趙 倩,郭德鵬,陳建平,朱恩龍,郝 亮

(1.天津科技大學(xué) 機械工程學(xué)院,天津 300222;2.天津市輕工與食品工程機械裝備集成設(shè)計與在線監(jiān)控重點實驗室,天津 300222)

0 引 言

為確保冷卻塔循環(huán)水系統(tǒng)安全可靠地運行,工程師對循環(huán)水系統(tǒng)進行設(shè)計時,將冷卻塔風機轉(zhuǎn)速以及葉片安裝角度均按照最大換熱量設(shè)定,并固定不變。但冷卻塔風機的換熱量受生產(chǎn)工藝、環(huán)境溫度等相關(guān)因素的影響,實際是時刻變化的。因此,冷卻塔風機冷卻能力與實際需求的不匹配,造成了大量能源浪費[1，2]。

通過對冷卻塔風機實施節(jié)能改造可以有效促進石油化工企業(yè)節(jié)電降碳,因此,很多專家學(xué)者從冷卻塔結(jié)構(gòu)、控制原理和填料選擇等方面展開了研究[3]。

宋桂玲等人[4]研究分析了水輪機與風機的聯(lián)動關(guān)系,并對水輪機進行了合理選型;但部分參數(shù)無法滿足改造需求。米富來[5]對水輪機節(jié)能方案進行了探討,并計算了實際節(jié)能效益;但在改造過程中需要借助變頻調(diào)速系統(tǒng)提升驅(qū)動系統(tǒng)性能,進而保證配水系統(tǒng)的穩(wěn)定運行,同時需要增加化冰管,防止冬季水面結(jié)冰。周強等人[6]對冷卻塔風機實施聯(lián)合變頻改造,取得了較好的節(jié)能效果;但該方案所需大功率的變頻設(shè)備,其價格十分昂貴,且在運行過程中會產(chǎn)生大量的諧波與熱量,降低了設(shè)備的使用壽命。沈鑫豪[7]對水冷卻和噴霧冷卻塔的工作原理進行了分析,并實施了改造,提升了冷卻能力和發(fā)電機組的工作效率。

國外學(xué)者ELSAID A M[8]研究了噴頭角度對冷卻效果的影響,提出了采用90°螺旋噴霧器的節(jié)能方案;但該方案需要增加噴霧裝置和塔體的高度,才能取得較好的冷卻效果,改造工程量相對較大。GHARA-GHEIZI F等人[9]研究了填料類型和布置方式對冷卻塔性能的影響,但未制定具體的實施方案。

因此,筆者提出一種基于液壓系統(tǒng)的冷卻塔風機葉片自調(diào)角的新型節(jié)能方法;首先,對自調(diào)角裝置進行原理分析和結(jié)構(gòu)設(shè)計;然后,對液壓系統(tǒng)驅(qū)動力進行理論計算;最后,利用AMESim仿真軟件對多種液壓回路進行仿真分析,研究調(diào)速閥的內(nèi)部元件節(jié)流口開度對液壓回路穩(wěn)定性的影響。

1 風機葉片液壓自調(diào)角系統(tǒng)原理

區(qū)別其他冷卻塔風機的節(jié)能方式,考慮到改造工程量和冷卻塔風機性能調(diào)節(jié)經(jīng)濟性、可靠性,以及實際工作環(huán)境對節(jié)能裝置的防水防腐要求,筆者提出了一種采用液壓系統(tǒng)驅(qū)動冷卻塔風機葉片改變安裝角度的節(jié)能方法。

其控制系統(tǒng)工作原理如圖1所示。

圖1 冷卻塔風機葉片液壓自調(diào)角控制系統(tǒng)原理圖

冷卻塔風機葉片液壓自調(diào)角裝置整體結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 冷卻塔風機葉片液壓自調(diào)角裝置結(jié)構(gòu)圖1—葉片端蓋;2—回轉(zhuǎn)支承;3—魚眼軸承;4—輪轂;5—升降板;6—同步板;7—液壓缸

自調(diào)角系統(tǒng)通過溫度傳感器采集循環(huán)水溫度,根據(jù)實際的換熱需求,在風機運行過程中由PLC控制系統(tǒng)控制液壓缸驅(qū)動曲柄搖桿機構(gòu),以此來調(diào)節(jié)風機葉片的安裝角度,進而改變風量,實現(xiàn)節(jié)能的技術(shù)目標。

位移傳感器安裝在活塞桿的末端進行檢測,然后反饋給PLC控制系統(tǒng),采用PID調(diào)節(jié)電磁換向閥閥芯位移,改變液壓缸活塞桿的位移,提高系統(tǒng)的工作精度。

2 自調(diào)角結(jié)構(gòu)原理

2.1 自調(diào)角變角機構(gòu)

冷卻塔風機的變角機構(gòu)主要包括升降機構(gòu)和調(diào)角機構(gòu)。

止推軸承升降機構(gòu)如圖3所示。

圖3 止推軸承升降機構(gòu)1—軸承端蓋;2—止推軸承;3—深溝球軸承;4—升降板;5—同步板;6—軸用擋圈;7—傳動軸

魚眼軸承調(diào)角機構(gòu)如圖4所示。

圖4 魚眼軸承調(diào)角機構(gòu)1—輪轂豎板;2—回轉(zhuǎn)支承外圈;3—回轉(zhuǎn)支承內(nèi)圈;4—葉片端蓋;5—直線軸承;6—扭轉(zhuǎn)桿;7—魚眼軸承;8—輪轂

當PLC控制系統(tǒng)接收到水溫信號時,液壓缸活塞桿作用于同步板,同步板帶動整個調(diào)角裝置沿軸向上下運動;兩個止推軸承分別安裝于升降板上下凹槽內(nèi),深溝球軸承安裝在升降板的內(nèi)側(cè),通過軸承端蓋和軸用擋圈將以上部件軸向固定。因此,升降板在止推軸承的作用下可以沿軸向直線運動,同時也可以和輪轂同步轉(zhuǎn)動;在與升降板固定連接的魚眼軸承的作用下,升降板的直線運動轉(zhuǎn)換成葉片端蓋的旋轉(zhuǎn)運動,回轉(zhuǎn)支承的外圈與輪轂豎板固定連接,葉片端蓋轉(zhuǎn)過一定角度時,帶動回轉(zhuǎn)支承的內(nèi)圈轉(zhuǎn)過相同角度,進而帶動與回轉(zhuǎn)支承內(nèi)圈固定連接的葉片轉(zhuǎn)過相同角度,最終實現(xiàn)葉片角度的調(diào)節(jié)。

2.2 自調(diào)角液壓驅(qū)動系統(tǒng)

冷卻塔風機葉片自調(diào)角液壓驅(qū)動系統(tǒng)主要由液壓泵、液壓缸、調(diào)速閥、電磁換向閥、溢流閥、單向閥等液壓元件組成。

其工作原理如圖5所示。

圖5 液壓驅(qū)動系統(tǒng)工作原理圖1—油箱;2—濾油器;3—液壓泵;4—電機;5—溢流閥;6—單向閥;7—壓力表;8—蓄能器;9—電磁換向閥;10—調(diào)速閥;11—液壓缸;12—同步板

系統(tǒng)中采用2個液壓缸對稱分布,并通過機械連接保證同步,提高葉片變角的精度。

當電磁換向閥的接收信號為負值時,線圈得電后控制閥芯右移,液壓油流入液壓缸的無桿腔,作用在活塞底部,推動活塞桿伸出,使同步板上升,葉片安裝角度變大;接收信號為0時,沒有電流通過,閥芯處于中位狀態(tài),活塞桿保持不變,葉片安裝角度保持不變;接收信號為正值時,線圈得電后控制閥芯左移,液壓油流入液壓缸的有桿腔,作用在活塞頂部,推動活塞桿縮回,使同步板下降,葉片安裝角度變小。

3 風機氣動載荷分析

3.1 葉片氣動載荷分析

風電機組葉片設(shè)計時一般采用葉素理論。筆者借鑒風力機氣動載荷的計算方法,計算冷卻塔風機葉片在運行過程中受到的軸向推力[10-13]。

基于葉素理論的基本假設(shè),可以將單個葉素視為二維翼型進行力學(xué)分析。

風輪葉片氣動載荷分析如圖6所示。

將單個葉素上的力沿展向進行積分,便得到葉片在運行過程中受到的軸向推力。當風機穩(wěn)定運行時,均勻的入流風流經(jīng)葉片截面,產(chǎn)生氣動載荷。

根據(jù)二維翼型空氣動力學(xué)的相關(guān)理論可知,當翼型不失速時,葉素所受氣動載荷如下:

(1)

(2)

葉素上的推力和轉(zhuǎn)矩如下:

(3)

(4)

式中:ρ—空氣密度,kg/m3;W—入流速度,m/s;C—翼型截面弦長,m;B—葉片個數(shù);CL—升力系數(shù);CD—阻力系數(shù);φ—翼型入流角,(°);r—葉素半徑,m。

在已知的氣流速度和風輪轉(zhuǎn)速的基礎(chǔ)上,根據(jù)速度三角關(guān)系可得到入流速度:

(5)

(6)

(7)

α=φ-β

(8)

式中:V1—風速,m/s;a—軸向誘導(dǎo)因子;b—切向誘導(dǎo)因子;ω—輪轂角速度,m/s;α—攻角,rad;β—槳距角,rad。

誘導(dǎo)因子計算公式如下:

(9)

(10)

式中:σ—葉片實度。

葉片實度的表達式為:

(11)

3.2 葉片調(diào)角裝置的驅(qū)動力變化

葉片調(diào)角所需驅(qū)動力為調(diào)角裝置的自身重力和氣動載荷之和,風機在調(diào)角過程中所承受的氣動載荷受葉片安裝角度的影響,因此,調(diào)角所需驅(qū)動力隨葉片安裝角變化的曲線,如圖7所示。

圖7 驅(qū)動力隨葉片安裝角變化

根據(jù)曲線圖7可知:所需驅(qū)動力隨著葉片安裝角度的增大而增大。

筆者以LF-92型號風機為研究對象,安裝角度范圍在6°～15°,驅(qū)動力最大需要值在安裝角度為15°時,可以達到16 500 N,所以液壓系統(tǒng)提供的驅(qū)動力最大值不能低于16 500 N。

4 基于AMESim的液壓仿真分析

4.1 液壓系統(tǒng)重要部件

液壓缸活塞桿伸出速度表達式為:

(12)

式中:V—伸出速度,m/s;q1—端口1流量,L/min;D—活塞直徑,m。

活塞桿退回的速度為:

(13)

式中:V2—伸出速度,m/s;q2—端口2流量,L/min;d—活塞桿直徑,m。

節(jié)流閥通過調(diào)節(jié)閥芯的移動來改變節(jié)流面積,從而達到調(diào)節(jié)流量大小的目的。通過節(jié)流閥的流量與其進出口壓力差關(guān)系如下:

(14)

式中,q—通過流量,L/min;Cq—最大流量系數(shù);A—節(jié)流閥流通面積,m2;ΔP—進出口壓力差,Pa;ρ—液壓油密度,kg/m3。

調(diào)速閥在AMESim中的仿真模型如圖8所示。

圖8 調(diào)速閥仿真模型

圖8中,當外負載壓力變化時,調(diào)速閥內(nèi)部的補償器進行自動調(diào)整,使內(nèi)部的壓差保持恒定,輸出穩(wěn)定的流量[14,15]。

4.2 AMESim建模仿真

4.2.1 節(jié)流調(diào)速回路

筆者利用AMESim仿真平臺軟件,搭建了節(jié)流調(diào)速回路仿真模型[16-19],如圖9所示。

關(guān)鍵液壓元件的參數(shù)設(shè)置如表1所示。

表1 參數(shù)設(shè)置表

筆者將仿真時間設(shè)置為160 s,并按照風機性能特性,針對LF-92型號的冷卻塔風機葉片安裝角度取6°、9°、12°和15°這4種角度進行調(diào)節(jié),每次調(diào)節(jié)角度的時間為30 s,保持該角度工作的時間為10 s。仿真過程中以6°為初始安裝角度,依次遞增完成3次變角,最終葉片安裝角度保持在15°。

筆者根據(jù)葉片旋轉(zhuǎn)角度和升降板移動距離的關(guān)系[20,21],經(jīng)計算,得到3次變角升降板的位移分別是6.3 mm、6.3 mm、6.4 mm。

兩種液壓回路中活塞桿的速度對比曲線如圖10所示。

圖10 活塞桿速度對比曲線

從仿真結(jié)果對比分析來看:前40 s內(nèi),活塞桿始終保持在初始位置,葉片安裝角也保持在初始角度6°;當電磁換向閥處于右位狀態(tài)時,在采用節(jié)流閥的液壓回路中,節(jié)流閥進口壓力始終保持在溢流閥的壓力設(shè)定值,而負載不斷增大,則壓差逐漸減小,通過節(jié)流閥的流量隨著壓差的降低而減少,則活塞桿的伸出速度也隨之下降。

在采用調(diào)速閥的液壓回路中,由于其工作特性,通過調(diào)速閥的流量始終保持在設(shè)定值0.2 L/min,則通過每個液壓缸進油口的流量保持在0.1 L/min,根據(jù)式(12)得出活塞桿伸出速度為0.212 21 mm/s,而仿真結(jié)果中活塞桿伸出速度保持在0.212 mm/s左右,調(diào)速閥液壓回路具有更好的系統(tǒng)穩(wěn)定性。

4.2.2 PID調(diào)速閥液壓回路

從以上分析結(jié)果也可看出:在采用調(diào)速閥的液壓回路中速度振蕩峰值較高,因此,在調(diào)速閥液壓回路的基礎(chǔ)上,筆者在兩個液壓缸線性連接點的輸出端,加入位移傳感器模塊MECDS0B,并在電磁換向閥處連接PID控制模塊PID00和變化信號增益模塊VGA-00,完成PID調(diào)速閥液壓回路模型搭建。

PID控制模塊的3個系數(shù)分別為KP=30、KI=20、KD=10,其余參數(shù)的設(shè)置如表1所示。

兩種液壓回路中活塞桿的位移對比曲線如圖11所示。

圖11 活塞桿位移對比曲線

在有PID調(diào)節(jié)的回路中,70 s時活塞桿的位移為6.299 71 mm,與理論計算結(jié)果相差0.000 29 mm;在仿真時間70 s～80 s時,電磁換向閥處于中止位,活塞桿的位移保持在6.303 67 mm;在仿真時間150 s時,活塞桿的位移為18.999 32 mm,與理論計算結(jié)果相差0.000 68 mm。

在沒有PID調(diào)節(jié)的回路中,70 s時活塞桿位移為6.306 28 mm,與理論計算結(jié)果相差0.006 28 mm;在仿真時間70 s～80 s時,電磁換向閥處于中止位,活塞桿的位移保持在6.332 41 mm;隨著偏差的累積,在仿真時間150 s時,活塞桿位移為19.031 82 mm,與理論計算結(jié)果相差0.031 82 mm。

對活塞桿縮回動作進行仿真分析的位移曲線如圖12所示。

圖12 活塞桿縮回位移曲線

仿真時間依然設(shè)置為160 s,仿真過程中以6°為初始安裝角度,經(jīng)過3次變角,最終葉片安裝角度保持在12°;70 s時活塞桿的位移為12.599 71 mm,150 s時活塞桿的位移為12.630 94 mm,按照控制信號的設(shè)置,70 s和150 s時的葉片安裝角度均是12°,仿真得出,兩次動作之后的活塞桿的位移差值為0.031 23 mm,其精度滿足系統(tǒng)運行要求。

4.2.3 PID調(diào)速閥HCD液壓回路

考慮調(diào)速閥的內(nèi)部元件對液壓回路特性的影響,筆者利用AMESim的HCD庫搭建調(diào)速閥液壓回路,如圖13所示。

圖13 PID調(diào)速閥HCD液壓回路

筆者設(shè)定節(jié)流口開度的大小依次是:K=0.02,K=0.04,K=0.06,K=0.08,K=0.1,研究調(diào)速閥內(nèi)部串聯(lián)的節(jié)流閥的節(jié)流口開度對回路速度特性的響應(yīng);同時加入脈沖信號,分別在活塞桿伸出、保持及縮回過程中施加1 000 N的擾動負載,持續(xù)時間為1 s。

節(jié)流口開度對活塞桿速度響應(yīng)的影響結(jié)果,如圖14所示。

圖14 節(jié)流口開度對活塞桿速度響應(yīng)的影響

當節(jié)流口開度K=0.02時,施加的擾動負載對活塞桿的伸出、縮回兩個過程的穩(wěn)定性影響較大,振蕩時間約為2.1 s;K=0.08時的速度振蕩峰值為0.306 84 mm/s,K=0.1時的速度振蕩峰值為0.338 94 mm/s,在一定范圍內(nèi),隨著節(jié)流口開度的逐漸增大,調(diào)速閥的振蕩峰值逐漸減小,適當增大節(jié)流口開度,可以提高系統(tǒng)回路的穩(wěn)定性,減少振蕩時間,取節(jié)流口開度K=0.08較為合適。

從以上仿真結(jié)果分析可知:采用PID調(diào)速閥液壓回路完成了風機葉片液壓自調(diào)角系統(tǒng)高精度工作,同時提高了系統(tǒng)運行的穩(wěn)定性。

5 結(jié)束語

由于冷卻塔風機冷卻能力與實際需求不匹配,造成大量能源浪費,為此,筆者提出了一種基于液壓系統(tǒng)的冷卻塔風機葉片自調(diào)角的新型節(jié)能方法。首先,對自調(diào)角裝置進行原理分析和結(jié)構(gòu)設(shè)計;然后,對液壓系統(tǒng)驅(qū)動力進行理論計算;最后,利用AMESim仿真軟件對多種液壓回路進行仿真分析,研究調(diào)速閥的內(nèi)部元件節(jié)流口開度對液壓回路穩(wěn)定性的影響。

研究結(jié)果表明:

(1)PID調(diào)速閥液壓回路中的速度保持穩(wěn)定,活塞桿伸出的位移與理論計算結(jié)果相差0.000 68 mm,變化波動小,精度高;

(2)當節(jié)流口的開度K=0.08時,振蕩時間縮短27.27%,振蕩峰值減小43.16%,降低擾動負載對回路穩(wěn)定性的影響;

(3)風機葉片自調(diào)角裝置采用了帶調(diào)速閥的液壓驅(qū)動系統(tǒng),能夠在6°～15°范圍內(nèi)實現(xiàn)多工況自適應(yīng)多次變角,提高了系統(tǒng)的工作精度、穩(wěn)定性和安全性。

在接下來的研究中,筆者將會搭建冷卻塔風機葉片液壓自調(diào)角裝置,在實際工況下,對結(jié)構(gòu)設(shè)計的可行性進行驗證;同時通過增加葉片角度變化,以驗證液壓驅(qū)動系統(tǒng)的精度、穩(wěn)定性以及控制效果。