2448

гидрорулем измерялось тензометрическими датчиками давления типа ТДД-200 (рис. 3.5) с максимальной погрешностью, равной 0,25%.

Рис. 3.5. Тензометрические датчики давления ТДД-200

Тарировка датчиков давления производилась на специальном стенде, общий вид которого представлен на рис. 3.6. Давление рабочей жидкости, действующее на чувствительный элемент датчика 1, создавалось плунжерным насосом 2 и контролировалось по образцовому манометру 3 класса точности 0,4. Тарировка производилась методом последовательного нагружения и разгрузки в диапазоне давлений 0 – 16 МПа с интервалом в 0,5 МПа. Тарировка измерительных каналов с целью повышения точности измерений и оценки погрешности повторялась не менее 4 раз.

Проведенные тарировки выявили линейность изменения выходных сигналов, позволили определить масштабные коэффициенты, необходимые для определения действительных значений параметров по осциллограммам.

121

1

Рис. 3.6. Стенд для тарировки датчиков давления

Определение угла поворота и частоты вращения рулевого колеса и перемещения поршня исполнительного гидроцилиндра осуществлялось датчиками перемещения на базе пассивных резистивных полноповоротных преобразователей ПТП-51 (рис. 3.7, 3.8), обеспечивающих погрешность измерений, не превышающую + 0,3%. Датчики были подключены по схеме, обеспечивающей линейную запись перемещений /77/.

Определение расхода рабочей жидкости производилось прямым методом с использованием тахометрического расходомерного комплекса, состоящего из датчика расхода типа ТДР-9-1-1 (рис. 3.9) и указателя расхода ЦУР-1. Тарировка датчика расхода производилась на образцовых расходомерных установках в условиях, приближенных к эксплуатационным.

Расходомерная установка обеспечивала следующие основные параметры:

-установление и поддержание требуемого расхода рабочей жидкости в диапазоне работы датчика с погрешностью + 2,5%;

-продолжительность времени измерения на любом значении расхода не менее 30 с;

-давление рабочей жидкости в трубопроводе за турбинным датчиком расхода не менее 0,2 МПа;

122

-измерение температуры на выходе из датчика с точностью + 1 К;

-отсутствие закрутки потока жидкости на входе датчика;

-отсутствие пузырьков воздуха в рабочей жидкости, поступающей в датчик.

Рис. 3.7. Датчик угла поворота и частоты вращения рулевого колеса

Рис. 3.8. Датчик перемещения штока гидроцилиндра

123

Рис. 3.9. Турбинный датчик расхода типа ТДР-9-1-1

Расходомерная установка, используемая для тарировки турбинного датчика расхода, выполнена по схеме, в которой используется объемный метод измерения расхода жидкости. Датчик расхода тарировался в диапазоне от 3·10-5 до 4·10-4 м3/с с интервалом 8·10-5 м3/с. Градуировочные коэффициенты рабочего уравнения турбинного датчика расхода определились на основании данных, полученных при тарировке, по методике, приведенной в техническом описании /78/.

Для измерения температуры рабочей жидкости использовался серийно выпускаемый прибор ЭТП-М. Для измерения усилия на рулевом колесе при стендовых исследованиях было применено тензометрическое устройство измерения момента (рис. 3.10, 3.11). В нем в качестве упругого (чувствительного) элемента использован пустотелый вал 1, на котором под углом 900 друг к другу наклеены два тензодатчика 2 и 3, соединенные по мостовой схеме. Один конец вала соединен непосредственно с валом гидроруля 4, а другой конец через шарнирную муфту 7 с валом 5, на которой устанавливается

124

рулевое колесо. Оба вала посажены на подшипниковых опорах в корпусе 6. Муфта 7 предназначена для исключения изгибающего момента, возникающего на валу вследствие консольной нагрузки от рулевого колеса.

Работа тензометрического устройства измерения момента сил осуществляется следующим образом. При вращении рулевого колеса происходит скручивание вала 1. Вследствие этого изменяется сопротивление тензодатчика, величина которого, проходя через усилитель, регистрируется на осциллографе /76/.

Тарировка данного тензометрического устройства измерения момента сил проводилась с помощью специального рулевого колеса с металлическим ободом. Нагрузка тарировочного звена производилась эталонным грузом с интервалом в 10 Н. Процесс нагружения фиксировался на осциллограмме, по результатам которой строилась тарировочная характеристика.

3

Рис. 3.10. Общий вид тензометрического устройства для измерения усилия на рулевом колесе

125

Рис. 3.11. Схема тензометрического устройства для измерения усилия на рулевом колесе

В качестве измерительно-регистрирующей аппаратуры использован магнитоэлектрический осциллограф Н 117/1 и усилители ТА-5. Осциллограф Н 117/1 обеспечивает запись переходных процессов с помощью гальванометров типов М004 и М005 с диапазоном рабочих частот 0...600 Гц и погрешностью 0,12% /79,80/.

После обработки осциллограмм значения искомой величины и погрешности определялись в следующем порядке /81,82/.

Математическое ожидание искомого параметра:

где Χ i – результат i -го опыта; n – число опытов.

Абсолютная погрешность каждого опыта:

Среднеквадратичное отклонение:

126

Задавалось значение надежности опытов и находилась граница доверительного интервала:

где t – граница вероятности случайного значения параметра, определяемая по таблице Стьюдента в соответствии c количеством опытов и их надежностью.

На основании произведенных расчетов значения искомых величин определяли по формуле /81,82/

3.1.3. Методика определения параметров при стендовых исследованиях

При предварительных испытаниях гидрорулей на стенде определялись следующие основные показатели /73,74,75,76/ :

-подаваемый объем – объем рабочей жидкости, подаваемый гидрорулем в рабочие гидроцилиндры за один оборот рулевого колеса;

-потери давления: а) в нейтральном положении при номинальном и максимальном расходах; б) при вращении;

-время падения давления;

-утечки в слив;

-коэффициент полезного действия;

-скольжение;

-люфт вала гидроруля;

-коэффициент усиления.

Подаваемый объем определяется как отношение объема

127

жидкости, поступившей в гидроцилиндр поворота при прохождении его штоком мерного участка, к количеству оборотов вала гидроруля.

Подаваемый объем q рассчитывается по зависимости

где d – диаметр поршня гидроцилиндра; l – расстояние хода штока гидроцилиндра; α – угол поворота вала гидроруля при прохождении штока гидроцилиндра расстояния l .

Определение подаваемого объема осуществляется во всем диапазоне частот вращения вала гидроруля 15 (см. рис. 3.2) и нагрузок в его гидролиниях. Нагружение гидролиний исполнительных гидроцилиндров осуществляется нагружением штоковых полостей гидроцилиндров 16. Давление во всех гидролиниях фиксируется датчиками 11 и визуально контролируется манометрами 8. Объемная подача рабочей жидкости, подводимой в напорную гидролинию, контролируется турбинным датчиком расхода

17.

Измерение потерь давления в гидроруле осуществляется информационно-измерительными системами по информации датчиков давления 11 или путем расчета по показаниям манометров 8. Величина потерь давления регистрируется в нейтральном положении вала гидроруля и при его вращении во всем диапазоне скоростей.

Время падения давления определяется временем сброса давления в напорной гидролинии после прекращения вращения вала гидроруля. Время падения давления регистрируется путем осциллографирования сигнала датчика давления, установленного в напорной гидролинии.

Величина утечек характеризует герметичность гидроруля. Различают внешнюю и внутреннюю негерметичности. Внешняя негерметичность, т.е. наличие внешних утечек рабочей жидкости, определяется состоянием неподвижных уплотнений корпуса и крышек гидроруля и подвижного уплотнения вала привода.

Внутренняя негерметичность распределителя в значительной степени определяет работоспособность гидроруля в целом. Она выражается в перетечке рабочей жидкости между полостями в корпусе гидроруля. Перетечка такого рода является функцией давления в системе и зазоре между корпусом и золотником гидроруля. Величина зазора и его форма меняются в ходе работы

128

вследствие износа уплотняющих поясков золотника и корпуса, а также кромок этих поясков. Она определяется при номинальном давлении и заглушенных цилиндровых гидролиниях мерной емкостью. Измерение утечек в слив осуществляется при работе гидроруля «в упор» при моменте на валу гидроруля, достаточном для полного поворота золотника в крайнее положение. Утечки в слив измеряются при вращении вала гидроруля в обе стороны.

Коэффициент полезного действия гидроруля определяется при отключенном питающем насосе. К рулевому валу прикладывается крутящий момент, регистрируются давления в цилинровых гидролиниях и момент сил на валу.

Величина коэффициента полезного действия определяется по формуле /83/

М– крутящий момент на валу гидроруля; q – подаваемый объем. Частота скольжения вала гидроруля определяется при

заглушенных цилиндровых гидролиниях и при подаче в напорную гидролинию расхода питания. К валу гидроруля прикладывается крутящий момент, обеспечивающий поддержание номинального давления в напорной гидролинии. Величина номинального давления в напорной гидролинии устанавливается гидроаппаратурой стенда.

Люфт вала гидроруля характеризуется углом поворота вала до момента начала поворота машины. Величина давления рабочей жидкости, необходимая для обеспечения поворота машины, различна и зависит как от самой машины, так и от условий поворота. Определение люфта на стенде осуществляется следующим образом. При работающем насосе питания гидроруля поворотом вала влево и вправо с частотой не менее 1,5...2 с-1 добиваются увеличения давления в напорной гидролинии до 4 МПа. Полный угол поворота вала гидроруля между этими положениями соответствует искомому люфту.

3.1.4. Результаты экспериментальных исследований

Одним из важных конструктивных параметров двухконтурных систем рулевого управления с усилителем потока является

129

коэффициент передачи усилителя потока. Изменяя значение конструктивного коэффициента передачи, можно получить широкий диапазон типоразмеров объемного гидропривода рулевого управления с усилителем потока, не меняя гидромотор обратной связи. Коэффициент передачи усилителя потока оценивается как отношение расхода на выходе из гидроруля Q к расходу на выходе из гидромотора обратной связи QOS за один оборот вала гидроруля

/73,74,75,76/.

При проведении экспериментальных исследований расход на входе двухконтурного гидроруля был постоянным:

QВХ 216,6 10 6 м3/с . Расчетное значение коэффициента передачи усилителя потока соответствовало 3. В зависимости от направления движения штока исполнительного гидроцилиндра нагрузки создавались как противодействующие, так и сопутствующие. Давления в нагрузочном гидроцилиндре при противодействующих нагрузках соответствовали РН = 0,0; 3,0; 5,0 МПа. На графиках указанные зависимости обозначены соответственно цифрами 1, 2 и 3. При сопутствующих нагрузках они соответствовали РН = 0,0; 1,0; 2,0 МПа и были обозначены цифрами 1, 4 и 5.

На рис. 3.12 и 3.13 приведены зависимости коэффициента передачи усилителя потока гидроруля от частоты вращения рулевого колеса при противодействующей нагрузке и повороте вправо и влево. При повороте вправо и малых частотах вращения рулевого колеса (см. рис. 3.12) коэффициент передачи ниже требуемых значений. С увеличением частоты вращения коэффициент передачи приближается к расчетному значению. При повороте влево (см. рис. 3.13) наблюдается аналогичная картина. При частоте вращения рулевого колеса fр = 0,5 с-1 коэффициент передачи выходит к своему расчетному значению.

Таким образом, при противодействующей нагрузке наблюдается снижение коэффициента передачи усилителя потока на малых частотах вращения рулевого колеса. Следовательно, увеличивается усилие на рулевом колесе, что приводит в свою очередь к повышению чувствительности оператором руля на малых частотах вращения.

На рис. 3.14 и 3.15 приведены графики зависимостей коэффициента передачи усилителя потока гидроруля от сопутствующей нагрузки и частоты вращения рулевого колеса при поворотах вправо и влево соответственно. Здесь картина значительно меняется. К своему расчетному значению коэффициент передачи

130