Моделирование рабочего процесса оборудования с возвратно-поступательным движением рабочего органа (на примере энергосберегающего трёхскоростного привода пресса) тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, кандидат наук Вялов Сергей Алифтинович

• Вялов Сергей Алифтинович
• кандидат наук
• 2023

Оглавление диссертации кандидат наук Вялов Сергей Алифтинович

ВВЕДЕНИЕ

1 АНАЛИЗ ЭНЕРГОСБЕРЕГАЮЩИХ СИСТЕМ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ МАШИН И МЕХАНИЗМОВ В МАШИНОСТРОЕНИИ

1.1 Энергосбережение при испытаниях гидравлических машин

1.1.1 Энергосбережение при испытаниях гидравлических насосов

и моторов

1.1.2 Энергосбережение при испытаниях гидравлических цилиндров

1.2 Энергосбережение в системах приводов машин и механизмов

1.2.1 Энергосбережение в гидроприводах машин и механизмов, оборудованных гидропневмоаккумуляторами

1.2.2 Энергосбережение при работе оборудования со смешанными системами приводов

1.2.3 Гидромеханическая система энергосберегающего привода лесопожарной грунтометательной машины

1.3 Энергосбережение за счёт рационализации источника гидравлического питания систем приводов машин и механизмов

1.3.1 Разгрузочный гидравлический клапан КПР

1.3.2 Автоматический разгрузочный гидроклапан КХД

1.3.3 Автомат разгрузки гидравлического привода

с дифференциальным клапаном

1.4 Выводы по главе

2 РАЗРАБОТКА И МОДЕЛИРОВАНИЕ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ ЭНЕРГОЭФФЕКТИВНОГО ТРЁХСКОРОСТНОГО

ПРИВОД А ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ

2.1 Математическое моделирование гидромеханической системы

трёхскоростного привода возвратно-поступательного движения

2.1.1 Моделирование гидравлической системы базового варианта трёхскоростного привода возвратно-поступательного движения

2.1.1.1 Моделирование гидравлического привода трёхскоростного возвратно-поступательного движения при рабочем ходе пуансона

2.1.1.2 Моделирование гидравлической системы трёхскоростного привода возвратно-поступательного движения при прессовании

2.1.1.3 Моделирование гидравлической системы энергоэффективного трёхскоростного привода возвратно-поступательного движения

при обратном ходе пуансона

2.1.1.4 Моделирование гидравлической системы трёхскоростного привода возвратно-поступательного движения при быстром подводе пуансона

2.1.2 Моделирование механической системы трёхскоростного привода возвратно-поступательного движения

2.2 Разработка гидромеханической системы энергоэффективного трёхскоростного привода возвратно-поступательного движения

2.2.1 Энергоэффективный трёхскоростной привод возвратно-поступательного движения с насосно-аккумуляторным источником

45

питания, оснащённым АРГП

2.2.2 Энергоэффективный трёхскоростной привод возвратно-поступательного движения с независимым управлением скоростями

45

основных и вспомогательных движений

2.3 Математическое моделирование автомата разгрузки гидропривода для энергоэффективного трёхскоростного привода возвратно

47

поступательного движения

2.4 Выводы по главе

3 РЕЗУЛЬТАТЫ ЧИСЛЕННОГО ЭКСПЕРИМЕНТА ПО ИССЛЕДОВАНИЮ

ЭНЕРГОЭФФЕКТИВНОГО ТРЁХСКОРОСТНОГО ПРИВОДА ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ

3.1 Расчёт и описание технологического процесса функционирования гидромеханического привода с источником питания, оснащённым автоматом разгрузки гидропривода

3.2 Расчёт изменения параметров насосно-аккумуляторного источника питания гидравлической системы, оснащённой автоматом разгрузки гидропривода

3.3 Расчёт и исследование влияния конструктивных параметров автомата разгрузки гидропривода на его основные функциональные характеристики

3.3.1 Изменение основных характеристик системы в зависимости 66 от величины нагрузки на траверсе

3.3.2 Изменение основных характеристик системы в зависимости

от величины рабочего объёма аккумулятора

3.3.3 Изменение основных характеристик системы в зависимости

от величины давления зарядки аккумулятора

3.3.4 Изменение основных характеристик системы в зависимости

от величины диаметра плунжера

3.3.5 Изменение основных характеристик системы в зависимости

от величины силы предварительного сжатия пружины плунжера

3.3.6 Изменение основных характеристик системы в зависимости

от величины коэффициента жёсткости пружины плунжера

3.3.7 Изменение основных характеристик системы в зависимости

от величины внутреннего диаметра дифференциального клапана

3.3.8 Изменение основных характеристик системы в зависимости

от величины наружного диаметра дифференциального клапана

3.3.9 Изменение основных характеристик системы в зависимости от величины силы предварительного сжатия пружины дифференциального клапана

3.3.10 Изменение основных характеристик системы в зависимости от величины коэффициента жёсткости пружины

дифференциального клапана

3.3.11 Изменение основных характеристик системы в зависимости от величины зазора между плунжером и затвором

95

разгрузочного клапана

3.3.12 Изменение основных характеристик системы в зависимости

от величины диаметра проходного отверстия переливного (разгрузочного) клапана

3.4 Расчёт основных функциональных параметров различных вариантов схемы энергоэффективного трёхскоростного привода возвратно-поступательного движения

3.5 Выводы по главе

4 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРИВЕДЁННОГО

КОЭФФИЦИЕНТА ОБЪЁМНОЙ ЖЁСТКОСТИ РУКАВОВ

ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ

4.1 Методика определения приведённого коэффициента объёмной

жёсткости рукавов высокого давления

4.2 Результаты испытаний по определению приведённого коэффициента объёмной жёсткости рукавов высокого давления

4.3 Выводы по главе

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Приложение А. Патент РФ на изобретение № 2774541 Автомат разгрузки

гидропривода

Приложение Б. Акт внедрения результатов диссертационной работы

в образовательный процесс

Приложение В. Акт испытаний

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Моделирование рабочего процесса оборудования с возвратно-поступательным движением рабочего органа (на примере энергосберегающего трёхскоростного привода пресса)»

ВВЕДЕНИЕ

Высокая цена энергоресурсов и всё возрастающее их потребление делают проблему энергосбережения при разработке, изготовлении и эксплуатации технологических систем все более актуальной. Существует два реальных пути экономии энергоресурсов: уменьшение их потребления и повышение энергетической эффективности при эксплуатации энергозатратных производств и оборудования.

Вопросам экономии энергии в технологических процессах уделяется значительное внимание как у нас в стране, так и за рубежом. Учёные решают глобальные проблемы, которые способствуют развитию энергосберегающих технологий [1-16]. Чтобы снизить энергопотребление машины, необходимо либо повысить эффективность компонентов, либо использовать энергию, которая теряется в процессе работы, путем регенерации либо рекуперации. Существует несколько базовых технологий, на которых строятся системы рекуперации: термическая, механическая (системы рекуперации на основе маховика или противовеса), электрическая, или гидравлическая [17-31], - здесь особо выделяется вопрос рекуперации энергии при испытаниях гидравлических машин [32-38]. Для решения поставленной проблемы во всём мире активно используется метод математического моделирования с последующими теоретическими исследованиями, которые позволяют уже на стадии проектирования производить расчёт ожидаемых характеристик проектируемого оборудования [39-84]. Здесь считаем необходимым отметить, что моделирование гидрофицированного технологического оборудования на уровне инженерных решений удобнее всего производить с использованием теории объёмной жёсткости [85-104].

Многие, в том числе и российские, учёные занимаются исследованиями энергоэффективности технологического оборудования и моделированием технических систем в различных отраслях промышленности, среди них Б. Ч. Месхи, А. Н. Чукарин, А. Н. Бескопыльный, В. П. Жаров, М. В. Драпалюк, П. И.

Попиков, И. М. Бартенев, В. И. Посметьев, В. О. Никонов, В. Е. Щерба, В. С. Щербаков, Н. С. Галдин, Л. А. Хмара, В. П. Чмиль, М. М. Карпенко, И. А. Лагерев, А. В. Лагерев, В. И. Таричко, А. Ю. Пелипенко, А. Т. Рыбак и многие другие.

Цель работы заключается в повышении энергоэффективности и производительности оборудования с возвратно-поступательным движением рабочего органа, оснащённого трёхскоростным гидромеханическим приводом, за счёт усовершенствования методики моделирования и расчёта и проектирования параметров его технологического процесса.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

1. Провести анализ известных методов повышения энергоэффективности гидравлических приводов машин и технологического оборудования.

2. Изучить конструкции гидравлических приводов машин и технологического оборудования, оснащённых энергоэффективными приводами.

3. Предложить способ повышения энергоэффективности регулируемого гидравлического привода возвратно-поступательного движения рабочего органа.

4. Разработать схему регулируемого гидромеханического привода технологического оборудования, оснащённого энергоэффективным источником питания.

5. Разработать математическую модель регулируемого гидропривода технологического оборудования с энергоэффективным источником питания на базе автомата разгрузки гидравлического привода (АРГП) с дифференциальным клапаном.

6. Экспериментально определить приведенный коэффициент объёмной жёсткости рукавов высокого давления (РВД), необходимый для проведения численного эксперимента по исследованию технологических параметров гидромеханического привода технологического оборудования.

7. Провести численный эксперимент, направленный на выявление конструктивных параметров автомата разгрузки гидропривода, оказывающих

наибольшее влияние на функциональные характеристики системы питания, для учёта их при проведении предварительного расчёта привода гидромеханического привода технологического оборудования, оснащённого энергоэффективным источником питания на базе АРГП.

8. Произвести теоретическое обоснование схемотехнического решения энергоэффективного регулируемого гидромеханического привода технологического оборудования, обеспечивающего наибольшую эффективность при его эксплуатации.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1. На основе математического моделирования гидромеханической системы трёхскоростного привода возвратно-поступательного движения получены аналитические зависимости, позволяющие теоретически выявить функциональные характеристики системы (п. 4 и 6 паспорта научной специальности).

2. Теоретически обоснована возможность повышения энергетической эффективности трёхскоростного привода объекта исследования за счёт разделения управления основным и вспомогательным движениями (п. 4 и 6 паспорта научной специальности).

Теоретическая значимость работы

1. Разработанная математическая модель позволяет исследовать изменение динамических свойств гидромеханического трёхскоростного привода технологического оборудования, оснащённого автоматом разгрузки гидропривода.

2. Теоретические исследования трёхскоростного привода позволили выявить влияние конструктивных параметров АРГП на его функциональные характеристики.

Практическая значимость работы

1. Предложенный метод расчёта и проектирования трёхскоростного привода технологического оборудования возвратно-поступательного движения позволяет

улучшать эксплуатационные характеристики привода, включая увеличение его КПД.

2. Разработанное программное обеспечение позволяет уже на стадии проектирования производить численные эксперименты по оценке энергоэффективности предлагаемого привода.

3. Проведенный численный эксперимент показал, что за счёт разделения управления основным и вспомогательным движениями достигается повышение КПД более чем на 30%.

Методы исследования. Для решения поставленных задач применялись следующие методы:

- математическое моделирование гидромеханического трёхскоростного привода с источником питания на базе автомата разгрузки гидропривода, производившееся на основе теории объёмной жёсткости, учитывающей объёмную жёсткость гидравлических элементов;

- исследования кинематики привода, статики и динамики гидросистемы;

- методы и положения аналитической, теоретической и экспериментальной механики, гидравлики и теории упругости, численные методы решения дифференциальных уравнений;

- исследование математической модели и анализ работы элементов гидромеханической системы трёхскоростного привода осуществлялось с использованием специально разработанной программы решения дифференциальных уравнений в среде SimInTech.

Объект исследования. Объектом исследования является гидромеханическая система трёхскоростного привода технологического оборудования, оснащённая системой питания на основе АРГП.

Предмет исследования. Предметом исследования являются процессы и теория энергосбережения в трёхскоростном приводе технологического оборудования с источником питания на базе АРГП.

Апробация работы. Материалы диссертации докладывались на международных и всероссийских научно-технических и научно-практических конференциях: Второй Всероссийской национальной научно-практической конференции «Экономико-правовые механизмы обеспечения национальной безопасности», Ростов-на-Дону, 2018 г.; Международной научно-практической конференции «Транспорт: наука, образование, производство (ТРАНСПОРТ)», Ростов-на-Дону, 2019-2020 гг.; XXIII Международной научно-технической конференции студентов и аспирантов «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика», Москва, 2019 г.; Всероссийской национальной научно-практической онлайн-конференции «Повышение эффективности технических систем», Ростов-на-Дону, 2020 г.; XIII Международной научно-практической конференции, посвященной 90-летию Донского государственного технического университета «Состояние и перспективы развития агропромышленного комплекса», Ростов-на-Дону, 2020 г.; Международной научно-практической конференции «Экологические риски и безопасность в машиностроении, ERSME 2020», Ростов-на-Дону, 2020 г.

Внедрение результатов работы

Полученные результаты научных исследований отражены в учебниках и пособиях, используемых в учебном процессе ФГБОУ ВО РГУПС при подготовке бакалавров и специалистов.

Результаты научно-исследовательской работы используются в производственном процессе завода «Техмаш» г. Шахты.

Публикации. По теме диссертации и опубликовано 11 работ, в том числе 4 статьи в журналах из перечня ВАК и 5 статьи в журналах SCOPUS, 1 патент на изобретение Российской Федерации.

Структура и объем диссертации. Работа включает в себя введение, четыре раздела, общие рекомендации и выводы, заключение, список литературы из 129 наименований и приложения, содержит 70 рисунков, основное содержание изложено на 138 страницах, приложения на 12 страницах.

1 АНАЛИЗ ЭНЕРГОСБЕРЕГАЮЩИХ СИСТЕМ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ

ПРИВОДОВ МАШИН И МЕХАНИЗМОВ В МАШИНОСТРОЕНИИ

На современном этапе развития машиностроения, при разработке технологических процессов, весьма серьёзной проблемой становится энергосбережение. Особую роль энергосбережение играет в работе регулируемых гидравлических приводов. Решению этой проблемы посвящаются работы многих исследователей как в нашей стране, так и за её пределами.

1.1 Энергосбережение при испытаниях гидравлических машин

1.1.1 Энергосбережение при испытаниях гидравлических насосов и моторов

На рисунке 1.1 представлена схема стенда, предназначенного для проведения испытаний, в том числе и ресурсных, гидростатических моторов и насосов с рекуперативной энергией [38].

1 2 3 4 5 6

13 12 11 10 9 8 7

Рисунок 1.1 - Схема рекуперативной системы привода испытаний гидростатических моторов и насосов

Предлагаемая рекуперативная схема системы привода испытаний гидростатических моторов и насосов работает следующим образом. Источник вращательного движения (электрический двигатель) 1 посредством механической передачи 3 передаёт, полученную из электрической сети энергию со своего вала 2 на вал гидравлического насоса 13, приводя его в движение. Насос 13, преобразуя полученную механическую энергию в гидравлическую энергию потока жидкости под давлением, передаёт её на вход гидравлического мотора 9, который приводит во вращение шкив 6 и тем самым возвращает (посредством механической передачи 5) полученную от гидронасоса энергию на вал самого насоса. На валу насоса 3 энергия, полученная от гидромотора, суммируется с энергией, полученной от электродвигателя, вновь преобразуется в гидравлическую энергию и поступает на вход гидромотора.

Следует отметить, что в предлагаемой схеме испытательного стенда механическая передача 5 (за счёт своей настройки), передавая вращение от гидромотора на гидронасос, пытается заставить вал последнего вращаться со скоростью большей, чем та, с которой он уже вращается, но это невозможно, а потому произойдёт повышение давления на входе гидромотора 9. Рост давления в напорной гидролинии 12 ограничивается настройкой предохранительного клапана 11. Обратный клапан 10 предназначен для шунтирования работы гидромотора во время его разгона и остановки, когда гидромотор 9 выступает в качестве насоса.

Таким образом, система элементов «гидронасос 13 - гидравлическая линия 12 - гидромотор 9 - механическая передача 5» превращается в контур рекуперации энергии, по которой «вращается» энергия, требуемая для испытания гидравлических машин. Источник первичной механической энергии (в данном случае электрический двигатель) 1 в представленной схеме требуется лишь для компенсации потерь энергии на преодоление сил внутреннего сопротивления перемещению элементов системы.

Предлагаемая рекуперативная система позволяет испытывать гидравлические машины вращательного действия высокой мощности на

номинальных режимах их работы при сравнительно низких потерях энергии во время проведении испытаний.

1.1.2 Энергосбережение при испытаниях гидравлических цилиндров

Испытания гидравлических цилиндров можно осуществлять как с пассивной, так и с активной рекуперацией энергии.

Стенд для испытания гидроцилиндров с пассивной рекуперацией энергии приведен на рисунке 1.2.

V) (V)

XX 12 11

Рисунок 1.2 - Стенд для испытаний гидроцилиндров с пассивной рекуперацией энергии

Суть работы стенда с пассивной рекуперацией энергии заключается в следующем.

Стенд имеет две гидравлические энергетические установки с гидронасосами 2 и 5. Гидронасос 2 создаёт давление в поршневых либо штоковых рабочих

камерах испытуемых гидроцилиндров 10 и 11. Вторая энергетическая установка предназначена для перемещения поршней испытуемых гидроцилиндров вправо либо влево, что обеспечивается гидравлическим распределителем 14. Гидравлический распределитель 15 предназначен для передачи давления от насоса 2 либо в поршневые, либо в штоковые полости испытуемых гидроцилиндров. Таким образом, штоки испытуемых гидроцилиндров находятся либо под сжимающим, либо под растягивающим статическим напряжением, а перемещение поршней осуществляется внешним движителем, что не соответствует действительной нагрузке поршней гидравлических цилиндров при их реальной эксплуатации, то есть установка испытываемых гидравлических цилиндров на стенде отличается от их установки на гидрофицированной машине, а следовательно, результаты ресурсных испытаний на описываемом стенде нельзя считать корректными [104].

Стенд ресурсных испытаний плунжерных гидроцилиндров с активной рекуперацией энергии представлен на рисунке 1.3.

ГЦ1

ГЦ2

Г/1 А т г " /1

КП2

Рисунок 1.3 - Стенд для испытания гидравлических цилиндров с активной

рекуперацией энергии

В отличие от стенда, изображенного на рисунке 1.2, в котором при испытаниях гидравлических цилиндров имеет место пассивная рекуперация энергии, на стенде, схема которого представлена на рисунке 1.3, при испытаниях гидроцилиндров происходит активная рекуперация энергии [6, 105].

Следует отметить, что в основе данного способа рекуперации энергии при испытаниях плунжерных гидравлических цилиндров лежит рекуперация энергии при испытаниях гидравлических машин вращательного движения, ранее рассмотренная нами на схеме рекуперативной системы привода испытаний гидростатических моторов и насосов (см. рисунок 1.1).

С целью осуществления испытания гидравлических цилиндров в разрыв напорной линии между гидронасосом ГН и гидромотором ГМ в рассмотренной выше схеме установлены испытуемые гидравлические цилиндры ГЦ1 и ГЦ2 с гидравлическим распределителем ГР. При работе стенда гидравлический поток жидкости под давлением, переносящий гидравлическую энергию от гидронасоса ГН к гидромотору ГМ, проходит через схему гидравлических цилиндров (испытуемых), где также происходит двойное преобразование энергии, суть которого состоит в следующем. Первый цилиндр, на который рабочая жидкость поступает от гидронасоса ГН, выполняет функцию гидравлического двигателя, преобразуя гидравлическую энергию потока рабочей жидкости, поступившей от гидронасоса, в механическую энергию движения собственного поршня. Последняя передаётся на поршень второго испытуемого цилиндра, выполняющего в этот момент времени функцию гидравлического насоса, и вновь происходит преобразование механической энергии движения поршня второго гидроцилиндра в гидравлическую энергию потока рабочей жидкости, направляемой далее на вход гидромотора ГМ, с последующей её рекуперацией и передачей на вал гидравлического насоса ГН.

Напорный клапан КП2 служит для создания требуемой нагрузки на испытуемых гидравлических цилиндрах.

Гидравлический распределитель ГР служит для переключения функций гидравлических цилиндров (гидравлический двигатель - гидравлический насос) в конце хода поршня каждого цилиндра.

Следует отметить, что испытательные стенды не предназначены для получения полезной работы, а потому системы рекуперации энергии в них имеют своей целью лишь обеспечение требуемого уровня мощности на испытуемых машинах при минимизации энергии, затрачиваемой для функционирования системы испытания. В связи с этим принципы, положенные в процесс рекуперации энергии в испытательных системах, не могут найти применение в приводах машин и механизмов, предназначенных для совершения реальной работы, при повышении коэффициента полезного действия систем их приводов.

1.2 Энергосбережение в системах приводов машин и механизмов

Опыт эксплуатации гидрофицированных машин и механизмов показывает, что значительное количество энергии теряется в машинах циклического действия, в которых на части цикла осуществляется подъём на некоторую высоту груза со значительной массой, а на части цикла происходит его опускание. В процессе опускания груза гидравлическая система привода выполняет функции торможения, при котором значительное количество потенциальной энергии переводится в тепловую с последующим её рассеиванием в окружающей среде.

1.2.1 Энергосбережение в гидроприводах машин и механизмов, оборудованных гидропневмоаккумуляторами

Одним из наиболее распространённых способов повышения энергоэффективности гидравлических приводов является накопление энергии в гидроаккумуляторе при вспомогательном движении рабочего органа и возврат её с систему во время его основного движения [17, 18].

Применение в системе гидравлического привода стрелы экскаватора, схема которого приведена на рисунке 1.4, трёхкамерного гидравлического цилиндра позволило довести экономию энергии при его эксплуатации на 50,1 %.

Рисунок 1.4 - Схема энергосберегающего гидравлического привода экскаватора

Суть работы этого привода с энергосбережением заключается в том, что при опускании стрелы экскаватора с грузом рабочая жидкость, вытесняемая из камеры С гидроцилиндра, накапливается в гидропневмоаккумуляторе, а при обратном ходе возвращается из гидропневмоаккумулятора в ту же полость, облегчая работу гидравлическому насосу.

Энергосбережение при работе гидравлического привода стрелы экскаватора, схема которого приведена на рисунке 1.5 [20], заключается в том, что при опускании груза рабочая жидкость из поршневых полостей гидроцилиндров ГЦ1 и ГЦ2 вытесняется в гидропневмоаккумулятор ПГА, а при подъёме стрелы возвращается в энергетическую систему привода. Но в отличие от схемы,

приведенной на рисунке 1.4, она возвращается не в рабочие полости гидроцилиндров, а на выход гидронасоса.

Рисунок 1.5 - Принципиальная гидравлическая энергосберегающая схема

гидропривода стрелы экскаватора

В схеме вилочного погрузчика, приведенной на рисунке 1.6, гидроаккумулятор, в отличие от гидроприводов, выполненных по схемам, приведенным на рисунках 1.4 и 1.5, отдаёт накопленную энергию не в зону высокого давления энергетической системы, а на вход гидравлического насоса, тем самым весьма существенно облегчая его работу, что и является сущностью рекуперации привода, выполненного по данной схеме.

Рисунок 1.6 - Гидравлическая схема рекуперации энергии вилочного погрузчика,

оснащённого гидропневмоаккумулятором

1.2.2 Энергосбережение при работе оборудования со смешанными системами приводов

В последние годы хорошо зарекомендовали себя смешанные, электрогидромеханические, системы рекуперации энергии в приводах машин и механизмов [22-25].

Особенность функционирования системы энергосберегающего смешанного привода вилочного экскаватора, приведенной на рисунке 1.7 [20], заключается в том, что в этой системе привода отсутствуют гидропневмоаккумуляторы. В качестве моторов здесь применены насосы-моторы НМ1 и НМ2, приводящие в действие в процессе опускания стрелы электрогенераторы, которые подзаряжают эректрические аккумуляторы. Те, в свою очередь, возвращают полученную энергию в силовую систему привода на других элементах рабочего цикла. Таким образом, электрическая энергия, вырабатываемая насос-моторами на части рабочего цикла, сокращает общие затраты энергии при работе данного электрогидромеханического привода.

Рисунок 1.7 - Схема энергосберегающего электрогидромеханического привода

вилочного погрузчика

Принципиальная сущность работы электрогидромеханической системы рекуперативного привода стрелы экскаватора, представленного на рисунке 1.8 [21], в целом не отличается от системы, приведенной на рисунке 1.7. Обе эти системы осуществляют рекуперацию энергии путём тройного её преобразования: механическая - гидравлическая - электрическая - механическая, которая вновь превращается в гидравлическую.

Принципиальное же различие этих двух систем заключается в том, что в схеме, приведенной на рисунке 1.8, функции гидравлического насоса и гидравлического мотора выполняют различные гидравлические машины. В этой схеме подъём стрелы осуществляется за счёт гидравлической энергии, вырабатываемой гидравлическим насосом 2, а электрический генератор 7 приводится в действие гидравлическим мотором 6. Электрическая энергия, выработанная электрическим генератором 7, накапливается в электрической

батарее либо в электрическом суперконденсаторе, а в нужный момент возвращается в энергетическую систему привода.

Рисунок 1.8 - Электрогидромеханическая система рекуперативного привода стрелы

На рисунке 1.9 приведена схема весьма оригинальной системы электрогидромеханической рекуперационной системы привода погрузчика Штате Ш-16Е5400 [24].

Скорость движения рабочих органов при поднятии груза здесь задаётся сервоприводом электрической машины М за счёт изменения частоты врашения вала гидравлической машины постоянного рабочего объёма НМ. Рекуперация же энергии осуществляется здесь за счёт того, что в режиме опускания груза гидравлическая машина НМ выполняет функции мотора, а электрическая машина становится генератором.

II I

Рисунок 1.9 - Электрогидромеханическая рекуперационная система привода

погрузчика Ниташс Ш-16Б5400

1.2.3 Гидромеханическая система энергосберегающего привода лесопожарной грунтометательной машины

Весьма значительное внимание энергосбережению уделяется в машинах и технологических комплексах лесохозяйственного направления.

На рисунке 1.10 приведена принципиальная гидравлическая схема энергосберегающего привода лесопожарной грунтометательной машины.

Машина предназначена для рыхления почвы и прокладывания противопожарных борозд в лесных массивах. Технологический процесс её функционирования заключается в том, что ножи, закреплённые на роторе-метателе и заглублённые в почву, разрыхляют и отбрасывают почву, создавая противопожарные полосы. При попадании ножей на подземные препятствия (корни растений, камни и т. п.) срабатывает предохранительный клапан и роторы-метатели тормозятся вплоть до полной остановки, а машина продолжает движение с неработающими роторами-метателями. Это ведёт к ухудшению

качества обработки и к значительной потере энергии на нагрев рабочей жидкости в предохранительном клапане. Кроме того, после полной остановки роторов-метателей их необходимо разгонять, на что также требуется время.

Рисунок 1.10 - Принципиальная гидравлическая схема энергосберегающего привода лесопожарной грунтометательной машины

Представленная конструкция лесопожарной грунтометательной машины с энергосберегающим гидроприводом [12, 14] лишена этих недостатков. При наезде роторов-метателей машины, выполненной по представленной схеме, на препятствие их вращение несколько замедляется, при этом излишек рабочей жидкости направляется в гидропневмоаккумулятор, за счёт чего происходит повышение рабочего давления в системе и ножи преодолевают помехи со стороны попавшего сопротивления. Но даже при кратковременной полной остановке ротора-метателя после освобождения его ножей скорость его вращения быстро восстанавливается за счёт энергии и объёма жидкости, накопившейся в аккумуляторе за время торможения.

1.3 Энергосбережение за счёт рационализации источника

гидравлического питания систем приводов машин и механизмов

Очевидно, что рассмотренные выше пути энергосбережения в приводах кранов, погрузчиков, экскаваторов и подобных машин обусловлены главным образом изменением массы рабочего органа в процессе его функционирования. Эти способы будут малоэффективны в гидравлических приводах технологического оборудования, когда совершение работы происходит при практически неизменной массе рабочего органа. В этих случаях более эффективным будет применение в приводах управляемых источников питания, в которых гидронасос функционирует на полную нагрузку лишь при выполнении полезной работы цикла, а во время холостого хода либо останова работает на накопление энергии для очередного рабочего хода.

Все источники расхода рабочей жидкости условно можно разделить на две большие группы: источники постоянного расхода и источники постоянного давления.

К первым относятся источники, оснащенные объёмными гидронасосами, производительность которых определяется конструкцией насоса и частотой вращения ведущего вала (двигателя). При необходимости изменения скорости выходного звена гидравлического привода в данном случае используются специальные средства: частотное регулирование, регулируемые насосы, регулируемые гидромоторы, дроссельное регулирование и др. Это весьма дорого в изготовлении и сравнительно сложно в обслуживании, а в случае с дроссельным регулированием приводит к большим потерям энергии и соответствующему выделению тепла, что вызывает разогрев рабочей жидкости и снижает надёжность функционирования гидропривода.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Вялов Сергей Алифтинович, 2023 год

/ /

г \ /

у \

р—' \ 1

0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4

Время 1. с

На рисунке 3.15 приведены графики изменения параметров движения поршня гидроцилиндра в зависимости от величины рабочего объёма аккумулятора.

Из рисунка видно, что с увеличением рабочего объёма аккумулятора увеличивается плавность хода поршня гидроцилиндра, что объясняется меньшей частотой изменения его рабочего давления.

0.5

л н о о л о и

о

и

ас -: : и

а? и

1

V

и л и

С

0.5

а

1.5 Время о

2.5

о

и

л" н о о л о и

о

и

ас ас

и и

и л и

1

0.5

-0.5

0

б

1 \ \ 2

1 г- г**-

0.5

1

1.5

2 2.5 Время X. с

3 5

Рисунок 3.15 - Изменение во времени параметров движения поршня гидроцилиндра при различных значениях величины рабочего объёма аккумулятора: а - У_асс = 1 л; б - Уасс = 5 л; 1 - скорость; 2 - перемещение

На рисунке 3.16. приведены графики изменения коэффициента полезного действия системы питания в зависимости от величины рабочего объёма аккумулятора.

Из рисунка видно, что увеличение рабочего объёма гидроаккумулятора ведёт к весьма незначительному (несущественному) увеличению КПД системы.

0.4

0.35

Сз. 0.3

0.25

¿£ 0.2

с: 0.15

0.1

0.05

0

а

0.4

о.

щ 0.3

СГ

П1 0.2

0.1

0

1 1.5 Вр&мя 1. с

б

Вр&мя 1. с

Рисунок 3.16 - Изменение во времени коэффициента полезного действия системы при различных значениях величины рабочего объёма аккумулятора:

а - V асс = 1 л; б - V асс = 5 л

3.3.3 Изменение основных характеристик системы в зависимости от величины давления зарядки аккумулятора

На рисунке 3.17 приведены графики изменения давления в различных точках системы в зависимости от величины давления зарядки аккумулятора.

Из рисунка видно, что увеличение давления зарядки гидропневмоаккумулятора ведёт к последствиям аналогичным увеличению его рабочего объёма, а именно к уменьшению частоты перезарядки аккумулятора.

Время 1, с

б I = : :

Рисунок 3.17 - Изменение во времени давления в различных точках гидравлической системы при различных значениях величины давления зарядки аккумулятора; а -р0_асс = 0,3 МПа; б -р0_асс = 1,5 МПа;

1 - выход гидравлического насоса; 2 - вход в гидроаккумулятор;

3 - рабочая камера автомата разгрузки

На рисунке 3.18 приведены графики изменения параметров движения поршня гидроцилиндра в зависимости от величины давления зарядки аккумулятора.

Рисунок подтверждает, что повышение давления предварительной зарядки аккумулятора приводит к последствиям аналогичным увеличению его рабочего объёма - к повышению плавности хода поршня гидроцилиндра ввиду уменьшения частоты дозарядки аккумулятора.

С : : : Г : : Г !

б Время с

Рисунок 3.18 - Изменение во времени параметров движения поршня гидроцилиндра при различных значениях величины давления зарядки аккумулятора: а -р0_асс = 0,3 МПа; б - р0_асс = 1,5 МПа;

1 - скорость; 2 - перемещение

На рисунке 3.19 приведены графики изменения коэффициента полезного действия системы питания в зависимости от величины давления зарядки аккумулятора.

Из рисунка видно, что повышение давления предварительной зарядки гидропневмоаккумулятора, аналогично увеличению его рабочего объёма, ведёт к увеличению КПД системы, но это повышение более существенное.

о. П.

а

о.ь

0.4

о.

Щ 0.3

п

1= 0.2

0.1

П

б

1.5 2 Время с

1.5 2

Время ^ с

Рисунок 3.19 - Изменение во времени коэффициента полезного действия системы при различных значениях величины давления зарядки аккумулятора:

а - Уасс = 1 л; б - Уасс = 5 л

3.3.4 Изменение основных характеристик системы в зависимости от величины диаметра плунжера

На рисунке 3.20 приведены графики изменения давления в различных точках системы в зависимости от величины диаметра плунжера.

Из графиков видно, что с увеличением диаметра плунжера уменьшаются величины и верхнего и нижнего значений давлений срабатывания автомата разгрузки гидропривода, что позволяет изменять настройку срабатывания АРГП.

с

0

Е

1

С

1=1

20 15 10 5 0

а

15

13 12 11

ю э а

7 6

5 ^

3 2 1 О

СП г

б

1 2 3

/

\

^ /

О

0.5

1.5 Время с

2.5

/

О / \ / 1 о

1 2 \ / 3

\ ! \ / \ /

^ У / \ ¿г—

\ / / к /

к / т

\

\

] ч

——

0.5

1.5 2

Время 1:. с

2.5

3.5

Рисунок 3.20 - Изменение во времени давления в различных точках гидравлической системы при различных значениях величины диаметра плунжера: а - О_р1 = 15 мм; б - О_р1 = 20 мм; 1 - выход гидравлического насоса; 2 - вход в гидроаккумулятор; 3 - рабочая камера автомата разгрузки

На рисунке 3.21 приведены графики изменения параметров движения поршня гидроцилиндра в зависимости от величины диаметра плунжера.

Из рисунка 3.21 видно, что при уменьшении диаметра плунжера АРГП скорость перемещения исполнительного элемента системы привода возрастает, что объясняется повышением рабочего давления в гидроаккумуляторе.

о

и

л" н о о л о и

о

и

к

К

<и

и

и л и

С

1

0.5 О

-0.5 -1 -15

а

о

►о" н о о л о и

о

0.8 0.6 0.4 0.2 0

и . . К -- -К

<и --- -

и

щ СР

С

1 \ 2

/ Г--

б

0.5

1.5 Время 1 с

2.5

1 2

1 \

Ч.Л х

1

V V

V--1

0.5

1.5 2

Время 1, с

2.5

35

Рисунок 3.21 - Изменение во времени параметров движения поршня гидроцилиндра при различных значениях величины диаметра плунжера: а - О_р1 = 15 мм; б - О_р1 = 20 мм; 1 - скорость; 2 - перемещение

На рисунке 3.22 приведены графики изменения коэффициента полезного действия системы питания в зависимости от величины диаметра плунжера АРГП.

Из рисунка видно, что с уменьшением диаметра плунжера АРГП коэффициент полезного действия системы привода существенно уменьшается, что объясняется тем, что с увеличением рабочего давления в гидроаккумуляторе при неизменной нагрузке на исполнительном элементе привода возрастают непроизводительные потери давления. Эта особенность ограничивает возможность регулирования пределов срабатывания АРГП.

б

1.5 2

Время 1, с

Рисунок 3.22 - Изменение во времени коэффициента полезного действия системы при различных значениях величины диаметра плунжера: а - В_р1 = 15 мм; б - В_р1 = 20 мм

3.3.5 Изменение основных характеристик системы в зависимости от величины силы предварительного сжатия пружины плунжера

На рисунке 3.23 приведены графики изменения давления в различных точках системы в зависимости от величины силы предварительного сжатия пружины плунжера.

т

0 г

1

о

С о

12 10 В 6 4 2 0

1

2 3

1 \ / / V /

\ \1 \ [

\ / / \

\

—

__

О 0.5 1

а

1.5 2 2.5 Время с

3.5

т

п> н

I

о с

о

п

б

1.5 2 Время t1 с

Рисунок 3.23 - Изменение во времени давления в различных точках гидравлической системы при различных значениях величины силы предварительного сжатия пружины плунжера:

3 3

а - F_рг = 1.5 10 Н; б - F_рг = 3 10 Н; 1 - выход гидравлического насоса; 2 - вход в гидроаккумулятор; 3 - рабочая камера автомата разгрузки

Из рисунка видно, что изменение силы предварительного сжатия пружины плунжера АРГП оказывает противоположное влияние на величины давления срабатывания автомата. С увеличением силы предварительного сжатия пружины величины давлений срабатывания возрастают, а с уменьшением силы значения давлений срабатывания уменьшаются

На рисунке 3.24 приведены графики изменения параметров движения поршня гидроцилиндра в зависимости от величины силы предварительного сжатия пружины плунжера.

£

: : : : : : : ; ; :

С I = : :

а

о

Время 1, с

б

Рисунок 3.24 - Изменение во времени параметров движения поршня гидроцилиндра при различных значениях величины силы предварительного

3 3

сжатия пружины плунжера: а - F_рг = 1.5 10 Н; б - F_рг = 3 10 Н;

1 - скорость; 2 - перемещение

Из графиков видно, что с увеличением силы предварительного сжатия пружины плунжера, то есть при увеличении давлений срабатывания АРГП, скорость перемещения исполнительного элемента гидропривода возрастает.

На рисунке 3.25 приведены графики изменения коэффициента полезного действия системы питания в зависимости от величины силы предварительного сжатия пружины плунжера.

о.

а

0.4

0.35

0.3

0.25

С=± 0.2

С= 0.15

0.1

0.05

0

Вр&мя 1. с

б

Рисунок 3.25 - Изменение во времени коэффициента полезного действия системы при различных значениях величины силы предварительного сжатия

3 3

пружины плунжера: а - F_рг = 1,5 10 Н; б - F_рг = 3 10 Н

Из графиков видно, что с увеличением силы предварительного сжатия пружины плунжера АРГП, при неизменной нагрузке, КПД системы привода уменьшается, что делает нецелесообразным изменение настройки АРГП за счёт регулировки силы сжатия пружины при неизменной нагрузке.

3.3.6 Изменение основных характеристик системы в зависимости от величины коэффициента жёсткости пружины плунжера

На рисунках 3.26-3.28 приведены графики влияния величины коэффициента жёсткости пружины плунжера АРГП на изменения давления в различных точках системы, параметров движения поршня и на коэффициент полезного действия системы питания.

1&

14-

1= 12

^

о" п I 10

&

со

с а Ь

п ^

1

Г1

а

1=

со

и -

со с

а

П

14

12 10 в 6 4 2 С1

б

о

0.5

1.5 2 Время t, о

1 2 у 3

\ \ 2 / /

к V \ / у

V / \ ) 4

и / V

\

—

1

1.5 2 Время t, с

2.5

Рисунок 3.26 - Изменение во времени давления в различных точках гидравлической системы при различных значениях величины коэффициента

3 3

жёсткости пружины плунжера: а - х_рг = 0,0510 Н/м; б - х_рг = 510 Н/м: 1 - выход гидравлического насоса; 2 - вход в гидроаккумулятор; 3 - рабочая камера автомата разгрузки

л н

а : г

о и О

к

О -0.5

л С

-1'

о

а

о

Л" 0 8

и

с о 0.6

О И 0.4

и 0.2

^ 1)

С1>

К К -0.2

ч>

3 -0 4

С1>

(1} -0.6

Ч> С -0 8

б

1 2\

1 К

А

1 и

0.5

1.5 2 Время с

2.5

3.5

1 2

\ 1 \

Л

Г

/ V

V—

0.5

1.5 2

Время 1 с

2.5

3.!

Рисунок 3.27 - Изменение во времени параметров движения поршня гидроцилиндра при различных значениях величины коэффициента жёсткости

3 3

пружины плунжера: а - х_рг = 0,05 10 Н/м; б - х_рг = 5 10 Н/м: 1 - скорость; 2 - перемещение

Из рисунков 3.26-3.28 видно, что величина коэффициента жёсткости пружины плунжера АРГП не оказывает заметного влияния на его основные функциональные характеристики. Это подтверждает высокую устойчивость функционирования АРГП и невозможность попадания его работы в режим зависания.

о.

Щ

п.

а

о.

щ

с:

б

1.5 2 2.5 Время I с

1.5 2 Время с

Рисунок 3.28 - Изменение во времени коэффициента полезного действия системы при различных значениях величины коэффициента жёсткости пружины плунжера:

а - х_рг = 0,05103 Н/м; б - х_рг = 5-103 Н/м

3.3.7 Изменение основных характеристик системы в зависимости

от величины внутреннего диаметра дифференциального клапана

На рисунке 3.29 приведены графики изменения давления в различных точках системы в зависимости от величины внутреннего диаметра дифференциального клапана. Анализ приведенных графиков показывает, что уменьшение внутреннего диаметра дифференциального клапана приводит к увеличению верхнего давления срабатывания АРГП - давления открытия переливного разгрузочного клапана, нижнее давление - давление закрытия переливного разгрузочного клапана - при этом не изменяется.

16

о- 12

10

а

I (Е С

1=1

4

2 0

а