TỔNG QUAN
Giới thiệu chung
Hệ thống thủy lực là yếu tố quan trọng góp phần gián tiếp vào chất lượng cuộc sống của con người Chúng được sử dụng phố biến cho nhiều ứng dụng khác nhau từ xây dựng đến công nghiệp, quân sự, hàng không vũ trụ, tàu thủy, nông nhiệp, cơ giới… nhờ vào các đặc tính đặc trưng độc đáo của nó So với các thiết bị truyền động khác thì truyền động thủy lực được đặc trưng bởi khả năng chịu tải cao, tỉ lệ công xuất trên trọng lượng cao mà điển hình là các loại máy ép thủy lực
Máy ép thủy lực là loại máy được sử dụng phổ biến trong đời sống hiện nay, đặc biệt là trong các hoạt động của một số ngành công nghiệp Chúng đóng vai trò lớn trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa của dất nước và trên thế giới Máy móc giúp nâng cao năng suất công việc, giải phóng sức lao động đồng thời thực hiện các nhiệm vụ mà con người khó có thể thực hiện được Một trong số đó là máy ép thủy lực, đây là loại máy đóng vai trò quan trọng trong nhiều ngành công nghiệp khác nhau hiện nay
Hình 1.1 Minh họa một loại máy ép thủy lực dùng trong công nghiệp
Có nhiều phương pháp được sử dụng để cải thiện hiệu quả của hệ thống thủy lực trên máy ép như ứng dụng bộ phần mềm FluidSim, ứng dụng bộ phần mềm Automatin Studio trong việc hổ trợ tính toán và thiết kế hệ thống thủy lực trên máy ép Tuy nhiên những phần mềm này cũng còn nhiều hạn chế nhất định Do đó học viên lựa chọn ứng dụng có nhiều ưu điểm hơn để xây dựng mô hình ảo cho hệ thống thủy lực của máy ép thủy lực là chương trình phần mềm Amesim Minh họa sơ đồ của một hệ thống thủy lực của máy ép được thể hiện trong Hình 1.2
Hình 1.2 Sơ đồ hệ thống thủy lực của một máy ép thủy lực
Mô hình ảo của hệ thống thủy lực trên máy ép thủy lực được thể hiện minh họa như Hình 1.3
Hình 1.3 Mô hình ảo ứng dụng trên Amesim tương ứng.
Tình hình phát triển về ứng dụng mô hình ảo trong thiết kế hệ thống thủy lực
Nghiên cứu và mô phỏng hệ thống thủy lực máy xúc Komatsu PC450 dùng phần mềm Automation Studio Nguyễn Văn Sĩ, Lê Văn Quỳnh, Khoa Kỹ thuật Ô tô và
Máy động lực, Đại học Kỹ thuật công nghiệp, Đại học Thái Nguyên., năm 2016 Nghiên cứu này tập trung vào hệ thống thủy lực của máy xúc Kumasu PC450 và mô phỏng hoạt động của hệ thồng thủy lực trên phần mềm Automation Studio Nghiên cứu không đi sâu vào vấn đề cải thiện động học và hiệu suất của máy
Nghiên cứu mô phỏng hệ thống thủy lực trên máy xúc đào Komatsu PC200, Lê
Văn Trường, Võ Thành Bắc, Đại học Cần Thơ, năm 2012 Nghiên cứu cũng hướng đến mô phỏng hoạt động của hệ thồng thủy lực của xe đào Komatsu PC200 trên phần mềm Automation Studio nhằm cải thiện năng lượng sử dung trong hệ thống máy
Nghiên cứu nâng cao hiệu quả thu hồi năng lượng của hệ thống phanh tái sinh trên ô tô, Dương Tuấn Tùng, Đại học SPKT TP HCM, 2020 Nghiên cứu tập trung tính toán và mô phỏng hệ thống thủy lực trong việc thu hồi và tái tạo năng lượng thủy lực mà không đề cập sâu vào vấn đề cải thiện động học và hiệu suất của máy
Simulation and modeling of a hydraulic system in FluidSim [9] Nghiên cứu cho ra mô hình toán học của một hệ thống rồi so sánh với mô hình được thiết kế bởi sơ đồ khối trong chương trình phần mềm FESTO FluidSim để mô phỏng hoạt động của hệ thống thủy lực Kết quả thu được từ mô hình hóa trong FluidSim cho thấy sự khác biệt so với biểu diễn toán học chung của hệ thống thủy lực
Optimal Design of Hydraulic System for an Industrial Press Machine for Performance Improvement and Noise Reduction [10] Hướng nghiên của bài báo này là trình bày một thiết kế mới của hệ thống điều khiển thủy lực để giảm sự rung động của hệ thống Tác giả đã phát triển một phương pháp mô phỏng bằng phần mềm AMESim để tìm ra nguồn gốc của tác động thủy lực và xác nhận hiệu quả sự giảm áp suất trong hệ thống Nghiên cứu đánh giá kết quả mô phỏng là mức độ tiếng ồn do rung động mạnh của tác động thủy lực trên một loại máy ép gạch cụ thể
Modeling and Simulation of Hydraulic System of the Beam Part of the Tile Press Based on AMESim [11] Trong nghiên cứu này, mô hình mô phỏng hệ thống thủy lực của máy ép gạch được thiết lập thông qua chương trình AMESim, Tác giả thử nghiệm mô phỏng hướng đến thiết kế và tối ưu hóa hệ thống thủy lực của một máy ép cụ thể đó là máy ép gạch Nghiên cứu cũng chưa đi sâu vào vấn đề cải thiện đáp ứng động học và hiệu suất của máy.
Phương pháp nghiên cứu
Trước hết là tìm hiểu rõ đặc điểm của một số loại máy ép thủy lực điển hình trong công nghiệp bằng cách tham khảo tài liệu chuyên ngành và tài liệu của các Hãng sản xuất, chế tạo máy ép trên thế giới để từ đó xác định loại máy ép phổ biến và loại phần tử thủy lực dùng trong hệ thống truyền động của máy ép Sau đó tìm hiểu và nắm rỏ từng phần tử thủy lực trong hệ thống, nắm rỏ các thông số cơ bản cũng như nguyên lý hoạt động và cấu tạo của từng loại Tiếp theo sẽ tìm hiểu chương trình phần mềm thiết kế và mô phỏng Amesim thông qua tài liệu hướng dẫn sử dụng và bộ phần mềm Amesim Sau đó tiến hành mô hình hóa các phần tử của hệ thống thủy lực dùng trong máy và kết nối thành một hệ thống hoàn chỉnh ứng dụng chương trình phần mềm Amesim như: Bơm thủy lực, Xilanh thủy lực, Van phân phối, Hệ thống ống dẫn, Van servo điều khiển lưu lượng, Van servo diều khiển áp suất, Động cơ điện dẫn động bơm thủy lực điều khiển bằng biến tần …
Bên cạnh phương pháp mô hình hóa hệ thống thủy lực trên máy ép, học viên cũng cố gắng xây dựng mô hình thực nghiệm hệ thống thủy lực thực tế tương ứng với đầy đủ các thành phần cơ bản của hệ thống như: Bơm thủy lực điều khiển lưu lượng sử dụng biến tần, van servo điều khiển áp suất, van phân phối, xilanh thủy lực và các thành phần khác của hệ thống Hệ thống được lựa chọn có sơ đồ như sau:
Hình 1.4 Sơ đồ thực hiện mô hình vật lý thực tế
Từ số liệu thu được từ mô hình vật lý thực tế sẽ tiến hành đối chiếu với kết quả thu được từ mô hình ảo ứng dụng chương trình Amesim để kiểm tra, kiểm chứng và có những điều chỉnh cần thiết nhằm mục tiêu cải thiện động học và cải thiện hiệu suất của máy ép hướng tới việc thiết kế hệ thống thủy lực cho máy ép có hiệu quả hơn.
Tìm hiểu van servo được sử dụng nhiều trong các loại máy ép
Ngày nay, van servo được sử dung nhiều trong các loại máy ép thủy lực, đặc biệt là các dòng máy ép trong ngành công nghiệp nhựa (máy ép nhựa) Trong hệ thống thủy lực, van servo có thể điều khiển được vô cấp lưu lượng qua van với sai số thấp Hiện nay sản xuất và cung cấp van servo có thể đến các hãng Rexroth (Đức), MOOG (Nhật) hay Yuken (Nhật) và có giá thành dao động từ vài ngàn USD trở lên
Hình 1.4 Cấu tạo van servo MOOG Ưu nhược điểm: Ưu điểm - Với các hệ thống thủy lực yêu cầu làm việc mượt và độ chính xác cao ở nhiều vận tốc và áp suất làm việc khác nhau trong các hành trình nhỏ, khi dùng van servo sẽ cho kết cấu gọn nhẹ và ít linh kiện thủy lực (giảm phức tạp đấu nối, tổn hao) Khi một hệ thống thủy lực làm việc, tải thường xuyên thay đổi và công suất bơm có thời điểm sẽ lớn hơn nhiều công suất cần thiết, dẫn đến tổn thất năng lượng Van servo có ưu điểm giúp bơm thủy lực điều chỉnh công suất phù hợp với tải khi tải thay đổi (bơm linh hoạt theo tải), nâng cao hiệu suất hệ thống
Nhược điểm: Giá lắp đặt một hệ thống thủy lực có giá rất cao Nguyên nhân là bởi vì van servo có giá thành đắt hơn nhiều so với các van thủy lực thông thường (van ON/OFF) Các dòng van D633, D634 của Hãng Moog -Nhật có gia thành trung bình trên 7,000 USD, cộng thêm hệ thống điều khiển đi kèm và yêu cầu hệ thống thủy lực đi kèm phải đồng bộ, như lọc dầu tinh (lọc dầu đường nén) Dải lưu lượng và áp suất làm việc cho phép nhỏ Vì nhược điểm này nên thông thường người ta sử dụng kết hợp van servo và van tỷ lệ Valve servo đóng vai trò nhận tín hiệu điện và chuyển thành tín hiệu dầu thủy lực để điều khiển valve tỷ lệ con trượt, được đóng vai trò valve làm việc chính Van loại này gọi là “High Response Control Valve”
Hình 1.5 Sơ đồ van servo - Jet pipe (MOOG)
Nguyên lý làm việc: Có hai nguyên lý hoạt động của valve servo
Nguyên lý vòi phun - bản chắn: Tên nguyên thủy tiếng Anh là: Double Flapper Nozzle Nguyên lý ống phun: Jet pipe Các valve servo, dù theo nguyên lý nào, bao gồm 3 phần chính sau: Phần thứ 1 là Cụm coil điện nhận tín hiệu điều khiển gắn liền với một bộ phát tín hiệu dầu thủy lực Phần thứ 2 là bộ nhận tín hiệu thủy lực và biến đổi thành tín hiệu điều khiển lõi con trượt phân phối Phần thứ 3 là lõi con trượt phân phối làm nhiệm vụ cung cấp lượng dầu cần thiết theo tín hiệu điều khiển ở trên Dưới đây mô tả nguyên lý làm việc của valve servo kiểu vòi phun - bản chắn hay vòi phun – cánh chặn
Bộ phận điều khiển con trượt của van servo (torque motor) thể hiện trên hình gồm các chi tiết sau:
Hình 1.6 Sơ đồ nguyên lý của bộ phận điều khiển con trượt trên van servo
Nam châm vĩnh cửu Phần ứng và hai cuộn dây Cánh chặn và càng đàn hồi Ống đàn hồi Miệng phun dầu Hai nam châm vĩnh cửu đặt đối xứng tạo thành khung hình chữ nhật, phần ứng trên đó có hai cuộn dây và cánh chặn dầu (flapper) mềm, ngàm với phần ứng (gắn cố định), tạo nên một kết cấu cứng vững Định vị phần ứng và cánh chặn dầu là một ống đàn hồi, ống này có tác dụng phục hồi cụm phần ứng và cánh chặn về vị trí trung gian khi dòng điện vào hai cuộn dây cân bằng Nối với cánh chặn là càng đàn hồi, càng này nối trực tiếp với con trượt
Khi dòng điện được cấp vào hai cuộn dây lệch nhau, dưới tác dụng của lực điện từ thì phần ứng bị hút lệch sang phải - trái theo biên độ tỷ lệ với tín hiệu điện đưa vào coil, do sự đối xứng của các cực nam châm mà phần ứng sẽ quay Có hai vòi phun (tiết lưu - Nozzle) được đặt giữa bản chắn này và cả hai vòi phun này cùng được cấp một áp suất Ps Khi bản chắn ở vị trí "0", áp suất ở hai đầu vòi phun là như nhau giữ cho áp lực của hai phía lõi valve chia con trượt bên dưới là như nhau Lõi valve được cân bằng ở vị trí "0"
Khi phần ứng quay, ống đàn hồi sẽ biến dạng đàn hồi, cánh chặn bị lệch đi, khe hở từ cánh chặn đến miệng phun dầu cũng sẽ thay đổi (phía này hở ra và phía kia hẹp lại), nó sẽ tiết lưu và làm thay đổi áp suất ở hai vòi phun Do chênh lệch áp suất ở hai vòi phun dẫn đến áp suất ở hai phía của con trượt lệch nhau và con trượt được di chuyển tương ứng để mở các cửa dầu (Giữa lõi valve con trượt và bản chắn sẽ có một "que dò” hay “càng đàn hồi” để đẩy cánh chặn về vị trí "0" khi lõi con trượt đã xác lập được vị trí "mở" yêu cầu theo tín hiệu điện từ đưa vào cuộn coil)
Hình 1.7 Sơ đồ nguyên lý hoạt động của van servo (a) Giai đoạn đầu van chưa làm việc, (b) Giai đoạn hai của quá trình điều khiển, (c) Giai đoạn cân bằng
Khi dòng điện điều khiển ở hai cuộn dây bằng nhau hoặc bằng 0 thì phần ứng, cánh, càng và con trượt ở vị trí trung gian (áp suất ở hai buồng con trượt cân bằng nhau) - Khi dòng điện i1 ≠ i2 thì phần ứng sẽ quay theo một chiều nào đó tùy thuộc vào dòng điện của cuộn dây nào lớn hơn Giả sử phần ứng quay thuận chiều kim đồng hồ, cánh chặn dầu cũng quay theo làm tiết diện chảy của miệng phun dầu thay đổi, khe hở miệng phun phía phải rộng ra và khe hở miệng phun phía trái hẹp lại, áp suất dầu vào hai buồng con trượt không cân bằng, tạo lực dọc trục, đẩy con trượt di chuyển về bên phải, hình thành tiết diện chảy qua van (tạo đường dẫn dầu qua van) Quá trình trên thể hiện ở Hình 1.7b Đồng thời khi con trượt sang phải thì càng sẽ cong theo chiều di chuyển của con trượt làm cho cánh chặn dầu cũng di chuyển theo Lúc này khe hở ở miệng phun phải hẹp lại và khe hở ở miệng phun trái rộng lên, cho đến khi khe hở của hai miệng phun bằng nhau và áp suất hai phía bằng nhau thì con trượt ở vị trí cân bằng Quá trình đó thể hiện ở Hình 1.7c Mômen quay phần ứng và mômen do lực đàn hồi của càng cân bằng nhau Lượng di chuyển của con trượt tỷ lệ với dòng điện vào cuộn dây Tương tự như trên nếu phần ứng quay theo chiều ngược lại thì con trượt sẽ di chuyển theo chiều ngược lại
Nguyên lý “JET-PIPE” cũng gần giống “DOUBLE FLAPPER NOZZLE” Đường ống cấp dầu "mềm" sẽ được thổi vào 1 ống chữ V và áp suất ở hai phía là như nhau Khi đầu phun lệch sang một bên do lực điện từ, áp suất phun ở hai phía bị lệch nhau và trở thành tín hiệu điều khiển lõi con trượt phân phối dầu
Qua nguyên lý của van servo để so sánh với van tỉ lệ ta nhận thấy Van tỷ lệ thì bộ điều khiển chỉ làm cho dòng diện ở hai cuộn dây thay đổi, do đó làm cho con trượt của van phân phối chính thay đổi nhưng lại không có sự phản hồi lại, có chăng thì ở một số loại van có thêm bộ chuyển đổi tuyến tính vị trí con trượt (LVDT) Nhưng van servo thì khác, van servo có sự phản hồi này, khi con trượt thay đổi vị trí thì sẽ tạo ra một mô men trên thanh phản hồi "feedback spring" (đầu dò hay càng đàn hồi nêu ở trên) làm cho cánh chắn trở về vị trí cân bằng và giữ yên vị trí của con trượt cho tới khi có tín hiệu thay đổi dòng điện từ hai cuộn dây Vì lý do trên mà van servo có độ chính xác cao hơn.
Kết luận
Qua khảo sát tình hình nghiên cứu trong và ngoài nước, tác giả nhận thấy phần lớn các nghiên cứu ứng dụng phương pháp mô phỏng hệ thống để khảo sát và giải quyết hoặc tối ưu một vấn đề cụ thể, riêng biệt cho từng loại máy cụ thể nào đó như máy xúc đào, máy ép gạch… Do đó trong đề tài này tác giả sẽ không tập trung nghiên cứu vào một hệ thống máy cụ thể nào như vậy mà sẽ giới thiệu tổng quát một hệ thống thủy lực trên máy ép có nhiều ưu điểm: Như hệ thống có dùng van servo để điều khiển chuyển động của xi lanh Hệ thống có dùng bơm có khả năng thay đổi được lưu lượng (bơm servo) để cung cấp lưu lượng thay đổi theo nhu cầu lưu lượng của hệ thống tại từng thời điểm nhằm hướng đến cải thiện hiệu suất năng lượng của hệ thống
Cũng qua những khảo sát trên ta nhận thấy những ưu điểm nổi bật của việc ứng dụng mô phỏng hệ thống thủy lực trong thiết kế chế tạo hệ thống thủy lực của máy ép nói riêng và hệ thống thủy lực trong các ngành công nghiệp nói chung nhằm kiểm tra, xác định các thông số cơ bản của hệ thống, các thông số động học, động lực học, thông số mức tiêu hao năng lượng, hiệu suất năng lượng hệ thống cụ thể cho từng trường hợp
Thông qua việc mô phỏng hệ thống trước khi tiến hành chế tạo thiết bị, máy ép, ta có thể giảm rủi ro, tránh sai sót trong quá trình tính toán thiết kế đồng thời dễ dàng kiểm tra, thẩm định được các ý tưởng thiết kế của mình Qua đó sẽ lựa chọn được cấu hình hệ thống tốt, lựa chọn được phương án tốt cũng như xác định được các bộ thông số hệ thống và giải pháp điều khiển phù hợp nhằn cải thiện các vấn đề về động học, động lực học và hiệu suất của máy ép
Học viên cũng sẽ trình bày thực nghiệm hệ thống một cách tổng quát cho các dạng tín hiệu, dữ liệu dầu vào của hệ thống tương ứng với 3 dạng truyền lực của máy ép thủy lực là dạng STEP, dạng RAMP và dạng SINE để mô tả các dạng hoạt động của hệ thống máy ép và so sánh các trường hợp với nhau Đồng thời học viên cũng nghiên cứu, trình bày việc áp dụng các kỹ thuật điều khiển (PID) vào hệ thống nhằm hướng đến mục tiêu là cải thiện đáp ứng và cải thiện hiệu suất của hệ thống thủy lực trên máy.
CƠ SỞ LÝ THUYẾT
Hệ thống thủy lực có ưu điểm về năng lượng trên máy ép
2.1.1 Cấu trúc cơ bản của hệ truyền động thủy lực
Hệ thống điều khiển thủy lực là sự kết nối các thành phần riêng biệt với nhau để tạo ra một hệ truyền động thủy lực như mong muốn Cấu trúc cơ bản của hệ thống thủy lực [15], được thể hiện trong Hình 2.1
Hình 2 1 Cấu trúc cơ bản của hệ thống thủy lực
- Nguồn cấp thủy lực, các thiết bị điều chỉnh và điều khiển (van, cảm biến, vv);
- Các cơ cấu chấp hành (xi lanh/ hoặc động cơ);
- Các thiết bị khác (đường ống, dụng cụ đo, vv); Các chức năng của một hệ thống thủy lực có thể mô tả như sau: 30
- Bơm dầu chuyển đổi công suất (cơ) truyền từ động cơ chính (động cơ điện hoặc động cơ diesel) sang công suất thủy lực (lưu lượng và áp suất);
- Van được dùng để điều khiển hướng dòng chảy từ bơm, điều chỉnh mức công suất, tức là lượng chất lỏng và áp suất cho bộ truyền động Một thiết bị truyền động tịnh tiến (xi lanh) hoặc bộ truyền động quay (động cơ) chuyển đổi công suất thủy lực sang công suất cơ học sử dụng theo yêu cầu;
- Dầu thủy lực là lưu chất để truyền năng lượng cũng như bôi trơn các phần tử, điều khiển van và làm mát hệ thống;
- Các bộ nối và ống dẫn, kết nối các phần tử thủy lực lại thành một hệ thống;
- Thiết bị chứa và bảo quản chất lỏng đảm bảo đủ chất lượng, số lượng và làm mát chất lỏng
2.1.2 Các tính chất vật lý cơ bản của chất lỏng thủy lực
Tính chất vật lý của chất lỏng:
Sự tác động của chất lỏng trên bề mặt được gọi là áp suất [14], tại một điểm nhất định và có giá trị bằng nhau ở mọi hướng Áp suất có thể được tính:
A (2.1) Độ nhớt và các số liệu liên quan: Hệ số độ nhớt động là thông số thể hiện sự tồn tại của lực tiếp tuyến trong chất lỏng chuyển động Giả sử hai tấm đang di chuyển ở khoảng cách ngoài của dy và ở tốc độ tương đối dv x (Hình 2.2), thì áp suất cắt [15] dv x
Hình 2 2 Dòng chảy và ứng suất cắt
Hệ số độ nhớt động học là tỷ số của hệ số độ nhớt động đến mật độ chất lỏng, nghĩa là:
(2.3) Động nhớt động của chất lỏng tỷ lệ nghịch với nhiệt độ: 0 e 1 ( 0 ) (2.4) Trong đó 0 là độ nhớt động ở nhiệt độ 0 Áp suất được xác định bởi: 0 e p (2.5)
Trong đó là hệ số áp suất, độ nhớt phụ thuộc vào nhiệt độ
Tỷ trong (mật độ khối lượng), mô đun đàn hồi và các số liệu liên quan: Tỷ trọng được xác định:
Tỷ trọng của dầu thủy lực bình thường nằm giữa 0.85 và 0.91 kg/dm 3 Như vậy, mật độ chất lỏng thủy lực là một hàm của cả áp suất và nhiệt độ, tức là ( , )p [14]
Mô đun đàn hồi, hay còn được gọi là mô đun đẳng nhiệt Nó ảnh hưởng đáng kể đến động lực học của hệ thống điều khiển thủy lực Đối với dầu khoáng, áp suất và nhiệt độ làm việc thông thường ( [-40,120] 0 C, p ≤ 450 bar)
Các công thức tính toán về dòng chảy của chất lỏng: Các nguyên tắc cơ bản của định luật bảo toàn, các luật điều chỉnh dòng chảy chất lỏng và các hiện tượng liên quan sẽ được trình bày tóm tắt Các dẫn xuất chi tiết hơn có thể tìm thấy trong một số sách giáo khoa về cơ học chất lỏng [14],[16],[17]
Phương trình dòng chảy liên tục và áp suất chuyển tiếp: Xét một ống điều khiển như mô tả [14] trong Hình 2.3 Phương trình bảo toàn khối lượng (liên tục) có thể được xây dựng như:
Hình 2 3 Mô tả về dòng chảy
Lưu lương qua van [14] (Hình 2.4) thường được thể hiện qua phương trình (2.8) với mối quan hệ tuyến tính giữa vị trí của con trượt và vùng lưu lượng đi qua:
Hình 2 4 Mô tả về dòng chảy qua van
Có hệ số về dòng chảy: 2 v v d c d
(2.9) Với van servo hoặc van tỷ lệ (d v - đường kính ống van) được tính:
Công thức (2.8) có thể viết lại theo mối quan hệ giữa lưu lượng và điện áp van:
Giá trị c v phải phù hợp với tín hiệu sử dụng (có thể là vị trí con trượt van x v , điện áp van u v , hoặc dòng điện van I v )
Trong thực tế, hệ số dòng chảy tốt nhất là được xác định bằng thực nghiệm hoặc có thể được tính theo các dữ liệu (Q N , p N và xx,mx) của nhà sản xuất van
Trong đó: Q N - lưu lượng danh nghĩa; p N - Hiệu áp; x v,max - Lượng mở lớn nhất
Hệ số xả tương ứng là:
Vì phương trình (2.12) không phù hợp đối với các số Reynolds thấp, nên Feigel dùng phương trình là [16]:
Với c lt là hệ số dòng chảy có thể được tính:
2.1.3 Van tỷ lệ và van servo
Van servo và tỷ lệ [1], [16] đều được tiểu chuẩn hóa theo hãng sản xuất, là van kết hợp giữa van đảo chiều và tiết lưu vô cấp, được ứng dụng điều khiển vòng kín Trong hệ thống thủy lực tùy thuộc vào tải, vận tốc, vị trí và các yêu cầu khác để tính toán, chọn các loại van đó cho phù hợp với từng máy cụ thể Hệ thống điều khiển vòng kín khi sử dụng van tỷ lệ hoặc van servo được sử dụng rộng rãi vì có mối quan hệ chặt chẽ giữa tín hiệu đầu vào, đáp ứng tín hiệu ra và tín hiệu phản hồi về bộ điều khiển sẽ làm giảm tối đa sai số của hệ thống Tóm tắt các tính chất và lĩnh vực ứng dụng của van servo và tỷ lệ được thể hiện trên Bảng 2.1 và Bảng 2.2
Trong những năm gần đây, van tỷ lệ chế tạo độ chính xác cao, công suất đầu vào cao, đặc tính động lực học rất tốt tương tự như van servo Các van tỷ lệ này được ứng dụng nhiều trong công nghiệp với yêu cầu kỹ thuật cao
Bảng 2.1 Đặc tính của van servo và van tỷ lệ
STT Tính chất Van servo Van tỷ lệ
1 Phương pháp điều khiển Gián tiếp Trực tiếp
3 Ảnh hưởng của môi trường Lớn Vừa phải
4 Độ trễ ~0,1-0,5% ~0,3-0,7% ~0,2-0,5% (áp suất cao)
5 Đường cong tín hiệu dòng chảy
Mượt hoặc ít gãy khúc
Không mịn do sự chồngchéo dòng chảy
6 Tần số tối đa ~100-200 HZ ~10-70Hz, 50-150Hz (áp suất cao)
7 Dung sai chế tạo Rất nhỏ Lớn hơn
8 Giá thành Cao Tương đối
Bảng 2.2 Các ứng dụng van servo và van tỷ lệ.
STT Các lĩnh vực ứng dụng Van servo Van tỷ lệ
1 Điều khiển vòng kín/vòng lặp hở Điều khiển vòng kín Điều khiển vòng lặp hở; Điều khiển vòng kín
2 Vị trí/góc và lực/điều khiển mô men xoắn
Phù hợp Không thể do đường cong tín hiệu dòng chảy không liên tục Có thể tinh chế
3 Điều khiển tốc độ Phù hợp Khả thi
4 Khả năng bù áp khi tải thai đổi Phù hợp không
Dòng chảy qua các lỗ van được mô tả bằng phương trình (2.16), theo hướng giảm áp suất (hướng dòng chảy), tức là:
Xét một van 4 cửa 3 vị trí (4/3) [15] thể hiện trên Hình 2.5 Các phương trình dòng chảy có thể được viết thành:
Hình 2.5 Sơ đồ con trượt van 4/3
Hàm sg(xv) được xác định bởi:
Hướng dòng chảy được xác định bởi dấu hiệu của , i = 1, , 4 là hệ số xả của các lỗ van (còn được gọi là hằng số van) và bằng nhau nếu tất cả các lỗ là giống hệt nhau
Từ đó có thể được viết lại dưới dạng sau:
Với là các phần dưới của các lỗ van, sẽ bằng nhau nếu tất cả các lỗ là giống nhau về mặt hình học
Tất cả các mối quan hệ dòng chảy nêu trên cũng bao gồm trường hợp đặc biệt khi áp suất trên bất kỳ thể tích buồng nào vượt quá áp suất hệ thống (ví dụ, khi đảo chiều đột ngột của bộ truyền động đối với tải trọng lớn)
Các tài liệu trình bày đều cho rằng luôn tồn tại dòng rò dầu trong van, sự rò dầu này có ảnh hưởng đến hiệu suất và quá trình làm việc của các van Do đó, khi thiết lập mô hình toán có tính đến các dòng rò dầu (tổn thất) và tùy thuộc loại van cụ thể [1]
Kết luận chương
Về lý thuyết về hệ thống truyền động bằng thủy lực: Đã phân tích cấu trúc cơ bản về hệ thống thủy lực, các tính chất vật lý của lưu chất truyền năng lượng, phân tích đặc điểm và phương pháp xác định lưu lượng dòng chảy qua van servo Các lý thuyết này được các nhà xây dựng phần mềm đã tích hợp vào cho từng thiết bị, phần tử liên quan thành các bộ cộng cụ tính toán mạnh mẽ Tác giả cũng phải tìm hiểu và nắm rõ để có thể mô hình hóa các phần tử và xác lập các thông số cấu hình cụ thể cho chúng
Về điều khiển hệ thủy lực: Nội dung tổng hợp các phương pháp điều khiển dùng PID, là phương pháp điều khiển hệ thủy lực thường được sử dụng phổ biến hiện nay Trong hệ thống thủy lực đề xuất sử dụng hai hệ điều khiển PID: Một dùng điều khiển hệ van servo 4/3 nhằm cải thiện đáp ứng động lực học hệ thống và một dùng hệ điều khiển cho bơm thủy lực servo nhằm hướng tới cải thiện hiện suất năng lượng hệ thống.
ĐỀ XUẤT HỆ THỐNG
Đề xuất hệ thống thủy lực
3.1.1 Sơ đồ nguyên lý hệ thống dung van servo
Hệ thống đề xuất được trình bày trong Hình 3.1 Hệ thống thủy lực dùng xilanh tác động kép, được điều khiển bởi van servo 4/3 (servovalve), cung cấp lưu lượng cho hệ thống bẳng một bơm thủy lực thay đổi lưu lượng (Pump), truyền động bơm bằng động cơ AC servo (IPM), một xi lanh thủy lực tác động hai chiều, một van tràn (relief valve) dùng để giới hạn áp áp trong hệ thống, một bồn chứa (Tank)
Trong hệ thống này, điều khiển vị trí tốc độ của xi lanh thủy lực được điều chỉnh bằng cách điều chỉnh bằng thuật toán điều khiển van servo Hệ thống bơm biến đổi lưu lượng trong hệ thống với mục đích thay đổi được lưu lượng cung cấp vào xi lanh cho từng thời điểm nhằm cải thiện hiệu suất năng lượng cho hệ thống
Hình 3.1 Hệ thống thủy lực đề xuất
Chức năng của các bộ phận chính trong hệ thống thủy lực đề xuất:
- Xilanh thủy lực: Chuyển đổi năng lượng thủy lực dưới dạng áp suất và lưu lượng sang cơ năng Truyền lực ép
- Van servo 4/3: Điều khiển xilanh thủy lực tiến, lùi và dừng (điều khiển vị trí) Điều khiển vận tốc piston
- Bơm thủy lực biến đổi lưu lượng: Cung cấp lưu lượng thủy lực cho hệ thống, đầu bơm được dẫn động bằng động cơ đồng bộ 3 pha (IPM) và được điều khiển bằng biến tầng nhằm tạo ra được lưu lượng thay đổi tương ứng với vận tốc piston tại từng thời điểm
- Van tràn: dùng để giới hạn áp áp trong hệ thống
- Cảm biến vị trí piston: Chuyển đổi sự thay đổi vị trí piston sang tín hiệu điện để cung cấp cho bộ điều khiển
- Cảm biến áp suất: Chuyển đổi sự thay đổi áp suất của hệ thống thành tín hiệu điện để cung cấp cho bộ điều khiển
- Bộ điều khiển (controller): chức năng là điều khiển hoạt động của hệ thống Bộ điều khiển có ứng dụng các giải thuật điều khiển trong đó có giải thuật điều khiển PID cho bài toán điều khiển vị trí xilanh và điều khiển lưu lượng bơm
- Thùng chứa dầu (tank): Chứa đủ lượng dầu thủy lực cung cấp cho bơm và nhận lượng dầu quay trở về từ hệ thống… và một số thiết bị phụ khác
3.1.2 Mô tả hoạt động hệ thống thủy lực đề xuất
Hình 3.2 Sơ đồ hệ thống điều khiển
Các bộ phận, phần tử thủy lực được thiết kế và lựa chọn vào hệ thống phù hợp với yều cầu thiết kế của hệ thống thủy lực Tín hiệu cài đặt đầu vào cho hệ thống có thể là STEP, RAMP hoăc hàm SINE Một chu kỳ hoạt động của hệ thống bắt đầu từ tín hiệu xuất ra từ bộ điều khiển (controller) đến van servo 4/3 Van servo 4/3 sẽ điều khiển dòng lưu lượng thủy lực đi vào xi lanh làm cho xi lanh tiến Quá trình piston tiến sẽ được cảm biến vị trí liên tục báo về bộ điều khiển (feedback) Vận tốc tiến của piston được điều khiển bởi van servo Áp suất hệ thống phụ thuộc tải trọng và được giới hạn bởi van tràn Lực đẩy của piston phụ thuộc vào tải trọng tức thời và van điều khiển áp suất Khi đạt được hành trình ép và thời gian theo yêu cầu, piston lùi về vị trí ban đầu Hành trình lùi vận tốc lùi của piston củng được điều khiển bởi van servo Bơm thủy lực có khả năng biến đổi lưu lượng liên tục nhờ vào sự thay đổi tín hiệu vận tốc di chuyển của piston, giúp cung cấp lưu lương tương ứng với nhu cầu lưu lượng cần cung cấp cho xi lanh taị từng thời điểm Điều khiển van servo theo thuật toán điều khiển vị trí piston Hệ thống ứng dụng thuật toán PID cho điều khiển vị trí piston và điều khiển lưu lượng bơm thủy lực.
Giới thiệu hệ thống thủy lực truyền động servo
3.2.1 Đặc tính lưu lượng của hệ thống
Trong trường hợp cơ cấu chấp hành servo thủy lực (HSA), độ dịch chuyển tối đa của con trượt so với thân van được giới hạn bởi các bộ hạn chế vị trí cơ học, thường trong khoảng ± 1 mm Khi yêu cầu dịch chuyển lớn hơn, thanh điều khiển phải được dịch chuyển liên tục bằng cách áp dụng lực cần thiết, cho đến khi piston đến vị trí cần thiết Suốt trong giai đoạn này, con trượt van được mở hoàn toàn, con trượt liên tục dịch chuyển và cần piston tuân theo sự dịch chuyển này
Hình 3.3 Cơ cấu chấp hành điều khiển bằng van servo
Trong chế độ hoạt động này, HSA hoạt động như một cơ cấu chấp hành điều khiển van đơn giản Hình 3.3 mô tả một xi lanh thủy lực đối xứng được điều khiển bởi van servo 4/3 lý tưởng (zero lapping) Tốc độ dòng chảy qua các van hạn chế được tính theo các phương trình sau:
Các đặc tính lưu lượng của hệ thống này được nghiên cứu trong hoạt động ở trạng thái ổn định, có xem xét những điều giả định sau đây :
- Van được kết hợp đối xứng:
- Xi lanh thủy lực là lý tưởng; không có ma sát và không rò rỉ
- Các khu vực điều tiết của các cổng van tỷ lệ tuyến tính với sự dịch chuyển nòng van; (AX)
- Nòng van thuộc loại không mòn, không có rò rỉ khe hở xuyên tâm
- Áp suất đường hồi bằng không: Pt = 0 Ở trạng thái ổn định, đối với sự dịch chuyển nòng van dương, tốc độ dòng chảy
Q b và Q d bằng nhau do tính đối xứng của hình trụ, và khu vực A b và A d cũng bằng nhau đối với các van phù hợp
Lưu lượng tải được xác định bởi: QQ b Q a Q c Q d sau đó, bởi thay thế cho PA và PB lưu lượng tải được đưa ra như phương trình sau:
Trong trường hợp van lý tưởng, để dịch chuyển nòng van dương,
Tốc độ lưu lượng lớn nhất thu được tại x = xmaxvà PL=0 max d max s /
Phương trình lưu lượng được viết ở dạng sau:
Tốc độ piston được cho bởi v v/ max , trong đó Q A/ p và max Q max / A p
/ max Q x 1 P (3.13) Đối với sự dịch chuyển nòng van âm (xem Hình 3.3), píston di chuyển trong cùng chiều của lực tải Trong trường hợp này,
Hình 3.4 Các đặc tính trạng thái ổn định của cơ cấu chấp hành điều khiển bằng van tốc độ lưu lượng của van được cho bởi mối quan hệ sau:
Các đặc tính dòng chảy ở trạng thái ổn định của van điều khiển bộ truyền động được thể hiện trong Hình 3.4
3.2.2 Đặc tính công suất của hệ thống
Các đặc tính công suất của cơ cấu chấp hành điều khiển van mô tả mối quan hệ giữa công suất đầu ra, sự dịch chuyển nòng van và áp suất tải Công suất đầu ra được cho bởi phương trình:
Công suất đầu ra là bằng không nếu x hoặc PL trở bằng 0 hoặc PL = Ps Công suất cực đại đạt được ở x = x max và P L trong khoảng 0
Kết quả mô phỏng:
Hình 4.18 Kết quả mô phỏng hệ thống với điều khiển vòng hở tín hiệu vào RAMP Đối với tín hiệu vào dạng ramp, piecewise ta thấy hệ thống đáp ứng có độ trễ lớn, trung bình trễ hơn 3(s) so với yêu cầu Đường màu xanh trên biểu đồ là quỹ đạo vị trí piston trễ hơn so với tín hiệu vào yêu cầu là đường màu đỏ Quan sát biểu đồ Hình 4.18a ta cũng thấy rằng tín hiệu vào yêu cầu hành trình là 0.1m nhưng hành trình thực tế đạt được chỉ 0.05m, nghĩa là nhỏ hơn giá trị yêu cầu là 0,1m
Tín hiệu vào Sine: Đối với tín hiệu vào yêu cầu dạng sine có biên độ là 0.03m, tần số là 0.1 hz, có kết quả mô phỏn như sau:
Hình 4.19 Kết quả mô phỏng hệ thống với điều khiển vòng hở
Trên Hình 4.19, đường màu đỏ biểu thị tín hiệu vào, đường màu xanh biểu thị vị trí của piston Ta nhận thấy rằng kết quả hệ thống đáp ứng không như mong muốn (Hình 4.16a) Hệ thống đáp ứng chậm và và có hiện tượng vọt lố so với giá trị cài đặt là 0.06m Kết quả biểu thị lưu lựng bơm cố định 8.410 lít/phút ở Hình 419.b và Hình 4.19c là biểu thị công suất dẫn động bơm
Qua 3 kết quả thực nghiệm mô phỏng hệ thống vòng hở cho cả 3 trường hợp tín hiệu vào khác nhau ta nhận thấy rằng hệ thống thủy lực đề xuất không đáp vị trí ứng tốt: Hệ thống đáp ứng trễ, sai số vị trí lớn và có vọt lố vị trí piston Hệ thống không có khả năng tự điều chỉnh
4.2.3 Mô phỏng hệ thống điều khiển vòng kín với bơm có lưu lượng cố định
Tín hiệu vào Sine: => Kết quả mô phỏng:
(a) Hệ thống với điều khiển vòng kín
Bơm với lưu lượng cố định
(b) Kết quả mô phỏng với PID có K p =1, K I =0, K d =0
Với tín hiệu vào sine với biên bộ 0.03m và tần số 0.2hz, qua Hình 4.20a ta nhận thấy hệ thống gần như không đáp ứng được yêu cầu Đường màu xanh là quỹ đạo của piston, đường màu đỏ là tín hiệu yêu cầu Qua sơ đồ ta thấy ở giây thứ 2 thì vị trí piston là 0.019m trong khi tín hiệu vào yêu cầu là 0.0549 m, sai số vị trí là 0.054 - 0.019 = 0.033m Hành trình piston (đường màu anh) dao động trong khoảng 0,047 – 0,043 trong khi tín hiệu yêu cầu là 0.06m
(c) Kết quả mô phỏng với PID có K p =5, Ki=0, Kd=0
(d) Kết quả mô phỏng với PID có K p =7, Ki=0, Kd=0
Hình 4.20 Hệ thống với điều khiển vòng kín với bơm có lưu lượng cố định
Tiến hành thay đổi tín hiệu vào sine với biên bộ 0.03m và tần số 0.1 hz, đồng thời điều chỉnh các gain trong bộ điều khiển PID, ta thấy hệ thống đáp ứng tốt hơn (kết quả thể hiện ở Hình 4.20b)
Trong phần này tác giả không đặc mục tiêu là tìm tối ưu cho hệ thống mà chỉ dùng phương pháp thử và sai để tìm các Gain trong bộ điều khiển PID cho hệ thống để thấy kết quả đáp ứng động lực học có cải thiện hơn Ta có thể dùng phương pháp Ziegler Nichols để tìm ra bộ thông số các gain trong bộ điều khiển PID để có kết quả tốt hơn nữa
Hình 4.21 Kết quả mô phỏng với đường biểu diễn lưu lượng và áp suất.
Biểu đồ Hình 4.21 cho ta thấy áp suất và lưu lượng tương ứng cho trường hợp tín hiệu vào dạng sine Giá trị lưu lượng bơm không đổi (Hình 421b) và bằng 8,4 lít/phút Hình 4.21c cho ta thấy áp suất trong suốt 30s Tại giây thứ 12 áp suất tương ứng là 36,07 bar
Hình 4.22 Công suất hệ thống cho trường hợp tín hiệu vào Sine với bơm có lưu lượng cố định
Qua sơ đồ mô phỏng Hình 4.22 ta nhận thấy công suất công suất dẫn động bơm là hằng số (đường màu đỏ Hình 4.22b và có giá trị bằng 669,4 W/h Đường màu xanh thể hiện công suất đầu ra và ta thấy rằng hệ thống đạt công suất đầu ra tốt trong khoàng thời gian từ lức bắt đầu đến giây thứ 3 và có giá trị là 347,7W/h Để xác định năng lượng hệ thống ta cũng tiến hành lập hàm tính năng lượng trong khoảng thời gian cần tính, trong sơ đồ trên là thời gian 30s và xác định hiệu suất năng lượng trung bình của hệ thống ta có kết quả ta có được đường biểu diễn ở sơ đồ Hình 4.22c
Đối với tín hiệu vào STEP:
Hình 4.23 Kết quả mô phỏng với đường biểu diễn lưu lượng và áp suất.
Trong trường hợp này, hệ thống có lưu lượng không đổi là 8.41 lít / phút tương ứng với đường màu đỏ traong Hình 4.23b Hình 4.23c thể hiện áp suất đầu vào xi lanh tương ứng là 37,16 bar Năng lượng hệ thống thể hiện ở sơ đồ Hình 4.24
Hình 4.24 Năng lượng hệ thống cho trường hợp tín hiệu vào Step, bơm có lưu lượng cố định
THỰC NGHIỆM VỚI MÔ HÌNH VẬT LÝ
Quá trình thực nghiệm
Với mục đích để xác minh kết quả phân tích từ mô hình mô phỏng, một mô hình hệ thống thủy lực thực tế đã được xây dựng và lắp đặt theo sơ đồ hệ thống thủy lực được đề xuất như Hình 5.1
Các thiết bị thực tế được sử dụng trong mô hình được liệt kê trong Bảng 5.1 sau:
Bảng 5.1 Các thiết bị thực tế được sử dụng trong mô hình
Hình ảnh thực tế thiết bị thủy lực Thông số
- Hãng sản xuất: MOOG, Nhật bản
Xi lanh thủy lực tác động kép
- Hãng Sản xuất: TAIYO, Nhật Bản
- Đường kính cần piston 32mm
- Áp suất làm việt lớn nhất 140bar
Van điều khiển áp suất
- Hãng sản xuất: Daikin, Nhật Bản
- Hãng sản xuất DAIKIN, Nhật bản
- Thể tích riêng: 5.8 cm3/rev
- Vận tốc lớn nhất n max = 4400 rev/min
Cảm biến vị trí hành trình piston
Biến tần A1000 của Hãng Yakawa, Nhật bản
- Hãng SX: YAKAWA, Nhật bản
- Dòng biến tần có chức năng điều khiển động cơ IPM có hồi tiếp (Động cơ AC servo)
Card giao tiếp máy tính Ni6002
Cảm biến áp suất (pressure transducer)
- Hãng SX: Nagano Keiki, Nhật Bản.
Mô hình hệ thống thủy lực thực tế đã được xây dựng và lắp đặt theo sơ đồ hệ thống thủy lực được đề xuất như sau:
Hình 5.1 Hình thực tế hệ thống thủy lực đề xuất đã chế tạo và thực nghiệm
Trong sơ đồ cấu trúc của mô hình thực nghiệm được mô tả ở Hình 5.1, khung máy ép có không gian làm việc 300mmx300mmx10mm Xi lanh ép được lắp hướng từ trên xuống do Taiyo sản xuất Một van servo 4/3 model D633 của MOOG được kết nối đúng cách để điều khiển xi lanh thủy lực Một bơm nguồn được sử dụng là loại bơm servo AC 3 pha của Hãng Daikin có thể tích riêng là 5.8 cm3/vòng, áp suất làm việc lớn nhất là 70 bar Vị trí hành hành trình di chuyển của piston được đo bởi cảm biến vị trí tuyến tính do Gefran sản xuất và cảm biến áp suất tuyến tính loại KH15 do Nagano Keiki sản xuất được sử dụng để đo áp suất hệ thống
Tất cả các dữ liệu từ các cảm biến cùng tín hiệu điều khiển van servo, điều khiển bơm servo được kết nối với máy vi tính thông qua card giao tiếp Ni-6002 giao tiếp với máy vi tính qua cổng USB
Phần mềm dùng để lập trình và điều khiển hệ thống thủy lực là Ladview Trong phươnng pháp điều khiển này tác giả chọn bộ điều khiển PID dựng sẵn trong trong phần mềm để ứng dụng điều khiển van servo và điều khiển bơm servo theo sự thay đổi của vận tốc piston Một số hình ảnh thực tế giao diện phần mềm lập trình Labview trong thực nghiệm:
Hình 5.2 Khối chức năng trong Labview dùng điều khiển hệ thống thủy lực máy ép
Hình 5.3 Giao diện điều khiển hệ thống thủy lực đề xuất – Tín hiệu Ramp
Hình 5.4 Giao diện điều khiển hệ thống thủy lực đề xuất – Tín hiệu Sine
Hình 5.5 Giao diện điều khiển hệ thống thủy lực đề xuất – Tín hiệu Step
Hình ảnh chụp hệ thống thủy lực thực tế với các thành phần liên quan đã được xây dựng hoàn chỉnh thể hiện ở Hình 5.6
Hình 5.6 Các thành phần trong hệ thống thủy lực đề xuất đã chế tạo và thực nghiệm
Hệ thống bao gồm: 1-Bơm thủy lực servo (Daikin); 2-Van servo 4/3 (MOOG); 3-
Xi lanh thủy lực D100 (Taiyo); 4-Khung máy ép 300x300m; 5-Cảm biến vị trí piston tuyến tính (Geran); 6-Cảm biến áp suất tuyến tính; 7-Biến tần A1000 (Yakawa) có chức năng điều khiển động cơ IPM có phản hồi; 8-Card giao tiếp và điều khiển qua cổng USB của máy tính (Ni6002); 9-Máy vi tính với phần mềm lập trình Labview
Với cùng các thông số hệ thống và một cách thức hoạt động của hệ thống mô hình mô phỏng, trong mô hình thật, các giá như trị vi trí hành trình piston, giá trị áp suất được thu thập từ cảm biến áp suất tuyến tính Các giá trị dòng điện và điện áp cấp cho động cơ điện được thu thập qua bộ biến tần A1000 Tất cả dữ liệu này thông qua card giao tiếp Ni6002 vào máy tính sử dụng chương trình phần mềm Labview và được lưu thành dữ liệu dạng file excell Dữ liệu này được xử lý, tính toán, hiển thị và làm cơ sở để kiểm tra và so sánh với kết quả từ mô phỏng.
Kết quả thí nghiệm trên mô hình Vật lý
5.2.1 Với tín vào dạng Ramp, hệ thống thực cho kết quả thu được như sau
Hình 5.8 Kết quả Đáp ứng đầu ra với tín hiệu vào dạng Ramp
Quan sát thấy kết quả đạt được của thí nghiệm trên biểu đồ hình 5.8 ta thấy quỹ đạo chuyển động của piston ở hệ thống vật lý (thể hiện bằng đương màu vàng) có sự tương đồng với kết quả thực nghiệm trên hệ thống mô phỏng Kết quả vị trí đầu và cuối hành trình piston không có sự khác biệt nhiều giữa 2 hệ thống Kết quả từ giây thứ 4 đến giây 13 thì 2 hệ thống có đáp ứng động lực học tương tự nhau và kết quả của 2 hệ thống đều có độ trễ nhất định (thời gian trễ là nhỏ hơn 0,2s)
Xác định hiệu suất năng lượng hệ thống:
Năng lượng hệ thống khảo sát trong 30s được thu thập dữ liệu, lập hàm tính toán và hiển thị như biểu đồ Hình 5.9
Hình 5.9 Năng lượng hệ thống
Năng lượng đầu ra của hệ thống được xác định bằng công thức 5.1:
- Là năng lượng đầu ra của hệ thống (w)
- Là công suất đầu ra của hệ thống (w/h)
Năng lượng đầu vào của hệ thống được xác định bằng công thức 5.2:
- Là năng lượng đầu vào của hệ thống (w)
- Là công suất đầu vào của hệ thống (w/h)
Trong sơ đồ Hình 5.9, đường màu xanh lá biểu thị năng lượng dẫn động bơm thủy lực ở mô hình thực nghiệm vật lý Giá trị năng lượng này được xác định bằng cách đo gián tiếp thông qua tín hiệu dòng điện và điện thế cấp vào động cơ điện dẫn động bơm và tính toán, xác định trong khoảng thời gian xét là 30s Giá trị xác định được là 120,27W Ta thấy có sự sai lệch nhỏ (6%) so với kết quả từ mô phỏng là 113,64W được biểu thị bằng đường màu xanh (blue) trên đồ thị Sự khác chênh lệch này có thể được giải thích là xuất phát từ phương pháp đo Trên mô hình mô phỏng, năng lượng được xác định bằng cách lập hàm tính từ 2 thông số là mô men xoắn trên trục bơm và vận tốc trục bơm Trong khí đó trên mô hình vật lý thì năng lượng được xác định từ đại lượng dòng điện và điện áp đo được thông qua bộ biến tần điều khiển động cơ quay trục bơm Do đó kết quả này có thể chấp nhận được
Năng lượng đầu ra trong thực nghiệm trên mô hình vật lý được xác định bằng cách gián tiếp thông qua giá trị vận tốc piston và giá trị lực đẩy thủy lực (lấy giá trị áp suất đo được từ cảm biến áp suất tuyến tính nhân với tiết diện xi lanh) Kết quả xác định được là 57,76w Kết quả này cũng có sự sai lệch nhỏ so với kết quả mô phỏng là 60,83w (sai lệch 3,07%) Kết quả này cũng có thể chấp nhận được
Hình 5.10 Kết quả thực nghiệm thu được với tín vào dạng Ramp
Hiệu suất năng lượng trung bình của hệ thống trong 30s:
Hiệu suất năng lượng của cả 2 hệ thống được xác định dựa vào năng lượng ra và năng lượng đầu vào của hệ thống và được xác định bằng công thức sau [5]:
Trong đó: là hiệu suất năng lượng trung bình của hệ thống (%)
= là năng lượng đầu ra của hệ thống
= là năng lượng đầu vào của hệ thống là công suất đầu ra của hệ thống (w/h) là công suất đầu vào của hệ thống (w/h)
Qua Hình 5.10, ta nhận thấy đường biểu thị hiệu suất trung bình của cả 2 hệ thống có sự tương đồng với nhau tuy vẫn có sự khác biệt nhỏ với lý do đã phân tích ở phần 5.2.1 Kết quả hiệu suất năng lượng trung bình trên mô hình thật là 48,02% được thể hiện bằng đường màu xanh, thấp hơn hiệu năng lượng trung bình của mô mô phỏng là 53,53% được thể hiện bằng đường màu đỏ Sự chênh lệch là 5,51%
5.2.2 Với tín vào dạng Sine, hệ thống thực cho kết quả thu được như sau
Hình 5.11 Kết quả Đáp ứng đầu ra với tín hiệu vào dạng Sine
Quan sát thấy kết quả thực nghiệm đạt được trên biểu đồ Hình 5.11, ta thấy quỹ đạo chuyển động của piston ở hệ thống vật lý (thể hiện bằng đường màu xanh) có sự tương đồng với kết quả thu được ở hệ thống mô phỏng Vị trí đầu và cuối hành trình piston không có sự khác biết nhiều giữa kết quả của 2 hệ thống Có sai số vị trí ở đầu và cuối hành trình piston khoảng 1,39mm (tương đương 1,39%)
Xác định hiệu suất năng lượng hệ thống:
Năng lượng hệ thống khảo sát trong 30s được thu thập dữ liệu, lập hàm tính toán và hiển thị trên biểu đồ Hình 5.12 Trong kết quả thực nghiệm trên mô hình vật lý ta thấy năng lượng dẫn động bơm trong khoảng thời gian 30s có giá trị 108,95w (thể hiện bằng đường màu xanh lá), lớn hơn giá trị thu được từ mô hình mô phỏng là 98,16w (hiển thị bằng đường màu xanh-blue) Điều này cũng đã được lý giải tương tự như trường hợp ở mục 5.2.1
Hiệu suất năng lượng trung bình của hệ thống trong 30s: Hiệu suất năng lượng trong trường hợp này cũng được xác định từ phương trình 5.3 và được thể hiện bằng biểu đồ Hình 5.13 Quan sát biểu đồ Hình 5.13 ta thấy hiệu suất năng lượng trung bình của hệ thống mô phỏng là 58,60 (thể hiện bằng đường màu đỏ) tốt hơn kết quả thực nghiệm trên mô hình vật lý là 50,44% (thể hiện bằng đường màu xanh lá) Sự chênh lệch là 8,16% và điều này cũng được lý giải với nguyên nhân tương tự như trường hợp 5.2.1 nêu trên
Hình 5.12 Năng lượng hệ thống
Hình 5.13 Hiệu suất năng lượng hệ thống
5.2.3 Với tín vào dạng Step, hệ thống thực cho kết quả thu được như sau
Hình 5.14 Kết quả thực nghiệm trên mô hình thật với tín hiệ vào Step
Quan sát kết quả thực nghiệm ở Hình 5.14, ta nhận thấy quỹ đạo chuyển động của piston ở hệ thống vật lý (thể hiện bằng đương màu xanh) có sự tương đồng với kết quả thu được trên hệ thống mô phỏng Tuy nhiên cũng có sự chênh lệch nhỏ về thời gian đáp ứng đầu ra Thời gian đáp ứng đầu ra của thống mô hình vật lý lớn hơn so với thời gian đáp ứng đầu ra trên hệ thống mô phỏng Vị trí đầu và cuối hành trình piston không có sự khác biết nhiều giữa kết quả của 2 hệ thống Có sai số vị trí ở đầu và cuối hành trình piston ở kết quả thực nghiệm trên mô thật (vọt lố 0,01mm)
Xác định hiệu suất năng lượng hệ thống:
Năng lượng hệ thống khảo sát trong 30s được thu thập dữ liệu, lập hàm tính toán và hiển thị như biểu đồ hình 5.15 Trong kết quả thực nghiệm trên mô hình vật lý ta thấy năng lượng dẫn động bơm trong khoảng thời gian 30s có giá trị 12,75w, lớn hơn giá trị thu được từ mô hình mô phỏng là 12,36w Điều này cũng đã được lý giải tương tự như ở mục 5.2.1
Hình 5.15 Năng lượng hệ thống
Hiệu suất năng lượng trung bình của hệ thống trong 30s: Hiệu suất năng lượng trong trường hợp này cũng được xác định từ phương trình 5.3 và được thể hiện bằng biểu đồ Hình 5.16
Hình 5.16 Hiệu suất năng lượng hệ thống
Từ biểu đồ Hình 5.16 ta thấy hiệu suất năng lượng trung bình của hệ thống mô phỏng là 86,14% (thể hiện bằng đường màu đỏ) cao hơn kết quả thực nghiệm trên mô hình vật lý là 78,7% (thể hiện bằng đường màu xanh lá) Sự chênh lệch là 7,44% và điều này cũng được lý giải với nguyên nhân tương tự như trường hợp ở mục 5.2.1 nêu trên.
Kết luận
Căn cứ vào mô hình vật lý thật đã được xây dựng một cách tỉ mĩ và công phu dựa trên sự xác định và tuyển chọn kỹ càng các thiết bị phù hợp đặc biệt là các phần tử trong mô hình thật phải cùng thông số và yêu kỹ thuật tương tự như các phần tử trong mô hình mô phỏng trên mô hình ảo, nghiên cứu đã tiến hành thực nghiệm trên thiết bị với các trường hợp như thực nghiệm trong mô hình mô phỏng và bước đầu đã thu nhận được những dữ liệu phù hợp và đáng tin cậy, làm cơ sở để so sánh và đối chiếu với kết quả thu được từ mô phỏng
Kết quả đáp ứng động lực học cũng như cải thiện hiệu suất thủy lực trên mô hình vật lý thật tương ứng với 3 dạng tín hiệu vào là step, sine và ramp có sự tương đồng với kết thực nghiệm trên mô hình ảo ứng dụng Amesim tuy vẫn còn sai lệch nhỏ Năng lượng đầu vào của hệ thống trên mô hình vật lý thật được xác định là lớn hơn so với năng lượng đầu vào của hệ thống mô phỏng với cả 3 dạng tín hiệu vào, điều này cho thấy hệ thống mô hình thật vẫn còn phải cải tiến ở các bộ phận như hệ thống thu nhận tín hiệu dòng điện từ AC servo, tín hiệu từ cảm biến áp suất thủy lực… cũng như hệ thống ống dẫn cần cứng vững hơn và cũng cần xem lại kích thước của các khớp nối thủy lực nhằm giảm thiểu tổn thất trong hệ thống
Qua các kết quả thực nghiệm ở các hệ thống thủy lực nêu trên, ta nhận thấy rằng việc ứng dụng mô hình ảo dựa trên phần mềm Amesim trong nghiên cứu cải thiện đáp ứng động lực học và hiệu suất của hệ thống thủy lực trên máy ép là hữu ích và có hiệu quả rỏ rệt, điều này góp phần nâng cao độ tin cậy trong thiết kế, chế tạo hệ thống thủy lực trên các loại máy ép ngày nay
Danh mục công trình khoa học
1 V Đ Hải và H T Hưng, “Nghiên cứu ứng dụng mô hình ảo trong cải thiện đáp ứng động lực học và hiệu suất của máy ép thủy lực,” Tạp chí Cơ khí Việt
Nội dung thư chấp nhận bài đăng đính kèm như bên dưới: