Параметрическая оптимизация ГГРП и органов управления

 

От решения задач оптимизации по внутренним параметрам привода переходят на более высокий структурный уровень – оптимизация по внешним параметрам системы «привод-орган управления».

Целевой функцией оптимизации является энергомассовый показатель РП-ОУ.

В качестве примера рассмотрим пару элементов широко используемых в канале крена: газогидравлический привод и поворотный твёрдотопливный двигатель (ПТТД).

 

 

aРМ

aД

L

R

aД=0°

aД=90°

 

 

 

 

Рис. 9.4. Параметрическая оптимизация привод – орган управления

 

В перспективных ЛА применение в качестве ОУ маршевых двигателей поворотных управляющих сопел – эффективных ОУ, обусловливает наличие малых свободных объёмов для расположения внутри отсеков ПТТД и РП. Как правило, ограничения по размещению приводит к невозможности соосного расположения ПТТД и поворотной РМ, из-за чего связь между ними осуществляется через кинематические звенья – шатуны, многозвенники и коромысла. Наиболее часто используется трёхзвенник (два поводка и тяга между ними).

Как следует из рисунка, наивысшая эффективность ПТТД достигается на углах a_Д=±90°. В этом случае ОУ обеспечивает максимальный момент по крену при минимальных энергетических затратах (массовом расходе), т. е. минимальной массе ПТТД.

С другой стороны, вследствие увеличения угла поворота вала рулевой машины ухудшается её механический кпд, особенно на краях углового диапазона, из-за уменьшения развиваемого момента в результате сокращения проекции плеч поводков на больших углах поворота. Как следует из практики конструктивной проработки, наименьшие потери имеют поворотные РМ с углами поворота выходного вала в диапазоне ±(30…33)°.

Момент крена, формируемый тягой ПТТД, определяется величиной тяги или массовым секундным расходом топлива и углом поворота сопла a_Д относительно оси вращения ПТТД. Чем меньше a_Д, тем большей тягой (расходом) должен располагать ПТТД при реализации заданного для изделия момента крена. Больший расход топлива при прочих равных условиях приводит к большей массе ПТТД.

В то же время, увеличивая угол поворота сопла a_Д (уменьшая потребную тягу), следует (при обеспечении требуемого времени перекладки ПТТД из нулевого положения в крайнее) повышать угловую скорость поворота вала РМ при сохранении движущего момента, т.е. увеличивать мощность, а, значит, и массу РП.

mS

aД

aДoptt

mД

Таким образом, постановка задачи параметрической оптимизации сводится к расчёту угла поворота ПТТД для заданных требований ко времени переброски и моменте крена, при котором обеспечивается минимальная масса системы РП-ПТТД. Результат решения задачи иллюстрируется графиком на рис. 9.5.

 

mS

mПР

 

 

Рис. 9.5. Параметрическая оптимизация привод – орган управления

 

К числу задач параметрической оптимизации более сложного уровня следует отнести также задачу рационального выбора энергетических характеристик РП, обеспечивающего управление поворотного сопла, подвеска которого в корпусе ДУ выполнена на эластичном шарнире. Для решения задачи использована особенность ПУС (поворотного управляющего сопла), которая заключена в круговом виде диаграммы шарнирного момента и потребных скоростей, требуемых для перемещения вектора тяги в плоскости управления ПУС.

Анализ диаграмм располагаемых сил и действующих нагрузок в плоскости управления показывает, что круговая диаграмма шарнирного момента и скорости поворотного управляющего сопла (преимущественно позиционная нагрузка) оказывается вписанной в квадрат располагаемых сил и скоростей двух РМ с точками касания, в которых РМ крепится к раструбу рис. 9.6.

 

 

ψ

ξ

δ

F,Vтр

Np=Fp*Vp

Nт=Fт*Vт

 

Рис. 9.6. Эпюра мощности привода в плоскости управления

 

Только в этих точках располагаемая и действующая силы равны во всём диапазоне отклонения ПУС. В остальных направлениях, когда перемещаются две РМ одновременно, результирующая располагаемая сила при действии в гидросистеме постоянного давления питания рабочей жидкости на входе в РМ превышают нагрузку со стороны ПУС. Причём максимальное превышение располагаемой силы относительно потребной - достигает 40%, а по мощности с учётом формируемой в этом же направлении скорости V_пS=1,4 V_max – в два раза при перемещении проекции вектора тяги под углом 45° к осям y и z.

Следует отметить, что наиболее рациональный режим с точки зрения экономного использования энергии в приводе реализуется при движении одной РМ под действием минимально допустимого уровня давления, когда требуемая и раcполагаемая мощности совпадают (рис.9.6). Одновременная работа двух РМ с максимальной скоростью и усилием сопровождается рассеиванием избытка энергии в приводе в виде тепловых потерь на элементах дросселирования (газового клапана, золотнике, регуляторах и т.д.).

Для построения схемы источника питания привода по рациональному использованию мощности целесообразно обеспечить в источнике питания переменное давление на входе в РМ, автоматически изменяющееся от потребляемого расхода рабочей жидкости РМ.

Такой режим работы достигается настройкой газового клапана на нижний допустимый уровень давления при потреблении рабочей жидкости одной РМ, движущейся с максимальной скоростью, и двух непроизводительных расходов через золотники РМ.

Необходимым условием при подключении второй РМ и движении двух РМ с потреблением Q_S=1,4 Q_max+2Q_ут является условие, при котором давление в линии нагнетания источника питания не должно уменьшаться ниже 0,7Р. В этом случае на штоках РМ реализуется результирующее усилие, соответствующее нагрузке, которая преодолевается парой РМ при обеспечении движения вектора тяги ПУС с максимальной скоростью независимо от направления его перемещения относительно координатных осей каналов управления.

Для реализации работы источника питания в этом режиме необходимо согласование его внутрибаллистических, динамических и конструктивных параметров с динамическими характеристиками действующих на орган управления возмущений, которые преобразуются в величину потребляемого РМ расхода, время действия и интервал отсутствия действия возмущения.

Наиболее наглядно процедура минимизации энергопотребления иллюстрируется графиками расходно-перепадных располагаемых и потребных характеристик источника питания и рулевых машин (рис. 9.7).

1,0

QP

 

 

Рис. 9.7. Расходно-перепадные характеристики РМ и ТГ

 

В идеальной ситуации параметрическая оптимизация должна охватывать весь комплекс сложной структуры ЛА. Но полная параметрическая оптимизация сложна и может оказаться неэффективной в силу существенной разницы в массе РП и ЛА. По-видимому, указанная процедура частичной оптимизации целесообразна для объектов ЛА, сравнимых по массе, когда она не разнится, по крайней мере, на порядок.

 

Для закрепления материалов учебного пособия в Приложении 3 дан ряд курсовых работ с решениями, позволяющими студентам на практике приобрести основные навыки проектирования газогидравлических приводов и их элементов.

 

 

ПРИЛОЖЕНИЕ 1

Расчёты, связанные с построением эпюры мощности:

Исходные данные:

1.Расход рабочей жидкости в рулевой машине при максимальной скорости - Qрм =0,000181 м³/с

2.Усилие нагрузки на штоке рулевой машины при скорости V =0,1 м/с, F =35000 Н

3.Удельный вес топлива -

4. Коэффициент чувствительности скорости горения к температуре заряда u1-= при t=0ºС, u1+= при t=40ºС

5.Коэффициент тепловых потерь газа -

6. Удельная газовая постоянная газа -

7. Температура газа -

8. Коэффициент истечения газа через сечение клапана А =0,00885 1/с

9. Минимальная площадь проходного сечения между клапаном и седлом -

10. Коэффициент непроизводительного расхода жидкости
11. Площадь поршня - А_п=0,00181 м²;

 

На основании исходных данных сформированы требования к статическим характеристикам пневматического аккумулятора давления:

Минимальное давление для перемещения нагрузки одной рулевой машины со скоростью V_max

 

Рассмотрим различные варианты расчета газогидравлического источника питания:

1. Постоянное минимальное давление питания в гидросистеме , т.е. формирования постоянного усилия на выходном валу рулевых машин.

В этом случае эпюра мощности рассчитывается следующим образом:

1.1. Выражение для определения поверхности S₂ имеет вид:

1.2 Так как давление p в любом режиме потребления расхода не уменьшается ниже p_о = , то для расчёта следует пользоваться уравнением при работе клапана (2.8).

Для определения коэффициента чувствительности клапана к изменению давления для принятых p=p_m = и u₁₊= 0.015 при Q_PM =0 используют:

1.3 Для α =0…45° определены Р^** по выражению:

(1)

Для удобства расчета уравнение (1) можно записать в виде:

Задавая (см. таблицу 1), которые подставлялись в выражение относительной мощности:

Вычисленные значения представлены в таблице 1
График функции представлен на рис. 1 и рис. 2

 

1. Переменное питание в гидросистеме, при допущении линейной зависимости утечек жидкости от давления

Эпюра мощности рассчитывается следующим образом:

2.1 Мощность, требуемая для формирования силы и скорости в пределах предельной круговой диаграммы, определяется через энергетические параметры источника питания по соотношению:

2.2 Фактическое располагаемое значение минимальной мощности применительно к приводам с вытеснительным источником питания при движении двух рулевых машин одновременно, обеспечивающих движение проекции вектора тяги в плоскости управления по предельному кругу, определяется по соотношению:

,

где p* - минимальное значение давления, при котором фактическая мощность сравнивается с требуемой круговой и определяется по соотношению:

2.3 Из соотношения равенства мощностей получено p* в результате решения уравнения:

(2)

2.4 Так как Р*<Р₀=25 МПа, то, используя уравнение баланса расходов для Р<Р₀, находим - значение поверхности горения, при которой обеспечивается минимальная мощность для одновременного движения двух рулевых машин и перемещения проекции вектора тяги под углом α=45° к базовым направлениям, из уравнения:

Тогда выражение для площади поверхности газогенератора можно представить в виде:

Или с учетом числовых значений получим:

2.5 Получен угол α, при котором происходит смена режима работы клапана при p₀=25 МПа, используя преобразование:

Используя уравнение баланса для p = p₀=25 МПа:

Получаем значение угла, при котором происходит смена режимов работы клапана:

2.6 Относительно круговой эпюры текущие значения мощности оцениваются, используя соотношение:

В диапазоне изменения углов определены Р_i(α_i), используя уравнение баланса для p>p0:

Вычисленные значения p₁(α_i) представлены в таблице 1. Затем рассчитанные значения подставлены в выражение для и построен график для (см. рис.1 и рис. 2)

2.7 В пределах изменения определены Р₁(α_i) для p<p₀ по уравнению:

Далее, подставлены α_i, P(α_i) в выражение для относительной мощности и

построена недостающая часть графика:

для .

Вычисленные значения представлены в таблице 1. График зависимости мощности от угла представлен на рис. 1 и рис. 2

 

⇐ Предыдущая17181920212223242526Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: