电液比例范文

电液比例范文（精选6篇）

电液比例 第1篇

油压机压力均衡,与同等压力的机械压力机相比,具有机构简单、体积小、压力恒定等优点,所以在成型制品生产中得到了广泛的应用,并根据市场的需求逐步向智能化、网络化的方向发展[1]。PLC在油压机上的应用,使整个控制系统具有较高的可靠性和灵活性。用它控制油压机可以减小控制设备体积,缩短系统设计调试周期、延长设备定期维护时间、减少修复时间。当有故障时可用控制系统的自动诊断软件处理,进一步提高系统的可靠性[2]。但传统的PLC控制方式的控制性能还达不到现代化的要求,必须采用电液比例阀或者数字伺服阀配合各种传感器组成闭环回路式的控制系统,以达到精确控制的目的;另外传统PLC控制方式人机交流不够完善,不能远距离操控,不能有效监控工作状态等。针对以上问题,组态软件应运而生。组态软件是指一些数据采集和过程控制的专业软件或开发环境,组态软件和PLC的结合实现了人机结合、人机互动,提高了控制性能。利用组态软件开发的HMI人机界面简洁直观,操作方便,可实时监测和控制机器的运行状态,并可通过工业以太网实现工业生产和管理的一体化、网络化。本项目中,油压机用来压制火炸药成型,要求是加载力、位移及速度可控、可测,既可保持加载力恒定(压力控制模式),也可保持加载位移的速率恒定(速率控制模式),加载精度要达到试验机的水平。同时监控系统要具有智能化和网络化的特点,方便远程监控和生产管理。

1 液压系统原理

液压系统原理如图1所示。执行器采用伸缩型液压油缸,以实现快进和工进的不同工艺过程。液压油经泵口流经高压过滤器和单向阀后接通储能器、安全阀和比例溢流阀。安全阀采用叠加式溢流阀,用来设定系统的最大安全压力;比例溢流阀用来根据需要实时调节系统的工作压力。液压机的一次工艺行程包括快进、工进、保持、快退四个工步。油缸快进时,液压油通过防爆方向阀1左位进入二级缸(二级缸内腔截面积小,可实现油缸快速定位);当油缸快进到位后(由位移传感器检测)油缸进入工进过程,防爆方向阀1仍处于左位,一方面保持二级缸压力,一方面给比例方向阀提供压力油。液压油通过比例方向阀右位进入一级缸(一级缸内腔截面积大,速度慢出力大且均匀,可实现工进压制成型工艺),且可以通过调整比例方向阀线圈的电流来控制液压缸工进速度。油缸出口处连接叠加式抗衡阀以形成一定的背压,防止油缸在自重下自动下行。当位移传感器检测到工进到位后,防爆方向阀1转到中位,比例方向阀转到左位,系统保压并定时;定时时间到后进入快退工艺过程,防爆方向阀1和防爆方向阀2都转到右位,液压油经过防爆方向阀1右位进入油缸,经过防爆方向阀2打开充液阀,液压缸的回油一部分直接回油箱,另一部分经过充液阀流回辅助油箱。

2 控制系统设计

控制系统由参数设定与显示(HMI界面)、控制器(横河PLC)、信号转换与放大环节(比例放大器,比例电磁阀)、动力执行机构(伸缩液压缸)、信号反馈环节(位移传感器、压力传感器)组成,其结构框架如图2所示。

工控机与PLC通过以太网进行TCP/IP通讯,实现HMI界面与PLC的交互。液压泵的动力电机由ABB ACS800系列变频器驱动,PLC与变频器通过ModBus总线进行RTU模式通信。比例放大器将PLC输出的模拟信号放大成驱动比例电磁阀的PWM信号,从而控制液压缸的工进速度或者系统的工作压力。位移传感器和压力传感器分别检测油缸位移和系统压力并变换成标准电流信号输入PLC,以构成闭环。

2.1 HMI界面

HMI界面采用横河电机的VDS组态软件工具Graphic Designer编写,由主监控界面、过程参数趋势图界面、工艺参数设定界面、故障分析及决策界面组成,主要完成参数的设定与监测、显示、报警并记录存储等功能。应用VDS组态工具Object Builder在PC机内建立OPC数据服务器,将PLC内的过程参数和状态参数读取到数据服务器并为HMI界面提供数据服务[3]。HMI界面可读/写OPC服务器数据,也可通过趋势图显示数据趋势波形,从而实现参数的设定与显示以及过程的控制。应用Object Builder的报表工具将过程参数生成数据报表并以ACCESS数据库的形式存储在硬盘内[4],实现数据的记录与存储并方便日后查询。HMI界面可嵌入简单的Javascript脚本代码,实现数据的逻辑运算、比较运算、算术运算等,从而可对过程参数进行上、下限检查并进行报警等。HMI界面最终发布成HTML网页形式,通过Web浏览器进行操作,并支持Internet访问(不同的登录用户具有不同的访问权限)。部分HMI界面如图3所示。

2.2 PLC程序

PLC控制程序采用FBD块编写,包括数据采集与输出、变频器的通讯、油缸运动控制、油缸移动速度闭环控制(速度模式)、油缸压力闭环控制(压力模式)等。

数据采集主要完成数字量的读入并去抖动,模拟量的滤波、读入以及标度变换,开关控制量的输出以及模拟控制量的标度变换并输出。通过调用Logic Designer内的专用数据采集模块、数据输出模块来实现。

PLC与变频器的通信采用ModBus RTU协议,PLC作为主站设定并读取变频器(从站)的运行参数(设定频率、运行转速、运行电流等)。通信过程由一次发送和一次接收组成,PLC打开通信端口后发送读或写命令帧并等待从站响应;从站根据命令做出相应的响应并发回主站,主站在数据接收正确完成后结束通信并关闭端口[5]。

油缸运动包括四个工步:快进、工进、保压、快退,分为自动和手动两种控制方式,又分为位置模式和压力模式。在自动方式下,“快进”命令启动快进过程,油缸位移y到达预设值y1后进入工进行程,直到工进过程结束条件满足后进入保压工艺过程同时启动定时,定时时间到后即快退直到油缸回到原位(油缸位移y小于等于预设值y0)停止,工进过程主要控制油缸移动速度。在位置模式下,工进的结束条件是油缸位移y到达预设值y2;压力模式下,工进的结束条件是油缸的压力达到预设值p0。手动方式下各工艺过程由独立的指令控制,某工艺过程结束时油缸停止等待新的指令。

油缸移动速度由位移传感器的反馈信号构成闭环,在周期性中断中采集当前位移值减去前一采样值再除以采样周期即得到油缸移动速度,与设定值一并输入PID控制模块进行PID校正,模块的输出作为比例方向阀的调节信号,调整进入油缸的流量从而控制油缸的移动速度。PID校正采用Logic Designer自带的PID控制模块,可在线自整定PID参数并具有多重安全保护功能,能够满足系统控制精度的要求。油缸压力由压力传感器构成闭环,通过PID校正后调节比例溢流阀的开口从而控制系统压力,其闭环控制程序与速度闭环相似。PID闭环控制的PLC程序如图4所示。

3 系统建模及仿真

工进过程的控制精度对成型产品的性能至关重要,为了分析并提高控制系统的控制性能,这里建立系统的数学模型并进行仿真分析。

3.1 系统数学模型

油缸的工进工艺过程实质上是一个电液比例位置系统,其结构框图如图5所示。

其中,指令信号为给定速度;位移传感器的反馈信号经过计算得到当前移动速度,与给定速度进行比较后得到偏差信号经过控制器后调节进入液压缸的流量。下面分别建立系统各环节的数学模型。

3.1.1 控制器环节

在主控制器中,采用不同的控制算法可以形成不同的控制器,控制器的输入输出规律是不同的,但总能表示为以下的形式[6]:

式中,Ue=U-Uf;U为指令信号;Uf表示反馈信号;Uc为控制信号。

3.1.2 比例放大器环节

比例阀放大器将输入的电压信号转变为PWM电流信号,以驱动比例方向阀。其表达式如下[7]:

式中,Kui表示放大器增益;Ic为控制电流。

3.1.3 比例电磁阀环节

比例电磁阀的阀芯位移由控制电流产生的电磁力驱动。为简化处理,假设电磁力F与控制电流Ic成正比,如下:

式中,Ki F为比例电磁铁的电流-力增益。

作用在阀芯上的作用力主要有:电磁铁的驱动力F、复位和调零弹簧的弹簧力、液动力和摩擦力等。设阀芯的质量为m,调零弹簧的弹簧刚度为KSF,阻尼系数为Bp,忽略液动力和摩擦力,则阀芯的位移运动方程为[8]:

对上式进行拉氏变换,得阀芯位移输出模块的传递函数为:

式中,ωv为比例阀固有频率;ξv是比例阀阻尼系数。

综上,可得比例电磁阀环节的数学模型为:

3.1.4 液压缸环节

液压比例系统中,一般从阀的负载流量特性、液压缸流量方程和液压缸的力方程三方面来建立数学模型[9]。

比例电磁阀的负载流量特性方程为[10]:

式中,Cd为阀口流量系数;Av为节流口面积;Ps为阀入口压力;P1为阀出口压力;ρ为油液密度;xd是死区位移。

使用泰勒公式将比例阀阀芯位移与流量的关系式在零点展开,可得到比例阀的线性化流量方程为:

式中,Kq为阀口位移流量系数;Kc为阀口压力流量系数。

在初始条件为零的情况下,对上式进行拉氏变换,得:

根据流量的连续性条件,可得不对称缸的工作腔V1的流量方程为[11]:

式中,A1为油缸进油腔面积;y为油缸位移;λc为油缸总泄露系数;K为油液体积弹性模量;V1为液压缸进油腔及进油管路油液体积。

在初始条件为零的情况下对式进行拉氏变换,得:

把各种负载等效到活塞上,按集中参量进行分析,则可得不对称缸活塞上的力平衡方程为[12]:

式中,mg为油缸活动部分质量;B为油缸阻尼系数;FL为负载力。

在初始条件为零的情况下对上式进行拉普拉斯变换得:

当负载力FL为常数,联立方程(9),(11),(13),消去中间变量Q(s)和P1(s),可得以阀芯位移x为输入,缸位移y为输出的传递函数为:

以阀芯位移x为输入,缸速度v为输出的传递函数为:

根据式(15)可求得阀控缸系统的固有频率ωn和阻尼比ξ为:

则式(14)可写成:

由以上分析,可得本电液比例位置系统的数学模型,如图6所示。

3.2 系统仿真分析

电液比例位置系统参数如表1所示。根据上面的分析,将以下参数代入并做适当简化处理,可得系统的基本参数:

根据系统数学模型,应用MatLab的仿真工具Simulink建立仿真模型,得到电液比例位置系统的时域特性与频域特性如图7,图8所示。

由系统阶跃响应曲线可以看出,电液比例位置系统超调较大,调整时间较长;系统固有频率较低,系统具有较好的震荡性能。由系统开环Bode图看出,电液比例位置系统幅值裕度Gm=199dB,相位裕度Pm=90deg,是一个稳定系统。但是电液比例位置系统具有非线性、时变的特点,需要采用适当的控制算法进行校正。本系统采用传统PID控制算法,在Simulink下的仿真效果如图9所示。

由图9可以看出,采用PID控制算法后,系统的响应时间缩短,超调量明显减小,控制精度得到提高。

4 试验结果及分析

图10是实际调试中的控制曲线,其中红色虚线表示给定速度,实线代表PID控制时反馈的实时速度。从图中可以看出,在刚开始由于给定的阶跃跳跃,响应出现较大误差,但反馈速度很快上升并出现小幅震荡。在3s之后,实际速度基本保持在给定位置,虽有小量偏差,但幅度基本保持在误差允许范围内(±2%)。对于化工药品的压制成型过程,这样的控制效果是不错的,也达到了设计的要求。

5 结论

本系统中,油压机工进过程的工进速度对成型产品的质量至关重要。采用经典PID控制算法后,油缸的移动速度很好地保持在设定值左右(误差在精度允许范围内),成型产品致密度高,密度均匀,性能优良。控制器采用工控常用的PLC,其高可靠性保证了系统的稳定和持续工作能力。HMI监控界面很方便地实现了生产设备的操控与管理,同时通过TCP/IP和Web浏览器实现了工业生产与管理的一体化,网络化,是未来工业现场自动化的发展趋势。

参考文献

[1]中国工控网PLC论坛.PLC在油压机上的应用[OL].[2005-10-24].http://www.chinakong.com/forum/disp.asp?id=13122

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[6]杨征瑞.电液比例与伺服控制[M].北京:冶金工业出版社,2009.

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[10]张利平.液压控制系统及设计[M].北京:化学工业出版社,2006.

[11]许贤良,王传礼.液压传动系统[M].北京:国防工业出版社,2008.

电液伺服比例综合实验台设计和研究 第2篇

伺服比例综合实验台是以液压伺服比例控制元件为动力装置,加上智能计算机数据采集及控制而构成的试验系统,可以实现液压伺服比例控制系统的工科大学实验教学及科研工作。

该试验台的具体要求如下:

(1)伺服控制系统实验:(a)伺服系统的闭环时间响应特性实验;(b)伺服系统频率特性实验;(c)伺服系统误差测量实验;(d)伺服系统控制策略研究实验。主要针对本科及研究生教学工作进行。

(2)数据采集系统实验:针对各种传感器的实验数据采集、分析、处理、即时显示、实验曲线绘制,自动生成实验报告等功能实验。在测试系统中尽量配备各种类型的传感器,以使学生对传感器有较全面的接触和认识。

(3)MATLAB、Labview实时控制策略及方法实验:选用具有MATLAB、Labview驱动接口的数据控制卡,以便在上述平台下对实时控制及智能仪器进行相关研究。

除具备上述实验功能外,该试验台还应该是一个具备一定能量提供能力的液压油源。而且在设计过程中要充分考虑扩展性研究。试验台总体布置图如图1所示。

在实验操作台上布有阀控缸、阀控马达及相关加载、测量仪器。

2 液压控制系统方案说明

2.1 液压系统基本参数

系统额定工作压力:31.5MPa。总流量:130L/min。含有一个排量63ml的手动变量柱塞泵和一个排量29ml的电液比例压力、流量复合控制变量柱塞泵。既可实现单泵供油,又可实现双泵联合供油。液压缸为准63mm差动缸,行程为80mm,液压马达排量为80ml/r,马达减速机传动比n=10。

2.2 液压组成及原理说明

该试验台的液压原理如图2所示。由液压泵站、分配器、阀控缸系统、阀控马达系统等构成。

1.力传感器2.角位移传感器3.直线位移传感器4.转矩传感器5.11~5.14,5.21~5.24.压力传感器6.温度传感器7.扭矩转速仪8.流量传感器9.1~9.4.溢流阀

2.2.1 油源(液压泵站)

(1)油源的动力机构

为63ml的手动变量柱塞泵和一个排量29ml的电液比例压力、流量复合控制变量柱塞泵。既可实现单泵分别供油,又可实现双泵联合供油,为系统提供多种流量选择。在吸油回路、回油回路都配有过滤器保证油液清洁度,保护系统元件。

(2)油源的压力限定

如图2所示,两个溢流阀都是电磁溢流阀,在系统不需要流量时即可通电卸荷。溢流阀9.1在定量泵单独工作中,限定系统压力,溢流阀9.2在电液比例压力、流量复合控制变量柱塞泵单泵供油或双泵供油时起溢流阀作用。

(3)油源的温控系统

温控系统由温度传感器及冷却装置组成,通过温度传感器与计算机的通讯,来决定是启动还是停止冷却。冷却装置为独立风式冷凝器加板式换热器。冷却介质为水。

(4)压力波动缓冲

在主进油路中并联的带有截止阀的蓄能器,可以吸收系统的压力波动,保证压力平稳,此装置还配有泄压截止阀,用于更换蓄能器和泄压;溢流阀用于保证蓄能器不会超压,压力表用于观察蓄能器的压力状态。

(5)扭矩转速仪的使用

在电液比例流量、压力复合调节变量泵与电机之间配备有扭矩转速仪。这样就可以在任何情况下,测量、计算泵及电机的功率及效率。

(6)其他附件

泵出口过滤器保证进入系统中的油液的清洁度;高压油流量计显示系统总流量;单向阀防止回流;截止阀用于动力源的扩展以及回路的外接。压力表直观显示各环节压力。

2.2.2 分配器

试验台中含有两个分配器,分配器中减压阀起到恒定伺服比例阀前端供油压力的作用,并将两个供油管路隔离使之不能互相干扰。溢流阀9.3起安全阀作用,保护比例方向阀,压力传感器5.13采集阀控缸系统进口压力Ps,压力传感器5.14采集阀控缸系统出口压力P0。这两个传感器可记录阀的进、回油压力值,为相应研究做准备。蓄能器起到稳定压力波动的作用,这两个蓄能器可以最大限度地减少压力的变化,对伺服比例阀性能的影响。分配器中过滤器为高精度过滤器,为了进一步保护比例阀,防止出现卡堵现象。分配器中的进口截止阀,使得系统的维护和实验可以分别进行,更加方便。

2.2.3 阀控液压缸系统原理及功能说明

阀控缸系统由伺服比例阀、阻尼器、单出杆液压缸、传感器组成。

(1)伺服比例阀在阀控缸系统中,4通滑阀有很多选择,但是作为教学用试验台,伺服阀抗污染能力差,价格昂贵,维护起来困难,显然是不适用的,而伺服比例阀经过近年来的迅速发展,具有抗污染能力强、可靠性高、响应速度与伺服阀相当、价格低等特点,被工业上广泛采用,所以本试验台采用伺服比例阀作为系统的控制元件。

(2)阻尼器的作用该系统为欠阻尼系统,图中阻尼器的作用是通过改变液压缸两腔的内泄量,增加系统的阻尼比,实验过程中可通过调节节流口通流面积来研究泄漏量对液压系统阻尼比的影响。

(3)压力传感器的作用在进行各类试验时,获取油缸前腔及后腔的动态压力数据,这些数据既可被用于分析系统性能,也可作为局部及全局的反馈变量进行控制策略的研究。

(4)可实现的实验功能:(a)阀控非对称液压缸位置控制系统相关实验,其中可进行动态特性实验;频率特性实验;正弦响应实验。(b)阀控非对称液压缸,力、压力控制系统实验。

(5)可达到的技术指标

最高输出速度:0.7m/s;最大输出力:9.8t。

2.2.4 阀、泵控马达系统原理及功能说明(1)阀控马达系统

阀控马达系统组成与阀控缸系统类似,区别是马达为对称系统,相类似的原件起的作用也类似。

可实现的实验功能如下:(a)阀控马达角位移控制系统实验,可进行动态特性试验,频率特性试验,正弦响应特性试验。(b)阀控马达角速度控制系统实验。(c)阀控马达转矩控制系统实验。

(2)泵控马达系统

泵控马达系统,主要由电液比例压力、流量复合控制变量柱塞泵,油源系统,分配器2,阀控马达系统(其中伺服比例阀,阀口常开)组成。

主要进行泵控马达转速控制系统的动、静态特性分析研究方向的实验。

3 工控机测控系统方案说明

该系统的总体结构主要由电气柜和计算机操作平台两部分组成。

电气柜:主要由各种接触器及时间继电器构成,负责电机的启动;并输出220V电压供给计算机操作平台。

计算机操作平台:由工控机、液晶显示器、二次仪表、指示灯组及输入设备(如鼠标、键盘、手动按钮)等组成。

将强电系统与操作台分开是为了尽量减少强电对数据采集及控制的干扰。

3.1 计算机测控系统组成

该实验台主要应用于工科教学以及实验,要求不仅对数据可以进行控制,处理还要考虑到打印报表、绘制曲线,数据分析,以及试验台的综合性、扩展性。

所以本试验台采用基于工控机的测控系统。工控机采用台湾研华公司的工控机,系统组成框图如图3。

3.2 传感器以及数据卡的选用

该实验台、电气元件及输入输出通道统计如表1所示。

由上述实验系统和液压原理,必要的传感器元件都已包括,且传输信号均为4~20m A,这样做,可以保持统一性,避免相互之间的干扰,降低系统电路的设计难度。

由表1知,模拟信号输入为15路,而研华PCI-1716数据采集卡可以提供16路单端模拟量输入,非常适合本测控系统。

数字量输入为8路,数字量输出为2路,选用研华725板卡,既可满足输入,又可满足输出,且可为以后的扩展做准备。模拟量输出为4路,而PCI-1723是要求多路模拟量输出应用的理想选择。

与编码器输入的计数器选择研华PCL-833,它有三个独立的24位计数器,可用于正交解码、脉冲/方向计数或正反向计数。

3.3 测控系统控制软件

工控机的操作系统采用Windows XP操作系统数据管理及实验报告是基于Office套件平台的,开发工具采用VB6.0,本软件具有数据采集、实时显示、实时控制、数据保存、数据管理、曲线绘制、数据输出等功能。VB又是现阶段工业控制中的主流语言,对于以教学,和实验为目的,引导学生做实践工作的比例综合试验台,VB是最佳的选择。

4 试验台的扩展性

(1)该试验台具有备用的高压出油口及回油口,可作为其它液压设备的油源使用。由于电液比例压力、流量复合控制变量泵的使用,使得对压力和流量的控制变量很灵活。

(2)如在实验操作台上增加其它阀控缸及阀控马达装置,那么可进行其它一系列的研究工作。例如同步性、多自由度控制特性研究等。

(3)本计算机测控系统中所用板卡的多余控制端口全部引到工控机操作台的端子端,使其具有额外的交、直流输出,模拟量入,模拟量出,数字量入,脉冲量入等功能。为其它科研工作提供了必要条件。

5 结语

本试验台操作方便,并已应用于液压比例泵和比例换向阀组成的液压系统动态测试。通过(VB6.0)编程使计算机能自动化、智能化地对实验数据进行传输和处理,且具有打印、存储、管理动态测试数据曲线的功能。本试验台能清楚、快速、准确可靠地对液压泵和液压阀的静、动态特性进行分析研究,因此在现代动态测试的科研和教学试验中具有实际意义。

参考文献

[1]雷天觉.液压工程手册[M].北京:机械工业出版社,1990.

[2]何存兴.液压元件[M].北京:机械工业出版社,1982.

2D电液比例换向阀阀芯卡紧力分析 第3篇

现有的电液比例换向阀一般采用直动式结构和导控式结构两种设计方案[1]。直动式比例换向阀或流量阀一般采用滑阀结构,因此容易受到摩擦力及油液污染的影响出现卡滞现象[2]。导控型电液比例阀一般采用直动式比例换向阀作为导阀,要获得较好的比例控制特性,导阀阀芯与阀芯孔之间必须具有较好的配合精度,否则容易出现卡滞现象,并在主阀上放大,对整个比例阀的特性产生较严重的不利影响。2D电液比例换向阀集直动、导控于一体,它通过压扭联轴器将2D换向阀与比例电磁铁相结合,使其兼具直动式和导控式电液比例换向阀的优点,实现高压大流量的比例控制。与传统滑阀一样,2D电液比例换向阀也存在液压卡紧的现象,主要表现为:中高压(如15 MPa以上时)情况下,阀芯卡紧力加大,导致流量无法上升。究其原因,其实质都是由于油液的压力引起阀芯所受的径向力不平衡导致的[3]。

不同于传统滑阀的是,2D电液比例换向阀可灵活利用其旋转自由度在具体结构设计上消除径向不平衡力,且2D电液比例换向阀特有的双自由度换向从根本上避免了由液压油污染造成的液压卡紧现象。经过合理设计,可以降低甚至杜绝卡紧故障的发生。因此本文对2D电液比例换向阀阀芯卡紧现象及其径向力作系统分析,有助于2D电液比例换向阀的优化设计 及性能提 高,及2D阀设计理论体系完善。

1传统阀芯卡滞分析

滑阀副几何形状误差和同轴度变化所引起的径向不平衡液压力(即卡紧力)是传统阀芯产生液压卡紧现象的主要原因。当阀芯有一定锥度(锥部大端面向高压腔)时,此时轴心线平行但有偏心,从而产生径向不平衡力,该力使得阀芯与阀孔间的偏心距变大,当两者表面接触时,径向不平衡力最大。当阀芯表面有凸起且在阀芯高压端时, 阀芯与阀孔的中心线不再平行,此时径向不平衡力最大,该力将阀 芯的高压 端凸起部 分推向孔 壁[3]。

当阀芯所受的径向力变大并超过 一定程度 时,阀芯与阀孔之间的油膜被破坏,阀芯与阀孔间的摩擦变成半干摩擦乃至干摩擦,能够将阀芯直接卡死。

2 2D阀阀芯卡滞分析

2.12D阀阀芯结构及原理

2D电液比例换向阀阀芯结构如图1所示,其两端台肩上按一定角度分布一对高低压孔 (b、c和d、e),两个高压孔P口通过阀 芯内部通 道相连,低压孔通过T口相通;阀芯两端的高低压孔与阀体上的直槽感受通道相交,形成两个微小的开口面积,串联构成液压阻力半桥,感受通道与两端敏感腔相通,从而控制敏感 腔的压力 变化[4]。 当阀芯旋转时,高低压孔与感受通道相交的面积发生变化,导致两端敏感腔压力发生变化,压力差使阀芯轴向失去平衡产生向左或向右的移动[4]。

2.2 2D阀阀芯缝隙流动分析

由2D阀阀芯结构可知,图2中阀芯台肩上高压孔向低压孔的泄漏流动可近似认为是倾斜壁面缝隙间的流动,其间隙高度 是转角的 函数[5]。由于缝隙是微小量,故其泄漏量为

式中,Q为泄漏量,L/min;b为间隙宽度,mm;hθ为间隙高度,mm;μ为油液动力黏度,Pa·s;r0为阀芯半径,mm; dF为微小卡紧力,N;dθ为微小转角,(°);C为流量系数, 取为0.62。

理想状态下,2D阀阀芯无偏心,间隙高度hθ为定值,由式(2)可知图2中上侧压力与下侧压力相等,该力在同一方向上合力大小相等,方向相反,因此只会产生微小阻力矩,不会导致卡紧现象产生,其受力分布如图3所示。

2D阀阀芯发生旋转或由其他原因引起偏心时,间隙hθ随转角θ发生变化,导致上下侧压力分布发生变化,如图4所示,由于油液始终从高压孔向低压孔泄漏,上侧缝隙流动为从P′到T,下侧流动为从P到T′,可判定P′到T为渐扩缝隙流动,P到T′为渐缩缝隙流动。

对于渐扩缝隙流动,由伯努利方程可知,其流速会增大,因而其压力会减小。由图4可得

式中,lAB为A、B两点的距离;lOB为O、B两点的距离;lOA为O、A两点的距离;ri为偏心时圆心与壁面的距离变量; e为偏心距。

对于渐缩缝隙流动,同样由伯努利方程可知, 其流速会减小,因此其压力会增大,可得

由于δ和e同为微小量,为计算方便,可近似认为

由式(2)和式(3)得到渐扩缝隙流动中F对θ 的微分式为

由式(2)和式(4)得到渐缩缝隙流动中F对θ 的微分式为

令

对式(6)积分得

式中,θ0为阀芯偏心量;φ为高低压孔半夹角;FA1为对上壁面积分得到的压力。

对式(7)积分得

式中,FA2为对下壁面积分得到的压力。

FA1和FA2在水平方向和垂直方向上的分量分别为

由此可得,2D阀芯水平和垂直方向的卡紧力分别为

由此可得2D阀芯径向卡紧合力为

2.3 2D阀芯卡紧力数值计算

利用MATLAB 2012b软件对式 ( 13 ) 进行偏导数求极值法计算[6], 可知当 θ0= π/ 16 , φ ≈ π /4时 ,卡紧力F最大;随着θ0或φ的增大,卡紧力F逐渐增大,直至最大,如图5所示[6]。

由于卡紧力F为零时式(10)为隐函数,无法精确计算出θ0和φ的数值,从图6可看出卡紧力F趋近于零时,θ0和φ相差不大。

2D阀设计中,高低压孔半夹角φ取决于敏感通道的宽度。φ过小时,敏感腔的压力变化不大, 会导致响应速度变小;φ过大时,其卡紧力会随之升高,且阀的体积会变大,因此高低压孔半夹角φ 一般取值范围为[π/16,π/8]。当φ值固定时,卡紧力F随θ0的变大而增大,当θ0≈π/8时,F趋近最大值,增长趋缓,如图7所示。

3改进措施

为了最大限度地减小阀芯液压卡紧力,滑阀阀芯一般采用以下措施[7,8]:1提高阀的加工和装配精度,避免偏心产生,但该措施受限于加工成本;2在阀芯台肩上,加工几道一定尺寸的均压槽,可起到平衡径向力的作用;3通过控制器对电磁铁加高频小振幅的颤振信号,使阀芯沿轴向或圆周方向产生高频小振幅的振动或摆动;4提高油液清洁度。考虑到2D电液比例换向阀自身结构的特点,2D阀芯除采用上述措施外,还可采取特有的改进措施:在每个高低压孔口上方均加工一弓形平面沉槽,如图8所示,高低压孔加工于弓形槽平面上,阀芯与阀体装配后,弓形高低压孔沿阀芯周向的切边与直槽感受通道的切边平行。这种方法不但增大了阀的导控面积梯度和导控流量,从而缩短阀的响应时间,而且还增大了高低压孔之间的空间,使高压孔到低压孔之间的缝隙流动更为均匀,大大减小了由于高低压孔之间缝隙流动所导致的径向不平衡力[9,10,11]。

上述改进措施会导致高低压孔之间的泄漏量有所增大,经计算可知:只要保持高低压孔之间距离适当,可控制该泄漏量至最小,其降低2D阀芯卡紧力的效果应较为明显。

4仿真分析

应用Fluent软件对阀 芯表面的 流场进行CFD仿真分析,仿真参数如表1所示。分析了阀芯改进前后阀芯和阀芯孔壁面之间液流的速度分布和压力分布,可直观发现2D阀在消除液压卡紧力方面有独特的优势,合理设计,可降低甚至根除液压卡紧力[12]。

4.1流场流速分析

图9所示为阀芯改进前后上下壁面液流的速度分布情况。仿真结果表明:阀芯改进前,上下壁面的速度场中液流速度都比较快,导致局部压力过高,从而压迫上下壁面反作用于阀芯,产生偏心力,且该偏心力随液流变化而变化,呈无序状态; 而改进后液流所经过的容腔体积变大,速度分布明显趋缓,偏心力变小,阀芯卡紧力得到控制。

4.2压力分布分析

图10和图11为阀芯改进前后上下壁面压力的分布曲线。对其对称壁面所受压力分布进行对比可以看出,阀芯改进前,压力分布比较集中,较易出现压力极值,这是形成机械卡紧的主要原因; 改进后其对称壁面的压力分布曲线面积大致相等,表明压力分布趋于平衡,有效地减小了阀芯卡紧力。

5结论

(1)应用缝隙流动原理和MATLAB软件分析,得到2D阀芯径向卡紧力与偏心量和高低压孔夹角间的关系,2D阀芯卡紧力F随着偏心量θ0或高低压孔夹角φ的增大而变大。

(2)2D电液比例换向阀阀芯径向不平衡力与2D阀自身结构有关联,通过合理设计高低压孔的分布方式和阀芯旋转角度,可降低甚至根除液压卡滞故障。

(3)提出降低2D阀阀芯卡紧力的改进方案, 运用Fluent软件分析了阀芯改进前后液压卡紧力的分布情况,验证了该方案的正确性。

电液比例 第4篇

单片机控制技术在工业领域的广泛应用, 标志着一个国家的工业电控水平的高低, 直接体现着一个国家的生产力水平。

单片机机电液控制系统拥有微机控制技术和液压控制技术的双重优势, 形成了具有竞争力的自身技术特点: (1) 操作简单, 人机对话方便; (2) 系统功能强, 实现多功能控制灵活方便; (3) 具有良好的性能/价格比; (4) 系统关键部位采用冗余技术致使可靠性高; (5) 单片机技术发展迅速, 芯片体积小巧, 可以做在电液控制元件体内, 为开发单片机化电液控制元件提供了条件。

鉴于此系统的优越性, 致使发展机电液一体化技术已成为一种必然趋势。

2、方案设计

鉴于诸如8098的16位单片机有比MCS-51系列更强大、更丰富的软硬资源, 能够有利于降低系统成本及开发难度, 性能价格比更高, 因此, 此系统的设计确定选用应用广泛的INTEL系列机型8096系列中性价比最高的8098型单片机。

2.1 复位电路设计

8098单片机的复位信号是一个低电平信号。当电源电压在允许范围内 (+5%) , 且振荡器和反向偏置发生器己达到稳定状态后, RESET脚至少应该保持两个状态周期时间的低电平。通常, 反向偏置发生器需要lms的稳定时间, 而振荡器的稳定时间与电源电压的上升率有关, 一般约需要30ms~50ms。利用8098单片机的复位信号来复位其它芯片, 可实现多芯片复位电路。

2.2 串行通信接口电路设计

为了便于8098单片机系统通信, 与PC机组成主从式控制系统, 可为该系统设计一个RS-232C标准串行口接口插座可直接与IBM-PC/XT或8098的标准RS-232C接口相配, 不需外接电源供电, 输出端S1、S2为发送数据端, 输出端R1、R2为接收数据端。

2.3 人机接口电路设计

人机接口电路是系统中重要一环, 它能方便工作人员对参数的输入, 修改, 删除, 了解系统运行状况, 作用巨大。该接口电路核心器件是一片键盘显示专用接口芯片8279, 利用8279, 可实现对键盘湿示器的自动扫描, 并识别键盘上闭合键的键号, 不仅可以大大节省CPU对键盘/显示器的操作时间, 从而减轻CPU的负担, 而且显示稳定, 程序简单, 不会出现误动作。

3、系统控制算法及软件设计

3.1 软件设计

整个软件包括两部分, 即人机接口部分和控制部分。人机接口软件实现人机对话, 整个软件的核心是PID控制软件, 它完成对比例阀和系统的控制。

3.1.1 人机接口软件设计

由于8098芯片复位后, 程序计数器指向2080H地址单元, 系统自动地此处开始执行。故在此设置一条关中断语句, 然后进行一些初始化, 等待从键盘输入, 根据键值散转, 执行相应的程序图1。

3.1.2 控制软件设计

考虑到系统的要求, 控制软件需要完成阀的调节, 系统的调节, 保证程序按一定的系列执行所必要的中断, 定时以及相应的一些数据采集, 输入和处理等。

3.2 控制算法

数字控制器可以用直接数字的设计方法, 也可用模拟调节规律数字化的设计方法, 由于模拟调节规律设计方法比较成熟, 应用方便, 故用后一种方法来设计数字控制器。PID控制算法在工业界广泛成熟应用, 控制性能优良, 鲁棒性好, 算法简单, 易实现, 故在本系统中亦采用它。

在数字控制系统中, 参数的整定是十分重要的, 其好坏直接影响调节品质。由于一般的控制过程都具有较大的时间常数, 而数字控制系统的采样时间要小得多, 所以数字PID调节器的参数整定, 完全可以按照模拟调节的各种参数整定方法来进行分析和综合。PID控制器的参数, 即比例系数, 积分时间常数T1, 微分时间常数TD分别能对系统性能产生不同的影响。

3.3 控制软件流程说明

(1) 判断是默认模式还是用户自定义模式, 询问各自标志位; (2) 判断是斜井提升还是竖井提升; (3) 对提升机加速度进行合法性检测, 若非法, 调报警子程序; (4) 软件定时中断初始化; (5) 采样, 输入系统反馈数据, 读入活塞杆位移的反馈数据, 并与目的位置相比较, 做差运算。 (6) 采样数若达到预设值 (预设值是根据运行时间确定的) 则停止采样, 输出下一段加 (减) 速电压值。 (7) 提升机到达终点位置, 置标志位, 返回主程序。

4、结语

随着微机控制技术的普及, 以计算机为控制中心的液压系统作为执行机构的微机电液控制系统具备计算机控制技术和电液控制技术的双重优势, 可以引入自适应控制等先进控制应, 大大提高了液压控制系统的控制精度和运行可靠性。

参考文献

[1]毛证宇, 刘德顺, 黄之初等.电液比例控制放大器的虚拟设计.湘潭矿业学院学报, 2001.16. (1) .

[2]路甬祥, 胡大宏.电液比例控制技术.机械工业出版社, 1988.

电液比例 第5篇

电液比例方向阀中, 与输入信号成比例的输出量是阀芯的位移或输出流量, 并且该输出量随着输入电信号的正负变化而改变运动方向。然而, 比例方向阀在控制执行元件运动速度的过程中, 供油压力或负载压力 (主要是负载压力) 的变化, 造成了阀压降的变化和对通过阀口流量的影响, 该影响会使执行元件运动速度偏离调定值[1]。在定压系统中, 当输入电信号调定不变时, 负载压力升高, 即作用于比例方向阀的压差降低, 则流量就减小 (如图1所示) ;只有当负载压力变化不大或几乎不变化时, 比例方向阀才能起到流量控制器的作用。故此, 本文提出引入压力补偿来控制比例方向阀的流量。

AMESim软件是法国IMAGINE公司开发的, 用于解决系统工程的建模、仿真和动态性能分析的图形化开发环境, 带有多种工程软件包, 其中包括液压仿真部分。仿真者可以从元件库中直接使用已有的液压元件, 或者可以利用HCD库中的子模型搭建所需的元件。这些元件的数学模型充分考虑了液压油的可压缩性、元件的非线性特性等特点, 使仿真结果更接近于实际。

1 压力补偿方法研究

定差减压阀作为压力补偿器, 压力补偿的目的是在负载压力 (出口压力) 大幅度变化或油源压力波动时, 保持节流阀前后压差不变, 使通过流量阀的流量保持基本不变。

当电液比例方向阀的输入电信号调定不变时, 此时的电液比例方向阀可看成一个节流阀, 通过节流阀的流量公式[1]为

式中:qv为通过阀口的流量;K为与节流孔口形状、油液密度和油温相关的系数, 在一定的介质温度下, 对确定的阀口和工作介质, K可视为常数;A (xv) 为阀口的通流面积, 与阀口形状和阀芯位移xv有关, 阀口形状定义为与阀芯位移xv有关的面积梯度;△p为阀口的压力降。

式 (1) 表明, 通过阀口的流量与阀口的面积A (xv) 和阀口前后的压力差△p有关, 调节A (xv) 和△p均可调节流量qv, 进而调节经过阀口的流量。

阀口的压差是由其进、出口的压力决定的, 通常情况下, 阀的出口压力取决于负载的大小, 进口压力由溢流阀调定的压力决定。

通过调节阀口的通流面积A (xv) 来控制流量的方法在闭环控制中比较容易实现, 只要将运动的阀芯置于阀套当中, 圆周上开有一定面积梯度的沟槽, 移动阀芯就可得到不同的阀口面积A (xv) 。然而对于开环控制的电液比例方向阀, 其阀口的开度已经固定, 所以说通过调节阀口的通流面积A (xv) 来控制流量的方法在这类情况下是无法实现的。

因此在阀口的通流面积A (xv) 一定的情况下, 只能通过保持阀口压差△p恒定来使流量保持恒定。本文将采用压力补偿的方法来保持比例阀阀口压差的恒定。

图2所示为典型的定差减压型进口压力补偿在系统中的工作原理[2]。当电液比例方向阀的输入电信号调定不变时, 此时的电液比例方向阀可看成一个节流阀, 则在节流阀前面串联一个定差减压阀来控制节流阀阀口的压差, 这时电液比例方向阀和定差减压阀的组合就构成了调速阀。减压阀阀芯的弹簧支承端作用着补偿压力p2, 即液压缸的负载压力, 也是电液比例方向阀的出口压力。减压阀阀芯上的受力平衡方程[2]为

式中:FS为作用在减压阀阀芯上的液动力;AK为减压阀阀芯控制端面积;K为弹簧弹性系数;x0、x为分别为弹簧预压缩量和阀芯位移。

由式 (3) 可见, 当工况变化时, 只有在弹簧预压缩量相当大且液动力变化不大时, 经过补偿后方向节流阀阀口的压差△p才能基本保持为常数。

式 (3) 成立的条件是

即定差减压阀正常工作需要一个最低的控制压差△pmin, 该压差作用在减压阀芯上的力加上稳态液动力的和必须大于弹簧预压缩形成的作用力。因此, 流量在通过定差减压阀时, 只有满足

的条件, 定差减压阀才起定差减压作用。否则, 压力补偿器不起补偿作用, 只是一个摆设而已。

2 AMESim下液压系统建模

根据如图2所示的压力补偿原理, 在AMESim仿真软件中建立如图3所示的具有压力补偿的电液比例液压系统模型。AMESim仿真模型中各个子模型的参数设置为:1) 液压缸竖直向下放置, 即AMESim中角度设置为-90°, 最大的工作压力25 MPa, 行程500 mm, 缸径180 mm, 活塞杆直径170 mm, 各口油腔死区10 cm3, 负载质量约2 000 kg, 油腔泄漏系数为0L/min/MPa。2) 比例方向阀型号为4WRE6W32-10B/24Z4/M, 阀的阻尼比为0.8。3) 液压主泵为可变容量柱塞泵, 型号V15A4R10X, 即排量为15 mm3/r。4) 主泵驱动电机功率为5.5k W, 转速为1 420 r/min。5) 溢流阀型号为ZDB6VP1-40B/315, 调定压力为25 MPa。6) 定差减压阀弹簧预压力为2 MPa。7) 位移传感器为型号WTB的光栅尺, 测量精度0.001 mm。8) 关键管路为管径的25 mm, 壁厚为10 mm, 材料弹性模量为206 000 MPa, 有效体积模量为800 MPa。

负载力通过在AMESim软件中的ASCII模块中以时间-负载力 (t1F1t2F2……tnFn) 的形式输入数据, 生成.data文件, AMESim软件会自动将此文件中的数据拟合成为如图4所示的曲线。

3 液压系统仿真结果分析

在无压力补偿和有压力补偿两种状态下, 液压缸在负载情况下进给速度与压力补偿的关系如图5所示。由图5可见, 有压力补偿的液压缸进给速度比无压力补偿的进给速度要相对平稳, 但是有压力补偿的进给速度要比无压力补偿的进给速度要小。这是因为通过比例阀的流量在压力补偿器的定差减压阀口上以设定的压差消耗了一部分能量, 致使通过比例阀的流量低于无压力补偿的流量。因此, 保持比例阀口的压差恒定是以牺牲一部分能量为代价的。

由图5也可清晰看见, 在有压力补偿的情况下, 上主轴的进给速度在负载力发生较大变化的地方仍有些波动, 尤其是在2s之后波动最大。这是因为负载力的变化比较快, 而定差减压阀和液压缸的响应速度跟不上负载力的变化速度, 因此当负载力变化频率较快时, 定差减压阀和液压缸的响应滞后, 进入液压缸的流量来不及得到调整, 使得液压缸的进给速度仍存在波动。

图6所示为压力补偿前后电液比例阀阀口压差的曲线图。由图6 (a) 可见, 压力补偿前, 比例阀阀口压差随着负载的变化而变化, 且波动明显。而由图6 (b) 可见, 压力补偿后, 比例阀阀口压差能够比较平稳地保持在1.85 MPa左右, 进而保证液压缸进给速度相对平稳。

4 结论

仿真结果表明, 通过加入定差减压阀来对系统进行压力补偿, 可以使电液比例方向阀阀口压差保持恒定, 进而使液压缸的进给速度不受负载变化的影响而保持一个相对恒定的值。

参考文献

[1]许益民.电液比例控制系统分析与设计[M].北京:机械工业出版社, 2005.

电液比例 第6篇

潮流能是一种具有高能量密度和较强可预测性的新型可再生能源。目前潮流能转换装置仍处于示范性项目阶段,其中多数集中在欧洲和北美,比较著名的如英国MCT公司300 kW的Seaflow样机、1.2 MW双转子Seagen系统,挪威的300 kW重力式并网型样机,意大利的130 kW垂直轴式Kobold涡轮样机等[1,2,3]。

无论是垂直轴还是水平轴式的潮流能透平装置,桨叶的节距角可调节是潮流能发电系统实现商业化应用所必须满足的需求。对于垂直轴,变桨距可改善透平装置的启动特性及转换效率;而对于水平轴,除了可在高于额定流速时实现功率控制和制动之外,利用大范围的节距调节可使透平装置适应双向的潮流环境,从而可避免在水下使用大惯性低响应的偏航机构,提高潮流能系统的性价比。

然而,在水下工作的透平装置中引入变桨距机构极大地增加了系统设计的复杂度和困难度,同时也提高了系统的可靠性要求。在目前所报道的潮流能示范性系统中,仅有少数样机具有变桨距功能,如英国的Seagen系统和挪威的样机都采用了简单的电气式变桨距机构[1,4]。由于潮流能开发的新颖性,目前大部分研究主要侧重在潮流能转换装置的效率及水动力学方面[5,6,7],而针对潮流能应用的变桨距技术还鲜有报道,但是一些相关领域的研究,如风力机、潮汐水轮机及船舶螺旋桨中的变桨距技术却可作为研究基础和有用的参考资料[8,9,10]。

浙江大学于2004年开始水平轴式潮流能发电系统的研究。迄今,已成功研发并在实际海况下试验了5 kW原理性样机及25 kW半直驱独立运行式样机[11,12]。在此之后,又开展了液压式变速变桨潮流能发电系统的研究。

本文针对20 kW级液压式水平轴潮流能发电系统的透平装置,设计了一套新型的变桨距控制系统,并开展了相关试验研究。

1 变桨距机构设计

水平轴式潮流能透平装置与现代风力机相比有很大的相似性,因此其变桨距系统可以部分参考风力机中的应用,但是由于两者工作环境存在较大差异性,潮流能变桨距系统具有其自身的特点。首先,对于相同功率等级的机组,潮流能透平装置的叶轮直径仅为风力机的1/2左右,故在潮流能机组中安装变桨距执行机构的桨毂空间相对狭小,然而调桨运动所需克服的负载力矩却比风力机大很多;其次,风力机的变桨角度通常不超过90°,而潮流能机组的变桨角度要求不小于180°;此外,密封和防腐也是潮流能变桨距系统必须要考虑的问题。

1.1 变桨力矩分析及计算

在进行变桨距执行机构的设计之前,首先需要分析和计算变桨运动所需克服的负载力矩。潮流能透平装置的桨叶在运动的水流中绕自身轴线转动时主要受到以下几个负载力矩:①桨叶回转轴承处的摩擦力矩Tf;②水流动力作用产生的水动力矩Th;③桨叶本身质量离心力产生的惯性力矩Tc;④桨叶绕自身轴转动的惯性力矩TJ;⑤桨叶弹性变形引起的力矩Te;⑥桨叶重心偏离变桨轴产生的重力矩Tg。由于后4个力矩与风力机中的分析相似[9,13],在此重点针对前2个力矩展开分析。

潮流能透平装置工作时完全浸没在水下,桨叶的回转轴承选用滑动轴承可以简化变桨系统的密封结构。因此,与风力机中采用滚动轴承的摩擦效率来简单估计摩擦力矩不同,潮流能变桨装置中的摩擦力矩需要根据桨叶根部所受的轴向力和切向力来计算。根据叶素理论[8],由升力和阻力所导致的轴向力dFa及切向力dFu可分别表示为:

$\begin{array}{l}\text{d}F{}_{\text{a}}=\frac{1}{2}\rho w{}^{2}c\text{d}r(C{}_{\text{L}}\cos \text{ϕ}+C{}_{\text{D}}\sin \text{ϕ})(1)\\ \text{d}F{}_{\text{u}}=\frac{1}{2}\rho w{}^{2}c\text{d}r(C{}_{\text{L}}\sin \text{ϕ}-C{}_{\text{D}}\cos \text{ϕ})(2)\end{array}$

式中:Fa和Fu分别为轴向力和切向力;ρ为海水的密度;w为合成速度;c, r, ϕ分别为叶素弦长、半径及倾斜角;CL和CD分别为叶素翼形的升力及阻力系数。

根据叶素动量理论[8]计算出相关参数后沿翼展方向积分即可算出单只叶片所受的轴向力及切向力。为了计算方便,可采用简化算法,将桨叶分成n段,并假设同一段桨叶具有相同翼形,分别计算各段桨叶的受力然后再叠加。确定了轴向力及切向力后可按下式计算桨叶根部的滑动摩擦力矩Tf:

${\rm T}{}_{\text{f}}=\sqrt{F{}_{\text{a}}^2+F{}_{\text{u}}^2}\mu r{}_{\text{R}}(3)$

式中:μ为滑动摩擦系数;rR为桨叶根部段的半径。

由叶素在水流中所受作用力dF引起的相对于桨叶自身回转轴线的力矩即为水动力矩Th。在风力机中Th相对较小,通常将其忽略[9,13]。而针对潮流能,由于水的密度较大,Th不可忽略。叶素压力中心的位置一般在距前缘A点1/4弦长处[14],由于此位置与回转轴线的位置比较接近,故采用dF相对于前缘点A的力矩来估算Th比较可靠:

$\text{d}{\rm T}{}_{\text{h}}=\frac{1}{2}\rho w{}^{2}C{}_{\text{Μ}}c{}^2\text{d}r(4)$

式中:CM为叶素翼形的力矩系数。

经过分析计算,针对潮流能装置的变桨运动,其余4个负载力矩比以上2个力矩都要小很多,故可忽略。因此,总的负载力矩TL取桨叶逆桨转动时的力矩,并考虑一定的安全系数:

${\rm T}{}_{\text{L}}={\rm N}\delta ({\rm T}{}_{\text{f}}+{\rm T}{}_{\text{h}})(5)$

式中:N为叶片数;δ为安全系数。

根据以上分析,针对20 kW潮流能机组计算而得到的变桨负载力矩为1 344 Nm。该结果与文献[9,13]中描述的风力机变桨载荷进行定性对比,可以发现,潮流能机组的变桨载荷相对而言要大很多。

1.2 执行机构设计

风力机中常用的液压式和电气式2种变桨距形式都不适用于本文所研究的潮流能装置[8]。传统液压式曲柄滑块变桨机构由于存在死点,无法实现180°以上的变桨角度,而新式的伺服电机驱动的独立变桨机构需要一定的安装空间,不适合小功率等级的潮流能透平装置。因此,本文设计了一种全新的适用于潮流能机组的变桨距执行机构。由于液压装置输出功率大、响应快、体积小、重量轻、结构紧凑,针对潮流能透平装置变桨力矩大而桨毂空间小的特点,采用液压缸作为执行机构比较合适。而对于传动机构,除了曲柄滑块外,常用的涡轮蜗杆、伞齿式等形式同样也不合适,在此选择齿轮齿条方式。

针对20 kW水平轴潮流能透平装置所设计的新型变桨距系统的机械结构见附录A图A1。液压缸放置在轮毂的正前方,迎着水流,活塞推杆上沿轴向方向安装3根平行的齿条,桨叶通过螺栓和齿轮轴固定连接,当液压回路驱动液压缸活塞运动时,活塞推杆带动齿条运动,从而带动齿轮及桨叶绕自身轴线回转,实现桨叶节距角的调节。桨叶根部与轮毂的接触面是最关键的密封处,装置中采用了船用的优质滑动轴承配合优质O型密封圈来支撑桨叶及简化密封结构。由于在机组工作时整个桨毂(包括液压缸)是绕叶轮轴线转动的,因此,液压缸的进出油路是本装置设计的难点。在此设计了配油机构结合零件内部或壁内油孔的供油管路结构,见附录A图A2。液压油源通过进油座上的通油口、主轴上的环形配油槽和径向轴向通油孔,以及主轴法兰、轮毂、液压缸等零件的内部或壁内通油孔,最终与液压缸的左右腔连通,形成液压回路。

从潮流能机组变桨距系统的难点考虑,本设计具有以下几个特点:①液压缸放置在轮毂的前方,一方面节省了轮毂内部有限的空间,另一方面可使液压缸的尺寸不受轮毂的限制,其尺寸设计成短而粗,能够提供较大的变桨驱动力及提高系统的液压固有频率,从而提高系统的控制性能;②齿轮齿条作为变桨运动传动机构,除了满足机组180°以上的变桨角度外,也使轮毂内部的结构简单而紧凑;③利用配油机构和零件内部及内壁作为通油管路,避免了叶轮转动时的管路缠绕问题,具有一定的新颖性。

2 液压控制系统设计

2.1 液压系统

为了利用变桨距系统进行潮流能透平装置的功率调节和自动对流,要求精确控制桨叶的节距角。因此,潮流能机组的变桨距系统是一个位置控制系统。图1所示为其液压控制原理图。系统由液压驱动部分及控制部分组成。电机、液压泵、蓄能器、节流阀及溢流阀等液压元件组成了液压驱动部分,功能是向变桨距液压缸提供一个稳定可调节的液压动力源。其中,电机带动定量液压泵工作,压力油经滤油器和单向阀后输出;溢流阀用来调节油源压力及保护系统;电接点压力表配合继电器电路可实现电机的间歇工作;蓄能器在电机停止工作时用来维持系统压力;而安装在方向阀进油口前的节流阀用来调节油源流量,进而可调节变桨速度。

如图1所示,系统中的(双路)比例放大器将控制器输出的电压控制信号转换成电流信号驱动比例方向阀,液压缸受比例方向阀控制而动作,并由位移传感器将位移信号反馈至控制器从而构成一个位置控制系统。由于潮流流速的强可预测性及稳定性,潮流能变桨距机构的响应速度要求不高,因此,在系统中选用工业伺服系统中常用的三位四通比例方向阀作为液压控制元件。而执行机构液压缸的尺寸则根据负载力矩、系统压力及变桨角度来确定。系统中的位移传感器直接测量液压缸活塞位置,通过换算即可获得桨叶的实际节距角。

2.2 控制系统

系统中的变桨距控制器的软硬件依托于整个20 kW液压式潮流能发电机组的控制系统。总控制器由西门子公司S7-200系列小型可编程逻辑控制器(PLC)配置3个模拟量扩展模块来实现。传感器输出电信号经模拟量输入模块转换成数字量后进入CPU模块。而由CPU模块计算出的比例阀控制信号经模拟量输出模块后转换成比例放大器可接受的电压信号(A路和B路)。

图2所示为变桨距系统控制框图。控制系统采用连续域离散化方法进行设计。其中,比例放大器和位移传感器的频响通常较高,其动态与液压动力元件相比可忽略,可看成是比例环节。而所选的比例方向阀的频响在10 Hz左右,按照二阶振荡环节处理比较可靠。液压动力机构是对称阀控非对称缸,其传递函数是一个受负载力干扰的由积分和二阶振荡环节组成的三阶系统[15]。控制算法采用工程上常用的数字比例积分微分(PID)算法。从工程应用角度出发,PID算法更易实现,处理周期短,参数整定方便。算法实现时利用S7-200 PLC内部的PID指令,简化了编程任务并缩短了工程周期。

所用的改进型数字PID算式如下:

$\begin{array}{l}{\rm M}{}_n={\rm K}{}_{\text{C}}(S{}_{\text{Ρ}n}-{\rm P}{}_{\text{V}n})+\frac{{\rm K}{}_{\text{C}}{\rm T}{}_{\text{S}}(S{}_{\text{Ρ}n}-{\rm P}{}_{\text{V}n})}{{\rm T}{}_{\text{Ι}}}+{\rm M}{}_{\text{X}}+\\ \frac{{\rm K}{}_{\text{C}}{\rm T}{}_{\text{D}}({\rm P}{}_{\text{V}(n-1)}-{\rm P}{}_{\text{V}n})}{{\rm T}{}_{\text{S}}}(6)\end{array}$

式中:Mn,SPn,PVn分别为第n采样时刻的计算输出值、给定值及过程变量值;KC,TI,TD分别为增益、积分时间及微分时间;TS为采样时间间隔;MX为积分项前值。

在确定控制算法后,利用MATLAB软件的Simulink及LTI Viewer工具进行控制系统仿真运行及参数优化,初步确定控制参数。变桨距控制器软件主要在整机程序中的定时中断子程序中实现。系统采样时间为100 ms,变桨距程序流程见图3。

3 系统厂房试验

3.1 试验样机

根据设计对潮流能系统进行加工制造,装配完成后的20 kW液压式潮流能发电系统试验样机见附录A图A3。由于空间所限,图中所示样机只安装一只桨叶。在进行实际海况下的试验之前,需要在厂房内对样机开展一系列试验,其中针对变桨距部分初步进行2个试验:首先在开环控制情况下进行变桨运动,以检验变桨距装置的整套机电液系统功能;其次在闭环控制下进行节距角的跟踪试验,以检验变桨距系统的动态性能。试验时,由上位机监控程序记录各类数据,数据记录周期为500 ms。

3.2 试验结果

在系统的开环试验时,通过手动方式控制比例阀的阀芯位置,且加载的比例阀控制电压为满量程电压。液压系统的压力由溢流阀设定,维持在3.75 MPa,而调速节流阀的开口调节到最大。图4所示为开环控制情况下的试验结果。如图所示,在t=5 s时向比例阀A路施加10 V的控制电压,桨叶开始顺时针转动(顺桨),节距角从初始位置0°开始线性增大,在t=61 s时达到最大值188.3°,此时齿条被轮毂内另一端的机械位置限位。桨叶的全程变桨范围达到188.3°,整个行程用时56 s,计算得到的平均顺桨速度为3.362 5 °/s。在t=75.5 s时,向比例阀B路施加满量程电压信号,桨叶便开始逆桨运动,节距角从最大值开始线性减小,在t=138.5 s时达到最小值0°,同样,此时齿条被机械位置限位。由于逆桨时液压缸无杆腔进油,故逆桨运动比顺桨慢,全程逆桨用时63 s,平均速度为2.989 °/s。

在闭环控制试验中,节距角的给定值可通过控制器上的按键任意设定,比例阀的控制电压由控制器输出。在数字仿真获得的PID参数的基础上通过实验凑试法对参数进行适当的调整。最终在整定后的PI控制情况下满足了系统要求,其中增益KC为100,而积分作用较小,TI为30 min。试验时其他参数与开环相同。图5为系统在2个连续正阶跃及负阶跃输入下的响应曲线。如图所示,在t=2 s时加入了一个幅度为2°的正阶跃输入信号,系统输出立即增大,经过大约1 s后达到稳定状态,稳态误差在0.05°以内,且输出没有超调。从比例阀控制电压的曲线也可看出,在阶跃信号加入的瞬间由控制器输出的控制电压立即达到满量程量,并随着误差的减小而逐渐减小,最后基本上在0 V左右达到稳定状态。系统的负阶跃响应与正阶跃情况类似。

以上试验验证了所设计并制造的变桨距系统,系统功能正常,除了能实现大范围的变桨对流外,节距角的响应速度及调节精度都比较满意,能够满足潮流能系统通过变桨进行功率控制的需求。

4 结语

本文针对潮流能透平装置设计了一套新型的液压式变桨距控制系统,并在系统装配完成后开展了厂房试验。试验结果显示系统工作正常,能够实现大范围的变桨对流及精确的节距角控制,验证了变桨距系统机电液各个部分的设计方案,尤其是使得所提出的执行机构及较为复杂的供油机构的可行性得到了认可。此外,试验发现,针对潮流能变桨距系统采用经典的数字PID控制算法能够满足系统的动态要求,且具有比较理想的时域特性。

附录见本刊网络版(http://aeps.sgepri.sgcc.com.cn/aeps/ch/index.aspx)。

摘要：潮流能透平装置的变桨距系统是潮流能商业化应用的关键性部件。在分析潮流能变桨距系统特点的基础上,设计了一套新型的液压式变桨距系统。系统由液压缸前置的齿轮齿条式执行机构及基于电液比例技术的液压控制系统组成。采用连续域—离散化的方法设计了液压控制系统并在厂房内开展了开环及闭环变桨试验。试验结果显示系统的调桨角度达到188.3°,最大变桨速度为3.36°/s,验证了系统变桨对流的功能。试验发现,采用数字比例—积分—微分(PID)算法的控制系统响应速度快,能够实现节距角的精确控制,阶跃响应调整时间小于1s,稳态误差小于0.05°。