Пользователь Пароль
Забыли пароль? Регистрация
Содержание >> Анализ и проектирование >> Системы объемного гидропривода >> Гидроприводы автобетононасосов >> Динамика гидропривода механизма поворота автобетононасоса БР-14

Системы объемного гидропривода - Динамика гидропривода механизма поворота автобетононасоса БР-14

Динамика гидропривода механизма поворота автобетононасоса БР-14

Для определения напряжений в металлоконструкции стрелы, возникающих от инерционных нагрузок при разгоне и торможении поворотной платформы, необходимо знать величины максимальных угловых ускорений. Когда поворот платформы осуществляется объемным гидроприводом, значения угловых ускорений зависят как от параметров собственно механизма поворота (момент инерции поворотной части, передаточное число механизма поворота), так и от параметров гидросистемы, приводящей его в действие. Поэтому задача определения максимальных угловых ускорений поворотной части сводится к задаче динамики гидропривода механизма поворота. Пример такого исследования – динамический анализ гидропривода механизма поворота автобетононасоса БР-14, проведенный на стадии проектирования машины [6].

Рис. 1.

На рис. 1 представлена принципиальная схема гидропривода механизма поворота автобетононасоса БР-14. Подача рабочей жидкости к гидромотору 7 осуществляется насосом 1 при одновременном включении золотников 2, 3 и 4, перемещаемых посредством электромагнитов. При включении золотника 4 поршень гидроразмыкателя 5 перемещается и происходит размыкание колодочного тормоза 6. При включении электромагнитов золотники (в том числе и 4) и поршень гидроразмыкателя возвращаются под действием пружин в первоначальное положение, происходит замыкание тормоза. Для предохранения гидросистемы от чрезмерно высоких давлений в схеме предусмотрены предохранительные клапаны 8 непрямого действия. Дроссель, установленный в сливной магистрали на выходе золотника 4, обеспечивает задержку в срабатывании тормоза, поскольку последний стояночного типа. Последнее обстоятельство, а также существующий начальный холостой ход при замыкании тормоза позволяет считать, что торможение механизма поворота осуществляется чисто гидравлическим путем, то есть при переключении золотника 3 в нейтральную позицию происходит отсечка подачи рабочей жидкости от насоса; гидромотор, вращаясь по инерции, переходит в так называемый «насосный режим», нагнетая жидкость в отсеченный объем сливной магистрали. Давление в этой полости повышается и происходит торможение гидромотора. При разгоне механизма поворота тормоз в начальный период замкнут, поэтому необходимо учитывать воздействие тормозного момента на вал гидромотора при разгоне.
Для решения поставленной задачи использовалась универсальная программа динамического расчета гидросистем произвольной структуры HYDRA.

Рис. 2.

Расчетная схема (рис. 2) содержит 13 элементов, соединенных в 16 узлах. Приведенная расчетная гидросхема отличается от принципиальной рядом упрощений: некоторые гидроэлементы заменены их соответствующими функциональными характеристиками. Расход Q1 ( t), действующий в узле 1, имитирует подачу насоса в гидросистему посредством управляющего золотника (поз. 1 и 2, рис. 1); с помощью дросселей переменного проходного сечения fдр1 ( t) и fдр2 ( t) осуществляется моделирование процесса включения основного распределительного золотника гидропривода механизма поворота (поз. 3, рис. 1), а дроссель fдр3 имитирует работу предохранительного клапана (поз. 8, рис. 1) по его статической характеристике Q( p14p15), то есть зависимости расхода в узле 14 от перепада давлений в узлах 14 и 15. Момент на валу гидромотора Мторм( t) в узле 7 моделирует работу тормоза.
Рассмотрим характеристики внешних возмущений, представленные на рис. 3.

Рис. 3.

Согласно паспортным данным гидрораспределителя ВЕ10.44 (поз. 3, рис. 1) величина перекрытия составляет 1.3 мм при ходе из нейтральной позиции в рабочую 3.2 мм. Таким образом, зона нечувствительности для этого гидрораспределителя составляет ~40% от общего хода золотника в одну сторону. Исходя из геометрии гидрораспределителя, максимальная площадь проходного сечения канала достигается при перемещении золотника на 1 мм от начала открытия канала. С учетом того, что время включения золотника составляет ~0.06 с, а выключения ~0.04 с (паспортные данные), а также учитывая геометрическую симметрию гидрораспределителя, получим (рис. 3, а, в) зависимости функций проходных сечений дросселей fдр1 и fдр2, имитирующих каналы гидрораспределителя (поз.3, рис. 1).
В соответствии с приведенными данными при включении золотника зона нечувствительности по времени составляет ~0.024 с, а зона регулирования ~0.019 с. При выключении золотника эти же временные промежутки в 1.5 раза меньше. Аналогичная зависимость (рис. 3, а) принята для расхода Q1( t), имитирующего подачу насоса через распределитель (поз. 2, рис. 1).
Статическая характеристика предохранительного клапана Q( p14p15) приведена в виде графика на рис. 3, б. Эта зависимость входит в уравнение для определения fдр3 – функции проходного сечения дросселя, соединяющего узлы 14 и 15, и учитывает возможность смены знака расхода (перепада давления). Тем самым, одной зависимостью описываются оба предохранительных клапана гидросистемы.
Если принять, что геометрические характеристики и быстродействие распределителей 3 и 4 (рис. 1) совпадают, то без учета запаздывания сигнала в гидравлическом тракте гидроразмыкателя тормоза можно считать, что изменение относительного тормозного момента при размыкании тормоза происходит в соответствии с диаграммой, приведенной на рис. 3, а. При этом время начала падения тормозного момента совпадает с временем начала изменения проходных сечений каналов распределителей 3 и 4 и определяется их зоной нечувствительности. Скорость изменения при включении тормоза задана исходя из средней скорости срабатывания гидроразмыкателя и допущения, что изменение момента происходит на первой трети полного перемещения поршня гидроразмыкателя. Гидроразмыкатель имеет следующие размеры: диаметр поршня 25 мм, полный ход поршня 32 мм. При подаче расхода ~9 л/мин средняя скорость составляет 0.3 м/с, а время перемещения ~0.1 с. Отсюда, размыкание тормоза происходит за ~0.03 с. Диаграмма изменения тормозного момента при включении тормоза (рис. 3, г) учитывает замедленное перемещение поршня из-за установки дросселя на выходе распределителя 4 (рис. 1), а также холостой ход плунжера 5 (рис. 1) до соприкосновения колодок тормоза с барабаном (~2/3 полного хода). Модуль тормозного момента задан, как максимально допустимый момент гидромотора, определяемый настройкой предохранительного клапана на 4.9 МПа, и приведенный к поворотной части и увеличенный из условий безопасности в ~1.5 раза:

где q = 17.03·10 –6 м3 / рад – рабочий объем гидромотора 210.25; р* = 4.9 МПа – давление настройки предохранительного клапана; u = 513 – передаточное число механизма поворота; η = 0.945 – гидромеханический КПД гидромотора. Тогда фактический тормозной момент равен:

где ω7 – угловая скорость вала гидромотора.
Были рассмотрены следующие расчетные положения стрелы, для которых определены три значения момента инерции (табл. 1).

Остальные параметры гидроэлементов взяты из их паспортных характеристик и геометрических размеров. В табл. 2 приведены значения максимальных угловых ускорений поворотной части автобетононасоса БР-14 при разгоне и торможении для трех принятых расчетных положений стрелы (табл. 1) и двух значений номинальной частоты вращения поворотной платформы (двух максимальных значений расхода Q1), полученные в результате расчетов динамики гидропривода механизма поворота по программе HYDRA.

Пример расчетной осциллограммы, иллюстрирующей динамику гидропривода механизма поворота для 1-го расчетного положения стрелы приведен на рис. 3, д, е. Здесь обозначено: р6р8 – давления соответственно в узлах 6 и 8 (см. расчетную схему рис. 2), ω, φ – угловая скорость и угол поворота платформы.
Для проведения инженерно-конструкторских работ получены формулы для приближенного расчета максимальных ускорений поворотной части.

Рассмотрим два основных динамических режима механизма поворота.

Разгон

Введем ряд допущений, приемлемых для режима разгона:
1) давление в гидросистеме не достигает уровня настройки предохранительного клапана;
2) потери давлений по длине, в местных сопротивлениях, потери момента на трение в гидромоторе, утечки рабочей жидкости незначительны и ими можно пренебречь;
3) давление в сливной магистрали гидросистемы пренебрежимо мало и может быть принято равным нулю.

Согласно принятым допущениям упрощенная математическая модель, описывающая динамику гидропривода механизма поворота, имеет вид:

где J – приведенный к валу гидромотора момент инерции вращающихся частей механизма поворота; q– рабочий объем гидромотора; Мт.гм – тормозной момент, приведенный к валу гидромотора; Е – приведенный объемный модуль упругости трубопроводов и рукавов высокого давления (РВД) с жидкостью; V – объем трубопроводов и РВД в напорной магистрали; ω7 – угловая скорость вала гидромотора (узел 7, рис. 2), р6 – давление на входе в гидромотор (узел 6, рис. 2);Q1 – подача насоса в узле 1, рис. 2. Учитывая зависимости Q1( t) и  ( t) на рис. 3, получим в общем виде:

Тогда на промежутке имеем:

Приняв начальные условия:

и учитывая (9), решаем систему дифференциальных уравнений (6), которая при является линейной.
В результате решения находим максимальное угловое ускорение поворотной части:

где u – передаточное число механизма поворота.

Расчеты максимальных угловых ускорений механизма поворота, проведенные по формуле (11), дали следующие результаты, приведенные в табл. 3. Там же для сравнения даны величины угловых ускорений, полученные рачетами по программе HYDRA.

Расчеты проводились при следующих значениях исходных данных: Q1max = 17 л/мин = 283 см3/с и 23 л/мин = 383 см3/с; q =17.03 см3/рад; τ0 = 0.024 с; τ1 = 0.043 с; τ2 = 0.054 с; V= 335 см3; E ≈ 570 МПа; Мт.гм max ≈ 118.5 Н·м; J = 0.0216 кг· м2 и 0.0343 кг· м2.

Торможение

Торможение механизма поворота, как отмечалось выше, происходит раньше включения колодочного тормоза, то есть чисто гидравлически, за счет повышения противодавления в сливной магистрали гидромотора со срабатыванием предохранительного клапана. Поэтому максимальные ускорения при торможении механизма поворота могут быть определены из уравнения динамики гидромотора:

где р* – давление настройки (срабатывания) предохранительного клапана, р* = 4.9 МПа.
Тогда

В табл. 4 представлены результаты расчета максимальных угловых ускорений, полученные расчетом по программе HYDRA и по формуле (13).

Полученные формулы дают возможность приближенно определить максимальные угловые ускорения механизма поворота. При выполнении условий, оговоренных выше в допущениях, относительная погрешность не превысила 26% при разгоне и 23% при торможении. Проведенный анализ позволил провести в дальнейшем расчет на прочность металлоконструкции стрелы с учетом динамических нагрузок.

Главная | Дискретность | Пользование сайтом | Ссылки | Связь с нами
© Д-р Юрий Беренгард. 2010 - 2017
Последнее обновление: 11 ноября 2017 г.


Rambler's Top100