Методы исследования динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих гидравлических проводов с тепловыми и электрическими источниками энергии тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.02.02, доктор наук Озерский Анатолий Иванович

• Озерский Анатолий Иванович
• доктор наук
• 2018

Оглавление диссертации доктор наук Озерский Анатолий Иванович

Введение

1. Проблемы и методы совершенствования гидравлических

приводов, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации

1.1. Характеристика тяжёлых условий эксплуатации гидравлических приводов

1.2. Проблемы и методы повышения долговечности гидравлических приводов, работающих в тяжёлых эксплуатационных условиях

1.3. Проблемы и методы повышения экономичности гидравлических приводов, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации

1.3.1. Общая характеристика потерь энергии в гидравлическом приводе при дросселировании и перегрузках

1.3.2. Проблемы и методы повышения экономичности объёмного привода при дроссельном регулировании и перегрузках

1.3.3. Проблемы и методы повышения экономичности гидродинамического привода при регулировании и перегрузках

1.4. Проблемы разработки методов исследования и расчёта динамических режимов работы гидравлических приводов с тепловыми и электрическими источниками энергии в тяжёлых условиях эксплуатации

Выводы по главе

2. Техническое моделирование ресурсо- и энергосберегающих систем гидравлических приводов, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации

2.1. Обоснование необходимости создания научно-исследовательских комплексов гидравлических приводов как технических моделей единых тепло- и электрогидромеханических систем

2.2. Научно-исследовательский комплекс как техническая модель ампулизи-рованной гидравлической системы

2.3. Научно-исследовательский комплекс как техническая модель электрогидравлического привода с АГС

2.4. Основные эксплуатационные режимы работы гидравлической системы

2.4.1. Заправка системы рабочей жидкостью и газом

2.4.2. Заправка рабочей жидкостью гидроприводной системы

2.4.3. Запуск электрогидроприводной системы после заправки её рабочей

жидкостью

Выводы по главе

3. Теоретические основы расчёта нестационарных процессов движения жидких сред с подвижными границами в гидравлических каналах сложных геометрических форм

3.1. Актуальность и проблемы исследования

3.2. Теоретические основы расчёта нестационарных процессов одномерного движения несжимаемых жидких сред с подвижными границами. Подход Ла-гранжа к построению физических и математических моделей

3.2.1. Постановка задачи исследования

3.2.2. Основные соотношения для расчёта одномерного движения несжимаемых жидких сред с подвижными границами в каналах сложных геометрических форм

3.2.3. Анализ методов численного решения обыкновенных дифференциальных уравнений с разрывными коэффициентами

3.3. Методы расчёта динамических характеристик процессов заполнения жидкостью гидравлических каналов с местными сопротивлениями сложных

геометрических форм

3.3.1. Процессы заполнения жидкостью гидравлических каналов с сужением

Выводы по главе

Глава 4. Теория и методы исследования нестационарных процессов движения несжимаемых жидких сред с подвижными границами в каналах с гидравлическими машинами и аппаратами

4.1. Теоретические основы расчёта нестационарных процессов одномерного движения несжимаемых жидких сред с подвижными границами в каналах гидравлических магистралей со струйными аппаратами

4.1.1. Физическая и математическая модели

4.1.2. Определение повышения давления и диссипации энергии жидкости в инжекторе

4.2. Теоретические основы исследования и расчёта нестационарных процессов движения несжимаемых жидких сред с подвижными границами в каналах рабочих полостей лопастных гидравлических машин

4.2.1. Физические и математические модели

4.2.2. Кинематические соотношения между параметрами лопастных гидравлических машин

4.2.3. Уравнения для расчёта одномерного неустановившегося движения несжимаемых жидких сред с подвижными границами в рабочих полостях лопастных насосов

4.2.4. Уравнения для расчёта одномерного неустановившегося движения несжимаемых жидких сред при заполнении лопастного насоса

4.2.5. Уравнения для расчёта движения вала при заполнении рабочей полости лопастного насоса

4.2.6. Уравнения для расчёта одномерного неустановившегося движения несжимаемых жидких сред при заполнении рабочей полости лопастной турбины

4.3. Теоретические основы исследования и расчёта процессов движения несжимаемых жидких сред с подвижными границами в каналах гидромашин

гидродинамических передач

4.3.1. Актуальность и проблемы исследования

4.3.2. Основные особенности моделирования динамики гидромуфт постоянного заполнения

4.3.3. Особенности моделирования динамики гидромуфт переменного заполнения

4.4. Теоретические основы моделирования процессов движения несжимаемых жидких сред с контактными разрывами в каналах гидравлических магистралей с объёмными гидравлическими машинами

4.4.1. Особенности исследуемых процессов

4.4.2. Особенности метода расчёта

4.4.3. Расчётный режим работы ГС при полностью заполняемых каналах объёмного гидронасоса

4.4.4. Режимы работы ГС при не полностью заполняемых каналах объёмного гидронасоса

4.4.5. Учёт влияния сжимаемости рабочей жидкости гидросистемы на изменение характеристик привода объёмного насоса

Выводы по главе

5. Обобщённое моделирование тепловых и электрических двигателей как источников энергии гидроприводных систем

5.1. Обобщённая модель ДВС как источника энергии гидроприводных систем

5.1.1. Моделирование механических процессов, сопровождающих работу дизеля

5.1.2. Моделирование тепловых процессов дизеля

5.1.3. Компьютерные модели дизелей типа Д100

5.1.3.1. Модель дизеля мощностью 1200 л.с

5.1.3.2. Модель дизеля мощностью 240 л.с

5.1.4. Результаты компьютерного моделирования динамических режимов работы дизеля

5.2. Компьютерные модели электрических источников энергии гидроприводных систем

5.2.1. Компьютерная модель ЭД как модель двухфазной электрической машины

5.2.2. Компьютерные модели ЭД

5.2.2.1. Модель электрического асинхронного двигателя

5.2.2.2. Модель электрического синхронного двигателя

5.2.2.3. Модель электрического двигателя постоянного тока

5.2.3. Результаты компьютерного моделирования ЭД

5.2.3.1. Моделирование электрического асинхронного двигателя

5.2.3.2. Моделирование электрического синхронного двигателя

5.2.3.3. Моделирование электрического двигателя постоянного тока

Выводы по главе

Глава 6. Методы и результаты исследования динамических режимов работы гидравлических приводов с ДВС и ЭД как единых тепло- и электрогидромеханических систем

6. 1 Метод и результаты исследования динамических режимов работы лопастной гидромуфты с дизелем как единой теплогидромеханической системы

6.1.1. Метод исследования динамических режимов работы лопастной гидромуфты с дизелем как единой теплогидромеханической системы

6.1.1.1. Геометрические параметры и эксплуатационные характеристики модели лопастной гидромуфты

6.1.1.2. Математическая и компьютерная модели гидромуфты

6.1.2. Результаты исследования динамических режимов работы гидродинамического привода с дизелем как единой теплогидромеханической системы.

6.1.2.1. Динамика запуска дизеля с лопастной гидромуфтой

6.1.2.2. Процессы, сопровождающие работу дизеля с гидромуфтой при колебательных внешних нагрузках

6.1.2.3. Динамика дизеля с гидромуфтой при резонансных явлениях

6.1.2.4. Динамика дизеля с гидромуфтой при ударном воздействии внешней нагрузки

6.2. Метод и результаты исследования динамических режимов работы лопастных гидромуфт с электрическими асинхронными двигателями как единых электрогидромеханических систем

6.2.1. Основные эксплуатационные характеристики моделируемых гидромуфт и электрических двигателей

6.2.2 Результаты исследований

6.2.2.1. Расчётные нагрузки. Выход на холостой ход и наброс нагрузки

6.2.2.2. Действие перегрузок

6.3. Физическое сходство между гидравлическими лопастными муфтами и электрическими асинхронными двигателями

6.4. Метод и результаты исследования динамических режимов работы объёмного гидравлического привода с ЭД как единой электрогидромеханической системы

6.4.1. Техническая и физическая модели электрогидропривода

6.4.1.1. Особенности физических моделей гидромуфт лопастного и объёмного типа

6.4.2. Математическая и компьютерная модели электрогидроприводных систем с объёмными гидравлическими машинами

6.4.3. Особенности моделирования электрогидроприводных систем с объёмными гидравлическими машинами

6.4.4. Основные соотношения для расчёта процесса опорожнения ампулизи-рованной гидросистемы (АГС) при запуске электрогидравлического привода

6.4.5. Результаты исследований

6.5. Метод и результаты исследования динамических режимов работы системы объёмных гидроприводов с дизелем как единой теплогидромеханической системы

6.5.1. Техническая модель системы объёмных гидроприводов с дизелем

6.5.2. Математическая модель системы объёмных гидроприводов с дизелем

6.5.3. Результаты компьютерных исследований

Выводы по главе

Глава 7. Методы и результаты исследования динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих систем гидравлических приводов в тяжёлых условиях эксплуатации

7.1. Методы исследования динамических режимов работы ресурсосберегающих гидравлических систем приводов

7.1.1. Метод и результаты исследования динамических режимов работы ресурсосберегающих ампулизированных электрогидравлических систем

7.1.1.1. Техническая и физическая модели системы

7.1.1.2. Результаты экспериментов и данные компьютерных исследований

7.1.2. Метод исследования динамических режимов работы и регулирования ресурсосберегающего объёмного электрогидропривода

7.1.2.1. Техническая и физическая модели электрогидропривода

7.1.2.2. Математическая и компьютерная модели электрогидропривода

7.1.2.3. Анализ результатов эксперимента и компьютерного моделирования

7.2. Методы исследования энергосберегающих гидроприводных систем, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации

7.2.1. Метод исследования энергосберегающих объёмных гидроприводных систем, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации

7.2.1.1. Сравнительный анализ нагрузочных характеристик дроссельного и рекуперативного инжекторного регулирования

7.2.1.2. Техническая и физическая модели регулируемого объёмного электрогидропривода

7.2.1.3. Математическая и компьютерная модели объёмного электрогидро-

привода

7.2.1.4. Анализ результатов компьютерных исследований

7.2.2. Метод исследования динамических режимов работы энергосберегающих гидродинамических передач в тяжёлых условиях эксплуатации

7.2.2.1. Техническая модель энергосберегающей гидропередачи

7.2.2.2. Физическая модель энергосберегающей гидродинамической передачи

7.2.2.3. Математическая модель энергосберегающей гидромуфты

7.2.2.4. Результаты численных исследований эффективности работы энергосберегающего электрогидродинамического привода

Выводы по главе

Заключение

Основные результаты и выводы

Список литературы

Приложение

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Методы исследования динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих гидравлических проводов с тепловыми и электрическими источниками энергии»

Введение

Научно-техническая проблема и её актуальность.

Тяжёлые условия эксплуатации гидравлических приводов (ГП) создают проблемы, связанные с обеспечением их долговечности и экономичности. Под тяжёлыми условиями эксплуатации здесь понимаются частые и значительные перегрузки, ударные нагрузки, длительная работа на предельных нагрузочных режимах, а также работа в условиях существенной запылённости, загазованности, влажности (коэффициент динамичности нагрузок - свыше 60 МПа/с; коэффициент продолжительности работы под нагрузкой 35...100 %; суммарная массовая концентрация загрязняющих веществ 0,14... 0,18 % и выше) и т.п. В таких условиях работают ГП горных, нефтедобывающих, строительно-дорожных и сельскохозяйственных мобильных машин, а также мобильных военных машин в период учений и боевых действий. Защита тепловых и электрических двигателей этих машин от перегрузок с помощью ГП основана на дросселировании рабочей жидкости и частичном опорожнении гидравлических систем (ГС) привода. Это приводит к потерям значительной части передаваемой приводом механической энергии, которая диссипируется, вызывая перегрев ГС привода, или уносится из ГС вместе с рабочей жидкостью. При этом ГС приводов в первую очередь и в наибольшей степени подвергается воздействию перегрузок, а также - влиянию вредных факторов окружающей среды. Это приводит к быстрому износу ГП и выходу их из строя. По данным зарубежной печати, из 100 аварийных ситуаций ГП машин, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации, 90 происходит в результате вредного воздействия окружающей среды на ГС приводов.

Для создания долговечных и экономичных ГП необходим анализ их технического состояния, в том числе в тяжёлых условиях эксплуатации. Существующие в настоящее время методы оценки их технического состояния, основанные на расчётах с помощью ЭВМ, не учитывают сложность процессов совместной работы тепловых и электрических двигателей с гидравлическими машинами приводов, а также - их взаимодействие между собой, так как

не рассматривают их как единые тепло- или электрогидравлические системы. Это сужает области исследований динамических режимов работы ГП, снижает точность и достоверность расчётов, а также - качество и адекватность построенных компьютерных моделей ГП реальным процессам и объектам. Эффективность исследований ГП в настоящее время определяется уровнем использования современных компьютерных технологий, позволяющих с высоким качеством выполнять моделирование исследуемых процессов, а также компьютерные эксперименты и виртуальные испытания. Для этого необходимы более совершенные обобщённые модели ГП, а именно, их технические, физические, математические и компьютерные модели, объединённые с одноимёнными моделями тепловых и электрических источников энергии, а также - с моделями потребителей энергии. Обобщённые модели ГП должны быть моделями единых тепло- или электрогидромеханических систем (ТЭГМС), удобных для использования в системах автоматизированного проектирования (САПР) приводов, а также для исследований, направленных на совершенствование их конструкций. Для этих исследований должны быть созданы современные компьютеризированные экспериментально-диагностические комплексы как технические модели ГП.

В связи с этим весьма актуальным является решение проблемы создания методов исследования динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих систем приводов с тепловыми и электрическими источниками энергии в тяжёлых условиях эксплуатации с целью создания ГП, обладающих повышенными долговечностью и экономичностью.

Степень разработанности темы исследования. В разработку и создание ГП внесли свой бесценный вклад отечественные учёные: В.Н. Прокофьев, А.И. Вощинин,., Т.М. Башта, Б.Б. Некрасов, А.А. Ломакин, С.С. Руднев, Г.Ф. Проскура, Б.А. Гавриленко, В.Ф. Казмиренко, Д.Я. Алексапольский, О.Н. Трифонов, С.А. Ермаков, И.С. Шумилов, Д.Н. Попов, А.П. Кудрявцев, Н.С. Гамынин и многие другие. Благодаря труду этих учёных ГП является высокоэффективным и перспективным силовым приводом, который применяется

совместно с тепловыми и электрическими источниками энергии на современных горно- и нефтедобывающих, строительных, дорожных, сельскохозяйственных мобильных машинах, а также на военной технике практически повсеместно. Большинство из них работает в тяжёлых эксплуатационных условиях.

Анализ перспективных направлений совершенствования ГП, работающих в тяжёлых условиях, показал, что для повышения долговечности их гидравлических систем целесообразно применять к ним принцип ампулизации. Такой принцип успешно применяют для авиационной техники, топливных систем ракет с ЖРД, для холодильной, вакуумной техники и др. Принцип обеспечивает максимальную изоляцию рабочих жидкостей и газов ГП от окружающей среды. При этом воздух в воздушных полостях баков объёмного гидравлического привода (ОГП) и рабочих полостях гидродинамического привода (ГДП) заменяется на какой-либо инертный газ, например, на азот или гелий. Ампулизация обеспечивается: предварительным насыщением указанным газом рабочей жидкости привода, осушкой рабочих жидкостей и газов этих систем, их гидравлических и электрических машин и агрегатов, а также применением для них запаянных (сварных) гидравлических магистралей, ёмкостей и контейнеров. Это существенно увеличит сроки эксплуатации систем, их рабочих жидкостей и прокладочных материалов. Однако для оценки целесообразности применения ампулизированных гидравлических систем (АГС) приводов необходимы исследования их технического состояния и анализ их работоспособности в тяжёлых условиях эксплуатации.

Исследование перспективных направлений повышения экономичности ГП, работающих в тяжёлых условиях, показало, что применение для них принципа дросселирования и принципов, основанных на опорожнении ГС приводов при регулировании и при перегрузках, приводит к значительным потерям энергии жидкости и неэкономичной работе привода в целом. Так, дроссельное регулирование ОГП и применение дроссельного кольца (порога) для ГДП (гидромуфт) приводит к диссипации значительной части механиче-

ской энергии рабочей жидкости, которая переходит в тепло, вызывая перегрев ГС привода. Применение же при регулировании и перегрузках ГП принципов опорожнения рабочих объёмов и каналов систем (опорожнение гидромуфт, опорожнение каналов гидравлических магистралей ОГП и т.п.) по существу является регулированием потерь передаваемой приводом энергии и приводит к значительным безвозвратным потерям части передаваемой энергии, которая уносится вместе с рабочей жидкостью.

Исследования показывают, что в некоторых важных для практики случаях проблемы энергосбережения ГП можно решить путём замены дроссельных элементов ГС обратимыми гидравлическими машинами (ОБРГМ). Последние могут выполнять те же функции, что и дроссельные элементы, обеспечивая при этом решение задач сбережения энергии привода при регулировании и перегрузках. С помощью этих машин описанные выше и широко используемые в настоящее время принципы защиты и регулирования ГП, связанные с безвозвратными потерями энергии, можно заменить энергосберегающим принципом использования дополнительных ОБРГМ. Однако для оценки эффективности применения этого принципа для ГП, работающих в тяжёлых условиях, необходимы исследования процессов, сопровождающих их работу и определяющих их техническое состояние и экономичность как единых ТЭГМС.

Современный уровень знаний об особенностях динамических режимов работы исследуемых здесь ТЭГМС, показывает, что процессы, сопровождающие их работу в тяжёлых эксплуатационных условиях на мобильных средствах, существенно сложнее процессов, характерных для стационарных условий их эксплуатации. Так, сложность процессов, сопровождающих динамические режимы совместной работы ГП с тепловыми и электрическими двигателями, определяется особенностями эксплуатационных свойств последних как источников внешней энергии силового привода. Это, в основном, большие пусковые электрические токи и ударные пусковые вращающие моменты электрических двигателей (ЭД), а также значительные крутильные

колебания валов поршневых двигателей внутреннего сгорания (ДВС). Наряду с этим динамические режимы работы ГС приводов при перегрузках и регулировании сопровождаются сложными высокоскоростными гидродинамическими процессами заполнения и опорожнения рабочих полостей лопастных насосов и турбин, полостей гидромуфт, гидроцилиндров объёмных гидромашин, а также каналов гидравлических магистралей. Такие процессы характерны для работы гидросистем при перегрузках, при их заправке и запуске, при открытии клапанов, при функционировании рабочих органов систем управления и регулировании привода и т.п. Для этих процессов характерны разрывы сплошности потока, они сопровождаются явлениями неполного гидроудара, отрывом потока от стенок основных и ответвлённых каналов и их неполным заполнением. Эти явления существенно влияют на техническое состояние ГС, однако они мало изучены. Это объясняется их физической сложностью, трудностями их расчёта и моделирования, а также ограниченными возможностями наблюдения особенностей этих явлений и измерения их физических параметров.

В общем случае исследования процессов движения жидких сред с подвижными границами раздела сред типа: "жидкость - газ" или "жидкость -твёрдое тело" ("жидкость - поршень") относятся к задачам гидромеханики с контактными разрывами сред. Однако область постановки и решения указанных задач гидромеханики для гидросистем приводов ограничивается традиционно используемым в гидравлике принципом Эйлера. Исследования показывают, что здесь наряду с принципом Эйлера необходимо применять также и принцип Лагранжа, который в физическом и математическом моделировании является более общим, так как позволяет ставить и решать задачи гидромеханики с подвижными границами сред. Его использование даст возможность развить фундаментальные положения механики сплошных сред применительно к динамическим задачам ГС приводов с подвижными границами жидких рабочих тел. Это существенно расширит области исследования и решения задач гидромеханики ГП, повысит точность и достоверность расчётов,

а также - адекватность моделирования реальным процессам, сопровождающим работу ГП.

Положения, приведенные выше, раскрывают важность для науки и техники создаваемых методов исследований динамических режимов работы ГП в тяжёлых эксплуатационных условиях с целью повышения их долговечности и экономичности. Это обосновывает актуальность диссертации, обусловливает правильность выбранных направлений исследования, объясняет необходимость решения поставленных задач и определяет тему и цель диссертации.

Диссертация выполнялась в связи с координационным планом АН СССР по направлению ТОХР 1991-1995 гг. МНТП "Ресурсосберегающие технологии машиностроения" 1996-2000 гг.; НТП "Научные исследования высшей школы в области машиностроения" 2003-2005 гг., в рамках научного направления ЮРГПУ (НПИ) имени М.И. Платова "Теория и принципы создания робото-технических и мехатронных систем и комплексов", утверждённого учёным советом ЮРГПУ им. М.И. Платова 25.04.2001 г.

Цель: разработать методы исследования динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих гидравлических приводов с тепловыми и электрическими источниками энергии в тяжёлых условиях эксплуатации применительно к анализу эффективности предлагаемых технических решений, направленных на создание более долговечных и экономичных приводов.

Для выполнения указанной цели поставлены следующие задачи:

1. Выполнить анализ технологических и эксплуатационных особенностей, а также особенностей функционирования ГП, работающих совместно с тепловыми и электрическими источниками энергии в тяжёлых условиях эксплуатации. Разработать общие требования к эффективности ГП, а также - к методам исследования динамических режимов их работы в указанных условиях. Сформулировать научную проблему, обосновать её актуальность и выполнить критический анализ известных её решений. Определить направления совершенствования существующих и создания новых ГП, долговечно и экономично работающих в тяжёлых условиях эксплуатации.

2. Сделать технические предложения и рекомендации, направленные на совершенствование ГП, работающих в тяжёлых условиях. Создать экспериментально-диагностические комплексы как технические модели более совершенных ГП, на которых выполнить экспериментальные исследования с целью оценки их работоспособности и технического состояния на различных режимах работы.

3. Создать метод исследования и расчёта нестационарных процессов движения несжимаемых жидких сред с подвижными границами в каналах ГС приводов с инжекторами, лопастными и объёмными гидравлическими машинами.

4. Разработать комплекс технических, физических, математических и компьютерных моделей указанных гидравлических машин, работающих в составе приводов с потребителями и источниками энергии, как обобщённых моделей единых тепло- и электрогидромеханических систем.

5. На основе указанных обобщённых моделей создать методы исследования динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих систем гидравлических приводов с дизельными и электрическими двигателями в тяжёлых условиях эксплуатации и применить их к анализу эффективности предлагаемых технических решений с целью создания более долговечных и экономичных приводов.

Научная новизна диссертации заключается в том, что впервые:

- созданы элементы теории и разработан метод исследования и расчёта нестационарных процессов движения несжимаемых жидких сред с подвижными границами в каналах гидравлических систем приводов со струйными аппаратами, лопастными и объёмными гидравлическими машинами. Метод является развитием фундаментальных положений механики сплошных сред с подвижными границами применительно к исследованию нестационарных процессов, сопровождающих работу гидравлических систем приводов, особенно с поршневыми гидравлическими машинами, а также с - гидромуфтами при их заполнении и опорожнении в процессе регулирования и перегрузок.

Метод расширяет область исследования, повышает точность и достоверность расчёта динамических режимов работы ГС приводов;

- создан комплекс технических, физических, математических и компьютерных моделей указанных гидравлических машин, входящих в состав ГП, а также комплекс компьютерных моделей дизельных и электрических двигателей как обобщённых моделей единых тепло- и электрогидромеханических систем заданной мощности. Созданные обобщённые модели позволяют повысить качество исследования, а также точность и достоверность расчётов нестационарных механических, гидравлических, а также тепловых и электрических процессов, сопровождающих работу приводов, благодаря учёту взаимного влияния тепловых, электрических и гидравлических машин при их совместной работе. При этом повышаются уровень и адекватность моделирования приводов реальным объектам, а также - достоверность оценки их технического состояния, в том числе - в тяжёлых условиях их эксплуатации;

- на основе созданных обобщённых моделей разработаны методы исследования динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих систем гидравлических приводов с дизельными и электрическими двигателями в тяжёлых условиях эксплуатации. Методы отличаются тем, что повышают достоверность и точность расчёта приводов, позволяют выполнять оценку их технического состояния на различных режимах их работы, а также - оценивать эффективность предлагаемых технических решений проблемы повышения их долговечности и экономичности в исследуемых условиях эксплуатации;

- созданы новые принципы совершенствования гидравлических приводов, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации, обеспечивающие:

• увеличение долговечности приводов на основе ампулизации их ГС;

• повышение экономичности гидравлических приводов на основе утилизации и возвращения в привод части механической энергии, теряемой в дроссельных устройствах при дроссельном регулировании и перегрузках.

Практическая значимость работы

Решена важная для развития отечественного машиностроения практическая проблема, направленная на разработку методов исследования динамических режимов совместной работы гидравлических приводов с тепловыми и электрическими источниками энергии с целью совершенствования существующих и создания новых более долговечных и экономичных приводов, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации. Решение этой задачи позволяет:

- сокращать объём экспериментальных исследований, проектировочных работ и натурных испытаний ГП за счёт обеспечения адекватности их обобщённого моделирования реальным объектам и процессами при виртуальных динамических испытаниях создаваемых более совершенных образцов приводов;

- проводить на созданных экспериментально-диагностических комплексах исследования особенностей динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих систем гидравлических приводов и выполнять оценку их технического состояния на различных режимах их работы;

- создавать более совершенные ГП, работающие в тяжёлых условиях, за счёт:

• увеличения долговечности приводов на основе ампулизации их ГС;

• повышения экономичности ГП на основе преобразования возрастающей с перегрузками энергии высокого давления (для объёмного привода) и энергии высокоскоростных циркуляционных потоков (для гидродинамического привода) рабочей жидкости в механическую работу дополнительных обратимых гидравлических машин, установленных вместо дроссельных элементов. Это позволит утилизировать и возвращать в гидравлический привод часть механической энергии, теряемой в дроссельных устройствах при дроссельном регулировании и перегрузках.

Методология и методы исследований

В диссертации использованы основные законы механики жидкости и газа, подход Лагранжа в механике сплошных сред, законы теоретической механики, основные положения теория и практики тепловых, электрических и гидравлических машин, а также силовых объёмных и гидродинамических приводов. Применены основные положения теории обыкновенных дифференциальных уравнений и методы их численных решений. Использованы методы компьютерного моделирования в лицензированной математической среде Ма&САО. Применены современные методы проектирования и создания технических моделей гидравлических приводов, методы организации и проведения их реальных и виртуальных испытаний, а также современные методы и средства измерения характеристик нестационарных процессов, сопровождающих их работу.

Объектом исследования являются ресурсо- и энергосберегающие системы гидравлических приводов, работающие совместно тепловыми и электрическими источниками энергии в тяжёлых эксплуатационных условиях, а также методы исследования динамических режимов их совместной работы как единых тепло- и электрогидромеханических систем.

Положения, выносимые на защиту

1. Результаты анализа технологических и эксплуатационных особенностей функционирования и технического состояния, а также - эффективности методов исследования динамических режимов работы гидравлических приводов в тяжёлых условиях их эксплуатации. Технические предложения, повышающие долговечность и экономичность гидравлических приводов, работающих в тяжёлых условиях. Созданные экспериментально-диагностические комплексы как технические модели более долговечных и экономичных конструкций ГП (п. 5 паспорта специальности (ПС)).

2. Развитие фундаментальных положений механики сплошных сред с подвижными границами применительно к исследованию нестационарных процессов, сопровождающих работу гидравлических систем приводов. Теория, методы исследования и расчёта, а также результаты теоретических, экспери-

ментальных и компьютерных исследований динамических режимов работы гидравлических систем приводов с подвижными границами рабочих жидких сред в каналах с инжекторами, лопастными и объёмными гидравлическими машинами (п. 6 ПС).

3. Элементы физического сходства принципов и режимов работы гидравлических и электрических машин: гидродинамических муфт - с электрическими асинхронными двигателями, а также объёмных гидромуфт - с электрическими синхронными двигателями (п. 6 ПС).

4. Предназначенные для исследования и оценки технического состояния гидравлических приводов (в том числе на основе компьютерного моделирования) комплексы их технических, физических, математических и компьютерных моделей с потребителями, а также с тепловыми и электрическими источниками энергии как обобщённые модели единых тепло- и электрогидромеханических систем (п. 4 ПС).

5. Основанные на указанных обобщённых моделях методы исследований и расчёта динамических режимов работы ресурсо- и энергосберегающих ГП, а также - результаты оценок эффективности технических предложений, направленных на создание более долговечных и экономичных ГП, работающих в тяжёлых условиях эксплуатации (п. 1 ПС).

Степень достоверности и апробация результатов работы

Степень достоверности работы подтверждается обоснованностью и корректностью принятых допущений при создании обобщённых моделей ТЭГМС, адекватностью моделей реальным объектам и процессам, удовлетворительным совпадением результатов экспериментальных исследований с результатами расчётов на ЭВМ.

Апробация результатов работы. Основные результаты работы докладывались, обсуждались и получили одобрение:

- на научно-техническом семинаре на кафедре "Гидромеханика, гидромашины, гидропневмоавтоматика" МГТУ им. Н.Э. Баумана в 2015 г.

- на Международных научно-технических конференциях: "ИНТЕРАГРОМАШ", Ростов на Дону, 2008 г.; "ИНТЕРАГРОМАШ", Ростов на Дону, 2009 г.; "Инновация, экология и ресурсосберегающие технологии на предприятиях машиностроения, авиастроения, транспорта и сельского хозяйства", Ростов на Дону, 2010 г.; "Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития", Санкт-Петербург, 2010, 2016 г.г.;

- на Международных научно-технических конференциях, посвящённых компьютерному моделированию:

"COMOD-13", Санкт-Петербург, 2013 г.; "COMOD-14", Санкт-Петербург, 2014 г; "MMMAS 2014, CSSP 2014, CC 2014, EEMAS 2014" Saint Petersburg, Russia, September 2014 г; "COMOD-15", Санкт-Петербург, 2015 ^"COMOD-^" Санкт-Петербург, 2016 г.; "COMOD-17", Санкт-Петербург, 2017 г.

Основные результаты работы, научные положения, инженерные методики и рекомендации диссертации внедрены в научно-исследовательских институтах, на предприятиях, а также использованы в учебном процессе в высших учебных заведениях:

- в институте численного моделирования Новосибирского отделения Российской академии наук РФ;

- в Южно-Российском государственном техническом университете им. М.И. Платова (Новочеркасском политехническом институте): в учебном процессе и при создании научно-экспериментальной базы кафедры "Мехатроника и гидропневмоавтоматика", а также в учебном процессе кафедр: "Электропривод и управление", "Транспортные машины и организация дорожного движения";

- на предприятии ООО "Спец-Проект" (г. Ростов на Дону) при разработке технических заданий на проектирование гидроприводных систем сельскохо-

зяйственной техники, работающей в тяжёлых условиях эксплуатации, а также при разработке и опытной отработке стационарного стендового оборудования и передвижных испытательных ремонтно-диагностических комплексов для сельскохозяйственной и дорожно-строительной техники;

- на предприятии ОАО " Шахтинский завод "Гидропривод" (г. Шахты) при разработке испытательных стендов, при составлении компьютерных моделей гидроприводных систем и САПР этих систем;

- в НИИЦ "Криотрансэнерго" Ростовского университета путей сообщения;

- в Ростовском высшем военном училище: в научной работе, учебном процессе и при создании научно-экспериментальной базы училища в 1975 - 1990 гг.

- в Донском государственном техническом университете: в научной работе, учебном процессе и при создании научно-экспериментальной базы кафедры "Теплоэнергетика и прикладная гидромеханика" в 2008 - 2018 гг.

Публикации. Основные результаты работы опубликованы в двух монографиях и 20 научных статьях в журналах, рекомендованных ВАК.

По результатам работы создано два экспериментальных комплекса с

АГС и несколько модельных установок для исследования динамики режимов заправки, запуска и работы электрогидроприводных систем.

Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, 7 глав и заключения, изложенных на 336 страницах машинописного текста, содержит 210 рисунков, 1.

1 Проблемы и методы совершенствования гидравлических приводов, работающих в тяжёлых

условиях эксплуатации

1.1 Характеристика тяжёлых условий эксплуатации гидравлических приводов

В зависимости от степени динамичности и величины нагрузок, продолжительности работы гидравлических приводов под нагрузкой, на предельных нагрузочных режимах, степени загрязнения окружающей среды1 режимы эксплуатации гидравлического привода разделяют на три вида: лёгкий, средний и тяжёлый (Таблица 1). Эти данные приведены в монографии З.В. Лов-киса [77]: "Гидроприводы сельскохозяйственной техники: конструкция и расчёт." М.: «Агропромиздат», 1990. - 240 с. Из анализа данных таблицы 1 следует, что в тяжёлых условиях работают гидравлические приводы горных, нефтедобывающих, строительно-дорожных и сельскохозяйственных мобильных машин, а также гидравлические приводы военной техники в период учений и боевых действий. Для приводов этих машин характерны: длительная работа на предельных нагрузочных режимах, частые и значительные перегрузки, ударные нагрузки и вибрация.

Список литературы диссертационного исследования доктор наук Озерский Анатолий Иванович, 2018 год

/ ©

...... - Зч

\

п, об/мин

410'

310*

210'

110

1к

/ / ©

3\

0 1 2 .с 3 4 с

п, об/мин

410'

310'

210'

110*

2 3 в

4 с

1.

V"

/ (5о)

3 \

\

0 2 3 4 с

Рисунок 6.11 - Динамика уменьшения влияния колебаний интенсивности внешней нагрузки на частоты п вращения валов машин. Кривая 1 - частота пН вращения вала насоса; кривая 2 - частота пТ вращения вала турбины; кривая 3 - частота пд вращения вала двигателя (учитывается редуктор).

6.1.2.3 Динамика дизеля с гидромуфтой при резонансных явлениях

Численные исследования показывают, что при частоте колебаний внешней нагрузки, равной 125 Гц, т.е., близкой к собственной частоте крутильных колебаний вала дизеля, возникают заметные явления резонанса.

Резонансные явления определяют характер изменения всех параметров теплогидромеханической системы: теплоэнергетической установки и гидромеханической передачи, в том числе: крутильных колебаний валов машин, относительного расхода рабочей жидкости, а также - частот вращения валов гидромуфты и дизеля. Наиболее сильному изменению подвергаются крутильные колебания вала гидротурбины. Это уже было показано на рисунке

6.9г. При этом вал дизеля не испытывает сильных резонансных явлений, благодаря тому, что гидромуфта не пропускает на него крутильные колебания высокой частоты. Это хорошо видно на рисунке 6.12.

Рисунок 6.12 - Динамика крутильных колебаний при резонансных явлениях: 1- вала двигателя; 2- вала турбины гидромуфты.

Здесь частоты колебаний внешней нагрузки указаны в кружках в правом верхнем углу. Резонансные явления показаны на рисунках 6.12б и 6.12в. Здесь они показаны стрелками.

Ниже, на рисунках 6.13 - 6.15 будет показано, что резонансные процессы влияют не только на изменение параметров крутильных колебаний валов насоса и турбины, а также вала самого дизеля, но и на изменение частоты п вращения валов этих машин. Особенности этих явлений отражены на рис.6.13. Здесь показано, что колебания с частотами 110 Гц (рисунок 6.13а) и 140 Гц (рисунок 6.13г) практически не оказывают влияние на частоту враще-

ния валов турбины и самого двигателя. Явление резонанса наблюдается здесь только при частотах 120 и 127 Гц (см. рисунки 6.13б и 6.13в).

Рисунок 6.13 - Динамика резонансных явлений, которые "отражаются" на частотах п вращения валов дизеля (кривые 1) и турбины (кривые 2).

6.1.2.4 Динамика дизеля с гидромуфтой при ударном воздействии внешней нагрузки

Ниже, на рисунках 6.14 и 6.15 показаны результаты исследования кратковременного (ударного) воздействия перегрузки, равной 1.6, действующей на вал турбины в течение 0.1с (рисунок 6.14) и 0.2с (рисунок 6.15). На этих рисунках хорошо видно, как гидромуфта защищает двигатель от ударного воздействия внешних нагрузок.

Рисунок 6.14а отражает характер импульса внешней нагрузки. На рисунке 6.14б показано, как реагируют на ударную нагрузку (кривая 1) крутильные колебания вала турбины гидромуфты (кривая 2), а также - вала самого дизеля (кривая 3). На рисунке 6.14в виден характер влияния на удар частоты вращения вала насоса (кривая 1) и турбины (кривая 2). Характер влияния на

ударную нагрузку частоты вращения вала двигателя показан на рисунке 6.14г.

Рисунок 6.14. Динамика явлений, связанных с ударной нагрузкой на вал турбины гидромуфты с дизелем.

Результаты исследования ударного (в течение 0.1с и 0.2с) внешнего воздействия перегрузки, равной 1.6 (кривая 1), на крутильные колебания вала гидромуфты (кривая 2), а также вала двигателя (кривая 3), показаны на рисунке 6.15. Из этого рисунка видно, как уменьшается влияние ударных нагрузок на вал гидромуфты и дизеля с уменьшением времени действия нагрузок и их интенсивности.

Рисунок 6.15. Динамика крутильных колебаний валов гидромуфты и дизеля при ударных нагрузках, действующих в течение времени: а - 0.1 с; б - 0.2 с.

Уровень современных знаний эксплуатационных свойств дизелей и гидромуфт показывает, что построенные здесь методы исследования, основанные на обобщённом моделировании гидромуфт и дизелей, позволяют вполне удовлетворительно выявлять особенности их совместной работы как единых теплогидромеханических систем, в том числе в тяжёлых условиях их эксплуатации.

6.2 Метод и результаты исследования динамических режимов работы лопастных гидромуфт с электрическими асинхронными двигателями как единых электрогидромеханических систем

6.2.1. Основные эксплуатационные характеристики моделируемых гидромуфт и электрических двигателей.

Моделирование процессов совместной работы лопастных гидромуфт с АЭД учитывает здесь потребности теории и практики проектирования элек-трогидроприводных систем, работающих в тяжёлых условиях их эксплуатации.

Обобщённые модели исследуемых здесь лопастных гидромуфт, созданы в гл.4. Они основаны на полуэмпирических методах гидравлического расчёта

замкнутых гидромуфт "по подобию". Эти методы (как уже было отмечено в гл.4) базируются на струйной теории расчёта лопастных гидромашин Эйлера, и изложены в работах И.Ф. Семичастного, Б.А. Гавриленко, В.Н. Прокофьева и других отечественных и зарубежных учёных.

Исследуемые здесь гидромуфты относятся к модельному ряду гидромуфт, впервые описанному В.Н. Прокофьевым. Здесь они работают с ЭАД: АКЗ 20 НР (15 кВт) и А2-102-8 (100 кВт). Гидромуфты имеют дроссельный порог и рассчитаны на соответствующие передаваемые мощности.

Динамические модели исследуемых здесь асинхронных электрических двигателей построены на принципах математического моделирования динамики асинхронных электрических машин, разработанных И.П. Копыловым, В.Я. Беспаловым, А.А. Янко - Триницким, Е.Я. Казовским и другими отечественными и зарубежными учёными.

Основные соотношения для расчёта динамических режимов работы электрических асинхронных двигателей, а также эксплуатационные параметры АЭД АКЗ 20 НР и А2-102-8 описаны в гл.5.

Основные соотношения для расчёта динамических режимов работы гидромуфты приведены в данной главе при описании математических и компьютерных моделей гидромуфт в п. 6.1.1.2.

Созданные здесь модели динамики совместной работы гидромуфт и АЭД с редукторами и без них применялась нами для расчётов характеристик различных динамических режимов совместной работы указанных машин.

На рисунке 6.16а, изображённом ниже, показана полная характеристика гидромуфты. Отметим, что при численных расчётах динамики переходных процессов этой гидромашины, автор столкнулся с определёнными трудностями. Последние были связаны с тем, что полная характеристика гидромуфты проходит через нуль. Это происходит при переходе исследуемой здесь гидромуфты с расчётного режима её работы - на обгонный режим (см. рисунок 6.16а). Чтобы их преодолеть, автору пришлось вместо реальной характеристики, изображённой на указанном рисунке, использовать другую характе-

ристику, у которой часть кривой, соответствующей обгонному режиму, расположена выше нуля (см. пунктирную линию на указанном рисунке). Изменение знака характеристики учитывалось в дальнейших расчётах путём изменения знака относительной скорости объёмного расхода рабочей жидкости.

6.2.2 Результаты исследований

6.2.2.1 Расчётные нагрузки. Выход на холостой ход и наброс нагрузки.

Ниже представлены результаты компьютерных исследования особенностей динамических режимов работы электрогидроприводных систем с расчётными нагрузками.

Так, на рисунке 6.16б показано изменение частоты вращения силовых валов ротора АЭД (пг), насоса (пд) и турбины (пТ). Здесь видно, как на запуске некоторое время вал турбины вращается в обратную сторону (пТ < 0), и тур-бомуфта работает в тормозном режиме.

20 10

0 -10 -20

тормозной режим

обгонный \ режим / расчётн точк ая \ а

. 1

расчётный режим

о

а

3000 2000 1000 0

п, об/мин

П\Г п — ч. '

Г °н |\ п

1 1 1 1 1

(

0 0 .2 0 .4 0.6 0 .8 X, с

б

Рисунок 6.16 - а: полная реальная (опытная) характеристика исследуемой турбомуфты; б: запуск АЭД АКЗ 20 НР (15 кВт) с турбомуфтой при постоянной (100%) нагрузке.

Далее на рисунке 6.17а показано влияние момента времени наброса нагрузки и величины момента инерции ротора ЭД на динамику запуска

элетрогидроприводной системы. На этом рисунке показано влияние указанных величин на частоту п вращения силовых валов ротора пг (красные линии), насоса пд (синие линии) и турбины пт (коричневые точки) при запуске системы. Кривые, помеченные цифрой "1" на этом рисунке, соответствуют моменту времени 1=3.6е наброса нагрузки и величине момента инерции ротора ЭД = 1 кг ■ м2 Кривые, помеченные цифрой "2", соответствуют моменту времени 1=5.0е наброса нагрузки и величине инерции ротора = 6 кг■ м2. Момент наброса нагрузки показан на рисунках короткими вертикальными линиями.

На рисунке 6.17б показано соответствующее изменение расхода Q рабочей жидкости в гидромуфте.

об/мин

4000

3000

2000

1000

"пн "*пт пг . 1

! V4-— /

1 / V /

„ . У

1 \ У /

0.2

О, м3/с

0.15'

0.1

0.05

|| 1

/ 1 \

ШГ 2 "Г--

г ЛлГ /

Г

5 и С

5 С

Рисунок 6.17 - Влияние изменения момента времени ? наброса нагрузки и величины момента инерции ротора ЭД на динамику запуска элетрогидроприводной системы: а - изменение частоты вращения силовых валов насоса (пн) и турбины (пТ), а также ротора АЭД (пг) ; б - соответствующее изменение расхода Q рабочей жидкости в гидромуфте.

На этом рисунке хорошо видны все особенности работы электрогидродинамического привода при его запуске, выходе на холостой ход и набросе внешней нагрузки. Виден колебательный характер выхода на холостой ход

частоты п вращения вала электродвигателя. Показано изменение частоты п вращения вала турбины при набросе внешней нагрузки. Отображён колебательный характер изменения объёмного расхода Q рабочей жидкости гидромуфты при работе привода на холостом ходу. Здесь насос и турбины гидромуфты периодически изменяют свои функции: насос работает в режиме турбины, а турбина в - режиме насоса.

Особенности динамики запуска электрогидроприводной системы при расчётной нагрузке дополняется рисунком 6.18. Здесь показано, как изменяется вращающие моменты и мощность машин привода. Так, изменение вращающих моментов электромагнитного поля ЭАД (Мэ), турбины (Мт), а также внешней нагрузки (Мшгр) показано на рисунке 6.18а. Изменение мощностей, развиваемых валом ротора АЭД (Ыэ) и на валом турбины гидромуфты (N), показано на рисунке 6.18б.

Рисунок 6.18 - Динамика запуска электрогидроприводной системы: а -изменение вращающих моментов: электромагнитного поля АЭД (Мэ), турбины (МТ) и внешней нагрузки (МШГР); б - изменение мощностей, развиваемых электромагнитным полем АЭД (Ыэ), а также валом турбины гидромуфты (N ).

На рисунке 6.19 показана динамика изменения электрического тока в обмотках статора и ротора ЭАД при выходе последнего на холостой ход и "набросе" расчётной нагрузки.

Рисунок 6.19 - Динамика запуска элетрогидроприводной системы: а - изменение электрического тока в обмотке статора; б - изменение тока в обмотке ротора.

Здесь хорошо видно, как меняется величина тока в обмотках при переходе двигателя с холостого хода на расчётный режим.

Для сравнения качества компьютерного моделирования с данными натурных испытаний [74] на рисунке 6.19 показана осциллограмма запуска ЭАД 4А250Б4 мощностью 75 кВт.

Рисунок 6.20 - Натурные испытания. Осциллограмма запуска и холостого хода асинхронного электродвигателя.

Здесь хорошо видно, как похожи все кривые на рисунках 6.17 - 6.19 на соответствующие кривые на рисунке 6.20. Кривые на этих рисунках отражают все особенности изменения эксплуатационных параметров, характерные

для асинхронных двигателей при выходе их на холостой ход: электромагнитного момента МЭ, электрического тока I, а также - частоты п вращения валов электрических машин.

6.2.2.2 Действие перегрузок.

Динамика запуска электрогидроприводной системы при перегрузках показана на рисунках 6.21 - 6.22. На этих рисунках отражается: запуск АЭД с турбомуфтой, выход его на холостой ход, а также его последующее опрокидывание" при перегрузке.

Рисунок 6.21 - Динамика запуска электрогидроприводной системы при перегрузках.

На всех рисунках показано как двигатель с гидромуфтой "опрокидывается" при "набросе" (в момент времени 1=3.6 с) перегрузки, которая состав-

ляет 254% от расчётной нагрузки. При этом с постоянной нагрузкой, которая составляет 240% от расчётной величины, электрогидроприводная система справляется. На рисунке 6.21 изображено: изменение частот п вращения силовых валов машин (рисунок 6.21а); изменение расхода Q рабочей жидкости в гидромуфте (рисунок 6.21б). Показано также изменение вращающих моментов силовых валов машин: вращающий момент, развиваемый ротором

(Мг), турбиной (МТ), а также - момент внешней нагрузки (МНАГР) (рисунок

6.21 в). На рисунке 6.21г показано изменение мощностей, развиваемых валом ротора АЭД (N), а также валом турбины гидромуфты (N).

На рисунке 6.21б хорошо видно, как при выходе на холостой ход периодически меняется знак: расхода Q рабочей жидкости в турбомуфте, вращающих моментов на валу ротора АЭД и на валу турбины, а также - мощности, развиваемой двигателем и предаваемой турбиной.

Здесь проявляется один из основных признаков физического сходства гидромуфт и АЭД, описанных ниже.

Основные признаков физического сходства этих машин состоят в том, что и те и другие при выходе на холостой ход переходят на затухающий колебательный расчётно-обгонный режим. На этом режиме турбина периодически обменивается энергией с насосом, а ротор - со статором (см. рисунок 6.21г). Признаки указанного сходства проявляются также и в том, что как в турбо-муфтах, так и в АЭД можно выделить активную, реактивную составляющие мощности, а также обгонный (генераторный) и тормозной режимы их работы [74].

На рисунке 6.22 показаны картины: а - изменения токов в обмотках статора; б - изменения токов в обмотках ротора ЭАД.

Сравнивая рисунки 6.19 и 6.22, можно заметить, как существенно возрастают электрические токи в обмотках ротора и статора ЭАД при перегрузках.

Рисунок 6.22. - Картина изменения электрических токов в обмотках ЭАД при перегрузка: а - токи обмотках статора; б - токи в обмотках ротора.

Уровень современных знаний эксплуатационных свойств электрических асинхронных двигателей и лопастных гидромуфт показывает, что построенные здесь методы исследования, основанные на обобщённом моделировании этих машин, позволяют вполне удовлетворительно выявлять особенности их совместной работы как единых электрогидромеханических систем, в том числе в тяжёлых условиях их эксплуатации.

6.3 Физическое сходство между гидравлическими лопастными муфтами и электрическими асинхронными двигателями.

Изобретение гидравлической передачи, сделанное в 1903г. великим английским учёным Г. Феттингером, было выдающимся [175]. Оно позволило с максимальной простотой и экономичностью решить основные задачи высокоэффективной передачи механической энергии с помощью высокоскоростного вращательного движения жидкости. Это послужило созданию нового направления в мировом машиностроении - разработке гидродинамических передач.

Гидродинамические передачи эксплуатируются уже более 100 лет и доведены в конструктивном отношении до совершенства. В этом большая заслуга Г. Феттингера, А. П. Кудрявцева, А.И. Вощинина, Г.Ф. Проскуры, В.Н. Прокофьева, М. Вольфа, И.Ф. Семичастного, Б.А. Гавриленко, У. Опрехта, К. Тима, Д.Я. Алексапольского, А.Я. Кочкарёва, а также других отечественных и зарубежных учёных.

Следует отметить, что расчёт динамики гидравлических передач всегда был и сейчас остаётся одной из наиболее актуальных и сложных задач гидромашиностроения. В первую очередь это относится к гидродинамическим передачам. Несмотря на то, что созданию методов расчёта этих уникальных по своим физическим и эксплуатационным свойствам машин посвящено значительное количество научных и экспериментальных работ, многие задачи их расчёта остаются нерешёнными. Например, динамика пространственных течений жидких сред в предохранительных и тяговых турбомуф-тах неполного заполнения с дроссельным порогом и дроссельными отверстиями в пороге, с дополнительными объёмами, которые заполняются и опорожняются в процессе работы и регулирования гидромуфт, практически не поддаются расчётам даже на современных суперкомпьютерах. Это связано с чрезвычайной сложностью процессов движения жидких сред в этих гидравлических машинах, которые сопровождаются неустойчивостью, вихреобразованием, турбулентностью, отрывными течениями, образованием как основных, так и дополнительных (не рабочих) циркуляционных потоков, а также газонасыщением и кавитацией. Высокоскоростные пульсирующие вихревые течения жидкости в зазоре между рабочими колёсами турбомуфт мало изучены вследствие их необычайной сложности, а также -вследствие трудности непосредственных наблюдений и измерений их гидродинамических параметров [37].

По указанным причинам ещё создатель гидромуфт Г. Феттингер предложил метод их гидравлического расчёта по геометрическому подобию, на основе опытов с моделями данной серии геометрически подобных гидро-

машин. Как отметил Б.А. Гавриленко: "Метод расчёта по подобию практически единственный в настоящее время применяемый метод расчёта гидромуфт" [38].

Назначение, принципы работы и устройство турбомуфт отличаются от традиционных лопастных гидравлических машин: насосов и турбин. Последние являются либо источниками, либо потребителями энергии жидкости. Турбомуфты же является гидромашинами, которые передают механическую энергию. Энергия передаётся здесь с помощью жидкости путём переноса её с одного колеса на другое. Перенос же энергии в этих машинах возможен только при разных скоростях вращения её колёс, которое называется относительным скольжением.

Отсюда следует, что передача энергии без относительного скольжения колёс в турбомуфтах невозможна.

Невозможно также и преобразование энергии в электрических асинхронных машинах без взаимного скольжения вращающихся электрических полей, организованных в этих машинах.

Таким образом, передача энергии без относительного скольжения колёс в турбомуфтах, а также преобразование энергии в электрических асинхронных машинах без скольжения вращающихся электрических полей -невозможны.

Поэтому даже поверхностный взгляд на картину передачи энергии в турбомуфтах и преобразования энергии в асинхронных электрических машинах приводит к предположению о том, что между этими машинами существует физическое сходство, которое полезно было бы исследовать для более глубокого понимания принципов их совместной работы.

Известно, что в турбомуфте в сравнительно тонком слое (1 - 3 мм) жидкости, расположенном между её рабочими колёсами, сосредоточена вся передаваемая энергия, как и в воздушном зазоре между ротором и статором асинхронной электрической машины [64] [74].

Здесь, между движущимися с различными скоростями лопастными решётками организуется сложное вращающееся высокочастотное пульсирующее вихревое движение жидкости. Динамическая картина передачи энергии в этом слое жидкости мало изучена и требует тщательного исследования.

Укажем только на некоторые главные особенности физического сходства этих гидравлических и электрических машин.

Действительно, понимание принципов передачи энергии гидродинамическими решётками любых лопастных гидравлических машин, кроме машин Феттингера, не требуют, как уже было отмечено, обязательного наличия взаимного относительного скольжения лопастных колёс. Гидромашины Феттингера без этого скольжения, как и асинхронные машины, не работают.

Существенные явления, определяющие особенности работы гидромуфты, связаны, на наш взгляд, с вихревыми процессами передачи энергии между её колёсами, а также с процессами обтекания жидкостью скользящих вращающихся лопастных решёток этих турбомашин, которые до сих пор мало исследованы [37]. На наш взгляд, закономерности указанных процессов во многом определяют принципы передачи энергии в этих машинах. В связи с этим большой интерес, наряду с явлениями обтекания вращающихся скользящих решёток, представляют собой явления возникновения и разрушения вихревых течений, связанные со взаимным скольжением вращающихся лопастных решёток турбомашин.

Известно, что при проектировании лопастных центробежных насосов и центростремительных турбин рекомендуют принимать число лопастей, равное 6 - 12 [85]. Для гидромуфт же это число составляет 60... 80, т.е. - на порядок выше (см. рисунок 6.23) [38]. Наряду с этим установлено, что ни для какой лопастной гидромашины не отмечено такое существенное влияние числа лопастей машины на её эффективность, как для машин Феттинге-ра (рисунок 6.23).

/

49 / /

/ /

/ /

/ t 19/

/ / / /

/ / 13/ /

/ /

/ / // 7

и

0.0 0.04 0.08 s

Рисунок 6.23 - Зависимость передаваемого гидромуфтой крутящего момента М от скольжения s (в области малых скольжений) при различном числе лопастей машины (по данным Timm K. [175]).

В исследованиях многих авторов отмечается, что с увеличением числа лопастей турбомуфты значительно растут её крутящий момент и мощность при одном и том же её активном диаметре. Известен даже такой факт [38], что только за счёт изменения формы проточной части и увеличения числа лопастей мощных высокооборотных турбомуфт ГМ-590-2 ВНИИМЕТ-

"5

МАШа (2 МВт, 3-10 об/мин, Ба=590 мм) удалось создать новую турбомуф-ту ГМ-580-2 такой же мощности с активным диаметром Эа=580 мм.

Вызывает также интерес и накопленный в турбо- и насосостроении опыт, согласно которому турбомуфты, передающие энергию на расчётных режимах с таким высоким КПД (97...98%), можно выполнять с плоскими радиальными лопастями (для прочности лопастей), несмотря на то, что гидравлические насосы и турбины с такими лопастями почти не применяются, так как они имеют низкие КПД [4].

В результате многочисленных опытов с турбомуфтами установлено, что осевые силы этих машин стягивают их насосные и турбинные колеса. Одна из многочисленных опытных кривых показана здесь на рисунках 6.24. Это отличительное свойство гидромуфт особенно проявляется при больших от-

носительных скольжениях колёс (при больших нагрузках). Сила притяжения составляет здесь 3000 Н и более (см. рисунок 6.24). Осевые стягивающие силы экспериментально выявлялись многократно [1],[175].

F, кгс

0 -100 -200 -300 -400

0.0 0.5 1.0 1.5 s

Рисунок 6.24 - Зависимости (от скольжения s) осевого усилия F между

рабочими колёсами турбомуфты (по данным Timm K. [12]). Здесь кривая 1 соответствует приводу за вал турбинного колеса; кривая 2 - приводу за вал насосного колеса.

Подобные же явления наблюдаются также и в торцовых асинхронных электрических двигателях. Здесь осевые стягивающие силы также значительны. Известны случаи, когда эти силы использовались даже для уравновешивания осевых сил рабочих колес скважинных центробежных насосов [32].

Необходимо отметить и ещё одну важную особенность работы турбо-муфт, которая состоит в том, что эти машины никогда полностью не заполняют рабочей жидкостью, поэтому в их рабочих полостях жидкость всегда имеет свободную поверхность и течение здесь является безнапорным со всеми вытекающими отсюда особенностями, которые также мало исследованы [37].

Наряду с этим отметим, что экспериментальные данные и результаты расчетов для турбомуфт, полученные на основе струйной теории лопастных

гидромашин Л.Эйлера и общепринятой для турбомуфт ударной теории взаимодействия скользящих лопастных решёток дают удовлетворительные совпадения только на очень небольшом участке малых скольжений. Здесь ударные процессы вносят незначительный вклад в приращение крутящего момента [39]. Здесь, согласно струйной теории, основными силами, создающими крутящий момент на колесе турбины, считаются массовые силы Кориолиса [123]. При перегрузках же, когда скольжения велики и роль ударных процессов в передаче энергии, как принято считать, возрастает, расхождения опытных и расчётных данных весьма значительны [39]. На наш взгляд, эти расхождения является следствием чрезвычайной сложности реальных процессов передачи энергии в рабочем зазоре турбомуфт и отсутствием надёжных методов их расчёта, основанных на фундаментальных исследованиях причин роста потерь передаваемой энергии при перегрузках. В связи с этим недостаточно изучена роль поверхностных сил Н.Е. Жуковского, которые при больших перегрузках являются основными силами, передающими энергию в вихревых течениях рабочих зазоров турбомуфт. Исследование процессов формирования циркуляционных поверхностных сил (сил Н.Е. Жуковского) в вихревых зазорах гидромуфт необходимо не только для режимов с перегрузками, но и для всех режимов её работы [51]. Это объясняется тем, что передача всей энергии в области рабочего зазора между скользящими лопастными решётками основных типов гидромуфт происходит только в осевом направлении, где главную роль в формировании крутящего момента играют именно поверхностные силы Н.Е. Жуковского, а крутящий момент, создаваемый массовыми силами Кориолиса, равен нулю [].

Известны исследования особенностей обтекания профилей крыльев летательных аппаратов, аэродинамических решеток, винтов, лопастей на их электромагнитных моделях на основе общепринятых аналогий.

На наш взгляд, картина гидродинамического взаимодействия между скользящими относительно друг друга лопастными решётками насоса и турбины гидромуфт даже внешне аналогична картине силового электромаг-

нитного взаимодействия между перемещающимися относительно друг друга зубцами статора и ротора асинхронных электрических машин.

Поэтому возникло предположение, что аналогами гидромуфт могут быть асинхронные электрические машины (короткозамкнутые или с фазным ротором). Наиболее близким, даже по внешнему виду, аналогом тур-бомуфты является торцовый (аксиальный) асинхронный электродвигатель (см. рисунки 6.25 и 6.26).

Рисунок 6.25 - Фотография внешнего вид статора и ротора торцового асинхронного электрического двигателя АТДВ-10/3000.

Рисунок 6.26 - Фотография внешнего вида насосного и турбинного колёс гидромуфты без тора.

Теория и расчёт указанного асинхронного электродвигателя защищены в ЮРГТУ (НПИ) профессором Стрельцовым И. П. в его докторской диссертации.

Приведём обоснование этого предположения. Образование вихревого и циркуляционного движений связано, как известно, с поглощением механической энергии потока жидкости. Разрушение (исчезновение) этих видов течения жидкости приводит к преобразованию энергии. В принятой здесь схеме передачи энергии в зазоре (см. рисунок 6.27) преобразование энергии происходит при скольжении непрерывно в процессе, при котором одна лопасть проходит мимо другой, когда кромками лопастей осуществляется разрушение вихрей и циркуляционных линий потока жидкой среды.

насосное турбинное

колесо колесо

разделительная перегородка

а)

момент разрушения вихря

Г

б)

Рисунок 6.27 - Предположительная качественная картина силового взаимодействия лопастей гидромуфты в области её рабочего зазора: а - течение с разделительной перегородкой; б - картина возникновения, развития и разрушения вихревых и циркуляционных потоков при относительном скольжении колёс.

Это аналогично силовому взаимодействию электромагнитных полей с зубцами ротора и статора при их относительном движении [74].

I = I

Разные скорости вращения лопастных колёс, вызванные внешней нагрузкой на вал турбины, приводят к появлению относительного скольжения колёс и связанному с ним вихревого поля в зазоре. Всё это вполне сходно с принципом преобразования энергии в асинхронных электрических двигателях [74]. Здесь разные угловые скорости вращающихся магнитных полей статора и ротора, вызванные внешней нагрузкой на силовой вал последнего, приводят к пересечению магнитных силовых линий статора обмотками ротора и возникновению тока в его обмотках. Это приводит к появлению соответствующего тока в обмотках статора и - к преобразованию электрической энергии в механическую энергию вращающегося вала ротора.

На основе выявленных здесь признаков физического сходства рассматриваемых машин можно ответить на многие поставленные выше вопросы.

В гидромуфтах и в асинхронных двигателях решающую роль в снижении крутящего момента и передаваемой энергии, особенно на нерасчётных режимах (со скольжением, большим критического, соответствующего максимальному крутящему моменту), играет потеря механической энергии. В гидромуфтах, это, в основном, вихреобразования. В ЭАД это паразитные моменты, вызванные гармониками более высокого порядка [74].

Отметим, что лопастные гидромуфты, так же, как и асинхронные электродвигатели, имеют: двигательный режим, генераторный режим, режим противовращения (тормозной режим), обгонный (генераторный) режим, а также - стоповый режим [74, 38, 39].

Изменения массы рабочей жидкости, заполняющей дополнительные объёмы гидромуфты, при наличии отверстий, соединяющих эти объёмы с рабочими объёмами основного круга циркуляции, влияет на изменение крутящего момента, развиваемого турбомуфтой. Это влияние аналогично влиянию электромагнитной массы ротора на создаваемый электродвигателем крутящий момент.

Регулирование гидромуфт степенью заполнения рабочей жидкостью аналогично регулированию асинхронных электродвигателей изменением электрического напряжения.

На рисунке 6. 28 показано, как, по нашему представлению, вся энергия гидромуфты, так же, как и в асинхронной электрической машине, передаётся через её рабочий зазор. Здесь показано, как, в случае с предполагаемой разделительной перегородкой, насосное колесо вращается без передачи энергии турбинному колесу. Здесь под действием центробежных сил в каждом межлопастном пространстве колёс формируется своё силовое статическое гидравлическое поле, вращающееся с угловой скоростью либо насосного колеса, либо турбинного колеса, соответственно. Чтобы муфта стала работать, нужно удалить из зазора непроницаемую для жидкости разделительную перегородку. После удаления перегородки показано (см. рисунок 6. 28б), как при скольжении колёс периодически возникают и исчезают вихри в рабочем зазоре межлопаточного пространства, которые являются причиной возникновения циркуляционных потоков, воздействующих на лопасти насоса и турбины [33, 34]. Здесь показано, как на переднюю стенку лопасти насоса осуществляется силовое воздействие с тормозящим эффектом, а на заднюю стенку лопасти турбины -с ускоряющим эффектом. При этом статическое давление жидкости в зазоре будет меньше давления жидкости в рабочих колесах. Чем больше скольжение гидромуфты, тем больше угловая скорость вихрей в зазоре и меньше давление жидкости внутри этих вихрей. Этим объясняется отмеченное ранее свойство рабочих колёс гидромуфт стягиваться при увеличении нагрузки.

Наряду с этим отметим, что признаки физического сходства наблюдается здесь также и между ростом скорости перетекания жидкости из насосного колеса в турбинное колесо и - обратно и увеличением электрического тока в обмотках ротора и соответствующего ему тока в обмотках статора,

которое происходит только при скольжении, вызванном ростом внешней нагрузки.

Аналогичные процессы происходят также и при стоповых режимах работы сравниваемых машин, когда из-за непреодолимой внешней нагрузки на силовой вал машины, последний останавливается, и вся потребляемая извне энергия переходит в тепло.

В заключение отметим, что, поскольку аналогичными явлениями считаются только явления разной физической природы, описываемые одними и теми же математическими уравнениями, то, по нашему мнению, поскольку уравнения, описывающие работу указанных машин - разные, то эти машины можно сравнивать между собой только исходя из принципов их физической сходства, а не с позиции их аналогии.

В заключение следует отметить ведущую роль ныне покойного профессора Г.М. Водяника в формировании основных положений и принципов физического сходства лопастных гидромуфт и асинхронных электрических двигателей, изложенных выше и опубликованных в [33,34].

6.4 Метод и результаты исследования динамических режимов работы объёмного гидравлического привода с ЭД как единой электрогидромеханической системы

Здесь излагается метод и результаты исследования динамических режимов совместной работы объёмного гидравлического привода с ЭД. Отличие этого метода от известных состоит в том, что здесь указанный гидравлический привод, работающий с ЭД, рассматривается как единая электрогидромеханическая система с подвижными границами жидких сред в её гидравлических каналах.

6.4.1. Техническая и физическая модели электрогидропривода

В качестве технической модели силового объёмного электрогидравлического привода здесь использовалась модель объёмной гидромуфты - объёмного преобразователя скорости (рисунок 6.29).

Рисунок 6.29 - Вид объёмной гидромуфты (в разрезе).

Рисунок 6.30 - Расчётная схема привода с объёмной и лопастной гидромуфтами.

Объёмная гидромуфта - объёмный преобразователь скорости состоит из объёмного аксиально-поршневого гидронасоса 1 и одноимённого гидромотора 2, которые расположены в одном корпусе.

Расчётная схема привода с объёмной и лопастной гидромуфтами показана на рисунке 6.30. Здесь указанные выше объёмные насос и мотор обозначены цифрами 3 и 4, соответственно. Гидравлическая система привода состоит из основного бака 8, предназначенного для хранения рабочей жидкости, электрических двигателей (ЭД) 1 и 2, а также - подкачивающего лопастного насоса. В качестве источника внешних нагрузок здесь применялся вентилятор 6 с приводом от лопастной гидромуфты 5. Последние вместе с радиатором 7 входят в систему охлаждения двигателя КамАз-740. Цифрами в кружках отмечены датчики давления рабочей жидкости привода.

6.4.1.1 Особенности физических моделей гидромуфт лопастного и объёмного типа.

Главным отличием физических моделей гидромуфт лопастного и объёмного типа является следующее.

Необходимым условием передачи энергии гидромуфтой лопастного типа является, как уже было отмечено выше, наличие скольжения, т.е.

разности угловых скоростей валов насоса фн и турбины фТ . В этом проявляется описанное выше физическое сходство этих машин с электрическими асинхронными двигателями.

При передаче энергии с помощью гидромуфты объёмного типа наблюдается разность углов поворота валов насоса и мотора, т.е. разность углов (рН и <рМ. В этом проявляется физическое сходство этих машин с электрическими синхронными двигателями, которое будет описано ниже.

Кроме этого, в гидромуфтах лопастного типа ускорение фм вала мотора является независимым от ускорения фн вала насоса. В объёмных же гидромуфтах ускорения являются зависимыми друг от друга, так как они всегда связаны равенством:

фм = г\ноб ■ Г]МОб ■ фн Чм

Здесь г]ноб, т]моб, , - объёмные КПД, а также рабочие объёмы насоса и мотора, соответственно.

Дальнейшие исследования показали, что объёмная гидромуфта имеет физическое сходство с электрическим синхронным двигателем, т.е. является синхронной гидравлической машиной, так как угловые скорости валов этой машины - одинаковы. В ЭАД, как известно, угол поворота магнитного поля ротора отстаёт от угла поворота электромагнитного поля статора, причём, это отставание увеличивается с ростом нагрузки на вал ЭАД. Такое же явление происходит и в исследуемой здесь объёмной гидромуфте. Здесь отставание угла поворота вала гидромотора от угла поворота вала гидронасоса также растёт с увеличением нагрузки. Однако, это отставание обусловлено здесь

сжимаемостью рабочей жидкости привода, а также ростом объёмных потерь в гидромашинах.

6.4.2 Математическая и компьютерная модели электрогидроприводных систем с объёмными гидравлическими машинами

В исследуемых здесь моделях электрогидроприводных систем с объёмными гидравлическими машинами в качестве моделей источников электрической энергии использовались простейшие модели асинхронных и синхронных двигателей, а также двигателей постоянного тока равных мощностей. Наиболее полно исследовались модели асинхронных электрических двигателей, описываемых системой уравнений:

? ¿/г ? сИ,! У/, ,—+(рУ / =и, - щ ]=а • Л ]=а с1ср (6.1)

11 1 1 Ь = МЭ * У = а, Р, ё, Ч 2 1=а }=а ёф (6.2)

ЛФ=мэ -мСОПР -мн (6.3)

В эту систему входят неизвестные функции (размерность всех величин в данной статье даётся в СИ): угол ) поворота вала электрической машины, а также проекции ¡а, ¡р, ^, 1ч электрических токов в обмотках статора и ротора (индексы а и р, ё ид, соответственно) на оси прямоугольных систем координат, жёстко связанных со статором (а и р) и ротором (ё и д), соответственно. В этих уравнениях: Яг и и (* = а,р, ё, д) - соответственно, электрические сопротивления обмоток статора и ротора, а также - электрические напряжения на концах этих обмоток; Ц ] - соответствующие нижним индексам (1, у = а,р, ё, д) индуктивности обмоток статора и ротора ЭД как обобщённой двухфазной электрической машины [69].

В этих уравнениях мэ - электромагнитный момент, создаваемый электрическим двигателем (ЭД); Мтр - момент сил трения, препятствующих вращению вала ротора ЭД; J Е, - суммарный момент инерции, учитывающий инерционность вращающихся частей, как самого ротора электродвигателя, так и приведенную к валу ротора инерционность вращающихся частей насоса; Мн - вращающий момент на валу объёмного насоса.

Электромагнитный момент МЭ АЭД здесь представлялся в виде [9]:

т г/- • • • \

мэ =— Р • зР^та - ^за ^тР ) (6.4)

Здесь т - число фаз; р - число пар полюсов.

Момент Мсопр сил сопротивления движению определялся равенством:

мсопр = кс0пр 'ф. (6.5)

Вращающий момент Мя на валу указанного насоса вычислялся на основе закона сохранения и превращения энергии для объёмных гидромашин:

МН =— АРн • ^Л (6.6)

Здесь QН - действительная (с учётом объёмного КПД) подача (расход) рабочей жидкости, обеспечиваемая объёмным гидронасосом;соН =ф- угловая скорость вала объёмного гидронасоса; АрН - повышение давления рабочей жидкости в объёмном насосе, определяемое равенством:

Арн = рн.ВЬК х2, Х2 , Х 2 ) — рн.ВХ (Л Х1, Х1, Х1 ) (6.7)

Здесь: х2, х2, х 2 - соответственно, координата, скорость и ускорение фронта жидкости, заполняющей магистраль после объёмного

насоса; х15 х15 х1 - одноимённые параметры, относящиеся к уровню (фронту) жидкости в баке. В

соотношении (6.6) функции рНВЬХ (,х2,х2,х2) и рНВХ (¿, х1, х1, х1), обо-

значающие, как уже было указано выше, давление жидкости на выходе и входе в объёмный насос, соответственно, определяются равенствами:

Рн.ВЫХ (У, Х2, Х2 , Х2 ) = р(У, Х2 ) ^ р(х2 — Р Н.ВЫХ ) ' Х2 ^

+ + £ ^ ] . .2 +Арм (у) (68)

и^ 1=1

рН .ВХ (у, х1, х1, х1) = рБ (у, х1) Б Х1 + Р Б .ВыХ —Н .ВХ ) ' Х1

&ТР

Р — г Р гт ^ 1

Р^-+(^)2] }. 1• X? +

^^^ ТР ] 2

+АРн.л (у). (6.9)

Эти функции получены на основе подхода Лагранжа из обобщённых уравнений Бернулли для двух участков магистралей. Первый участок (соотношение (6.8)): от выхода из объёмного насоса до фронта жидкости, заполняющей канал участка магистрали после гидронасоса. Второй участок (соотношение (6.9)): от уровня жидкости в баке до входа в объёмный насос.

В соотношении (6.8) р(У, х2) - давление на подвижной границе жидкости, например на границе жидкости, заполняющей канал после объёмного

насоса; Р Н ВЫХ - координата точки магистрали на выходе из объёмного

насоса; ,&ТР, - диаметр и площадь канала трубопровода после объёмного

к

насоса, соответственно; ^^ - сумма коэффициентов местных потерь напора

I=1

жидкости на указанном участке магистрали; Л - коэффициент путевых потерь напора жидкости; АрМ (У) положительная величина, равная разности давлений жидкости на входе и выходе из гидромотора, определяемая аналогичным соотношению (6.8) равенством:

ЛРм (У) = 7^7 • Мм (У) • Ом (У) (6.10)

Ум (У)

Индекс "м" указывает здесь, что все соответствующие параметры относятся к гидромотору.

В соотношении (6.9): рБ (¿, х1) - давление в газовой полости бака; IБ -высота бака; ^ БВЫХ _Н ,Вх - длина магистрали от выхода из бака до входа в объёмный гидронасос; <уБ, ёБ - площадь сечения и диаметр бака, соответственно; АрН Л (^) повышение давления жидкости в подкачивающем лопастном насосе.

6.4.3 Особенности моделирования электрогидроприводных систем с объёмными гидравлическими машинами.

Методы расчёта динамических режимов работы электрогидромеханических систем с лопастными и объёмными гидравлическими машинами существенно отличаются. Это обусловлено разными принципами работы этих машин.

Как известно, лопастные машины - "проточные": здесь вход в машину постоянно и свободно сообщается с выходом через каналы между лопастями. Объёмные же машины, наоборот - "герметичные": здесь вход в машину постоянно и герметично разобщён с выходом. Поэтому заполнение канала с объёмным насосом (в отличие канала с лопастным насосом), а также движение жидкости по каналу с объёмным насосом возможно только при вращении вала его привода. В связи с этим функции х(1) и ф(г) - уже не являются здесь независимыми, как в случае с лопастным насосом. Положение х(]) подвижной границы жидкости в этом случае уже непосредственно зависит от угла ф(1) поворота вала объёмного насоса. В связи с этим расчёт динамических режимов работы электрогидравлических систем с объёмными гидромашинами сводится только к решению системы уравнений (6.1) - (6.3). При этом скорости и ускорения подвижных границ жидкости, т.е. х(1) и х(1), определяются функциям ф{г) и ф{г). Неиз-

вестные функции: ), ср(г) и ц (1) определяются здесь в ходе расчётов, в процессе математического моделирования единой электрогидромеханической системы.

Итак, описанным выше способом математическая модель динамических режимов работы электрогидропривода с объёмными гидравлическими машинами и ампулизированной гидравлической системой была сведена к приведенной и описанной выше системе алгебраических и обыкновенных нелинейных дифференциальных уравнений (6.1) - (6.10). На её основе был разработан метод расчёта динамических режимов работы объёмного гидравлического привода с ЭД как единой электрогидромеханической системы.

Созданы программы расчёта и моделирования электрогидропривода на ЭВМ в математической среде MathCAD. Адекватность моделирования подтверждена данными исследований, выполненных на экспериментальных комплексах, описанных во второй главе.

Ниже представлена математическая модель динамики запуска асинхронного электрического двигателя с силовым объёмным гидравлическим приводом в виде объёмной гидромуфты.

6.4.4. Основные расчётные соотношения

Основные соотношения, определяющие внешнюю нагрузку определяются равенствами:

= 0.026

МНАГР = 0 если t < 1НАГР 95

МНЛП>=—{сот)2^-^НАГрУ)если1>1НАП>

нагр 0 если t < 2~р ^нагр = °-5 • 0 - е~5(1~1шгг)) если Г > 1НАГР

Основные эксплуатационные параметры гидромашин, входящих в состав объёмного преобразователя скорости:

ктрн = 0.0095 ктрм = 0.0095 //ноб = 0.95 //моб = 0.95 /д = 0.0145 Зм = 0.0145

ЗгЪ = /г + /д + (/м + УДЖР )/ноб ■ г/моб Здесь ктрн, ктрм - коэффициенты трения объёмного насоса и мотора, соответственно; /ноб, /моб - объёмные КПД насоса и мотора, соответственно; /д, /м - моменты инерции вращающихся частей насоса и мотора, соответственно; ЗгЪ - суммарный момент инерции вращающихся частей привода.

Остальные эксплуатационные параметры и динамические характеристики аксиально-поршневых машин рассчитываются по отдельной программе, которая из-за большого объёма здесь не приводится.

Уравнения для расчёта электрического напряжения в обмотках статора и ротора ЭАД представлены в виде:

иа = иСЕТИ СО8(1570

и*Р = УСЕТИ ^Ч157^

и = 0

га

игр= 0

Уравнения для расчёта электрических токов в обмотках статора ЭАД:

= 4 (Уда - К'аа) + ЦУГа + ^аа) + Д4 ' Кр + ' ■ КрЖ ' Р ж1да ЦЦ - ь2

= Ьг (Ц,р- Я.Лр) + Ц(игр + ККр) - Ь(Ьг • Ка + Ь ■ Р

ж1др ьц - Ц

Уравнения для расчёта электрических токов в обмотках ротора ЭАД:

^ =-Ц (Уга + ЯКа) + Ц(-иш + Яд1да) - Ц (Ц ' Кр + Ь ■ Кр Ж ■ Р

жга ьц - ь2

= (ЦГр + ККр) + Ь(-Цдр + ЯдКр ) + Ц (Ьг • Ка + Ь ■ Ка)Ж ■ Р

жгр ьц - ц

Уравнения для расчёта электромагнитного момента Мэ, развиваемого ЭАД:

3

МЭ =- Рь(ЬрКа- ЬаКр )

Принятые здесь обозначения для электрических машин такие же, как в п.5.2.1.

Уравнения для расчёта углов поворота вала насоса и мотора объёмной гидромуфты:

фн = —(Мэ - (ктрг + ктрн + ктрм ■ щобт] ■ моб)фн -МНАГР ) ,/гХ

фм = щоб ■ Г)МОб ■ фн

Равенства для расчёта вращающих моментов, развиваемых валом насоса и мотора объёмной гидромуфты:

мн =МЭ -ктрн ■ фн - (]г + ]н)фн

Мм = мнагр + ктРМ ■ Фм + Ом + 0 нагр )Фм

Л 2ж ^

Арн = — Мн цм

Арм =-Мм

цм

Здесь (рн ,фм - углы поворота валов насоса и мотора, соответственно; Мд, Мм - вращающие моменты на валах насоса и мотора, соответственно; Арн, Арм, цн, дм - перепады давления рабочей жидкости на гидронасосе и

гидромоторе, а также их рабочие объёмы, соответственно.

Основные характеристики насоса и мотора как многопоршневых объёмных гидромашин:

МНЕ =МНЕ (<рнлрн) 6яе =6яеоя>я) Ммъ =МмЛ(РмЛрм) Ом е = Ом е ((м ,

Фм)

йнъ=(2нА(Рн,Фн,Фн) рассчитываются по отдельной программе.

Здесь МДЕ, ММЕ - вращающие моменты на валах насоса и мотора, учитывающие работу всех поршней объёмных машин, соответственно; 0НЕ, 0МЕ -

объёмный расход жидкости через насос и мотор, учитывающие подачу всех цилиндров, соответственно; ()ДЕ - производная по времени от объёмной подачи насоса.

Основные соотношения для расчёта процесса опорожнения ампулизи-рованной гидросистемы (АГС) при запуске электрогидравлического привода

_ йн I

ХБАКА „

^БАКА

^ 6я£

ЛБАКА „

^БАКА

рнех\ = рбака - рж(Ь 11 - х1 + Е\ 2 ■ Ы 2)хБ

Л рж(Е\22-\ + Л-(^^ + Е\22^) + ^Е\22)хБАЫ2 рж-ё

рнвых = Арм - Армвхпотерь Арн1 = рнвых - рнвх1 МнИ = МиЦср, Арн1)

Обозначения параметров АГС привода.

Здесь хБАКА - ускорение уровня жидкости в баке ампулизированной гидравлической системы привода; хБАКА - скорость уровня жидкости в баке; 8БАКА -площадь бака; рнвх\ - давление на входе в объёмный насос; рбака - давление в баке; рж - плотность рабочей жидкости привода; Ь11 - высота бака; х1 -координата уровня жидкости в баке (см. рисунок 6.30); Е12 - отношение площадей бака и канала, соответственно; И2 - длина канала на входе в насос; Б1 - диаметр бака; Б2 - диаметр канала на входе в насос; X - коэффициент путевых потерь жидкости; £ - коэффициент местного гидравлического сопротивления (клапана на входе в насос); ъ1 - высота расположения входной горловины бака над произвольным горизонтальным уровнем; рнвых -давление на выходе из объёмного насоса; рмвх - давление на входе в объёмный гидромотор; рмвых - давление жидкости на выходе из объёмного гид-

ромотора; Ьрмвхпотерь - потери давления жидкости в канале на входе в объёмный гидромотор.

6.4.5 Результаты исследований

Ниже представлены результаты компьютерного моделирования совместной работы ЭАД с гидромуфтой объёмного типа как единой электрогидромеханической системы. Так, на рисунке 6.31, показанном ниже, изображены особенности затухающего колебательного процесса, сопровождающего запуск привода с расчётной лопастной нагрузкой.

Рисунок 6.31 - Динамика запуска и работы гидропривода с объёмной гидромуфтой: а - картина периодического поступления электрической и механической энергии в привод при запуске системы с лопастной нагрузкой; б - картина периодического поступления механической энергии в привод;

Эти особенности проявляются в том, что при выходе привода на холостой ход, а также при запуске привода с лопастной нагрузкой валы электрических и гидравлических машин, входящих в состав привода, переходят на затухающий колебательный режим. Здесь основной режим периодически меняется на так называемый "обратимый режим". При этом режиме насос периодически передаёт энергию ротору, а ротор - статору. Эти особенности хорошо видны на рисунке 6.31а. Здесь показаны картины периодического поступления электрической энергии в привод. Здесь кривая 1- вращающий момент,

развиваемый электромагнитным полем ЭД; кривая 2 - момент, развиваемый гидромотором; кривая 3 - момент сопротивления внешней лопастной нагрузки. На рисунке 6.31б показано изменение мощности, потребляемой объёмным насосом (кривая 1), и мощности, создаваемой мотором (кривая 2), которые также периодически изменяют величину и знак в начале исследуемого процесса, подтверждая отмеченную выше особенность.

Другие особенности, подобные этой, хорошо видны на рисунке 6.32. Так, на рисунке 6.32а показана картина периодического изменения не только величины, но и знака перепада давления на насосе и моторе в начале запуска и работы привода с лопастной нагрузкой.

0.0 0.5 1.0 1.5 Ь с 0.0 0.5 1.0 1.5 и с

Рисунок 6.32 - Динамика запуска гидропривода с объёмной гидромуфтой: а -характер проявления обратимости гидромашин привода при его запуске; б -характер изменения подачи насоса на выходе из насоса и на входе в гидромотор при запуске и работе системы.

Здесь наблюдается полное физическое сходство лопастной и объёмной гидромуфты. Физический смысл колебательного процесса, наблюдаемого на холостом ходу электрогидропривода с гидромуфтой лопастного и объёмного типа, объясняется тем, что все машины, входящие в состав этого привода являются обратимыми. Обратимые явления, характерные для холостого хода электрических машин, подтверждаются экспериментами, выполненными

другими авторами (см. рисунок 6.20). На рисунке 6.20 в качестве примера показана осциллограмма процесса запуска и холостого хода асинхронного двигателя 4А250Б4 мощностью 75 кВт [74].

Кроме этого, исследования показывают, что объёмный гидропривод в виде совокупности поршневых объёмных гидромашин: объёмного гидронасоса и объёмного гидромотора, физически сходен с электрическим приводом в виде синхронного ЭД. Здесь вал привода насоса отстаёт от вала гидромотора не по угловой скорости (как в гидромуфтах и асинхронных ЭД), а только по углу вращения, как в синхронном двигателе. В последнем, как известно, также угол поворота вала ротора отстаёт от угла поворота электромагнитного поля статора, причём, это отставание увеличивается с ростом нагрузки на вал ЭАД. В исследуемом объёмном приводе отставание угла поворота вала гидромотора от угла поворота вала насоса также растёт с увеличением нагрузки. Однако, здесь это отставание обусловлено сжимаемостью рабочей жидкости привода, а также ростом объёмных потерь.

Современный уровень знаний эксплуатационных свойств электрических двигателей и гидромуфт объёмного типа показывает, что созданные здесь методы исследования, основанные на обобщённом моделировании этих машин, позволяют вполне удовлетворительно выявлять особенности их совместной работы как единых электрогидромеханических систем.

6.5. Метод и результаты исследования динамических режимов работы системы объёмных гидроприводов с дизелем как единой теплогидромеханической системы

6.5.1 Техническая модель системы объёмных гидроприводов с дизелем

Конструктивная особенность моделируемого здесь объёмного гидропривода состоит в том, что этот привод представляет собой объёмную гидропри-

водную систему, которая работает с дизелем мощность 240 л.с. (см. рисунок 6.33).

Система имеет две гидравлические линии: одну - для привода вентилятора, например, помещения машинного зала первой секции тепловоза, а другую - для привода вентилятора помещения второй секции.

Рисунок 6.33. Схема расчёта дизеля с системой объёмных гидроприводов.

В качестве основной модели гидромашин исследуемой системы приводов здесь выбрана модель объёмной обратимой гидравлической машины типа ГМ35.

6.5.2 Математическая модель системы объёмных гидроприводов с дизелем

Соотношения для расчёта углов поворота валов объёмных гидромашин системы приводов представлены ниже.

рн\ - 0 если 0 < t < 3 иначе рн1 = 2 •рдв • (1 - е-ксч (t -3)) (рн 2 = рн1

йн1

рм1 = Г]н1об • Г]м1об---рн1

qMl

ан2

рм2 = щ2об • тм2об---рн2

qM2

360 .

рдвгр =-рдв

рдв = р

Здесь рдвгр - угол поворота вала дизеля в градусах; рдв, р - углы поворота вала дизеля в радианах; рн1, рн2, рм1, рм2 - углы поворота (в радианах) валов насосов и моторов, соответственно.

Соотношения для расчёта угловых скоростей вращения валов объёмных гидромашин системы приводов:

(он\ - 0 если 0 < t < 3 иначе сон 1 = 2 •с (1 - е-ксч (t-3)) сон 2 = ан1

qu1

ам1 = ?]н1об • ?]м1об---ан1

qм1

ам2 = щ2об • г]м2об • Т!2 • а)н2

qм2

Здесь ан1, ан2, ам1, ам2 - угловые скорости вращения валов насосов и моторов, соответственно; щоб1, т]ноб2, тмоб1, г]моб2 - объёмные КПД насосов и моторов, соответственно.

Ниже представлены характеристика подачи топлива и индикаторные параметры дизеля.

тгор = 0.0000528 ecirut < О тгор = 0.0000528 + 0.000528(1 -е) если0 <t < 3 тгор = 3.141 ЛОГ3 + 0.0066(1 -e~feoW^3)) еслиI > 3

. 0.461 - 0.233

т = 0.233 +-(n- 400)

850 - 400

pilla = тгор- Qrop- /// ^

Vh •20•n

р1Па

Р1 =---;-

0.981-105 Па

Мг = — тгор- О гор- /// со

Здесь тгор - массовый расход подаваемого горючего, кг/с; / - время процесса; п - частота вращения вала дизеля, об/мин; УН - суммарный объём цилиндров двигателя; ^ - индикаторный КПД дизеля; р1Па - индикаторное

Л

давление, Па; р1 - индикаторное давление, кгс/см ; Огор-- низшая теплотворная способность горючего, Дж/кг; Мi - вращающий индикаторный момент, развиваемый валом двигателя.

Характеристика внешней нагрузки:

Арм! = 0 если 0 < ^ <11НАГР

Лрм\ = км\ ■ 200 • 0.981-105 • (1 - ) если ХНАГР < Г < Хшгр

Лрм1 = км1 - 200 - 0.981 -105 - (1 - е-кнагр(1 -гнагр)) + +кперегрм1 -км1-200- 0.981-105 - (1 - е-кнагр(1-'перегр)) если гперегр <г Арм2 = 0 если 0 <t < tHAГP

¿^м2 = км2-200-0.9Ъ\Л05 ■(\-екнагр(1-Ыагр))если ^А1Т

Лрм2 = км2 - 200 - 0.981 -105 - (1 - е-кнагр(-гнагр)) +

+кперегрм2- км2 - 200 - 0.981-105 - (1 - е-кнагр(1-'перегр)) если гперегр <г

Арн1 = Лрм1

Лрн2 = Лрм2

Мн1 = МнЪ(рн1, Лрн1, рн1вс) Мн2 = МнЪ(рн2, Лрн2, рн2вс) Мсопр = ксопр - со2 Мнагр = 0 если 0 < / < 11ПП, иначе Мнагр = Мн1 + Мн2

Уравнение движения вала дизеля с двумя насосами системой объёмных гидроприводов: