Исполнительные механизмы и регулирующие органы гидропривода

«ИСПОЛНИТЕЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ И РЕГУЛИРУЮЩИЕ ОРГАНЫ»

СОДЕРЖАНИЕ РЕФЕРАТ ВВЕДЕНИЕ

1. РАЗРАБОТКА ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ СХЕМЫ СЛЕДЯЩЕГО ГИДРОПРИВОДА

2. ВЫБОР ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА, РАСЧЁТ ВХОДНЫХ И ВЫХОДНЫХ ПАРАМЕТРОВ

3. РАСЧЕТ НАГНЕТАТЕЛЬНОГО И СЛИВНОГО ТРУБОПРОВОДОВ

4. РАСЧЕТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В МЕСТНЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СОПРОТИВЛЕНИЯХ

5. ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ

6. РАСЧЁТ СУММАРНЫХ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В НАГНЕТАТЕЛЬНОМ И СЛИВНОМ ТРУБОПРОВОДАХ

7. ВЫБОР ИСТОЧНИКА ПИТАНИЯ

8. РАСЧЁТ ВЫСОТЫ ВСАСЫВАНИЯ

9. РАСЧЁТ НАГНЕТАТЕЛЬНОГО ТРУБОПРОВОДА НА ПРОЧНОСТЬ

10. ВЫБОР ПРИВОДНОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

11. РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКИХ И СКОРОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК

12. АНАЛИЗ И СИНТЕЗ ДИНАМИЧЕСКОЙ ЛИНЕАРИЗОВАННОЙ МОДЕЛИ СЛЕДЯЩЕГО ГИДРОПРИВОДА ВЫВОДЫ ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

РЕФЕРАТ следящий гидропривод электродвигатель давление Данная расчётно-пояснительная записка содержит: 50 страниц, 25 рисунков, 5 источников.

Объектом проектирования является гидропривод с дроссельным регулированием скорости.

Целью данной работы является разработка гидропривод с дроссельным регулированием скорости механизма подачи стола фрезерного станка с дросселем установленным на входе и выходе одноштокового гидроцилиндра, при этом должны удовлетворяться предъявляемые условия.

В курсовой работе необходимо: рассчитать сливные, нагнетательные всасывающие и дренажные линии трубопроводов; выбрать исполнительный механизм, всю необходимую гидроаппаратуру; рассчитать высоту всасывания; выбрать источник питания, произвести анализ и синтез динамической линеаризованной модели привода.

ВВЕДЕНИЕ Гидравлический привод находит широкое применение в современных металлорежущих станках. Гидравлические системы сравнительно простыми средствами приводятся к автоматическому цикловому действию. По сравнению с механическим, гидравлический привод более компактен и менее металлоемок; обеспечивает бесступенчатое регулирование скорости движения рабочих органов станка, обладает лучшими динамическими характеристиками и позволяет осуществлять реверсирование прямолинейного движения; упрощает решение вопроса надежной смазки всех механизмов и направляющих станка, не требует специальных устройств для защиты деталей механизмов от перегрузок, позволяет легко перестраивать станок на различные структуры цикла и режимы работы.

Недостатками гидравлического привода, которые ограничивают его применение в станках, являются нестабильность работы привода из-за неизбежных температурных колебаний рабочей жидкости в процессе работы станка и более низкий КПД, обусловливаемый утечками и особенностью работы насосов постоянной подачи; невозможность точного соблюдения передаточного отношения при согласовании движений рабочих органов станка, необходимость применения устройств для очистки и охлаждения рабочей жидкости и дополнительного ухода за рабочим местом.

1. РАЗРАБОТКА ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ СХЕМЫ СЛЕДЯЩЕГО ГИДРОПРИВОДА Наибольшее применение в автоматизированных электроприводах получили приводы с дросселями, установленными на входе и выходе из исполнительного механизма, которые обеспечивают стабильные механические характеристики при любых влияниях статических и инерционных нагрузок на исполнительный механизм привода. Электрогидравлический усилитель мощности или дроссельный распределитель с пропорциональным электрическим управлением реализуют регулируемые дроссельные одинаковые щели как на входе, так и на выходе исполнительного механизма привода. На выходе из насоса, а также на входе и выходе из исполнительного механизма в гидросистеме устанавливаются устройства контроля давления — манометры и реле давления (в точках А, Б, В, Г). Гидропривод фрезерного станка с дроссельным регулированием изображен на рисунке 1.

Рисунок 1 Функциональная схема гидропривода с дроселями, установленными на входе и выходе из исполнительного механизма, и обратной связью по скорости

1 — асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором; 2 — приемный фильтр; 3 — насос объемного типа; 4 — предохранительный клапан с пропорциональным электрическим управлением; 5 — манометр; 6 — реле давления; 7 — напорный фильтр; 8 -дроссельный распределитель с пропорциональным электрическим управлением; 9 -блок управления БУ 2110; 10 — тахогенератор; 11 — передающий механизм;12 — сливной фильтр; 13 — гидроцилиндр с односторонним расположением штока (одноштоковый).

2. ВЫБОР ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА, РАСЧЁТ ВХОДНЫХ И ВЫХОДНЫХ ПАРАМЕТРОВ Гидравлические цилиндры выбираются из каталога при соблюдении следующих условий:

где и — соответственно паспортное и заданное значения толкающего номинального усилия на штоке;

и — соответственно паспортное и заданное значения максимального хода штока гидроцилиндра;

и — соответственно паспортное и заданное максимальные значения скорости движения штока.

Заданные параметры:

Длина хода поршня — ;

Толкающее усилие номинальное — ;

Допустимая скорость движения — ;

По заданным условиям выбираем гидроцилиндр по таблицам 2.1−2.2.

Принимаем гидроцилиндр типа ЦРГ63*32 со следующими параметрами:

Толкающее усилие номинальное — ;

Ход поршня максимальный —, минимальный — ;

Допустимая скорость движения — ;

Номинальное давление — ;

Максимальное давление — ;

Механический КПД — 0,95;

Диаметр поршня — 63 мм;

Диаметр штока — 32 мм;

Масса — 3,8.

Полезный перепад давления при условии, что давление на выходе равно нулю ():

.

где — необходимый перепад давления, ;

— давление в нагнетательной (бесштоковой) полости гидроцилиндра, ;

— давление в сливной (штоковой) полости гидроцилиндра, (при выборе гидроцилиндра предполагается, что);

— диаметр поршня гидроцилиндра, м;

— диаметр штока гидроцилиндра, м;

— механический КПД гидроцилиндра механический КПД гидроцилиндра ;

и — соответственно объёмные расходы жидкости на входе (в нагнетательном трубопроводе) и на выходе (в сливном трубопроводе) гидроцилиндра,;

— эффективная площадь поршня в бесштоковой полости гидроцилиндра, .

площадь поршневой полости:

.

.

Максимальный расход на входе:

где — максимальная скорость движения жидкости.

.

Максимальный расход на выходе:

где площадь штоковой полости:

;

;

.

Коэффициент эффективных площадей поршня:

.

3. РАСЧЕТ НАГНЕТАТЕЛЬНОГО И СЛИВНОГО ТРУБОПРОВОДОВ Расчетное значение внутреннего диаметра трубы:

где — расчетный объемный расход на входе в трубопровод, — допустимая скорость движения жидкости. Принимаем допустимую скорость движения жидкости для нагнетательного трубопровода — 4 м/с, для сливного — 2 м/с.

Внутренний расчетный диаметр труб:

нагнетательного трубопровода и участка сливного трубопровода от исполнительного органа до реверсивного золотника сливного трубопровода на участке от реверсивного золотника до бака Принимаются бесшовные холоднодеформируемые трубы:

на нагнетательном трубопроводе труба, имеющая наружный диаметр ,

толщину стенки и внутренний диаметр

на сливном трубопроводе труба, имеющая наружный диаметр ,

толщину стенки и внутренний диаметр

Рассчитаем действительную скорость движения жидкости в трубопроводах:

.

в нагнетательном трубопроводе в сливном трубопроводе В качестве рабочей жидкости принимаем масло индустриальное И- 20А со следующими параметрами:

плотность — ,

коэффициент кинематической вязкости — .

Потеря давления при движении жидкости по трубопроводу рассчитывается по зависимости Вейсбаха-Дарси:

где — длина трубопровода, — плотность жидкости, зависит от типа жидкости в трубопроводе, — коэффициент сопротивления для ламинарного режима, когда ;

— для турбулентного режима, когда ,

где — число Рейнольдса:

где — коэффициент кинематической вязкости жидкости.

Нагнетательный трубопровод состоит из двух участков АБ и ВС.

Для нагнетательного трубопровода:

.

Так как, то режим турбулентный.

;

.

Для сливного трубопровода:

.

Так как, то режим турбулентный.

.

4. РАСЧЕТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В МЕСТНЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СОПРОТИВЛЕНИЯХ Участки трубопровода при прохождении жидкостью которых вектор скорости изменяется по величине или направлению называют местными гидравлическими сопротивлениями. Потери давления при прохождении жидкости через местное гидравлическое сопротивление рассчитывается по зависимости Борда-Карно:

где — коэффициент местного гидравлического сопротивления, который определим из таблицы 4.1 методуказаний.

Для угла — ;

Для угла — ;

Для угла — ;

Для угла — ;

Суммарные потери с учетом всех местных сопротивлений составят:

Тогда для нагнетательного трубопровода:

.

Для сливного:

5 ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ Гидравлическая аппаратура выбирается из таблиц 5.1 … 5.10при соблюдении следующих условий:

где и — соответственно номинальное паспортное давление гидроаппарата и расчетный перепад давления на исполнительном органе привода;

и — соответственно номинальный паспортный объемный расход гидроаппарата и расчетный максимальный расход на входе в исполнительный орган привода.

Для выбранного типоразмера гидроаппарата определяется действительная потеря давления при прохождении расчетного расхода через гидроаппарат:

где — паспортное значение потери давления при проходе через гидроаппарат номинального паспортного расхода;

— действительное значение расхода, проходящего через гидроаппарат.

На нагнетательном трубопроводе установлены:

напорный фильтр, приемный фильтр, предохранительный клапан с пропорциональным электрическим управлением, реле давления, манометр, дроссельный распределитель с пропорциональным электрическим управлением.

На нагнетательном участке трубопровода объемный расход составляет при давлении Из каталога выбираем:

1. Приемный фильтр ФВСМ 80, имеющий техническую характеристику:

номинальный расход — 53•10⁴ м²/с > 46,76•10⁴ м²/с;

потеря давления — 0,007•10⁶ Н/м²;

диаметр условного прохода — 0,08 м;

точность фильтрации — 80 мкм;

масса — 10 кг.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов приемного фильтра

2. Напорный фильтр 4ФГМ 32, имеющий техническую характеристику:

номинальное давление — >;

номинальный расход — 53•10⁴ м²/с > 46,76•10⁴ м²/с;

потеря давления — 0,12•10⁶ Н/м²;

диаметр условного прохода — 0,048 м;

точность фильтрации — 10 мкм; масса — 19,5 кг.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов напорного фильтра

3. Предохранительный клапан ПКПД32−20, имеющий техническую характеристику:

номинальное давление — ;

номинальный расход — 0,0042 м²/с;

потеря давления — 0,35•10⁶ Н/м²;

объемный расход утечек — ;

диаметр условного прохода -0,032 м.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов предохранительного клапана

4. Дроссельный распределитель с пропорциональным электрическим управлением РП20, имеющий техническую характеристику:

номинальное давление — 32•10⁶ Н/м² > 15,14•10⁶ Н/м²;

номинальный расход — 50•10⁴ м²/с > 46,76•10⁴ м²/с;

потеря давления — 1•10⁶ Н/м²;

объемный расход утечек — 13•10⁶ м³/с;

диаметр сопла — 0,8•10^-3м;

максимальное смещение заслонки — 0,8•10^-3м;

расход через сопло при давлении управления 1•10⁶ Н/м² и среднем положении заслонки — 0,47•10⁴ м³/с;

диаметр золотника — 45•10^-3м;

максимальное смещение золотника — 3,46•10^-3м;

коэффициент обратной связи гидравлического моста — 0,23;

условный проход — 0,025 м;

масса — 2,5 кг.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов дроссельного распределителя

5. Манометр МТП-60 со следующими характеристиками:

контролируемое давление — 0,1…40 МПа;

объемный расход утечек — 0;

класс точности — 1,5;

масса — 0,2 кг.

6 Реле давления ГПГ62−11 со следующими характеристиками:

контролируемое давление — 5…32 МПа;

объемный расход утечек — 0,83•10⁶ м³/с;

масса — 2,3 кг.

После определения расчетных значений потерь давления в каждом гидроаппарате рассчитываются суммарные потери в гидроаппаратуре, установленной в нагнетательной линии АБ и в сливной линии ВГ :

.

На сливном трубопроводе установлены:

сливной фильтр, реле давления, манометр, дроссельный распределитель с пропорциональным электрическим управлением.

На сливном участке трубопровода объемный расход составляет при давлении Дроссельный распределитель, манометр и реле давления были нами выбраны при расчете потерь в аппаратуре нагнетательного участка трубопровода, поэтому для сливного участка мы рассчитаем только потери на дроссельном распределителе и выберем сливной фильтр.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов дроссельного распределителя

Принимаем сливной фильтр ФС 400 со следующими характеристиками:

номинальное давление — <;

номинальный расход — 67•10⁴ м²/с > 34,69•10⁴ м²/с;

потеря давления — 0,1•10⁶ Н/м²;

диаметр условного прохода — 0,063 м;

точность фильтрации — 25 мкм;

масса — 19,5 кг.

Потеря давления жидкости на сливном фильтре:

Суммарные потери на аппаратуре сливной линии:

6 РАСЧЁТ СУММАРНЫХ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В НАГНЕТАТЕЛЬНОМ И СЛИВНОМ ТРУБОПРОВОДАХ Суммарные потери давления при прохождении жидкости как в нагнетательном, так и в сливном трубопроводах состоят из потерь давления по длине трубопровода, в местных гидравлических сопротивлениях, и в гидроаппаратуре, установленной в рассматриваемых трубопроводах.

Так как участки сопротивления соединяются последовательно, то суммарные потери в нагнетательной или сливной линиях гидросистемы определяются алгебраическим суммированием всех потерь давления в элементах трубопровода.

Суммарные потери давления в нагнетательном трубопроводе (на участке АБ) Суммарные потери давления в сливном трубопроводе (на участке ВГ)

7. ВЫБОР ИСТОЧНИКА ПИТАНИЯ Расчетное давление на выходе из насосной установки определяется :

где и — соответственно расчетное значение полезного перепада давлений на исполнительном органе и коэффициент эффективных площадей.

.

Расчетный расход на выходе из насосной установки:

где — расчетное значение расхода на входе в исполнительный орган;

— суммарный расход утечек жидкости через капиллярные щели кинематических пар гидроаппаратов, установленных в нагнетательной линии АБ (внутренние утечки аппаратов):

— расход, затраченный на функционирование регуляторов потока, выбранный из таблиц 5.2 и 5.3.

Воспользовавшись таблицей 2.4, выбираем мотор-насос с нерегулируемым рабочим объемом МНА-200, имеющий техническую характеристику:

номинальное давление — ;

номинальная производительность — ;

рабочий объем — ;

частота вращения ротора — 25 об/с;

объемный КПД — 0,95;

механический КПД — 0,95;

общий КПД — 0,9;

масса — 135 кг.

8. РАСЧЁТ ВЫСОТЫ ВСАСЫВАНИЯ Уравнение равновесия давлений во всасывающем трубопроводе

где — потери давления по длине всасывающего трубопровода;

— расчетные потери давления в приемном фильтре;

— давление от столба жидкости во всасывающем трубопроводе;

— перепад давлений, обеспечивающий всасывающую способность насоса.

Расчет высоты всасывания осуществляется при условии обеспечения во всасывающей трубе ламинарного режима (допускаемая скорость движения жидкости) и перепада давлений Объемный расход жидкости во всасывающем трубопроводе где — номинальная производительность насоса;

— объемный КПД насоса.

Расчетное значение высоты всасывания

Высота всасывания входит в зависимость при определении, поэтому

.

.

9. РАСЧЁТ НАГНЕТАТЕЛЬНОГО ТРУБОПРОВОДА НА ПРОЧНОСТЬ Прочностной расчет трубопровода заключается в определении толщины стенки трубы из условий прочности. Труба рассматривается как тонкостенная оболочка, подверженная равномерно распределенному давлению. С достаточной для инженерной практики точностью минимально допустимая толщина стенки определяется:

где — толщина стенки трубы, м;

— расчетное давление на выходе из насосной установки, Н/м²;

— внутренний паспортный диаметр трубы, м;

— допускаемое напряжение, Н/м².

Для труб, выполненных из стали 20, Н/м².

.

По таблице выбираем трубу с параметрами:

наружный диаметр ;

толщину стенки ;

внутренний диаметр

10. ВЫБОР ПРИВОДНОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ В качестве приводного электродвигателя обычно используется трехфазный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором общепромышленного применения. Из каталога электродвигатель выбирается при соблюдении следующих условий:

;

где и — соответственно номинальные паспортное и расчетное значения активной мощности на валу ротора насоса;

и — соответственно номинальные паспортные значения частоты вращения роторов электродвигателя и насоса.

Приводной электродвигатель выбираем из таблицы 10.1 методички.

Расчетная номинальная мощность на валу ротора насоса при дроссельном регулировании скорости

где — расчетная мощность на валу ротора насоса, кВт;

— расчетное значение номинального давления на выходном штуцере насоса (точка А), МПа;

— значение номинальной производительности (подачи) на выходном штуцере насоса (точка, А), м³/с;

— общий КПД выбранного типоразмера насоса.

.

Из каталога выбираем трехфазный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором 5АМ250М4, имеющий следующую техническую характеристику:

номинальная мощность — 90 кВт>89,35 кВт; синхронная частота вращения — 25 об/с==25 об/с; масса — 515 кг.

11. РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКИХ И СКОРОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК Уравнение сил, действующих на поршень гидроцилиндра:

Или, Но, тогда .

Подставим в полученную зависимость:

и ,

тогда .

Суммарные потери давления жидкости в нагнетательном трубопроводе могут быть выражены зависимостью:

где — коэффициент сопротивления нагнетательного трубопровода, Н· с²/м,

— коэффициент сопротивления дросселя, Н/с².

Аналогично могут быть выражены суммарные потери давления жидкости в сливном трубопроводе (участок ВГ):

Коэффициенты сопротивления определяются:

;

;

;

;

;

;

;

.

Тогда уравнение равновесия сил, действующих на поршень гидроцилиндра примет вид:

Отсюда скорость движения поршня (штока) гидроцилиндра, м/с,

.

Механические и скоростные характеристики гидроприводов следует рассчитывать для заданного диапазона бесступенчатого регулирования скорости движения поршня (штока) гидроцилиндра от до .

В зависимости от заданных пределов регулирования скорости движения поршня (штока) гидроцилиндра определяются максимальная и минимальная площади проходного сечения дросселя по условному проходу. Для гидропривода, у которого дроссель установлен на входе в гидроцилиндр, площади проходного отверстия дросселя равны:

где и — соответственно заданные пределы изменения скорости движения поршня (штока) гидроцилиндра, м/с;

— заданное номинальное усилие на штоке гидроцилиндра, Н;

и — соответственно максимальная и минимальная площади проходного сечения дросселя по условному проходу, м².

— расчетное давление на выходе из насоса, Н/м²

Если вычисления произведены правильно, то:

где — максимальная площадь проходного отверстия выбранного типоразмера дросселя (определяется по условному проходу дросселя).

Принимаем несколько значений в пределах (промежуток разбивается на несколько значений), а также изменяя F в пределах, вычисляем параметры механических и скоростных характеристик гидропривода.

Максимальное значение усилия сопротивления на штоке гидроцилиндра, при действии которого поршень (шток) остановится (V=0), определится из условия.

откуда Максимально возможная (предельная) скорость движения поршня (штока) гидроцилиндра определяется:

.

Следовательно, расчет скоростей движения поршня имеет смысл производить только до тех пор, пока .

Полученные в результате вычислений данные заносим в таблицу 1. Используя данные таблицы 1, строим механические (естественную и искусственные) характеристики (рисунок 2) и скоростные (рисунок 3) характеристики гидропривода.

Таблица 1 Параметры механических и скоростных характеристик гидропривода

Рисунок 2 Механические характеристики гидропривода Рисунок 3 Скоростные характеристики гидропривода

12. АНАЛИЗ И СИНТЕЗ ДИНАМИЧЕСКОЙ ЛИНЕАРИЗОВАННОЙ МОДЕЛИ СЛЕДЯЩЕГО ГИДРОПРИВОДА Цель анализа и синтеза динамической модели следящего гидропривода с дроссельным и объемным регулированием скорости — проверить устойчивость работы гидропривода по характеру переходного процесса и при необходимости определить параметры корректирующих устройств.

Гидроприводы, оснащенные гидроаппаратурой с пропорциональным электрическим управлением, имеют стандартные узлы: электронный усилитель — сумматор БУ2110 и пропорциональный магнит ПЭМ6. Передаточные функции указанных гидроаппаратов:

Дросселирующий распределитель с пропорциональным электрическим управлением состоит из следующих элементов: пропорционального электромагнита ПЭМ6, гидравлического моста и цилиндрического золотника, выполняющего функции двух дросселей, установленных на входе и выходе из исполнительного органа привода.

Передаточная функция гидравлического моста с обратной связью где Кп — коэффициент передачи,

;

Расход через сопло при среднем положении заслонки где — коэффициент расхода, =0,7;

d_с — диаметр сопла (см. табл. 5.3);

х₀ — максимальное смещение заслонки (см. табл. 5.3);

Рк — командное давление, подводимое к элементу «сопло заслонка»,.

.

Коэффициенты усиления:

по расходу

;

.

по давлению

;

.

Коэффициент обратной связи (см. табл. 5.2)

Эффективная площадь основного золотника

Где d_з — диаметр золотника.

Динамическая жесткость потока жидкости в щели золотника Где Р_А — расчетное давление на выходе из насоса.

Постоянная времени гидравлического моста

где m₃ — масса золотника, (m задается в таблице 5.3 в килограммах, т. е. необходимо принять m9,81).

Относительный коэффициент демпфирования колебаний Где f — приведенный коэффициент вязкого трения, .

Передаточная функция золотника Значение Кз определяется:

Где Q — подводимый к дросселирующему распределителю расход.

Следовательно, передаточная функция распределителя с пропорциональным электрическим управлением (электрогидроусилителя)

;

.

Передаточная функция гидроцилиндра Где Кгц — коэффициент передачи,

;

Постоянная времени гидроцилиндра

где m — масса подвижных частей (поршня со штоком и рабочего органа машины, (m задается в килограммах, т. е. необходимо принять m9,81).

Сгц — коэффициент динамической жесткости гилроцилиндра, где Епр — приведенный модуль упругости стенок гидроцилиндра и жидкости,

Lгц — длина хода поршня гидроцилиндра.

;

.

Относительный коэффициент демпфирования колебаний Где f — приведенный коэффициент вязкого трения, .

Передаточная функция гидроцилиндра может быть представлена:

;

Передаточная функция обратной связи по скорости Обратная связь обеспечивается тахогенератором, например ТД — 101. Его ротор связан с выходным валом (штоком) исполнительного органа привода зубчатой передачей, обеспечивая на выходе при максимальной заданной скорости +24 В. На вход усилителя — сумматора подается напряжение +24 В.

Тогда передаточная функция обратной связи

Wо.с (Ps) = Kо. с = 1.

Передаточные функции корректирующих устройств Для повышения запаса устойчивости системы и улучшения качества переходного процесса в систему вводится параллельная коррекция с помощью дифференцирующих звеньев, имеющих следующие передаточные функции:

Где Т₁ и Т₂ — постоянные времени корректирующих устройств, в начальной стадии исследования устойчивости системы можно принять Т₁= Т₂=0,1с. Модель системы изображена на рисунке 4, переходный процесс на рисунке 5.

Рисунок 4 Модель динамической линеаризованной модели гидропривода Рисунок 5 Переходный процесс САУ РЭП

ВЫВОДЫ В данной работе был разработан гидропривод с дроссельным регулированием скорости. Была спроектирована принципиальная схема с отражением трубопроводов. Произведен анализ и синтез динамических характеристик линеаризованной модели привода.

ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

1. Анурьев В. И. Справочник конструктора — машиностроителя: В 3 т. — М: Машиностроение, 1980. — Т. З. — 560 с.

2. Свешников В. К., Усов А. А. Станочные гидроприводы: Справочник. — М.: Машиностроение, 1988. — 512 с.

3. Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Исполнительные механизмы и регулирующие органы» и дипломным проектам для студентов специальности 7.92 501/ Сост Е. Ф. Чекулаев. — Краматорск: ДГМА, 2000. — 92с.

4. Є.Ф. Чекулаєв Ч-37. Виконавчі механізми і регулюючі органи. Навчальний посібник. — Краматорськ, ДДМА, 2005. — 168с.

5. Металлорежущие станки. Учеб. пособие для втузов Н. С. Колев, Л. В. Красниченко, Н. С. Никулин и другие — 2-е изд., перераб. и дополн. — М.: Машиностроение, 1980 — 500 с., ил.