СПОСОБЫ СНИЖЕНИЯ ВЛИЯНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК В ГИДРОПРИВОДАХ НА ЭНЕРГЕТИЧЕСКУЮ УСТАНОВКУ

Снижение динамических нагрузок на энергетическую установку привода машины, исключения холостой работы и энергосбережение в технологическом цикле являются одними из актуальных задач совершенствования приводов машин.

Для решения упомянутых задач используются различные методы. Рассмотрим два, на наш взгляд наиболее рациональные:

1. Введение упругодемпфирующих связей в кинематические звенья, непосредственно связанные с валом энергетической установки;
2. Повышение плавности включения исполнительного привода, наряду с исключением действия паразитных сил при холостой работе машины.

Наличие упругодемпфирующих связей в приводе  гидрофицированной машины позволяет снизить динамические нагрузки на энергетическую установку, при этом наличие упругодемпфирующей связи в механической части незначительно сказывается на жесткость самого привода.

Теоретические и экспериментальные исследования эластичного привода гидронасоса (ЭПГ) исполнительного рычажного механизма (наиболее распространённого исполнительного гидропривода сельскохозяйственных машин) показывают снижение динамичности в 1,2 – 1,4 раза.

Рассмотренный способ снижения динамической нагруженности привода с использованием ЭПГ показал эффективность для приводов циклического действия, с использованием звеньев возвратно-поступательного движения, на рис.1 представлены сравнительные диаграммы мгновенной потребляемой мощности при различных жесткостях привода вала насоса. Как видно из диаграмм, при неустановившихся режимах работы мгновенная потребляемая мощность энергетической установки, а следовательно и среднее значение затрачиваемой на привод энергии меньше [1].

 Рисунок.1. – Диаграмма потребляемой мгновенной мощности за цикл операции.

  ___ обычный привод гидронасоса;

- – -  эластичный привод гидронасоса (жесткость муфты 55 Н∙м/рад).

Повышение экономичности реверсивных гидроприводов вращательного действия наряду с улучшением динамических характеристик возможно при рациональном выборе кинематических параметров привода.

С целью повышения плавности включения реверсивного насоса-мотора и исключения затрат энергии на привод насоса в холостом режиме предлагается гидромеханический привод плавного включения, который позволяет отключать привод гидронасоса в момент холостого хода на протяжении всего технологического цикла, а на ряду с плавностью включения гидронасоса позволяет в конечном счёте экономить затраты энергии.

Работа привода (рис.2) осуществляется следующим образом. В нейтральном положении энергетическая установка 1 работает в холостом режиме, затрачивая энергию только на трение в подшипниках планетарного редуктора, при. этом вращение от двигателя 1 через муфту 2 передается на солнечную шестерню 3 и через сателлит 4 на коронное колесо 5 и далее на зубчатое колесо (ЗК) 6 и барабан 7, одновременно вращается водило 8 с ЗК 9 и барабаном 10, причем вращение коронного колеса 5 и водила 8, а соответственно и ЗК 6 и ЗК 9 происходит в противоположных направлениях. Реверсивность привода осуществляется за счет зацепления ЗК 6 и 13 или 9 и 14. Колеса 13 и 14 размещены на одной каретке 12, затормаживание барабанов 7 или 10 дифференциальной передачи осуществляется фрикционным диском 15, посаженным на ступицу 16 и управляемым рычагами 17 и 18. Рычаг 18 может фиксироваться зацепами 19. Каретка 12 в свою очередь посредством шлицевого соединения передает вращение валу 11 насоса 20. В положении, изображенном на рис.2 вал насоса стоит на месте – холостой режим.

Рисунок 2 – Схема реверсивного механизма плавного включения насоса

Так как привод является реверсивным, то передача вращения может осуществляться по двум вариантам:

1)    От солнечной шестерни 1 к зубчатому колесу 5 при остановленном водиле Н, т.е.

 (1)

2)    От солнечной шестерни 1 к зубчатому колесу 7 при остановленном коронном колесе 3, т.е.

                             (2)

Учитывая, что при любом направлении вращения выходного вала привода частота вращения вала насоса должна быть одинаковой по модулю , то приравняв левые части выражений (1) и (2), получим:

или                                                               (3) 

По данной схеме планетарного механизма колеса 2 и 3 образуют внутреннее зацепление, а значит всегда z₃>z₁, и соответственно

                                              (4)

Для обеспечения реверсивности привода данной схемы необходимо чтобы i₄₅<0 и i₆₇<0, а для выполнения условия соосности колес 5 и 7 должно выполняться условие:

z₄+z₅ = z₆+z₇                                   (5)

Задавшись передаточным отношением планетарной передачи  и совместно решая выражения (3) и (5) при соблюдении условия (4), можно определить число зубьев конечной передачи z₄+z₅ или z₆+z_7. На первый взгляд эта задача кажется элементарной, но даже ограничив минимальное количество зубьев колес до 17 и задав предел максимального числа зубьев колес 300 было получено 473 варианта при расчетах на ЭВМ в специально составленной программе. При этом удовлетворяло требуемому диапазону передаточных отношений привода i=1…10 всего 91 результат, на каждое полученное значение передаточного отношения приходится в среднем по 13 вариантов различных сочетаний чисел зубьев колес привода.

Общий к.п.д. механического привода:

а) при передаче вращения через коронное колесо

                                           (6)

б) при передаче вращения через водило

                                            (7)

где, - к.п.д. муфты;

- к.п.д. пары подшипников качения;

- к.п.д. зубчатого зацепления;

n – число пар подшипников качения;

k – число зубчатых зацеплений в цепи передачи вращения.

Как видно из выражений (6) и (7) различия в к.п.д. механической части привода при различных направлениях передачи вращения (для осуществления реверсивности привода) отличаются ненамного, и составляет 0,01…0,008.

Из уравнения энергетического баланса работа, затрачиваемая на привод конечного исполнительного звена Адв в общем виде:

                                                (8)

где Апс – работа сил полезного сопротивления;

Асопр – работа сил трения и других паразитных сопротивлений;

Аин – работа сил инерции.

С другой стороны, Асопр=Атр+Апн , где  Атр – работа, затрачиваемая на трение в кинематических парах,  Апн – работа, затрачиваемая при холостой работе гидропривода на привод насоса и дросселирование рабочей жидкости через местные сопротивления магистралей и гидроагрегатов, например, редукционных клапанов.

Так как предлагаемая схема привода гидронасоса исключает привод вала насоса в момент простоя исполнительного гидропривода, то суммарная работа Адв  во время простоя исполнительного гидропривода будет меньше на ΔА=Апн.

Все выше изложенное позволяет сделать вывод, что привод плавного включения гидравлического насоса в гидрофицированных машинах позволит снизить затраты энергии, в частности, потребляемой мощности (рис.3).

Рис.3 Сравнительная диаграмма мгновенной потребляемой мощности энергетической установкой при различных вида привода вала гидронасоса.

1. Несмиянов И.А., Хавронин В.П. Эластичный привод гидронасоса как способ снижения энергопотребления гидромашин./ Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2007. №6. С.45-46.

Все статьи автора «Несмиянов Иван Алексеевич»