-8. Воронеж, 1962.

6. И. 3. 3 а й ч е н к о. Автоколебания в гидропередачах металлорежущих станков. Машгиз, 1962.

7. Г. Т. Г р о с с ш м и д т. Исследование работы некоторых переливных клапанов станочных гидроприводов при установившемся режиме. Таллин, 1959.

8. Г. Т. Гроссшмидт. Расчет динамических характеристик типового станочного гидропривода с дроссельным регулированием скорости. Таллин, 1958.

9. Е. М. X а й м о в и ч. Гидроприводы и гидроавтоматика станков. Машгиз, 1959.

10. В. В. Ермаков. Основы расчета гидропривода. Машгиз, 1951.

H.A. В. Б а ш а р и н. Расчет динамики и синтез нелинейных систем управления. Госэнергоиздат, 1960.