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功率回收型液压抽油机实验系统的设计与建立

功率回收型液压抽油机实验系统的设计与建立X

俞浙青X X王秋成姜伟

(浙江工业大学)

路甬祥(中国科学院)

摘要功率回收型液压抽油机采用转速控制的二次调节液压系统,其主要特点是泵和二次元件马达(可用作泵)之间所接的蓄能器消除了两者之间流量和功率的直接联系,并使功率储存和回收成为可能。为对这种抽油机的速度控制及功率回收率的原理性应用做基础研究,通过比较,确定以机液反馈二次调节系统为驱动部分,与蓄能器相连的液压缸为加载部分,配以适当的检测与显示装置,设计并建立了功率回收型液压抽油机模拟实验系统。

主题词二次调节功率回收液压抽油机实验系统

为实现抽油机的功率回收,假定有这样一个系统:在上水箱与下水箱(容量都足够)之间由水管连着水泵和水力马达(排量都可变),水泵和电动机相连,水力马达连着卷筒并带有钢丝绳和抽油杆。水力马达排量较大时,产生的转矩使卷筒带动抽油杆上行,这时有较多的水从上水箱流到下水箱;水力马达排量较小时,抽油杆通过卷筒产生的转矩可使水力马达反转,抽油杆下行并由水力马达(工作在水泵工况)使较少的水从下水箱流到上水箱,从而实现功率回收。抽油杆上行和下行的速度可通过测速反馈并调节水力马达的排量实现;调节水泵的排量可使上水箱中的水面高度基本保持恒定。若将下水箱看作油箱,上水箱看作蓄能器,水泵看作液压泵,水力马达看作液压马达,上述系统就是液压技术中新兴的容积传动系统)))二次调节系统[1]。

二次调节系统

早在1977年,联邦德国汉堡国防工业大学的H.W.Nikolaus登记了一项关于给定系统高压的静压传动装置二次元件转速调节方案的专利[2]。大约同时,亚琛工业大学的W.Backe和力士乐公司的R.Kordak也开展了这方面的研究工作[3]。这种被称作二次调节系统的原理如图1

功率回收型液压抽油机实验系统的设计与建立

所示。

图1二次调节系统原理图

这种系统与传统的容积传动概念有着根本的不同:传统的容积传动是通过调节泵的排量来改变供给载荷的流量,供油压力由载荷决定,以达到调节执行机构速度及功率的目的;二次调节系统则是通过调节一个接在定压网络(或压力在规定范围内变化)中的变量马达(二次元件)的排量来调节马达轴上的输出扭矩,以适应载荷的变化,而对马达转速控制一般通过转速反馈来实现,这同时控制了通过马达的流量,进而控制了功率。二次调节系统最初是从节能的角度考虑而提出的,其节能机理也是其它传动方式所不具有的。泵和二次元件马达(可用作泵)之间所接的蓄能器消除了二者之间流量和功

第27卷第6期石油机械1999年

X

X X俞浙青,讲师,生于1963年,1997年在浙江大学获工学博士学位,一直从事流体传动及控制工程的科研工作。地址:(310014)浙江省杭州市。电话:(0571)8320481。

(收稿日期:1998-12-07;修改稿收到日期:1999-03-17)本项目获国家自然科学基金资助,批准号59475008。

率的直接联系,并使功率储存和回收成为可能。国内外的研究表明,二次调节系统有许多特点。

(1)与通常的流量耦联(恒流)系统不同,这是一种压力耦联(恒压)系统。恒压供油可降低调节过程产生的峰值压力,延长系统寿命。

(2)可实现执行机构机械能回收,包括势能和制动能,并储存在蓄能器中。这可减少系统发热,省去散热装置,载荷交变时更可减少装机容量。

(3)这是一种可进行四象限工作的开式系统,马达的转速由控制给定。也可做成中央供给油源,用于多载荷并联工况,各载荷单独调节。

(4)由于开环控制系统中存在2个积分环节,这种系统必须借助测速反馈,并设适当内反馈或微分控制器,以使其稳定。

(5)系统动态特性主要取决于系统的机械时间常数(马达轴上的惯量及变量机构的时间常数),主压力管道容腔(或工作液体的可压缩性)的影响较小,因而与恒流系统相比有较好的动特性。

(6)在载荷变化时,借助于反馈可达到优良的转速和转角精度。也可通过一对泵-马达构成的转换器实现对液压缸的速度和位置控制。此外,可采用流量或转速限制,防止马达转速过高。

与起重升降设备工况相类似的抽油机,其液压系统采用二次调节系统是非常合适的。这是因为:

(1)下冲程时抽油杆柱的重力势能及制动能可以回收并储存在蓄能器中;

(2)上下冲速可分别调节,冲程也可由改变行程开关位置得到调节,因而适合于多种油井工况;

(3)体积和重量较同类游梁式抽油机小。

因此,一种采用二次调节系统的无游梁式液压抽油机已由力士乐公司设计制造出来。虽然这种抽油机的工作性能较好,但因采用一对液压转换器,不仅成本较高,还存在着功率损失,因而与常规游梁式抽油机相比,在价格与能耗上未能取得优势。

近十多年来,国内外对二次调节技术做了大量理论和实验的基础研究。这项技术在抽油机中的应用研究国外虽已做过一些,但是不够完善,国内则还未见有研究成果报道。所以笔者选择对用于采油工业中的功率回收型液压抽油机做基础研究。这种无游梁式液压抽油机,采用二次调节技术实现功率回收,将可达到节能、减轻整机重量和降低成本的目的,并更好地满足采油工艺的要求。

实验方案构想

考虑到这是原理性实验研究及经费的限制,可选用一种小规格的液压抽油机进行模拟实验研究。实验中选定的额定悬点载荷为15kN,光杆最大冲程为115m。功率回收型液压抽油机的基本方案是采用转速控制的二次调节系统。为保证转速稳定,系统必须包含转速反馈闭环。根据反馈形式不同,这种系统有两种典型方案:机液反馈控制型(见图2)和电液反馈控制型。前者的特点是:

功率回收型液压抽油机实验系统的设计与建立

信号简单、

图2机液反馈控制型原理图

直接,可靠性高,但控制回路能耗较大,控制存在静态偏差(但采用内含排量位移力反馈方式,实际偏差可小至接近于零),低速控制较困难(因测速泵低速时流量不均匀);后者的特点是:转速控制范围广,有较大柔性,控制回路能耗低,静态偏差可由控制器消除,但可靠性略低。因此前者多用于行走机械和野外工作的机械设备中,后者多用于固定设备中。根据抽油机的工作特点,转速控制精度要求不太高,而可靠性要求较高,所以应选择机液反馈控制型。

与其它二次调节系统一样,这里须考虑二次元件马达的转速限制,以及限速装置工作时马达吸空的防止。在抽油机工况中,限速装置也就是抽油杆断裂时的安全保护装置。在以液压缸或定量马达为执行机构的液压系统中,常用限制流量的限速阀作为限速装置,但在这里是不合适的,因为二次元件马达的排量在工作中变化范围较大,用限制流量的办法来限速很不准确。根据所选的机液方案,可借助测速泵实现限速保护。当载荷突然消失(如抽油杆断裂)时,马达转速将变得很高,测速泵输出的流量也异常增大,这势必导致先导控制油路压力异

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第27卷第6期俞浙青等:功率回收型液压抽油机实验系统的设计与建立

常升高(超出变量马达控制油压力设定范围),所以可在先导控制油路设一压力继电器,去操纵一个接在油源与马达间液控单向阀的电磁阀,以在需要时切断油源与马达的通道。用一开启压力较低的单向阀将油箱和马达的高压腔相连可防止马达吸空。

为了方便地改变二次元件的排量,通常选用高速马达。因此为满足扭矩的要求,马达需通过一减速器带动滚筒,进而缠绕和释放带载的钢丝绳。

实验方案中还需考虑的是加载方式的选择。与抽油机载荷较接近的一种加载方式是重物加载,但采用这种方式有两个困难:一是重物体积较大,且需在垂直方向移动一段距离,不是要将拖动钢丝绳的滚筒架高,就是要挖低至地下供重物下降,而这需要较大的场地和较多的经费;二是改变载荷大小较困难,特别在不停机情况下更困难,而实验中上下冲程载荷是不同的。所以这不是理想的加载方式。另一种加载方式是液压缸加载。

对液压缸加载的控制还可有不同的方法。一种

办法是用比例压力阀来控制液压缸的压力,当液压缸作为动力带动二次元件运动来模拟抽油机的下冲程时,液压缸所需的压力较低(因下冲程载荷较小),可由比例减压阀来控制液压缸的压力(液压油取自恒压油源)而得到所需的下冲程载荷;当二次元件作为动力带动液压缸运动来模拟抽油机的上冲程时,液压缸所需的压力较高(因上冲程载荷较大),需由比例溢流阀来控制液压缸的压力,从而得到所需的上冲程载荷。这种加载办法比较简单,缺点是系统能耗较大,须配备较大的油源。另一种对液压缸加载控制的办法是分别与不同压力的蓄能器连接来实现。这种办法比较简单,而且加载部分具有能量回收功能,因此能耗低,是一种理想的加载方式,为本实验系统所采用。

实验系统的建立

根据实验方案的构想,可设计出原理如图3所

功率回收型液压抽油机实验系统的设计与建立

示的实验系统。

图3 功率回收型液压抽油机实验系统原理图

1)油箱;2)吸油滤油器;3)电动机;4)齿轮泵;5)轴向柱塞泵;6)安全阀;7)单向阀;8)节流器;9)调速阀;10)电磁换向阀;11)压力继电器;12)压力表;13)蓄能器;14)变量马达;15)液控单向阀;16)齿轮马达;17)减速器;18)卷筒;19)液压缸;20)单向顺序阀;21)电液换向阀

1.液压元件选型

拖动带载钢丝绳的卷筒选用3t 电动葫芦用的卷筒,卷筒钢丝绳槽底径为247mm,外径为254mm,钢丝绳直径为14mm 。抽油机悬点线速度

v 0=017m/s,此时卷筒角速度为5136rad/s 。根据减速比及功率要求,选用公称减速比为3115、公称输入功率为26kW 的三级硬齿面圆柱齿轮减速器。减速器实际传动比为311032,其输入转

20 石 油 机 械1999年

矩M1=69N#m,若系统工作压力p=10MPa,则马达排量q至少为2P M1/p=4312mL/r。因抽油机只受单向载荷,故可用单向变量马达,但此马达也可用作泵。由于马达速度控制采用机液反馈型,因此需用液控变量马达,而马达排量采用位移力反馈控制方案,可使偏差小至接近于零。为此选用效率较高的A6V型斜轴式柱塞马达,内设位移力反馈排量控制,最大排量55mL/r。

为使加载液压缸在10M Pa压力时提供15kN的加载力,在选定液压缸直径为63mm时加载力F= 1153@104N。

实验中设置两个蓄能器,上冲程时,液压缸接压力较高的蓄能器,压力约为10M Pa;下冲程时,液压缸接压力较低的蓄能器,压力约为715M Pa。这样可模拟上冲程时载荷较大,下冲程时载荷较小。换接由一电液换向阀实现。电液换向阀可由装在液压缸边并由活塞杆拨动的两只行程开关来控制。实验系统的功率回收功能减少了系统对泵源和蓄能器的容量要求。在保证系统压力波动不太大的情况下,适当减小蓄能器容量可节省费用。为此,泵源可选中压恒压泵,排量2111mL/r,最高工作压力21M Pa;选用613L的中压气囊式蓄能器。单向顺序阀可使高压蓄能器在压力超过某一值时溢流至低压蓄能器。

油箱容积可选取泵源流量(32L/min)的5~7倍,即油箱有效容积为200L左右。为保障工作中油液清洁度,油箱中设空气滤清器,空气流量达260L/min。柱塞泵和齿轮泵吸入口合设一吸油滤油器,两个马达与油箱的连接口吸排油,所设滤油器应耐低压,选用可耐压215M Pa的线隙式滤油器。

根据系统流量,10mm通径的阀均可满足要求。马达变量机构控制压力范围选择标准设定值1~ 315M Pa,因此先导油路可选低于415M Pa的压力。安全阀选直动式溢流阀,最高压力5M Pa。根据主油路工作压力,所用的阀可选中压阀。考虑到通过换向阀的流量较大,为确保足够的换向力,选择10mm通径的电液换向阀。与单向顺序阀相连的溢流阀选10mm通径、最高工作压力20MPa的直动式溢流阀。控制液控单向阀的电磁阀选5mm通径。

对测速反馈系统,测速马达排量大对稳定性和能耗都有不利的影响。因此测速马达可初定为排量5mL/r的齿轮马达。供给测速马达并建立控制压力的是辅助泵的流量,为使在测速马达正反转时都有流量流过调速阀和节流孔而建立控制压力,可选排量为10mL/r的齿轮泵作辅助泵。

二次元件马达的转速由调速阀的设定流量给出。根据通流量与精度要求,可选最大流量为15L 的调速阀。两个调速阀可分别设定上冲程和下冲程的速度,并由液压缸活塞杆拨动的两只行程开关控制的换向阀来切换。

2.检测与显示装置

建立实验装置的主要目的是在模拟实际载荷工况下对新型液压抽油机速度控制的稳定性、稳态精度、动态响应特性及功率回收程度进行实验研究。在实际应用中,对速度控制的稳态精度要求并不高。

实验抽油机的悬点速度可通过测量卷筒的转速经过转化而得到。卷筒的转速可由光电脉冲编码器、光隔离计数板及PC机采集得到。编码器是经过一小型弹性联轴器与卷筒轴直接相连的。编码器有A、B 二相,每相每转各发出2000个矩形脉冲,相位差为90b。若A、B二相信号异或后进行计数,每转可获得4000个矩形脉冲。光隔离计数板主要由光电耦合器与可编程的定时/计数器8253构成。PC机从8253读入的在采样单位时间内记录的脉冲个数可转换为这一时间内的平均转速。采样单位时间选得比较小时,平均转速可看作瞬时转速,据此可得到卷筒转速曲线和悬点速度曲线。

考虑到抽油机对速度控制精度要求不高,并简化实验装置,这里的流量给定值是从调速阀的手柄刻度及样本给定曲线得到;测定功率回收率所需的压力值也只是从压力表读得。压力表范围分别选4M Pa和16M Pa。

根据上述设计,笔者通过采购及加工建立了一套模拟抽油机及加载装置的实验系统,可供抽油机速度控制及功率回收率的原理性应用做基础研究。

参考文献

1路甬祥,俞浙青,吴根茂.功率回收型液压抽油机的设计原理.石油机械,1995,23(2):42~45,54

2Niko laus H W.Hydrostatic W inch D rives with D etermined Pres2 sure Sy stem.ICFP1985,Hangzh ou,V ol.II,1476~1489

3Feuser A,Kordak R,Liebler G,et al.Hy drostatic Drives with Control o f the Seco ndary Unit.The Hydraulic Trainer, Vol.6,1989:68~69

(本文编辑王志权)

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