Выбор основных конструктивных параметров гидрораспределителя при проектировании объемных гидроприводов рулевого управления Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.226+629.014.5

Ш. К. МУКУШЕВ Л. В. ЖДАНОВ

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия

ВЫБОР ОСНОВНЫХ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЯ ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ

В статье рассмотрены конструктивные особенности системы объемного гидропривода рулевого управления. На основании теоретических исследований получены зависимости между входными и выходными характеристиками системы рулевого управления и проведен анализ влияния основных конструктивных параметров на качество выходных характеристик. Выполненные исследования позволили сформулировать рекомендации по выбору основных конструктивных параметров гидрораспределителя при проектировании систем рулевого управления колесных машин.

Одним из основных требований к объемным гидроприводам рулевого управления (ОГРУ) колесных машин является соответствие выходных характеристик критериям качества системы управления. Отличием ОГРУ от гидромеханических систем является отсутствие механической обратной связи. Определение соотношения между углами поворота рулевого колеса и управляемых колес обеспечивает специальное управляющее устройство — насос-дозатор, который состоит из гидравлического распределителя и гидромотора обратной связи, через который рабочая жидкость поступает в исполнительные гидроцилиндры [ 1 ].

Гидрораспределитель кранового типа состоит из золотника 1 и гильзы 2. Центрирование золотника относительно гильзы осуществляется пластинчатыми пружинами 3 (рис, 1).

При вращении рулевого колеса управляющий золотник распределителя смещается на угол a(t), при этом поток рабочей жидкости попадает через гидромотор обратной связи в исполнительный гидроцилиндр, гидромотор обратной связи осуществляет отрицательную обратную связь посредством смещения гильзы золотника распределителя на угол ac.NI0S(t). Относительное смещение Aa(t) золотника распределителя представляет результат сложения двух перемещений: смещения a(t) золотника, обусловленное поворотом рулевого колеса, и смещения гильзы золотника распределителя ctGMOS(t), обусловленного действием гидрообъемной отрицательной обратной связи, т.е. [2]:

Да(1) = <x(t) -aUMHS(t).

(1)

Рис. I. Общий вид гидрораспределителя

d26

d6

Р-—j +hP— + c(6 + 60) + RTP-r3 =MP(t)

dt'

dt

(2)

и уравнениями расходов через гидрораспределитель [4]

О?

Q

ZOLI WSL'

Qs,;

(3)

dQ.

ZOL2 _g dt

^ — PzoL.2) '

'л/2'сж '¡Pzoli ~PZOL2 I "QZOL?} (4)

Наибольший интерес в работе гидрораспределителя представляет влияние жесткости центрирующей пружины и величины положительного перекрытия проходных сечений каналов гидрораспределителя на выходные характеристики ОГРУ.

Математически гидрораспределитель описывается уравнением движения основного золотника [3]:

^k = B[M-fSL(6)V2cipZOL-0SL]

(5)

где а — угол поворота золотника; Мрй — момент, приложенный к рулевому колесу; 02011 и 020Ь2 — расходы жидкости на входе и выходе золотника соответственно;

р/(),, и р-гои — давления на входе и выходе золотника соответственно;

*гсн (а) ~~ площадь проходного сечения напорных каналов гидрораспределителя; [^(а) — площадь проходного сечения сливных каналов гидрораспределителя.

Площади проходных сечений каналов гидрораспределителя зависят от угла поворота золотника и могут быть представлены трапециедальными зависимостями, представленными на рис. 2, где Оа, — «мертвая зона» золотника; а,-а2 — рабочая зона гидрораспределителя; а2'амлх — упор золотника [3,4].

Гидромотор обратной связи описывается уравнениями давлений и расходов рабочей жидкости на входе и на выходе с учетом объемных потерь и сжимаемости жидкости [5]

(6)

(7)

(8) (9)

п _ дбСМ05 Чсмоб Чзмобг т:

Си 3

^УТ ^Ут(РсМ08|"Рс;М0.Ч2

~~ ^сж ' .. (Рсм<хч1 Рсмойг)' си

РсМ051~РиМ0.Ч2-

[смо5 | ЬСМ05 с!бсмо«;

км dt2 кы (11 ' ии'

гдеа,.М()Ч(1) — угол поворота вала гидромотора обратной связи;

Ог

— расход жидкости, идущии на вращение

1га,м' - Ш - Ь 1 - П1

л / 1 1 .

И -(тамв

1% м'

Рис. 2. Площади проходных сечений каналов золотника

2]"

ш "

'о

6

М 1.2 1

0,8 0,6 0,4 0,2

л ^

Г'.П Сэ С„ \

—С* 1

—С1 1

1

1д.

гидромотора;

Оут — расход жидкости, идущий на утечки в гидромоторе;

Огж — расход, идущий на сжатие жидкости за счет инерционности гидромотора.

Для анализа качества регулирования целесообразно использовать П-образный сигнал, представляющий из себя сумму двух единичных ступенчатых сигналов входной величины Мр(1), посредством которых можно оценить переходные процессы при выходе на установившийся режим работы и процессы, возникающие при действии обратной связи, при прекращении воздействия на рулевое колесо.

На рисунках 3 и 4 представлены зависимости расходов на выходе из гидрораспределителя от П-образного управляющего воздействия при различных жесткостях центрирующей пружины и углах перекрытия каналов гидрораспределителя.

Для того чтобы проанализировать качество регулирования, необходимо построить зависимости показателей качества переходных процессов от жесткости центрирующей пружины при различных углах перекрытия каналов гидрораспределителя а, = 2°, а^ = 3°, а.,= 4° и зависимость времени запаздывания от изменения угла положительного перекрытия каналов гидрораспределителя при различных жесткостях центрирующей пружины с, = 30 Нм/рад, е., = 50 Н м/рад, е., = 70 Н м/рад, е., = 90 Н-м/рад, лежащих в области устойчивости системы ОГРУ.

Одним из важнейших показателей является время нарастания, или крутизна, выходной характеристики, зависимость времени нарастания расхода на выходе из системы ОГРУ от жесткости пружины, центрирующей золотник при различных углах «мертвой» зоны, представлен на рис. 5.

Как видно из графика, при увеличении жесткости центрирующей пружины снижается время нараста-

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

Ье

Рис. 3. Графики расходов на выходе из системы ОГРУ при фиксированном угле перекрытия распределителя и различных жесткостях центрирующей пружины с,...с4

1.4 1,2

1

0,8 0,6 0,4 0,2

/ '

, а,

1 —а,

щ ___а,

; ;

1:/ и

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

1, с

Рис. 4. Графики расходов на выходе из системы ОГРУ

при фиксированной жесткости пружины и различных углах перекрытия распределителя а,...аэ

ния выходного сигнала, т.е. возрастает крутизна характеристики при различных углах перекрытия золотника гидрораспределителя. Кроме того, на время нарастания существенное влияние оказывает величина углов положительного перекрытия проходных сечений каналов распределителя: при меньших значениях угла время нарастания снижается, при больших - увеличивается. Это объясняется тем, что при большей зоне нечувствительности больше время запаздывания.

Исходя из оценки данного показателя наиболее предпочтительной является большая жесткость центрирующей пружины при наименьшем угле перекрытия золотника.

С Нп/род

Рис. 5. Зависимость времени нарастания расхода на выходе из системы ОГРУ от жесткости центрирующей пружины при различных углах «мертвой» зоны а,...а,

С Н-п/рад

Рис. 6. Зависимость времени регулирования выходной величины системы ОГРУ от жесткости центрирующей пружины при различных углах «мертвой» зоны а,...а3

В---------

С Нм/рад

Рис. 7. Зависимость перерегулирования

выходного параметра системы ОГРУ от жесткости центрирующей пружины

гцри раэмчных зчачэ-иях ухтв пфжрытия ээгпшива а,...а,

Рис. 8. Зависимость величины времени запаздывания системы ОГРУ от изменения угла положительного перекрытия гидрораспределителя при различных жесткостях центрирующей пружины с,...с4

Однако помимо времени нарастания выходной величины необходимо оценить и время регулирования.

Зависимость времени регулирования от жесткости центрирующей пружины при различных углах перекрытия золотника представлена на рис. 6.

Анализ графика показал, что при небольшой жесткости пружины величина времени регулирования относительно постоянная, но при увеличении жесткости характеристика резко возрастает при различных значениях угла перекрытия золотника. Это объясняется тем, что при увеличении колебательной составляющей (жесткость пружины) увеличивается и колебательность характеристики и - как

следствие — время регулирования при больших значениях жесткости.

В данном случае предпочтительнее выглядят меньшие значения жесткости пружины при наименьшем угле положительного перекрытия угла золотника гидрораспределителя.

График зависимости перерегулирования от жесткости центрирующей пружины при различных углах перекрытия золотника представлен на рис. 7.

Как видно из графика, перерегулирование возрастает с увеличением жесткости центрирующей пружины, что опять же объясняется увеличением колебательности выходной характеристики. При больших углах перекрытия золотника и меньших жесткостях пружины перерегулирование минимально, что объясняется способностью гидромотора обратной связи сглаживать колебания за счет «мертвой» зоны.

Судя по данному графику, наиболее предпочтительной является меньшая жесткость пружины при наибольшем значении утла перекрытия золотника.

Таким образом, исходя из анализа представленных графиков можно сделать вывод, что при увеличении жесткости центрирующей пружины снижается время нарастания выходного сигнала, т.е. повышается крутизна характеристики, но в то же время возрастает колебательность, что приводит к возрастанию перерегулирования и увеличению времени регулирования при больших значениях жесткости пружины при различных углах перекрытия распределителя.

При меньшем угле перекрытия наблюдается несущественное увеличение быстродействия системы за счет уменьшения времени запаздывания, но увеличивается колебательность при прекращении воздействия на рулевое колесо, что является недопустимым при управлении машиной. Наиболее показателям качества соответствует характеристика, полученная прижесткости центрирующей пружины с2.. .с3.

Для анализа величины времени запаздывания целесообразно построить зависимость времени запаздывания от изменения угла положительного перекрытия каналов гидрораспределителя при различных жесткостях центрирующей пружины, который представлен на рис. 8.

Как видно из графика, при увеличении угла перекрытия каналов гидрораспределителя увеличивается время запаздывания системы ОГРУ. Также необходимо отметить, что при больших значениях угла «мертвой» зоны на величину времени запаздывания оказывает незначительное влияние жесткость центрирующей пружины: чем больше жесткость, тем меньше время запаздывания.

Исходя из данного графика наиболее рациональным является использование наименьшего угла перекрытия при наибольшей жесткости центрирующей пружины.

Таким образом, по результатам анализа работы гидрораспределителя ОГРУ можно сделать следующие выводы:

— конструктивные параметры системы ОГРУ, такие, как жесткость центрирующей пружины и углы положительного перекрытия каналов распределителя, оказывают значительноерлияние на выходные параметры системы;

— жесткость центрирующей пружины влияет на крутизну выходной характеристики, а также на величину колебательности как при выходе на установившийся режим работы, так и при действии обратной связи при прекращении воздействия на

рулевое колесо, которая приводит к возрастанию дерегулирования и при больших значениях жесткости — к увеличению времени регулирования. Также наблюдается незначительное влияние жесткости центрирующей пружины на величину времени запаздывания и при больших значениях углов перекрытия каналов гидрораспределителя. Чтобы снизить нежелательный эффект от колебаний выходных параметров, рекомендуется применять центрирующую пружину с жесткостью с2...сг

— значения углов перекрытия каналов гидрораспределителя влияют на время запаздывания работы системы, в меньшей степени эти значения влияют на показатели качества системы ОГРУ, т.к. они используются гидромотором обратной связи для сглаживания выходной характеристики при действии обратной связи при прекращении воздействия на рулевое колесо. В качестве наиболее рационального угла перекрытия распределителя рекомендуется угол а.г = 3°, так как распределитель имеет среднюю зону нечувствительности, характеристика ведет себя устойчиво и в то же время отличается довольно высоким быстродействием.

Библиографический список

приводов рулевого управления колесных тракторов. М.:Труды НАТИ, вып. 242, 1975г.

2. Мукушев Ш. К., Жданов А. В. Математическое описание системы объемного гидропривода рулевого управления // Проблемы проектирования строительства и эксплуатации транспортных сооружений: Материалы I Всероссийской науч.-практ. конф. студентов, аспирантов и молодых ученых: Книга 3. СибАДИ, Омск, 2006. с.70 - 80.

3. Метлюк Н.Ф. Динамика пневматических и гидравлических приводов автомобилей / Н.Ф. Метлюк, В.П. Автушко. -М : Машиностроение, 1980,- 231с.

4. Расчет и проектирование строительных и дорожных машин на ЭВМ / Под ред. Е.Ю. Малиновского, М.: Машиностроение, 1980. — 216 с.

5. Гамынин 11.С. Гидравлический привод систем управления. — М.: Машиностроение, 1972. - 376 с.

Мукушев Шадат Курмашович, старший преподаватель кафедры подъемно-транспортных, тяговых машин и гидропривода.

Жданов Алексей Васильевич, аспирант той же кафедры.

I. Любимов В А., Червяков Е.А. Обоснование схем и основных параметром унифицированных объемных гидро-

Статья поступила в редакцию 27.08.06. © Мукушев Ш. К., Жданов А. В.

удк 631.362.36 Р. А. ЗВЕРКОВ

Омский государственный аграрный университет

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОТЫ ЗЕРНООЧИСТИТЕЛЬНОЙ МАШИНЫ С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ КАЧАЮЩИМИСЯ РЕШЕТАМИ_

Статья посвящена исследованию процесса сепарации зерна на зерноочистительной машине с цилиндрическими качающимися решетами с применением планируемого эксперимента. Получены зависимости качественной характеристики работы машины — полноты разделения. Выявлены рациональные конструктивные и режимные параметры работы агрегата, интенсифицирующие процесс сепарации.

В настоящее время в сельском хозяйстве существует множество нерешенных проблем. Однаиз них — ! очистка зерна продовольственного и семенного [ назначения. Особенно острая нехватка зерноочис-ш I тительных машин наблюдается в семеноводческой | ! отрасли, где обеспеченность ими составляет около 12% § | от требуемого количества [1], что отражается на

0 I качестве посевного зерна. В зерноочистительных ма-

1 | шинах д\я разделения зерна по размерам широко при-

1 \ меняются плоские и цилиндрические решета. Зачас-

2 ' тую производительность семяочистительной машины < : ограничивается производительностью решетного | I стана. Известно множество технических решений,

1 интенсифицирующих процесс сепарации зерна на Ш плоских и цилиндрических решетах. Одно из них — при-

менение в зерноочистительной машине колебательного возвратно-поступательного движения цилиндрических решет с прямоугольными отверстиями. Такие решета не получили широкого применения из-за отсутствия достаточных теоретических и экспериментальных исследований работы подобных решет.

В настоящей статье представлены результаты экспериментального исследования работы зерноочистительной машины с двумя цилиндрическими качающимися решетами. Схема такой зерноочистительной машины изображена на рис. 1 [2].

Решетный стан работает следующим образом: исходный материал, поступивший на начало первого либо второго решета 3, под действием колебательного движения начинает перемещаться поперек