Выбор расходно - перепадной характеристики гидравлического клапана - регулятора давления газо - гидравлического привода летательного аппарата Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 629.7.062.2

ВЫБОР РАСХОДНО - ПЕРЕПАДНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО КЛАПАНА - РЕГУЛЯТОРА ДАВЛЕНИЯ ГАЗО - ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ПРИВОДА ЛЕТАТЕЛЬНОГО

АППАРАТА

Разработана проектная методика по выбору расходно-перепадной характеристики гидравлического клапана - регулятора давления газо-гидравлического привода, в энергетическом канале которого использованы твёрдотопливный газогенератор с аксиально-поршневым мотор-насосным агрегатом. Показано, что наилучшие энерго-массовые характеристики твёрдотопливного газогенератора обеспечиваются за счёт применения гидравлического регулятора давления с реализацией режима перекомпенсации гидродинамической силы в запорно-регулирующем элементе клапана.

Ключевые слова: газо-гидравлический привод, твёрдотопливный газогенератор, рулевая машина, гидравлический регулятор давления, аксиально-поршневой мотор-насосный агрегат, гидродинамическая сила.

Совершенствование массовых показателей элементов, входящих в состав летательного аппарата (ЛА), является актуальной задачей процесса создания эффективных средств управления движением ЛА, в том числе и рулевых приводов.

К числу рулевых приводов, обладающих высокойудельной мощностью, следует отнести газогидравлический привод, в энергетическом канале которого использованы твёрдотопливный газогенератор (ТГ) и преобразователь энергии газа в энергию потока жидкости - аксиально-поршневой мотор-насосный агрегат (АПМНА) [1].

На рис. 1 представлена принципиальная схема газогидравлического привода с ТГ и АПМНА, используемых в качестве энергоблока привода (рис. 2).

Рис. 1. Газогидравлический привод с ТГ и АПМНА: 1- ТГ; 2 - АПМНА; 3 - рулевая машина; 4 - клапан-регулятор давления, 5 - пополнительный бак-вытеснитель

207

В.И. Лалабеков, С. Л. Самсонович

Рис. 2. Энергоблок газогидравлического привода в составе ТГ-АПМНА: 1 - камера сгорания; 2 - заряд; 3 - крышка; 4, 5 - фильтры грубой и тонкой очистки; 6 - газоход; 7- воспламенитель; 8 - инициатор; 9 - газовый мотор; 10 - гидравлический насос; 11 - бак с рабочей жидкостью

Отличительной особенностью работы ТГ в составе АПМНА является зависимость давления газа РГ от давления нагнетания Рн рабочей жидкости в соответствии с соотношением, характеризующим равенство моментов движущего МдВ и нагрузки Мц при сохранении постоянной скорости вращения вала насоса, которая имеет вид:

МДВ=М

Н>

ЯМ Р Р

где дми - удельные объёмные расходы за оборот соответственно газового мотора (ГМ) и гидронасоса (ГН) АПМНА.

Давление Рн{рис. 1) в магистрали нагнетания рулевых машин (РМ) 3 формируется в гидросистеме работой переливного клапана - регулятора давления 4 вфункции от расхода Q рабочей жидкости через клапан в соответствии с Р#(0 - расходно-перепадной характеристикой (РПХ) по одному из трёх вариантов зависимости:

Рн(0)=

Ро+кО(\) Р0=С,от1 (2)

где Р0 - требуемоеминимальное давление в магистрали нагнетания; к - коэффициент, характеризующийжёсткость РПХ клапана прямого действия без компенсации гидродинамической силы; Ртах - максимальное значение давления настройки клапана с перекомпенсацией по гидродинамической силе; кдр-коэффициент, характеризующий жёсткость РПХ клапана с перекомпенсацией по гидродинамической силе.

Вид РПХ Q(P) клапана определяется, как показано в работе [2, 3], конфигурацией профилясечения промежуточной камерыи направлением истечения струи из канала слива относительно направления действия силы пружины. В канале слива, за счёт соответствующегоподбора формы площади профиля, формируется поток рабочей жидкости с давлением, которое определяетвеличинугидродинамической силы (ГДС), а направление истекающей струиотносительно оси действия сил в клапане - её знак в балансе сил,действующих на запорно-регулирующий элемент (ЗРЭ) (рис. 3).

Рис. 3. Принципиальная и конструктивная схемы клапана с профильной канавкой в ЗРЭ для управления действием гидродинамической силы: ЗРЭ - запорно-регулирующий элемент;

ПР - пружина; ПКС - профилированный канал слива;

ДР - дроссель регулируемый

Так, вид РПХ (рис. 4) характеризуетотсутствие компенсации гидродинамической силы.Этот случай характерен для работы клапана,когда ГДС и сила от пружины имеют один знак и направлены против действия силы от давления нагнетания.Уравнение (2) характеризует компенсацию ГДС,когда ГДС и сила от пружины имеют противоположные знаки при одинаковой величине и направлены против силы от давления нагнетания, а уравнение (3) - перекомпенсацию ГДС на ЗРЭ (рис. 4). Изменение конфигурации профиля канала слива обеспечивает регулирование режима действия ГДС на ЗРЭ, реализуя, при необходимости, один из трёх видов РПХ.

Для РПХ, представленных на рис. 4, преобразованные приходно-расходные характеристики ТГ и АПМНА с регулятором давления (РД)в плоскости параметров с координатами"массовый секундный расход (т) -давление газа (Р)" ТГ имеют вид (рис. 5):

Рис. 4. Виды расходно-перепадных характеристик клапана: 1 - РПХ1 без компенсации ГДС; 2 - РПХ2 с компенсацией ГДС; 3 - РПХ3 с перекомпенсациейГДС; Р0 - минимальное значение давления нагнетания для РПХ1, 2; Qmax - максимальное значениепотребляемого расхода рабочей жидкости; Р1тах - максимальное давление для РПХ 1; Р3тах - максимальное давление для РПХ 3

Рис. 5. Варианты приходно-расходных характеристик (ПРХ) ТГ

с АПМНА и РД: а - ПРХ без компенсации ГДС; б - ПРХ с компенсацией ГДС; в - ПРХ с перекомпенсацией ГДС

Кривые массового секундного прихода газа при работе ТГ определяются зависимостью т = f (P):

т = u -у- S = utз - Pv - у- S,

где u - скорость горения топлива, utз - коэффициент чувствительности

скорости горения "и " к начальной температуре эксплуатации заряда^, Р -давление газа, V - показатель степени в законе горения топлива, у - плотность топлива, S - поверхность горения.

210

Две кривые массового секундного прихода газа ТГ на рис. 5 для каждого варианта РПХ соответствуют граничным значениям температуры эксплуатации топлива " + " и " _ ".

Следует отметить, что при эксплуатации в составе изделия каждому варианту РПХ регулятора давления соответствует ТГ с различным разбро-сомвнутрибаллистических характеристик (m, P) и массы.

Задачей настоящего исследования является определение вида РПХ РД, при использовании которого масса ТГ минимальна.

Независимо от вида выбранной РПХ РД необходимым условием работы энергоблока ТГ-АПМНА в составе привода является обеспечение при минимальной температуре эксплуатации^, требуемых энергетических параметровгаза ТГ (mmin, Pmin), соответствующих максимальной требуе-моймощности потока рабочей жидкости, необходимой для потребления в РМ - N max = P0 • Qmax •

vi, _ Pmln • Qrn p _ q ГН p n q ГМ n mmin --„ „ , Pmln ---Р0, QrM —--Qmax ,

%•R •T q гм q гн

где R и Т - универсальная газовая постоянная и температура продуктов газификации топлива, х - коэффициент тепловых потерь газа.

Решение поставленной задачи, связанной с минимизацией массы ТГ, базируется на использовании уравнения баланса массового секундного прихода и расхода газа в энергоблоке ТГ-АПМНА-РД - соотношения Бори для каждого варианта применения РД [4, 5].

Для расчёта массы ТГ с рассматриваемыми РПХ РД необходимооп-ределение следующих параметров: S-рабочая поверхность заряда ТГ, L-длина заряда, к§- конструктивный коэффициент, характеризующий прочность оболочки корпуса, Pmax при заданных значениях: mmin, Pmin, т-время работы привода, ut , ut , v , g.

Вариант 1 при РПХ РД без компенсации ГДС.

Рабочая поверхность топлива Si определяется для параметров mmin, Pmin, ut , v , gпо уравнению Бори:

m

S -

min

Uu _•!• Pm

t З _ ' min

Длина заряда L2, при которой обеспечивается заданное время работы t, рассчитывается для параметров umax, Pi max, т, ut , v , g по уравнению:

L1 — umax • ^ — ut3 + • P1 max • ^.

Масса заряда m^ рассчитывается по выражению:

о г Uf3+

тз1 = S • L ^ = —3+

Г Т,

1max

•mmin • Х,

Щ3_ V Рт1п у

Масса ТГ1 определяется как сумма масс заряда тЗ и стальной оболочки корпуса тк. Масса оболочки корпуса зависит от объёма заряда, а её толщина - от максимального давления газа, формируемого регулятором давления гидросистемы:

11тах

тТГ1

utз+

utз_ V Pmin

m

min

•X-i1 + • P1max)•

Вариант 2 при РПХ с компенсацией ГДС

Рабочая поверхность топлива £2 определяется для параметров тт1п, Рт1п, , V , 7 по уравнению Бори:

з _

_ mmin

>2

щ з _ '!•p

>v

1 з _ ' ~ min

Следует отметить, что в расчётах вариантов 1 и 2 как это видно из ПРХ ТГ (рис. 5, а и б) при равенстве минимальных прихода газа и давления выражения для определения поверхности горения совпадают и поэтому 51 = S2.

Длина заряда L2, при которой обеспечивается заданное время работы т, рассчитывается для параметров umax, Pmin, т, ut , v , g по уравнению:

L2 = umax • X = ut3 + • Pmin • X.

Масса заряда тз 2 рассчитывается по выражению:

о г ut3+ ■

т3 2 = 5 2 • L2 •Y^^ • т min •Х.

ut3 _

Масса ТГ2 определяется как сумма масс заряда т3 и стальной оболочки корпуса mK. Масса оболочки корпуса зависит от объёма заряда, а её толщина - от максимального давления газа, формируемого регулятором давления гидросистемы:

Ut

тТГ 2 • m min+ • Pmin )•

ut3 _

Вариант 3 при РПХ с перекомпенсацией ГДС

Рабочая поверхность топлива S3 определяется при известных параметрах mmin, P3max, ut , v , g по уравнению Бори:

S _ mmin

Щ3_ 'У'^Зшах

Длина заряда Ьз, при которой обеспечивается заданное время работы т, определяется для параметров итах, Рт1П, т, щ , V по уравнению:

з+

L3 _ umax • t _ ut3 + • Pinin • Масса заряда тз 3 рассчитывается по выражению:

Г „ ЛП

u

т33 _S3 • L3 • g_

t3+

р

1 min

ut3_ V P3max У

• mmin •

Масса ТГ3 определяется как сумма масс заряда т33 и стальной оболочки корпуса тк. Масса оболочки корпуса зависит от объёма заряда, а толщина оболочки - от максимального давления газа, формируемого регулятором давления гидросистемы:

Г ^ ЛП

тТГ 3

ut3+

р min

ut3 _ V p3max )

m min

•!•(! + £5 • p3max)•

р3

Варьируя P3max, при фиксированном значении Pmin, можно определить оптимальное значение максимального давления газа, при котором масса ТГ3 будет иметь минимальное значение. Действительно, увеличение p3max приводит к снижению массы заряда за счёт уменьшения члена

(р . У

—, но одновременно происходит повышения массы корпуса за

v Р3 max )

счёт увеличения члена £5 • P3max. Этим фактом обосновывается наличие оптимального значения максимального давления газа в ТГ3.

Выражения безразмерных массовых характеристик ТГ для использования в гидравлическом регуляторе давлениятрёх вариантов РПХ имеют следующий вид:

mm _ _(Р^ | .(! + ^plmax)

ut3 + • „. V Pmin )

v

ut3 _

• m • • t "'min L

ттг 2 = тТГ 2-_ (1 + k5 • Pmin)

ut3+ . —• т • • t '"min L

Ut3 _

ттг 3 _ ^^ _ (y • (1 + £5 • Р3 max) Ut3 + • V P3max J

ut3 _

тшт •t

На рис. 6 представлены результаты расчёта массовых характеристик ТГ для трёх вариантов РПХ РД прииспользовании следующих параметров: Рп^п = 100 кГ/ см2 , V = 0,62, = 0,008сл/2/кГ, т = 100с в диапазоне изменения максимального давления Рт*х = СМ .

кг 1.9

т1(Р)18 т2(Р) тЗ(Р)17

1.6 1.5

100 150 200 250

Р

/

V ч N

?--

рор1 тахЗ /

Рис. 6. Массовые характеристики ТГ т^ = /(Ртах) для трёх вариантов РПХ РД

Как следует из графиков т^г — /(^тах)> наименьшей массой располагает ТГЗ, входящий в состав энергоблока с клапаном, вид РПХЗ кото-ройформируетсяв результате перекомпенсации пщродинамической силы на ЗРЭ. При этом следует отметитьналичие локального минимума массы

ТГЗ.Оптимальное давление при котором обеспечивается мини-

мальное значение массы ТГЗ можно найти в результате приравнивания ну-

лю первой производной

(ЛР

= 0:

Зтах

с1м

ТГЗ

(1Р<,

Зтах

пил

^3 тах )

(1 + Аг5Р3тах)

111111

-V

= 0.

Зтах 4 / о Зтах. После преобразования выражение для оптимального максимального давления примет вид:

рорг у Зтах кь-{\-у)

Подставив параметры в после преобразования, получается

оптимальное значение максимального давления газа, при котором обеспечивается минимальная масса ТГЗ:

рорг = у 0,62 = 2()4 кГ

Зтах *5.( 1-у) 0,008 (1-0,62) см2' Масса трг для трёх вариантов РПХ при подстановке параметров: РШп=100кГ/см\ тпШ1 =20-10'3кг/с,

= 1>5> Р3°тах =204кГ/см2, г=100с, Р1тах=1МкГ/см2 (по опытным данным), даёт следующий результат:

ut3+ тТГ\ ~ — ' m

и

шш

^ •(1 + ^8^тах) = 5,98кг;

v Pmin )

и

m ТГ2 =

uh-

m

min

х-(\ + к6-Ртт) = 5Акг-,

ut3+

тТГЪ

uh-

111111

* nun

V Рз тах

(l + £sPlmax) = 5,0кг.

Зависимость оптимального давления = /(^5) при изменении

коэффициента прочности в диапазоне 0.008...0.025 кг-сл/2Дгдля у=0,62 представлена на рис. 7.

кг

50'-

мсг3 o.oi 0.012 0.014 кгсм2/кГ к8

Рис. 7. График зависимости = f{k&)

215

Как следует из результатов расчёта, наименьшую массу имеет ТГ3 с использованием в составе энергоблока приводагидравлического регулятора давления, реализующегоРПХЗв режимеперекомпенсации гидродинамической силы на ЗРЭ.

Таким образом, при реализации РПХ РД с перекомпенсацией по ГДС на запорно- регулируемом элементе масса ТГ уменьшается ~ на 5...7%.

Список литературы

1. Бобко А.М., Боровский Э.В., Данилов Ю.А., Крюков Л.В., Лагутин Б.Н., Лалабеков В.И., Посохин Г.Н., Труханов Г.А., Шмачков Е.А. Основы теории и практика отработки аксиально-поршневых моторнасосных агрегатов бортовых источников питания рулевых приводов РДТТ. М.: НТЦ "Информтехника", 1994.

2. Демидов Ю.С., Кустов В.Н. Переливной клапан, авторское свидетельство № 1408147 от 25.01.87 г, кл. F 16 K 17/04.

3. Башта Т.М., Руднев С.С., Некрасов Б.Б. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. М.: Машиностроение, 1982.

4. Лалабеков В.И., Прилипов А.В. Газогидравлический рулевой привод органов управления ЛА. Основы разработки. М.: ФГУП "НПЦ" Информтехника", 2012.

5. Арзуманов Ю.Л., Халатов Е.М., Чекмазов В.И., Чуканов К.П. Математические модели систем пневмоавтоматики: учебное пособие. М.: Изд-во МВТУ им. Н.Э. Баумана, 2009. 294 с.

Лалабеков Валентин Иванович, д-р техн. наук, проф., Lalabe-kov. [email protected], Россия, Москва, Московский авиационный интститут,

Самсонович Семен Львович, д-р техн. наук, проф., Lalabe-kov. [email protected], Россия, Москва, Московский авиационный интститут

THE CHOICE OF CONSUMABLE AND PRESSURE DROP CHARACTERISTICSHYDRA ULIC VAL VE - PRESSURE REGULATORGAS HYDRA ULIC

ACTUATOR AIRCRAFTAPPARATUS

V.I. Lalabekov, S.L. Samsonovich

Developed project methodology for selection of expenditure and pressure drop characteristics of the hydraulic valve - regulator of pressure gas-hydraulic actuator, an energy channel which used solid propellant gas generator with axial-piston motor-pump unit. It is shown that the best energy-mass characteristics of solid propellant gas generator is provided by the use of a hydraulic pressure regulator with the implementation of overcompensation mode hydrodynamic forces in shut-off and control element of the valve.

Key words: gas-hydraulic drive, solid propellant gas generator, steering car, hydraulic regulator ofpressure, axial and piston mo-Torahs-pump unit, hydrodynamic force.

216

Lalabekov Valentin Ivanovich, doctor of technical sciences, professor, Lalabe-kov. [email protected], Russia, Moscow, Moscow aviation intstinut,

Samsonovich Semen L'vovich, doctor of technical sciences, professor, Lalabekov. [email protected], Russia, Moscow, Moscow aviation intstinut

УДК 621.86

ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ПЛАСТИНЧАТЫХ МУФТ

В.Ю. Ильичев, П.В. Витчук

Даны зависимости для расчета возможного уровня переменных сил и моментов, возникающих в пластинчатых муфтах при радиальном и угловом смещениях осей валов. Представлены результаты экспериментального исследования статической и динамической жесткости муфты. Даны рекомендации по выбору числа пластин.

Ключевые слова: деформация, динамика, жесткость, колебания, пластинчатая муфта, смещение валов, экспериментальный стенд.

Различные конструкции соединительных муфт нашли широкое применение в машиностроении для соединения валов механизмов. Муфты служат для передачи крутящего момента с одного вала на другой. Некоторые типы муфт также предохраняют механизмы от перегрузки по крутящему моменту, препятствуют их реверсированию, гасят передаваемые вибрации и удары и др.

Существует значительное число различных вариантов исполнения муфт, которые принято классифицировать в зависимости от назначения и характера работы. В настоящее время не существует единой классификации муфт, а авторы [1-4 и др.] предлагают достаточно разнящиеся классификационные группы. В данной работе использована классификация муфт, предложенная Ряховским О. А. [1]:

1) управляемые - муфты с временным (единичным или многократным) разъединением валов;

2) постоянные - муфты с постоянным соединением валов;

3) самоуправляемые - муфты, автоматически разъединяющие валы при определенных условиях.

В свою очередь, постоянные муфты подразделяют на:

1) глухие: втулочные, фланцевые и др.;

2) компенсирующие: зубчатые, шарнирные, пальцевые с металлическими дисками и др.;