книги из ГПНТБ / Костин С.В. Рулевые приводы

Следящий рулевой гидропривод должен обладать свойством фильтра низких частот.

Дополнительные исходные данные для расчета гид­ ропривода:

Параметры рулей, приведенные к оси штока гидроци­ линдра:

Выбор функциональной схемы и структуры быстродействующего следящего гидропривода

При выборе схемы быстродействующего гидроприво­ да следует принимать во внимание следующие поло­ жения.

1. Рулевая машина должна иметь два гидравлических каскада усиления.

Первый каскад — электрогидравлический усилитель для увеличения быстродействия должен иметь структур­ ную схему с жесткой или позиционной обратной связью. Второй исполнительный каскад должен включать в себя

золотниковый гидрораспределитель и гидроцилиндр.. Для улучшения энергетических характеристик, утечки в гидроусилителе и золотнике, определяющие потери рас­ хода питания при нулевом сигнале управления, должны быть минимальными.

2.Усилитель сигнала ошибки выполняется в виде электронного или транзисторного быстродействующего усилителя с обратными связями по току и напряжению.

3.Главная жесткая обратная связь с рулей на уси­ литель должна быть простой по конструкции и включать

всебя потенциометрический датчик на беспроволочных элементах.

4.Сложные корректирующие устройства с машинны­ ми преобразователями энергии применять нецелесооб­ разно.

5.Источником питания гидропривода может служить аксиальный насос с высокой угловой скоростью враще­ ния или пневмогидравлический аккумулятор.

Учитывая высокие технические требования к динами­ ке и энергетике, выбираем такую функциональную

структурную схему рулевого гидропривода, как на рис. 1.30, на которой введены следующие обозначения:

Wu— передаточная функция электронного усили­ теля сигнала ошибки с учетом индуктивности L обмоток управления ЭМП и э. д. с., наве­

^п-э); И^эгу — передаточная функция электрогидравлическо-

го усилителя на управляемых дросселях соп­ ло-заслонка с позиционной обратной связью (см. рис. 1.27);

W эмп— передаточная функция электромеханического преобразователя с постоянной времени Т эмп (1.87);

Wrnn— передаточная функция гидравлического ис­ полнительного привода с дроссельным регу­ лированием (1.17);

Q= cp(x)— нелинейная характеристика расхода золотни­ кового гидрораспределителя (см. рис. 1.11), которая выражается при кусочно-линейной аппроксимации системой уравнений;

82

да при больших сигналах управ­ ления;

Qm = ЦшахЛп — максимальный расход;

хго — расчетный расход золотника;

Хл«(5 — 10)6.

Выбирая быстродействующий электромеханический

расчетной структурной схеме рулевого гидропривода (рис. 1.31). На этой схеме введены следующие обозна­ чения:

— постоянная времени

гидравлического ис­ полнительного при­ вода {см. формулу (1.18)];

83

к'эгу = kF/jc0с— коэффициент усиле­ ния электрогидрав-

лического усилите­ ля;

Со.с— жесткость пружины обратной связи ЭГУ;

Qc— расход через сопло при Іі= 0;

85

ky = k0{R— коэффициент усиления электронного усили­ теля;

knp = --------коэффициент передачи следящего привода; Яо.С

k0.c — коэффициент главной обратной связи.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАБОЧЕЙ ПЛОЩ АДИ ПОРШ НЯ ГИДРОЦИЛИНДРА

Оптимальное значение рабочей площади поршня оп­ ределяется на основании анализа диаграммы нагрузки по формуле (1.81).

Приближенное значение площади поршня определя­

В расчетном примере ^пуск= 6000 Н; рПпт= 2000 Н/см2; Лц= 3 см2.

Сопряжение частот и расчет основных динамических параметров гидропривода

Сопряжение частот и построение частотных характе­ ристик следящего гидропривода выполняется при допу­ щении, что шарнирной нагрузкой при расчете динамики следящего гидропривода можно пренебречь, как следует из выражения (1.27).

Сопрягаемые частоты гидропривода определяются по следующим формулам:1

1

8 6

Частота среза рулевого гидропривода без коррекции с небольшими отклонениями равна добротности соСр — KD- В 'качестве базовой частоты следует принять сопря­

гаемую частоту исполнительного гидропривода

где

Следует заметить, что частоту мк нельзя изменять произвольно, хотя она и не является стабильной. Эта частота может изменяться примерно в два раза вслед­ ствие изменения модуля упругости жидкости при изме­ нении температуры и давления. При ^=1+80° С

'Ст

.при t = — 50° С

7к = 0,7-10-3, а <в«= 1430 с-1.

Очевидно, что для расчета устойчивости следует выби­ рать сок и Тк при высокой температуре (^=+80°С).

Приведенное значение массы подвижных элементов определяют по формуле

Ш— /Прул -(- /7Іц< ~Ь /Пц,

где

тпрул — / р у л //2;

/пж — приведенное значение массы жидкости в гидро­ цилиндре и магистралях;

/пп— масса поршня и штока.

Коэффициент демпфирования и коэффициент усиле­ ния золотника гидравлического исполнительного приво­ да с дроссельным регулированием также не являются постоянными величинами. Оба этих коэффициента явля­ ются функцией амплитуды колебания золотника;

87

^V.l Дѵ)~^ѵ^ЭГУ ЯИ д.) А

где q{Ax) — коэффициент гармонической линеаризации нелинейной характеристики Q= cp(x) (см. рис. 1.30), который определяется по форму­ лам;

В этом случае с уменьшением амплитуды золотника добротность уменьшается, а запасы устойчивости следя­ щего привода увеличиваются.

Зависимости коэффициента демпфирования исполни­ тельного гидропривода и добротности следящего приво­ да от амплитуды колебания золотника, обусловленные нелинейными характеристиками, позволяют сделать важ­ ный вывод и дать следующие рекомендации для проек­ тирования.

Быстродействие следящего гидропривода и устойчи­ вость контура стабилизации обусловлены высоким зна-

89