Два варианта задания требований к механической характеристике исполнительного механизма: кривая (1) – заданы Vхх поТз и Fp.Min; (2) – заданы Vf по тз и Fp.Min
При таком задании механической характеристики привода эффективная площадь поршня (Ап min) будет минимальной. Оценка этой площади поршня определяется следующим выражением:
(2.3)
где Pso =Pп.min - Pc.max - т.е. - разность между минимальным давлением подачи и максимальным давлением слива, а F - некоторый запас по развиваемой силе. Здесь Pп.min, Pc.max - соответственно минимально возможное давление подачи и максимальное давление слива по техническому заданию на проектирование привода.
Полная максимальная проводимость электрогидравлического усилителя (ЭГУ) для этого простейшего проектного случая определяется в соответствии со следующим выражением:
(2.4)
Механическая характеристика, соответствующая этому решению, показана на рис.2.2.1 (кривая 6). Совершенно иная проектная ситуация возникает при проектировании исполнительного механизма привода при условии обеспечения скорости поршня Vf при заданной нагрузке F. Проводя расчет максимальной проводимости Gэгу(i max)=Gmax по условию прохождения механической характеристики через точки Fp.min и (F,Vf), получим следующее выражение для максимальной проводимости гидрораспределителя:
(2.5)
Здесь PТf и Pkf - потери давления в длинных соединительных гидромагистралях от источника гидропитания до привода и потери давления в соединительных каналах корпуса привода при скорости поршня Vf при нагрузке на выходном звене F, т.е. при расходе равном Q=AпminVf. В этом случае, можно получить исполнительный механизм привода с чрезмерно большой скоростью холостого хода и скоростью при максимальной помогающей нагрузке (- Fp) Vmax, что может оказаться неприемлемым при малых нагрузках, как для целей управления, так и с точки зрения экономии энергии. Этот вариант решения показан на рис.2.3 (кривая 2).
Потери давления в соединительных каналах корпуса и в длинных соединительных линиях определяются, как суммы потерь в трубопроводах и на местных сопротивлениях в функции квадрата расхода жидкости в канале при скорости поршня Vf. Значения указанных потерь давления определяются следующим образом. Для каждого из трубопроводов (наливного и сливного) и каждого местного сопротивления строится зависимость потерь давления на них от расхода по формулам:
(2.6)
(2.7)
Потери на местных сопротивлениях определяются по формулам:
Здесь i – номер местного сопротивления в канале гидроагрегата, n – количество местных сопротивлений, Re – число Рейнольдса (Re =Vжdт/).
Потери давления в трубопроводах и на местных сопротивлениях (внезапные сужения потока, расширение потока, поворот потока и т.п.) представляются в виде графиков, типовой вид которых показан на рис.2.4.
Общие потери давления определяются путем суммирования полученных кривых по вертикали. При любом расходе жидкости, например Qvo могут быть определены потери в трубопроводах и в гидроагрегате, как Pvo.
Более подробные сведения о расчёте потерь давления на местных сопротивлениях можно найти в [2.2].
Рис.2.4
Зависимость потерь давления в трубопроводах PT и на местных сопротивлениях гидроагрегата Pk от расхода жидкости Qv.
Общие потери давления определяются путем суммирования полученных кривых по вертикали. При любом расходе жидкости, например Qvo могут быть определены потери в трубопроводах и в гидроагрегате, как Pvo.
Более подробные сведения о расчёте потерь давления на местных сопротивлениях можно найти в [2.2]. Расход рабочей жидкости в исполнительный механизм привода при А.min и при отсутствии внешней нагрузки будет равен
. (2.8)
Если по условиям проектирования скорость холостого хода (Vxx) и скорость поршня при помогающей нагрузке (Vm=Vmax), а также максимальный потребляемый расход (Qmax) должны быть ограничены, то целесообразно пойти на некоторое увеличение развиваемой приводом силы F > Fp.min. Очевидно, что через точку (Vf,F) на рис.2.2.1 можно провести множество кривых механических характеристик привода V=V(F), которые удовлетворяют ограничению Fp > Fp.min. Естественно, что в этом случае произойдет увеличение эффективной площади поршня, однако снизится скорость поршня в режиме холостого хода и скорость при помогающей нагрузке. Вполне возможно, что при таком проектном решении снизится потребляемый приводом расход рабочей жидкости при отсутствии нагрузки и при помогающей нагрузке. Для уяснения методики расчёта параметров исполнительного механизма (эффективной площади поршня и максимальной проводимости гидрораспределителя) рассмотрим простой расчётный случай, содержащий оценку потери давления на участке гидравлической системы, схема которой представлена на рис.2.5.
Рис.2.5