427
.pdfПредполагая ламинарный характер течения жидкости в трубопроводах и постоянное значение коэффициентов местных потерь и используя понятие суммарных проводимостей GM трубопроводов и GM местных сопротивлений, гидравлические потери Ар\ и Лр 2 можно записать в виде
- |
'а - |
* |
(18) |
|
Чя 1
В уравнения (13) - (17) входят параметры потока Q\=QH и рн на выходе насоса. Для нерегулируемого насоса и последовательно включенного дросселя клапан насоса является переливным, настроенным на давление
РСЛ (рис. 1.3, б). Если производительность насоса Q},\ выбрана так, что при полном отключении дросселя обеспечивается максимальная скорость движения, то при регулировании скорости под нагрузкой клапан будет поддерживать давление в диапазоне рн\<рн< ркл. Насос будет работать на крутом ниспадающем участке статической характеристики, на котором
Рн=Ркл |
Ркл |
~ Рн\ |
„ |
(19) |
^ |
QH. |
Система уравнений (11)-(17), описывающая основные процессы в гидроприводе, нелинейная, и ее решение в замкнутом виде вызывает большие трудности. В такой постановке она может быть решена численными методами с использованием ЭВМ. Однако, как показывает опыт расчета и проектирования гидропривода, может быть сделан ряд допущений, которые упрощают задачу и в большинстве случаев на этапе проектирования позволяют получить удовлетворительные результаты.
1.3. Определение закона движения и времени срабатывания гидропривода
Наиболее полная постановка и решение задачи динамики гидропривода с регулированием на входе или выходе представлены в [5]. Математические модели с учетом сжимаемости жидкости даны в работе [12]. В работе [б] предлагается графоаналитический метод решения уравнения движения гидропривода без учета вязкого трения и сжимаемости жидкости.
- 1 2 -
Рассмотрим некоторые частные случаи.
1. Гидроцилиндр с двухсторонним штоком. Предполагая, что трубопроводы короткие и гидравлические сопротивления арматуры несущественны, производительность и давление насоса постоянны (QH - const; рн - const), математическую модель привода можно существенно упростить и свести к уравнениям (11), (15) и (16).
Из уравнения (11) определяем |
и |
dp^jdt. |
|
||||||
|
|
т . |
J3 |
Рс |
|
|
т .. |
р . |
|
|
P * = - f v + J v + f > |
d p d / d t = - f v + J y |
|||||||
Подставляем эти выражения в (15), после несложных преобразований |
|||||||||
получим |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Jj-mnpv + |
(rdmnp |
+ / ? - ^ - ) v |
+ |
( F 2 |
+rdj3)v = |
FQd-КрРс- |
|||
|
пр |
|
|
|
пр |
|
|
|
|
Поделив обе части уравнения на множитель |
v и переходя к оператор- |
||||||||
ному виду, получим |
|
|
|
|
|
|
|
||
[:TrTMS2 |
+ (Тм + Tem)S +1] v = |
KvQd - КрРс, |
(20) |
||||||
т - |
V |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где 1 г ~ 1ТГ |
- гидравлическая постоянная времени привода, отра- |
||||||||
жающая влияние сжимаемости жидкости и деформацийг |
кmонстр"Pf'd укций |
||||||||
(трубопроводы, |
цилиндры) на динамику привода; * м ~ |
+ ^ ^ |
|||||||
|
|
|
= |
РЪ |
|
|
|
|
|
|
|
|
- |
|
|
|
|
|
|
механическая постоянная времени, выражающая запаздывание от инерци- |
|||||||||
|
Г *Тоу!Л |
|
LF2+Prd) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(F |
Л . |
|
коэффициент усиления по ско- |
||
|
|
|
|
+(3гд) |
|
|
|
|
|
Кр |
= |
|
^ |
Г ~ коэффициент передачи, учитывающий влия- |
|||||
|
(F |
+ fird) |
|
|
|
|
|
ние внешней нагрузки.
- 13 -
Для оценки коэффициента Р вязкого трения гидродвигателя восполь-
зуемся механическим КПД |
Т]м . |
|
На номинальном режиме Р УНом |
ном, из которого сле- |
|
. ном |
. |
|
дует Р — |
|
|
^ном |
|
|
Выходным и задающим сигналом является |
— Q(,p, поэтому урав- |
нение движения следует решить совместно с уравнением статической характеристики дросселя, которая для рассматриваемого случая
Gmaxf друРн -Рд • |
(21) |
Уравнение (21) линеаризуется в окрестности точки |
Рд = ^ - |
f dp ~ f dp max (f dp = Ъ > Д-[я чего раскладываем его в ряд Тейлора, и с точностью до величин первого порядка малости получим
|
|
Qdp |
= Kdpfdp |
~ Кор Рд, |
(22) |
где л ф - |
_(dQdp,f.max |
- коэффициент, |
отражающий регулировочные |
||
) |
Рд=° |
||||
|
° Jdp |
|
|
|
|
|
|
Kqp |
|
jrip max |
|
свойства |
дросселя; |
~ (т |
) р _ 0 |
- коэффициент, отражающий |
|
|
|
|
lr др |
|
|
влияние нагрузки на расход через дроссель.
Решая совместно уравнения (11), (15) и (22), получаем уравнение
[TrTMS2 + (Ти + Tem )S + l]v = KJ0p - КрРс, |
(23) |
где во всех |
выражениях постоянных времени и коэффициентов уравнения |
|
(20) вместо |
гд следует подставить г', - г д + |
, а коэффициент Kv нужно |
умножить еще на KQ . |
|
Уравнение (23) колебательного звена описывает закон изменения скорости движения выходного звена, например при предварительно закрытом
- 14-
дросселе и переключенном распределителе в позиции, соответствующей выдвижению штока. Если в некоторый момент времени t = О проходное
сечение |
дросселя |
изменится |
до |
определенного |
значения |
/др ~ fdp ifr. ~ |
(при нулевых |
начальных условиях |
V = V = 0), |
решение уравнения дает представление о переходном процессе (разгоне) поршня гидроцилиндра, степени затухания колебаний, времени движения [9]. На некоторые из этих вопросов можно ответить, не решая дифференциальное уравнение. Для этого уравнение (23) удобно представить в виде
|
СT2S2 |
+ 2£TNS + l)v = KVFDP - KPPC, |
(24) |
где Тп = |
• Tr |
- постоянная времени гидропривода; £ = (Тм |
+Тет) ^ |
|
|
|
2 Т |
коэффициент относительного демпфирования (0 < £ < 1).
Динамические свойства гидропривода при принятых допущениях оцениваются тремя факторами: постоянной времени Ткоэффициентом относительного демпфирования % и коэффициентом усиления по скорости
Kv.
Подставив выражения Т^ и Тг в Тп 5 получим
т |
= |
|
|
|
|
|
тщУ |
_ ™прУ |
\тпр |
|
п |
|
|
|
|
|
j(F2+Prd+Kep№Enp*j2F2Enp |
]С„' |
|||
г |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
l f 2 £ |
* |
- жесткость |
гидроцилиндра (при |
расположении |
|||||
здесь С„ — |
|
|
— |
|
поршня посередине хода). При заданном максимальном ходе поршня жесткость зависит только от одного конструктивного параметра - площади поршня F. С увеличением площади F увеличивается и жесткость цилиндра, так как при этом уменьшаются давление и эффект сжимаемости жидкости. Динамические свойства привода тем выше, чем выше жесткость привода. Для улучшения динамических свойств привода следует принимать меры для уменьшения или устранения газовой фазы, содержа-
- 15 -
щейся в жидкости, и выбирать жидкость, модуль упругости которой не уменьшался бы с увеличением температуры.
Величина СО п— УТп является сопрягаемой частотой, определяет частоту собственных колебаний привода СО п с = СО п yj\ — £ и, следовательно, быстродействие привода как динамической системы.
Коэффициент относительного демпфирования £, |
считая Tf : m , Р и |
|||
достаточно малыми, представим в виде |
|
|||
^ |
Тм |
_ \ |
[7м~ _ KQJmnpCn |
^mnpCn |
|
2jT\/Fr |
2 ]ГГ |
IF2 |
2 В |
Здесь В — Kg^ j F - коэффициент жесткости механической характеристики, с уменьшением которого (т. е. с увеличением скольжения, обусловленного падением скорости под действием нагрузки) коэффициент и соответственно демпфирующие свойства привода увеличиваются. Отме-
тим, что неучтенные гидравлические потери в магистралях еще больше увеличивают %.
Коэффициент усиления по скорости |
пропорционален коэффици- |
|||||
енту усиления дросселя |
К к $ и определяется соотношением |
|||||
К |
|
K°PF |
~ к |
|
= |
|
v |
F2 |
+ /Згд + PKQP |
~ |
др' |
AfdpF |
|
Коэффициент усиления дросселя |
|
можно определить по выраже- |
||||
нию, вытекающему из формул (21) и (22): |
|
|
||||
|
|
тг |
_ ^тах |
ГГ~ |
|
|
|
|
кдр |
|
ЧРи . |
|
|
|
|
|
J dp max |
|
|
|
Коэффициент усиления дросселя |
Kv и его динамические показатели |
- 1 6 -
повышаются с увеличением давления питания рн |
и гидравлической про- |
|||||||
водимости управляющего дросселя. |
|
|
||||||
Решение |
уравнения |
(24) |
|
при |
ступенчатом |
изменении площади |
||
Уф = /др |
может быть представлено следующим образом: |
|||||||
|
v = v 0 [ l - e |
- |
г |
|
« |
|
||
|
|
|
" (cosa>t~- у — — s i n < a O ] |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
V W 2 |
|
где Vq — Kv fd — |
Pc |
- скорость установившегося движения при пло- |
||||||
щади проходного |
сечения дросселя |
f l p ; ш = |
— - частота собст- |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
Т п |
|
венных колебаний демпфированного гидропривода; %/Тп - действительный коэффициент демпфирования.
Типовые процессы выхода привода на установившуюся скорость v0 показаны на рис. 1.4. При 0 < £ < 1 переходные процессы будут иметь характер затухающих колебаний с быстротой, определяемой коэффициентом затухания. При £ — 1 частота колебаний 0 = 0, а переходный процесс
становится апериодическим. В этом случае характеристическое уравнение |
||||||||||||
T 2 S 2 |
+ 2 £ T n +1 = 0 |
|
может |
быть |
представлено |
в |
виде |
|||||
( 7 ^ + 1)(Г25 +1) - 0, где |
Т12 = |
|
|
/ ? ) . |
|
|
||||||
Если при составлении уравнения движения (24) не учитывать утечки |
||||||||||||
(г() = 0) |
и сжимаемость жидкости (Тг |
= 0), то оно примет вид |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
сrMS + l)v = Kvfdp-KpPc, |
|
|
(25) |
|||
Г |
- |
" |
У ^ |
К |
|
FK*P |
К |
- |
|
|
||
где 1 М |
- |
F2 |
|
|
|
;' |
_ гF2 ,+„ьJBK- |
QP' ' РF~ с-F2Z+ JBK( |
|
|
||
+ |
FIK |
|
|
Решение уравнения (25) представляется формулой
- 17-
Рис. 1.4 |
|
|
t |
v = v 0 ( l - e |
(26) |
описывающей апериодический процесс, который за время tjTM >3 отличается от установившегося менее чем на 5 %. Таким образом, приближенно время разгона привода составляет 1 — ЪТм.
Формулы (25) и (26) показывают, что постоянная по величине нагрузка не влияет на качество переходного процесса (на амгшитуду и частоту колебаний), а изменяет лишь значение v0 .
По известному закону изменения скорости движения легко определяют законы перемещения и ускорения выходного звена гидропривода, а также максимальную скорость движения и время отработки заданною перемещения .
2. Гидропривод с длинными трубопроводами, местными сопротивлениями и гидроцилиндром с односторонним штоком. Исходным является уравнение динамики (11), которое с учетом уравнения давления (17) при-
мет вид (рс л - 0). |
|
dv |
|
mnp ~Т~ + fiv — FxpH - FxApx - F2Ap2 - Pc. |
(27) |
- 18-
Давление рн насоса при предположении, что последний работает на характеристике клапана, представим в соответствии с (19) в виде
Pn=Pcn-KK»Qn> |
(28) |
где К,сч - коэффициент усиления клапана, определяющий крутизну его статической характеристики.
Потери давления Арх и Ар2 нагнетательной и сливной магистрали выразим, подставив из уравнений расходов (13) и (14) О, = v == Он, QL = F2V И выдели» перепад давления на дросселе. В результате будем иметь
F? 2 |
2 |
Лр] = 7 t l - v + —— v |
+ . |
^G„
A p 2 |
Fn |
+ |
F7 |
2 = "^2 fdp max 2 = e2V + a 2 v22 + Яфs (г/ ф\ К2 |
; |
|
L'I\ |
|
Um, |
^ т а х / ф |
|
где |
, f > - |
еЬ |
e2 |
~ коэффициенты квадратичных и линейных потерь, |
приведенных к соответствующим площадям F\ и F2 поршня. Подставляя выражения для потерь и уравнение для насоса (28) в урав-
нение движения (27), после группирования слагаемых будем иметь |
|
|||||
|
|
dv |
9 |
1 |
(F{PK1-PC), |
|
|
|
-j + av |
+ev = |
|
(29) |
|
|
|
dt |
|
mnp |
|
|
где a |
= —1— Г / 7 i + р2а2 + |
F2a0p(fdp)]; |
|
|||
|
mnp |
|
|
|
|
|
|
(p |
+ |
FfK^+F^+F^). |
|
||
mnp1 |
|
v2 |
|
|
|
|
Величины а к в для заданной конструкции гидравлической системы наиболее существенно зависят от ее геометрических размеров, вязкости
-19-
жидкости и настройки дросселя. В стационарном температурном режиме работы гидромеханизма для каждой настройки дросселя эти величины будут положительными и постоянными (а > 0; в > 0).
При условии, что справа в уравнении (29) стоят величины, не завися-
щие от выходных параметров привода и от времени, т. е. |
|
|
|
||||
Утпр (F\ Ркл-Рс) = ~с= Const, |
|
(30) |
|||||
переменные уравнения разделяются. В результате получим |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
dt = |
— |
|
(31) |
||||
|
av |
+ ev + c |
|
|
|
|
|
Такое уравнение интегрируется в элементарных функциях. Интеграл |
|||||||
уравнения (31) зависит от знака дискриминанта |
D = л[в2 |
|
- 4ас квадрат- |
||||
ного уравнения. Поскольку в соответствии с (30) |
С < 0, то при А > 0 ; |
||||||
в > 0 следует, что D > О. Тогда интеграл уравнения (31) при начальных |
|||||||
условиях t — О; v = 0 имеет вид |
|
|
|
|
|
|
|
,= а{Л1-Л2) |
|
(у-Л2)Л! |
|
|
|
||
•з |
, |
|
- |
в±4в^Аас |
|||
где Л i и Л 2 - корни квадратного уравнения, л 1 2 = |
г |
||||||
|
|
|
|
|
2 а |
Один из корней совпадает с установившейся скоростью V у поршня, причем v у= vу т а х > 0. Так как 0 < D < в, то установившаяся скорость
^, 1 e + yje2 -4ас > 0 '
Подставим значения корней в интеграл, причем вместо Л1 подставим v у. После преобразования и потенцирования окончательно получим
- 2 0 -
- J - 1 / у у а т ) ( 1 - е - У п ^ |
^ |
(32) |
||
_,/ |
- - |
T , |
||
(l - \/vyar)~ e |
'T |
|
|
|
где V — v/vj, - безразмерная скорость; |
г = 1 /л/в2 |
- 4яс |
- постоянная вре- |
|
мени привода, С. |
|
|
|
|
Процесс, описываемый интегралом (32), весьма близок к апериодиче-
скому. За время t — Зт величина V достигает величины 0,96, т. е. V » 1. Сравнивая решение (32) с (26), можно заметить, что с точностью до
постоянных времени Т и Т^ и установившихся скоростей эти выражения достаточно близки.
3. Гидропривод с короткими трубопроводами. В этом случае величина коэффициента в мала по сравнению с <3, т. е. линейные потери много меньше квадратичных потерь в местных сопротивлениях, и уравнение движения (29) существенно упрощается
dv/dt + av2 +с = 0. |
(33) |
Установившаяся скорость в этом случае определяется выражением
у _ |
\FxPKn-Pc |
У" а у атппр
Интеграл уравнения (33) при нулевых начальных условиях имеет вид
|
|
|
- |
|
|
t |
|
|
|
|
|||
|
|
|
v = |
J7 = t h ^ T ' |
||
|
|
|
1 + |
2 т |
||
1 |
Г |
тпр |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
Г Д е Г |
|
\4 |
а^Рп-РсУ |
|
Для решения уравнения (33) заменим независимую переменную t через х подстановкой dvjdt =dv2 /dx . В результате получим уравнение
- 2 1 -