牵引驱动范文（精选6篇）
牵引驱动 第1篇
四轮驱动汽车可以最大限度地利用地面提供的附着力, 从而提高了整车的动力性和行驶稳定性。传统的全时四轮驱动汽车前后驱动轴和左右驱动轮之间均采用开式差速器连接, 很容易引起单轮空转, 导致汽车抛锚。为此, 人们提出了牵引力控制系统 (traction control system, TCS) , 通过对各驱动轮的驱动力矩进行调节, 控制驱动轮的滑转状态, 从而提高整车动力性和行驶稳定性[1,2]。
已有文献针对四轮驱动汽车牵引力控制系统进行了研究:文献[3]在电控轴间扭矩分配控制的基础上, 提出了按需求进行扭矩分配的控制策略;文献[4]采用PI控制方法设计了发动机节气门控制系统与轴间扭矩分配控制系统;文献[1, 5]采用对发动机油门和驱动轮制动进行控制的方法实现了车轮滑转率的调整。然而, 目前基于轮间扭矩分配装置对左右轮驱动力矩进行主动控制的研究并不多见, 而且, 过多依赖于制动控制反而会降低整车动力性与燃油经济性, 加剧制动器的过热磨损。针对上述问题, 为更贴近实际四轮驱动汽车的动力性要求与结构构造, 本文通过增加轮间扭矩分配装置, 结合发动机、轴间电控限滑差速器实现对左右驱动轮驱动力矩的联合主动控制。
1 全时四轮驱动汽车动力传动系统
全时四轮驱动汽车动力传动系统如图1所示, 主要采用发动机、轴间/轮间电控限滑差速器控制实现牵引力联合控制[4]。
2 执行系统数学模型
牵引力控制系统的执行机构包括发动机、轴间电控限滑差速器和轮间电控限滑差速器。为研究牵引力控制系统的工作特性, 首先对执行机构的工作特性进行研究。
2.1 发动机模型
发动机的动态响应过程由带一阶惯性滞后环节的发动机模型来表示, 其稳态输出转矩特性如图2所示。
发动机的输出动态转矩为
式中, Ts为某油门开度下稳态转矩;t1为系统滞后时间常数;t2为系统时间常数;s为拉氏变换变量。
2.2 轴间电控限滑差速器数学模型
前后传动轴的轴间扭矩分配由轴间电控限滑差速器完成, 它主要由一个普通差速器和一个湿式多片摩擦离合器组成, 其结构原理如图3所示[6,7,8]。
轴间电控限滑差速器通过控制湿式多片离合器的接合和分离来调节限滑转矩Tc的大小, 进而控制传递给前后传动轴的扭矩:
式中, Tfront、Trear分别为前后传动轴传递的扭矩;Tin为轴间电控限滑差速器输入扭矩;Tc为轴间电控限滑差速器产生的限滑转矩;rs、rq分别为太阳轮半径和齿圈半径。
多片离合器的接合和分离以液压系统轮缸压力作为动力源。将液压系统压力变化简化为带滞后环节的一阶惯性环节, 其相应的时域方程为[9]
式中, Ce为等效容性元件液容;pw为液压缸压力;pp为电动泵出口压力;Re为等效液阻;φ为阀口节流指数, 其取值为0.5~1.0;R′e、φ′分别为减压时的等效液阻和节流指数。
2.3 轮间电控限滑差速器数学模型
轮间电控限滑差速器用来完成左右驱动轮的驱动力矩分配, 以后驱动轴为例, 它的结构原理如图4所示。
轮间电控限滑差速器也通过控制湿式多片离合器的接合与分离来产生限滑转矩, 从而调节四个驱动轮的驱动力矩。轮间电控限滑差速器工作时, 四个驱动轮的驱动力矩分别为
式中, Tfl、Tfr、Trl、Trr分别为左前、右前、左后、右后轮的驱动力矩;Tfc、Trc分别为前轮间、后轮间电控限滑差速器产生的限滑转矩。
3 控制系统设计
3.1 控制系统结构
基于车轮驱动防滑的牵引力控制系统采用分层模块化设计, 牵引力控制系统ECU为上层控制器, 它通过分析驾驶员的驾驶意图和车辆行驶状态, 向下层控制器发送操作指令, 决定下层控制器的开启与关闭。下层控制器包括发动机目标转矩控制器、轴间扭矩分配控制器和轮间扭矩分配控制器, 其控制系统结构如图5所示[10,11,12]。
3.2 控制策略
四轮驱动汽车在不同路况下行驶时, 牵引力控制系统根据各驱动轮的滑转状态, 通过发动机目标转矩控制、轴间电控限滑差速器控制和轮间电控限滑差速器控制来调节各驱动轮的驱动力矩, 从而保证各驱动轮的滑转率控制在最佳滑转范围, 以提高整车动力性和行驶稳定性。但是, 为了保证汽车行驶时的转向能力, 应优先控制前轴驱动轮的滑转率在最佳滑转范围[13,14,15]。所制定控制策略如表1所示。表1中, sf为前轴驱动轮的平均滑转率;s0为驱动轮目标滑转率。
3.3 发动机目标转矩模糊控制器设计
发动机目标转矩控制器采用基于前轴驱动轮目标滑转率的模糊控制算法对目标输出转矩进行控制, 其控制原理如图6所示。
发动机目标转矩控制器的输入为前轴驱动轮平均滑转率sf与驱动轮目标滑转率s0的偏差e0及偏差变化率de0/dt, 输出为目标转矩的增量ΔT。
通常认为驱动轮目标滑转率s0处于0.1~0.25范围内时车辆可同时获得较大的纵向和侧向附着系数, 这里取s0=0.18。
3.4 轴间电控限滑差速器模糊控制器设计
采用轴间电控限滑差速器对前后传动轴驱动力矩进行控制的控制目标是使前后轴驱动轮的平均滑转率保持一致, 将更多的驱动力矩分配给附着状况较好的前轴或后轴, 从而改善汽车的动力性。本文采用基于前后轴驱动轮平均滑转率之差的模糊控制算法, 其控制原理如图7所示。图7中, Δsfr为前后轴驱动轮平均滑转率之差;Δs0fr为前后轴驱动轮平均滑转率之差的目标值 (Δs0fr=0) ;e2为Δs0fr与Δsfr的偏差;模糊控制器的输入为偏差e2及其变化率de2/dt, 输出为轴间电控限滑差速器液压系统的调节量Δp2。
3.5 轮间电控限滑差速器PID控制器设计
轮间电控限滑差速器对左右驱动轮的驱动力矩进行控制, 使左右驱动轮的滑转率均保持在最佳滑转范围, 充分利用地面附着系数, 同时保证汽车行驶时的转向能力[16]。
本文采用基于左右驱动轮转速差的PID控制算法对轮间电控限滑差速器进行控制, 其控制原理如图8所示。图8中, Δωlr为左右驱动轮转速差;Δω0lr为左右驱动轮转速差的目标值 (Δω0lr=0) ;控制器的输入量为Δω0lr和Δωlr的偏差e3, 输出量为轮间电控限滑差速器液压系统的调节量Δp3。控制器输出的液压系统调节量Δp3的数学表达式为
4 仿真结果分析
为验证所提出的牵引力控制策略的控制性能, 结合所建立的整车仿真模型, 分别在低附着均一路面、对接路面、分离路面和上坡分离路面上对四轮驱动汽车的整车加速性能进行性能仿真分析。
4.1 低附着路面仿真分析
仿真条件:汽车保持挡位不变, 在0~1s时, 汽车以2.5m/s的速度匀速直线行驶, 在1s时驾驶员踩下加速踏板使加速踏板行程达到最大, 然后保持加速踏板位置不变, 路面附着系数为0.1。
图9所示为四轮驱动汽车在低附着路面直线加速行驶时无牵引力控制的仿真结果。由图9可知, 第1s时, 发动机油门开度α迅速增大到100%, 然后保持不变, 发动机输出转矩和车轮驱动力快速增大, 由于没有牵引力控制, 驱动轮发生过度滑转, 滑转率迅速升高, 车轮驱动力下降, 导致地面附着力不能得到充分利用, 同时发动机转速上升, 输出转矩下降。仿真结束时, 整车速度为6.78m/s。
图10所示为四轮驱动汽车在低附着路面上直线加速行驶时有牵引力控制的仿真结果。根据所制定的牵引力控制策略, 通过控制发动机目标转矩使前驱动轮保持在最佳滑转范围, 同时, 轴间电控限滑差速器调节前后传动轴的驱动力矩, 使前后驱动轮的平均滑转率之差减小为0。在牵引力控制系统的作用下, 前后轮的地面附着力都得到充分利用, 整车动力性有一定的提高。仿真结束时, 整车车速为7.42m/s, 比无控制时的整车车速提高了9.4%, 而且前驱动轮的滑转率被控制在最佳滑转范围, 因而有较大的侧向附着力, 保证了汽车的转向能力。
4.2 对接路面仿真分析
仿真条件与4.1节相同, 汽车行驶道路0~13m的路面附着系数为0.7, 13m后的路面附着系数为0.1。
图11所示为四轮驱动汽车在对接路面直线加速时有牵引力控制的仿真结果。由图11可知, 进入低附着路面后, 根据所制定的牵引力控制策略, 采用发动机和轴间电控限滑差速器联合控制将前后驱动轮的平均滑转率控制在最佳滑转范围, 从而保证车辆在对接路面上行驶时的动力性和行驶稳定性。仿真结束时, 整车速度为12.26m/s。
4.3 分离路面仿真分析
仿真条件与4.1节相同, 汽车行驶道路0~7m为良好路面, 路面附着系数为0.6, 7m后的行驶路面为分离路面, 路面中心左侧地面附着系数为0.1, 右侧地面附着系数为0.6。
图12所示为四轮驱动汽车在分离路面上直线加速行驶时无牵引力控制的仿真结果。由图12可知, 进入分离路面后, 左驱动轮的地面附着系数减小导致驱动力减小, 左前轮和左后轮相继出现过度滑转;同时, 由于普通差速器的等力矩分配特性, 右前轮和右后轮的驱动力也大幅减小, 使整车动力性降低, 同时左右轮速的不相等也易使车辆偏离正常行驶轨迹。仿真结束时, 整车速度为10.35m/s。
图13所示为四轮驱动汽车在分离路面上直线加速行驶时有牵引力控制的仿真结果。由图13可知, 汽车进入分离路面后, 轮间电控限滑差速器控制系统迅速发生作用, 产生限滑转矩, 使左驱动轮的驱动力矩减小, 右驱动轮的驱动力矩增大, 左右驱动轮都保持在最佳滑转范围, 较高一侧的路面附着系数得到充分利用, 仿真结束时, 汽车整车车速为13.94m/s, 比无牵引力控制时提高了34.7%。
4.4 上坡的分离路面仿真分析
为检验发动机、轴间/轮间电控限滑差速器的联合控制效果, 基于上坡分离路面这种复杂路况, 对四轮驱动汽车整车动力性能进行仿真分析, 以验证所制定控制策略的有效性。
仿真条件与4.1节相同, 汽车行驶道路0~8m为良好路面, 路面附着系数为0.6, 8m后为坡度10%的分离路面, 路面左侧地面附着系数为0.1, 右侧地面附着系数为0.6。
图14所示为四轮驱动汽车在上坡的分离路面上直线加速行驶时无牵引力控制的仿真结果。由图14可知, 汽车进入分离路面后, 左前轮和左后轮相继出现过度滑转, 左侧车轮驱动力大幅减小, 降低了整车加速性能与爬坡性能。仿真结束时, 整车速度为8.07m/s。
图15所示为四轮驱动汽车在上坡的分离路面上直线加速行驶时有牵引力控制的仿真结果。由图15可知, 汽车前驱动轮进入分离路面后, 发动机和轴间/轮间电控限滑差速器同时工作, 把四个驱动轮的滑转率均控制在最佳滑转范围, 使整车动力性、行驶稳定性与转向能力均得到保证。仿真结束时, 汽车车速为13.71m/s, 比无牵引力控制时提高了69.8%。
5 结论
(1) 建立了发动机模型、轴间/轮间电控限滑差速器模型以及相应的液压系统模型, 设计了发动机目标转矩模糊控制器、轴间电控限滑差速器模糊控制器以及轮间电控限滑差速器PID控制器, 提出了基于驱动防滑的全时四轮驱动汽车牵引力控制策略。
牵引驱动 第2篇
科技创新, 成就世界一流企业
经过多年的努力, 中国北车综合竞争实力明显增强, 国内外市场地位和社会形象显著提升, 向着“具有国际竞争力的世界一流企业”迈出了坚实的步伐。
在技术创新方面, 多年来, 中国北车始终秉承科技兴企战略, 坚持自主创新与技术引进消化吸收再创新相结合, 形成了比较完善的技术创新体系, 建立了一系列具有国际先进水平的轨道交通装备产品技术平台, 企业技术创新能力和核心竞争能力显著提升。
中国北车是中国轨道交通装备行业的领军企业, 是我国高速铁路建设的主力军和城市轨道交通装备制造的中坚力量, 是我国高速动车组的主要研制企业, 在国内现有的三个动车组研制平台中, 中国北车占据其中两个。在动车组和铁路客车领域, 拥有时速200 km和300 km两个速度等级具有国际一流水平的动车组产品技术平台。CRH3型高速动车组和CRH5型动车组已经成为承担我国铁路客运专线运营任务的主力。拥有长客股份公司和唐车公司两大动车组制造基地, 成功研制了CRH380B、CRH380C、CRH3、CRH3A、CRH5等4种高速动车组。中国北车承担了京津城际铁路100%的列车运营, 承担了武广高铁80%以上的运营, 承担了京沪高铁近70%的运营。CRH380BL型高速动车组创造了487.3 km/h的世界铁路运营试验最高速, 并成功投入京沪高铁运营, 400 km/h高速综合检测列车被列入国家“十一五”重大科技成果。自主研发的25型系列铁路客车, 满足了我国铁路客车升级换代和铁路大提速的需要。
中国北车铁路机车研制水平居于世界领先地位, 研制的机车车辆持续出口新西兰、白俄罗斯、爱沙尼亚等国家。在大功率交流传动机车领域拥有4个国际一流的交流传动大功率机车产品技术平台, 研制的和谐型系列大功率交流机车累计签单量占中国铁路市场采购总量的64%以上, 是中国铁路干线货运的主力。HXD3型大功率交流传动电力机车项目荣获国家科技进步一等奖, 开创了中国铁路机车整机产品获得这一奖项的先河。
中国北车持续领跑中国铁路货车技术的发展方向, 搭建了具有国际先进水平的货车产品技术平台, 设计开发了中国铁路80%以上的货车车辆新品种。以70 t、80 t级提速重载货车成功运用和120 km/h货车提速改造完成为标志, 主导了我国铁路货车三次升级换代。同时, 设计了超过95%的罐车品种, 制造了我国铁路约70%的各型罐车, 满足了提升我国铁路货运能力的需求。中国北车研制了世界上迄今最大轴重 (40 t) 的重载货车, 研制的重载货车持续出口海外, 为澳大利亚生产的40 t轴重矿石车实现了同类产品自重最轻的世界领先水平。2011年, 中国北车又与法国签订了罐车出口合同, 中国铁路货车整车产品首次打入欧洲发达国家市场。
中国北车城轨车辆研制始终保持行业领先地位, 是国内唯一能够生产所有牵引方式、所有车体材质的城轨车辆企业, 满足了国内外不同用户对城市轨道交通发展的需求, 是我国第一辆地铁车辆的研制者, 为我国提供了80%以上的地铁车辆。为香港地铁、沙特朝觐地铁和为巴西地铁提供的车辆, 是中国创造走向世界的典范。
中国北车依托核心技术优势, 不断向相关多元化领域延伸, 机电装备、工程机械等相关产业都呈现出良好的发展势头。中国北车是我国风力发电机的标准制定者, 占领该领域60%以上的市场份额。2 MW风力发电机组完成总装, 3 MW风力发电机组完成设计, 是我国环保产业的领航者。研制的真空集便器覆盖了海陆空各种运输装备。
以“北车心”为支撑的新型电力机车成功下线, 功率达10 000 kW, 核心技术实现自主, 堪称中国创造的世界“重载之王”。此外, 中国北车动车组网络控制系统、地铁轻轨网络控制系统、牵引系统、制动系统、钩缓系统, 以及换热器、齿轮箱、弹簧、IGBT元件等部件开发也取得了积极的进展, 有效支撑了整机产品的发展。
自主研发, 持续发展的不竭动力
中国北车拥有1万多名专业技术人员, 技术研发实力雄厚, 拥有1个国家级高速列车国家工程实验室, 1个动车组和机车牵引与控制国家重点实验室, 2个国家级创新试点企业, 3个博士后工作站, 4个研发中心, 5个高新技术企业, 6个国家认定企业技术中心。申请国家专利3 046件, 取得了一大批国家级重大科研成果。
中国北车形成了比较完善的技术创新体系。与清华大学、西南交通大学、北京交通大学等国内十余所高校及中国科学院电工所等建立了产学研联盟。拥有高速列车系统集成国家工程实验室, 动车组和机车牵引与控制国家重点实验室。连续两次被国资委授予“中央企业科技创新特别奖”。技术创新能力的显著提升, 为把中国北车“打造成为世界一流的机车车辆跨国集团, 打造成为高端制造业自主创新的典范”奠定了基础。
放眼全球, 让中国列车飞驰世界
中国北车积极实施“走出去”战略, 在不断加大对大洋洲、中东、东南亚和非洲等传统市场开拓力度的同时, 积极拓展拉美、独联体和蒙古等新兴市场, 产品由最初出口10多个国家发展到遍布全球五大洲的66个国家和地区, 年出口签约成交额由2000年的1 800多万美元增长到2011年的10.4亿美元。“十五”期间, 中国北车国际业务出口签约成交额累计为11.9亿美元, 而“十一五”期间增加到48.51亿美元, 年均增长达61.5%。
“完全依靠自身的力量设计、制造和试验, 将‘中国创造’贯穿产品从孕育到诞生的全过程”。技术引领, 是中国北车的立企之本, 也是推动中国北车走向世界的根基、动力和信心。近年来, 北车制造频频驶向国际高端市场, 不断刷新中国轨道交通装备的出口记录。
2006年, 中国北车35.7 t轴重矿石车出口澳大利亚, 2009年, 又为FMG公司开发研制了世界上载重能力最强的40 t轴重矿石车, 登上世界铁路重载技术高峰。同时, 中国北车获得了澳大利亚626辆双层电动车组的销售合同。
2009年, 在具有世界一流先进水平的香港地铁市场上, 中国北车击败了海内外的著名厂商, 中标120辆香港地铁车。这一年, 中国北车获得了世人瞩目的沙特“朝觐轻轨”的订单。
2010年, 中国北车与白俄罗斯签订了12台八轴9 600 kW大功率交流传动电力机车及维修配件出口合同, 开创了中国电力机车走向欧洲的历史。这一年, 中国北制造的内燃机车驶入新西兰, 开创了中国铁路机车进入发达国家的历史。
2011年, 香港地铁开始运营, 质量上乘、运行稳定, 获得港方肯定, 并获得追加订单, 其中还有新增的无人驾驶地铁订单。同时, 与爱沙尼亚签订了内燃调车机车的出口合同, 开创了中国机车的首次欧盟之旅;并与法国签订了铁路罐车的销售合同, 迈开了中国轨道交通装备走向欧洲发达国家的历史性步伐。2011年10月开始, 中国北车制造的电动车组和地铁车辆陆续抵达巴西, 并进入运营前的调试。
2012年, 中国北车制造的电力机车和内燃机车先后驶入欧洲, 高速动车组车体大部件也发往欧洲, 电动车组和地铁列车出口巴西、阿根廷。
中国北车的铁路货车之所以持续占领进驻澳大利亚等重载强国, 其根本原因就是具备了具有自主知识产权的K1转向架, 引领世界铁路货车的发展方向, 并已经在澳大利亚、哈萨克斯坦、伊朗、中国台湾取得专利。
中国北车不仅输出以核心技术支撑的整车, 还直接输出核心技术部件。中国北车持续出口美国和南非的电机, 为美国机车提供核心动力, 出口印度等国的增压器、出口日本的液力传动箱, 出口美国、俄罗斯的弹簧, 出口孟加拉国的内燃动车组牵引及网络控制系统, 都堪称影响列车行车安全的核心技术。
牵引驱动 第3篇
架线式窄轨电机车是广泛应用于地下铁道及工矿挖掘工程等领域的重要牵引动力设备,经常面临负载变化频繁、供电波动较大、工作环境恶劣(振动、潮湿、腐蚀等)等具体工程实际问题,针对上述问题及需求,综合考虑目前交流驱动系统主流控制方法的优缺点[1,2,3,4,5],兼顾工程实用性和技术先进性,研究并提出了具有较大转矩输出的改进型转差频率控制方法以及母线电压补偿及重载转矩补偿措施,设计了工程样机,并开展了仿真和实验研究。
2 系统构成及工作原理
驱动系统主要由功率电路、系统控制电路、保护电路三部分构成,系统结构如图1所示:
主功率电路主要由浪涌抑制环节、直流侧滤波电容、制动模块、三相逆变桥及缓冲吸收电路组成。架线直流电压经滤波后,由控制电路通过脉宽调制信号控制三相逆变桥的功率管工作输出正玄电流,拖动电机运行;浪涌抑制环节防止开机浪涌冲击,制动模块实现机车的有效制动,缓冲吸收电路用来减小功率开关管的电应力,保证逆变桥稳定工作。
系统控制电路由辅助电源电路、数字控制电路和驱动电路组成。辅助电源电路将架线电压经滤波、稳压、分压、高频变换、变压器处理等环节为控制电路提供各等级的直流电源;数字控制电路实现信号的综合分析、控制算法和用户界面的设计;驱动电路实现对六管电路IGBT器件的驱动处理。
保护监测包括电流、电压、温度保护电路。电流保护电路是对电机定子电流的检测保护电路;电压保护电路是指对直流侧电压的检测、保护并进行相关补偿;温度保护电路是对变频器底座温度的检测保护,避免过热引起变频器异常。
3 最大转矩转差频率控制策略
窄轨电机车通常运行路面不平坦,负载较重,除了要求具有良好的动态性能和调速特性以外,还要求机车能够应对重载情况,并具有较大的输出转矩,尤其是启动转矩。异步电机起动转矩与频率有关,起动时,一般转速较低,但起动转矩与频率并非简单的单调递增或递减关系。为了得到最大起动转矩,对转矩与转差频率的关系进行进一步的探讨:
异步电机转矩与电压、转差率、频率间的关系[6]:
K为电机结构参数,代入相关参量可得:
在保持磁通恒定的前提下,近似为常值,令
可得转矩与转差频率的关系如下:
其中,Ks是依赖于电机结构的参数,在磁通恒定时为常数。在电机稳定运行时,转差频率s很小。
异步电机起动瞬间,转差率s(28)1,此时s(28)1,将此关系代入式(1),可得到起动转矩与频率的函数关系式:
将上式对频率求导等于零,可得到最大起动转矩对应的频率,即:
因此,当s满足下式(4)关系时,电机具有最大起动转矩,记此时的转差频率为max。
一般异步电机中,的值约为15～20。根据式
(4),取得到最大起动转矩。
进一步研究,可以发现,在运行过程中保证上式成立,可得到最大输出转矩。传统转差频率法限制了因而传统转差频率法不具备最大起动转矩。为了消除PI参数的影响,同时得到最大转矩,在本文的算法中,不再引入PI调节器。最大转矩转差频率法的控制规律简要如以下公式表示:
其中ref表示参考角速度,2表示实测转速的旋转角速度;max表示最大转矩对应的转差角频率。
在电机启动瞬间,反馈转速为零,此时根据式(4),得到的转差频率对应最大转矩,保证最大启动转矩。而在运行过程中也保持对转差频率的控制,因此系统具备最大输出转矩功能。
与传统转差频率法相比,本控制策略无须PI调节,而是根据式(5)进行简单的运算得到对应最大转矩的转差频率。同时,利用恒压频比方法代替传统方法的电流-转差频率曲线,便于数字化实现。
本文提出的方法在机车稳定运行时具有最大的输出转矩,在重载时也通过调整电压补偿转矩,使整个控制过程保持较大的输出转矩,不仅适应机车运行的实际情况,且修正了传统转差频率法的不足,易于数字化实现。
4 仿真及实验研究
为了验证最大转矩转差频率法的大转矩输出特性,利用MATLAB/SIMULINK构建了系统的控制模型,见图2。
图3为最大转矩转差频率法与开环恒压频比方法的人为特性仿真曲线,参考转速3000r/min。
图3反映了调速过程中,转矩的变化情况。由图可明显看出,最大转矩转差频率方法具有较大的起动转矩,且在调速过程中始终保持最大的转矩输出,转矩的变化较为平整。虽然以上最大转矩转差频率法比较的对象是开环恒压频比方法,但其结果适用于最大转矩转差频率法与传统转差频率法的比较。另外,与传统转差频率方法相比,最大转矩转差频率方法还有无需调节控制器参数,移植性好等特点。
基于以上算法,实际研制了DC550V/300k W工矿用电机车交流驱动系统(见图1),并进行了现场模拟试验,闭环模式下设定参考频率为50Hz,稳定运行时定子电流波形如图4。由图中可以看出,此时输出电流具有良好的正弦特性。
为了验证本文控制算法调速过程平稳、转矩冲击小等特点,我们观察了电机升速的电流波形,见图5。从图中可看出升降速过程较快,且过程中转矩稳定(表现为电流幅值变化稳定),不存在转矩冲击(电流幅值不存在突变)。
5 结论
针对机车要求较大转矩、运行环境恶劣等情况,本文从最大启动转矩推导出发,在传统转差频率法的基础上加以改进,提出最大转矩转差频率法。理论研究及仿真试验表明该方法具有更优良的转矩输出特性。结合提出的算法和转矩补偿等措施,已开发了集成于数字系统的电机车交流驱动系统,并通过了实践验证,表明基于本文方法的控制器具有较高的转矩输出,且调速过程平滑,电流正弦特性好,具有低压时低速平滑运行的性能。具有较大的工程实用价值。
摘要：针对架线式矿用电机车负载变化频繁、供电波动较大、工作环境恶劣等具体工程实际问题,提出了具有最大转矩输出能力的改进型转差频率控制方法及重载转矩补偿和母线电压补偿措施,研制了DC550V/300KW实验样机。仿真和实验表明,驱动系统在启动和拖动过程均具有较大的转矩输出能力和良好的动态响应特性,提高了牵引性能和系统的可靠性。
关键词：矿用电机车,最大转矩,转差频率
参考文献
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牵引驱动 第4篇
一、设计目标
作为电力电子与电力传动重点实验室的一个重要平台———轨道交通车辆牵引驱动与控制实验平台的建设目标是： (1) 利用学校现有的电源能力建设一个包括DC1500V模拟电网、逆变器、异步牵引电动机、驱动控制系统、负载调节系统和测试系统在内的轨道交通组合试验系统。 (2) 按照国际标准、国家标准、行业标准的要求，同时结合我国轨道交通领域的实际的应用情况设计试验系统。 (3) 能够对功率等级不大于300k W的逆变器供电的异步电动机开展变频调速的内容、电机特性曲线、运行特性曲线、制动特性曲线和信号检测实验。 (4) 能够按照IEC61377-1:2006、TB/T3117:2005的规定开展功率等级不大于300k W的逆变器供电的异步电动机及其控制系统的组合试验。 (5) 能够按照IEC60349-2:2002、TB/T3001:2000的规定对异步牵引电动机开展功率等级不大于300k W的各项电性能试验。 (6) 能够按照IEC61287-1:2005、TB/T 2437-2006的规定对逆变器开展输出容量不大于300k VA的各项电性能试验。 (7) 提供先进的试验测试系统，满足网络化、信息化实验室建设的要求。
二、技术原理
1. 模拟电网电压等级选择。
我们知道，轨道交通根据其动力来源的不同可以分为电力机车和内燃机车，广义而言电力机车在世界范围内的供电网又分为DC750V、DC1500V、DC3000V、AC162/3Hz 15k V、AC 50（或60) Hz 20k V、AC 50（或60) Hz 25k V、AC 50（或60) Hz50k V等多种，我国现有DC750V、DC1500V和AC50Hz25kV三种供电网，作为上海地铁的DC1500V供电系统也是我国地铁系统的首选供电系统，因此以DC1500V供电系统为参考建设轨道交通车辆牵引驱动与控制实验平台的模拟电网是符合电机学院的发展需求的。
2. 试验系统原理框图。
该试验台主要由控制PC机、司机控制台（含CCU）、PXI数据采集系统、电流电压传感器、信号调理模块、PLC控制器、2个逆变器、2台牵引电机、高压电器屏、十二脉波整流变压器、制动电阻屏、电源总进线柜、转矩转速传感器等部分组成。试验台的主要工作原理是：司机通过控制台上的PC机向逆变器的DCU发送指令，控制逆变器按要求输出电压和电流，从而控制轨道交通车辆上的电机按一定的速度运行。同时各种参数通过传感器、信号调理模块和PXI采集系统，将信号输送到PC机显示，实现对轨道交通车辆运行状态的监测。
三、功能说明
1. 变频调速试验。
通过对驱动控制单元DCU进行特殊设计，既可以按照牵引特性曲线进行控制，同时可以设置为电源模式进行控制———可以实现变频变压、定频调压和定压调频三种模式，从而可以很好地开展异步电机变频调速的试验。
2. 电机特性试验。
异步电动机的试验按照IEC60349-2:2002、TB/T3001:2000的要求，即电动机的电压电流要尽可能接近机车变流器波形所含的谐波状况，可进行电机特性试验和温升试验。本试验系统的设计还可以进行异步电动机由电动机状态向发电机状态转化的过程。 (1) 异步电机空载试验。异步电机不连接负载，单机运转，试验步骤如下：将异步电机由静止起动到电机额定频率（FMN）、额定电压（UMN）空载运转，保持供电频率为异步电机额定频率，改变供电电压，记录上述各电压下电机电压、电流和功率；根据试验结果绘制出电机空载特性曲线。 (2) 异步电机堵转试验。将电机转子堵转，在电机不旋转状态的试验，试验步骤如下：电机堵转（n=0）；保持电源频率（电机额定频率或低于额定频率），施加电压使被试机电流为2～2.5IMN，调节电压获得不同电流下对应电压。如：2.5IMN、2.0IMN……0.32IMN，记录各电流下的电压。根据试验结果绘制出电机堵转特性曲线。 (3) 异步电机负载试验。负载电机为异步牵引电动机M2, M2工作在发电状态，M2输出的电能由U3整流后经过直流母排直接反馈该U2。试验步骤如下：M2控制在无负载输出状态；起动异步电机在电机额定频率、额定电压（根据需要，可以低于电机额定电压值）运行；通过U3控制M2运行在发电机状态，调节M2的发电功率，使被试异步电机M1运行在所需功率；保持异步电机的频率、电压不变，改变负载电机输出功率，记录不同负载下异步电机的输入功率、电压、电流，负载直流电机的端电压、电流；试验结束后，降低负载电机输出功率，被试电机制动停机。 (4) 试验结果。经上述试验并测定转速等其他有关数据，可得出异步电机的工作特性并完成电机的温升试验。
3. 牵引特性试验。
通过对驱动控制单元DCU进行设置，使逆变器驱动异步牵引电动机按照牵引特性曲线进行，例如横力矩起动，恒功率运行或磁削运行等。逆变器由十二脉波整流电源供电，异步电动机的负载由U3和M2进行调节。
4. 制动特性试验。
对于具有电制动功能的车辆，通过对驱动控制单元DCU进行设置，使逆变器驱动异步牵引电动机按照制动特性曲线进行。此时，异步电动机M2作为电动机运行，其电源由U3提供，通过控制U3和M2来提供制动特性所需的模拟动力。此时异步牵引电动机M1工作在发电机状态，而逆变器则工作在整流状态，其整流输出的电源即可由负载电阻消耗掉也可以直接通过直流母排反馈给U3。
轨道交通牵引与控制试验台可以完成变频调速试验、电机特性实验（异步电机空载试验、堵转实验、负载试验）、牵引特性试验、制动特性试验和线路运行模拟实验，采用双逆变器和背对背的控制模式，发出的电能经过回馈送到电网，节约能量，为人们研究开发轨道交通先进控制技术提供了实验平台，具有重要的现实意义和使用价值。
参考文献
[1]刘继峰.探索中国城市轨道交通健康发展新模式[J].世界轨道交通, 2008.
[2]张九高.DC-01型地铁车辆改交流驱动前后牵引系统的区别[J].城市轨道交通研究, 2010, (4) .
[3]左钧超, 赵勤, 等.城市轨道交通电力监控系统研究[J].车务之家, 2007.
[4]连健.城市轨道交通通信系统设计[J].科技资讯, 2010, 2.
牵引驱动 第5篇
工程牵引车辆作业环境恶劣, 载荷变化复杂, 其液压系统易受到振动和冲击, 影响功率的有效利用, 缩短了各部件的使用寿命。蓄能器的主要用途是蓄存能量, 缓和液压冲击与吸收压力脉动。因此, 探索蓄能器消减压力冲击和波动对改善工程车辆工作性能具有实际意义。
本文分析了静液驱动牵引车辆加入蓄能器后的系统模型, 并依据分析结果提出了蓄能器的参数配置方法, 其结果对提高牵引车辆的性能具有一定意义。
1 液压驱动牵引车辆蓄能器匹配的理论分析
液压牵引车辆系统多为复杂的流量耦合泵控马达系统。本文以变量泵-定量马达系统为例进行相关分析。
1.1 变量泵-定量马达系统
变量泵-定量马达系统是恒速控制车辆中使用的系统, 当变量泵-变量马达系统中变量马达取某一排量进行系统分析时, 也可视为变量泵-定量马达系统 (图1) 。假设如下[1]:①忽略管路压力损失;②泵、马达泄漏为层流, 泄漏系数与泄漏面两侧压差成正比;③泵转速nb恒定, 泵排量Db与其斜盘摆角ϕb成正比 (斜盘变量泵ϕb≤12°, Db∝tanϕb, 在ϕb值较小范围内, Db∝ϕb) ;④闭式系统补油压力pr恒定, 高压p随负载变化 (流量耦合) ;⑤不计泵、马达摩擦转矩等非线性因素, 不计马达轴弹性变形。
可以得到
Qb=kbnbϕb-Cib (p-pr) -Cebp (1)
拉氏变换后
Qb (s) =kbnbϕ (s) -Cbp (s) (4)
Qb (s) -Cmp (s) =Dms θm (s) +V0sp (s) /βe (5)
Kbnbϕb=QbL
Ct=Cb+Cm
式中, Qb为泵输出流量;Kb为排量梯度;nb为泵转速;ϕb为斜盘摆角;Cib、Ceb、Cb分别为泵内外泄漏系数和总泄漏系数;QbL为泵理论流量;Dm为马达排量;θm为马达轴转角;V0为泵、马达、高压管端总容积;βe为油液容积弹性模量;Cm为马达总泄漏系数;Ct为系统总泄漏系数, 根据泵、马达容积效率选值;Jm、Bm分别为等效至马达轴上的转动惯量、黏性 (摩擦) 阻尼系数;TL为负载转矩。
泵控马达速度输出系统未加校正的传递函数G (s) 为
kn=βeD
式中, ωn为液压系统固有频率;kn为液压扭转弹簧刚度;ξn为系统阻尼系数。
泵控马达系统是一个欠阻尼系统, ξn一般为0.05～0.20, 阻尼系数不但会影响稳定性, 还会影响传动效率, ωn是影响车辆液压系统快速性的主要指标。
1.2 加入蓄能器后系统模型
气囊式蓄能器的数学模型为[2,3,4]:
Kb=npa0A
式中, ωa为蓄能器固有频率;Kb为蓄能器气体弹簧刚度[3];n为气体的多变过程指数, 绝热过程取1.4, 等温过程取1;ξa为蓄能器阻尼系数;pa0为蓄能器稳定工作压力;Va0为蓄能器气腔容积 (稳定工作点) ;Aa为折算到蓄能器油液腔截面积;ma为折算到蓄能器蓄能腔的液体当量质量;Ba为折算到蓄能器的当量黏性阻尼系数。
考虑到工程车辆载荷变化的复杂性, 为了提高蓄能器对多变载荷的适应性, 建议采用一组充气压力和容积各不相同的蓄能器。加入蓄能器组后, 系统的方框图如图2所示, 图中Qs为蓄能组油液流量。
3个蓄能器各自传递函数分别为G1、G2、G3,
蓄能器内流量对入口处压力的响应是一个二阶振荡环节, 当系统压力变化幅度和频率比较大时, 单个蓄能器由于充气压力和固定的容积无法保证系统良好的动态特性。采用一组蓄能器, 合理地选择蓄能器及连接管路的参数, 如蓄能器的有效内容积 (气体容积) Va, 连接管路的长度L和直径d (即改变了连接管路的截面积a和管路的阻力R) , 就可以使得小闭环负反馈分母中二次项和一次项的系数足够地小, 这样就可以把这个反馈近似地看成为一个微分反馈, 适度增加回路的阻尼, 起到吸收压力波动的作用。这样, 泵控马达系统可以简化为一个二阶系统, 即式 (11) 可以简化为
式中, Vi、pi为蓄能器工作点气体体积和压力。
显然ω′<ωn。
当蓄能器组安装在同一个支座上时, 有
1.3 蓄能器匹配分析
通过上述分析可见, 加入蓄能器后, 系统的固有频率明显减小, ξ′则有所增大, 对于二阶模型, 当ξ′=0.707 时, 具有输出信号响应最快、超调最小等优点。要使系统具有良好的抗冲击性能, 应使其配置蓄能器后满足:
(1) 优化选择阻尼系数ξ′, 在小负荷低压工作时使ξ′略小些, 以提高快速性, 提高生产率;在高压大负荷工作时, 尽可能使ξ′取得大些, 以减少冲击波动;在车辆经常工作的压力附近保持ξ′=0.707, 保持车辆较好综合性能。
(2) 消除脉动和冲击应该在保证系统能快速响应的前提下, 如果主要考虑对峰值的消减能力, ξ′的值也可以稍大一些, 取0.707<ξ′<0.8, 这时超调量Mp更小。
(3) 系统固有频率越大, 对输入信号的响应能力越强、频带越宽, 所以在保证0.707<ξ′< 0.8后, 应该把ωn设计得更大一些。
因此, 蓄能器组的配置就是要在保证ξ′=0.707的同时保证 (V01p01+V02p02+V03p03) /p2的和尽可能小。
通过上述分析, 结合工程机械牵引车辆工作工况的复杂和多变性, 可知蓄能器组的选取应符合以下几个条件:
(1) 蓄能器组的适应性比同容积单个蓄能器适应性好得多, 但是由于安装密封等问题蓄能器个数不适宜太多。
(2) 为兼顾不同的工况需求, 蓄能器应尽可能地采用不同充气压力和容积, 以提高适应性和动态特性。
(3) 使液压系统加入蓄能器后的ξ′接近0.707以保证快速性和良好的抑制冲击性能。
2 动态仿真分析
根据上述分析, 对液压底盘试验台进行计算仿真, 仿真原理如图3所示。具体参数如下:发动机转速恒定为2000r/min, 泵排量Db=75.9mL/r;斜盘摆角ϕb取21°;马达轴的等效转动惯量Jt=0.345 53kg·m2;黏性阻尼转矩取马达转矩的3%左右, Bt=0.06N·ms/rad;高压腔一侧总容积Vt (管长3m, 内径25mm, 管路容积1.473×10-3m3, 取泵和马达高压侧容积为两者排量和的1.2倍, 为0.216×10-3m3) 取值为1.689×10-3m3;等效容积弹性模量βe取0.8GPa;系统的总泄漏系数Ct取7×10-12m5/N·s (取流量的5%为泄漏量) 。
为了更好对比, 采用3种不同组合的蓄能器在3个不同工作压力下进行了仿真和计算, 其中, 组合1的蓄能器配置是按我们的计算进行配置的。具体数据如表1所示。各组合稳定时间变化如图4所示, 各组合超调量变化如图5所示, 压力特性比较如图6所示, 加入不同蓄能器组后的压力特性如图7所示。
由表1和图4～图7可知:
(1) 系统配置蓄能器后固有频率降低, 阻尼系数增加;在最佳阻尼系数值时, 具有良好动态特性。
(2) 加入蓄能器组后, 对冲击载荷抑制效果明显。蓄能器组合1, 在低压工作时, 响应快, 超调量比其他组合略大, 但远小于无蓄能器的工况;在中高压工作时可获得很好的快速性和小的压力超调。这种特性可以满足工程车辆小负荷时系统的快速响应与大负荷时稳定压力和减少对系统冲击的要求。
3 结论
(1) 蓄能器组能明显改善系统特性, 比同容积单个蓄能器的适应性好, 可以满足载荷多变的工程车辆的使用要求。
(2) 各蓄能器应采用不同充气压力, 在经常工作的压力点附近应使ξ′尽可能接近0.707。如冲击压力很大, 在快速性可以满足的情况下, 可以使ξ′更大一些。
(3) 仿真表明, 通过优化阻尼系数ξ′来进行液压牵引车辆蓄能器配置是有效的。
参考文献
[1]姚怀新.工程车辆液压动力学关键问题的理论研究与试验台建设[D].西安:长安大学, 2005.
[2]丁强, 裘丽华.二次调节加载系统中液压蓄能器的研究[J].机床与液压.2006 (12) :109-110.
[3]战兴群, 张炎华, 赵克定.二次调节系统中液压蓄能器数学模型的研究[J].中国机械工程, 2001, 12 (5) :45-46.
牵引驱动 第6篇
微小井眼连续油管(CT)井下作业是指井眼直径小于88.9 mm,以CT作为井下管柱,进行钻井、测井、修井作业的一种技术[1]。在冲洗砂堵、清蜡、选择性酸化、气举求产、挤水泥封堵、压井、负压射孔、试井、驱替钻井液、测井、完井、打捞、起下坐封膨胀式分割器、钻塞、磨削落鱼、井底摄像、老井加深钻井、套管开窗侧钻、油管补贴等作业应用广泛[2,3]。但因微小井眼直径小,CT强度低、且在井眼中不旋转,CT井下滑动时遇阻严重[4],管柱送进困难,严重影响微小井眼CT井下作业技术的应用与推广。微小井眼CT牵引器能有效克服井下CT滑动阻力,牵引井下CT管柱下入或取出,使微小井眼CT井下作业顺利进行[5],因此研究设计微小井眼CT井下牵引器,对推动我国微小井眼CT井下作业技术发展有重要意义[6]。
1 牵引器研究现状
井下牵引器即井下爬行器,也叫井下爬行机构、井下拖拉机、井下牵引机器人、井下水力加压器、井下钻头推进器等,是一种能在井底提供牵引力的一种井下工具。井下牵引器按其运动原理可分为滚轮爬行式、履带爬行式和伸缩滑动式三种,其中轮式出现最早,伸缩式次之,履带式最晚。牵引爬行器按其能量来源可分为CT式、电缆式和混合式三种。
20世纪90年代后期,国外许多公司相继开发了能够在井下独立作业的水平井电缆牵引器[7]。经过多年的发展,到目前为止,有代表性的牵引器产品主要包括:英国Sondex有限公司的Sondex轮式牵引器[8],丹麦Welltec公司Well Tractor轮式牵引器[9],挪威Maritime Well Service(MWS)公司的PowerTrac Advance轮式牵引器[10]、PowerTrac INVADER履带式牵引器[11],法国Schlumberger公司的MaxTRAC伸缩式牵引器[12]、英国ExproGroup公司的SmarTract伸缩式牵引器[13]、美国Western Well Tool公司的Microhole Drilling Tractor伸缩式牵引器[14]。其中美国Western Well Tool公司的Microhole Drilling Tractor伸缩式牵引器可用于小井眼,工作时可保持有效地钻井液循环[14];其余的牵引器大都是轮式或履带式,外围尺寸较大,只适用于大直径井眼,用电缆或钢丝绳连接,工作时不能进行有效的钻井液循环。
国内对井下牵引器的研究起步较晚,自2002年塔里木油田引进国外牵引器技术进行了水平井产业剖面测井之后,国内的少数科研院所也相继开展了井下牵引器的研究,但主要是针对在大直径井眼的轮式牵引器,针对小井眼的CT牵引器的研究很少,也没有成熟的产品投放市场,针对微小井眼CT井下作业的牵引器的研究目前国内还没有。
2 电机驱动CT牵引器系统结构设计
鉴于上述情况,在全面分析国内牵引器的基础上,设计一种用于CT钻井、测井、修井工程,有助于CT在水平井段下入更长距离的牵引器。
2.1 整体结构设计
如图1(a)所示,总体结构设计包括上牵引器系统1、六方中心滑管2、下牵引器系统3。上牵引器系统和下牵引器系统结构相同,分别套在六方中心滑管的上部和下部,安装方向相同或相反,分别起交替支撑井壁和牵引六方中心滑管带动井下管柱在井下移动。
2.2 六方中心滑管设计
六方中心滑管2包括上六方中心滑管螺杆21,上突出法兰22,下六方中心滑管螺杆23,下突出法兰24,如图1(b)、(c)所示。
六方中心滑管上下两端分别与上部连续油管相连接和下部钻具组合连接。六方中心滑管中间有中空圆形的循环水眼、外部呈正六边形,在六方中心滑管上部与上牵引单元对应位置和下部与下牵引单元对应位置分别设有上突出法兰、下突出法兰;上六方中心滑管螺杆和下六方中心滑管螺杆分别通过螺栓装配在上突出法兰、下突出法兰上。
下牵引壳体为下端带有六方孔的中空圆柱体,下牵引壳体的下端具有外螺纹、上端具有内螺纹,下牵引壳体可以相对六方中心滑管作轴向滑动;下牵引壳体的下端与下卡瓦壳体的上端通过螺纹连接;下牵引壳体空腔中的下端固定下牵引驱动电机,下牵引驱动电机上端连接并驱动下牵引转子,下牵引转子内腔加工有下牵引转子螺母,下牵引转子螺母与下六方中心滑管螺杆传动连接;下牵引壳体支座为带有六方孔的中空圆柱体,下牵引壳体支座的上端带有径向定位插销螺孔,下牵引壳体支座可以相对六方中心滑管作轴向滑动;下牵引壳体上端与下牵引壳体支座通过径向定位插销连接。
1—上牵引器系统,2—六方中心滑管,3—下牵引器系统;11—上支撑单元,12—上电驱动与控制单元,13—上牵引单元;21—上六方中心滑管螺杆,22—上突出法兰,23—下六方中心滑管螺杆,24—下突出法兰;31—下支撑单元,32—下电驱动与控制单元,33—下牵引单元;111—上卡瓦支座,112—上卡瓦支座滑孔插销总成,113—内螺纹,114—上卡瓦壳体,115—上卡瓦,116—上卡瓦锁紧滑块,117—上卡瓦伸缩杆,118—上卡瓦壳体滑孔插销总成,119—上螺杆推进滑块;121—上螺杆,122—上螺杆驱动转子,123—上卡瓦驱动电机模块,124—上电机固定环,125—上控制模块;131—上牵引驱动电机;132—上牵引壳体,133—上牵引转子,134—上牵引转子螺母,135—上牵引壳体支座;311—下卡瓦支座,312—下卡瓦支座滑孔插销总成,313—内螺纹,314—下卡瓦壳体,315—下卡瓦,316—下卡瓦锁紧滑块,317—下卡瓦伸缩杆,318—下卡瓦壳体滑孔插销总成,319—下螺杆推进滑块;321—下螺杆,322—下螺杆驱动转子,323—下卡瓦驱动电机模块,324—下电机固定环,325—下控制模块;331—下牵引驱动电机,332—下牵引壳体,333—下牵引转子,334—下牵引转子螺母,335—下牵引壳体支座
下卡瓦和下卡瓦锁紧滑块加工有相互配合的倾斜面,斜面的角度能保证在下卡瓦锁紧滑块向下移动时滑动膨胀开下卡瓦;下卡瓦具有一定的弹性,能在下卡瓦锁紧滑块的作用下膨胀开,在外力消除情况下闭合。
2.3 上牵引器系统设计
如图1(b)所示,上牵引器系统1从上到下依次包括上支撑单元11,上电驱动与控制单元12,上牵引单元13;下牵引器系统3从下到上依次包括下支撑单元31,下电驱动与控制单元32,下牵引单元33。上牵引器系统和下牵引器系统结构相同:即上支撑单元与下支撑单元、上电驱动与控制单元与下电驱动与控制单元、上牵引单元与下牵引单元结构分别相同[如图1(c)]。
2.3.1 上支撑单元设计
如图1(b)所示,上支撑单元11包括上卡瓦支座111,上卡瓦支座滑孔插销总成112,螺纹113,上卡瓦壳体114,上卡瓦115,上卡瓦锁紧滑块116,上卡瓦伸缩杆117,上卡瓦壳体滑孔插销总成118,上螺杆推进滑块119。
上卡瓦支座为轴向具有正六边形孔的圆柱体,上卡瓦支座套在六方中心滑管上并可以相对六方中心滑管作轴向滑动;在上卡瓦支座的正六边形孔的下端具有内螺纹,在上卡瓦支座底端的外部沿周向均布有三个上卡瓦支座滑孔插销总成;上卡瓦壳体为具有正六边形孔的圆柱体,上卡瓦壳体套在六方中心滑管上并可以相对六方中心滑管作轴向滑动;在上卡瓦壳体的上端具有外螺纹,上卡瓦壳体与上卡瓦支座通过螺纹连接成整体,并套在六方中心滑管上,可以相对六方中心滑管作轴向滑动;在上卡瓦壳体的中部沿圆周方向均布有三个上卡瓦壳体滑孔插销总成,上卡瓦壳体滑孔插销总成与上卡瓦支座滑孔插销总成上下对应;上卡瓦具有三个,三个上卡瓦沿上卡瓦壳体周向均匀分布,上卡瓦上端通过上卡瓦支座滑孔插销总成与上卡瓦支座连接,上卡瓦下端通过上卡瓦壳体滑孔插销总成与上卡瓦壳体相连接;上卡瓦支座滑孔和上卡瓦壳体滑孔均为长形孔,从而使得上卡瓦在张开和收缩时滑孔插销在长形孔中具有一定的轴向位移空间;上卡瓦壳体在外圆周方向均匀设有三个沿轴向的滑槽,滑槽的下端设有上卡瓦伸缩杆孔,上卡瓦伸缩杆孔的下端设置有上螺杆推进滑块空腔,上螺杆推进滑块空腔下端设有上螺杆定位孔,上螺杆定位孔下端设置上螺杆驱动转子、上卡瓦驱动电机模块、上电机固定环、上控制模块的安装空腔;三个上卡瓦锁紧滑块分别装在三个滑槽中,上卡瓦锁紧滑块的下端与上卡瓦伸缩杆相连接;上卡瓦伸缩杆装在上卡瓦伸缩杆孔中,上卡瓦伸缩杆下端与上螺杆推进滑块相连接。
2.3.2 上电驱动与控制单元设计
如图1(b)所示,上电驱动与控制单元12包括上螺杆121,上螺杆驱动转子122,上卡瓦驱动电机模块123,上电机固定环124,上控制模块125。
三个上螺杆纵向定位在上卡瓦壳体的三个上螺杆定位孔中,上螺杆的上端与上螺杆推进滑块通过螺纹传动连接,上螺杆的下端与上螺杆驱动转子通过齿轮连接,上卡瓦驱动电机模块固定连接并驱动上螺杆驱动转子;上卡瓦驱动电机模块通过上电机固定环固定在上卡瓦壳体内,上螺杆、上螺杆驱动转子、上卡瓦驱动电机模块、上电机固定环和上控制模块均装在上卡瓦壳体的空腔内;上卡瓦壳体的下端设有内螺纹。
2.3.3 上牵引单元设计
如图1(b)所示,上牵引单元13包括上牵引驱动电机131,上牵引壳体132,上牵引转子133,上转子螺母134,上牵引壳体支座135。
上牵引壳体为上端带有六方孔的中空圆柱体,上牵引壳体可以相对六方中心滑管作轴向滑动,上牵引壳体的上端具有外螺纹、下端具有径向定位插销螺孔,上牵引壳体的上端与上卡瓦壳体的下端通过螺纹连接;上牵引壳体空腔中的上端固定上牵引驱动电机,上牵引驱动电机下端连接并驱动上牵引转子,上牵引转子内腔加工有上牵引转子螺母,上转子螺母与上六方中心滑管螺杆传动连接;上牵引壳体支座为带有六方孔的中空圆柱体,上牵引壳体支座上端带有径向定位插销螺孔,上牵引壳体支座可以相对六方中心滑管作轴向滑动;上牵引壳体下端与上牵引壳体支座通过径向定位插销连接;上控制模块可通过正反旋转方向、转速的大小、转数的多少、扭矩的大小对上牵引驱动电机和上卡瓦驱动电机模块进行控制。
3 牵引器工作过程分析
该井下电机驱动CT牵引器的工作过程如下:
(1)初始状态:上支撑单元和下支撑单元都处于张开抓紧井壁,上牵引器系统处在六方中心滑管的最上端,下牵引器系统处在六方中心滑管的最下端。
(2)上支撑单元收缩离开井壁,下支撑单元仍处于张开抓紧井壁状态;上牵引单元和下牵引单元不动。
(3)上牵引单元牵引上牵引器系统相对六方中心滑管向下移动一个上牵引转子螺母的距离;同时下牵引单元牵引六方中心滑管和上牵引器系统相对与井壁固定的下支撑单元向下移动一个下牵引转子螺母的距离;上牵引器系统相当于沿井壁向下移动了一个上牵引转子螺母长度和一个下牵引转子螺母的长度之和的距离,六方中心滑管相当于向井下移动了一个上牵引转子螺母长度的距离。
(4)上支撑单元张开抓紧井壁,下支撑单元仍处于张开抓紧井壁状态;上牵引单元和下牵引单元不动。
(5)上支撑单元张开抓紧井壁,下支撑单元收缩离开井壁;
(6)下牵引单元牵引下牵引器系统相对六方中心滑管向下移动一个下牵引转子螺母的距离;同时上牵引单元牵引六方中心滑管和下牵引器系统相对与井壁固定的上支撑单元向下移动一个上牵引转子螺母的距离;下牵引器系统相当于沿井壁向下移动了一个上牵引转子螺母长度和一个下牵引转子螺母的长度之和的距离,六方中心滑管相当于向井下移动了一个下牵引转子螺母长度的距离。
(7)上支撑单元仍处于张开抓紧井壁状态,下支撑单元张开抓紧井壁,牵引器恢复到(1)初始状态。
按“(1)→(2)→(3)→(4)→(5)→(6)→(7)→(1)”的顺序依次往复运动,可使牵引器不断的牵引CT管柱向井下爬行,下入CT管柱;反之“(7)→(6)→(5)→(4)→(3)→(2)→(1)→(7)”的顺序往复运动,可使牵引器不断的牵引CT管柱向井上爬行,取出CT管柱。
4 电压驱动牵引器技术优势
以美国为首的一些发达国家,电机驱动的牵引器相对较多,也有成熟的产品投放市场,但大多采用轮式的,而且只能用于大尺寸井眼的井下作业,用于小井眼电机驱动伸缩式牵引器很少。国内一些科研院所有些对测井牵引器的研究起步较晚,但主要是针对在大尺寸井眼中测井或下放井下工具用的,也没有成熟产品投放市场,因此对比牵引器国内外研究现状,该牵引器优点如下:
(1)直接通过伺服步进电机来进行驱动,减少了利用循环液驱动时对液压能的依赖性,无论有无循环液能,只要能通电,都能够在井下进行牵引爬行;国内研究的牵引器主要侧重液压驱动的轮式和伸缩式,对液压依赖性较高,驱动系统比较复杂。
(2)直接通过伺服步进电机来进行控制,每个伺服步进电机直接驱动一个动作,驱动简单,减少了利用液压阀控制循环管路的复杂性,并能节省大部分液压管路所占据的空间。
(3)每个上牵引器总成中有三个抓紧卡瓦成轴向均布,使牵引器不容易翻转,稳定性好。
(4)牵引灵活,牵引速度快:直接用伺服步进电机驱动,而且中间传动结构较少,牵引灵活,牵引速度快。
(5)牵引器可适用于小井眼井下牵引作业:国内很多牵引器的支撑系统采用连杆支撑结构或管轮式结构,使得最小适用井眼直径较大,不适用于小直径井眼牵引作业,该牵引器采用的支撑单元是斜面滑动外推卡瓦膨胀式结构,支撑部分较紧凑,可适用于较小直径的井下牵引作业。
(6)牵引过程中能保证正常的井下液体循环:国内大部分牵引器是测井牵引器,工作中不能保证正常钻井液或洗井液循环;该牵引器预留内循环通道,在井下作业过程中能有效保证流体循环。
5 结束语
(1)该牵引器是一种电机驱动CT井下牵引器,主要用于CT钻井、测井、修井工程,有助于CT在水平井段下入更长距离;该牵引器利用四个伺服电机有效的驱动与控制牵引器在井下牵引CT顺利下入和取出,解决了因井下CT摩阻较大,下入和取出CT困难等技术难题,使CT在井下能延伸更长,推动我国微小井眼CT井下作业技术发展。
(2)该牵引器包括上牵引器系统、六方中心滑管、下牵引器系统;上牵引器系统包括上支撑单元、上电驱动与控制单元、上牵引单元;上牵引器系统和下牵引器系统结构相同,分别套在六方中心滑管的上部和下部,安装方向相同或相反。
(3)该牵引器直接通过伺服步进电机来进行驱动,减少了利用循环液驱动时对液压能的依赖性和利用循环液压阀来控制管路的复杂性,节省大部分液压管路占据的空间;牵引器能双向牵引、稳定性好、牵引灵活,牵引速度快;可适用于微小井眼井下牵引作业,牵引过程中能保证正常的井下液体循环。
6 总结
(1)该牵引器是针对微小井眼井下牵引CT管柱作业设计的,适用井眼直径小,难度大;
(2)该牵引器是针对牵引CT管柱设计的,作业时能保证正常的井下与地面的钻井液循环;
(3)该牵引器直接采用电机驱动代替液压驱动,能灵活实现双向牵引。
摘要：微小井眼连续油管(CT)井下作业技术在钻井、测井、修井、完井、气举采油等方面优势突出,在中国应用前景广泛;但因微小井眼直径小,CT在井眼中不旋转,井下遇阻严重,送进困难,严重影响该项钻井技术的应用与推广。针对国内外牵引器的研究现状,设计了一种微小井眼井下电机驱动的CT牵引器,该牵引器主要包括上牵引器系统、六方中心滑管、下牵引器系统,直接利用四个伺服电机驱动与控制牵引器牵引井下CT进行顺利下入和取出,减少了利用循环液驱动时对液压能的依赖性和利用循环液压阀来控制管路的复杂性,节省了液压管路的空间,使作业过程能正常循环井底液体,可适用于小井眼井下牵引作业,稳定性好、牵引灵活,牵引速度快,解决了因井下CT摩阻较大,下入和取出困难等技术难题,增加了CT在井下能延伸长度,将促进我国微小井眼CT井下作业技术发展。