Курсовая работа: Проектирование гидросистем
Решение задачи рассмотрим на примере проектирования автономного ЭГСП с одной ступенью усиления мощности потока жидкости, подводимой к исполнительному гидродвигателю. При этом используем метод ЛП-поиска. Поскольку число исходных исследуемых вариантов не влияет на решение данной задачи, с целью сокращения излагаемого материала ограничимся двумя типами наиболее часто применяемых на практике приводов.
3.2 Математические модели автономных электрогидравлических следящих приводов
Схема ЭГСП первого типа дана на рис.1. Электродвигатель 1 приводит во вращение трехшестеренный насос 2, который создает потоки рабочей жидкости, направляемой к золотниковым плунжерам 3. В отсутствие подводимого от электронного усилителя сигнала жидкость через окна, открытые золотниковыми плунжерами, поступает на слив. Вследствие равенства площадей окон разность давлений в полостях гидроцилиндра 4 равна нулю и поршень 5 вместе со штоком 6 неподвижны. При наличии сигнала в виде напряжения на концах обмотки 7 электромеханического преобразователя (ЭМП) происходит поворот качалки 8 по или против часовой стрелки в зависимости от полярности сигнала. Поворот качалки вызывает перемещение золотниковых плунжеров, увеличивающих открытие одного окна и уменьшающих открытие другого. Соответственно давление в одной полости гидроцилиндра уменьшается, а в другой – увеличивается. Под действием силы, созданной разностью давлений в гидроцилиндре, поршень 5 перемещается до тех пор, пока сигнал обратной связи от датчика 10 не уменьшит до требуемого значения. Установленные на напорных магистралях насоса, предохранительные клапаны 9 ограничивают наибольшее повышение давления в гидроцилиндре.
В ЭГСП второго типа (рис 2) применен плоский золотник 1 и двухшестеренный насос 2 [4]. Переливной клапан 3 поддерживает постоянное давление в напорной магистрали насоса. При поступлении сигнала в обмотки 4 ЭМП, золотник, закрепленный на упругой рамке, отклоняется от среднего положения, вызывая изменение давления в полостях гидроцилиндра. В остальном этот тип ЭГСП действует аналогично первому типу.
Математические модели обоих типов ЭГСП составим, используя общую методику математического описания таких динамических систем.
Для ЭГСП первого типа примем следующие допущения:
- вследствие малости технологических зазоров у золотниковых плунжеров утечки жидкости по ним можно не учитывать;
- зависимости подачи насосов от давления в напорных каналах линейные;
- гидродинамические силы, действующие на золотниковые плунжеры, и силы сухого трения в подвижных элементах пренебрежимо малы.
При указанных допущениях были получены перечисленные ниже уравнения.
Уравнение электрического сигнала ошибки
(1)
где – входной сигнал при управлении ЭГСП.
Уравнение, описывающее преобразование сигнала в ЭУ
(2)
где - напряжение на выходе ЭУ, – коэффициент усиления ЭУ.
Уравнение напряжений в обмотках ЭМП
, (3)
где – ток управления, - сопротивление обмоток ЭМП, - сопротивление выходного каскада электронного усилителя, – индуктивность ЭМП,
Уравнение движения золотниковых плунжеров
, (4)
где – перемещение золотниковых плунжеров, – постоянная времени узла управления (УУ), - коэффициент относительного демпфирования УУ, - коэффициент передачи УУ.
Коэффициент, связи угла поворота якоря ЭМП с перемещением золотниковых плунжеров
, (5)
где – плечо качалки УУ
Уравнение линеаризованной расходно-перепадной характеристики (рис 3)
, (6)
где – разность давлений в полостях нагруженного гидроцилиндра, коэффициенты и находят аппроксимацией расходно-перепадной характеристики (при различных положениях золотниковых плунжеров).
Уравнение баланса расходов при движении поршня гидроцилиндра
, (7)
где – перемещение штока гидроцилиндра, – модуль объемной упругости жидкости в гидроцилиндре, закрепленном на упругой опоре, – расход рабочей жидкости, – рабочая площадь поршня, – объем одной полости гидроцилиндра при среднем положении поршня.
Уравнение движения управляемого приводом объекта
, (8)
где – масса подвижных частей управляемого объекта, приведенная к штоку привода, координата положения центра приведенной массы, измеряемая от среднего положения поршня, – коэффициент трения в подвижных частях обекта, – жесткость связи штока гидроцилиндра с управляемым объектом, – “жесткость” позиционной нагрузки.
Уравнение сил, действующих на поршень гидроцилиндра
, . (9)
Уравнение сил, действующих на гидроцилиндр
, (10)
где– жесткость опор гидроцилиндра, - перемещение гидроцилиндра.
Уравнение сигнала обратной связи, снимаемого при перемещении штока гидроцилиндра
, (11)
где – коэффициент позиционной обратной связи.
Уравнения (1) – (11) описывают математическую модель ЭГСП, их можно записать в нормальной форме Коши:
(12)
Переменные и коэффициенты, входящие в систему уравнений (12), определяется по следующим соотношениям:
; ; ; ; ;
Ом, ,Гн,
c, 1/Ом,
мм/А, c, ,
, , , , В/м.
Начальные условия (t0=0)
Для решения задачи был использован метод Рунге-Кутты с модификацией Мерсона, который позволяет эффективно решать подобные системы. Входное воздействие выбрано ступенчатым с В.
Качество ЭГСП оценивалось по двум критериям, которыми служили:
1. 1. Электрическая мощность, потребляемая электродвигателем в отсутствие управляющего сигнала на обмотках ЭМП, [Вт].
2. 2. Характеризующий динамическую ошибку и продолжительность переходного процесса функционал
,
где – принятое с учетом заданной точности управления конечное перемещение штока гидроцилиндра, перемещение штока гидроцилиндра в текущий момент времени.
Варьируемые параметры и границы их изменения приняты следующими:
- давление настройки предохранительного клапана - ,
пределы изменения давления 4,0 ≤ ≤ 8,0 МПа;
- коэффициент подачи насоса - ,
пределы изменения коэффициента 1,1 ≤ ≤ 1,5;
- коэффициент давления (определяет какое давление будет в отсутствие управляющего сигнала на обмотках ЭМП) - ,
пределы изменения коэффициента 0,1 ≤ ≤ 0,5.
Численные значения конструктивных параметров, используемые в численных экспериментах, определялись с помощью приведенных ниже формул.
Сила торможения штока гидроцилиндра принята согласно техническому заданию на проектирование ЭГСП равной
Н (13)
Рабочая площадь поршня гидроцилиндра
(14)
Первое значение диаметра поршня гидроцилиндра при известном диаметре штока
(15)
По полученному значению диаметра поршня назначается, наиболее близкое к значениям ряда нормальных размеров.
Площадь поршня гидроцилиндра:
(16)
Наибольший расход жидкости, необходимый для работы ЭГСП, определяется геометрическими размерами гидроцилиндра и заданной скоростью поршня при минимальной нагрузке, поэтому: , где максимальная производительность насоса (в отсутствие нагрузки, действующей на шток гидроцилиндра), – максимальная скорость поршня гидроцилиндра (в соответствии с техническим заданием).
При расчетах характеристик привода учитывалась механическая характеристика выбранного электродвигателя насоса и зависимость потребляемого тока от нагрузки на валу. Характеристика представлена уравнением:
об/мин, (17)
где - число оборотов вала электродвигателя, - момент на валу электродвигателя.
Электрический ток, потребляемый электродвигателем насоса:
А (18)
Теоретическая производительность насоса:
(19)
Число зубьев шестерен насоса , модуль зубчатого колеса м.
Ширина зубчатых колес шестеренного насоса определена по формуле:
(20)
Ширина принимается ближайшей из нормального ряда.
Уточненное значение удельной производительности насоса:
(21)
Суммарная площадь дроссельных окон, открываемых золотниковым плунжером, определяется из соотношения:
(22)
где - проводимость окон, равная: (23)
Площадь каждого из четырех дроссельных окон:
(24)
Площадь дроссельного окна связана с перемещением золотника соотношением:
(25)
Коэффициенты и определяются по расходно-перепадной характеристике (Рис. 3).
Гидравлическая постоянная времени привода:
, (26)