2448

выходит при значении частоты вращения рулевого колеса порядка fр = 0,2...0,3 с-1.

kУ

fP , с-1

Рис. 3.12. Зависимость коэффициента усиления гидроруля от противодействующей нагрузки и частоты вращения рулевого колеса при повороте вправо

kУ

fP , с-1

Рис. 3.13. Зависимость коэффициента усиления гидроруля от противодействующей нагрузки и частоты вращения рулевого колеса при повороте влево

131

С увеличением нагрузки значение коэффициента передачи превышает расчетное, но максимальное отклонение от нормы находится в пределах допускаемой погрешности и составляет 3,34% при повороте влево. При проведении эксперимента разрыва сплошности потока не наблюдалось.

Таким образом, при действии внешней сопутствующей нагрузки на шток исполнительного гидроцилиндра коэффициент передачи усилителя потока объемного гидропривода рулевого управления с усилителем потока соответствует требуемым значениям.

Кроме приведенных результатов были получены и другие характеристики:

- потери давления при нейтральном положении при номинальном

Qmax 250 10 6 м3/с соответствовали 0,1 МПа;

-время падения давления на входе при снятии нагрузки с приводного вала не превышало 2 с;

-внутренняя герметичность (максимальные внутренние утечки)

на участке «вход – слив» (крайнее положение золотника) соответствовала 240 см3/мин, что не превышает требуемых значений;

-скорость скольжения (частота вращения приводного вала при работающем питающем насосе и запертых цилиндровых гидролиниях, необходимая для поддержания в нагнетательной гидролинии давления, соответствующего давлению настройки предохранительного клапана, не превышала 3 об/мин.

При проведении стендовых экспериментальных исследований двухконтурного объемного гидропривода рулевого управления с усилителем потока также были сняты характеристики усилия на рулевом колесе. Для измерения усилия на рулевом колесе при стендовых исследованиях было применено тензометрическое устройство измерения момента.

Не менее важным параметром системы объемного гидропривода рулевого управления является усилие на рулевом колесе. От этого зависит создание благоприятных условий для оператора, соответствие эргономическим требованиям, предъявляемым ко всей машине. Усилие на рулевом колесе не должно превышать значений, приведенных в подразделе 1.4.

При проведении стендовых исследований также создавались

противодействующие и сопутствующие нагрузки на шток

132

исполнительного гидроцилиндра объемного гидропривода рулевого управления с усилителем потока.

kУ

fP , с-1

Рис. 3.14. Зависимость коэффициента усиления гидроруля от сопутствующей нагрузки и частоты вращения рулевого колеса при повороте вправо

Рис. 3.15. Зависимость коэффициента усиления гидроруля от сопутствующей нагрузки и частоты вращения рулевого колеса при повороте влево

133

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 обозначены цифрами 1, 4 и 5.

На рис. 3.16 и 3.17 приведены зависимости усилия на рулевом колесе от частоты вращения и противодействующей нагрузки при повороте вправо и влево соответственно. На рис. 3.18 и 3.19 приведены зависимости усилия на рулевом колесе от сопутствующей нагрузки и частоты вращения при повороте вправо и влево. Графики показывают, что с увеличением частоты вращения рулевого колеса сила возрастает. Максимальное значение усилия не выходит за пределы допустимого ГОСТом значения.

Усилие на рулевом колесе при сопутствующей нагрузке несколько ниже, чем противодействующей. Возникновение на штоке исполнительного гидроцилиндра сопутствующей нагрузки может привести к разрыву сплошности потока рабочей жидкости в напорной гидролинии. Поэтому особенно важно соблюдать герметичность соединений гидролиний. Таким образом, усилие на рулевом колесе исследуемого гидроруля соответствует нормативным требованиям.

FP , Н

fP , с-1

Рис. 3.16. Зависимость усилия на рулевом колесе от противодействующей нагрузки и частоты вращения рулевого колеса при повороте вправо

134

FP , Н

fP , с-1

Рис. 3.17. Зависимость усилия на рулевом колесе от противодействующей нагрузки и частоты вращения рулевого колеса при повороте влево

FP , Н

fP , с-1

Рис. 3.18. Зависимость усилия на рулевом колесе от сопутствующей нагрузки и частоты вращения рулевого колеса при повороте вправо

135

FP , Н

fP , с-1

Рис. 3.19. Зависимость усилия на рулевом колесе от сопутствующей нагрузки и частоты вращения рулевого колеса при повороте влево

3.2. Подтверждение адекватности математической модели объемного гидропривода рулевого управления

Важнейшим условием правомерности выводов, полученных при исследовании математической модели, является ее способность отображать с необходимой точностью характеристики исследуемого объекта или процесса при изменении его параметров и внешних воздействий /25/, т.е. адекватность математической модели исследуемому объекту или явлению. Мерой адекватности служат расхождения количественных характеристик основных параметров объекта, полученных экспериментально и теоретически.

Подтверждение адекватности математической модели ОГРУ проводилось сравнительным анализом основных параметров переходных процессов при включении и отключении исполнительного гидроцилиндра. Переходный процесс, полученный при расчете на ПК, сравнивался с процессом, записанным на ленту шлейфового осциллографа.

На рис. 3.20 представлена типовая осциллограмма рабочего цикла предлагаемой системы рулевого управления при единичном ступенчатом управляющем воздействии скорости рулевого колеса.

136

pCIL B

x

FР

α

pCIL A

Рис. 3.20. Типовая осциллограмма рабочего процесса объемного гидропривода рулевого управления

x·10-3, м

t, c

теоретическая зависимость экспериментальная зависимость

Рис. 3.21. Теоретические и экспериментальные зависимости перемещения штока исполнительного гидроцилиндра при повороте вправо при различных значениях рабочего объема гидромотора обратной связи

137

Сравнивались следующие параметры: время чистого запаздывания при включении и отключении, координата перемещения штока гидроцилиндра, давление в рабочих полостях гидроцилиндра.

Пример сравнения теоретических и экспериментальных зависимостей перемещения штока исполнительного гидроцилиндра при повороте вправо при различных значениях рабочего объема гидромотора обратной связи представлен на рис. 3.21.

При наложении на экспериментальные переходные процессы кривых теоретических переходных процессов качественных расхождений не наблюдалось. Расхождение теоретических и экспериментальных значений по времени чистого запаздывания при включении и отключении гидроцилиндра не превышает 6%, расхождение по перемещениям штока гидроцилиндра не превышает 8% на рассмотренном временном интервале, расхождение давлений в напорной полости гидроцилиндра составило порядка 11%.

Причины расхождения экспериментальных и теоретических значений заключаются в допущениях, принятых при математическом описании гидропривода, в неточных значениях параметров, закладываемых для расчета коэффициентов математической модели, и нестабильности характеристик реального гидропривода.

138

4. ИНЖЕНЕРНЫЕ РАЗРАБОТКИ В ОБЛАСТИ ГИДРОПРИВОДОВ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ

На основе анализа патентной и технической литературы, приведенных теоретических и экспериментальных исследований было разработано несколько технических решений. Некоторые из этих решений признаны изобретением /69,70,71,72/, часть прошли стендовые и производственные испытания и могут подлежать внедрению.

4.1. Гидрообъемное рулевое управление

На рис. 4.1 представлена принципиальная схема технического решения, которая была положена в основу разработанной системы рулевого управления /72/. Гидрообъемное рулевое управление состоит из трехпозиционного восьмилинейного распределителя 1 следящего действия, кинематически связанного с рулевым колесом 2 и насосом-мотором 3. Двухпозиционный пятилинейный гидроуправляемый распределитель 4 выполняет функцию усилителя потока. В нем установлены обратные клапаны 10, 11 и дроссели 12, 13. Обратный клапан 11 и дроссель 13 расположены в управляющем контуре, а обратный клапан 10 и дроссель 12 – в усилительном контуре гидрообъемного рулевого управления. Усиление потока происходит за счет соответствующего подбора площадей проходных сечений дросселей в управляющем и усилительном контурах, в зависимости от требуемого коэффициента усиления. Кроме того, в систему входят предохранительный 9 и обратный клапаны 8.

Конструктивно гидрообъемное рулевое управление выполнено в моноблочном исполнении (рис. 4.2). Устройство состоит из корпуса 14, внутри которого расположен трехпозиционный восьмилинейный распределитель 1, золотник 15 которого связан с выходным валом 16 рулевого колеса 2, а гильза 17 через карданный вал 18 – с ротором насоса-мотора 3. Золотник 15 и гильза 17 кинематически связаны упругим элементом 19. Двухпозиционный пятилинейный распределитель 4 гидрообъемного рулевого управления выполнен в виде цилиндра 20, который расположен в золотнике 15 и имеет проточку, которая является полостью смешивания 21. Левая полость 22 управления двухпозиционного пятилинейного распределителя 4 каналом 23 через трехпозиционный восьмилинейный распределитель

139

1 и каналы 24 и 25 связана с насосом-мотором 3 и через обратный клапан 11 и дроссель 13 – с полостью 21. Правая полость 26 управления связана через полость 27 и каналы 28–32 с питающим насосом 7, через каналы 35, 36 – с гидробаком 6, через обратный клапан 10 и дроссель 12 – с полостью смешивания 21.

Рис. 4.1. Схема гидрообъемного рулевого управления

Полость 21 в рабочем положении по каналам 37 и 38 через трехпозиционный восьмилинейный распределитель 1, полость 39,

140