Стенд испытаний плунжерных гидроцилиндров. Фреинт С.А._СТЕНД ИСПЫТАНИЯ ПЛУНЖЕРНЫХ ГИДРОЦИЛИНДРОВ С УЛУЧШЕНН. С. А. Фреинт, профессор, др техн наук ат
 Скачать 0.6 Mb.
|
|
УДК 621.398-525 С.А. Фреинт, профессор, др техн. наук АТ. Рыбак Донской государственный технический университет СТЕНД ИСПЫТАНИЯ ПЛУНЖЕРНЫХ ГИДРОЦИЛИНДРОВ С УЛУЧШЕННЫМИ ХАРАКТЕРИСТИКАМИ При гидравлических испытаниях объёмных гидромашин, полезная работа не выполняется, в следствии чего мощность, потребляемую приводом, следует по возможности снизить. Для этого предложено ввести в систему привода стенда механическую передачу, она обозначена как рекуперативная система, которая бы связывала валы машин привода вращательного действия, и снижала потери энергии. Существуют аналогичные испытания гидравлических машин с рекуперацией энергии [1], позволяющие проводить испытания таким образом, что нагрузкой для одной испытуемой гидромашины (например, для гидронасоса) служит другая испытуемая гидромашина (гидромотор) и наоборот. В работе рассмотрен гидравлический стенд, позволяющий проводить ресурсные испытания энергетических машин, таких как плунжерные гидроцилиндры (рис. 1.). Поданной расчётной схеме нами описывается гидромеханическая система стенда, её математическая модель, основанная на теории объёмной жесткости гидравлической системы [2]. Эта теория позволяет выявить динамические характеристики гидравлической системы повремени, что положительно влияет на исследование гидравлических систем и механизмов. Работа стенда заключается в следующем. Электродвигатель ЭД приводит во вращение вал регулируемого гидронасоса ГН. Механическая энергия, поступившая с вала электродвигателя, преобразуется ГН в гидравлическую энергию потока рабочей жидкости. 146 1,2…7 – точки системы для измерения величины давления ЭД – электродвигатель ММ механическая передача ГН – гидронасос; КП – клапан предохранительный ГЦ, ГЦ – гидроцилиндр ГМ – гидромотор; КО – обратный клапан. Рис. 1. Расчётная схема стенда для ресурсных испытаний плунжерных гидроцилиндров с рекуперацией энергии. Рассмотрим движение штоков гидроцилиндров из крайнего левого в крайнее правое положение. Рабочая жидкость посредством магистрали 1- 2 попадает в рабочую полость плунжерного гидроцилиндра ГЦ. Гидравлическая энергия рабочей жидкости вследствие работы гидроцилиндра ГЦ преобразуется в механическую энергию перемещения штока, который механически связан со штоком второго испытуемого гидроцилиндра ГЦ. Механическая энергия перемещения штока ГЦ преобразуется в гидравлическую энергию потока рабочей жидкости, находящейся в его рабочей полости. Через сливную магистраль жидкость поступает на гидромотор ГМ. В гидромоторе осуществляется преобразование гидравлической энергии рабочей жидкости в механическую энергию вращения вала, которая с вала гидромотора посредством механической 147 передачи ММ передается навал гидронасоса ГН, где суммируется с энергией вращения вала электродвигателя и опять преобразуется гидронасосом в энергию рабочей жидкости. Работа стенда при движении гидроцилиндров из крайнего правого в крайнее левое положение аналогична. Для анализа функционирования гидромеханической системы, а также учёта потерь энергии в гидромеханической системе стенда испытаний гидравлических машин предлагается использовать математическую модель упруго-диссипативного состояния системы гидропривода на основе понятия объёмной жёсткости [3]. Приращение давления dp, во времени в выделенном объёме рабочей жидкости участка гидросистемы определим по формуле 𝑑𝑝 = пр 𝑖 ∗ �∑ 𝑄 вх 𝑖 − ∑ исх ∗ 𝑑𝑡 , (1) где ∑ 𝑄 вх 𝑖 и ∑ исх – соответственно суммы всех мгновенных расходов рабочей жидкости, входящих и исходящих из рассматриваемого (𝑖 го) объёма жидкости за время 𝑑𝑡; пр 𝑖 – приведенный коэффициент объ- ёмной жесткости выделенного участка гидравлической системы. Значения расходов рабочей жидкости, необходимые для расчёта давлений, определим по формулам 𝑄 𝑖 = 𝜇 ∗ 𝑓 ∗ � 2 𝜌 ∗ |𝑝 𝑖 − 𝑝 𝑖+1 | ∗ 𝑠𝑖𝑔𝑛(𝑝 𝑖 − 𝑝 𝑖+1 ); (2) Для определения расходов 𝑄 1−2 ; 𝑄 2−3 ; 𝑄 4−5 ; 𝑄 6−7 расчёт проводится аналогично. Н н н (3) 𝑄 гц1 = пл пл (4) 𝑄 гц2 = пл пл (5) гм гм гм (6) где 𝑝 𝑖 – величина давления в соответствующих точках расчётной схемы 𝑓 − площадь проходного сечения трубопровода 𝜌 - плотность выделенного объема рабочей жидкости мн угловые скорости вращения валов гидромотора и насоса соответственно н, гм характерный объём насоса и гидромотра; пл, пл площади плунжера гидроцилиндра первого и второго соответственно пл, пл скорости перемещения первого и второго плунжера 𝜇 − коэффициент расхода соответствующего гидравлического сопротивления. Расход на предохранительном клапане определяется из условия расходно-перепадной характеристики. Параметры гидромотора и гид- ронасоса заданы на примере ГСТ-90. Уравнение движения плунжера ГЦ 𝑑𝑉 п 𝑑𝑡 = 1 𝑚 п.пр ∗ [(𝑝 3 ∗ п 𝑝 4 ∗ п) − 𝑘 ∗ п 𝑅], (7) где 𝑘 − коэффициент трения в подвижном соединении плунжера гидроцилиндра п скорость движения плунжера п площадь плунжера 𝑚 п.пр − приведённая к плунжеру масса подвижных частей гидропривода постоянная сила сопротивления на плунжере гидроцилиндра. В общем случае приведенный коэффициент объёмной жёсткости трубопровода с рабочей жидкостью и приведенный коэффициент объ- ёмной жёсткости рабочей полости плунжерного гидроцилиндра, предложены в работах [4,5–6]. Далее рассмотрим математическую модель рекуперативной системы. В системах приводов технологических машин в качестве первичного источника механической энергии, как правило, используются трёх- фазные асинхронные электрические двигатели, которые в комплексе с системами их управления образуют электрический привод гидронасоса. Уравнения движения ротора гидромотора и гидронасоса, описываются двумя уравнениями 𝑑𝜔 гм 𝑑𝑡 = 1 𝐽 гм ∗ гм (𝑝 5 − 𝑝 6 ) − гм , (8) 𝑑𝜔 гн 𝑑𝑡 = 1 𝐽 гн ∗ (𝑀 эд + гм 𝑤 гн ∗ (𝑝 1 − 𝑝 7 )) , (9) где гм характерный объём насосам рад гм угловая скорость вала гидромотра, с гм центральный момент инерции ротора гид- ромотора, [кг·м 2 ]; 𝑝 5 − давление на входе в гидромотор; 𝑝 6 − давление на выходе из гидромотра. 149 Совместное решение полученных дифференциальных и алгебраических уравнений позволит рассчитать параметры гидромеханической системы на переходных и установившихся режимах в реальном масштабе времени. Из уравнения (9) определяется крутящий момент, создаваемый ротором асинхронного электродвигателя ГМ 1 ЭД ) ( * M p p w M Н − − = , (10) Подставив в уравнение (10), выражение (8) получим ) ( * ) ( * 6 5 1 7 ЭД p p w p p w M М Н − − − = , (11) где НМ центральные моменты инерции роторов гидронасоса, гидро- мотора M ЭД , M ГМ и МН – крутящие моменты, создаваемые электродвигателем, гидромотором и момент сопротивления связанного вала гид- ромотора и гидронасоса соответственно p 5 – давление на входе гидро- мотора p 6 – давление на выходе гидромотора; p 7 – давление на входе гидронасоса (давление в баке p 1 – давление на выходе гидронасоса; нм характерный объём насоса и гидромотра; гм, 𝜔 гн − угловые скорости вращения ротора гидромотора и насоса соответственно. Для определения потребляемой и эффективной мощности для рекуперативной системы и стенда в целом, определим ряд уравнений Мощность, отдаваемая насосом 𝑁 н.эф = н н, (12) Мощность, отдаваемая гидромотором: гм гм гм, (13) Мощность электродвигателя 𝑁 н.п = 𝑀 эд ∗ 𝜔 эд , (14) Мощность гидроцилиндра определяется, как 𝑁 гц = 𝑉 гц ∗ 𝐹 гц , (15) где 𝑁 н.эф , гм, 𝑁 гц − эффективные мощности насоса, гидромотора, гидроцилиндра соответственно 𝑁 н.п − потребляемая насосом мощность M ЭД – крутящий момент, создаваемый электродвигателем н, гм давление в насосе и гидромоторе соответственно н, гм расход на 150 гидронасосе и гидромоторе соответственно, 𝜔 эд − угловая скорость электродвигателя 𝑉 гц − скорость гидроцилиндра 𝐹 гц − сила действующая на плунжер гидроцилиндра. Применяемая теория моделирования гидромеханических систем [7], основанная на понятии объёмной жесткости, позволяет отслеживать изменения, происходящие в системе, что значительно упрощает анализ динамики системы и повышает эффективность процесса испытаний плунжерных гидроцилиндров. С помощью виртуальной среды Matlab, были выявлены характеристики стенда, включая соответственно гидравлическую систему стенда и механическую систему привода. С помощью данной динамической модели, был проведен анализ поведения жидкости, исследование эффективной и потребляемой мощности на машинах, преобразующих энергию. На рис. 2. изображён график зависимости мощности энергетических машин от времени N(t). Входе анализа установлено, что мощность электродвигателя для полноценной работы системы составляет 4 кВт, а мощность, потребляемая гидроцилиндрами для нормальной работы, составляет примерно 15 кВт. Это доказывает, что используемая рекуперативная система положительно влияет на работу гидросистемы и выполняет задачу сбережения электроэнергии. Предложенная модель гидромеханической системы, позволяет не только рассчитать конструктивные и энергетические параметры рекуперативной гидромеханической системы, которые обеспечат испытание плунжерных гидроцилиндров при заданных функциональных параметрах, но и произвести рационализацию параметров системы с целью обеспечения их наилучших свойств работы на неустановившихся режимах и вовремя переходных процессов. 151 N эд – изменение мощности электродвигателя N гн – изменение мощности гидронасоса, гм изменение мощности гидромотра, N гц – изменение мощности гидроцилиндра Рис. 2. График зависимости N(t) мощности повремени Рис. 3. График зависимости p(t) приращения давления (p 1 , p 2 ...p 6 приращение давления в 6 точках гидросистемы) 152 Литература. 1. Фреинт С.А. Энергосберегающие технологии испытания гидравлических машин большой и средней мощности / С.А. Фреинт, АТ. Рыбак Инженерная наука и образование. — 2016. — №1. 2. Рыбак, АТ. Объёмная жёсткость и её влияние на динамику гидромеханической системы / АТ. Рыбак // Вестник Дон. гос. техн. унта. — 2006. — Т. 6, № 3 (30). — С. 200-207 3. Рыбак АТ. Гидромеханические системы. Моделирование и рас- чёт: монография. / АТ. Рыбак – Ростов н/Д: Издательский центр Дон. гос. техн. унта, 2008. – 145 с. 4. Рыбак, АТ. Теория и методология расчёта и проектирования систем приводов технологических машин и агрегатов АПК: автореф. дис. … доктора техн. наук / АТ. Рыбак. — Ростов-на-Дону, 2011. — 39 с. 5. Рыбак, АТ. Повышение качества проектирования систем гидравлических приводов технологических машин за счёт их расчёта с уч- том объёмной жёсткости / АТ. Рыбак // Актуальные направления научных исследований XXI века теория и практика. ФГБОУ ВО Воронеж. гос. лесотехн. унт им. Г. Ф. Морозова. — 2015. — № 9-3 (20-2). — С. 385-389 6. Темирканов, АР. Теоретические исследования гидромеханического привода рабочего органа мобильной технологической машины / АР. Темирканов, АТ. Рыбак, В. М. Пешков, Е. С. Шамайлов // Вестник Дон. гос. техн. унта. — 2015. — № 2 (81). — С. 56-64 7. Рыбак, АТ, Совершенствование методики расчёта системы приводов технологического оборудования ИВ. Богуславский, // Вестник машиностроения — 2010. — №10(96). — С 153 |