длины тракта, причем собственная частота колебаний, опреде ляется произведением
X дТ д И X ßX ß .
Разделив знаменатель в уравнении
(6..11) на тдт,/, найдем соб
ственную частоту колебаний жидкости в тракте ѵж:
• *
£л ™от 4тл
*1а ѵ а
Уравнения регулятора упрощаются также в случае, если'име ется проток жидкости через уплотнения, но их импульсные трак ты имеют небольшую длңну, так что инерцией и гидравлическим сопротивлением жидкости в них можно пренебречь. При этом в уравнениях (6 .6 ) и (6.7) остаются только члены, связанные с утечкой жидкости через уплотнения поршня и штока регулятора,
и коэффициенты
уравнений приобретают относительно
простую
форму, близкую
к коэффициентам уравнений (6 .1 0 )
и (6 .1 1 ),
только вместо инерционных постоянных времени тА н тв войдут соответствующие постоянные времени Тп и тшт.
Анализ формы записи соотношений для коэффициентов при вариациях параметров в уравнениях (6 .6 ) и (6.7) показывает, что все инерционные постоянные времени входят в эти уравне ния симметрично. При приведении к общему знаменателю член с ев2 при вариации 6 х получается путем умножения коэффициен та pFJi/GB в уравнении (6 .6 ) или pFnh/GA в уравнении (6.7) на соответствующие инерционные постоянные времени, причем все эти инерционные члены с таким произведением суммируются. Аналогично суммируются члены с коэффициентом іы при вариа ции б.т, т. е. члены, характеризующие влияние вязкого трения в системе, возникающего при перемещении подвижных частей ре гулятора. Кроме того, появляются члены с со2 и ісо при вариациях внешних давлений бфз-и Ьрі, т. е. имеют место воздействия по про изводным. Коэффициенты при вариациях давления в полостях регулятора брА и бр в также усложняются.
Уравнения (6 .6 ) и (6.7) получены из упрощенных уравнений типа уравнения (6.5) для импульсных трубок, справедливых при относительно небольших длинах этих трубок, а при большой дли не— только в узком диапазоне низких частот. Оценку диапазона частот, для которых пригодны приближенные зависимости (6 .6 ) и (6.7), можно производить по формуле
(6' 12)
где /шах — максимальная частота, при которой еще можно не учи тывать сжимаемости жидкости в трубке;
a — скорость звука в трубке; I — длина трубки.
238
Если условие (6 .1 2 ) не выполняется, то приходится учитывать волновые процессы в жидкости, заполняющей трубку (см. § 3.2
и3.4).
Взависимости от числа Рейнольдса для течения компонента по трубке в расчетах используются соотношения (3.83) и (3.84) для ламинарного режима или зависимости (3.47) и (3.48) для тур булентного режима. При пульсирующем протоке жидкости по импульсной трубке расчет проводится по зависимости для лами нарного режима.
Следует отметить, что при колебаниях подвижных частей ре гулятора переменная составляющая скорости жидкости в им пульсных трубках может существенно превышать ее среднее зна чение, т. е. 6ш^>1. Действительно, из уравнения неразрывности следует, что
=
*ш/гп
,
(6-13)
где
w.K— скорость жидкости;
— скорость движения поршня;
Fn, Дтр — площади поршня и сечения'трубкн;
«>— частота (круговая)
колебаний поршня;
Лп — амплитуда колебаний поршня.
При
д и ам етр ах трубки
4
мм и
порш ня
40 мм F n/ F Tp = \00
и
при
ход е
порш ня
1 мм и частоте 100
Гц
(со =
600
1 /с )
скорость
ж идкости
в трубк е
из-за
колебаний порш ня д о л ж н а
достигать 60
м /с.
Естественно, что для
достижения такой
высокой
скорости
жидкости необходимы очень большие усилия, а так как в регуля торе их нельзя создать, то амплитуда колебаний подвижных час тей регулятора при такой частоте будет существенно меньше за данной величины. Однако и при малой амплитуде колебаний под вижных частей скорость жидкости может превысить величину, соответствующую критическому значению Re.
Кроме уравнений динамики импульсных трубок, в систему уравнений регулятора войдут уравнения (6.2) и (6.3), которые определяют внешние возмущающие воздействия на одном из кон цов импульсных трубок — амплитуды колебания давления в по лостях регулятора брв или брл-
Возмущающими воздействиями на других концах трубок яв ляются амплитуды колебаний давления öp3 или 8ps в местах при соединения импульсных трубок к магистрали двигателя. Если в импульсных трубках нет местных сопротивлений (жиклеры, фильтры) на входе или выходе, то можно принять в граничных условиях (3.38) и (3.37), что граничные импедансы фі=ф 2 = 0, а
Yi=Y2 = 1; 8у\ = 8рв или 6у1= 6рА] бІ/ 2 = 0Д4 ИЛИ &у2 = 0р3. Тіодста-
вив эти значения в уравнение (3.47), получаем зависимости для амплитуды вариации скорости (расхода) жидкости öGa — öwa и 8Gb = 8wb на концах импульсных трубок у полостей А и В регу-
2 3 9
лятора при турбулентном режиме течения:
ЪОв =
^ Р в
и
I
.•
5Д і
Cig'/O
“л sin
; I
(6.14)
SO 4 =
— i
ЪРА
ctg£A-
0Рз
а'л
aa sin кa
В случае ламинарного режима
течения
при наличии протока
жидкости из уравнения (3.83) находим:
Юв — ■
cth (Рв^в)
Ър4
ов
a0Bsh
(6.15)
ЪРл ■Cth ( ^А™А)
Ьрз
г о д=
ОД
аол sh (Рд“д)
Здесь ад, ав, kA, kB,
А0.4> а0Я3. Рл>
ß.
üß— определяются па
раметрами соответствующего тракта, соединяющего полости А и В регулятора с магистралью двигателя. Для ламинарного ре жима течения без протока жидкости используются эти же урав нения (6.15) с учетом приведенных выше соотношений для мас штабных величин GB и Ga -
Если сжимаемостью жидкости в полостях регулятора из-за малости объема жидкости можно пренебречь, то уравнения (6 .2 ) и (6.3) определяют не давление в полостях регулятора (член с давлением исчезает), а расход (скорость) жидкости в импульс ной трубке у регулятора. В этом случае внешним возмущающим воздействием на конце трубки со стороны регулятора бі/і будет вариация расхода (скорости). Возмущающим воздействием Ьу2 на другом конце трубки остается амплитуда колебания давления в точке отбора, т. е. брз или бр*. При этом граничный импеданс со стороны регулятора г[ц->-оо, -yj-)— оо, так что уіД|п = —1. Для другого конца трубки остаются трг= 0 и у2 = !1 . Подставив в урав нение (3.48) эти параметры и переходя к пределу при і]п-»-оо, находим уравнения для амплитуды вариации давления в конце импульсной трубки со стороны регулятора (т. е. давления в по лостях регулятора):
прд турбулентном режиме (£ —0)
Ьрв = - ьр4
ia'BtgkB- W B;
cos k в
(6.16)
Ърз
ъР а '-
-j-Шд tg kA -bGj
cos k .
240
Аналогичным способом находим из уравнения (3.84) для ла минарного режима
Ърв =
® Д 4
а ов t h
(Р в сил ) ЪОв ,
(6.17)
ЪРл —
бДз
Оол th
О Ѵ д ) 8 0 л -
с И ( Р л " д )
Полученная система линеаризованных уравнений динамики движения жидкости во внутренних и внешних гидравлических трактах регулятора не является замкнутой. Для ее замыкания необходимо привлечь уравнение движения подвижных частей ре гулятора. Это уравнение механики запишем в следующем виде:
тП
cßx
Лтр
dx
P o —
+ F n ІРв —Pa ) +
^ тр + Я ж ,
(6.18)
dt
где т„ — масса подвижных частей регулятора;
частей
атр — коэффициент
вязкого
трения для
подвижных
регулятора;
Р0— начальная затяжка пружины регулятора;
у- — коэффициент жесткости пружины;
/?тр — силы сухого трения;
Рж— суммарная сила,
действующая со стороны жидкости
на дросселирующее устройство регулятора.
Суммарную силу, действую
щую со стороны
жидкости
на
дросселирующее
устройство
регулятора,
удобно
предста
вить в виде разности двух сос
тавляющих. Первая составляю
щая действует
при
полностью
закрытом
дросселирующем се
чении и создается за счет пере
пада давления жидкости р \—рг
между сечениями 1— 1 перед и
а)
2—2 за
дросселирующим уст
ройством
(рис. 6.2, а, б). Появ
ление
второй
составляющей
Р і Р г
связано с
падением
давления
Y I I I I
I I I
вдоль дросселирующегооргана
б)
Рис.
6.2.
Составляющие
сил,
действующих
на
подвижную
часть
регулятора:
а — схема
проточной части;
6 —пе
репад
давления
р\ — рг\
в — гидро
динамическая сила
2 4 1
при увеличении скорости жидкости в дросселирующем сечении. Эту силу, определяемую разностью между давлением в сечении перед дросселирующим устройствам Р\ и давлением жидкости иа поверхности его подвижной части рѵ (рис. 6 .2 , в), назовем гид родинамической силой.
Гидродинамическая сила может быть представлена в виде функции (см. § 6.5) от скоростного напора компонента в узком сечении дросселирующего элемента. Тогда суммарная сила за пишется
2
Я * - - С гд
^рег + (А - А ) F f
( 6 .1 9 )
Здесь
Сгл— коэффициент гидродинамической силы
(аналогичен
коэффициентам Сх и С,, при обтекании тел), завися
щий от положения дросселирующего органа регуля
тора;
F p— площадь дросселирующего органа, на которую дей
ствует перепад давления;
Рі,
р -2— давление до и после дросселирующего сечения;
wper— скорость жидкости в узком сечении дросселирующе го устройства регулятора.
Скорость в узком сечении связана с расходом компонента через
регулятор и проходным сечением дросселирующего
устрой
ства Fрері
Gper
®рег
( 6. 20)
Р^рег
а проходное сечение определяется положением подвижных частей регулятора, т. е.
Fpor= Fper{x),
(6 .2 1 )
и зависит от геометрической формы дросселирующего органа ре гулятора. Линеаризовав уравнения (6.18) — (6.21), после преоб разований получим уравнение движения подвижных частей с учетом гидродинамических сил:
ох + ^
8*
Я,
.
dF,per
h
дСГп
Ьх=
■/.Іг
per
дх
Ст
дх
FnPz
FuP.X
Я*
yJl ЪРв'
y.h
оАд — 2 —f —8G1)er
У.It
F PP\
o/?i -
FрРЧ
'SA +
Я тр
( 6. 22)
y.h
yJl
У.It
Здесь 8<Зрег — относительная вариация расхода компонента че
рез дросселирующее сечение регулятора; 8/?і, Ьр2— относительные вариации давления до и после
дросселирующего сечения.
Зависимость силы сухого трения от скорости имеет обычно типично нелинейный характер и не поддается линеаризации (см. гл. IX). В дальнейшем силами сухого трения в этой главе будем пренебрегать.
В полученном уравнении движения для подвижных частей ре гулятора в правую часть входят в качестве основных возмущаю щих параметров вариации давления по обе стороны поршня. Од нако эти параметры являются внутренними для регулятора и их необходимо выразить через вариацию внешнего регулируемого параметра — перепада давления па управляющем элементе Рз—Ра( с м . рис. 6.1). Для этого воспользуемся хотя бы наиболее простой формой уравнения связи между колебаниями этих дав лений с колебаниями давления в полостях регулятора (6 .1 0 ) и (6 .1 1 ), выведенными без учета волновых процессов .в импульсных трубках. С целью упрощения примем, кроме того, что сжимае мостью жидкости в полостях регулятора можно пренебречь.
Уравнение регулятора после преобразований и перехода к ам плитудам варьируемых параметров принимает следующий вид:
(6.23)
Здесь тА= рВл1А — масса жидкости в импульсной трубке от по лости А до магистрали двигателя;
mB= p F BlB— масса жидкости в импульсной трубке от по лости В до магистрали двигателя.
Уравнение регулятора в таком упрощенном виде наиболее удоб но для анализа.
Сумма, стоящая в скобках после множителя со2, характеризу ет массу жидкости, двигающуюся вместе с поршнем. При выводе уравнений (6 .1 0 ) и (6 .1 1 ) для упрощения учитывалась только инерция жидкости, заполняющей импульсные трубки, и не учиты валась инерция жидкости в уплотнениях поршня. Анализ исход ных уравнений (6 .6 ) и (6.7) показывает, что все слагаемые, имею щие в знаменателях инерционные члены, обладают одинаковой структурой. Благодаря этому при учете других инерционных чле нов вместо іюта и т гв (например штп и ісотшт) в уравнении ре гулятора остается неизменной форма члена, характеризующего
243
массу жидкости, двигающуюся в полостях регулятора при пере мещении его подвижных частей.
Таким образом, масса жидкости в каналах, связывающих по лости регулятора между собой и с трактами двигателя, склады вается с массой подвижных частей регулятора с множителем, равным квадрату .отношения площадей сечения поршня регуля тора и сечения тракта, по которому движется жидкость. Если этот тракт имеет переменное сечение, то необходимо суммировать массы жидкости в каждом из элементов тракта со своим множи телем [37]:
(6.24)
где Fi и mi — площадь сечения и масса жидкости для t-го элемента тракта.
Последний член в уравнении (6.24) дает приведенную массу жидкости, которая движется вместе с поршнем регулятора.
Квадрат отношения площадей может оказаться величиной достаточно большой и соответственно будет большой присоеди ненная масса жидкости.
Например, при диаметре поршня
40 мм и
диаметре импульсной
трубки
4 мм это отношение
равно 104. В этом случае
присоединенная масса
жидко
сти в трубке длиной
1 м будет порядка
100 кг.
Столь существенное влияние присоединенной массы жидкости требует, чтобы при разработке конструкции регулятора обра щалось особое внимание на размеры трастов, связывающих чув ствительный элемент с магистралями пли полостями двигателя. Во всех случаях желательно увеличивать проходные сечения и уменьшать длину этих трактов.
Простое суммирование массы -подвижных частей с присоеди ненной массой жидкости в трактах регулятора по формуле- (6.24) допустимо в случае, если учитываются только последова тельно соединенные участки тракта. Однако при анализе схем регуляторов возможны случаи с разветвлениями потоков жидко сти. Подобное разветвление имеется, например, в регуляторе, схема которого приведена на рис. 6 .1 , если учитывать расходы жидкости через уплотнения поршня Gn и уплотнения потока дрос селирующего устройства Gun и одновременно — расходы через импульсные трубки GA и GB. (Некоторые вопросы расчета дина мики разветвленных гидравлических трактов рассмотрены в
§3.8).
Коэффициенты силы вязкого трения на поршне в уравнении регулятора (6.23) суммируются е коэффициентами гидравличе ского сопротивления при течении жидкости по импульсным труб кам. Размерность этих коэффициентов разная, так как коэффи циент трения для поршня [см. (6.18)] является коэффициентом при производной от перемещения поршня и определяет силу, дей
В формуле (6.25) в знаменателе стоит площадь сечения импуль сной трубки. Если ввести коэффициент трения для трубки [ана логично коэффициенту атр в уравнении (6.18)] aK=b,K/FK, отно сящийся ко всему сечению Ек трубки, то коэффициенты трения поршня и жидкости в трубках суммируются с таким же коэффи циентом, как массы:
а £ = а тР + 2
« к -
Последние члены в левой части уравнения регулятора (6.23)
учитывают жесткость пружины
и действующие на подвижные
части регулятора гидродинамические силы. Производная dFperldx
в нашем
случае
(см. рис. 6 .1 )
положительна.
Производная
дСгя/дх характеризует влия
ние на коэффициент гидроди
намических
сил С Гд изменения
геометрических
характеристик
дросселирующего
устройства
при движении подвижных час
тей регулятора (см. § 6.5).
Последнее
выражение в
квадратных
скобках в левой
части уравнения (6.23) опреде
ляет
величину
статизма регу
Рис. 6.3. Статические характеристики
лятора.
Если гидродинамиче
регулятора
ские
силы
при
перемещении
подвижных частей регулятора изменяются больше, чем упругая сила пружины, то знак последней скобки будет отрицательным, т. е. регулятор имеет отрицательный статном. При соответствую щем стечении обстоятельств статизм может быть и нулевым (т. е. последняя квадратная скобка равна нулю) и регулятор окажется астатическим.
Знак статизма регулятора может быть определен по получен ной в результате гидравлических проливок статической характе ристике регулятора. Если построить характеристику «регулируе мый параметр— перепад давления на регуляторе», то астатиче-
2 4 5
CKiiü регулятор должен иметь горизонтальную характеристику (рис. 6.3, кривая 2), т. е. вне зависимости от величины перепада давления на регуляторе, последний поддерживает постоянный расход. Регулятор с положительным статизмом (т. е. регулятор с преобладающим влиянием упругости пружины) должен иметь растущую характеристику (кривая 1). При преобладающем влиянии гидродинамических сил изменяется знак последнего члена левой части уравнения регулятора (6.23), т. е. при пере мещении штока регулятора на закрытие дросселирующего сече ния, равновесное значение перепада давления не увеличивается,
.а уменьшается.
Благодаря этому с ростом перепада давления на
регуляторе
регулируемый
параметр
будет
умень
шаться (кривая 3).
Знак статизма регуля
тора имеет большое значе
ние для устойчивости сис
темы «двигатель—-регу
лятор». При отрицатель
ном статизме существенно
увеличивается
возмож
ность
возникновения
ко
лебаний в системе регули
рования
двигателя
(см.
§ 8.2) .
6.3.
РЕГУЛЯТОРЫ
В
Т
1
Рв Мелив
НЕПРЯМОГО ДЕЙСТВИЯ
Регуляторы
прямого
і
КХѴчЧ-
к
действия
проще
создать
ѵрег
V J
для небольшого
диапазо
Рз
Рь
на регулирования, но они
Рі
имеют
относительно
не
\
большую точность, на их
характеристики
сильно
влияют
гидродинамиче
Рис.
6.4.
Схема
регулятора расхода
ские силы.
Кроме
того,
при создании регуляторов
непрямого действия
прямого действия, под
ния компонентов,
встречается
ряд
держивающих
соотноше
трудностей
конструктивного
порядка, связанных с необходимостью обеспечивать
значитель
ные перемещения чувствительного элемента, на который действу ют перепады давлений в разных трактах с компонентами, кон такт между которыми недопустим. Определенными преимуще ствами обладают регуляторы непрямого действия с гидравличе ским усилителем.
-.246
На рис. 6.4 приведена схема регулятора непрямого действия, поддерживающего расход жидкости на магистрали, на которой он установлен. Регулятор имеет в качестве чувствительного эле мента мембрану 6, усилитель типа «сопло-заслонка» 7 и односто ронний поршневой исполнительный механизм 3. Настраивается регулятор на определенный расход изменением площади дрос селирующего сечения путем перемещения дросселя 2 приводом системы управления ракеты или при настройке регулятора в про цессе гидравлических проливок путем изменения положения вин та настройки 1. Чувствительный элемент 6 сообщается с дрос селирующим сечением двумя импульсными трубками 4 и 5. Уси литель типа «сопло-заслонка» 7 и через него гидропривод 3 работают на компоненте, подаваемом по одной и той же импульс ной трубке 4. Жидкость из рабочей полости гидропривода А по ступает через жиклер 8 в пружинную полость В, а из нее слива ется на вход в насос.
При случайном изменении расхода компонента (например,, при увеличении) увеличивается перепад давления р3— р4 на дросселе 2. Изменение перепада давления по импульсным труб кам 4 и 5 передается на чувствительный элемент 6, который из-за изменения равновесия начнет передвигаться вверх, открывая се чение сопла-заслонки 7. Это приводит к росту расхода компо нента через сопло-заслонку, что в свою очередь нарушает равно весие сил на поршне 3. Из-за увеличения расхода растет давле ние в полости А, и вслед за этим начинает двигаться поршень 3, закрывая дросселирующее сечение дросселя регулятора 9, что приводит к уменьшению расхода Gper. Таким образом, регуля тор парирует возмущения расхода компонента, поддерживая неизменным его значение.
Движение чувствительного элемента определяется силой, дей ствующей со стороны пружины и разностью давления в полостях С и D по обе стороны мембраны 6. Обозначив координату поло жения центра мембраны у, составим уравнение движения мем
браны и связанной о ней заслонки:
тнУ + аУ+ *иУ+ Ятр - p o = F u{ P c - P D)+ Яж-
( 6 ■26)
Здесь ты— масса мембраны; а — коэффициент вязкого трения;
*м — эффективная жесткость мембраны и пружины;
Р0— сила затяжки пружины при у = 0 ;
Ры— эффективная площадь мембраны;
■Pc-, Pd давление в полостях по обе стороны мембраны;
Нж— сила, действующая на заслонку со стороны жид кости;
/?тр — сила сухого трения.
Сила, действующая на заслонку, определяется взаимодействием ее с потоком жидкости между заслонкой и срезом сопла (рис.