Релейные системы имеют ряд преимуществ по сравнению с линейными:
- менее сложная и более экономичная радиоэлектронная аппаратура, основу которой составляет релейный усилитель. Высокий кпд РЭА обеспечивает ключевой режим работы усилительных элементов;
- малые уходы нулей, простота настройки и эксплуатации;
- более высокая помехозащищенность систем;
- возможность линеаризации автоколебаниями нелинейностей типа сухое трение, люфт и др.
- в силу нелинейной зависимости эквивалентного коэффициента усиления релейного усилителя от амплитуды автоколебаний автоколебательная система обладает адаптивными свойствами (параметрическая самонастройка);
- при стремлении зоны неоднозначности релейного элемента к нулю автоколебательная система с исполнительным двигателем постоянного тока сводится к оптимальной по быстродействию, реализующей высокие требования по быстродействию и колебательности переходных процессов.
По сравнению с системами, работающими в режиме ШИМ, автоколебательные системы имеют больший коэффициент усиления разомкнутого контура, т.к. для обеспечения захвата контура вынуждающими колебаниями при работе в режиме широтно-импульсной модуляции необходима амплитуда их примерно в 2 раза больше амплитуды автоколебаний, что приводит к уменьшению эквивалентного коэффициента усиления релейного усилителя.
Положительные свойства автоколебательных систем проявляются, если параметры автоколебаний (амплитуда и частота) не вызывают существенного нагрева двигателя в процессе работы.
При проектирования двухпозиционной автоколебательной системы реализация этого требования приводит к постановки в цепь якоря двигателя дополнительной индуктивности - дросселя увеличивающего электромагнитную постоянную двигателя. Использования трехпозиционного колебательного режима позволяет снизить рабочие токи системы (улучшить, таким образом, тепловой режим) и получить более высокие динамические и меньшие массогабаритные характеристики по сравнению с двухпозиционным режимом. Поэтому трехпозиционный режим несмотря на большую сложность радиоэлектронную аппаратуру является предпочтительным. При выборе параметров автоколебаний будем учитывать диапазон частот управляющего воздействия, частоты упругих автоколебаний двух массовой системы “двигатель-тахогенератор”, возможное увеличение амплитуд автоколебаний по 3 и 5 гармоникам. В трехпозиционном режиме длительность управляющего импульса должна быть меньше 1800 но больше 200-300(при этом автоколебания не стабильны), ток якоря не должен превышать номинальные значения. Синтез привода осуществляется в соответствии с алгоритмом, приведенным на рис. 9 В состав структурной схемы электронного усилителя входят:
- фильтр, стабилизирующий частоту автоколебаний
(31)
(32)
- паразитная постоянная времени, проявляющаяся при практической реализации колебательного звена.
- фильтр, формирующий закон управления
(33)
Изодромное звено реализует интегрально-пропорциональный закон управления и обеспечивает высокое быстродействие пропорционального и точность интегрального регулирования.
- фильтр логического устройства (ЛУ)
Логическое устройство реализует трехпозиционный режим регулирования и включает фильтр - фазоопережающее звено (или два фильтра с различными передаточными функциями в двух ветвях логики) и два двух позиционных релейных элемента суммирование сигнала которых позволяет получить третью позицию.
(34)
К фильтрам ЛУ предъявляются следующие требования:
- на частоте автоколебаний фазовые сдвиги фильтров должны обеспечивать заданную величину управляющего импульса;
- на рабочих частотах (0-20 Гц) фильтры не должны вносить амплитудных и фазовых искажений;
- на частоте автоколебаний необходимо обеспечить минимальный подъём высших гармоник и шумов;
- для обеспечения стабильности параметров фильтров в процессе эксплуатации в диапазоне возможных частот автоколебаний (200-1000) Гц фильтры должны иметь пологую фазовую характеристику.
Процесс проектирования фильтров является итерационным, параметры фильтров уточняются при математическом моделировании.
1.6.2 Результаты математического моделирования.
Математическое моделирование замкнутого по скорости привода проводилось с использованием программных продуктов подсистемы САПР “ССЦ”.
В режиме автоколебаний амплитуда тока якоря составляет .
Амплитуда колебаний по скорости двигателя ,частота автоколебаний 500 Гц.
При этом амплитуда угловых колебаний выходного вала нагрузки
(35)
, что меньше допустимого значения (не вызывающего “размытия” линии визировании) .
Т.к. трехпозиционная автоколебательная система является существенно нелинейной, её динамические характеристики (переходные процессы и ЛАФЧХ) оценивались для разных амплитуд входного сигнала (соответствующих , , ) и приведены на рисунках: рис. 10 и рис. 11.
Полосы пропускания привода по уровню при разных амплитудах входного сигнала составляют:
Полученные характеристики могут быть использованы в первом приближении при синтезе широкополосного высокоточного позиционного (замкнутого по углу) привода или контура автосопровождения.
2. Разработка кинематической схемы редуктора.
Кинематическая схема представляет собой схему механизма, состоящего из ряда звеньев, соединенных между собой кинематическими парами, обеспечивающими одну или две степени свободы вращения одного звена относительно другого.
В кинематической схеме звенья изображаются в виде стержней, не отображающих их конструкцию.
Редуктор представляет собой передачу, понижающую угловую скорость.
Выбор вида передачи и разработка оптимальной кинематической схемы зависит от предъявляемых требований:
- надежность;
- долговечность;
- точность;
- малое сопротивление движению;
- минимальный момент инерции вращающихся частей, приведенный к валу двигателя;
- компактность конструкции;
- технологичность;
- небольшая стоимость.
Как правило, механическая передача привода разделяется на две части: редукторную, заключенную в корпус редуктора, и выходную, представляющую собой пару зубчатых колес с ведущей шестерней на выходе редуктора и ведомым зубчатым венцом на кольцевой опоре.
Число ступеней зубчатой передачи может быть определено по формуле:
(36)
Зубчатые передачи в ненагруженных цепях в первую очередь должны отвечать требованию постоянства передаточного числа в любой момент времени, или иначе - равномерности и плавности вращения при отсутствии в передаче люфта. Чтобы достичь быстрой приработки сопряженной пары колес, выбирают q=l;2;3;4 и т.д., т.е. число зубьев большего колеса должно без остатка делиться на число зубьев меньшего колеса.
В нагруженных (силовых) передачах с переменным моментом нагрузки рекомендуется брать передаточные числа в виде дроби, у которой числитель и знаменатель - числа, не имеющие общих множителей:
q=25/26, 30/47, 27/34 и т.д.
Передачи с таким значением q в наибольшей степени обеспечивают равномерный износ зубьев.
В приборостроении и машиностроении наибольшее распространение получило эвольвентное зацепление, при котором боковые профили зубьев образуются двумя эвольвентами.
Основные достоинства:
- сохранение передаточного отношения и правильности зацепления при изменении расстояния между осями сопряженных колес;
- независимость кинематики зацепления от чисел зубьев сопряженных колес;
- простота изготовления зуборезного инструмента.
Передача цилиндрическими прямозубыми колесами внешнего зацепления передает движение между параллельными валами и является самым распространенным типом передачи, т.к. обладает целым рядом преимуществ: технологичность конструкции, наибольшая достижимая точность обработки колес и их монтажа, высокий кпд, небольшая стоимость .
Исходным контуром цилиндрических колес является контур прямозубой рейки:
Рис. 12 - Контур цилиндрического зубчатого колеса
- угол профиля =20°;
- профиль в пределах глубины захода зуба - прямолинейный;
- - глубина захода ();
- - модуль, мм;
- - радиальный зазор;
- - радиус скругления;
- - шаг.
Наименьшее, свободное от подрезания число зубьев некоррегированных прямозубых колес, нарезаемых рейкой при=20° , =17.
В точных передачах рекомендуется применять колеса с числом зубьев не менее 25, т.к. при Z<25 на точность изготовления колес заметно сказываются погрешности зуборезного инструмента. Не рекомендуется применять числа зубьев, затрудняющие настройку зуборезного станка:
101,103,107,109,127,131,137,149,151,157,163,167,173,179,181,187, 191,193,197,199,202,203,206,209,211,212,214,217,221,223,227,229, 233,236,239.
Число зубьев свыше 240 рекомендуется принимать кратным 10.
Передаточное число ступени
(37)
в счетно-решающих механизмах в большинстве случаев находится в пределах 5>q>l/3 и сравнительно редко приближается к предельным значениям интервала 10–1/5. Если усилия, действующие на зубья колес, незначительны (вращение шкал, стрелок), то передаточное число в паре колес, рассчитанных на замедление (q>l), может быть неограниченно большим.
