РЕФЕРАТ ЗА ТЕМОЮ ВИПУСКНОЇ РОБОТИ
Зміст:
Зміст:
1.Актуальність теми
2.Аналіз публікацій
3.Мета і задачі дослідження
4.Фізична модель резонатора із відгалуженням
5.Математична модель нового гідравлнчного вібраційного контура
Висновки
Список літератури
1.Актуальність теми
Подальший розвиток і технічний рівень гідроапаратів нерозривно пов'язаний з поліпшенням їх динамічних характеристик. Застосування існуючих гідроапаратів в технологічних машинах, не дозволяє забезпечити постійну надійність роботи гідроприводу вцілому.
Відомими недоліками гідроапаратів з клапанними чи золотниковими розподільчими елементами є наявність гідродинамічних сил, нелінійного тертя, можливість гідростатичного защемлення.
Одним з ефективних шляхів боротьби з відміченими недоліками є застосування гідроапаратів з осциляцією, що відмічається в роботах Т.М. Башти, Г.А. Нікітіна, інших дослідників. Проте, робочі процеси, що відбуваються в гідроапаратах з гідравлічним керуванням та з гідравлічною осциляцією, не досліджені та не розроблено простий та ефективний гідравлічний вібраційний контур.
Гідроагрегати, які застосовуються у промисловості, характеризуються різноманітністю елементів, що входять до їх складу, наявністю складних робочих процесів, які мають місце в процесі їх функціонування. Методи їх розрахунку та проектування мають ряд особливостей, з урахування яких можливо поліпшити їх динамічні характеристики: комплексного урахування при математичному описі гідроапаратури нестаціонарності гідромеханічних процесів і характеристик робочої рідини, що змінюються в процесі його функціонування; удосконалення схемних рішень гідроапаратури та томпоновки його елементів; підвищення точності розрахунку витоків у рухомих елементах гідроапаратури; сили тертя на осцилюючому золотнику гідророзподільиика, які підвищують точність математичної моделі гідроапаратури.
Враховуючи викладене, вважаю тему магістерської роботи, спрямовану на вирішення науково - практичної задачі, пов’язаної з підвищенням технічного рівня гідроагрегатів використанням пульсації тиску робочої рідини для повідомлення осциляційного руху рухливим елементам гідроапаратури є своєчасною і актуальною.
Зміст
2.Аналіз публікацій
Методам проектування резонатора із відгалуженням, який до цього використовувався як гасник, присвячена невелика кількість робіт. Так, в [3, 4] наведено їх принципові схеми та залежності для визначення об’єму камери та розмірів каналів. В [5] наведено методику проектування, яка заснована на електроаналогії, при використанні якої накладається ряд обмежень, пов’язаннях з розмірами резонатора із відгалуженням та часом проходження нестаціонарних гідродинамічних процесів. Крім того, використання цієї методики потребує проведення попередніх експериментальних досліджень, що значно ускладнює її використання. В [6] наведені математичні моделі резонатора із відгалуженням, збудовані з використанням методу Ейлера, але в них відсутні рекомендації щодо визначення їх раціональних, конструктивних і робочих параметрів. Крім того, використання даних математичних моделей є досить трудомістким. Більш повне відображення цієї проблеми знайшло в [7], де наведені математичні моделі таких пристроїв, побудованих з використанням перетворень Фур’є, які можуть бути використані при визначені їх раціональних, конструктивних і робочих параметрів. Однак в ній більше уваги приділено гасникам пульсацій тиску. Отже, визначення конструктивних і робочих параметрів резонатора із відгалуженням на основі проведення всебічних аналітичних досліджень є актуальною науково-технічною задачею.
Зміст
3.Мета і задачі дослідження
Метою роботи є побудова математичної моделі резонатор із відгалуженням, аналіз впливу його конструктивних і робочих параметрів на коефіцієнт передачі.
Зміст
4.Фізична модель резонатор із відгалуженням
У циліндричному корпусі 3 (рис. 1) (ємнісний елемент) розміщено циліндричний звужений патрубок 2 (інерційний елемент), який через патрубок 1 підключено до магістралі живлення (джерела пульсацій тиску). Реалізовано шунтувальний резонансний контур. Патрубок 4 з’єднує резонатор із відгалуженням із камерою керування гідророзподільника. Пульсації тиску робочої рідини надходять в ємність через патрубки 1 та 2. У разі наявності зрушення фаз пульсуючого потоку робочої рідини та власної частоти резонатор із відгалуженням, відбувається підсилення пульсацій тиску, який надходить до камери керування гідророзподільника. Добираючи відповідні ємності, перетин та довжину звуженого патрубка 2, можна отримати різні коефіцієнти підсилення.
Рисунок 1 - Схема резонатора із відгалуженнямя : 1 – вхідний трубопровід; 2 – вхідний звужений патрубок; 3 – камера нового гідравлічного вібраційного контура; 4 – камера гідророзподільника
Рисунок 2 – Взаємодія гідророзподільника з об'ємним насосом
(анімація: об'єм - 244 Кб; розмір - 450х422; складається з 42 кадра; затримка між кадрами - 1с; затримка між останнім і першим кадрами - 7с; кількість циклів повторення - 25)
Зміст
5.Математична модель нового гідравличного вібраційного контура
При складанні математичної моделі нового гідравлічного вібраційного контура зробимо такі припущення:
– вважаємо, що в новому гідравлічному вібраційному контурі відбуваються усталені гідродинамічні процеси. Не розглядаємо перехідні процеси, пов’язані з різкою зміною параметрів на його вході. Розглядаємо періодичні гідродинамічні процеси, обумовлені пульсацією тиску робочої рідини на виході із насоса;
– припустимо, що профіль розподілу швидкості робочої рідини по перерізу каналів нового гідравлічного вібраційного контура сформований;
– вважаємо, що в гідросистемі, а отже і в новому гідравлічному вібраційному контурі, відсутні резонанс, кавітація робочої рідини та гідравлічний удар;
– швидкість звуку робочої рідини є величиною сталою, значно більшою від її швидкості в гідросистемі;
– температура робочої рідини є сталою і знаходиться в діапазоні 50–55?С. Сталим також є газовміст робочої рідини, який враховується при розрахунку модуля об’ємної пружності робочої рідини, який беремо сталим і розраховуємо з урахуванням пружних властивостей трубопроводу;
– рівняння нерозривності робочої рідини виконується на всіх ділянках гідросистеми;
– масовими силами робочої рідини нехтуємо. Зауважимо, що аналогічне припущення беруть більшість дослідників [14, 15];
– робочу рідину вважаємо ньютонівською, а течію ізотермічною;
– течія робочої рідини одновимірна осесиметрична.
З урахуванням прийнятих припущень, рух робочої рідини у гідросистемі може бути описаний за допомогою хвильового рівняння у вигляді системи двох диференціальних рівнянь першого порядку, яку з урахуванням гідравлічного опору трубопроводу можемо записати у вигляді [8]
 ,(1)
де ; λ коефіцієнт гідравлічного опору; dт – діаметр трубопроводу; ρ - щільність робочої рідини; V - швидкість робочої рідини; а -швидкість звуку в робочії рідині ; р -тиск ; х -відстань від початку трубопроводу до перерізу, де визначається тиск (швидкість) робочої рідини.
Оскільки витрата через новий гідравлічний вібраційний контур відсутня, членом, який враховує втрати тиску у рівнянні (1), можна знехтувати. Обґрунтування цього припущення наведено в [9,10].
Розв’язання (1) будемо проводити методом частотного аналізу, а саме методом стоячих хвиль, запропонованим Лутцем для розрахунку хвильових процесів. У відповідності до цього методу, розв’язок (1) може бути записаний в гіперболічній формі [8]
 ,(2)
де - стала поширення хвильового процесу; φ - хвильове число; l - довжина ділянки трубопроводу (каналу);  - площа поперечного перерізу трубопроводу;  - кругова частота коливань.
Задаючи граничні умови у вигляді повного опору (імпедансу) Zг
і значення амплітуди швидкості та тиску в одному перерізі трубопроводу за допомогою (2), можна знайти значення їх амплітуд у будь-якому іншому перерізі. Причому необхідно також задати граничні умови, що визначаються характером навантаження на кінці трубопроводу. А саме наявність витрати в гідросистемі – дроселі, сопла, насадки та інше. Відсутність витрати – постійні чи змінні об’єми на кінці заглушеного трубопроводу.
Для лінійної ділянки трубопроводу при заданому повному опорі навантаження Zн і наведеному імпедансі Z0. Розв’язок (1) може бути записаний у вигляді [1, 2].
 ,(3)
де для гідросистеми, в якій відсутня витрата робочої рідини:
 ,(4)
 ,(5)
З урахуванням (4) і (5) рівняння (3) набуде вигляду:
 ,(6)
Відмітимо, що (3) дозволяє визначити амплітуди тисків і швидкості в будь-якій точці гідросистеми і для будь-яких типів навантаження.
Для гармонічних коливань при  , і  , розв’язок (1) можна також записати у вигляді (3) [8], де Z0 за відсутності внутрішнього тертя визначається із виразу
 ,
При розгляді гідродинамічних процесів, що відбуваються в новому гідравлічному вібраційному контурі, хвилі тиску поширюються в його каналах з кінцевою швидкістю, яка значно менша швидкості звуку. Тому зміна параметрів в будь-якій частині нового гідравлічного вібраційного контура за часом не встигає вплинути на зміну параметрів інших частин. Таке припущення, виходячи із фізичної моделі процесів, що відбуваються в новому гідравлічному вібраційному контурі, відповідає дійсності.
Оскільки всі елементи нового гідравлічного вібраційного контура являють собою короткі патрубки, вважаємо, що вони всі лінійні, а граничні умови – постійні (на вході в новий гідравлічний вібраційний контур встановилися гармонічні впливи). При математичному описі гідродинамічних процесів в коротких трубопроводах таке припущення приймається більшістю дослідників і підтверджено численними експериментальними дослідженнями, наприклад [22]. Тоді структурну схему нового гідравлічного вібраційного контура можна подати у вигляді.
Рисунок 3 - Структурна схема нового гідравлічного вібраційного контура: 1 – вхідний трубопровід; 2 – вхідний звужений патрубок; 3 – камера нового гідравлічного вібраційного контура; 4 – камера гідророзподільника.
Для розрахунку величини тиску в будь-якому структурному елементі нового гідравлічного вібраційного контура введемо коефіцієнт передачі, під яким будемо розуміти відношення тиску на вході каналу (патрубка) до його значення на виході:
 ,(7)
Таким чином, (7) дозволяє визначити, на скільки збільшиться (зменшиться) величина тиску на виході трубопроводу у порівнянні з його входом. При цьому значення коефіцієнта передачі структурного елемента можемо знайти з першого рівняння (6).
 ,(8)
де
 ,
Рівняння (7) може бути використане для розрахунку коефіцієнта передачі пульсацій тиску, тоді замість тиску входу і виходу в нього треба підставити амплітуди пульсацій. Якщо відомі коефіцієнти передачі окремих структурних елементів нового гідравлічного вібраційного контура і пульсації тиску на його вході, можемо знайти для нього коефіцієнт передачі
НГВК=kп1kп2kп3kп4(9)
З рівняння (8) та (9) знайдемо kНГВК, який після представлення гіперболічних функцій [12], для нового гідравлічного вібраційного контура, можемо записати у вигляді
 ,(10)
где
 ,
Оскільки в новому гідравлічному вібраційному контурі ?осц визначається характеристикою джерела живлення (насосом) і в загальному випадку є величиною постійною, рівняння (10) дозволяє, змінюючи довжину патрубка та величину площі його прохідного перерізу, виконати раціональний вибір коефіцієнта передачі нового гідравлічного вібраційного контура. Відмітимо, що в загальному випадку його величина повинна бути більше 1.[13]
Якщо відомо kНГВК в припущенні, зміна тиску на виході з насоса відбувається згідно із синусоїдальним законом, можемо знайти пульсації тиску у вихідній камері нового гідравлічного вібраційного контура:
 ,(11)
де і  - відповідно пульсації тиску в камері нового гідравлічного вібраційного контура і амплітуда пульсацій тиску на вході в новий гідравлічний вібраційний контур.
Рівняння (11) є математичною моделлю нового гідравлічного вібраційного контура. Воно дозволяє визначити силу, що діє на золотник гідророзподільника, та параметри його осциляції. Причому вибір d3 і l3, виходячи з того, що за фізичною суттю вхідний звужений патрубок і камера 3 нового гідравлічного вібраційного контура є резонатором Гельмгольца, необхідно робити, використовуючи залежність [8]:
 ,(12)
де V3- об’єм камери 3 нового гідравлічного вібраційного контура.
Аналіз залежностей (10) і (12) дозволив встановити, що зі збільшенням довжини камери 3 збільшується і коефіцієнт передачі нового гідравлічного вібраційного контура. Отже, довжину камери 3 слід вибирати якомога більшою з урахуванням габаритних обмежень нового гідравлічного вібраційного контура.[11]
Зміст
ВИСНОВКИ
Встановлено, що для побудови математичної моделі нового гідравлічного вібраційного контура доцільно використовувати метод спектрального аналізу.
З використанням цього методу отримано математичну модель нового гідравлічного вібраційного контура.
Проведені аналітичні дослідження дозволили встановити, що найбільший вплив на коефіцієнт передачі мають діаметри камери резонатора із відглажуванням і завуженого патрубка. Для отримання бажаних коефіцієнтів передачі нового гідравлічного вібраційного контура довжину камери резонатора із відглажуванням слід вибирати якомога більшою.
 ,(а) ,(б)
 ,(в) ,(г)
 ,(д)
Рисунок 4 - Зміна сумарної жорсткості пружини гідророзподільника з гідравличним вібраційним контуром в залежності від переміщення його запірно – регулюючого елемента: а – при зміні амплітуди осциляції; б, в, г, д – для різних типів запірно – регулюючого елемента: 1 - гостра дроселююча кромка, 2 - конічна дроселююча кромка, 3 - дроселююча кромка з трикутними запилками, 4 - дроселююча кромка з запилками у вигляді сегмента круга, 5 - дроселююча кромка гостра з напівкруглою канавкою
Зміст
ПЕРЕЧЕНЬ ЛІТЕРАТУРИ
Андренко П. Н. - Принцип построения гидравлических аппаратов нового класса //Вестник НТУ "ХПИ". - 2001.- Вып. 129. - Ч.2. - С. 102 - 106.
Гречиха И. П. - Математическая модель гидрораспределителя из НГВК //Автоматизация производственных процессов. - 2004. - №2 (19). - С. 16 - 23.
Проектирование и изготовление гидроприводов машин с учетом обеспечения минимального шума. - М.: НИИмаш, 1973. - 55 с.
Kollek W., Kudzma Z., Rutanski J. - Mozliwosci skutecznego tlumienia halasu ukladem filtrow akustycznych // V Konferencja naukowo - tecniczna: Rozwoj budowy eksploatacji I badan maszyn roboczych ciezkich. Zakopane, 1992. - S. 203 - 208.
Шорин В.П. - Устранение колебаний в авиационных трубопроводах. - М.: Машиностроение, 1980. - 156 с.
Андренко П. Н., Клитной В. В., Дмитриенко О. В. - Расчет пульсаций давления на выходе
однокамерного преобразователя пульсаций // Вестник НТУУ КПИ.-1999. - Том 1. -Вып. 36. - С. 87 - 93.
Андренко П. М., Дмитрієнко О. В. Математические модели и расчетные исследования гидравлических гасникі в и усилителей пульсаций давления // Східноєвропейский журнал передовых технологий. - 2004. - № 5 (11). - С. 88 - 93.
Могендович Е. М. Гидравлические импульсные системы. - Л.: Машиностроение, 1977. - 216.
Андренко П. Н., Клитной В. В., Новгородцев В. А. Математическое моделирование течения вязкой жидкости в дросселирующем канале золотникового гидравлического аппарата // Вестник Восточноукраинского национального университета им. В. Даля.- 2002. - №10 (56). - С. 40 - 50.
Скляревский А. Н., Денисенко А. И. Динамика позиционного следящего привода с длинными
гидролиниями // Промышленная гидравлика и пневматика. ‑ 2003.- №1. ‑ С. 47 - 51.
Иванов М. И., Дусанюк С.В., Репінський С.В. - Имитационные исследования волновых процессов в длинных гидравлических линиях гидросистем сельскохозяйственных машин // Вибрации в технике и технологиях. - 2003. - № 4. - С. 69 - 72.
Теория автоматического регулирования. Книга 3. Ч. 1. Теория нестационарных, нелинейных и самонастраивающихся систем автоматического регулирования/Под редакторши В. В. Солодовникова. - М.: Машиностроение, 1969. - 607 с.
Попов Е. П., Пальтов Н. П. - Приближенные методы исследования нелинейных автоматических систем. - М.: Гос. изд. физ.-мат. лит., 1960. - 792 с.
Свешников В.К. Гидрооборудование. Международный справочник. Кн. 3. Вспомогательные элементы гидропривода. - М.: Машиностроение, 2003. - 320 с. [Электронный ресурс]. - Режим доступа: http://engenegr.ru/tehnicheskaya_literatura/gidravlika/20477-gidrooborudovanie-mezhdunarodnyy-spravochnik-v-3-kn-kn-3-vspomogatelnye-elementy-gidroprivoda.htm Коробочкин Б. Л., Комитовски М. Д. О передаточных функциях в гидросистемах в сосредоточенных и распределенных параметрах // Машиностроение. ‑ 1968. ‑ №4. - С. 37 - 44.
Зміст
|
