Лабораторная работа №2. Дроссельное регулирование скорости выходного звена гидропривода с помощью регулятора потока

КПД гидропривода дроссельного регулирования при последовательном и параллельном

Включении дросселя.

При дроссельном регулировании и любой схеме включения дросселя полный КПД гидропривода определяется как потерями энергии в насосе и гидродвигателе, так и потерями, обусловленными процессом управления. Ввиду этого вводят понятие КПД процесса управления h_у, который представляет собой отношение мощности потока , затраченной в гидродвигателе, к мощности потока подаваемого насосом , т. е.

(5)

Величина h_у оценивает потери мощности на регулирование скорости выходного звена гидропривода (им же можно учитывать и потери давления в соединительных трубопроводах).

Полный КПД гидропривода h равен произведению КПД насоса на КПД процесса управления и на КПД гидродвигателя. Например, при использовании в качестве исполнительного двигателя гидроцилиндра:

(6)

Допустим, что потери в насосе, гидродвигателе и трубопроводах отсутствуют (h_н=h_г=1). Тогда полный КПД гидропривода h=h_у. Для анализа КПД h_у привода с гидроцилиндром применим следующие безразмерные величины (т.е. величины, отнесенные к максимально возможным их значениям):

1) относительную нагрузку, равную относительному перепаду давления на гидроцилиндре,

(7)

2) относительную скорость поршня, равную относительному расходу, подводимому к гидроцилиндру:

(8)

3) относительную площадь проходного отверстия дросселя (степень открытия дросселя)

(9)

Величиной определяется доля давления р_н насоса, используемая в гидродвигателе, а величиной - доля подачи насоса, направляемой в гидродвигатель.

Из формулы (6) следует, что

(10)

Для последовательного включения дросселя (схема на рис. 1) скорость v_{п max} найдем из формулы (1), положив в ней F=0 и S_др=S_{др max}:

Полагая, что коэффициент расхода m дросселя не зависит от степени его открытия, определим относительную скорость поршня:

Отсюда

Теперь на основании выражения (10) можно получить значения h_у в двух вариантах:

(11)

(12)

Из формул (11) и (12) ясно, что максимальный КПД h_у получается при , т. е. при полном открытии дросселя. Оптимальные значения и находят исследованием на максимум. Для этого продифференцируем выражение (12) при по и приравняем производную нулю:

Отсюда оптимальная скорость поршня гидроцилиндра , а максимальный КПД:

.

Относительная нагрузка при этом .

Те же результаты можно было бы получить дифференцированием формулы (11) по .

Таким образом, даже при КПД насоса и гидродвигателя, равных единице, КПД регулируемого гидропривода с последовательным включением дросселя не может быть больше 0,385.

Столь низкое значение КПД h_у объясняется тем, что даже на оптимальном режиме работы гидропривода только 58% подачи насоса направляется в гидродвигатель (остальное идет через клапан) и лишь 2/3 давления насоса используется в гидродвигателе (остальное теряется в дросселе), т.е. потери мощности происходят одновременно и в дросселе и в клапане.

Зависимости КПД процесса управления h_у от относительной скорости и относительной нагрузки, построенные по формулам (11) и (12) для ряда постоянных значений степени открытия дросселя, показаны на рис. 10. Следует иметь в виду, что в действительности общий КПД гидропривода будет еще ниже за счет потерь мощности в насосе и гидродвигателе.

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

Рис. 10. Зависимость КПД процесса управления : а - от относительной скорости поршня; б - от относительной нагрузки

КПД гидропривода при параллельном включении дросселя (схема на рис. 5) определяется также, как и при последовательном включении формулой (5). Для параллельно включенного дросселя:

.

Следовательно, , где относительная скорость поршня:

(13)

Согласно (13) в данном случае КПД процесса управления однозначно определяется относительным расходом жидкости через дроссель или степенью открытия дросселя.

Описание лабораторной установки и входящих в нее гидроаппаратов.

Стенд для изучения гидроприводов с дроссельным регулированием позволяет собирать схемы с различными способами установки дросселя и регулятора потока и снимать механические характеристики этих схем. Стенд содержит:

1) насос НШ-10;

2) приводной электродвигатель (асинхронный, мощностью 1,1 кВт);

3) предохранительно-переливной клапан;

4) регулятор расхода МПГ 55-22

5) гидроцилиндр;

6) гидрораспределитель Р102-АЛ64-А36-50;

7) манометр;

8) фильтр;

9) бак объемом 120л;

10) трубопроводы и соединительную аппаратуру;

11) набор грузов (массы грузов 18 и 24кг).

В качестве рабочей жидкости использовано масло ИС-20: плотность r= 890 кг/м³, вязкость при 50˚С ν=20*10^-6м²/с, при 0˚С ν=300*10^-6м²/с, температура застывания -15˚С, температура вспышки 200˚С.

Давление в гидросистеме с помощью предохранительного клапана можно устанавливать величиной от 4МПа до 6МПа.

Рис. 11. Шестеренный насос типа НШ: 1 – крышка, 2 - уплотнение, 3 и 7 – втулки, 4 и 6 – шестерни, 5 – корпус, 8 – вход насоса, 9 – выход насоса.

Насос НШ-10. Типовая конструкция насоса НШ-10 показана на рис. 11. Шестеренные насосы маркируются буквами НШ, за которыми идет число, указывающее округленно рабочий объем камеры в см³.

Рабочий объем V₀=10см³.

Частота вращения n_min=2400мин^-1; n_max=3600мин^-1.

Номинальная подача Q_ном=22,6 л/мин.

Давление р=16МПа.

КПД: объемный - 0,94; механический – 0,9; общий - 0,83.

Номинальная мощность Р_ном=7,1.

Масса насоса m=2,7кг.

Предохранительно-переливной клапан. Предохранительно-переливные клапаны предназначены для поддержания заданного давления в напорной линии путем непрерывного слива рабочей жидкости во время работы. Они отличаются от предохранительных характеристикой пружин. Для обеспечения слива рабочей жидкости в большом диапазоне изменения расхода необходимо обеспечить как можно меньшее изменение давления в напорной линии. Для этого используют пружины с возможно меньшей жесткостью. Переливные клапаны в гидроприводах с дроссельным управлением подключают к напорным линиям параллельно.

Прямой предохранительно-переливной клапан с так называемым обратным конусом (рис. 12) состоит из корпуса 1, седла с обратным конусом 2 пружины 3, затвора 5, нажимной втулки 7, крышки 8, регулировочного винта 9, уплотнений 4, 6 и прокладки 10. Эта конструкция разработана на кафедре «Путевые, строительные машины и робототехнические комплексы» МИИТа и отличается более пологой статической характеристикой, чем клапаны с прямым конусом или шариком.

Клапан работает следующим образом. Как только давление в полости А превысит усилие пружины 3, затвор клапана 5 приподнимется над седлом 2 и жидкость начнет перетекать в полость Б и далее через отверстие Т на слив. Чем больше расход рабочей жидкости, поступающей из напорной линии, тем больше степень открытия клапана. При этом изменение давления в напорной линии пропорционально перемещению запорно-регулирующего элемента и жесткости пружины.

Рис. 12. Конструкция предохранительно-переливного клапана.

Регулятор расхода МПГ55-22М.Регуляторы расхода представляют собой комбинацию дросселя с регулятором, поддерживающим постоянный перепад давлений на дросселирующей щели, благодаря чему практически исключается зависимость расхода от нагрузки. Аппарат (рис. 13) состоит из корпуса 1, втулки 2, втулки-дросселя 3, винта 4, Указателя оборотов 5, валика 6, контргайки 7, лимба 8, , штифта 9, пружины 10, пробок 11 и 12, пружины 13, втулки 18, золотника регулятора 20.

Масло из напорной линии поступает в отверстие «Подвод» и далее через отверстия 19 во втулке 18, частично перекрытые рабочей кромкой золотника 20, и отверстия 16 в этой же втулке - к дросселирующей щели втулки 2, а затем к отверстию «Отвод». Золотник 20 находится в равновесии под действием силы сжатия пружины 13 и сил от давления масла в его торцовых полостях 15 и 21, соединенных с полостью 17 входа в дросселирующую щель, а также от давления в полости 14, соединенной с помощью канала в корпусе с выходом из дросселирующей щели.

Рис. 13. Конструкция регулятора расхода.

При осевых перемещениях золотника изменяется гидравлическое сопротивление отверстий 19, благодаря чему давление р₁ на входе в дросселирующую щель понижается по сравнению с давлением в напорной линии. Уравнение сил, действующих на золотник в статике, имеет вид р₁(А₁ + А₂)=р₂А + F_пр, где р₂ - давление на выходе из дросселирующей щели; А, А₁ и А₂ - площади торцовых поверхностей золотника в полостях соответственно 14, 15 и 21; F_пр - усилие пружины 13. Учитывая, что А₁ + А₂ = А и р₁ - р₂ = Δр (Δр - перепад давлений на дросселирующей щели), получаем Δр= F_пр/А ~ const, так как ход золотника 20 мал и изменение F_пр незначительное. При увеличении Δр золотник смещается вправо, при уменьшении - влево, автоматически стабилизируя Δр = 0,2...0,25МПа и поддерживая постоянство установленного расхода в широком диапазоне изменения давлений в подводном и отводном отверстиях при условии, что разность между этими давлениями не падает ниже 0,5 МПа.

Расход регулируется путем осевого перемещения втулки-дросселя с помощью винта 4 в одну сторону и пружины 10 – в противоположную. Винт поворачивается от лимба 8 через валик 6 (при вращении по часовой стрелке расход увеличивается). Между винтом и валиком установлена втулка с зубчатым зацеплением, позволяющим так устанавливать лимб относительно валика, что при полностью закрытом дросселе утечка через него не превышает 30см³/мин. Полному осевому перемещению втулки-дросселя соответствуют четыре оборота лимба, что позволяет плавно регулировать расход масла. После каждого оборота лимб с помощью штифта 9 поворачивает на ¼ оборота указатель 5, на торце которого имеются цифры 1…4, самопроизвольный поворот указателя предотвращает шариковый пружинный фиксатор. Установив заглушку 22, можно отключить от линии отвода полость 14 и соединить ее с гидросистемой через отверстие для дистанционного управления 23.

Диаметр условного прохода D_y=10 мм.

Коэффициент расхода m=0,6…0,7.

Расход масла – номинальный 25л/мин, минимальный - 0,04л/мин, максимальный – 32л/мин.

Рабочее давление номинальное – 20МПа.

Перепад давления на дросселе Dр – не менее 0,2МПа.

Гидроцилиндр. Гидроцилиндр состоит из гильзы 3, штока 4 с поршнем 5, крышек 2 и 6, направляющей втулки 1, крепежных и уплотнительных деталей.

Рис. 14. Конструкция гидроцилиндра.

Диаметр штока D_ш=20 мм.

Диаметр поршня D_п=36 мм.

Рабочий ход S=160мм.

Гидрораспределитель Р102-АЛ64-А36-50. Гидрораспределитель (рис. 15) состоит из корпуса 1 с каналами Р, Т, А и В (крайние каналы Т объединены в корпусе), золотника 2 диаметром 16мм, толкателей 3, возвратных пружин 4 и рукоятки 5.

Расход масла номинальный – 20…32л/мин, максимальный – 25…80л/мин.

Давление номинальное – 32 МПа.

Максимальная сила управления на рукоятке 160Н.

Диаметр условного прохода D_y=10 мм.

Масса – 3,5кг.

Манометр. Манометр в качестве чувствительного элемента имеет трубку Бурдона (рис. 16 а). Под действием давления тонкостенная трубка 1 распрямляется, поворачивая через тягу 6 и зубчатый сектор 5 зубчатое колесо 2, жестко связанное со стрелкой 4. Последняя перемещается относительно шкалы 3 с рисками, соответствующими давлению в контролируемой линии гидросистемы. Масло в трубку 1 подводится через штуцер 7.

а) б)

Рис.16. Конструкция и способ подключения манометра.

В соответствии с ГОСТ 2405-88 манометры имеют классы точности 0,4; 0,6; 1; 1,5; 2,5 или 4. Класс точности К=(Δ/П)×100, где Δ - допустимая ошибка измерения; П - верхний предел измерений давления манометра. Таким образом, для манометра, имеющего, например, К=4 и П=16МПа, наибольшая допустимая ошибка измерения давления 16 МПа: Δ =4×16/100=0,64 МПа.

Манометры различаются также по верхнему пределу измерений давления и по диаметру корпуса.

При эксплуатации манометров рабочее давление не должно превышать 3/4 верхнего предела измерений. Категорически запрещается нагружать манометр давлением, превышающим верхний предел измерений, а также резко увеличивать или сбрасывать давление.

Для повышения надежности рекомендуется подключать манометры к гидросистеме через специальные переходники с дросселем, вентили или переключатели манометра. В переходнике (рис. 16 б) масло поступает в манометр через винтовую канавку винта 1, запрессованного в гладкое отверстие штуцера 2. Шкала манометра должна устанавливаться вертикально (для некоторых типов приборов допускаемое отклонение <10°). Предпочтительно применение переключателей, соединяющих манометр с контролируемой гидролинией только во время измерения давления (например, при нажатии кнопки), а в остальное время соединяющих манометр с дренажной линией.

Лабораторная работа №1. Дроссельное регулирование скорости выходного звена гидропривода с помощью дросселя.

Цель работы: Изучение принципа действия, функциональных схем гидравлических приводов с дроссельным регулированием скорости. Ознакомление с конструкцией и принципом действия гидроаппаратов, входящих в состав гидропривода с дроссельным регулированием. Построение механических характеристик приводов дроссельного регулирования при различных способах установки дросселя.

Порядок выполнения работы.

1. Изучить конструкцию гидроаппаратов, входящих в состав стенда.

2. Нарисовать гидросхему для снятия механической характеристики гидропривода дроссельного регулирования.

3. Собрать схему на стенде и проверить ее работу.

4. Полностью открыть дроссель и провести измерение скорости штока гидроцилиндра при различных значениях нагрузки F_н. Результаты измерений занести в таблицу 1.

Таблица 1.

5. Уменьшить площадь проходного сечения дросселя. Повторить измерения п.4, результаты занести в таблицу, аналогичную таблице 1.

6. По результатам измерений п.п. 4 и 5 построить экспериментальные механические характеристики привода при разных значениях проходного сечения дросселя.

7. Рассчитать площадь проходного сечения полностью открытого дросселя S_др.max=pD_у²/4, рабочую площадь поршня гидроцилиндра S_п==pD_п²/4. Принять коэффициент расхода дросселя m=0,6…0,7. Рассчитать по приведенным в теоретической части методических указаний формулам механические характеристики гидропривода с дросселем на входе и построить их на одном графике с экспериментальными.

8. Нарисовать и собрать схему с дросселем, установленным на выходе их гидроцилиндра. Произвести измерения (см п.п. 4, 5) и расчеты (см п.7) и построить экспериментальные и теоретические механические характеристики.

9. Нарисовать и собрать схему с параллельным включением дросселя. Произвести измерения (см. п. 4, 5) и расчеты (см п. 7) и построить экспериментальные и теоретические механические характеристики привода.

10. Сделать выводы по полученным результатам.

Лабораторная работа №2. Дроссельное регулирование скорости выходного звена гидропривода с помощью регулятора потока.

Цель работы: Ознакомление с конструкцией и принципом действия регулятора потока. Построение механических характеристик приводов дроссельного регулирования при различных способах установки регулятора потока.

Порядок выполнения работы.

1. Изучить конструкцию гидроаппаратов, входящих в состав стенда.

2. Нарисовать гидросхему для снятия механической характеристики гидропривода с регулятором потока, установленным на входе в цилиндр.

3. Собрать схему на стенде и проверить ее работу.

4. Полностью открыть дроссель регулятора потока и провести измерение скорости штока гидроцилиндра при различных значениях F_н. Результаты измерений занести в таблицу, аналогичную таблице 1 (см. работу №1).

5. Уменьшить площадь проходного сечения дросселя регулятора потока. Повторить измерения п. 4, результаты также занести в таблицу, аналогичную таблице 1.

6. По результатам измерений п.п. 4 и 5 построить экспериментальные механические характеристики привода.

7. Нарисовать и собрать схему с дросселем на выходе. Произвести измерения (см. п. п. 4, 5).

8. Нарисовать и собрать схему с параллельным включением дросселя. Произвести измерения (см. п. п. 4, 5).

9. Сделать выводы по полученным результатам.

Литература.

1. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник для машиностроительных вузов. Т.М.Башта и др. – 2-е изд., перераб. – М.: Машиностроение, 1982. – 423с.

2. Свешников В.К. Станочные гидроприводы: Справочник. – 4-е изд., перераб.и доп. – М.: Машиностроение, 2005. – 534с.

3. Робототехнические системы и комплексы: Ученое пособие для вузов/ И.И.Мачульский, В.П.Запятой, Ю.П.Майоров и др.; Под ред. И.И.Мачульского. М.: Транспорт, 1999. – 446с.

4. Никитин О.Ф., Холин К.М. Объемные гидравлические и пневматические приводы. Уч. пособие для техникумов. – М.: Машиностроение, 1981. – 269 с.

Поиск по сайту: