В обьемных гидроприводах для управления скоростью движения выходного звена исполнительного гидродвигателя (гидроцилиндра или гидромотора) традиционно используют два способа регулирования – объемный и дроссельный. При объемном регулировании питающая установка использует регулируемый по давлению объемный насос, в результате чего невозможно или затруднено раздельное и независимое регулирование скорости движения выходных звеньев гидроцилиндров. В дроссельном регулировании проявляется существенная зависимость скорости движения выходного звена от преодолеваемой им нагрузки, низкий КПД гидропривода и связанный с этим интенсивный нагрев рабочей жидкости, а также большие энергетические потери. Однако в конструктивном исполнении, ввиду отсутствия дорогостоящего регулируемого насоса, такой способ регулирования намного дешевле и может быть использован в многоканальном гидроприводе с централизованной питающей установкой.

В зависимости от локализации дросселирующего устройства в схеме гидропривода, различают схемы с последовательным включением дросселя (первичное или вторичное регулирование) и параллельным включением дросселя (регулирование методом перепуска рабочей жидкости). Схема вторичного регулирования, создающая подпор на сливе исполнительного гидродвигателя, предпочтительнее, в силу того, что она обеспечивает повышенное давление в обеих полостях исполнительного гидродвигателя и, соответственно, отсутствие в рабочей жидкости пузырьков нерастворенного воздуха. Выделяемое в дросселе тепло отводится непосредственно в бак, а подпор на сливе снижает уровень опасности последствий аварийной ситуации, в случае несанкционированного изменения знака преодолеваемой нагрузки. Основной оценкой качества регулирования является вид нагрузочных характеристик, иными словами, зависимостей скорости движения выходного звена и развиваемой им мощности от преодолеваемой нагрузки, а также, эффективность регулирования (значение суммарного КПД регулирующей и исполнительной подсистем гидропривода). Определенный интерес представляет зависимость динамики и кинематики гидропривода от способов регулирования.

В предлагаемой работе, на основе разработанных математических моделей и их апробации для конкретных типоразмеров гидроцилиндров, получены численные значения нагрузочных характеристик и зависимостей суммарного КПД от величины преодолеваемой нагрузки. Показано, что крутизна скоростной нагрузочной характеристики исполнительного гидроцилиндра и знак ее производной определяются способом дроссельного регулирования. Наибольшая мощность, развиваемая выходным звеном гидродвигателя, смещается в область нагрузок, составляющих 50…70% их максимального значения.

В результате теоретических исследований с использованием численных методов расчета разработана методика выбора способа дроссельного регулирования с оценкой его качества и эффективности. Результаты выполненных исследований расширяют возможности прогнозирования динамики и кинематики выходного звена гидропривода на этапе его инженерного проектирования.

To control a movement speed of the output link of an executive hydraulic engine (hydraulic cylinder or hydraulic motor), volumetric hydraulic drives traditionally use volumetric and throttle control methods. Under volumetric control, a supply unit employs a pressure-regulated positive displacement pump, as a result of which it is impossible or difficult to separate and independently control the movement speed of the output links of the hydraulic cylinders. In case of throttle control, there is a significant dependence of the speed of the output link on the load it overcomes, a low efficiency of the hydraulic drive and hereto related active heating of the working fluid, as well as large energy losses. However, in embodiment, due to lack of an expensive variable pump, this method of control is much cheaper and can be used in a multi-channel hydraulic drive with a centralized supply unit.

Depending on the throttling device localization in the hydraulic drive circuit, there are series (primary or secondary control) and parallel (working fluid bypass adjustment) throttle connection schemes. The secondary control scheme, which generates a pressure in the outlet of the executive hydraulic engine, is preferable due to the fact that it provides an increased pressure in both cavities of the executive hydraulic engine and, accordingly, a lack of combined air bubbles in the working fluid. Heat released in the throttle is discharged directly into the tank, and the pressure in the outlet reduces the danger level of the emergency situation consequences in the event of an unauthorized change in the sign of the load to be overcome. The quality of control is, mainly, assessed by the type of load characteristics, i.e. dependences of the output link speed and its developed power on the load to be overcome, as well as by the control efficiency (the total efficiency value of the regulating and executive subsystems of the hydraulic drive). The dependence of the dynamics and kinematics of the hydraulic drive on the control methods are of particular interest.

The proposed paper, based on the developed mathematical models and their testing for specific sizes of hydraulic cylinders presents the numerical values of the load characteristics and dependences of the total efficiency on the load value to be overcome. Shows that the speed load characteristic steepness of an executive hydraulic cylinder and the sign of its derivative are determined by the throttle control method. The greatest power developed by the output link of the hydraulic engine is shifted to the loads that are 50 ... 70% of their maximum value.

As a result of theoretical studies using numerical calculation methods, a technique has been developed for selecting a throttle control method with an assessment of its quality and efficiency. The results of the conducted studies expand the capabilities to forecast the dynamics and kinematics of the output link of the hydraulic drive at the stage of its engineering design.