定量泵-变量马达（共4篇）
定量泵-变量马达 篇1
摘要：提出了液压型风力发电机组定量泵-双并联变量马达主传动系统并网的控制方法,即当首台变量马达处于并网状态时采用恒压控制方法实现下一台变量马达启动时系统不失稳,并采用结构不变性原理对双并联变量马达速度耦合进行解耦,当下一台变量马达启动后采用转速控制方法实现并网同步转速控制;建立了系统并网控制的数学模型,并进行了仿真研究,得到了不同风速(定量泵转速)条件下系统采用压力与转速控制的并网过程中定量泵转速、变量马达斜盘摆角、变量马达转速、系统高压压力的响应特性,验证了定量泵-双并联变量马达系统并网控制方法的有效性,为拓展液压型风力发电机组在大型及超大型机型中的应用奠定了理论基础。
关键词：风力发电,定量泵-并联变量马达,并网控制,压力控制,转速控制
0引言
随着传统能源储量的急剧减少,人们对新能源的关注与研究正在不断地深入。风能作为洁净的可再生能源的一种,已经受到很多国家的重视, 风电产业正在飞速发展。风中蕴含着用之不尽的能源,但是,目前风电行业面临着一个重要的问题是并网困难,主要是由于风力发电机组的电能质量不能满足电网要求,这就导致装机容量与发电量之间存在巨大的差距,设备不能发挥其能力。 传统的风力发电机组机型主要是双馈 型和直驱型,双馈型通过齿轮箱给主轴升速从而带动交流异步电动机,直驱机型风轮主轴直接与永磁同步发电机相连,两种机型最大的问题是传动系统无法消除风速波动对电能质量的影响。新型的液压型风力发电机组应用了液压系统无级调速与功率密度高的优势,有效降低功率波动的同时还减小了机组的重量,降低了装机成本,是未来风电发展的一种主要机 型。2009年,苏格兰Artemis Intelligent Power公司采用 数字定量 泵-并联数字 变量马达传动形式,进行了1.5MW液压型风力发电机组模型研究[1]。2010年,德国亚琛工业大学采用径向柱塞泵和轴向柱塞马达系统,搭建定量泵-并联变量马达实验系统,对其运行特性进行了实验研究[2,3]。但以上研究均未见应用的相关报道,没有实现产业化。
采用定量泵-并联变量马达系统作为风力发电机组动力传输机构,能够有效地提升机组的性能。研究者针对定量泵-并联变量马达系统进行了广泛的研究。文献[4]在定量泵-并联变量马达系统中采用压力规划法降低系统压力波动,同时在转速控制中加入扰动观测器,提高了系统的抗干扰能力和稳态精度;文献[5]对单泵多并联马达系统进行分层协调控制,根据一阶滑模观测器估算的道路条件确定最优滑移率,实现车辆优越的加速和减速性能;文献[6]针对越野性能要求高的步兵战车驱动系统,结合恒压网络技术提出改进的MRAC(Narendra model reference adaptive control)方法实现双马达速度同步控制,降低了压力波动,对负载干扰具有较强的鲁棒性;文献[7] 分析了单变量泵并联变量马达的同步转速控制, 利用基于流量均衡控制与压力速度之和反馈相结合的控制策略,无需解耦即可实现工程车辆同步控制。
本文以液压型风力发电机组主传动系统作为研究对象,采用定量泵-双并联变量马达系统实现并网控制。提出了基于系统恒压控制[8,9,10]的双并联变量马达转速控制[11,12,13]方法,有效解决了双并联变量马达启动时对系统的压力冲击问题,使同步发电机满足并网要求。
1液压型风力发电机组工作原理
液压型风力发电机组定量泵-双并联变量马达主传动系统原理如图1所示,主要由风力机、定量泵-双并联变 量马达液 压系统、同步发电 机组成。
风力机吸收风能并传递至定量泵,定量泵输出高压油带动变量马达旋转,变量马达带动同步发电机将液压能转化为电能送入电网。
为了提高系统的效率与风能利用率,在风速低于双发电机并网阈值时,系统只投入一台变量马达及与其相连的发电机,当风速高于这一阈值时,开关阀打开,系统投入第二台变量马达及与其相连的发电机,实现双并联发电机发电。
2定量泵-双并联变量马达系统数学模型
液压型风力发电机组定量泵-双并联变量马达主传动系统回路原理简图见图2。
采用图2所示的原理图模型推导定量泵-双并联变量马达系统传递函数时,两台变量马达型号相同,故其数学表达相同,以下角标1和2区别,并作如下假设:1连接管道为硬管且长度很短;2液压泵和马达腔的容积为常数;3系统中高低压腔的压力分别均匀相等;4不考虑补油系统。
在工作点处将斜盘摆角γ 与高压管路压力ph的乘积构成一个非线性方程进行线性化处理, 有
式中,γ为变量马达斜盘摆角,为[0,1]区间取值的量纲一数值;γ(0)为变量马达初 始斜盘摆 角,rad;Δγ(t)为变量马达初始斜盘摆角变化量,rad;ph(0)为高压管路初始压力,Pa;Δph(t)为高压管路压力变化量,Pa。
忽略二阶无穷小量,整理得
式中,ph0为高压管路初始压力,Pa;γ0为变量马达初始斜盘摆角,rad。
变量马达与负载的力矩平衡方程的拉氏变换式为
式中,Km为变量马达排量梯度,m3/rad;θm为变量马达转角,rad;Jm为变量马达与负载(折算到变量马达轴上)的总惯量,kg·m2;Bm为变量马达轴端的黏性阻尼系数,N· s/m;Gm为变量马达轴端的负载弹簧刚度,N/m;Tm为作用在变量马达上的电磁转矩,N·m。
定量泵 -双并联变量马达高压腔流量连续性方程为
式中,qp为定量泵流量,m3/s;qm为变量马达流量,m3/s; V0为定量泵与变量马达之间高压管路总容积,m3;βe为油液综合体积弹性模量,Pa。
将变量马达流量方程代入式(4)有
式中,pl为低压管路压力,Pa;Cim、Cem分别为变量马达内外泄漏系数,m3/(s·Pa)。
在工作点处将斜盘摆角γ 与dθm/dt的乘积构成非线性方程进行线性化处理,有
式中,ωm0为变量马达 转速初始 值,rad/s;Δωm(t)为变量马达转速变化值,rad/s。
将式(6)代入式(5),则其拉氏变换式为
式中,Ctm为变量马达总泄漏系数,Ctm=Cim+Cem。
由变量马达流量方程与式(4)、式(7)得到定量泵 -双并联变量马达系统传递函数为
由定量泵流量方程和式(8)~式(12),联立可得定量泵 -双并联变量马达系统传递函数方框图,见图3。
当定量泵和两变量马达输出端刚度很大时, Gm1=Gm2=Gp=0。图3中共包含5个输入量γ1、 γ2、Tp、Tm1、Tm2和3个输出量θp、θm1、θm2,系统高压压力ph为中间变量。
由式(11)得
式中,ωp为定量泵转速,rad/s;Dp为定量泵排量,m3/rad; Ct为总泄漏系数,即定量泵总泄漏系数与变量马达总泄漏系数之和,m3/(s·Pa)。
将式(13)代入定量泵力矩平衡方程得
式中,θp为定量泵转角,rad;Tp为作用在定量泵上的驱动力矩,N·m;Jp为定量泵和负载(折算到定量泵轴上)的总惯量,kg· m2;Bp为定量泵 轴端的黏 性阻尼系 数, N·s/m;Gp为定量泵轴端的负载弹簧刚度,N/m。
3定量泵-双并联变量马达系统并网控制策略
3.1并网控制器设计思想
当变量马达1工作于并网状态、变量马达2未启动时,根据管道中流量平衡的原理,检测定量泵转速可以给定变量马达斜盘摆角,即在恒流状态下给定变量马达1斜盘摆角基准值。
当变量马达1工作于并网状态、变量马达2启动时,检测风速信号和定量泵转速信号,送入压力给定控制器,其输出与系统实际压力信号的差值送入压力控制器,控制变量马达1斜盘摆角进行调整,实现系统高压压力基本稳定在给定值,即在恒压状态下进行变量马达2启动。定量泵转速受变量马达1斜盘摆角与变量马达2斜盘摆角的共同作用,当定量泵输入转速为定值时,可采用结构不变性解耦原理,实现系统转速控制环节互不相关,即变量马达2斜盘摆角和转速变化均不会影响系统高压压力,系统压力只由变量马达1斜盘摆角决定,通过变量马达1摆角控制器控制,实现系统高压压力恒定。
当变量马达1工作于并网状态、变量马达2启动、系统工作于恒压状态时,系统稳定于(1500±6)r/min的并网同步转速下,实现变量马达2进入并网工作状态。
3.2并网控制器设计
根据图4所示的并网流程,可实现定量泵双并联变量马达系统并网控制器的设计,但是,由式(13)分析可知,无论变量马达1斜盘摆角、变量马达2斜盘摆角、变量马达2外负载中哪一参量改变,都会引起系统高压压力变化,即两转速控制通道相互耦合。
变量马达在调整转速过程中,由于风力机转动惯量很大对其转速的影响不大,故可以认为定量泵转速不变;变量马达1处于并网状态时,其转速被电网拖住为定值,化简定量泵 -双并联变量马达系统传递函数,其简化方框图见图5。
分析图5可知,若要保证高压压力不变,则需令A点流量不变,而A点流量变化受变量马达1和变量马达2两部分变化影响:
式中,Δqm1、Δqm2分别为变量马达1、2引起的A点流量变化,m3/s。
由A点流量不变的要求得
式中,ΔqA为A点流量变化,m3/s。
由式(15)~式(17)联立得
由式(18)可以看出,通过实时检测变量马达2斜盘摆角和变量马达2转速的变化值,即可计算出变量马达1斜盘摆角的补偿值送入控制器,在此利用结构不变性解耦补偿方法实现了系统恒压控制。
基于以上分析可以得出定量泵 -双并联变量马达控制系统简图见图6,系统共包括5个控制器:压力给定控制器、压力控制器、变量马达1斜盘摆角控制器、变量马达2斜盘摆角控制器、斜盘摆角补偿控制器。
通过上述理论分析,该方法可扩展到定量泵 -多并联变量马达系统 ,实现多台发电机依次并网,从而拓展液压型风力发电机组在大型及超大型机型中的应用。
4定量泵-双并联变量马达系统并网控制仿真研究
4.1仿真平台
利用AMESim与MATLAB/Simulink软件搭建了液压型风力发电机组定量泵-双并联变量马达主传动液压控制系统仿真模型,如图7所示,采用该模型对不同风速变化条件下高压压力、变量马达斜盘摆角、变量马达转速响应特性进行了分析。
针对液压型风力发电机组设置主传动液压系统仿真参数如表1所示。
风力机大部分时间工作在局部负荷区,通过实时检测风速,并从风力机气动转矩特性获取风功率值,便可计算出系统高压压力给定值。
对于液压型风力发电机组,风速取值范围为4~ 13m/s。当并联变量马达处于并网状态且风速不变时,计算得出系统高压压力给定值如表2所示。
4.2仿真结果分析
图8所示为风速9m/s时变量马达2进入并网状态前系统响应仿真结果。在第10s将变量马达2启动。
分析图8的结果可知,当风速(定量泵转速) 不变,系统稳定于某一状态时,变量马达2进入并网状态前,变量马达1保持稳定的并网转速,变量马达2转速按要求提升至并网转速,并控制高压压力快速稳定于恒值,确保系统不失稳。
图9、图10所示为风速6~9m/s斜坡变化、 (8+0.5sint)m/s正弦变化时变量马达2进入并网状态前系统响应仿真结果。在第10s将变量马达2启动。
分析图9、图10的结果可知,当风速(定量泵转速)分别为斜坡变化、正弦变化时,解耦控制方法均可实现变量马达1在并网条件下、变量马达2进入并网状态前,对系统高压压力的稳定控制, 保证变量马达2启动直至达到并网状态,系统高压压力在一定范围内波动,满足系统控制要求。
由图8~图10结果可以看出,当风速(定量泵转速)按照上述情况变化时,变量马达1能够在变量马达2启动时迅速调整斜盘摆角,满足并网的同步转速要求,并且两台变量马达能够快速跟踪风速变化使系统的高压压力在变化过程中均只有小幅波动并很快恢复稳定状态,保证并网对系统压力的控制要求。同时,变量马达2的转速逐渐升高并稳定到并网同步转速,此过程实质上就是定量泵流量的分流过程。仿真结果从理论上验证了定量泵-双并联变量马达系统并网控制方法的有效性。
5结论
(1)对液压型风力发电机组定量泵-双并联变量马达系统的数学模型进行了分析,得到了第二台变量马达并网时,解决系统高压压力稳定控制的解耦控制方法,抑制了两台变量马达斜盘摆角变化时因互相耦合导致的系统高压压力波动。
(2)采用并网前系统恒压状态下并联马达恒转速控制策略,实现了并联两台变量马达的并网控制, 可防止液压系统失稳,获得良好的控制效果,从而保证了双并联变量马达顺利达到并网要求。
定量泵-变量马达 篇2
工程实际中广泛使用变量泵—定量马达容积调速系统, 通过改变液压泵的排量来实现速度调节。由于变量泵—定量马达容积调速系统没有节流溢流和压力损失, 且具有传动效率高、产生热量少、调速范围大和输出转矩恒定等优点, 被广泛应用在大型工程机械液压系统中[1]。目前国内对工程机械的液压系统设计和元件选型, 多数采用经验公式或类比的方法, 设计出的系统需经整车装配、调试后才能知道系统的优劣, 这样造成效率不高、经济性下降等问题[2]。本文以某履带起重机为原型, 对回转闭式液压系统特性进行分析, 以了解变量泵-定量马达容积调速回路中各参数对动态特性的影响。
1 变量泵-定量马达容积调速回路的数学建模
图1为变量泵-定量马达容积调速回路的简化原理图。由定量马达驱动工作机构旋转, 当改变泵的排量来调节其输出流量或马达的负载转矩发生变化时, 由于油液的压缩性、机构的惯性和阻尼等因素的影响, 都会使回路各处的压力和流量发生瞬时的变化, 使液压马达的输出转速出现加速或减速的瞬态变化。
为简化分析作如下假设[3]: (1) 泵和马达的回油压力为大气压, 泵和马达的泄漏为层流, 忽略低压腔壳体的外泄漏; (2) 泵和马达组成的两个腔室的总容积相等, 每个腔室内油液的温度和体积弹性模量不变化; (3) 忽略管道中的压力损失和压力冲击以及压力流体质量效应等; (4) 补油系统的压力、流量不滞后, 忽略负载瞬变的影响, 补油压力为工作时低压油腔的压力, 且为常数; (5) 忽略结构柔度的影响; (6) 不发生压力饱和现象。
设VM、ωM为马达的排量和角速度, p1、p2为回路高、低压管路压力, 并设p2为常数, JM为折算到马达轴上的等效转动惯量, BM为液压马达和负载的总黏性阻尼系数;TL为外负载转矩。根据上述假设条件可列出系统的动态方程。
液压马达轴上的转矩平衡方程为:
回路高压管路的流量连续方程为:
其中:VP、ωP分别为变量泵的排量和角速度, 并设ωP为常量;k1c为回路的泄漏系数;V为高压管路 (包括泵与马达容腔) 内油液的体积;K为油液的体积模量。
由式 (1) 、式 (2) 取增量, 经拉氏变换后整理得:
由式 (3) 和式 (4) 可得到:
由于在液压系统中通常k1cBM/V2M远小于1, 忽略此项, 式 (5) 可简化为:
其中:分别为回路的固有角频率和阻尼比,
分析式 (6) 可知, 决定系统特性的是固有角频率和阻尼比两参数。
负载转矩TL恒定, 即TL (s) =0时, 系统传递函数为:
变量泵排量恒定, 即VP (s) =0时, 系统传递函数为:
同理根据式 (3) 、式 (4) 可得以马达入口压力为输出的传递函数:
2 液压系统动态特性分析
从以上传递函数中可知, 影响系统性能的主要参数有放大系数、液压回路的固有频率和阻尼比及刚度。根据式 (7) ~式 (10) 所描述的传递函数, 对系统的动态特性进行分析。
2.1 液压泵输入流量的动态特性
2.1.1 放大系数k1
放大系数, k1的取值能够表明变量泵流量输入对系统工作压力控制的灵敏度, 它会对系统的响应速度以及稳定性产生直接影响。k1的取值越大, 系统的压力响应越迅速, 但稳定性会随之降低。
2.1.2 液压系统固有频率
由可看出, 对液压系统固有频率的影响因素有:折合到轴上的转动惯量JM, 泵、马达容腔与管道的总容积V, 液压马达的排量VM和油液弹性模量K。减小JM、V或增加K、VM都可提高系统的固有频率。油液弹性模量K基本一定, 增加VM的值虽然能使固有频率提高, 但同时又会引起系统放大系数的降低, 使系统的响应速度降低, 因此应综合考虑各参数设计, 以达到系统的最优状态响应。
2.1.3 阻尼比
由可知, 在确定的系统中, 系统阻尼比是由众多参数影响的, 只有选取最佳的参数值才能确定最适宜的阻尼比。
2.2 负载扭矩对动态特性的影响
负载扭矩的改变必然会导致系统压力的改变, 由公式 (9) 可知, 负载力矩扰动动态特性主要由放大系数决定。减小马达排量虽然能使负载的动态响应时间加快, 但系统稳定性也随之下降。因此在系统设计时, 不可单一追求某一性能指标, 应该在满足液压系统稳定性的前提下, 综合考虑系统的各项性能指标。
3 基于AMESim的履带起重机回转液压系统仿真
3.1 履带起重机回转液压系统概述
履带起重机是一种可进行物料起重、运输、装卸和安装等作业的工程机械[4]。其回转机构的工作原理如下:发动机动力通过分动箱驱动回转泵, 回转泵驱动两个回转马达, 回转马达驱动回转减速机小齿轮转动, 使回转滚盘内外圈相对转动, 从而使整个上车及臂架系统相对下车转动。
3.2 建立液压系统模型
图2为工作平台液压系统的仿真模型, 为使模型简化并提高运算速度, 在这里液控泵采用直接加载连续信号来代替电液比例的操作, 实现供油方向与排量的变化[5,6,7]。确定主要元件模型参数如下:发动机转速为1 000r/min;泵的排量为100mL/r;马达排量为50mL/r;补油泵出口压力为2.5MPa;减速器传动比为1 000;摩擦阻力矩为28 000Nm;负载矩为38 000Nm。
3.3 仿真研究分析
3.3.1 不同的调速输入曲线对系统的影响
一般的履带起重机生产商会在起重机的电器控制系统中设置一条速度控制斜坡线。国内在斜坡曲线控制方面主要由电气工程师和司机来调试, 依靠人的操作感觉来选取。这不仅要花费很长时间, 而且由于试验的局限性以及人为判定的不确定因素导致评定选择的斜坡不一定是最优的。通过仿真分析则很容易得出起重机不同速度控制斜坡线下回转液压系统压力曲线。
图3为三条不同速度斜坡曲线下马达压力曲线, 分别设置启动时间为5s、10s、15s, 启动过程为线性变化。从结果分析可知启动斜坡越平坦, 系统压力响应越平稳, 冲击力也越小, 但随之启动时间也越长, 效率变低。因此不同工况选择不同的最优斜坡线很重要。
3.3.2 转动惯量对液压系统动态特性的影响
在起重机不同工作状态下, 分别选取转动惯量为2.8×106kgm2、9.4×106kgm2、1.6×107kgm2, 得到不同转动惯量下系统的压力曲线, 如图4所示。
从图4中可以看出, 在启动过程中转动惯量越大, 马达的压力峰值越高, 波动越大, 压力稳定性越差, 因此转动惯量对液压系统的动态特性影响较大。
3.3.3 不同负载矩对马达转速的影响
设置负载矩分别为38 000Nm、76 000Nm、114 000Nm, 对系统进行仿真, 马达的流量特性曲线见图5。
从图5可知, 不同的负载情况下, 马达转速基本不变, 因此可知负载的变化对系统的速度响应影响很小。这可保证起重机在回转过程中不会因为速度不稳定的原因使负载重物发生摆动导致未知不安全因素。
4 结语
通过对液压回路系统动态特性分析可知:
(1) 转动惯量与坡度是影响履带起重机回转液压系统动态特性的主要参数, 而履带起重机在不同的工作形式下转动惯量变化是很大的, 可以在调速控制中多设置几条斜坡。在无法减小转动惯量的情况下, 选用斜率低的调速斜坡;或在液压系统设计中采用并联阻尼孔的形式, 当遇到大负载的情况下开启阻尼孔以降低液压系统的波动冲击, 而在负载不太大时关闭阻尼孔以减少耗能。
(2) 液压系统性能由各个参数共同决定, 在设计系统动态特性时必须权衡各个参数的影响, 这样才能在系统稳定性与快速性要求中求得最优。
参考文献
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定量泵-变量马达 篇3
路面铣刨机是高等级公路及城市道路养护的专用工程设备, 其主要功能为清除或剥离公路车辙、龟裂、痈包等路面病害, 广泛应用于现代公路养护工程中[1]。路面铣刨机行驶系统由发动机、闭式变量泵和变量马达组成。低速时, 马达变为最大排量, 通过调节变量泵排量实现调速, 由系统压力来改变马达输出转矩, 可获得较大的启动转矩;高速时, 变量泵保持最大排量不变, 调速由变量马达完成[2]。本文主要研究HA高压自动变量控制的马达在铣刨机行走系统上的应用。
1 自适应行走系统的组成
根据某型铣刨机对液压行走系统的要求, 选用1个闭式变量泵、1个分流集流阀和4个HA控制方式的变量马达组成闭式回路, 如图1所示。由发动机带动液压泵旋转, 液压油经液压泵输出至分流集流阀, 由分流集流阀分配至4个变量马达并驱动马达和减速机旋转, 从而实现铣刨机的行走。采用分流集流阀的四轮驱动, 使4个马达工作压力基本相近, 四轮各分配相近的牵引力, 防止整机打滑。施工时, 分流集流阀为精分流状态, 4个马达各分配25%的液压油;轻载行车时, 分流集流阀处于粗分流状态, 轮子如出现打滑时可按住操作面板上的精分流开关实现精分流。
2 高压自动变量马达的工作原理
高压自动变量马达的工作原理如图2所示。采用这种马达的闭式系统的压力由负载和马达的排量共同决定, 马达通过调节自身的排量使整机在大负荷工作时始终保持较高的效率。高压自动变量通过自身结构将负载压力反馈至变量机构来自动调节马达的排量, 当负载压力达到设定压力时马达就开始变量。
本系统采用HA2马达 (该型马达的压力增量Δp=10MPa) , 其控制特性曲线如图3所示。当系统压力小于HA控制曲线中的起点压力时, 马达保持最小排量, 系统压力与负载成正比;当系统压力大于HA控制曲线中的终点压力时, 马达保持最大排量, 系统压力与负载成正比;当系统压力在起点压力和终点压力之间时, 马达的排量根据控制曲线的规律变化;当负载产生的压力小于马达排量的起调压力, 可以通过在马达的X口增加一定的压力将马达排量变为大排量, 也可以通过设置比例压力阀的压力来线性地调节马达的排量, 但马达的排量变化与控制曲线中的排量变化规律要一致。本系统中, 设定马达起调压力为25 MPa, 最小排量为6mL/r, 压力为35 MPa时, 排量最大, 为28mL/r。
3 理论计算与工地测试
根据控制特性曲线, 马达排量Vm和系统压力p的关系为:
其中:Vm0为初始设定排量;Vmmax为马达最大排量;p0为马达排量的初始调节压力;Δp为压力变化量。当马达外接的控制口无压力时, 为了确定变量马达的排量, 需先确定马达的工作压力范围。HA2控制是根据外负载来自动改变马达排量的, 外负载的大小决定了马达排量的工作区间, 即当马达工作压力小于初始调节压力p0时, 马达为初始设定排量;当马达工作压力在初始调节压力以上10 MPa的范围时, 马达排量在初始设定排量与最大排量之间, 此时排量取决于工作压力的大小;当马达工作压力大于初始调节压力以上10MPa时, 马达排量为最大值。
在马达的初始调节压力起点, 马达的排量为初始排量, 此时马达输出的转矩为:
其中:ηmh为马达的机械液压效率。在马达的调节曲线终点时, 马达的排量为最大排量, 压力较初始调节压力增加了Δp。因此, 在调节曲线终点上马达输出的转矩为:
每个驱动马达上的负载转矩Tmk为:
其中:Fk为每个驱动马达的牵引力, k=1, 2…, n, n为马达个数;r为轮胎半径, 每个轮胎的半径相等;i和ηmj分别为轮边减速机的传动比和效率。
当p≤p0时, 整机的行驶牵引力为:
当p≥p0+Δp时, 整机的行驶牵引力:
从式 (5) 和式 (6) 可看出, 当行驶马达的压力小于马达初始调节压力p0或大于p0+Δp时, 行驶马达的牵引力与系统压力直接相关, 此时马达不具有自适应功能。
当p0≤p≤p0+Δp时, 整机的行驶牵引力:
其中:K与减速机和马达的效率有关,
从式 (7) 可看出, 系统压力大于HA马达的初始调节压力p0时, 马达的排量根据特性曲线变化。当工作压力在马达的调节区间无变化, 马达经自适应后调节至固定排量, 行驶马达牵引力与此时对应的系统压力正相关;当工作压力变化时, 马达的排量跟随变化, 此时牵引力与工作压力近似呈二次方的关系变化, 牵引力能瞬时增大以适应压力的变化, 如图4所示。
系统压力低于HA马达的初始调节压力p0时, 马达的排量无变化, 为最小排量。此时行驶牵引力与系统压力成正比, 即整机的牵引力与负载的变化直接相关, 如图5所示。
此时若在负载较小但负载波动很大的路面行走, 马达排量为小排量, 则整机的抗负荷波动能力差, 车辆容易抖动。此时可在马达的X口增加控制, 如在马达的X口施加一定压力使马达在大排量条件下工作。
当系统压力大于HA马达的最高调节压力时, 马达的排量无变化, 此时行驶牵引力与系统压力成正比, 即整机的牵引力与负载的变化直接相关, 如图6所示。图6中牵引力比理论计算的牵引力小, 说明此时已出现轮胎打滑使牵引力达不到理论值。
4 结语
根据以上分析, 将HA控制的高压自动变量马达应用于铣刨机等行走系统中, 可得出如下结论: (1) 在负荷小时降低马达排量提高行驶速度, 负荷大时调节自身排量, 提高变矩能力、传动效率和生产率; (2) 根据负荷的变化自动调节自身排量, 提高了自适应能力, 是牵引型车辆中行驶马达的理想选择。后续将继续研究HA控制的变量马达与DA变量泵的组合在铣刨机及类似行走机械中的仿真及应用。
参考文献
[1]姚怀新.车辆液压驱动系统的控制原理及参数匹配[J].中国公路学报, 2002, 15 (3) :115-118.
[2]姚怀新.工程机械底盘及其液压传动理论[M].北京:人民交通出版社, 2011.
定量泵-变量马达 篇4
工程中广泛利用变量泵定量马达调速系统, 尤其是大型工业机械。系统回路的动态分析是系统设计及生产实际的需要, 利用MATLAB这一强大的工程工具进行计算机动态特性的分析是十分有效的和有实际意义的。
1 液压调速系统原理
变量泵定量马达的调速系统如图1。
通过改变泵的每转排量qp来调节马达的转速nm
undefined. (1)
式中:np—变量泵的转速;
qm—定量马达的每转排量。
2 系统数学模型的建立
为了分析方便, 作如下假设:
液压泵的吸油口和液压马达的回油口油压力为零;油液的粘性不变;液压泵和液压马达的泄漏油流为层流;不考虑油液的液阻和液感及管路中的动态过程, 仅考虑液容;不考虑液压泵的脉动性。
2.1 流量连续性方程
undefined. (2)
式中:np, nm—泵和马达的转速;
v—压力油腔总容积;
qp, qm—泵和马达的排量;
p—压力油腔压力;
k—油液体积弹性模量;
cp, cm—泵和马达的泄漏系数。
2.2 液压马达转矩平衡方程
undefined. (3)
式中:J—马达及负载折算到马达轴上的等效转动惯量;
B—粘性阻尼系数;
Tl—负载力矩。
2.3 变量泵的排量方程
qp=kxxp. (4)
式中:xp—变量泵调节机构的移距 (或转角) ;
kx—泵的每转排量梯度。
2.4 系统的数学模型
将上述 (2) 、 (3) 、 (4) 式进行拉氏变换所得方框图和各式如下:
undefined. (5)
qmp (s) = (Js+B) nm (s) +Tl (s) . (6)
qp (s) =kxxp (s) . (7)
3 系统动态分析
3.1 马达的转速随调节机构的移距的变化特性
认为Tl (s) =0即马达转矩不变, 系统传递函数为:
undefined
由于undefined则:
undefined. (8)
3.2 马达的转速随负载变化特性
为认xp (s) =0即泵的变量机构的移距不变, 系统传递函数为:
undefined. (9)
负号表示负载转距增加马达转数下降
系统的固有频率为:
undefined. (10)
系统的阻尼系数为:
undefined. (11)
4 仿真实例分析
对于煤矿机械MLS3——170型采煤机, 在平均负载力为150 kN的情况下, 将实际数据带入所建立的数学模型中, 利用MATLAB进行系统的动态仿真。G1 (s) 的斜波响应和阶跃响应及G2 (s) 的阶跃响应分别如图3、4和5, 其系统的幅频特性Bode图如图6所示。
从上述分析可知:
(1) 马达的转速随泵的排量增加而稳定增加, 但随阶跃移距的变化特性是一个振荡环节, 为此在系统中增加泄漏或加设压力反馈链, 才能获得足够的稳定性。
(2) 马达转速阶跃负载的变化特性, 其系统的速度趋于常值。说明马达的排量大, 回路的速度刚度大, 可适当地提高系统的稳定性。
(3) 系统的幅值裕量kg大约为10 db, 相位裕量r大约为5°, 则系统是稳定的。
5 结束语
本文对变量泵定量马达容积调速液压系统进行了建模, 并利用MATLAB进行了动态仿真, 同时对其动态分析, 直观地显示了液压系统的动态特性, 仿真结果基本与理论分析相符。因此利用MATLAB这一工程软件对液压系统进行动态仿真并分析, 十分方便简单, 在实际应用中是很有意义的。
参考文献
[1]徐霖, 于今, 吕伟华.液压动力控制系统[M].重庆:重庆大学出版社, 1996.
[2]林延圻.液压传动和液压控制[M].西安:西安交通大学机械电子工程系, 1996.12.
[3]陈康宁, 王馨, 李天石, 等.机械工程控制基础[M].西安:西安交通大学出版社, 1997.