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 điện thì truyền động thủy lực được đặc trưng bởi khả năng chịu tải cao, tỉ lệ công xuất trên trọng lượng cao Chúng có hiệu quả trong các ứng dụng thường xuyên dừng và có tải biến động đột ngột Tuy nhiên hệ thống thủy lực vẫn còn tồn tại những nhược điểm như tổn thất năng lượng và tính phi tuyến dẫn đến hệ thống điều khiển gặp nhiều thách thức hơn Tính phi tuyến này phần lớn là do ma sát và hiện tượng trễ cơ học Hình 1.1 minh họa cho các tổn thất đối với hệ thống thủy lực cơ giớ cảm biến tải Khoảng 25-30% năng lượng thất thoát do các hệ thống van truyền thống gây ra
Hình minh họa cho thấy các tổn thất phát sinh trong hệ thống thủy lực sử dụng van con trượt và van có hành trình thay đổi truyền thống trong máy cơ giới Những tổn thất này có thể bao gồm tổn thất do ma sát, tổn thất do rò rỉ và tổn thất do chênh lệch áp suất Tổn thất do ma sát xảy ra khi các bộ phận chuyển động tiếp xúc với nhau, tạo ra lực cản làm giảm hiệu suất của hệ thống Tổn thất do rò rỉ xảy ra khi chất lỏng thủy lực thoát ra khỏi hệ thống qua các khe hở hoặc khớp nối, dẫn đến giảm áp suất và hiệu suất Tổn thất do chênh lệch áp suất xảy ra khi áp suất ở hai bên van khác nhau, gây ra sự mất áp suất và làm giảm hiệu suất.
Có nhiều phương pháp được sử dụng để cải thiện hiệu quả các tổn thất của hệ thống thủy lực như hệ thống cảm biến tải là một trong những hệ thống nổi tiếng điều khiển bằng các van con trượt thông thường nên vẫn bị tổn thất bướm ga do kết nối cơ khí giữa đầu vào và đầu ra Các kết nối này được minh họa trong Hình 1.2
Hình 1.2 Các kết nối cơ khí giữa van con trượt truyền thống với nguyên lý điều khiển lưu lượng đầu vào và đầu ra của bộ truyền động Để giảm những tổn thất này, các kết nối cơ học nên được ngắt bỏ để cải thiện về mật độ công suất và tính linh hoạt của hệ thống thủy lực, điều này dẫn đến việc phát triển công nghệ đo (định lượn) độc lập (Independent Metering-IM)
Việc kết hợp cả hai hệ thống này là cách tiếp cận có thể tiết kiệm được nhiều năng lượng hơn và tạo ra khả năng kiểm soát tốt hơn, nó cũng có khả năng chuyển chức năng từ phần cứng sang phần mềm, đẩy nhanh chu kỳ làm việc và thực hiện các chế độ hoạt động có thể điều chỉnh bằng điện tử
Do đó, các viện nghiên cứu khoa học, các công ty trên thế giới đã và đang nghiên cứu về hệ thống đo độc lập (IM) với nhiều cách tiếp cận khác nhau.
Tình hình phát triển về hệ thống đo độc lập (IM)
Biểu đồ thống kê những phát triển về hệ thống IM được cập nhật hàng năm biểu thị thông qua Hình 1.3
Hình 1.3 Số lượng các nghiên cứu liên quan đến IM trong những năm qua
Các viện khoa học chính phát triển hệ thống thủy lực thông minh và công nghệ
IM chính xác được tóm tắt như trong Bảng 1.1
Bảng 1.1 Các viện nghiên cứu phát triển về IM
STT University Research Trends Sample of Studies
1 IM and Load Sensing System
3 Real-Time-Simulation of Hydraulic Systems
Institute of Fluid power at Dresden University of
1 Independent Metering and Decentralization for Energy Saving
2 Intelligent Control of Hydraulic Manipulators
1 Development of Independent Metering Switching Methods
Transducers and Intelli- gent System, Taiyuan
School of Mechanical and Automotive
Engineering, University of Ulsan, South Korea
2 IM Energy Saving Institute of Mechanical
Số lượng các nghiên cứu và bằng sáng chế được phát triển bởi các viện nghiên cứu này và các công ty dược minh họa qua Hình 1.4
Hình 1.4 Đóng góp hàng đầu của những viện nghiên cứu và công ty cho sự phát triền về IM.
Phương pháp nghiên cứu
Sử dụng phương pháp tách riêng lẽ hệ thống thủy lực để cải thiện về công suất, khả năng tải và tính linh hoạt
Phương pháp tách riêng lẽ chia thành hai phần chính: điều khiển bơm và điều khiển van Nội dung phần điều khiển bơm được minh họa trực quan trong Hình 1.5.
Hình 1.5 Minh họa các kiểu tách riêng lẽ hệ thống truyền động thủy lực khác nhau dựa trên việc sử sụng bơm và động cơ
Sơ đồ đầu tiên bên trái là hình thức phổ biến nhất là sử dụng một bơm cho nhiều thiết bị truyền động Cách thiết lập được dùng nhiều trong các máy ép khuôn
Sơ đồ ở giữa chủ yếu được dùng trong hệ thống truyền động thủy lực của máy cơ giới
Sơ đồ cuối bên phải được áp dụng cho các ứng dụng có công suất cao, là hình thức mà các thiết bị truyền động đều cần có bơm riêng Các đặc điểm chính của hệ thống loại này là tỉ lệ tiêu thụ năng lượn thấp hơn, do đó tiết kiệm nhiên liệu tốt hơn Hạn chế chính của nó là động lực học chậm hơn so với bộ truyền động servo
Về tách riêng lẽ điều khiển van, có ba hình thức chính được thể hiện trong Hình 1.6
Hình 1.6 Tách riêng lễ hệ thống truyền động thủy lực dựa trên cấu trúc van
Tách riêng lẽ hệ thống truyền động thủy lực dựa trên cấu trúc van có thể đạt được tính linh hoạt bằng cách sử dụng nguyên lý đo độc lập
Sơ đồ đầu tiên bên trái là dạng đo thông thường được sử dụng phổ biến, nó là phương pháp điều khiển lưu lượng theo hướng truyền thống, mỗi cơ cấu chấp hành được điều khiển bởi một van Cách thiết lập này hạn chế tính linh hoạt của hệ thống nhưng nó có ưu điểm làm tăng độ cứng vững Để cải thiện hiệu quả và tiết kiệm năng lượng, xu hướng là thay đổi phương pháp điều khiển lưu lượng sao cho linh hoạt hơn, đây là lý do để nghiên cứu và phát triển phương pháp đo độc lập, các thuật ngữ khác được sử dụng cho IM như đo riêng lẽ, van đa chức năng, kiểm soát riêng biệt lưu lượng đầu vào và và lưu lượng đầu ra Vì có các tính chất đó nên nó có thể lập trình được và nó thay đổi hệ thống điều khiển từ khái niệm cơ thủy lực thành một hệ thống điều khiển kiểm soát thông minh dựa trên phần mềm.
Các loại van độc lập
Các loại van IM đã được sản xuất để triển khai cho hệ thống đo độc lập được liệt kê trong Bảng 1.2 và đặc điểm của các loại van điều khiển lưu lượng khác nhau được thể hiện trong Bảng 1.3
Bảng 1.2 Các loại van đo độc lập được sản xuất công nghiệp
STT Manufacturer Product Flow Rate Hysteresis Response
2 EATON EPV10 30 L/min < 4% 35 ms 200bar
3 BUCHER WS22GD 30 L/min < 5% 20 ms 350bar
4 EATON CMA90 90 L/min sub-micron 24 ms 25bar
5 EATON CMA200 200 L/min sub-micron 24 ms 35bar
L/min very Low 100 ms 15bar
Bảng 1.3 Đặc điểm của các loại van điều khiển lưu lượng khác nhau
Flow accuracy High Medium Low
Manufacturing cost High Medium Low
Anti-leakage Low Medium High
Sensitive to contamination High Medium Low
Ưu và nhược điểm của IM
Nguyên lý IM có những ưu nhược điểm sau: Ưu điểm: Kiểm soát độc lập các vị trí đầu vào và đầu ra, tăng hiệu quả năng lượn bằng cách cho phép điều khiển lưu lượng bằng các chế độ riêng lẽ, ứng dụng các van đơn, tránh tình trạng xâm thực trong quá trình kéo tải (xâm thực là sự hình thành và vỡ ra của bóng bóng khí và đẩy dung dịch đi với một lực có thể làm rỗ bề mặt van hay của van), cấu hình hệ thống linh hoạt, có thể chuyển các chức năng từ phần cứng sang phần mềm, có khả năng áp dụng các phương pháp điều khiển tiên tiến…
Nhược điểm: Chi phí linh kiện cao, yêu bộ điều khiển phức tạp, khi chuyển đổi giữa các chế độ dẫn đến thay đổi vận tốc đột ngột, khó khăn trong việc tích hợp bộ bù áp, rung động mạnh
Với những ưu điểm vượt trội của phương pháp đo độc lập nên nó có thể kết hợp được với các mạch thủy lực để cải thiện hiệu suất và tiết kiệm năng lượng qua nhiều hình thức khác nhau như: Kết hợp giữa hệ thống cơ thủy lực cảm biến tải truyền thống với đo độc lập, Kết hợp giữa hệ thống cảm biến tải và cấu hình van đo độc lập, kết hợp mạch kín với phương pháp đo độc lập để loại bỏ tổn thất van tiết lưu, kết hợp với bộ tích áp lưu trữu năng lượng dự trữ để tái sử, kết hợp giữa thuật toán điều khiển bơm với điều khiển hệ thống van độc lập…
= > Từ những phân tích trên cho thấy việc hệ thống hóa phần cơ sở lý thuyết và cần được kiểm chứng thông qua thực nghiệm.
Kết luận
Với những ưu điểm nổi bật đã kể ở trên về hệ thống van IM và mặc dù cũng đã có rất nhiều nghiên cứu về mảng này trên thế giới Tuy nhiên, về cơ sở lý thuyết và đặc biệt là sự kết hớp với hệ thống servo mà tách riêng cho từng van tác giả chưa tìm thấy một cách đầy đủ Do đó, trong luận văn này tác giả thực hiện các phần tiếp theo để làm rõ và để kiểm chứng hệ thống về tính linh hoạt, khả năng đáp ứng động
CƠ SỞ LÝ THUYẾT
Hệ thống thủy lực tiết kiệm năng lượng
2.1.1 Hệ thống van đo độc lập
Hình 2.1 Các kiểu tách chính được sử dụng cho cấu hình đo độc lập Đa phần, các loại van thủy lực được sử dụng để thực hiện cho hệ thống IM có thể được phân loại thành các loại van 2/2 và van 3/3 Chúng được sử dụng để tạo ra các cấu hình khác nhau giữa đầu vào và đầu ra Tách riêng lẽ chia thành hai loại đó là tách về cơ học hoặc và về chức năng và được tóm tắt trong Hình 2.1
Tách cơ học là dựa trên việc thay đổi loại van từ 3/3 hoặc 4/3 thành van tỷ lệ 2/2 cho ra các cấu hình khác nhau của hệ thống IM
Hệ thống thủy lực được chia thành các chức năng riêng biệt nhờ van chuyển mạch và van tỷ lệ Trong đó, chức năng phụ thuộc vào hướng van chuyển mạch, còn lưu lượng được điều khiển bởi van tỷ lệ.
• Hệ thống điều khiển IM
Minh họa hệ thống điều khiển lập trình thủy lực chứa 3 cấp độ chính như Hình 2.2
Hình 2.2 Ba mức điều khiển chính của hệ thống điều khiển thủy lực lập trình
Mức cao là mức chuyển đổi chế độ cho phép phục hồi và tái tạo năng lượng, nó thực hiện việc chuyển đổi chế độ để lựa chọn chế độ hiệu quả nhất cho phép tái tạo và phục hồi năng lượng Kỹ thuật lựa chọn dựa trên trạng thái áp suất và vận tốc của
Mức thấp hơn kiểm soát van để vận hành xi lanh; các van này được kích hoạt để điều khiển lưu lượng kiểm soát vận tốc của xi lanh Ở cấp độ này, các thông số điều khiển khác nhau có thể được sử dụng để đo lường độc lập, bao gồm lưu lượng, chênh áp và kiểm soát vận tốc và vị trí theo hình 2.3 Kiểm soát lưu lượng và hành trình dựa vào cảm biến, giúp hệ thống không cần sử dụng thành phần cơ khí thuần túy Mức chính chịu trách nhiệm kiểm soát áp suất và lưu lượng của bơm.
Việc tách riêng các bộ đo cơ cấu chấp hành mang lại tính linh hoạt cho hệ thống, cho phép áp dụng và nghiên cứu các chiến lược điều khiển khác nhau Điều này mở rộng khả năng kiểm soát và điều chỉnh hệ thống, giúp đạt được hiệu suất tối ưu và đáp ứng các yêu cầu cụ thể.
Hình 2.3 Các thông số điều khiển được triển khai cho hệ thống đo độc lập Trong đó PPC-primary pressure compensator, SPC-secondary pressure compensator,
EH-Electrohydraulic, P-Pressure, F-Flow và D-displacement
Ba sơ đồ hệ thống điều khiển chính được thực hiện trong phương pháp đo độc lập thể hiện như Hình 2.4
Hình 2.4 Các cách điều khiển khác nhau của phương pháp đo độc lập
Sơ đồ đầu tiên, điều khiển tốc độ tiến, chủ yếu được sử dụng trong máy cơ giới do người vận hành thực hiện tác động đóng vòng lặp
Sơ đồ thứ hai, là loại phản hồi điều khiển vòng kín dạng Singel Input Single Output (SISO), để đảm bảo rằng đầu ra tuân theo quỹ đạo
Sơ đồ cuối cùng, là hệ thống điều khiển vòng kín dạng Multiple Input Multiple Output (MIMO), nó được sử dụng để điều khiển nhiều hơn một biến mục tiêu trong đó các trạng thái khác nhau được kiểm soát đồng thời trong IM Các trạng thái này được kết hợp với nhau Việc tách các trạng thái cũng được thực hiện bằng điều khiển MIMO Để tách tham số giữa vận tốc và áp suất của bộ truyền thường sử dụng kết hợp điều khiển bơm và điều khiển van
Sử dụng bộ điều khiển PID và Fuzzy PID cho phép kích hoạt van dựa trên biểu đồ lưu lượng Trong hệ thống đa chức năng, bộ điều khiển PID được sử dụng để kiểm soát vận tốc và áp suất của bộ truyền động Ngoài ra, bộ điều khiển này còn được ứng dụng trong hệ thống bơm có lưu lượng thay đổi Trong lĩnh vực máy xúc thủy lực, PID cũng được sử dụng để nâng cao hiệu suất làm việc.
Kỹ thuật điều khiển thích nghi là một kỹ thuật mà nó có thể thay đồi điều khiển theo thời gian thực Có nghĩa là nó có thể duy trì mức độ mong muốn của hệ thống điều khiển, đặc biệt khi các tham số đo của mô hình không xác định và có tính phi tuyến trong các hệ thống thủy lực Ứng dụng điều khiển thích nghi vào hệ thống đo độc lập
• Các chế độ hoạt động của cấu hình IM Đối vưới mức cao của hệ thống thủy lực có thể lập trình, cấu trúc của IM cho phép các chế độ hoạt động khác nhau giúp giảm tiêu thụ năng lượng Các chế độ hoạt động này biểu thị cho các đường dẫn lưu lượng nhất định vào và ra khỏi cơ cấu chấp hành Ngoài ra, nó có thể thay đổi được do sự thay đồi của tải và áp suất
Sơ đồ chính điển hình cho hệ thống đo độc lập được biểu diễn như Hình 2.5
Hình 2.5 Sơ đồ hệ thống van đo độc lập
Cấu hình này có 5 chế độ hoạt động được mô tả như Hình 2.6
+ Chế độ xy lanh lùi, chế độ xy lanh tiến, chế độ xy lanh tiến nhờ áp suất bơm và hồi tiếp đường về, chế độ xy lanh tiến nhờ áp suất bơm và tác động của ngoại lực, chế độ xy lanh lùi nhờ áp suất bơm và tác động của ngoại lực
Hình 2.6 Các chế độ hoạt động của hệ thống van IM
2.1.2 Hệ thống cảm biến tải
Hệ thống cảm biến tải (LS) đem lại hiệu quả cao và hiệu suất lớn, đánh dấu một bước tiến vượt bậc trong hệ thống thủy lực LS được ưa chuộng trong các ứng dụng thủy lực cơ giới, nhất là hệ thống có nhiều cơ cấu truyền động Tuy nhiên, hệ thống LS vẫn tồn tại tổn thất do nguyên lý hoạt động của bơm cảm biến tải và điều khiển tiết lưu.
ĐỀ XUẤT HỆ THỐNG THỦY LỰC SERVO DÙNG VAN ĐỘC LẬP
Đề xuất hệ thống thủy lực
3.1.1 Sơ đồ nguyên lý hệ thống
Hệ thống đề xuất được thiết kế chia thành hai cụm dành cho hai xi lanh, tích hợp động cơ AC servo, bơm thủy lực, xi lanh thủy lực, van servo, van ON/OFF, bồn chứa, van tràn và bình tích áp thủy lực chung Hệ thống sử dụng bình tích áp thấp kết hợp van một chiều để tăng áp cho bơm Tốc độ xi lanh được điều chỉnh thông qua thuật toán điều khiển van Bình tích áp cao đóng vai trò tích trữ năng lượng phục hồi và tăng áp cho bơm.
Hình 3.1 Hệ thống thủy lực đề xuất
Trong sơ đồ hệ thống thủy lực được đề xuất, hai xi lanh được điều khiển độc lập bởi hai bơm riêng biệt Ngoài ra, lưu lượng cho mỗi xi lanh cũng được kiểm soát riêng thông qua các van độc lập Do đó, phương pháp được trình bày trong luận văn này cho một cụm xi lanh cũng có thể dễ dàng áp dụng cho nhiều xi lanh, đảm bảo đáp ứng được mọi yêu cầu của hệ thống.
3.1.2 Chế độ hoạt động hệ thống
Hệ thống thủy lực đề xuất được tách ra và phân thích cho một cụm xi lanh như Hình 3.2
Hình 3.2 Hệ thống thủy lực cho một xi lanh
Bằng cách điều khiển chuyển đổi cụm năm van của mỗi xi lanh, hệ thống thủy lực được đề xuất có thể sử dụng năm chế độ làm việc khác nhau được xác định cho mỗi xi lanh và mô tả trong Bảng 3.1
Bảng 3.1 Các chế độ làm việc của hệ thống thủy lực
Các chế độ làm việc
Stt Chế độ làm việc Điều khiển van
1 Xi lanh tiến bình thường ON OFF OFF OFF ON
2 Xi lanh lùi bình thường OFF ON OFF ON OFF
3 Thu hồi năng lượng khi xi lanh lùi OFF OFF ON ON OFF
4 Xi lanh tiến (nhanh) nhờ áp suất bơm và hồi tiếp đường về ON OFF OFF ON OFF
5 Xi lanh tiến (chậm) điều khiền theo nguyên lý
Meter-in ON OFF OFF ON OFF
Các chế độ làm việc của hệ thống được mô tả dưới dạng mạch thủy lực thu gọn như dưới đây Sử dụng các điều kiện trong Bảng 3.1, mạch thủy lực được vẽ lại theo từng chế độ như sau:
Chế độ xi lanh tiến bình Hình 3.3 Hoạt động ở chế độ này xi lanh sẽ được điểu khiển bởi van V1 và van ON/OFF V5, trong chế độ này van V1 đóng vai trò như một van ON/OFF thông thường Lưu lượng được cung cấp dưới áp suất cao từ bơm qua van V1 vào đầu buồng Acủa xi lanh làm cho pitston chuyển động tiến, chuyển động của pistong tạo lực đẩy và dẫn lưu lượng ra khỏi buồng B của xi lanh qua va V5 về bề chứa Tuy nhiên, sự khác nhau ở chế độ này là hai van V1 và van V5 được điều khiển riêng biệt do đó lưu lượng đến bề chứa không phải lúc nào cũng bị hạn chế, trong khi đối với ở mạch thủy lực sử dụng van tỷ lệ thông thường thì không thể điều khiển độc lập được và dĩ nhiên lưu lượng về bể chứ luôn luôn bị hạn chế
Hình 3.3 Xi lanh tiến bình thường
Chế độ xi lanh lùi bình thường được mô tả trong Hình 3.4 Tương tự như ở chế độ xi lanh tiến ở trên Hoạt động ở chế độ này xi lanh sẽ được điểu khiển bởi van V4 và van ON/OFF V2, trong chế độ này van V4 đóng vai trò như một van ON/OFF thông thường Lưu lượng được cung cấp dưới áp suất cao từ bơm qua van V4 vào đầu buồng Bcủa xi lanh làm cho pitston chuyển động lùi, chuyển động của pistong tạo lực đẩy và dẫn lưu lượng ra khỏi buồng A của xi lanh qua va V2 về bề chứa Tuy nhiên, sự khác nhau ở chế độ này là hai van V2 và van V4 được điều khiển riêng biệt do đó lưu lượng đến bể dầu không phải lúc nào cũng bị hạn chế, trong khi đối với ở mạch thủy lực sử dụng van tỷ lệ thông thường thì không thể điều khiển độc lập được và dĩ nhiên lưu lượng về bể chứa luôn luôn bị hạn chế
Hình 3.4 Xi lanh lùi bình thường
Chế độ thu hồi năng lượng khi xi lanh lùi được mô tả trong Hình 3.5 Hoạt động ở chế độ này xi lanh sẽ được điểu khiển bởi van V4 và van ON/OFF V3, trong chế độ này van V4 vẫn đóng vai trò như một van ON/OFF thông thường Ở chế độ này khi có ngoại lực tác động làm cho piston chuyển động lùi tạo lực đẩy và dẫn lưu lượng ra khỏi buồng A của xi lanh qua van V3 vô bình tích áp, ở chế độ này năng lượn phục hồi khi có ngoại lực đẩy xi lanh lùi xi lanh và năng lượng của ngoại lực được thu hồi và tích trữ trong bộ tích áp dưới dạng năng lượng thủy lực Áp suất trong bộ tích áp tăng lên ở chế độ phục hồi này
Hình 3.5 Chế độ thu hồi năng lượng khi xi lanh lùi
Chế độ xi lanh tiến (nhanh) nhờ áp suất bơm và hồi tiếp đường về được mô tả trong Hình 3.6 Ở chế độ này có thể xem như một hình thức thu hồi năng lượng mà hệ thống thủy lực được đề xuất có thể đạt được thông qua điều khiển các van riêng lẽ mà ở hệ thống thủy lực với van tỷ lệ thông thường không thể thực hiện được Theo các hướng mũi tên ở trong Hình 3.6 thì lưu lượng ra khỏi buống B ở áp suất cao qua van V4 không đi về bể chứa mà đi qua van V1 vào buồng A của xi lanh làm cho piston tiến Tuy nhiên, lưu lượng ra khỏi buồng B nhỏ hơn lưu lượng cần thiết trong buồng A để đạt được tốc độ nhất định vì sự chênh lệch tiết diện (Aa>Ab) Lưu lượng ra khỏi một trong hai buồng là Q = A.ẋ với vận tốc cho trước, do sự chênh lệch về tiết diện (Qa>Qb) Phần lưu lượng còn lại được cung cấp từ bơm chỉ đủ để thấy sự chênh lệch về lưu lượng, so sánh với chế độ xi lanh tiến bình thường thì lưu lượng được cung cấp hoàn toàn từ bơm Chính vì vậy mà chế độ xi lanh tiến nhanh có thể sử dụng lại lưu lượng ra từ buồng B hay nói cách khác đây là phần năng lượng tái sinh và do đó tiết kiệm năng lượng Ở chế độ này, van 1 và van 4 đóng vai trò như các van ON/OFF và tốc độ của xi lanh nhanh hơn khi so sánh với chế độ tiến bình thường vì lưu lượng đi qua V4 và V1 nằm ở phí bơm (phía áp cao P1)
Hình 3.6 Xi lanh tiến nhanh
Chế độ xi lanh tiến (chậm) theo nguyên lý Meter-In được thể hiện trong hình 3.7 Ở chế độ này lưu lượng qua van servo V1 và van servo V4 sẽ được điều khiển kiểm soát ở đầu vào để có thể thay đổi vận tốc xi lanh như mong muốn thông qua thuật toán điều khiển van, trong khi ở chế độ xi lanh tiến nhanh các van V1 và V4 đóng vai trò van ON/OFF không kiểm soát lưu lượng, ngoài ra đối với ở mạch thủy lực sử dụng van tỷ lệ thông thường thì không thể điều khiển độc lập được và lưu lượng đầu ra luôn đi về bể dầu do đó bị hạn chế sự linh hoạt.
Phân tích đặc tính tĩnh của hệ thống
Trong phần trình bày dưới đây, các hệ số Kv1, Kv2, Kv3, Kv4, Kv5 được xem là hệ số dẫn tham chiếu đến các van tương ứng của hệ thống
3.2.1 Đặc tính tĩnh của chế độ xi lanh tiến
Hình 3.8 mô tả đặc tính cho hệ thống ở chế độ xi lanh tiến, ở chế độ này chỉ có hai van Kv1 và Kv5 hoạt động Hệ thống này về mặt toán học tương đương với hệ thống đơn giản trong đó ta có áp suất tương đương Ptd và hệ số dẫn tương đương của van là Ktd như trong hình và được chứng minh như sau:
Hình 3.8 Phân tích đặc tính của chế độ xi lanh tiến
Ta thấy hệ số Kv1 và Kv5 có thể được điều khiển riêng biệt bởi bộ điều khiển chính vì vậy mà hai van này đều được cung cấp lưu lượng độc lập không phụ thuộc nhau Các van sẽ được biểu thị qua các hạn chế về thay đổi lỗ [11]
Phương trình được viết lại như sau:
Chia vế theo vế cho Ab ta được tỉ số sau a b
Từ công thức 3.3, 3.4 và 3.7 xác định được Ptd:
Và từ công thức 3.3 và 3.4 ta có:
Do đó, công thức 3.8 có thể được viết như sau:
Trong đó Ktd đại diện cho hệ số dẫn tương đương của hai van được mở ở chế độ xi lanh tiến này, đó là KV1 và KV5 do đó có thể sử dụng nhiều cách khác nhau để kết hợp KV1 với KV5 để đạt được Ktd nhất định với lưu lượng nhất định để có tốc độ cần thiết cho xi lanh Hay nói cách khác, tốc độ của xi lanh phụ thuộc vào mức độ mở của hai van KV1 và KV5 với áp suất cung cấp, áp suất hồi lưu và tải cụ thể
Từ phương trình 3.4 và 3.11 có thể suy ra phương trình sau [14-15]: d ( ) ( ) b b t td s r a b
Từ phương trình 3.14 ta nhận thấy rằng nếu vận tốc ẋ = 0 thì Ktd = 0 nghĩa là tất cả các van đều đang ở trạng thái đóng
3.2.2 Đặc tính tĩnh của chế độ xi lanh lùi
Hình 3.9 mô tả đặc tính cho chế độ xi lanh lùi, ta có thể thực hiện phân tích các bước tương tự như chế độ xi lanh tiến và ta có kết quả Ktd và Ptd được viết lại như sau
Hình 3.9 Phân tích đặc tính của chế độ xi lanh lùi
Ktd ở chế độ lùi đại diện cho hệ số dẫn tương đương của cả hai van KV4 và KV2, và ta có thể suy ra phương trình sau: d ( ) ( ) b b t td s r b a
3.2.3 Đặc tính tĩnh của chế độ xi lanh tiến nhanh và tiến chậm
Thông qua Hình 3.10, thực hiện phân tích các bước tương tự, thu được kết quả như sau: Ktd và Ptd cho xi lanh tiến nhanh và tiến chậm.
Hình 3.10 Phân tích đặc tính của chế độ xi lanh tiến nhanh và tiến chậm
Trong đó Ktd đại diện cho hệ số dẫn tương đương của hai van mở ở chế độ này là KV1 và
KV4, ta có thể viết lại phương trình như sau: d ( 1) ( ) b b t td s a b
3.2.4 Đặc tính tĩnh của chế độ thu hồi năng lượng khi xi lanh lùi
Cũng thực hiện phân tích tương tự thông qua Hình 3.11 ta thu được kết quả Ktd và Ptd như sau
Ktd ở chế độ lùi thu hồi năng lượn đại diện cho hệ số dẫn tương đương của cả hai van KV4 và KV3, và ta có thể viết lại phương trình như sau: d
Nguyên lý điều khiển van
Điều khiển van nghĩa là chọn các chế độ đóng mở của các van riêng lẽ trong hệ thống để đạt được Ktd từ đó chuyển thành tốc độ của xi lanh Giả sử ta có tốc độ của xi lanh là x s , Ktd có thể được tính toán cho một tải nhất định và áp suất cung cấp tương đương Ptd theo công thức sau: d b s t td
Với mỗi chế độ khác nhau thì biểu thức Ktd sẽ khác nhau phụ thuộc và hai van nào được mở của chế độ tương ứng, tuy nhiên ta có thể viết lại một công thức chung Ktd cho tất cả các chế độ như sau:
Trong biểu thức 3.25 ta có thể hiểu như sau: Ka có thể là KV1 hoặc KV2, KV3 là van kết nối buồng A của xi lanh với đường cấp hoặc van kết nối buồng A của xi lanh với đường hồi tùy theo các chế độ khác nhau Kb có thể là KV4 hoặc KV5, là van nối buồng
B của xi lanh với đường cấp hoặc van nối buồng B của xi lanh với đường hồi tùy theo chế độ tương ứng được chọn
Hình 3.12 thể hiện cho trạng thái Ktd so với các trạng thái khác nhau của Ka và Kb thu được từ phương trình 3.25 với giá trị a 1.3405 b
Hình 3.12 Biều đồ 3D thể hiện sự biến thiên của K td so với K a và K b
Hình 3.13 Biểu thị cho đồ thị điều khiển van thu được từ Hình 3.12 [16] Dựa trên đồ thị ta có thể thấy có thể sử dụng vô số sự kết hợp của Ka và Kb để đạt được giá trị Ktd cụ thể và tương ứng với tốc độ xi lanh nhất định Mỗi đường cong trong Hình 3.13 tương ứng với một giá trị Ktd nhất định Điều này liên quan đến việc điều khiển chọn khoản mở của các van riêng lẽ phù hợp nhất trong vô số các kết hợp có thể có của Ka và Kb
Dòng điện điều khiển cần thiết để đạt được độ mở van (Ktd) nhất định do đó bộ điều khiển phải hoạt động trong vùng của đường cong sao cho độ nhạy là nhỏ nhất đối với các sai số của van Để đo độ nhạy Ktd đối với các sai số trong Ka và Kb, Tabor đã sử dụng bộ khuếch đại Gradient của Ktd đối với Ka và Kb [14-15]:
Hình 3.13 Đồ thị thể hiện sự biến thiên của K td với K a và K b
(Đồ thị điều khiển van)
Hình 3.14 cho thấy bề mặt 3D của Ktd được biểu thị trong công thức 3.26 thay đổi theo Ka và Kb, tại điểm đáy của biểu đồ ta có thể thấy giá trị Ktd là nhỏ nhất.
Hình 3.14 Độ nhạy của K td đối với các sai số trong K a và K b được mô tả bằng bộ khuếch đại Gradient
Tại điểm đáy của biểu đồ chỉ ra mối quan hệ giữa Ka và Kb có độ dốc là nhỏ nhất [15]: a opt b
Do đó, sự kết hợp tối ưu cho Ka và Kb để có độ nhạy của van nhỏ nhất so với các sai số là K a = opt K b =R 3 4 K b
Sự kết hợp giữa Ka và Kb để đạt Ktd nhất định có độ nhạy nhỏ nhất đối với sai số van Áp suất tới hạn (Pth) là áp suất giới hạn tại nơi làm việc để tránh hư hỏng mạch thủy lực Áp suất ngưỡng được xác định cho các buồng A (Ptha) và B (Pthb) của xi lanh và thể hiện dưới dạng đường thẳng trên biểu đồ điều khiển van Mối quan hệ giữa áp suất ngưỡng với KI hoặc KO được biểu diễn bằng phương trình tổng quát.
Với phương trình 3.29 đại diện cho phương pháp kiểm soát buồng đầu vào và phương trình 3.30 cho phương pháp kiểm soát buồng đầu ra
• Kiểm soát áp suất buồng đầu vào của xi lanh:
Thực hiện cho trường hợp đối với chế độ xi lanh tiến x A a
Hình 3.15 Độ mở van tối thiểu tương ứng áp suất tối thiểu trên sơ đồ điều khiển van
Công thức 3.31 được áp dụng cho chế độ xi lanh tiến Áp suất ngưỡng này có thể là áp suất đầu vào tối thiểu với độ mở van đầu vào phải lớn hơn KIth như trong Hình 3.15 để tránh tình trạng xâm thực xả ra hoặc là áp suất đầu vào tối đa không được vượt quá giới hạn thiết kế do đó độ mở van đầu vào phải nhỏ hơn KIth như trong Hình 3.16 Điều này có nghĩa là khi độ mở van đầu vào tăng thì chênh lệch áp suất trên van giảm ít hơn, do đó áp suất buồng đầu vào cao hơn Nếu độ mở của van đầu vào giảm thì sẽ dẫn đến hiện tượng sụt áp và áp suất buồng đầu vào giảm
• Kiếm soát áp suất buồng đầu ra của xi lanh:
Hình 3.16 Độ mở van đầu vào tối đa tương ứng áp suất tối đa trên sơ đồ điều khiển van
Áp suất tối thiểu trong buồng đầu ra không quá quan trọng, trong khi áp suất tối đa lại rất quan trọng vì đây chính là áp suất ngưỡng không được vượt quá giới hạn thiết kế Do đó, độ mở van đầu ra phải lớn hơn KOth để hạn chế sự chênh lệch áp suất xảy ra trên van, đảm bảo áp suất trong khoang đầu ra không tăng quá cao so với áp suất hồi lưu.
Hình 3.17 Độ mở van đầu ra tối đa tương ứng áp suất tối đa trên sơ đồ điều khiển van
Như vậy, với hệ thống điều khiển van này, ta có thể kiểm soát vận tốc của xi lanh đồng thời hạn chế áp suất trong cả hai buồng của xi lanh.
Đáp ứng về động học
• Chức năng chuyển van: Mạch thủy lực của hệ thống đề xuất được thu gọn lại như Hình 3.18 ta có thể thấy nhánh bao gồm các van KV1, KV2 và KV3 gọi là nhánh (a) vì các van này nối với buồng A của xi lanh Tương tự, nhánh bao gồm các van KV4 và KV5 gọi là nhánh (b) vì các van này nối với buồng B của xi lanh Các khả năng chuyển van có thể xác định được như sau:
Hình 3.18 Chức năng chuyển đổi van
Sa = -1 => KV2 và KV3 ON
Sb = -1 => KV5 ON Giả sử D là thông số để xác định hướng chuyển động của xi lanh:
D = -1 => Xi lanh lùi Vậy các chế độ điều khiển có thể được biểu diễn bằng tổ hợp (Sa, Sb, D):
Thu hồi năng lượng khi xi lanh lùi = (-1, 1, -1)
Hình 3.19 Sơ đồ biểu diễn hướng lưu lượng
• Lưu lượng cung cấp được biểu thị dưới dạng tổng quát như sau:
• Lưu lượn hồi lưu được biểu thị dưới dạng tổng quát như sau:
• Độ mở van trên nhánh (a):
• Độ mở van trên nhánh (b):
Từ kết quả trên có thể xác định độ mở của van chính xác dựa trên các giá trị Sa và Sb
Hệ số dẫn tương đương chung Ktd của van là:
- Lưu lượng vào buồng A có thể được biểu diễn như sau:
P P P Xi lanh lui thu hoi nang luong
Phương trình chung P 1 cho tất cả các chế độ:
- Lưu lượng vào buồng B có thể được biểu diễn như sau:
Trong đó P 2 phụ thuộc vào chế độ mà xi lanh đang hoạt động:
P P P Xi lanh lui thu hoi nang luong
Phương trình chung P 2 cho tất cả các chế độ:
MÔ PHỎNG VÀ PHÂN TÍCH KẾT QUẢ
Xây dựng mô hình trên AMESim
Trong phần này, trình bày về mô hình hóa và mô phỏng động học của thành phần phần van servo thủy lực và mô phỏng hoạt động của hệ thống đề suất trên phần mềm AMESim
4.1.1 Mô hình hóa thành phần van servo trên phần mềm AMESim
Các thành phần của van servo bản chắn thể hiện trong Hình 4.1 (Nguồn: MOOG)
Hình 4.1 Thành phần cấu tạo van servo bản chắn (Nguồn: MOOG)
Hình 4.2 Mô hình hóa bộ điều khiển con trượt và tiền khuếch đại vòi phun thủy lực của van servo trên AMESim
Lưu lượng qua vòi phun của bộ tiền khuếch đại thủy lực được tính bằng công thức sau [9]:
Cd: Hệ số phóng điện A: Tiết diện của lỗ (m 2 )
Mô hình toàn diện của van servo bản chắn được thể hiện trong Hình 4.3 Van được xây dựng dựa trên các thành phần tiêu chuẩn trên AMESim và sử dụng một hệ thống phương trình vi phân để mô tả chuyển động của pittông Δp là chênh lệch áp suất trên lỗ.
Hình 4.3 Các thành phần van servo được thiết kế trên AMESim
• Kết quả mô phỏng van servo
Thời gian đáp ứng của hệ thống phụ thuộc vào biên độ của tín hiệu đầu vào thể hiện qua Hình 4.4
Hình 4.5 thể hiện đặc tính trạng thái của van, vị trí con trượt trong van được điều khiển bởi bộ điều khiển con trượt thông qua việc cung cấp dòng điện và lượng dịch chuyển của con trượt tỉ lệ với dòng điện cấp vào cuộn dây
Hình 4.5 Đặc tính trạng thái của van servo
4.1.2 Mô hình hóa hệ thống thủy lực đề xuất trên phần mềm AMESim
Nhằm mục đích xác minh khả năng tiết kiệm năng lượng của hệ thống, hệ thống đề xuất được xây dựng trên phần mềm AMESim như trình bày trong Hình 4.6 Các thông số của mô hình được mô tả trong Bảng 4.1, các thành phần này được mô hình hóa dựa trên các thông số và điều kiện giả định như sau:
Thông số của hệ thống
Mô hình của bơm thủy lực được mô tả trong Hình 4.6, trong đó bơm được dẫn động bằng động cơ servo AC Hiệu suất thể tích và hiệu suất cơ học của bơm phụ thuộc vào tốc độ của bơm và áp suất khác nhau giữa hai cổng bơm [10] Khi giá trị áp suất P2 lớn hơn giá trị của P1 thì bơm thủy lực hoạt động như một động cơ Khi bơm làm việc ở chế độ động cơ thì hệ thống thu hồi năng lượng từ tải bên ngoài Trong luận văn này, các giá trị hiệu suất cơ và hiệu suất thể tích của bơm ở chế độ động cơ thay đổi theo các khoảng (0.7-0.9) và (0.6-0.9) và được áp dụng dưới dạng đầu vào trên phần mềm AMESim
• Bộ tích áp thủy lực
Trong mô hình, một bộ tích áp thủy lực được đưa vào sử dụng để đánh giá tiềm năng thu hồi năng lượng của hệ thống (với điều kiện nhiệt độ của bộ tích áp không thay đổi nhiều)
Mô hình xi lanh thủy lực trong AMESim dựa trên nguyên lý nén chất lỏng trong buồng xi lanh AMESim sử dụng mô hình xi lanh HJ000 với các thông số được chỉ định trong Bảng 4.1.
• Van thủy lực Đối với hệ thống thủy lực được đề suất này, sự thay đổi các chế độ được thực hiện bằng cách chuyển đổi bật tắt các van ON/OFF và điều khiển các van servo tùy theo các chế độ hoạt động
Mô hình ống thủy lực chịu nén và ma sát được sử dụng trên phần mềm AMESim, với chiều dài và đường kính của ống thay đổi tùy thuộc vào vị trí được kết nối
Năn lượng thủy lực được lưu trữ trong bộ tích lũy E a được biểu thị bằng công thức 4.2
Năng lượng cung cấp đến trục bơm Em được biểu thị bằng phương trình 4.3
Năng lượng tiêu thụ của hệ thống thủy lực để kết thúc chu kỳ Er được biểu thị bằng phương trình 4.4 r m a
Trong đó, t0, t1, t4 và t7 lần lượt là thời điểm bắt đầu và kết thúc của các giai đoạn nghỉ và giai đoạn trở lại, pa là áp suất và qa là lưu lượng đến bộ tích lũy
Hình 4.6 Mô hình hệ thống đề xuất trên phần mềm AMESim
Bảng 4.1 Thông số hệ thống
Stt Thiết bị Thông số Gía trị Đơn vị
Thể tích (V) 1.6.10 −6 m 3 /rad Hiệu suất thể tích ở chế độ bơm Phụ thuộc tốc độ và áp suất
- Hiệu suất cơ ở chế độ bơm
Hiệu suất thể tích ở chế độ động cơ Phụ thuộc tốc độ và áp suất
- Hiệu suất cơ ở chế độ động cơ
2 Van thủy lực Tốc độ lưu lượng danh nghĩa 10 −3 m 3 /s
3 Xi lanh thủy lực Đường kính xi lanh D 6.10 −2 m Đường kính piston d 4.5.10 −3 m
Hệ số rò rỉ 10 −7 m 3 /s/bar
4 Bộ tích áp thủy lực Áp suất sạc trước 60.10 5 Pa
Hệ số ma sát nhớt 0.1 N/(m/s)
6 Tính đàn hồi Độ cứng 12.10 4 N/m
8 Van giảm áp Áp suất cài đặt 15 MPa
Kết quả mô phỏng
Mô phỏng này được thực hiện bằng ba chiến lược là PS, NRS và EHA Các thông số của chu kỳ mô phỏng được trình bày trong Bảng 4.2.
Bảng 4.2 Thông số của chu kỳ xi lanh
Các giai đoạn RT FF SF PM FR SR RT
Thời gian (giây) 1 2 2 2 2 1 1 goại lực (kN) 0 0 30 30 0 0 0
Sơ đồ Hình 4.7 được đưa ra để đánh giá hiệu quả của các chiến lược điều khiển
RT FF SF PM FR SR RT
P o si ti o n s lid e (p ro fi le )
Time V el o ci ty Fo rc e
Hình 4.7 Sơ đồ chu kỳ xi lanh
Bảng 4.3 Các thông số về lực và vận tốc của hệ thống
Thông số Các giai đoạn trong chu kỳ
RT FF SF PR FR SR ST
Vận tốc Ko Cao Thấp Thấp Cao Thấp Ko
Lực Ko Thấp Cao Cao Thấp Thấp Ko
Trong các giai đoạn của chu kỳ, chiến lược PS được sử dụng để lựa chọn các chế độ làm việc, do đó năng lượng của ngoại lực sẽ được thu hồi trong các giai đoạn 5 và 6 của chu kỳ, bộ tích áp được sử dụng để lưu trữ năng lượng trong các giai đoạn
Điểm khác biệt giữa NPS và chiến lược PS nằm ở giai đoạn 5 và 6 khi hệ thống không thu hồi năng lượng từ ngoại lực Trong khi đó, chiến lược EHA, đáp ứng yêu cầu lực và tốc độ cao ở giai đoạn 2 và 4, không thực hiện thu hồi năng lượng ở giai đoạn 5 và 6.
• Xác định các tham số về vận tốc và lực được biểu diễn qua hai công thức sau:
Trong đó v : Vận tốc xi lanh (m/s)
F : Lực xi lanh (N) ω : Tốc độ bơm (rad/s)
T : Mô men xoắn bơm (Nm) r0 : Bán kính của trục bơm thủy lực (m) Các tham số này của hệ thống sẽ thay đồi ở các chế độ làm việc khác nhau của hệ thống được thể hiện trong Bảng 4.4
Bảng 4.4 Tham số về lực và vận tốc của hệ thống ở các chế độ khác nhau
Stt Chế độ làm việc Đặc điểm Tham số
VD: Thể tích bơm (m 3 /rad)
Bảng 4.5 Chiến thuật điều khiển
Các giai đoạn của chu kỳ
KV KF Chế độ làm việc KV KF Chế độ làm việc KV KF Chế độ làm việc
3 SF KV1 KF2 V1V4 KV1 KF2 V1V4 KV1 KF1 V1V5
4 PM KV1 KF2 V1V4 KV1 KF2 V1V4 KV1 KF1 V1V5
5 FR KV2 -KF2 V3V4 KV2 KF2 V2V4 KV2 KF2 V2V4
6 SR KV2 -KF2 V3V4 KV2 KF2 V2V4 KV2 KF2 V2V4
Hệ thống được đề suất (PS) có thể hoạt động ở các chế độ khác nhau với các yếu tố về vận tốc hoặc lực khác nhau Trong khi, các hệ thống khác thiếu tính linh hoạt hơn, như vậy hệ thống được đề suất có thể có những ưu điểm khi so sánh với các hệ thống khác như sau
- Có thể thu hồi năng lượng từ ngoại lực khi hệ thống hoạt động ở chế độ phục hồi
- Kích thước của động cơ điện và bơm thủy lực sẽ nhỏ lại giúp giảm chi phí của hệ thống
- Với tốc độ của bơm như nhau, thì thể tích cần thiết của bơm trong hệ thống đề xuất sẽ nhỏ hơn các hệ thống khác
• Đáp ứng của hệ thống Đáp ứng về tốc độ của động cơ với bộ điều khiển servo ở chế độ EHA đối với tín hiệu đầu vào được thể hiện trong Hình 4.8, để kết thúc một chu kỳ thì tốc độ của động cơ bắt đầu từ 0 và kết thúc cũng ở giá trị 0 sau 12 giây Quan sát thấy, đường tốc độ bơm được vẽ bằng nét gạch đứt màu xanh lá không có nhiều thay đổi so vưới đường tham chiếu nét liền màu đỏ Lỗi được thể hiện bằng đường nét chấm màu xanh có thể chấp nhận được với sai số trạng thái bằng 0 Đáp ứng mở của xi lanh theo tín hiệu đầu vào cho ba chiến lược điều khiển được trình bày trong Hình 4.9 với tốc độ bơm và khoảng thời gian cho mỗi giai đoạn được mô tả trong Bảng 4.2, quan sát cho thấy vận tốc của xi lanh trong chiến lược PS và NRS cao hơn so với giá trị của chiến lược EHA trong giai đoạn FF Có các vết khía khi các khi thay đổi các giai đoạn và giá trị ước tính là khoảng 15% theo chiến lược PS
Có rung động trong giai đoạn PM ở chiến lược EHA do tác động của ngoại lực
Vết khía xảy ra tại giây thứ 7 đối với cả hai chiến lược NRS và EHA trong khi chiến lược PS thì không Đối với chiến lược NRS và EHA thì lưu lượng đầu ra của xi lanh đi thẳng về bể dầu, do đó giá trị tốc độ đối với chiến lược NRS hoặc EHA rất cao ở đầu giai đoạn FR so với giá trị ở chiến lược PS Kết quả là vị trí của xi lanh trong chiến lược là khác nhau được thể hiện trong Hình 4.10 Xi lanh đạt giá trị 0.1m trong khoảng 2 giây đối với chiến lược PS hoặc NRS và ở chiến lược EHA thì phải đến 4 giây Có vết khía xuất hiện ở giây thư 3 và giá trị của nó là khoảng 20%, và vẫn có sai số vị trí trong giai đoạn PM và các giai doạn kết thúc cuối chu kỳ
Mô-men xoắn tại trục bơm của các chiến lược điều khiển khác nhau được thể hiện trọng Hình 4.11, quan sát có thể thấy mô-men xoắn của trục bơm đối với chiến lược NRS và EHA thấp trong giai đoạn FR nguyên nhân là do phản lực gây ra
Hình 4.8 Đáp ứng tốc độ bơm ở chế độ EHA
Hình 4.9 Đáp ứng vận tốc của xi lanh
Hình 4.10 Vi trí xi lanh của 3 chiến lược
Hình 4.11 Mô-men xoắn tại trục bơm
Các thông số của bộ tích lũy được thể hiện trong Hình 4.12 là áp suất và thể tích của dầu trong bộ tích lũy Ở đầu chu kỳ áp suất là khoảng 60 bar và cuối chu kỳ áp suất tăng lên 66 bar, đồng thời thể tích tăng từ 0L đên 0.55L
(b) Hình 4.12 (a) Áp suất của bình tích lũy (b) Thể tích thủy lực của bộ tích lũy
• Khả năng thu hổi năng lượng của hệ thống cho chiến lược PS
Kết quả về vị trí xi lanh đối với ba chiến lược điều khiển trong một chu kỳ được thể hiện trong Hình 4.13 Quan sát thấy tốc độ xi lanh rất nhanh trong giai đoạn FF đối với cả ba chiến lược Tuy nhiên, với chiến lược NRS và EHA không thể giảm tốc độ này vì đầu ra của xi lanh được nối trực tiếp về bể dầu Chiến lược cung cấp dầu trực tiếp vào cổng đầu vào của xi lanh khiến bơm chỉ hoạt động ở chế độ động cơ, chỉ cung cấp lưu lượng và áp suất thấp.
Hình 4.13 Đáp ứng về vị trí của xi lanh
Mức năng lượng tiêu thụ của hệ thống trong chu kỳ được thể hiện trong Hình 4.14, quan sát thấy hệ thống tiêu thụ 700J để kết thúc chu kỳ đối với chiến lược PS, còn đối với chiến lược NRS là 854J và EHA tiêu thụ 840J, do đó hệ thống đề xuất có thể tiết kiệm năng lượng hơn so với các hệ thống khác và khoảng thu hồi năng lượng này ước tính 20% từ các ngoại lực trong một chu kỳ Trong các giai đoạn FR và
SR năng lượng tiêu thụ của hệ thống ở chiến lược PS giảm xuống, điều này có nghĩa hệ thống đang phục hồi trong các giai đoạn này
Hình 4.14 Năng lượng tiêu thụ của hệ thống cho ba chiến lược PS, NRS và EHA
Dòng năng lượng của hệ thống cho chiến lược PS được thể hiện trong Hình 14.15 Tổng năng lượng cung cấp cho bơm là 2143J nhưng cho bộ tích lũy là 1435J
Do đó, hệ thống tiêu thụ 700J để kết thúc chu kỳ
Hình 4.15 Dòng năng lượng của hệ thống cho chiến lược PS
• Ảnh hưởng của các thông số bộ tích lũy đến khả năng phục hồi năng lượng của hệ thống
Hệ thống có khả năng phục hồi năng lượng tủa ngoại lực cho chiến lược PS Năng lượng phục hồi được lưu trữ trong bộ tích lũy ở các giai đoạn trở lại của chu kỳ Năng lượng lớn nhất có thể phục hồi theo lý thuyết được xác định trong phương trình 4.7
Trong đó, Ep,ps là thế năng đàn hồi, Ep,sl là thế năng của thanh trượt, K là độ cứng, x là độ dịch chuyển của thanh trượt, m là khối lượng của thanh trượt, g là gia tốc trọng trường, h là chiều cao của thanh trượt.
THỰC NGHIỆM
Qúa trình thực nghiệm
Để xác minh kết quả phân tích mô hình, một mô hình hệ thống thủy lực đã được xây dựng theo sơ đồ tại Hình 5.1 Mô hình bao gồm các thành phần: hai van servo V1 và V4, ba van ON/OFF V2, V3, V5, van giảm áp, xi lanh thủy lực, bình tích áp thủy lực, thùng dầu, động cơ và bơm thủy lực.
Hình 5.1 Xây dựng mô hình hệ thống thủy lực được đề xuất ở giai đoạn đầu
Trong sơ đồ cấu trúc của mô hình thực nghiệm được mô tả ở Hình 5.2, vị trí của xi lanh thủy lực được đo bằng cảm biến thanh trượt do Gefran sản xuất và cảm biến áp suất loại KH15 do Nagano Keiki sản xuất được sử dụng để đo áp suất tại đầu ra của bơm Tất cả các dữ liệu từ các cảm biến này được truyền đến PC thông qua In card 6221 (bộ chuyển đổi A/D) Ngoài ra, bơm thủy lực được dẫn động bởi động cơ servo AC Tính hiệu về tốc độ của động cơ xác định và được gửi từ PC đến bộ điều khiển động cơ thông qua bộ chuyển đổi để đáp ứng về tốc độ cần thiết của động cơ theo các điều kiện làm việc mang mốn
Hình 5.2 Cấu trúc của mô hình thí nghiệm.
Kết quả thí nghiệm
Với cùng một cách thức hoạt động của mô hình mô phỏng, vị trí của thanh trượt được so sánh với vị trí đo được từ mô hình mô phỏng được thể hiện như trong Hình 5.3 Quan sát thấy kết quả đạt được của thí nghiệm trên biểu đồ trong giai đoạn PM có sai số xấp xỉ 1.5mm-2mm so với kết quả mô phỏng
Mặc dù phản hồi áp suất thu được từ thí nghiệm xuất hiện dưới dạng giao động, nhưng nó gần như không có sự chên lệch đáng kể Hiện tượng dao động này bị ảnh hưởng bởi tính đàn hồi của hệ thống đường dây, điều này cho biết rằng sự dao động của áp suất có thể được khắc phục bằng cách chọn hệ thống đường ống có khả năng chịu nén cao
Khi bộ tích lũy ngừng thì độ co giãn trên đường hồi sẽ tăng lên dẫn đến kết quả là sự dao động áp suất P3 (được vẽ bằng nét đứt mà xanh trong Hình 55) giảm so với giao động của áp suất tại đầu ra của bơm (được biểu thị bằng đường nét đứt màu xanh trong Hình 54)
Hình 5.3 Biểu đồ hoạt động của xi lanh
Hình 5.4 Biểu đồ áp suất tại đầu ra của bơm a. b. c.
Hình 5.5 Biểu đồ áp suất đầu vào bình tích áp
Tốc độ và mô-men xoắn của bơm đối với chiến lược điều khiển PS bằng mô phỏng và thí nghiệm được thể hiện trong Hình 5.6 Có thế thấy khi hệ thống thay đổi qua các giai đoạn thì tốc độ giữa mô phỏng và tốc độ đo được đều bị ảnh hưởng theo
(b) Hình 5.6 (a) Tốc độ của bơm (b) Mô-men xoắn của bơm
Năng lượng của hệ thống trong mô phỏng và thực nghiệm được mô tả trong Hình 5.7a Năng lượng cung cấp được tính bằng cách đo gián tiếp qua tốc độ của bơm và mô-men xoắn Quan sát thấy có sai số trong mô phỏng và các giá trị đo được đối với năng lượng cung cấp, năng lượng thu hồi và năng lượng tiêu thụ, trong đó giá trị của năng lượng cung cấp đo được thì cao hơn giá trị của mô phỏng Trong khi giá trị của năng lượng thu thồi đo được thấp hơn giá trị của mô phỏng Kết quả là năng lượng tiêu thụ đo được cao hơn năng lượng của mô phỏng Theo quan sát thì hệ thống tiêu thụ khoảng 770J trong khi đó mô phỏng tiêu thụ khoảng 700J để kết thúc cho một cho kỳ
Hình 5.7 (a) Năng lượng của hệ thống (b) Năng lượng thu hồi của hệ thống
Trong hệ thống này, chỉ có chiến lược PS mới có khả năng thu hồi năng lượng bằng cách sử dụng bộ tích lũy Năng lượng cung cấp và năng lượng tích lũy của hệ thống trong các giai đoạn thu hồi được mô tả trong Hình 5.7b Từ biểu đồ, năng lượng của bộ tích lũy trong mô phỏng (được vẽ bằng đường nét chấm màu xanh) cao hơn so với thí nghiệm (được vẽ bằng đường chấm gạch màu tím) Trong khi năng lượng cung cấp của hệ thống trong mô phỏng (được vẽ bằng đường nét liền màu đỏ) thấp hơn so với trong thí nghiệm Năng lượng cung cấp trong mô phỏng là 1100J nhưng giá trị đo được là 1160J Do đó, sai số giữa kết quả mô phỏng và kết quả quả thí nghiệm là khoảng 5% Gía trị năng lượng của bộ tích lũy cho mô phỏng và đo được lần lượt là 1435J và 1364J Kết quả là ở giai đoạn RF của hệ thống trong thí nghiệm là khoảng 50%, có nghĩa là ở giai đoạn RF có giá trị đo được thấp hơn giá trị mô phỏng khoảng 8%.
Kết luận
Một hệ thống truyền động thủy lực servo cho hệ thống nhiều xi lanh dùng van độc lập được đề xuất trong luận văn này đã được phân tích mô phỏng bằng phần mềm AMESim và tiến tới bước đầu của quá trình thực nghiệm cho thấy hệ thống thủy lực đề xuất đáp ứng được những ưu tính như có khả năng điều khiển nguồn lưu lượng độc lập cho mỗi xi lanh và điều khiển riêng biệt các van nên nó có tính linh hoạt Các chiến lược kiểm soát đượcc đề xuất cho hệ thống và được đưa vào phân tích Ưu điểm của hệ thống là thu hồi năng lượng và các thống số về vận tốc và lực cao Trong cùng một cấu hình, hệ thống được đề xuất tiết kiệm khoảng 20% năng lượng khi so sánh với hệ thống không có khả năng thu hồi năng lượng Khả năng tiết kiệm năng lượng đó được thu hồi từ ngoại lực Trong giới hạn nghiên cứu của luận văn này, khoảng 50% năng lượng từ ngoại lực được thu hồi và giá trị này phụ thuộc vào mối quan hệ giữa áp suất nạp trước của bộ tích lũy và giá trị của tải
Ngoài ra, tốc độ của xi lanh cũng được cải thiện hơn vì không phụ thuộc vào giới hạn lưu lượng qua con trượt như các hệ thống khác
Qua kiểm chứng bằng thực nghiệm, mô hình hệ thống thủy lực được xây dựng trên AMESim có tính phi tuyến cao Mặc dù hệ thống vẫn có một số vết khía khi thay đổi các van, tuy nhiên giá trị này được giữ ở mức thấp và có thể chấp nhận được Hơn nữa, để cải thiện về đáp ứng động học cũng như độ chính xác của hệ thống thì cần bổ xung thêm bộ điều khiển vòng kín về giám sát vị trí
Danh mục công trình khoa học
1 N T Hùng và H T Hưng, “Nghiên cứu bộ truyền động điện-thủy lực tiết kiệm năng lượng,” Tạp chí Cơ khí Việt Nam, số 12, trang 188-192, 2021.