牵引性能（通用5篇）
牵引性能 篇1
0 引言
采煤机应用于工作面地质条件复杂 (煤质硬度大、断层、夹矸、倾角大) 的极薄煤层开采时, 受工作面空间限制, 需使用非机载调速系统。采煤机非机载调速系统将牵引变压器和牵引调速装置置于工作面巷道中, 通过长牵引电缆对采煤机牵引电动机进行变频调速控制, 这种布置方式解放了调速系统和牵引变压器的空间, 使采煤机在电控箱体的结构设计上有更大的发挥空间。但由于变频器与电动机间使用了长度为200~500 m不等的牵引电缆, 使得采煤机牵引部调速性能受到严峻考验。
变频器从能量等效角度出发, 用高频的PWM波来代替正弦波信号, 通过一定的控制方式对电动机进行调速控制。变频器输出的高电压变化率PWM信号通过长电缆在牵引电动机端产生高的电压冲击, 电动机的绝缘水平将受到考验;同时由于牵引电缆的容性会导致电流脉冲, 这些电流脉冲叠加到电动机电流中, 进而被变频器的电流互感器测量, 使电动机控制精度受到影响;另外, 因长电缆导致的对地漏电流增加、因附加的电流脉冲而导致的变频器内部元件过热、长电缆输出的辐射干扰等都会对采煤机调速系统带来负面影响。
另外, 由于长电缆压降引起的电动机转矩性能降低, 将直接导致整个采煤机牵引力不足, 从而影响整个工作面的生产效率。
本文通过试验对比分析采煤机非机载调速系统使用标量控制 (Vector Control, VC) 、矢量控制 (V/f) 及直接转矩控制 (Direct Torque Control, DTC) 时的调速性能, 为采煤机非机载调速系统设计提供依据。
1 试验设计
试验使用MG150/348-WD1型非机载采煤机用电控箱和调速箱为试验对象, 通过40kW电动机加载试验台进行不同控制方式时的长电缆性能测试。试验主回路布置如图1所示。
试验使用长度为300m的牵引电缆进行标量、矢量及直接转矩3种调速控制方式下的性能测试。针对采煤机实际工况, 分别进行了低频、中频及高频时的牵引性能试验, 以此对比分析调速系统在不同频段、不同控制方式下的变频器调速性能。调速性能依据为调速系统额定电流下的最大负载转矩能力。
试验使用H1000变频器及ACS800变频器作为测试对象, 试验电缆为MCPT 0.66/1.14kV型矿用移动金属屏蔽金属橡套软电缆, 电缆环绕在木质芯柱上, 两头各伸出5 m。负载电动机使用矿用水冷电动机, 额定功率为40kW, 额定电流为76A, 额定转速为1 477r/min。
2 V/f控制性能测试
采煤机牵引部因结构限制无法安装速度编码器, 调速系统使用无编码器的开环控制。表1记录了H1000变频器采用V/f控制时的典型测试数据。
表1中, fref, fout分别为变频器设定频率和变频器实际输出频率;电流为变频器实际输出电流与额定电流的比值;转矩为施加在电动机转子上的实际转矩与电动机额定转矩的比值;实际转速为通过速度传感器检测到的电动机实际运行速度。表2、表3的参数意义与表1同。
从表1可看出, 低频5 Hz额定电流时, 变频器负载转矩为额定转矩的85%, 3Hz时降至额定转矩的19%, 基本开机即堵转。频率为30~50 Hz时调速性能可满足额定转矩要求。
H1000变频器使用开环V/f控制时, 由于电缆过长, 低频时电缆内阻及定子电阻消耗了大部分的输出电压分量, 导致输出电压不足, 进而导致电动机弱磁运行, 变频器负载性能严重降低。
长电缆低频时的负载特性降低问题, 可以通过电压补偿进行优化。但由于电缆过长, 试验变频器无法顺利完成电动机的参数辨识, 电压补偿只能使用简单的固定值补偿, 无法实现不同频段、不同负载情况下的性能优化。
由于V/f控制方式使用的是一种无反馈环节的恒压频比控制, 变频器输出频率保持不变, 调速系统主要依靠降低实际转速进而提高转差率来实现对负载的响应。
采用V/f控制时, 电动机对负载的响应能力完全依靠电动机的机械硬特性实现, 负载特性不平滑, 特别在负载出现突变时电流会出现跳变, 图2为变频器使用300m牵引电缆在3 Hz时的V/f控制方式下的变频器负载特性曲线。
图2中, 横向代表时间, 2s/格;纵向代表监控值, 因每幅图都标志了3条曲线, 为保证3条曲线能在同一图中出现, 使用了不同的纵向监控值。给定速度的纵向监控值为3.3 Hz/格, 试验台加载电动机施加的给定负载电流的纵向监控值为65.45A/格, 变频器监测的电动机定子电流纵向监控值为61.27A/格。从图2可以看出, 由于仅依靠电动机自身特性提高转差率进而提高输出转矩, 电动机对负载的响应较慢, 在电动机负载突变时电流变化率明显增大, 且低频时定子电流脉动大, 稳定性不好。
3 VC控制性能测试
由于采煤机牵引系统结构限制, 无法使用闭环矢量, 试验针对开环VC控制, 开环VC控制的控制性能直接与变频器对电动机参数的辨识精度有关。由于工作面现场牵引电动机已经被施加了大负载, 变频器无法实施旋转型参数辨识。电动机的参数辨识只能使用变频器的静态辨识功能实现。
本试验使用H1000变频器进行长电缆时的VC控制性能测试, 电动机参数通过“无电动机测试报告的停止型自学习1”进行辨识。
长电缆开环VC控制时变频器负载特性测试数据见表2。从表2可看出, 长牵引电缆VC控制时变频器全频段调速性能保持稳定, 电动机加载至额定电流时可以输出额定转矩。
由于VC控制将电动机原有的稳态数学模型通过坐标变换转换为以同步角频率旋转的M/T动态坐标, 调速系统控制精度及性能得到大幅提升。
通过参数辨识得到的精确的电动机数学模型, 使得变频器在无速度编码器的开环状态下也可以精确控制转子实际速度。电动机转差率也可通过提高变频器输出频率得到提升, 使电动机在保证稳定输出转矩的同时具有可靠的速度精度。
长电缆在3 Hz时的开环VC控制方式下的变频器负载特性曲线如图3所示。
图3中, 横向代表时间, 2s/格;纵向代表不同的监控值:电动机定子电流, 250A/格, 变频器给定转矩, 150 (N·m) /格, 试验台加载电动机施加的给定负载转矩, 84.81 (N·m) /格。在给定转矩小幅度振荡时, 定子电流基本保持稳定, 负载变化时的电流响应极为平滑, 整体控制性能稳定且精度高。
4 DTC控制性能测试
试验使用开环DTC控制进行长电缆时的DTC性能测试。DTC控制的控制变量为电动机磁通和转矩, 需要将电动机稳态数学模型变换为动态数学模型。但较之VC控制, DTC控制的电动机动态数学模型更为简单, 控制算法相对简便。
试验使用ACS800型变频器为测试对象。电动机模型通过变频器自身的“ID MAGN”功能辨识得到。
300m长牵引电缆开环DTC控制时变频器负载特性测试数据见表3。
分析表3数据可看出, DTC控制的长电缆牵引调速系统全频段性能保持稳定。特别在速度控制精度上, ACS800型变频器的DTC控制较之前2种都有明显优势。
图4为用ABB DriveWindow软件监控的长电缆在3Hz时的开环DTC控制方式下的变频器负载特性曲线。
图4中, 实际的直流电压纵坐标值为图中标示值的10倍, 实际的电动机电流纵坐标值为图中标示值的5倍, 实际的电动机转矩纵坐标值为图中标示值的16倍, 实际的给定频率纵坐标值与图中标示值一致。图4中监测的是电动机在换向及加载时的定子电流及转矩情况。从图4可以看出, 在换向及加载期间, 调速系统整体保持稳定, 变频器速度、转矩控制精度及对负载的响应速度都极为优良。
5 结语
非机载调速系统的采煤机大多应用于工作面极为严苛的工作场合, 对电动机的负载特性要求极高, 调速系统在冲击负载出现时能保证及时响应, 防止因负载冲击大而导致机械传动系统故障, 这就要求采煤机调速系统在长电缆模式时具有优良的负载特性及转矩响应能力。本文通过实际试验对长电缆模式时的V/f控制、VC控制及DTC控制的调速性能进行对比分析, 结果表明, VC控制和DTC控制较之V/f控制更适应采煤机非机载运行工况。在采煤机非机载调速系统设计时应尽量使用VC控制和DTC控制方式。
参考文献
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某6×4重型牵引车的性能计算 篇2
最近几年我国经济高速发展,带来了我国基础设施建设及公路运输的飞速发展,也带来了重型牵引车市场的井喷式增长。然而,随着柴油价格大幅增长,影响了整车的成本及销售,这就要求国内牵引车生产厂家调整生产政策,革新技术,开发高效、节能的新型重卡。其中如何提高整车的燃油经济性是一个重要课题。目前可以采取的措施有:
(1)提高汽车行驶效率:减少行驶阻力、底盘轻量化、提高驱动效率;
(2)改善发动机性能:提高现有发动机的热效率和机械效率、广泛采用涡轮增压技术、广泛采用电子计算机控制技术;
(3)优化匹配动力传动系统。
汽车整车性能的好坏,不仅仅取决于发动机和传动系各自独特的性能,而是很大程度上取决于二者匹配的如何。在评价汽车的整车性能时,往往要用到一些特定的指标,如衡量汽车动力性的主要指标是其最高车速、爬坡性能和加速性能等;衡量燃油经济性和排放的汽车在标准循环下的百公里油耗和每公里排放量。这些指标除了放映发动机本身的动力性、燃油经济性和排放特性外,还体现了整车动力总成系统的相互配合及合理优化程度,即使一台发动机具有良好的性能,如果没有与之合理匹配的传动系,也不可能充分发挥其最佳性能。因此合理的匹配汽车的动力传动系统是降低汽车油耗和排放、提升动力的重要措施。
1、传动系理论匹配
车辆的动力性、燃油经济性和排放性能是整车性能最重要、最基本的组成部分。经过初步设计的动力传动系统其使用效果如何,能否将发动机的最佳性能发挥出来以及怎样评价其发挥的程度,是我们进行匹配所要解决的问题,评价的合理与否直接影响后期的技术决策。而整车性能是通过对各目标来衡量的,因此它是一个多目标系统,必须对其进行加权的综合评价。整车的性能基本评价指标如图1所示。
1.1 汽车换挡模型
通常情况下,换档规律有三种模式:(1)最佳动力性换档规律;(2)最佳经济性换档规律;
(3)按试验规范规定的运行模式进行换档。
1.1.1 最佳动力性换档规律
在动力性模拟计算中使用换档规律主要是为了保证汽车的最佳动力性,即尽可能使汽车在较低的档位行驶,其关键问题自然是换档点的选择。模拟计算中,我们对驾驶员的换档规律做如下规定:(1)当发动机转速低于其最低转速时,由高档换入低档;(2)当发动机转速高于其最高转速时,由低档换入高档;(3)当发动机转速介于其最大和最小转速之间时,若高档加速度大于低档加速度,应由低档换入高档。
1.1.2 最佳经济性换档规律
最佳经济性换档规律,就是所用的档位应保证汽车在正常行驶条件下,燃油消耗量最少。在模拟计算中,我们对驾驶员的换档规律做了如下规定:(1)当发动机转速低于其最低转速时,由高档换入低档;(2)当发动机转速高于其最高转速时,由低档换入高档;(3)当发动机转速介于其最大和最小转速之间时,若高档加速度大于零,应由低档换入高档;(4)当行驶阻力大于牵引力时,若发动机转速高于发动机最大转矩所对应的转速时,则不换档,反之应该换入低档。
1.2 动力性计算
1.2.1 各挡动力因数计算
(1)首先计算变速器置k档时,发动机转速;
(2)根据发动机使用外特性模型,计算发动机输出转矩!
(3)计算汽车空气阻力;
(4)计算汽车驱动力;
(5)则第k档、速度Ua时,则最大动力因数为。
1.2.2 各档最大爬坡度计算
各档的最大爬坡角为。
然后再根据imax(k)=tgαmax(k)换算成最大爬坡度。
式中:f——滚动阻力系数;Dmax(k)——各档最大动力因数。
1.2.3 最高车速计算
汽车最高车速是指在良好水平路面上汽车所能达到的最高速度,根据汽车去动力-行驶阻力平衡图,发动机驱动力(直接档或最高档)与汽车行驶阻力曲线相交点处的车速,便是汽车最高车速。若无交点,则发动机最高转速对应得车速则为最高车速。
(1)设发动机最大功率点np对应得车速vp(k)为初选最高车速,并计算发动机最高转速nemax对应的最高最高车速vB。
(2)计算此时汽车的行驶阻力。
Ff=mgf(f为滚动阻力系数)
(其中CD为空气阻力系数;A为迎风面积;vp(k)为车速)
(3)计算此时驱动力。
Ft=TtqigioηT(其中ig为变速器传动比;io为主减速器传动比;r为车轮半径;ηT为传动效率)
(4)计算此时驱动力与行驶阻力的差值D。
如果D小于预先给定的值ε,则可认为此时车速为最高车速,而如果D的绝对值大于ε,则需要根据正负号对v进行一定的步长的加减进行循环计算,并最终取得满意的结果,值得注意的是最终结果vmax需要与vB进行比较,若vB≤vmax,则最高车速应为vB。
1.2.4 加速性能计算
汽车的加速性能可用它在水平良好路面上行驶时能产生的加速度来评价。由汽车的行驶可以得到:
((δ是旋转质量换算系数)
而由运动学可知,汽车从v1加速到v2时所需的时间为:
此时加速时间可通过计算机用图解计分法求出。
1.3 经济性计算
在汽车设计与开发中,常需要根据发动机台架实验得到的万有特性图和汽车功率平衡图,对汽车燃油经济性进行估算。在实际运用中,我们通常以车辆的等速燃油消耗量来评价车辆的燃油经济性。
根据等速行驶车速uaua及阻力率P,在万有特性图上可确定相应的燃油消耗率b,从而计算出以该车速等速行驶时单位时间内的燃油消耗量(mL/s)为:
Qt=Pb÷367.1ρg (b为燃油消耗率[g/(kw.h)];g为重力加速度度,汽油的ρg可取为6.96-7.15N/L)
柴油的ρg可取为7.94-8.13N/L。整个等速过程行经s(m)行程的燃油消耗量(mL)为:
折算成等速百公里燃油消耗量(L/100km)为:
1.4 计算机仿真计算流程
图2为动力性指标计算程序流程,图3为经济性指标计算程序流程。
2、实例应用
根据整车参数,运用MATLAB程序进行仿真计算,表1为某6×4重型牵引车整车参数。
该车型所用发动机外特性与万有特性曲线图如图4:
将参数输入MATLA,输出驱动力与阻力平衡图如图5所示:
通过对上述方案进行运算,计算结果比较如表2:
4、道路试验验证
搭载样车分别进行转毂和道路试验验证,并将动力经济性试验结果与理论计算结果对比见表3:
由上表不难看出,通过MATLAB计算程序计算出的该车动力性、燃油经济性数据与试验结果吻合程度很高。由此可见,计算机仿真模拟计算可以为我们提供较为准确的数据。
5、结论
通过某6×4重型牵引汽车传动系的匹配设计,我们运用MATLAB计算软件对该车的动力性、燃油经济性进行了分析计算,并进行了装车验证。试验结果计算机仿真模机计算的结果非常吻合,我们可以认为,该计算方法和计算程序完全符合整车动力性、经济性计算的要求。
摘要：本文对车辆动力性以及燃油经济性理论计算进行了研究,并在理论计算的基础上,运用MATLAB程序模拟计算某6×4重型牵引车动力性和燃油经济性,通过道路试验数据对比,最终验证了计算的准确性。
关键词：牵引车,动力性,经济性
参考文献
[1]刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2010.
[2]倪计民.重型汽车传动系结构参数设计[J].汽车技术,2005.7.
[3]白风良.牵引车整车性能及动力装置匹配分析J].现代车用动力,2005.4.
牵引性能 篇3
随着我国大中城市基础设施建设的不断完善,公路维修和城市建设等工程领域的施工量不断增加,从而使得各工业集团纷纷投入到微型履带式机械的研发中来[1]。
微型履带式机械转场容易,易于进入复杂的工作环境作业,机动性和适应性强[2],因而得到广泛应用。其行走系牵引性能的好坏直接影响其作业质量和效率,因此如何提高履带式车辆牵引附着性能一直受到人们的关注。
Xiulun Wang[3]等人理论分析了履带车辆产生最大推力和牵引力时的履带板厚度与履带板宽度比以及履刺的高度。W Y Park[4]开发了一个计算机仿真程序(TPPMTV),通过输入土壤参数和履带式车辆的设计参数来预测车辆的牵引附着性能。宿月问[5]等人根据Bekker理论,研发了一种适用于无支重轮式矿用履带车辆的仿真模块。Modest Lyasko[6]等通过对以往仿真模型的适应性和局限性分析,建立了一种适应性更广的(TPA)模型。由于履带式车辆的牵引附着性能对于路面及土壤环境有较强的依赖性,对于一些典型路况下的仿真结果仍然需要田间试验验证,使得仿真模型的适应性受到限制。呼伦贝尔学院的王旭[7]等人通过田间试验得出增大履带支承段长度、增加履刺数目和高度有助于提高附着系数的结论。同时,单、高刺形式的履带板在粘性土壤上可以有效提高牵引附着性能[8]。
本文基于某微型履带式拖拉机(工作质量650kg左右),通过设计正交试验,选择恰当的履带结构参数组合,进行田间牵引试验,研究了履带板宽度b、履带支承段长度L0以及履刺高度h对整机滚动阻力和附着力的影响。通过试验数据处理量化比较各个因素对于滚动阻力和附着力的贡献值,获得这3个参数在试验范围内的最优组合,为该型微型拖拉机履带的设计提供了理论依据。
1 牵引性能试验
1.1 试验原理
对于拖拉机来说,要使拖拉机保持正常行驶必须满足的条件为
Pφ≥Pq≥PT+Pf (1)
式中 Pφ—附着力;
Pq—驱动力;
PT—牵引力;
Pf—滚动阻力。
可见,为了保证拖拉机的正常行驶,提高拖拉机作业的牵引效率,应该力图提高附着力Pφ和减少滚动阻力Pf[9]。履带式拖拉机的滚动阻力和附着力除了与土壤条件、附着质量和路面条件等因素有关外,还与行走系的结构参数(如履带板宽度、履带支承段长度、履刺高度等)有关。
1.2 试验设备及装置
试验装置采用自行设计的履带式微耕机进行。1号试验机履带支承段长度L0=850mm,2号试验机履带支承段长度为L0=1 020mm。通过加减配重消除附着质量的影响,将质量差距调整在10kg范围内。备用履带为窄平履带(b=125mm,无履刺)、窄刺履带(b=125mm,有履刺)、宽平履带(b=165mm,无履刺)和宽刺履带(b=165mm,有履刺) 各两套。采用DLN-2型便携式数字拉力表,负荷车为联合17[10]。
1.3 试验地概况及试验期天气状况
试验场地块为陕西西北农林科技大学农作一站较为平坦的麦茬地,调整预备段长20m,试验测量段长约40m。为消除重复通过对拖拉机牵引性能产生的影响,每次试验均避开以前的轮辙。10cm深度土壤情况(取均值)为含水量14.99%,干容重151.13g/cm3,湿容重162.83g/cm3,土壤硬度34.58N/cm2。试验于2010-07-08至2010-08-06进行,试验期间天气情况为晴-阴,最高气温为30℃。
1.4 试验方法
参照国家标准(GB3871-83)《农业拖拉机试验方法》[11]对装有不同履带的1号和2号试验装置进行田间牵引附着性能试验,以获得滑转率、驱动力和附着系数等主要牵引附着性能指标,为评定履带不同结构参数对于滚动阻力和附着力的影响提供依据。滚动阻力的测量采用拖拉法。
1.5 正交试验因素与水平表
正交试验是利用“正交表”进行科学安排和分析多因素实验的方法[12]。
为了保证拖拉机的正常行驶,提高拖拉机作业的牵引效率,应该力图提高附着力Pφ和减少滚动阻力Pf。拖拉机的滚动阻力和附着力与履带宽度、履带支承段的长度以及履刺有很大的关系。因此,以滚动阻力Pf和附着力Pφ作为考察指标,研究履带板宽度b、履带支承段长度L0和履刺高度h对这两个指标的影响。
1.5.1 试验指标
试验指标:滚动阻力Pf与附着力Pφ。要求滚动阻力越小越好,附着力越大越好。
1.5.2 试验因素
履带行走装置的结构参数为履带板宽度b、履带支承段长度L0和履刺高度h。
由以上分析可知,该试验为3因素2水平试验。考虑到各个因素之间的交互作用,选择L8(27)正交表[13]。试验方案按照该正交表进行,如表1所示。
2 结果及分析
2.1 牵引附着性能试验
通过牵引附着性能试验,测得各个样本的试验数据,运用MATLAB软件的曲线拟合工具箱,应用指数函数进行回归[14],获得拟合曲线如图1所示。由图1可知:对于履带支承段长度为850mm的1号拖拉机,安装窄刺履带时,拖拉机的驱动力得到了很好的发挥;安装宽平履带和宽刺履带时,对于驱动力的提高作用不太显著,当滑转在10%左右时,对于驱动力的提高作用比较显著。
2号机的驱动力与滑转率的关系如图2所示。
由图2可知,对于履带支承段长度为1 020mm的2号拖拉机,履刺的存在对于滑转率的提高有显著作用;同时,履刺和履带宽度的交互作用对于拖拉机驱动力的发挥也有积极地作用;安装宽平履带时,整机驱动力的提高不太显著。
根据我国有关规定,履带式拖拉机在旱田茬地的最大容许滑转率为7%。结合驱动力与滑转率曲线,可获得不同试验样本在滑转率为7%时的驱动力Pqmax,即该试验样本的附着力Pφ。通过试验(拖带法)测得的滚动阻力如表2所示。
2.2 实验结果分析
将实验数据带入正交表进行计算,结果如表3所示。由数理统计原理可知,其随机变量观测值加减乘除某一不等于零的常数,其统计规律不变。因此,将滚动阻力和附着力分别减去一不等于0的常数,以简化计算。所涉及的8个试验样本的滚动阻力和附着力(如表2所示)均减去一不为0的常数后,得到的结果如表3所示。将各因素两个水平的滚动阻力和附着力求和,得出各个水平的滚动阻力附着力和极差。
根据试验指标,对滚动阻力和附着力采用综合平衡法进行分析,结果表明:
1)对于滚动阻力影响最大的因素为履刺。由于履刺的存在,使得滚动阻力增大了18.94%。依据试验指标要求的滚动阻力越小越好的原则,获得最优组合A1B1C1,即当该型履带拖拉机采用履带支承段长度为850cm、履带宽度为125cm的无履刺履带作业时,滚动阻力最小。
2)影响附着力最主要的因素为履刺,履刺的存在能够有效提高其附着力。有履刺的履带较无履刺的履带作业时,其附着力提高了26.64%。根据附着力越大越好的原则,由表3的计算结果可知,各因素的交互作用为主要因素,最优组合的选择以优搭配为准,因此获得最优组合A1B2C2,即当该型履带式拖拉机采用履带宽度为125mm、履带支承段长度为1 020mm、履刺高度为28mm履带作业时,能够获得较大的附着力。
3)综合考虑试验指标以及因素对于两个指标影响的主次顺序,确定最优组合:一是C(履刺)因素对于滚动阻力和附着力的影响的大小均排第1位,虽然选择C2会使滚动阻力增加18.94%,但附着力的提高达到26.64%,因此C因素选择C2较好;二是B(履带支承段长度)因素对于滚动阻力的单独作用排在第7位,属于次要因素,而交互作用也只排到第3位,因此B因素的选择以对于附着力的贡献值为准,选择B2能够使得附着力提高3.28%,所以B因素选择B2;三是A(履带宽度)因素,A因素对于滚动阻力和附着力来说都是选择A1较优。
因此,本试验的最优组合为A1B2C2,即当该型履带式拖拉机采用履带宽度为125mm、履带支承段长度为1 020mm、履刺高度为28mm的履带行走装置作业时,能够获得良好的行走性能。
3 结论
1)履刺对于拖拉机牵引附着性能和滚动阻力的影响最为显著,履带支承段长度和履带宽度单独作用于两者的影响都不太大,属于次要因素。综合考虑该型履带式车辆的综合行走性能,确定这3个参数的最优组合为A1B2C2,即当该型履带式拖拉机采用履带宽度为125mm、履带支承段长度为1 020mm、履刺高度为28mm的履带行走装置作业时,能够获得较好的行走性能。该结果与试验结果一致。
牵引性能 篇4
关键词：月球车驱动轮,月壤,流固耦合,ABAQUS
1 引言
美国“机遇号” (Opportunity) 、“勇气号” (Spirit) 火星车以及苏联的Lunakhod月球车的成功向世人展示了自主移动机器人在星球探测中的重大作用。月球车也因此成为了世界上新一轮探月热潮中的亮点。
月球车是各种探测仪器的载体, 其基本功能是具有在未知的复杂路面行走的能力, 以满足科学探测考察的需要 [1]。月球表面的土壤通常较为松软, 在松软月壤中, 月球车车轮容易发生滑转, 从而造成牵引性能下降。正是由于月壤可通过能力差, 因此, 深入研究在月面特殊环境下的月球车牵引性能, 对于月球车的性能评估及面向月球的高通过性行走机构研制具有重要意义。2008年李建桥等应用离散元软件PFC2D对月球车轮在月壤上的牵引通过性能进行了模拟研究 [2];陶建国等建立了月球车刚性车轮在松软土壤上前进和转向的轮地作用力学模型, 并设计了一套车轮性能参数测试系统, 对所设计的一种刚性车轮在松软土壤上运动的力学特性进行了初步的实验测试 [3];2010年杨艳静等建立了模拟月壤的仿真模型, 对月球车刚性车轮和模拟月壤的相互作用进行了仿真分析和试验验证, 结果发现挂钩牵引力的计算结果在低滑转率下和试验结果复合较好, 而在高滑转率下, 计算结果偏大 [4]。
在以往研究中, 大滑转率下驱动轮在松散的月壤上通过时导致的大变形问题一致没有得到很好的解决, 所以我们采用流固耦合方法建立轮壤作用模型, 其中月壤为欧拉体, 模拟计算结果表明, 本流固耦合轮壤作用模型是有效的, 可以应用于月球车轮的设计、优化和性能评价等方面, 并对火星车等其他移动
机器人以及地面车辆在松软土壤中的轮地相互作用也具有参考价值。
2 轮壤有限元模型的建立
2.1 驱动轮有限元模型的建立
由于月球车车轮多为金属车轮, 所以车轮在模拟月壤表面行走时, 模拟月壤的变形远大于车轮的变形;但是车轮的变形和应力分布不是我们关注的主要问题。由于显式积分计算本身时间步长非常小, 加上大滑转率下的大变形问题, 导致计算周期特别长, 因此这里将车轮视为刚性体。建立的车轮外轮廓模型, 采用壳单元来划分网格。车轮与轮轴中心点之间采用刚性耦合, 车轮与轮轴中心点一起运动, 以此简化车轮模型。如图1所示。车轮直径为350mm, 轮宽150mm。
车轮材料为铝合金, 密度为0.0027g/mm3, 弹性模量为70GPa, 泊松比为0.3。
2.2 欧拉模型的建立
2.2.1欧拉域的选择
在传统的拉格朗日分析中, 节点是由材料确定的, 材料变形则单元也变形。拉格朗日单元通常是100%的单一材料, 因此材料边界和单元边界是一致的。当物质发生大变形、断裂、分离时, 有限元法中的网格发生畸变, 使计算中断, 数值模拟难以处理。相对地, 在欧拉分析中, 节点是空间固定的, 单元不会发生变形, 而材料在单元间流动。欧拉单元可能不会是100%的充满材料, 很多情况下可能是部分填充甚至是空的。因此, 欧拉材料的边界必须在每个增量步中进行计算, 通常和单元边界并不一致。欧拉网格通常是由简单的矩形单元组成, 为材料提供流动和变形的空间。一旦欧拉材料移动到欧拉网格以外, 它就不再参与到欧拉分析中了。
我们根据滑转率、驱动轮前进速度、沉陷量来确定月壤模型大小。月壤模型长1500mm、宽460mm、高100mm。欧拉域 要大于月 壤模型 , 欧拉域长1500mm、宽460mm、高150mm。考虑到节省计算资源, 欧拉网格在高度方向的上半部分网格划分较密, 下半部分网格划分较粗;欧拉域上表面与车轮直接接触部分网格较密, 而远离车轮部位网格稀疏。欧拉域为六面体网格, 单元属性为EC3D8R, 如图2所示。
2.2.2 月壤本构模型的选择
由于月球的低重力, 所以在力学分析时可认为月壤是摩擦-粘性土壤。
在实际工程问题分析中, 大多采用等向强化弹塑性本构关系描述月壤材料。到目前为止, 适用于该种月壤建模的本构模型主要有Mohr-Coulomb模型和修正的Drucker-Prager模型, 前者在描述岩土强度特性时的有效性几乎不受限制, 是一种比较通用的本构模型;而后者则在数值计算方面具有更高的效率 [5,6]。但后者的有效性有一定的限制, 已有人证明, 只有当土壤的内摩擦角小于22°时, 修正的Drucker-Prager模型才能较好地逼近Mohr-Coulomb模型, 也就是有效的, 而月壤的内摩擦角大于22°, 不能采用Drucker
Prager模型, 只能采用Mohr-Coulomb模型来建立月壤模型。Drucker-Prager准则表达式如下:
式中: I1为应力第一不变量; J2为应力偏量第二不变量; α、K为试验参数, 与材料性质及模型选择有关, 可以由粘聚力C和内摩擦角A确定。
2.2.3 月壤材料参数的确定
建立月壤Drucker-Prager模型所需的参数主要有 [7,8]:月壤的密度参数、弹性参数和MohrCoulomb塑性参数。其中弹性参数包括月壤的杨氏模量和泊松比, 而Mohr-Coulomb塑性参数又可分为Plasticity参数和Hardening参数, 前者包括偏心率、子午线偏心率、摩擦角和膨胀角;后者包括内聚力和热膨胀塑性应变。
取月壤的内聚力和内摩擦角分别为2kP a和20°;偏心率和子午线偏心率取软件默认值;由于月壤内聚力几乎与温度无关, 故取热膨胀塑性应变为0。
通过查阅大量与月壤性质相近的粘土参数, 大致确定了其弹性模量的波动范围, 最终取月壤弹性模量为10Mpa;月壤密度取为0.0054g/mm3;由前面的表述可知, 月壤属于粘性土壤, 故取月壤的泊松比为0.39。
膨胀角反映的是介质剪切变形引起的体积改变。由于月壤剪切变形对体积改变影响不大, 月壤膨胀角取为5°。
3 驱动轮与月壤相互作用模型的建立
默认的, 所有的欧拉单元都是初始被定义为“虚”材料。在定义初始条件时, 欧拉单元中月壤部分定义为充满月壤材料, 即月壤域内材料的体积分数为1, 剩余材料被忽略。在分析中, 材料根据定义的载荷发生变形, 因而体积分数被重新计算。
为了正确地模拟车轮和月壤的相互作用, 需要在有限元模型上施加相应的边界条件。对整个分析模型建立显式通用接触, 其支持欧拉体和拉格朗日体之间的接触关系。由于定义了欧拉体, 这个通用接触自动地被扩展为流固耦合接触, 即欧拉-拉格朗日接触。欧拉域底面约束速度v1, v2, v3均为零;欧拉域侧面约束为垂直于X轴的侧面约束v1, 其值为零, 垂直于Y轴的侧面约束v2为零;驱动轮轮心约束U2, URl, UR3均为零。对整个模型施加重力 (G) , 在驱动轮轮心施加驱动轮承载 (F) 及驱动轮速度 (线速度沿X方向和角速度沿Y方向) 等来模拟月球车轮在月壤上的行走过程。
设定计算类型、输出变量、计算时间等得到驱动轮与月壤相互作用的有限元模型, 见图3。
4 数值模拟结果分析
在驱动轮承受3kg载荷, 线速度0.02mm/ms, 滑转率为0.2下进行模拟计算。
图4为模拟驱动轮滚过后的模拟的月壤痕迹。
图5为挂钩牵引力随时间变化曲线;图6为驱动力矩随时间变化曲线;图7为沉陷量随时间变化曲线。
可以看出挂钩牵引力、驱动力矩、沉陷量在行走一段时间之后才能达到较为稳定的状态, 且有明显波动。波动现象是由于轮刺是间隔的, 在滚动中轮下土壤受力也有周期性变化, 事实上轮轴产生不同程度的起伏, 轮子的挂钩牵引力、驱动力矩、沉陷量也就有了周期性变化。
由这些图可以直观地观察月壤的变形情况, 并方便地查取相关变形数据。不难发现, 该月壤模型的变形情况和预期的结果是相符的, 与试验结果吻合较好, 这在一定程度上表明了该流固耦合方法建立的月球车轮-壤作用模型的有效性。
5 结论
仿真计算某一车轮在月壌上的滚动结果, 表明了流固耦合模型的有效性。由于月壤参数并不是一成不变的, 仿真分析时, 应根据不同的地点和不同的应用场合适当调整月壤模型的尺寸和相关材料参数, 以使其更加符合真实情况。
该仿真方法可以应用于月球车轮的设计、优化和性能评价等方面, 并对火星车等其他移动机器人以及地面车辆在松软土壤中的轮地相互作用的特性分析具一定的有参考价值。
参考文献
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牵引性能 篇5
关键词：节能型,卷铁心,空载损耗,磁路
0 引言
随着交流传动技术不断发展,机车功率逐步增大,牵引变压器也呈现大容量化发展趋势。然而,我国电气化铁路牵引负荷利用率较低,据铁道部门实际记载,单线电气化铁路空载运行时间时常高达40%~50%[1],因而牵引变压器空载损耗变得越来越不容忽视,对牵引变压器的节能研究也越发受到重视。2014年11月底,由西南交通大学高仕斌教授主持研制的世界上首台220k V超低损耗卷铁心节能型牵引变压器研制成功,这对于铁路供电系统的节能减排工作具有重大意义。
1 节能型牵引变压器结构
卷铁心是由若干根一定形状的硅钢片连续卷绕而成,卷绕紧密,整个磁路中没有气隙,且连续卷绕充分利用了硅钢片的取向性,相比于传统变压器的叠铁心结构,空载损耗可以降低20%~35%。文章所提及的节能型卷铁心牵引变压器为V/X接线方式,由两台单相三绕组变压器构成,下面对其铁心和绕组结构进行介绍。
1.1 铁心材料及结构
变压器的铁心一般由硅钢片组成,硅钢片按照加工方法不同可以分为冷轧硅钢片和热轧硅钢片,与热轧硅钢片相比,冷轧硅钢片的性能优势更为明显,主要体现在以下几个方面:
(1)磁饱和点较高,在1.89T左右;
(2)在相同磁通密度及相同频率下,单位损耗小;
(3)硅钢片的材质硬度高;
(4)方向性强,当磁力线的方向与硅钢片的轧制方向一致时,损耗最小;
所以采用冷轧硅钢片,既可以满足对电阻率的要求,同时可以降低损耗。
一般的单相卷铁心可以分为双框式和单框式两种结构[2],本文介绍的卷铁心变压器采用单框式结构,其铁心结构及绕组排列方案如图1所示。该方案由两个单独卷绕的半铁心拼接而成,中间放置油道。对于高压绕组,选择采用两部分并联结构。
这种结构形式,由于高压线圈并联,相间等电位或电位差很小,留够机械距离和绕制裕度即可;线圈分布在两个柱上,热源分散,更利于散热;低压内撑条可靠支撑,抗短路能力强。但线圈绕制工作量大,引线接线较复杂;铁心外轮廓表面是球面,绝缘件及垫块制作困难,必要时需采取浇注手段。
1.2 绕组排列方案
为使列车运行时大部分牵引电流沿馈电线而不是沿轨道和地返回牵引变电所,并降低对邻近通讯线路的干扰,V/X接线牵引变压器短路阻抗匹配应满足以下要求:
式中,Z23-1为一次侧短路后从二、三次侧绕组串联回路两端看到的阻抗;Z21为一次侧短路后从二次侧(牵引绕组)看到的阻抗;Z31为一次侧短路后从三次侧(馈电绕组)看到的阻抗。
为满足式(1),采用交错配置牵引绕制和馈电绕组,做到结构上的对称,如图2所示方案,图中F对应馈电绕组,T对应牵引绕组。对于式(2),容量较大的V/X牵引变压器比较容易满足,而对容量相对较小的牵引变压器(如容量在10MVA~16MVA区间内)则不容易满足,这时需通过减小绕组匝数、增大铁心直径的方法来实现[3]。
2 节能型牵引变压器性能分析
节能型卷铁心牵引变压器与普通叠铁心牵引变压器相比性能优势明显,主要体现在以下几个方面:
(1)磁路优化:
采用卷铁心技术,层间无接缝,磁路分布均匀,无高阻区,避免了接缝处磁通密度畸变情况;磁通方向与硅钢片晶体取向一致,可降低磁阻;三相磁路完全对称,三相空载电流完全平衡[4]。
(2)损耗低:
在材质相同的前提下,卷铁心与叠铁心相比,铁损工艺系数从1.3~1.5下降到1.05左右,可使铁心损耗降低10%到20%。
经高温(800℃)真空充氮退火处理,不仅消除了铁心的机械应力,而且细化了硅钢片的磁畴,提高了硅钢片二次再结晶能力,使硅钢片的性能大大优于出厂时的性能。在同等容量情况下,卷铁心牵引变压器可降低空载损耗40%以上[5]。
(3)噪音小:
叠铁心变压器振动产生噪音的主要原因在于:磁路不连续,漏磁大,工作磁密过高。而卷铁心是将硅钢片条料不间断、紧密连续卷制而成,没有接缝,不会产生如叠铁心那样因磁路不连续而发出的噪音;三相磁路、磁通完全对称,工作磁密设计合理,因而噪音大大降低。
(4)过载能力强:
卷铁心牵引变压器空载损耗、空载电流都非常小,所以本身发热量较低,另外由于其结构特点,热源较为分散,利于散热。
3 应用及发展前景
牵引变压器是牵引供电系统最重要的电能传送设备,而牵引变压器仅在列车通过时短暂工作几分钟,平均每天有40~50%的时间处于空载状态,造成的空载能耗不容小觑,这些空载损耗不仅带来巨大的经济损失,更加重了电力系统节能减排的压力,节能型牵引变压器的研制成功对于解决此问题具有重要作用。根据我国铁路规划,预计到2020年全国铁路总运营里程规划目标将达到12万公里以上,其中电化率将达到60%[6]。截至2013年底,我国电气化铁路总里程约为5.4万公里,若按每50公里一个20MVA变电所空载损耗下降5k W计算,每年可节能4700万千瓦时。若将卷铁心技术推广到AT牵引变压器中,则节能效果将更加显著。
近年来,我国高铁“走出去”的速度越来越快,节能型卷铁心牵引变压器作为高铁产业链条上的一环,若能一同走出国门,将通过降低空载能耗大幅降低高铁运营成本,这是其他国际竞争对手无法比拟的优势。同时就变压器产业本身来说,卷铁心牵引变压器的研制成功对于提升中国变压器产品水平,促进具有自主知识产权的电气化设备出口具有积极意义。
4 总结
节能型卷铁心变压器因其独特的结构特点,与普通牵引变压器相。S比具有空载损耗低、抗突发短路能力强、噪音低等综合优点。虽然目前的卷铁心技术普遍多用于农网、城网以及厂用配电变压器,但随着卷铁心技术的不断发展,相信在未来的高铁建设中,节能型卷铁心变压器将发挥重要作用。
参考文献
[1]张子学.电气化铁路站用牵引变压器损耗比问题[J].变压器,1994(4):32-34.
[2]董智慧.电气化铁路节能型卷铁心牵引变压器建模与仿真[D].成都:西南交通大学,2014.
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[4]Reason J.Communications Alternatives For Distribution Automation[J].Electrical World,1993(4):45-49.
[5]章文斌.关于S11型变压器卷铁心退火的工艺的探讨[J].科教导刊,2009.