一種海上風電起重機液壓系統設計

張宗初， 莫柏生， 劉榮

（南通潤邦重機有限公司，江蘇南通226013）

1 引言

海上風電綜合安裝工程起重機固定安裝于安裝工程駁船或者運輸船舶的基座上，用于海上風塔基礎建造的打樁、風機葉片組裝或風機整體吊裝等作業場合。

起重機包括起升絞車、回轉和變幅三個執行動作，大型起重機還可能配備用于負載防擺的可調恒張力穩索絞車。為了提高效率，要求起重機具有更大的負載能力、更高的作業速度，需配置更大的功率。對于工作負載大，傳遞功率大的液壓系統，需要采用高壓大流量傳動系統，對大流量液壓元件提出了市場需求。

由于需求的出現有超前于現有配套技術的特征，元件配套往往跟不上需求發展的步伐,同時市場需求的不確定性和新元件開發需要客觀的時間過程，無論液壓還是機械、電氣專業其可選元件規格都是相對有限的，并且由于對技術風險和生產周期的承受能力有客觀限制，大功率系統的配置僅靠選用規格更大的元件是不理智的，一定時期內增加元件數量無疑是較現實的選擇。

2 系統方案選擇

對于目前裝機功率為1360kW,流量2600L/min的風電起重機液壓系統，從成本與性能的比較可以確定采用開式傳動是比較合理的。起重機的主絞車、副絞車、變幅絞車的流量都接近系統最大值，回轉和穩索絞車流量分別接近系統最大流量的60%和20%。

圖1 起重機壓力補償變量泵系統基本原理

2.1 現有系統基本原理

目前常用的大流量液壓系統是在船舶最常用的中央恒壓系統。中央恒壓系統由多組液壓泵并聯向系統輸出，系統流量可以很大，且每組泵可單獨卸荷，但系統最致命的缺點是效率不高，市場的主控閥流量遠遠未能滿足大型起重機的要求，且成本過高。

開式液壓傳動系統中效率最高的是壓力補償變量泵系統，可以此為基礎進行新系統設計。基本原理如圖1。

壓力補償變量泵系統基本原理相當于變量泵+調速閥組成的調速回路，比例多路閥模型為可調節流口串聯壓力補償器，負載反饋型變量泵則通過泵的輸出口與控制口的壓差調節泵的排量。

根據薄壁孔口及管嘴流量公式：q=μA（2Δp/ρ）1/2

式中，q-流量，μ-流量系數，A-孔口面積，Δp-孔口前后壓差，ρ-流體密度。

對于確定的孔口和傳遞介質，可以認為，流量僅受孔口面積和孔口前后壓差的影響，當節流閥的開度一定時，其流量與閥口的前后壓差的開方成正比，多路閥中壓力補償器的壓差限定了某一開度的閥口的最大流量，當輸出流量大于該設定值時，閥的進口壓力增大，壓力補償器開口趨向于減小。泵出口壓力與閥進口壓力是同步提高的，由于負載壓力信號實時反饋到泵的控制口，當泵出口壓力升高到與工作壓力的差值大于泵的壓力補償彈簧調定值時，液壓泵控制油缸的作用使其斜盤擺角變小，直到流量輸出能使系統建立新的平衡。系統通過以上的反饋控制過程可實現無溢流調速，系統用液壓泵通常選用恒功率或恒壓型負載反饋控制泵，系統功率損失小。

目前起重機主控多路閥常用流量在400～500L/min左右，如某公司起重機用負載反饋型多路閥，每聯工作流量達到400L/min，整體鑄造的三聯閥自重為 64kg，五聯閥（理論）自重為 90kg，在功率200～500kW的海洋起重機已應用多年。

近3年來，500～800L/min的多路閥在歐美市場已處于小規模試用階段。各類展會也有如德國、意大利廠家的實物展出。某公司MSV1000模塊化疊加閥組，流量可以實現 200～1000L/min。

根據以上元件參數和原理，通過合理的系統配置，可設計出性能可靠、效率高的系統。

3 系統設計

如何利用現有液壓元件，設計大功率起重機的液壓系統，需要解決多元件并聯工作的協同性和系統可靠性問題。圖2是一種系統方案圖。

圖2 起重機多泵多閥并聯系統簡圖

由于系統流量大，按目前市場上接近最大排量的負載壓力反饋控制泵配置，主系統動力元件需要四組排量260+190mL/r的泵并聯供油，執行機構為絞車和回轉機構，由多組液壓馬達和行星齒輪減速器共同驅動卷筒/回轉支承的大齒圈達到所需傳遞扭矩。由于試用產品近期還面臨價格高和可靠性待驗證的問題，基于成本和技術風險考慮，選用多組400L/min的多路閥作為主控閥，這樣設計的好處還有閥件總重量小，泵、多路閥的流量與常規高壓管接頭標準的最大規格DN38較匹配，管路布置簡便。

多泵與多閥組構成的負載反饋壓力補償液壓系統的工作壓力信號接入時，有兩種基本連接方式：（1）通過梭閥把各多路閥的最高工作壓力提取，同時反饋到所有的泵，這種接入方式的特點是泵控制接法簡單，所有的泵同時工作，需要流量較小時，各泵同時處于小排量工作狀態，需要泵有較高的協調性，泵參數調整不一致時各泵輸出功率不同，甚至有的泵沒有流量輸出，僅適用于泵的數量較少的場合。（2）每件多路閥的信號分別反饋到與閥有關聯的泵進行獨立控制。特點是泵的工作方式與單泵+單閥系統類似，能保證所有泵同時達到最大排量，執行元件工作壓力不同時，各組泵輸出壓力可以不同，系統控制有一定的靈活性；但多泵驅動同一執行機構時，需保證各泵反饋信號一致，實現泵的協調工作。

由于后者的適應性更好，并聯工作帶來的干擾較小，本起重機采用泵控信號單獨接入的方式。

圖3為系統局部原理。

大流量液壓系統需解決執行機構多組液壓馬達的同步性以及沖擊、低速穩定性、安全保護、管路設計等問題。

圖3 起重機主控閥與執行機構連接示意圖

根據執行機構結構特點，回轉機構以及驅動同一個卷筒的各馬達之間，通過機械約束即可實現同步工作，功率大的絞車往往不止一個卷筒，當卷筒之間的同步無法通過機械實現時，需在液壓系統和控制系統增加功能，保證卷筒間的運動同步，或至少設置防止出現錯誤卷繞情況的功能。

根據經驗和樣機試驗情況，只要在局部元件調壓等環節做適當處理即可得到可以接受的低速性能，若在特殊重要場合或者低速性能無法滿足工程需要時，可在多元件工作順序上增加控制環節，即可得到較理想的低速性能。

管路設計：根據控制閥和液壓馬達之間的連接情況，執行機構為多組小管徑管件單獨連接時，主控閥到執行元件之間可由小管分別連接；執行機構為大管徑連接時，可把主控閥出口接管匯流后用大尺寸管件接出，減少中間分流合流以減少損失，降低成本。但多路閥分別連接執行元件時，應考慮并聯馬達之間的內部聯通，實現負載壓力平衡及反饋同步。小管連接的好處就是空間布置靈活，結合成本考慮采用大小管徑組合的布管方式，可以很經濟地解決空間和問題。

4 系統協調性和局部元件故障時的系統安全性分析

對于復雜的系統，需分析執行機構的控制回路和主回路的協調問題。如變幅絞車由10臺液壓馬達共同驅動（局部原理見圖4），剎車回路有平衡閥動態剎車、靜態剎車為內置的多片式圓盤剎車和輸出級的卷筒剎車。保證安全性的同時，剎車是對執行機構啟停沖擊、平穩性影響最大的因素。

圖4 變幅絞車（一側）原理圖

壓力沖擊是液壓系統不可避免的現象，在大功率系統中其有害影響不能忽視。起重機啟停動作的沖擊可以通過合理的控制動態和靜態剎車的動作順序部分消除，總的原則是靜態剎車先開后關，動態剎車則相反。加速和減速過程借助動態剎車的慢速啟動、阻力穩步減小和恒壓力/扭矩控制減速停車過程使起重機啟停更平穩，沖擊更小，常閉式靜態剎車提供起重機足夠的剎車力保證安全。

回路控制可以使所有靜態剎車打開后動態剎車延時打開，也可以先打開內置剎車以外的靜態剎車，延時給信號內置的圓盤剎車和動態剎車，由于它們之間固有的控制壓力特性，能保證動態剎車后打開。

多元件系統另一個重要問題是局部元件故障后的系統安全性。本系統個別液壓泵出現故障時，由單向閥自動隔離出系統，可能會使起重機運動速度降低，安全性受影響較小；個別多路閥出現故障時可能會使系統速度降低或者泄漏造成系統壓力降低，影響負載能力，對安全性影響也不大。

但是，當系統執行元件出現故障時會使驅動能力降低，可以簡單地理解為該元件產生了“短路”或者“斷路”，前者影響系統效率和負載能力，故障直觀且可以及時被發現，對安全特性的影響可能是可控的，但“斷路”造成負載能力下降的同時，在其他正常元件的強行驅動下可能會使故障元件情況迅速惡化，直至完全報廢。

所以在重要的場合，這種運行信號的檢測和控制能及時發現執行元件的局部故障，避免安全隱患，同時同步性對系統有較大影響時，可以采取一些檢測控制，避免單純的壓力控制造成的安全隱患，如剎車狀態的位置信號參與控制。

5 使用效果

根據同類機型的現場調試經驗，證明這種設計的大流量液壓系統的優點是：調試方法簡單，能有效避免多泵系統中出現部分泵流量輸出不平衡甚至不輸出的現象。隨著市場更大規格元件的成熟應用，該產品系統元件可以減少，而且此原理也可以直接應用于更大功率的傳動系統。