Автореферат (Разработка и исследование электрогидравлического привода с раздельным управлением группами поршней), страница 2

Согласованная работа гидроцилиндров осуществляется при помощиспециальных распределяющих устройств. Распределяющими устройствамиуправляет специальный электронный блок, получающий в качестве входныхсигналов определенные задания и данные о текущем положении выходного звенапривода. На Рисунке 2 представлен один из вариантов реализации привода.Данная схема не отражает нюансов конструктивного взаимодействия ееэлементов, но позволяет понять принципиальное устройство такого привода.4Рисунок 2. Схема привода с кулачковым механизмом.Для показанного привода предложен способ вычисления крутящегомомента:∑⃗⃗⃗⃗⃗где – число поршней, ⃗⃗⃗⃗ – вектор силы со стороны давления, ⃗ – вектор,характеризующий профиль.⃗{(()())(()())}где – кратность профиля,– амплитуда хода толкателя,– текущий угол поворота вала,– начальный угол установки толкателя относительно кулачка.Удобство предложенного способа заключается в том, что для вычислениямомента необходимо знать лишь величины давлений в рабочих камерахцилиндров и геометрические параметры механизма.Описанный привод может работать в различных режимах:режим двигателя с мягкой характеристикой,режим слежения по углу поворота вала,режим слежения по угловой скорости вращения вала,специальные режимы с повышением энергетической эффективности.Ожидается, что для приводов такого типа отношение максимальнойскорости вращения к минимальной составит не менее 1000.5Во второй главе приводится описание математической моделиэлектрогидравлического привода с раздельным управлением группами поршней.В качестве механизма преобразования движения для привода, описанного вмодели, использован кривошипно-ползунный механизм.

Распределяющимиустройствами являются электрогидравлические усилители мощности. Присоставлении модели принято, что насосная станция, питающая привод, являетсяидеальным источником давления и гидравлическое сопротивление линий мало.Расчетная схема модели показана на Рисунке 3.Рисунок 3. Расчетная схема математической модели.Уравнение движения выходного вала с учетом приведенного моментаинерции, внешнего нагружающего момента и момента трения выглядитследующим образом:()где – приведенный к валу момент инерции;– внешний нагружающий момент;– момент трения в нагрузке.и– моменты, создаваемые каждым из поршней.Для описания трения в нагрузке учитывается момент сухого и вязкого трения:{()| |( )| |где– коэффициент вязкого трения в нагрузке,– момент сухого трения в нагрузке,– угловая скорость вращения вала,– некоторое достаточно малое пороговое значение скорости вращения.Полагается, что в шарнирных соединениях шатунов с коленчатым валомупругость отсутствует, а в соединении ползуна с шатуном присутствуютнекоторая конечная жесткость и люфт.

Для удобства описания упругихдеформаций и перемещений в пределах люфта в модель введено фиктивноебезмассовое звено, которое упруго соединено с ползуном и имеет люфт в6сочленении с поршнем. Учитывая это, записаны уравнения движения поршня ипромежуточного звена:((()))(())(|)|||где– перемещение поршня гидроцилиндра,– перемещение ползуна,– перемещение промежуточного звена,– масса поршня,и– давления в полостях гидроцилиндра,– рабочая площадь поршня,– сила трения, возникающая в уплотнениях гидроцилиндра,– сила, действующая со стороны промежуточного звена на поршень,– коэффициент демпфирования в сочленении промежуточного звена сползуном,– жесткость в сочленении промежуточного звена с ползуном,– величина зазора в сочленении поршня с промежуточным звеном.Положение и скорость ползуна однозначно задаются положением искоростью вращения выходного вала:(√((()()())))()√Сила трения в гидроцилиндре является функцией от скорости движенияпоршня и давлений в полостях цилиндра.

Вычисляется она как сумма силыШтрибека, кулоновской силы сухого трения и силы вязкого трения:((({)(|)|)()||)||где– сила Кулоновского трения, которая зависит от давлений в полостяхцилиндров;- коэффициент изменения силы страгивания,– коэффициент, характеризующий интенсивность спада силы страгивания;– коэффициент вязкого трения;– пороговое значение скорости.7()||– сила трения, возникающего от предварительного поджатиягдеуплотнений.Давления в полостях гидравлических цилиндров вычисляются из уравнениябаланса расходов с учетом сжимаемости жидкости:()()где– приведенный модуль упругости жидкости.– расходы через обратные клапаны из линии низкого давления вполости цилиндров и из полостей цилиндров в линию высокого давления.Вычисляются они следующим образом:√||()√||()√||()√||()где– проводимость клапана;– высота подъема запорного элемента клапана.В простейшем случае динамические свойства клапана могут не учитыватьсяи величина подъема принимает только два значения: ноль или максимум.

Однакопредварительное моделирование показало, что именно из-за динамическихсвойств клапана возможны обратные токи жидкости. В связи с этим моделируетсядинамика движения запорного элемента клапана.Высота подъема запорного элемента клапана вычисляется из его уравнениядвижения:()где – сила Архимеда,– вес запорного элемента,() – сила, действующая на запорный элемент состороны жидкости.При вычислении расходов через дросселирующие щели золотниковыхраспределителей учитывается микрогеометрия кромок золотника и гильзы.

Схемазолотниковой пары показана на Рисунке 4.8Рисунок 4. Схема золотниковой пары.Выражения для расходов и величины открытия щелей записываютсяследующим образом:√||()√()(||)√||()√()(||)√||()√()(||)√||()√()(||)где – номер ЭГУ– величина открытия k-ой щели -го распределителя (см. схему на Рисунке 4);– радиус скругления кромок;– радиальный зазор в паре золотник-гильза.– вспомогательные величины:где– перекрытия кромок.Динамические свойства электрогидравлического усилителя описаныдифференциальным уравнением второго порядка.

Однако, было выявлено, чтополностью линейной модели в этом случае недостаточно. Необходимо учестьгистерезис магнитной системы, гистерезис, вызванный трением в золотниковойпаре, а также несимметричность статической характеристики. Поэтому всовокупности модель ЭГУ выглядит следующим образом:()9{Принятая форма петли гистерезиса показана на Рисунке 5.Рисунок 5. Форма петли гистерезиса.Длянахождениячисленныхзначенийнекоторыхпараметровматематической модели проведена процедура идентификации. Значенияперекрытий, постоянных времени ЭГУ, коэффициентов демпфирования ЭГУ,коэффициентов статической характеристики ЭГУ, а также модуля упругостижидкости подбирались, чтобы наилучшим образом обеспечить совпадениерезультатов расчета модели и экспериментальных данных.

Для этого былапоставлена и решена задача безусловной минимизации, в которой варьируемымипараметрами выступали указанные выше величины, а в качествеминимизируемого критерия использована количественная мера отличияпереходных процессов при повороте вала, а также величин давлений в полостяхцилиндров.В результате проведенных действий получено очень хорошее совпадениерасчетных и экспериментальных данных, что показано на Рисунках 6 и 7.Рисунок 6.

Сравнение переходных процессов при повороте вала на заданный угол.10Рисунок 7. Сравнение давлений в полостях цилиндров.В третьей главе представлен экспериментальный комплекс для исследованияэлектрогидравлического привода с раздельным управлением группами поршней.В состав экспериментального комплекса входят следующие компоненты: макетный образец привода; насосная станция; система управления и сбора данных, состоящая из аппаратной части ипрограммного обеспечения.Структурная схема комплекса показана на Рисунке 8.Рисунок 8. Структурная схема экспериментального комплекса.11Непосредственно экспериментальный комплекс показан на Рисунке 9.1234567Рисунок 9. Экспериментальный комплекс.

1 – инерционная нагрузка, 2 –макетный образец привода, 3 – датчик углового положения, 4 – нагружающееустройство, 5 – компьютер, 6 – датчики давления, 7 – блок сопряжения.Система управления, организованная на базе компьютера, позволяетреализовывать различные алгоритмы.Система сбора данных обрабатывает информацию с датчика угловогоположения вала, датчиков давления в полостях цилиндров, датчиков положенияпоршней с частотой 1 кГц.

Обработанные данные могут быть выведены на графикили записаны в текстовый файл для дальнейшего использования.При проведении эксперимента на созданном комплексе зарегистрированыминимальная скорость вращения выходного вала 0,1 об/мин и максимальнаяскорость вращения 100 об/мин.В четвёртой главе предложены и проанализированы алгоритмыуправления управления приводом.В ходе исследования было выявлено существенное взаимное нагружениегрупп поршней в составе привода.

Для борьбы с этим явлением разработанспециальный алгоритм коррекции. Наибольшие проблемы в работе приводавозникают в моменты прохождения поршнями мертвых точек, при этом дляустранения взаимного нагружения нужно корректировать давления в полостяхцилиндра. Предложенный алгоритм работает следующим образом: придостижении поршнем некоторой зоны около мертвой точки коэффициентусиления по углу поворотауменьшается, а коэффициент усиления по разницедавлений в полостяхвозрастает от нуля до некоторого значения.

Дляпереключения коэффициентовив безразмерной форме предложеныследующие зависимости:(())(())где – безразмерное смещение поршня,– безразмерная величина смещения поршня, при которой происходитизменение коэффициентов. Наглядная графическая интерпретация этого методапоказана на Рисунке 10.12Рисунок 10.