空压机系统节能

2024-07-15

空压机系统节能（9篇）

1.空压机系统节能篇一

购买节能空压机享受国家补贴的政策依据和办理流程

在“十一五”规划中，我国政府将节能减排工作列为重中之重，先后出台了一系列的法律法规。《中华人民共和国企业所得税法》第三十四条规定：企业购置用于环境保护、节能节水、安全生产等专用设备的投资额，可以按一定比例实行税额抵免。这一规定，将投资抵免企业所得税的设备范围调整为环境保护、节能节水、安全生产等专用设备，突出了产业政策导向。在此基础上，《中华人民共和国企业所得税法实施条例》（国务院令第512号）和《财政部国家税务总局国家发展改革委关于公布节能节水专用设备企业所得税优惠目录（2008年版）的通知》（财税[2008]115号）、《财政部国家税务总局关于执行节能节水专用设备企业所得税优惠目录有关问题的通知》（财税[2008]48号），就相关问题做了后续的规定。

《节能节水专用设备企业所得税优惠目录（2008年版）》将可享受企业所得税优惠的节能设备具体细化委中小型三相电动机、空气调节设备、通风机、水泵、空气压缩机等十三类，并对其性能参数、应用领域和能效标准进行了规定。其中对空气压缩机的性能参数要求是：按GB19153-2009《容积式空气压缩机能效限定值及能效等级》国家规定的标准，机组输入比功率应不大于节能评价值的97%。机组输入比功率的大小，企业自身说了不算，以产品节能认证书或权威的第三方检验机构出具的检验报告为准。

《所得税法实施条例》第一百条及财税[2008]48号文进一步明确：企业自2008年1月1日起购置并实际使用节能空压机的，可以按节能空压机投资额的10%抵免当年企业所得税应纳税额；企业当年应纳税额不足抵免的，可以向以后年度结算，但结转期不得超过5个纳税年度。

购置并使用企业办理该项税收优惠政策的流程：

1.购置企业到当地税务机关填写《税收优惠备案登记表》；

2.专业设备的名称、性能参数、应用领域和能效标准的说明材料，如产品节能认证证书、权威的第三方检验机构出具的检验报告等；

3.购买设备的发票复印件；

4.购置设备的资金来源，如为自有资金购置可以享受优惠政策，如为专项资金购置则不可享受优惠政策；

5.购置单位投入使用的相关证明材料；

6.当地税务机关要求提供的其他资料，具体情况请咨询当地税务机关。

参见法律法规：

1、财税[2008]48号、财税[2008]115号

2、《中华人民共和国企业所得税法》第三十四条

3、《中华人民共和国企业所得税实施条例》第一百条

2.空压机系统节能篇二

我公司压缩空气的供应由5台40m3/min、250kW英格索兰空压机提供, 空压机采用单台工频运行、软启动控制 (取代星角启动控制方式) 。启停控制由空压机出口压力决定;当压力达到上限值时空压机在空载运行, 当压力达到下限值时空压机在满载运行, 压力波动在0.07MPa范围内。如图1, 在负荷过低时, 由1台空压机供风, 在负荷较高时, 由3台空压机供风;空压机频繁启停, 空载率过高, 造成能源浪费。

根据空压机运行台数、运行时间、加载时间可以将用风量变化描述如图2。

空压机加载期间产风量为40m3/min, 功率为250kW;空载期间功率约为75kW。表1为运行时间、加载时间、空载率的统计, 用风量变化范围在0-100m3/min。

以3号机为例, 平均空载率计算方法:平均空载率= (累计运行时间-累计加载时间) /累计运行时间= (2700-1218) /2700=54.89%。通过对空载率的统计可知, 空压机因空载运行浪费大量电能。5台空压机平均空载率为48.76%, 2007年用电量为1152720kWh, 空载耗能为255996.66kWh, 约204797.33元, 急需实施节能改造。

2 空压机系统节能原理一

如图2, 用风量的变化规律与空压机运行台数之间的矛盾在于40m3/min级差过大, 导致空压机频繁加、卸载, 空载率过大, 有效能耗利用率低。通过增加20m3/min空压机, 降低空载率和减少空载损耗。

3 空压机系统节能原理二

采用变频器控制空压机的转速, 以达到节能是一种较为科学的控制方法。根据空压机运行特性知:

式中:Q-空压机供给管网风量;H-管网压力;P-电机消耗功率;n-空压机转速。

由上式可知, 当电机转速降至额定转速的80%, 则空压机供给管网风量降为80%, 管网压力降为 (80%) 2, 电机消耗功率降为 (80%) 3即51.2%;去除电机机械损耗和电机铜、铁耗等影响, 节能效率也接近40%, 这就是调速节能的原理所在。

4 空压机节能改造方案

目前, 我公司已经达到稳定生产状态, 3～5年用风量不会有大幅度增加, 同时, 要求设备检修、故障时不能影响生产。

基于以上分析, 采用如下设计方案:供风系统采用4台空压机, 1台40m3/min空压机变频控制, 2台40m3/min空压机工频控制 (1台备用) , 1台20m3/min空压机工频控制。当用风量小于40m3/min时 (早上9:00之前15:30以后) , 采用一台40m3/min空压机变频控制;当用风量大于40m3/min时 (早上9:00之后15:30以前) , 采用1台40m3/min空压机变频控制、1台40m3/min空压机工频控制、1台20m3/min空压机工频控制;当用风量小于20m3/min时 (加班期间) , 采用一台20m3/min空压机工频控制。

改造前空载率48.76%, 改造后空载率13%, 供风量增加15%, 总耗能降低9.1%, 相对节能20.95%, 每年节约电费25万元。

摘要：某空压机系统采用工频运行、软启动控制, 存在供气压力波动大、空载率高、能源浪费大等问题。利用变频器对主机进行PID控制实现恒压供气, 从而改变了供气系统的稳定性, 在满足用户需求的同时, 做到了节能降耗。

3.空压机系统节能篇三

1、公司占有国内螺杆式空气压缩机21%的市场份额，市场占有率第一；

2、公司产品性能指标不逊于外资品牌，但价格较低，具有性价比优势；

3、紧跟低碳潮流，产品的节能水平位于行业前。

即将登陆创业板的浙江开山压缩机股份有限公司（下称“开山股份”，代码300257）是国内空气压缩机的行业龙头企业，目前主营业务保持快速增长。近三年，开山股份年复合增长率营业收入达49.77%、净利润达72.4%，成长性显著。未来，随着螺杆式空气压缩机在多个领域逐渐取代活塞式压缩机和新产品不断投放市场，开山股份的盈利能力将持续提高。

行业的技术领路者

螺杆主机是螺杆式空气压缩机的核心技术，是进入该行业的最高壁垒。开山股份已逐步形成以螺杆主机为核心的空气压缩机、冷媒压缩机和螺杆膨胀机的全系列旋转机械产品体系。其中核心产品螺杆式空压机2010年市场占有率为21%，国内排名第一，并逐步开始实现进口替代，稳步抢占高端市场。

开山股份产品在节能方面表现优异，全谱系的15个产品都超过国家二级能效标准3%-7%。从功率、噪声等指标比较，开山股份产品的技术设计能力显著高于内资同行业企业，个别产品甚至走在世界前列。

目前我国已经成为全球最主要的空压机生产基地，2010年我国螺杆式空气压缩机的总市场容量约为150亿元。未来五年国内空压机市场仍维持10%-15%增长，2015年国内总市场容量将超过300亿元。螺杆式空气压缩机对活塞式空气压缩机的部分替代在“十二五”期间仍将继续，螺杆式空气压缩机行业产值增速有望达到15%-20%，超过空气压缩机行业产值增速。

开山股份盈利模式的核心是基于核心技术开发能力，通过突出的技术优势带来技术溢价，提高性价比扩大市场份额。凭借着先进的国际研发技术优势、成本优势、节能优势，开山股份正努力打造空气动力“中国芯”，进入高端市场，与国际厂商相媲美。

冷媒压缩机市场突破在即

冷媒压缩机是制冷设备的核心部件，用于压缩冷媒介质的压缩机在制冷领域的应用广泛，2009年，我国制冷和空调设备行业的市场容量超过1200亿元。据统计，2007年－2009年装配有冷媒压缩机的制冷系统市场需求平均在500亿左右，根据成本分析估算，冷媒离心式压缩机的市场容量约在60亿左右。

开山股份生产的的冷媒压缩机独家使用Y2转子型线，有效的解决了国内目前冷媒压缩机效率低、耗油量大、噪音大的问题。2009年底，开山股份完成了冷媒压缩机型线设计，于2010年实现冷媒压缩机的小批量试销，并取得良好的市场反应，标志着公司开始进入制冷用压缩机领域。开山股份2011年初步实现冷媒螺杆式压缩机的规模化生产，预计2011年销售冷媒螺杆式压缩机1000台，2012年销售量约为5000台。

募投项目提升高附加值

开山股份拟将募集资金投向开山凯文螺杆配套、维尔泰克螺杆配套、开山压缩机整机、维尔泰克系统整机4个项目，将分别实现年产13000台SKY螺杆主机生产能力、5500台冷媒压缩机和1000台螺杆膨胀机主机、8000台SKY螺杆压缩机整机，700套离心叶轮和200台离心式空气压缩机的生产能力。

4.浅谈液压机系统应用研究论文篇四

1 前言

该液压压力机工作压力、压制速度、空载快速下行和减速的行程范围可根据工艺进行适当调整，该液压机能完成一般压制制造工作。该液压机系统采用液压系统传动，采用紧凑、简单结构，动作灵敏且可靠。

液压机有主机和液压系统两大组成部分，技术发展成熟，在结构设计方面，国内外液压机都采用集成化、插装阀、叠加阀和复合化元件及系统封闭式设计，采用集成块可以进行专业化的生产，质量好、性能可靠同时设计的周期也比较短。

2 液压压力机控制系统

根据实际工作要求，进行液压机工作压力、流量确定，以满足实际工作要求。首先进行压力机的工况分析完成压力工作过程图分析，其次要进行压力机液压传动系统原理设计，最后根据实际工作要求进行相应的电控系统设计，以满足压力机自动控制。

2。1 工况分析

该液压系统要求实现：快速空程下行―慢速加压―保压―快速回程―停止工作循环。加压速度为40―250mm/min，工作行程400mm，快速往返速度为3m/min，运动部件总重力为25000N，压制力为300000N。液压缸外负载：F= F压+ F磨+F惯+F密+G式中，F 压：工作负载;F 惯：运动部件惯性负载，液压缸垂直安装，摩擦力相对于运动部件自重，可忽略不计，F磨：导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力;F 密：由于液压缸密封所造成的运动阻力;G：运动部件自重。

液压缸各种外负载值：

(1)工作负载：液压机压制力F压=300000N

(2)惯性负载：F惯= GΔVgΔt = 295。080×00×。33 ≈25510。20N

(3)运动部件自重：G=25000N

(4)密封阻力F密=0。1F(F为总的负载)

(5)摩擦力液压缸垂直安装，摩擦力较小，可忽略不计。

根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载。按照给定要求计算所得外负载表完成速度循环图与负载循环图。

2。2 压力机液压系统原理图

2。3 机电气控制原理图

3 液压元件选择计算

液压元件中液压缸属于计算元件，根据负载及实际工作状况进行计算确定的元件，液压阀及液压管件根据实际工作压力，流量选择标准件，具体设计步骤如下所示。

3。1 液压缸设计计算

液压缸设计可以先通过计算获得基本尺寸，尺寸确定后还必须做相应的压力载荷校验，确保该液压缸可以满足一定的负载需求，能够可靠的工作。

3。1。1 主要尺寸的确定

工作压力p 可根据负载大小及机器类型初步确定，先查表取液压缸工作压力为25MPa。液压缸缸筒内径D和液压缸活塞杆外径d 的确定：由负载图知最大负载F 为305555。56N，按表可取p2 为0MPa，ηcm 为0。95，考虑到快进、快退速度相等，取d/D 为0。7。将上述数据代入液压缸缸筒内径计算公式，可得液压缸缸筒内径：D = 4Fπ= 4×305555。563。14×25×106 ×0。95{1― [1―(0。7)2]} =128。02mm由液压缸缸筒内径(缸径)尺寸系列表查得D=160mm。活塞直径d，按d/D=0。7，d=112mm。由液压缸活塞杆外径(杆径)尺寸系列表，取d=125mm。由此求得液压缸的实际有效面积为：A1 = πD24 = π×0。1624 =0。0201m2A2 = π× ( ) D2 ―d24 = π×0。162 ―0。12524 =0。0078m2初步计算液压缸最大工作压力：Pn = FA1 = 3005。505250。156 =15。20MPa按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式：A >Qminvmin = 0。1×1034 =25cm2式中，Qmin是调速阀的最小稳定流量为0。1 L/min 液压缸节流腔有效面积取无杆腔面积，即A1 =π4D2 = 3。414 ×162 =200。96cm2，200。96>25 不等式满足，故液压缸能够达到所需稳定工进速度。

3。1。2 液压缸尺寸校核

(1)液压缸工作压力的确定：根据设备的类型初选工作压力P=25MPa

(2)液压缸内径D和活塞杆d 的确定：前面的计算以得出D=16cm，d=12。5cm

(3)液压缸壁厚的确定和外径的确定：a。起重运输机械的液压缸，一般采用无缝钢管制造，无缝钢管大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算：

δ py D2[σ]，py =1。5pn =1。5×16。58=24。87MPa现取[σ]=100MPa：δ 242。8×71×01060 =19。90mm查无缝钢管标准系列取δ =20mm 。缸体的外径为：D1 D +2δ =160+2×20=200mm ，选取D1=200mm，壁厚δ =20mm 的无缝钢管。

(4)液压缸工作行程为400mm。

(5)缸盖厚度的确定：有效厚度t 按强度用以下公式近似计算：t 0。433D2py D2[σ](D2 ―d0)，t 0。433×0。16× 24。87×106 ×0。16100× (0。16―0。035)

(6)最小导向长度从活塞支撑面到缸盖滑动轴承支撑面中点的距离，导向长度过小，影响液压缸的稳定性。对一般液压缸，要求最小导向长度H应满足以下要求：H l20 + D2H l20 + D2= 42000 + 1620 =100mm活塞宽度B 一般取B=(0。6~1。0)D，B=96~160mm，现取B=130mm。缸盖的滑动支撑面的长度A，根据液压缸内径D而确定，当D<80mm a=“(0。6~1。0)D，当D”>80mm 时，取A=(0。6~1。0)d，因为D=160mm>80mm，故A=(0。6~1。0)d=75~125mm，现取A=90mm。A +B2 = 1302+90 =1100mm>H 可满足导向要求。3。1。3 计算在各工作阶段液压缸所需的流量Q=π4d2 v =π4×0。1252 ×3=36。80L/minQ 1 =π4D2 v =π4×0。162 ×0。25=5。02L/min 2 =π4D2 v =π4×0。162 ×0。04=0。80L/minQ =π4 D2 ―d2 v =π4× (0。162 ―0。1252) ×3=23。49L/min

3。2 选择泵

3。2。1 泵的压力

考虑正常工作油路有压力损失，故泵的工作压力为pp =p1 +ΣΔp ，ΣΔp ―进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0。8MPa。pp =p1 +ΣΔp =16。58+0。8=17。38MPa ，在本系统中静压力pn =1。4pp =24。33MPa 。取Pn=25MPa

3。2。2 泵的流量的确定

液压泵的最大流量为：qp KL(Σq)max =1。2×36。8=44。12 L/min，取qp=45L/min。以上计算得出的qp和pp，查液压有关手册，选择CY14―1B 型斜盘式轴向柱塞泵，泵的参数为：每转的排量q0 =2。5~250mL/r ，泵的额定压力，pn=32MPa，转速1470r/min。与液压泵匹配的电动机的选定：由手册选择Y100L2―4 型三相异步电动机，功率3kw，额定转速1470r/min 。

3。3 液压阀的选择

3。4 压力机管道尺寸

(1)一般油路管道内可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可计算得到，即可按照管路允许的流速、流量进行。本系统压油管的允许流速取v=5m/s，主油路差动时流量q=60。29L/min。d =4。6 qv =4。6× 605。29 =15。97mm ，d=16mm。综合诸因素及系统上面各阀的通径取d=16mm，吸油管的直径参照CY14―1B 变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d=42mm。

(2)液油箱容积的确定：本系统供油压力为高压系统，所以液压油箱有效容量取泵额定流量的5～7 倍，经分析该液压机选用容量为400L的油箱。

4 压力机液压系统验算

根据压力的工作需求必须进行压力机的系统验算，以保证压力机能可靠稳定的完成设备正常运行，确保压力机的压力损失在正常范围。

4。1 工进进油路的`压力损失

运动部件快进时的最大速度为0。25 mm/s，最大流量为5。02L/min，流速为：V1 = qπ4d2 = 4×5。02×103π×1。62 =2498。01cm/min=416。3mm/s管道的雷诺数Re1 为Re1 = V1dυ = 41。613。5×1。6 =44。41 ，Re1<2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程压力损失Δp1―1为Δp1―1 =λldρV 22 =1。69× 0。70。+0116+1 × 920×0。416322 =0。023MPa液压元件换向阀产生的压力损失Δp1―2=0。05MPa，忽略油液通过油路板处及管接头处产生的局部压力损失，最终计算进油路的总压力损失Δp1为：Δp1=Δp1―1+Δp1―2=0。023+0。05=0。073MPa。

4。2 工进回油路的压力损失

V2 = V1 2 = 4126。3 =208。15mm/s ，管道的雷诺数 Re2 为Re2 = V2dυ = 20。8115。5×1。6 =22。20 ，Re2<2300，油液在管道内的流态为层流，其沿程阻力系数λ = 75 Re2 = 227。520 =3。38 ，回油路管道沿程压力损失Δp2―1为：Δp2―1 =λldρV 22 =3。38× 0。20。156 × 920×0。2081522 =0。0105MPa换向阀压力损失Δp2―2=0。025MPa;调速阀的压力损失Δp2―3=1MPa。回油路的总压力损失：Δp2=Δp2― 1+Δp2― 2+Δp2― 3=0。0105+0。025+1=1。036MPa变量泵出口处的压力Pp：pp = F/ηcm +A2Δp2A1 +Δp1 = 300000/0。95+7。83×10―3 ×1。036620。10×10―3 +0。073×106 =16。19MPa

4。3 快进进油路的压力损失

5.液压机驱动系统分区控制节能方法篇五

20世纪60年代以来,各种复杂的大吨位、高精度液压机不断涌现,在各个领域得到了广泛的应用。但液压系统的效率低,一般为6%~40%[1],产生极大的能量浪费。因此,降低液压系统工作过程中的能量损耗,实现低碳制造显得极为重要。

近年来,国内外学者对液压系统节能作了很多研究,主要包括液压系统中冗余能量的回收方法和输入输出的能量匹配机制。在液压系统中的能量回收与存储的方法中,将动能或势能转换成易于存储的能量收集起来,在需要的时候加以释放[2,3,4,5]。在液压系统输入输出能量匹配方法中,通过调整系统的输出压力和流量达到与负载匹配实现节能[6,7]。但该方法会使系统复杂,控制性能变差。成形过程液压系统消耗的能量比工作周期各个部分消耗的总能量小得多[8],因此,仅仅考虑成形过程中的节能和回收是不够的。Monn等[9]讨论了一种控制液压系统操作的方法,通过控制其运行节拍,达到降低能耗的目的。由此可知,从改变液压机系统动作节拍的角度实现节能存在很大的空间。

本文从改变驱动控制节拍的角度进行全局功率匹配,提出面向液压机组的节能控制方法,对液压机组的能量匹配进行研究,建立了多液压机的节拍调度与能量计算模型。

1 液压机组驱动系统的分区控制方法

液压机具有装机功率大、周期内瞬间载荷高且负载差异大的特点,从而导致驱动系统的输出功率与动作的消耗功率不匹配。成形过程完成后,液压机存在较长的待机时间用于完成上下料动作,产生较大的待机能量损耗,如图1所示。

为了解决液压机存在的上述问题,提出了液压机组驱动系统的分区控制节能方法。该方法将生产线中各个液压机原有的驱动部分(由多个电机和泵组成的电机泵组)从整个液压机系统中分离,将泵站作为液压机组的驱动系统,为生产线多台液压机组成的液压机组提供能量。根据液压机的工艺节拍,将驱动系统划分为多个驱动区:下降区(F区)、压制区(P区)、保压区(M区)、回程区(R区)。F区、P区、M区和R区分别用于提供液压机组下行、压制、保压和回程所需的流量与压力。驱动区根据液压机具体工作节拍,重新设计。每个驱动区由若干个驱动单元组成,每个驱动单元由与该区所完成动作功率相匹配的多个电机泵组组成,每个驱动单元均可单独驱动液压机高效完成该区所负责的动作。驱动系统的组成如图2所示。

同一液压机的不同动作在对应驱动单元的驱动下完成,不同液压机的同一动作在同一驱动区的驱动单元驱动下完成。驱动系统的每个驱动单元只为液压机组的某个动作提供能量。通过协调液压机组的节拍,使液压机组分时共享同一驱动系统,各个驱动单元协同工作,完成整个成形过程,达到缩短驱动系统的等待时间,减少能量的损耗的目的。

图2所示的液压机组的工作过程为:工作开始时,启动泵站的所有驱动单元。根据协调所确定的时间要求,将F区驱动单元切换至工作状态,驱动对应的液压机1。液压机1完成下降动作后,将P区的驱动单元切换至控制液压机1的状态。下降驱动单元在需要的时候切换至液压机2进行下降动作,在不需要的时候,处于卸荷的状态。每台液压机按照这种方式依次被F区、P区、M区、R区驱动,完成一个完整的成形过程。液压机完成一个完整的成形过程的时间称为工作周期。一个工作周期后,所有的驱动单元都进入工作状态,每个驱动单元连续高效率地完成所对应的成形动作。某工作节拍下,一个完整的工作周期中,各个液压机以及驱动区的工作状态如图3所示。

为了达到功率匹配的节能控制效果,需要根据液压机组每个动作的功率,对每个驱动单元的组成进行匹配设计。为了缩短驱动单元的等待时间,需要对驱动单元进行合理的分配和调度。

2 驱动单元的匹配设计

2.1 液压系统的模型分析

恒功率变量泵以其良好的特性被广泛应用于成形装备。所研究的液压系统采用多台异步交流电机驱动多台恒功率变量泵的方式为液压机提供能量。恒功率变量泵的泵口压力达到一定值以后,其输出功率基本保持不变,通过调节节流阀的开口,调节泵的输出流量,达到调速的目的,满足不同动作对滑块速度的要求。因此,虽然不同成形阶段的液压回路各不相同,但驱动方式的相同导致每个动作的液压回路都有很大的相似性。根据液压机系统的特点,得到液压回路模型,如图4所示。

根据图4所示的模型,当滑块以速度v下行时,忽略其中的摩擦损耗,有:

活塞在下降的过程中,满足:

液压回路的输入功率为

式中,C为由节流口、油液性质决定的常系数;m为由节流口形状决定的节流阀指数;AT为节流阀的开口面积;A1为活塞下腔的面积;p1为活塞下腔的液压油压力;A为活塞上腔的面积;p为活塞上腔的液压油压力;F为包含滑块重力和成形力的综合阻力;P为液压回路的输入功率。

若设由于管路和阀体摩擦产生的损耗功率为ΔP,并将式(1)、式(2)代入式(3)则有:

其中,Pout为泵口的输出功率;Pin为电机组的输入功率,Pin=[P1P2…Pn];S为电机泵组接入系统状态的对角阵,S=diag(s1,s2,…,sn)。若第i(i=1,2,…,n)台电机泵组接入液压系统,为液压机动作提供能量,则si=1;若第i台电机泵组处于卸荷状态,则si=0。η为电机泵组的效率,η=[η1η2…ηn]T。

通过式(4)将液压系统的消耗功率与电机的输入功率联系起来。一方面,整体损耗由两部分构成,一部分是在液压能量传递过程中由于摩擦和泄漏产生的非必须损耗ΔP。另一部分是为了实现系统的功能而必须损耗的能量v(1+1/m)/(CAT),这部分损耗在不改变驱动方式的情况下,无法消除,但可以通过参数的优化减少。另一方面,在每个动作中,可通过减少处于卸荷状态泵的数量,提高单个液压泵组的效率,进而提高液压系统的效率,减少损耗。

2.2 驱动单元的匹配方法

从2.1节的模型可知,通过改变节流阀参数,提高电机泵组的利用率和效率,可提升整个液压系统的效率。本节就从这些方面综合考虑,使驱动单元与其负责的动作相匹配,提升每个驱动单元的平均工作效率。

泵的电机的能量效率随着负载的变化而变化,设恒功率柱塞泵的效率为ηpump(p),p为出口压力,电机的效率为ηmotor(β),β为负载率。因此每个驱动单元在对应动作下的总效率:

将式(4)代入式(5)可得

易知,ηpump(p)、ηmotor(β)、AT为限制系统效率的主要因素。

液压机的驱动部分在设计时,需满足最大成形功率的要求,但是成形动作的负载差异导致部分动作的效率降低。采用液压机组驱动系统分区控制的方法后,每个驱动单元只执行特定的动作,可以单独根据每个阶段的负载特性调整节流阀的参数AT,重新设计和选择驱动单元,选择与之相对应的ηpump(p)、ηmotor(β)。

由图5a可知,在压力达到一定的值时,泵的效率可以达到90%(效率阈值),并且在一定的压力范围内,效率基本保持不变,称这个范围为泵选定阈值效率下工作的容许范围。同样,如图5b所示,电机也存在这样一个容许的负载率范围,使电机工作在阈值效率上的状态。

相对于同一液压机的不同动作,不同液压机的相同动作对压力和功率需求的差异较小,选择合适的电机和泵作为液压机组的驱动单元,可使其工作在容许的压力和功率的范围内,满足:

其中,[pmin(j),pmax(j)]为动作j选取泵组的压力容许范围;p(i,j)为第i道工序动作j的工作压力;[βmin(j),βmax(j)]为动作j选取的电机组的负载率容许范围,β(i,j)为i道工序动作j正常工作的负载率。提升每个驱动单元的效率,达到减小的目的。

因此,采用分区控制方法,每个驱动单元仅工作在单一的动作下,多台液压机的相同动作对功率的需求差别较小,很好地解决了单台液压机在不同工作阶段无法实现功率匹配的问题。

3 液压机组成形过程中驱动单元的调度方案

按照2.2节的功率匹配方法,设计完每个驱动单元以后,需要对驱动区的组成进行分析,对各个驱动区的进行调度,实现驱动区的有序共享。

3.1 驱动单元的调度模型

液压机成形过程中,压制阶段的能耗最大,为了缩短大功率驱动区的等待时间,减少能量的损耗,以压制区连续不间断地为不同液压机提供压制阶段能量为前提,协调各阶段动作间的关系,确定驱动区j驱动单元的数量fj和不同驱动单元驱动液压机的先后时间顺序。

设一个完整的成形加工由连续的n道工序组成,每道工序的液压机的动作包括下降、压制、保压、回退、等待全部或部分动作。第i道工序完成下降、压制、保压、回退、等待所需的时间分别为T(i,1)、T(i,2)、T(i,3)、T(i,4)、T(i,5),T(i)为完成第i道工序的总时间。为使压制区连续不间断地为不同液压机提供压制阶段能量,对每个工序的工作节拍进行调整,使完成第i道工序的时间为

在此条件下,压制动作的驱动单元就会处在连续工作的状态,保证了最大功率驱动区不存在等待时间。同时,多台液压机一个工作循环的时间(用T表示)与单台液压机一次成形过程的时间相同,保证了单台液压机的工作效率。

液压机组工作的过程中,可能存在同时工作在同一阶段的多台液压机。为了保持整个系统的连续运行,当某个阶段的时间比压制阶段长时,就为此驱动区设置2个或多个驱动单元(为所有液压机提供能量);当某个阶段的时间比压制阶段短时,设置单个驱动单元(为所有液压机提供能量)。根据每个阶段的时间长度确定每个驱动区的驱动单元的个数,完成动作j的驱动区需要设置独立的驱动单元数fj:

式中,[λj]为比λj小的最大整数。

据此得到驱动系统驱动单元的数量以后,整个成形生产线就可以高效率的连续运转。液压机泵和电机在工作时,泵压力的重新建立会消耗比较长的时间,并且频繁的启停电机也会额外消耗大量的能量,因此每个驱动单元在整个运行周期内都不会关闭。当某个驱动单元完成当前工序的动作,而下一个工序的此动作尚未开始,该驱动单元就会处在卸荷状态,存在一定的等待时间。每个驱动区一个工作周期内的等待时间为

某动作的时长与压制动作的时间相等时,对应的驱动单元不存在等待时间。

3.2 驱动单元的节能计算

采用液压机组驱动系统分区控制方法以后,由于液压机本身的结构以及每个动作的实现方式并未改变,因此每台液压机每个动作的需求功率保持不变。

未采用分区控制方法时,设Eij为第i道工序j(j≠5)动作的输出有用功,ηij为第i道工序j动作的平均能量效率,Pi5为等待阶段所有的电机和泵在卸荷时的功率,则完成n道工序需要消耗的能量为

采用分区控制方法后,第i道工序j动作的输出有用功依然为Eij。与之不同的是,当某台液压机处在等待阶段时,驱动单元依然为其他液压机提供能量。设η′ij为第i道工序j阶段的能量效率,Pwj为j动作的驱动单元的空载功率。从驱动单元的角度考虑,一个工作循环中,驱动系统消耗总能量为

由于压制动作连续,因此Tw2=0,压制阶段不存在等待功率的消耗。在节拍允许的情况下,其他驱动单元的的等待时间也可以为0,系统可以不存在等待损耗。改进前后消耗的能量之差为

4 案例分析

以某公司公称压力20MN,装机功率510kW的拉伸液压机为例,对采用分区控制方法前后的单台液压机的能量消耗及效率提升情况进行对比。同时,为了更清楚地比较采用液压机组驱动系统分区控制方法后,单台液压机的能量节约情况,选择多台相同的液压机作为液压机组,不改变每个动作接入系统液压系统的电机和泵的个数,不改变每个动作持续的时间长度,进行单一工况的设计。

液压机的结构特征:滑块固定在2个活塞和1个柱塞上,活塞和柱塞在固定于上横梁的缸体内上下运动。当活塞缸及柱塞缸的上腔通入高压液体时,滑块在液压油压力的作用下向下运动;当活塞缸的下腔通入高压液体时,滑块在液压油压力的作用下向上移动。通过换向阀切换回路,对液压油的方向进行切换。改变不同阀的状态,达到不同阶段需求的不同压力,实现液压机的整个成形过程。

单台液压机驱动系统由6台三相交流异步电机与7台恒功率变量泵组成,其中,5台额定功率为75 kW的电机分别与1台最大排量为400L/min的泵相连,另外1台90kW功率的电机与2台泵相连,这2台泵的最大排量之和为402L/min,构成双联泵组,驱动系统的额定输入功率矩阵Pe=[75 75 75 75 75 90]kW。

4.1 单台液压机的能量消耗

单台液压机在驱动系统的驱动下,完成下降、压制、保压、回退等动作。每个动作需求的压力和流量不同,导致对驱动系统的利用情况不同,因此电机泵组产生了不同的接入状态。经测试,在某种拉深成形的一个完整的成形过程中,电机在快降、慢降、压制、保压、快回、慢回动作下对应于Pe的状态矩阵分别为S11、S12、S2、S3、S41、S42:

对以上各个工作状态的液压机的成形过程进行能量消耗测试。在拉深成形过程中,完成一次成形过程需24s,其中下降时间为0~4s,包括动作1快降(0~2s)和动作2慢降(2~4s);动作3压制时间为4~8s;动作4保压时间为8~10.5s;回退时间为10.5~14s,包括动作5快回(10.5~13s)和动作6慢回(13~14s);等待(设为动作7)时间为14~24s。

用AITEK的AWS2103系功率仪对每个动作下输入的有功功率进行测试,采样间隔Δt=0.01s,得到每个动作每个时刻的功率Pt,则每个动作输入的有功能量:

其中,tm为动作m的开始时间;Δtm为动作持续的时间;Em为完成动作m输入的有功能量,m=1,2,…,7。进行多次测试,得各个动作下输入的有功能量,如表1所示。则液压机完成一次成形过程的能量消耗为

液压系统的成形能转换效率为

4.2 液压机组的能量消耗

由液压系统在此次成形过程的动作节拍可知,压制时长为4s,整个工作过程为24s。据此,选择驱动系统驱动6台相同的液压机,驱动系统可连续不断地为液压机组压制动作提供能量,同时单台液压机完可完成一个成形过程。驱动系统驱动的不同液压机的相同动作的时间长度都一样,式(9)可以写成:

根据每个动作的时长得fF=fM=fR=1,即每个驱动区设置一个驱动单元即可实现整个液压机组的连续工作。在一个工作循环中,每个驱动区的工作状态如图6所示。

开始工作时,液压机1在下降驱动区的驱动下开始下降;4s时,液压机1的下降动作完成,在压制区的驱动下开始压制动作;下降区开始驱动液压机2完成下降动作,其他时间节点也以此方式完成驱动单元的切换。等待表示这段时间区域内,驱动区的驱动单元处于卸荷的状态,不为任何一台液压机提供能量。

受实验条件的限制,仅去除每个动作下处于卸荷状态的电机和泵,保留用于提供能量的电机和泵,并且保证每个动作最大的功率要求,不对电机泵组做进一步优化。使每个驱动区高功率工作状态下的状态矩阵S都是满秩矩阵。因此,PFe=[75 75 75 75 75]kW,PPe=PMe=[75 75 75 75 7590]kW,PRe=[90]kW。

压制区驱动单元电机和泵的个数没有改变,且在液压机之间切换时,没有等待时间,每台液压机压制动作消耗的能量不变,即

下降驱动区的驱动单元在不同液压机之间切换时,也不存在等待时间。去除90kW的电机后,单台液压机下降动作提供能量减少ΔEF:

式中,Pe2为测试的90kW电机带动双联泵的卸荷功率。

保压驱动区只保留90kW的电机带动双联泵,提供保压动作的能量,减少了5台75kW的电机泵组。保压区在为每台液压机提供保压动作的能量后,存在等待时间Δt2-Δt4,导致单台液压机保压动作提供的能量减少ΔEM:

式中,Pe1为测试的单台75kW电机泵组的空载功率。

回退区驱动单元没有改变,但为每台液压机提供回退能量后,存在等待时间Δt2-Δt5-Δt6,单台液压机保压动作提供的能量增加ΔER:

使用分区控制节能方法后,由表2所示数据可得一个成形过程单台液压机需要输入的能量:

液压机系统的成形能转换效率为

案例中,使用液压机组分区节能控制方法后,在一次完整的成形过程中效率提升:

能量减少百分比:

上述案例中,液压机在工作时,输入能量的40%消耗在电机的空运行上,只有20%用于液压机的成形阶段,等待阶段的存在降低了液压机的工作效率,液压系统输入输出功率的不匹配导致了能量的损失。液压机正常工作时,一次成形过程的能量消耗为4864.29kJ。采用液压机组分区控制节能方法以后,仅去掉每个动作处于待机的电机,1台液压机进行一次成形过程的能量消耗为2898.46kJ,节约能量1965.83kJ,效率提升为13.6%。仅去除多余电机泵组的方式,并不能使每个动作电机的平均负载率处在容许的范围,没有达到高效率的能量匹配。若依据能量匹配方法,对每个驱动单元的组成进行优化,能量消耗将会进一步减少。

5 结论

(1)液压机组分区控制节能方法,使用特定的液压驱动区为不同液压机的相同阶段提供成形能量,实现了驱动单元输出功率与动作消耗功率的匹配。

(2)通过不同液压机之间的节拍协调,对多台液压机的工作时间进行调度,使液压机组分时共享同一驱动系统。

(3)液压机处于等待状态时,将不同液压机的等待时间根据调度方法分散于不同的时间区间,驱动区不冲突地为其他液压机提供能量,缩短甚至消除了驱动区的等待时间,大大提高了整个液压系统的能量利用率。

摘要：针对液压机的能效特点,提出了一种液压机驱动系统的分区控制节能方法。将液压机组的驱动系统划分为与液压机动作相对应的驱动区,不同液压机在同一驱动区的驱动下完成该区所对应的动作。利用驱动单元的能效优化方法,使驱动单元的输出功率与该动作消耗的功率相匹配。构建了液压机组的调度方法,实现不同液压机分时共享同一驱动区。对液压机组的工作过程进行的实验和分析表明,液压机组中单台液压机能耗降低40%,效率提升13.3%。

关键词：液压机组,驱动区,匹配,调度,节能

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6.空压机系统节能篇六

关键词：以太环网可编程序控制器组态数据库故障诊断专家系统

1 概述

随着煤矿现代化的发展，矿山对设备自动化程度的要求越来越高，实现煤矿控制系统的数字化、信息化、智能化和集成化，建设本质安全型和数字化矿山已成为煤矿生产建设的核心。空压机作为煤矿生产的重要设备，其能否安全、稳定的运行对整个煤矿的安全、效益起着举足轻重的作用，因此实现对空压机的实时远程监测、控制、故障诊断和及时维护，保证风压的稳定，对提高生产效率和降低经济成本具有十分重要的意义。

采用上位机组态王6.53软件与现场的可编程序控制器相结合，运用SQL Server数据库和CLIPS专家系统工具，以计算机为工控核心，采用三层集散式结构框架，结合工程实际情况开发设计了一套集远程监测、控制、故障诊断于一身的综合性空压机控制诊断系统，使得系统的稳定性、可靠性和自动化程度都大幅度提高，进而在一定程度上确保空压机运行的安全性、稳定性，以及及时诊断和维护空压机[1]。

2 系统总体结构

通常情况下，对于空压机远程监控预警，以及相应的故障诊断专家系统，在总体结构方面，其现场控制的核心主要是可编程序控制器PLC，该部件的功能是处理传感器采集的空压机各项参数，通过千兆以太环网，将各数据与视频信号，通过采用西门子以太网模块的形式同时传输给上位的监控机，对于空压机的各项参数，在现场同时采用人机界面触摸屏进行实时的显示。空压机各项参数和现场视频通过上位监控机借助组态软件构件动态画面，进而在一定程度上进行实时的监控，同时在数据库中储存各项数据。对于空压机的故障，通常情况下，工程师采用CLIPS软件构件相应的专家系统，通过对故障诊断规则进行综合运用，进而在一定程度上进行一系列的推理分析，进一步快速定位空压机的各项故障，在一定程度上为空压机的安全运行，以及及时的维护奠定基础和提供保障。

3 系统数据采集与处理

对于采集和处理现场数据的系统结构来说，数据采集与处理的核心选择西门子可编程序控制器224XP型号PLC，检测空压机的一、二级排气温度、冷却水温度、润滑油温度以及电机温度通常情况下通过采用PT100系列的wzpj-236一体化温度变送器来实现；同时采用JK系列压力变送器检测空压机的一、二级排气压力、冷却水压力、润滑油压力、储气罐压力；设备维修及预防设备故障通常情况下以空压机电动机的轴振动检测为前提，因此，检测空压机电动机轴振动，本系统通常情况下采用GW-SZD型轴振动监测仪来实现。采用EM231扩展模块采集各模拟量，将4-20mA的电流信号作为检测信号。通过EDA9033A电参数采集模块和互感器采集空压机各项电参数，通过RS485总线与CPU的RS485串口实现多个电参数采集模块之间的连接。采集与处理数据通常情况下，是CPU通过控制程序的编写来实现，并且在一定程度上，通过以太网模块与视频信号将空压机的各项参数同时传输给上位监控机。

4 远程实时监控及预警

对于空压机监控系统动态画面的创建，对于上位监控机来说，通常情况下采用组态王6.53软件来实现，根据上位机系统的主画面显示，在上位监控机上，操作人员可以远程启停控制空压机，同时完成手动、自动之间的切换；通过采用直观数据和趋势曲线方式监控各检测数据：通过参数显示画面，操作员直接实时监控空压机各项参数，对于空压机的历史数据和实时数据等，通常情况下通过趋势曲线画面查看区间段划分形式，作为数据库管理系统SQL Server 2005能够实时存储空压机监测的各项参数和报警信息；对于空压机机房，借助空压机远程监控系统进行实时的视频监控。

5 故障诊断专家系统

以CLIPS专家系统工具为平台，开发空压机故障诊断专家系统，通常情况下，事实库、规则库、推理机三部分共同组成CLIPS的核心，基本的知识表示方式选择产生式规则[2]。在故障诊断系统中，全部引入SQL Server数据库中空压机的所有检测参数，进而在一定程度上实现多参数综合诊断，为了提高故障诊断的精确度，通常情况下将仪表传感器的监测与故障诊断进行结合。

在空压机故障诊断专家系统中，知识库和推理机作为系统的核心所在，通常情况下将数据采集、信号分析、专家诊断、故障预测等多个子系统融合为一身[3]，通常情况下，其组成主要包括：知识库、数据库、人机接口、推理机、知识获取机制和解释机制等。

在整个故障诊断专家系统中，知识库作为核心，通常情况下，知识库连接着系统的各项操作，通过经验知识输入界面，将故障诊断、维修方面的专家经验输入到相应的知识库管理模块中，然后通过知识库转换程序，进而在一定程度上将其存储到知识库中。通常情况下经验知识库中都存储着空压机的故障案例、故障诊断、维修专家等，进而在一定程度上便于在处理实际问题的过程中，直接调用知识库，例如：利用专家系统对空压机的电动机轴振动幅度较大的故障进行诊断时，经专家系统分析故障原因是转子出现平衡不良，通过在知识库中调用相应的故障处理方案，对故障进行处理。对于故障诊断专家系统来说，通常情况下构建知识库是一个循序渐进的过程。系统在运行过程中，需要进行不断的修改和完善，进而不断优化专家系统，进而在一定程度上确保诊断结果的缜密性和精确性[4]。

6 结语

对于空压机的远程实时监控、超限报警以及故障诊断等，通过矿用空压机远程监控预警及故障诊断专家系统进行多系统的集成，借助以太环网，在一定程度上对空压机的远程控制和各运行参数进行实时的远程显示和超限预警；构建空压机故障诊断专家系统，充分利用专家系统开发工具，以及庞大的数据库系统，进而在一定程度上对空压机出现的故障进行分析，进而对空压机的故障类型和故障走向进行准确的判断，并且在一定程度上给出经验处理和维修方案，避免维修的盲目性，同时降低了维修成本，为空压机的安全运行和煤矿的安全生产提供了保证。

参考文献：

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[3]刘璇斐，何国庚，李嘉，徐智求，余勇，涂娅莉.空分系统中空压机系统故障诊断专家系统的研究[J].空压机技术，2006（6）：17-20.

7.空压机系统节能篇七

快锻液压机具有运行平稳、速度快、精度好、自动化程度高等诸多优点,目前在自由锻造设备领域被认为是发展的主要方向之一[1]。相对于泵控液压系统来说,电液比例阀控系统具有响应快、成本低的特点,为快锻液压机所普遍采用,但同时阀控系统存在着能量利用率低、能耗高等一系列问题[2,3,4]。随着“中国制造2025”的实施和推进, 社会对节能降耗日趋重视,绿色节能将成为未来快锻液压机发展的主要方向。因此,针对快锻液压机液压系统,探寻新的节能原理或节能方式具有重要的现实意义。逄振旭等[5]研究了快锻工况PID控制器参数对系统能耗影响;管成[6]提出了机械-液压复合式节能控制系统,利用机械飞轮和蓄能器配合达到液压机常锻工况节能的目的;姚静等[7]提出了采用蓄能器的液压机新型节能快锻回路。上述方法虽然在一定程度上降低了系统的能耗,但仍未从根本上解决快锻液压机能量利用率低的问题。

近年来,变频技术的发展为液压系统的节能提供了一种新方法,即采用变频电机驱动定量泵实现泵的流量调节,从源头上减少系统的能量损失。文献显示,日本三菱公司最早将变频液压技术用于液压电梯,并实现了市场化,获得了良好的节能效果[8];徐兵等[9,10]通过全变频驱动液压电梯控制系统与阀控系统的对比研究发现,前者比后者节能40%。变频技术已成为液压系统节能的一种发展趋势,但低响应性能制约了其在高动态特性要求系统中的应用。

1泵阀复合控制原理

基于变频调节的快锻液压机泵阀复合控制系统原理如图1所示,主要由变频动力源单元和独立节流口阀控缸单元组成。其中,变频动力源单元主要由变频器1、电机2、定量泵3、安全阀4和单向阀5组成,通过调整变频器的输入频率实现定量泵3输出流量的无级调节。独立节流口阀控缸单元由主缸进液阀6、主缸排液阀7、回程缸进液阀8、回程缸排液阀9、主缸10和回程缸11组成。活动横梁12下行时,主缸进液阀6、回程缸排液阀9工作,位移传感器13采集的活动横梁的实际位移与给定位移比较,通过控制器15构成位置闭环控制主缸进液阀和回程缸排液阀的阀芯位移,进而控制活动横梁位置。同时,变频动力源单元通过压力传感器14检测主缸压力、回程缸压力和泵口压力,通过控制器构成压力闭环调节变频器频率来控制电机的转速,进而改变定量泵的输出流量,实现泵口压力跟随负载压力的变化且压差保持恒定。快锻回程时,回程缸进液阀8、主缸排液阀7工作,控制原理与压下过程一样,在此不再赘述。

2,本文实验采用PID控制器对快锻液压机位置闭环和压力闭环进行控制。

2泵阀复合控制节能机理

2.1电液比例阀控系统功率

2.1.1下行时系统功率

快锻液压机压下时,活动横梁下行,主缸进液阀和回程缸排液阀的流量Q1、Q4分别为

式中,xv1、xv4分别为主缸进液阀和回程缸排液阀的阀芯位移;ω为阀口面积梯度;Cd为流量系数;ρ为油液的密度; ps1为下行时泵口压力;pt为油箱压力;p1、p2分别为主缸和回程缸的压力;A1为主缸面积;A2为回程缸面积;y为活动横梁的位移(即液压缸运动的位移)。

定义主缸面积A1与回程缸面积A2的比值 γ=A1/A2,主缸进液阀与回程缸排液阀阀芯位移比为α1=xv1/xv4。假定pt=0,由式(1)、式(2) 可得

下行时,活动横梁的力平衡方程为

式中,m为活动横梁的质量;Bp为阻尼系数;Ff为摩擦阻力;FL为负载力。

由式(3)、式(4)得泵口压力为

电液比例快锻系统的液压泵为定流量输出, 设泵的输出流量为Qs1,则下行时输出功率为

2.1.2上行时系统功率

快锻液压机回程时,活动横梁上行,主缸排液阀和回程缸进液阀的流量Q2、Q3分别为

式中,xv2和xv3主缸排液阀和回程缸进液阀的阀芯位移; ps2为上行时泵口压力。

定义主缸排液阀和回程缸进液阀阀芯位移之比为α2=xv2/xv3。假定pt=0,由式(7)、式(8)可得

上行时,活动横梁的力平衡方程为

由式(9)、式(10)得泵出口压力ps2为

电液比例快锻系统定量泵的输出流量为Qs2, 则上行时输出功率为

2.2泵阀复合控制系统功率

2.2.1下行时系统功率

根据泵阀复合控制原理可知,活动横梁下行时压力闭环控制泵口压力p′s1跟踪主缸压力p′1, 且使主缸进液阀两端压差 Δp恒定,即

下行时,活动横梁的力平衡方程为

式中,p′2为泵阀复合控制的回程缸压力。

由式(13)、式(14)可得

泵阀复合控制系统工作时无溢流,泵的出口流量Q′s1等于主缸流量Q1,即

式中,f为压机的快锻频率;S为快锻行程;t为时间。

由式(15)、式(16)得下行时泵的输出功率为

2.2.2上行时系统功率

泵阀复合控制系统活动横梁上行时,压力闭环控制使泵口压力p′s2跟踪回程缸压力p′2,且使回程缸进液阀两端压差 Δp恒定,即

上行时,活动横梁的力平衡方程为

由式(18)、式(19)可得

泵阀复合控制系统上行时,泵的出口流量Q′s2等于回程缸的流量Q3,则

由式(20)、式(21)得上行时泵的输出功率为

2.3两种系统的功率比较

2.3.1下行时系统功率对比

活动横梁下行时,电液比例阀控系统与泵阀复合控制系统泵消耗功率差 ΔP1为

由于p2=p′2,Q′s1=Q1,将式(6)和式(17)代入式(23),整理可得

假设Qs1= Q1,即系统无溢流,Q1取最大值 πA1f S,得

以0.6MN中试液压机的基本参数(表1)为例,Δp =2 MPa,α1的取值范围为0.2≤α1≤ 0.7,p2的取值范围为2MPa≤p2≤ 6MPa。以 α1、p2为横坐标轴,绘制下行时两系统功率差ΔP1曲面,如图3所示。可以看出,随着p2的增大系统功率差ΔP1增大,且阀芯位移比α1越大,ΔP1越小。功率差ΔP1所描绘的曲面全部在零平面之上,即 ΔP1> 0,表明下行时,电液比例阀控系统泵的输出功率大于泵阀复合控制系统泵的输出功率。

2.3.2上行时系统功率对比

同理,由式(12)和式(22)整理可得活动横梁上行时,电液比例阀控系统与泵阀复合控制系统泵消耗功率差 ΔP2为

以0.6MN中试液压机的基本参数(表1)为例绘制上行时两系统功率差 ΔP2曲面,如图4表示。可以看出,随着p1的增大系统功率差 ΔP2增大,且阀芯位移比α2越大,ΔP2越大。功率差 ΔP2所描绘的曲面全部在零平面之上,即 ΔP2>0,表明上行时,电液比例阀控系统泵的输出功率大于泵阀复合控制系统泵的输出功率。

综上,在整个工作行程内,电液比例阀控系统的输出功率均大于泵阀复合控制系统的输出功率。对于同一负载,压机推动活动横梁所消耗的有用功是相同的,因此系统的输出功率越小,系统的能量利用率也就越高,系统也就越节能。

3实验研究

3.10.6MN中试快锻液压机实验平台

实验依托于燕山大学河北省重型机械流体动力传输与控制实验室的0.6MN中试快锻液压机实验平台,如图5所示。该平台液压系统原理见图1。

为了增加实验结果的可比性,电液比例阀控系统和泵阀复合控制系统两个实验均在0.6MN中试快锻液压机实验平台上完成。电液比例阀控系统实验时通过变频器调定电机转速恒定为750r/min,其他实验条件与泵阀复合控制实验保持一致。0.6MN中试快锻液压机主要参数如表1所示。

3.2电液比例阀控系统能耗实验分析

实验给定位移为正弦曲线,锻造频率为1Hz, 幅值15mm,系统压力为10MPa,电液比例阀控系统各部分功率曲线如图6所示。可以看出,系统输入功率曲线基本恒定,压机上行时,由于回程缸面积较小,溢流损失功率较大;而下行时系统给主缸供液,溢流损失的功率相对较小。

根据图6曲线计算3s内快锻液压机的能耗, 如表2所示,表中W1为负载消耗的能量,W2为回程缸油路节流损失能量,W3为主缸油路节流损失能量,W4为溢流损失能量,W5为系统输入能量。可以看出,负载消耗的能量仅占系统输入能量的5.5%,而溢流损失的能量占比59.3%, 3s内溢流能耗高达13.18kJ,这是由于电液比例阀控系统为了满足液压机快速响应的要求,“定量泵+溢流阀”构成的动力源长期处于高压溢流状态产生的能耗损失。另外,系统节流损失消耗的能量也是相当巨大的,主缸油路和回程缸油路节流损失的能量分别是2.07kJ和5.76kJ,两者总能耗相加占比达到36.2%,这部分能耗是高压油流经比例阀液阻产生的压力损失。

1.系统输入功率曲线 2.溢流损失功率曲线 3.主缸油路节流损失功率曲线 4.回程缸油路节流损失功率曲线

3.3泵阀复合控制系统能耗实验分析

压差 Δp是泵阀复合控制系统压力闭环控制的目标,前面理论分析可知其值对泵阀复合控制系统的特性具有重要的影响。图7所示为压差 Δp不同时泵阀复合控制系统的功率实验曲线, 可以看出,随着 Δp的增大,系统输入功率、回程缸油路节流损失功率和主缸油路的节流损失功率均增大。因此,从能耗角度,Δp越小越好。

上述压差 Δp对应的活动横梁位移实验曲线如图8所示。可以看出,随着 Δp的增大,位移跟随性变好;在 Δp=1MPa时,活动横梁的位移准确性较差,压下和回程均不能达到给定的位置,且相位滞后约0.2s,不能满足快锻压机位置精度要求;当 Δp=3MPa时,系统出现了超调现象,且活动横梁振动明显增强,稳定性变差;当 Δp=2MPa时,系统兼顾稳定性和准确性,快速性也较好。

综合考虑系统的稳定性、快速性、准确性以及系统能耗,本文选取 Δp=2MPa进行实验。泵阀复合控制系统各部分的功率实验曲线如图9所示。可以看出,系统输入功率曲线不再保持恒定, 而是随着压机的上行/下行循环变化。

根据图9曲线计算3s内快锻液压机的能耗, 如表3所示,可以看出,系统的溢流损失为零,虽然主缸油路和回程缸油路节流损失的能量占比依然很大,但其量值与负载消耗的能量愈加接近,负载消耗的能量达到系统输入能量的31.9%,系统能量利用率是电液比例阀控系统的5倍多。

根据表2、表3的快锻液压机电液比例阀控系统与泵阀复合控制液压系统的能耗对比,可以看出,在负载消耗有效能基本相同的实验条件下, 相对于电液比例阀控系统来说,泵阀复合控制系统在主缸回路和回程缸回路节流损失的能量更小,加之系统的溢流损失为零,使得泵阀复合控制系统的装机功率大幅度降低,泵阀复合控制系统的输入能量仅为电液比例阀控系统输入能量的18.4%,装机功率下降的同时,快锻液压机系统初投入成本也将大幅度降低。综上所述,与电液比例阀控系统相比,快锻液压机泵阀复合控制系统具有良好的节能性。

1.给定曲线 2.实际位移曲线

1.系统输入功率曲线 2.溢流损失功率曲线 3.主缸油路节流损失功率曲线 4.回程缸油路节流损失功率曲线

4结论

(1)提出了快锻液压机泵阀复合控制系统原理,主要从能量源头出发来降低系统的溢流损失和节流损失,同时分析了快锻液压机泵阀复合控制系统位置 -压力双闭环控制方法。

(2)理论上定性地分析了快锻液压机泵阀复合控制系统的节能机理。分析结果表明,在快锻液压机整个工作行程内,泵阀复合控制系统相比电液比例控制系统具有更低的系统输入功率。

8.螺杆空压机动力站节能改造篇八

中国电子科技集团公司第四十研究所集中供气动力站主要组成见图1, 两台75kW SRC-100型螺杆空压机按天交替启用, 空压机产生的压缩空气先经过储气罐, 将大部分水蒸气沉淀初次除湿, 再进入冷干机二次除湿, 得到的干燥空气由调压阀调节送至各使用部门。

空压机工作时间早7∶15～晚11∶30约16h, 气压0.3～0.8MPa, 额定排气量10m3/min, 排气压力1.3MPa。根据单位实际情况, 厂家设置空压机参数为空压机压力下限0.8MPa, 上限1.0MPa。由于电机不能频繁启动, 启动频率≤3次/h, 当加载达到压力上限, 转入空运转20min, 若20min内压力下降至0.8MPa, 设备自动转入加载状态, 反之设备自动停机, 待压力降至0.8MPa时自启动。

空压机按照该设置方案实际运行, 从0.8MPa开始加载, 约2min后转入空运转, 约15min再次转入加载状态, 周而复始, 动力站能耗过大, 经统计每天耗电约900kW·h。为此, 决定对动力站进行节能改造。

空压机耗能计算如下:

式中t总加———空压机总加载时间, h

t单加———空压机单位加载时间, h

t单空——空压机单位空运转时间, h

t总——空压机总工作时间, h

t总空——空压机总空运转时间, h

根据空压机运行数据, t总加=2/ (2+15) ×16≈1.9h, 则t总空=16-1.9=14.1h。

式中P有——空压机消耗的有用功率, kW

P额——电机额定功率, kW

η———电机额定效率, %, 取0.9

P空——空压机空运转功率, kW

η'———电机空载效率, %, 取0.7

W有———空压机消耗的有功电能, kW·h

W空———空压机消耗的空运转电能, kW·h

W总———空压机消耗的总电能, kW·h

根据空压机技术参数, P有=75/0.9≈83kW, P空=83×0.7=58kW, 则W有=83×1.9=158kW·h, W空=58×14.1=718kW·h, W总=158+718=876kW·h, 基本和实际情况吻合。

可见, 电能主要消耗在空压机空运转阶段 (4kW冷干机和2.5kW冷却风扇均为间歇工作, 运行时间短且功率较小, 耗能可忽略) 。

二、改造方案选择与实施

1. 方案分析

目前常用变频技术解决空压机空运转造成的能源浪费问题, 通过降低电机供电电压频率, 使电机在低转速下消耗较低功率, 产生和用气量相适应的压缩空气, 此时电机很少空运转甚至无空运转, 从而节约电能, 具体有以下两种实现方式。

(1) 变频器输出频率随用气量实时变化。该方式中电机连续运转不停机, 使空压机制气量和用气量动态平衡, 满足全天16h工作需要, 管路气压稳定, 空压机无空运转, 利用率接近100%。

式中q1———空压机平均排气量, m3/min

q额———空压机额定排气量, m3/min

n1———电机变频后平均转速, r/min

n额———电机额定转速, 1470r/min

f1———变频器输出频率, Hz

f额———电机额定频率, 50Hz

根据空压机运行数据, q1=10×1.9/16≈1.2m3/min, 则n1=1.2/10×1470≈176r/min, f1=176/1470×50≈6Hz。

设备长时间低频工作可造成: (1) 变频器稳定性降低。 (2) 空压机转速过低, 螺杆润滑情况恶化。 (3) 电机风扇冷却效果大幅下降, 但电机线圈电流变化小, 空压机稳定性降低。一般空压机工作频率不能<20Hz, 因此该方案不可行。

(2) 变频器输出频率固定 (低于额定频率) 。按照空压机允许调频范围20～50Hz, 且运行频率和功率成正比。设空压机工作在最低频率20Hz, 则此时加载功率P20=P50×f20/f50=P有×f20/f50=83×20/50=33.2kW, 加载时间t20加=P有/P20×t总加=83/33.2×1.9≈4.75h, 空载运行时间t20空=t总-t20加=16-4.75=11.25h, 空载功率P20空=f20/f50×P50空=f20/f50×P有×η'=20/50×83×0.7=23.24kW, 全天消耗电能W20=t20加×P20+P20空×t20空=4.75×33.2+23.24×11.25≈158+261=420kW·h。

可见该方案用电量仍然较大, 而且空压机同样工作在较低转速, 该方案亦不理想。

2. 确定调时调压方案

进一步分析认为既要有效节能, 又不损害设备, 就要设法减少空压机空运转和电机启动次数, 空压机空运转的主要原因是用户用气量不稳定或小于空压机制气量, 电机最高启动次数需≤3次/h, 为此采用调时调压方案。

首先估算在保证电机安全启动次数和管网 (储气罐和管路) 使用气压条件下的管网最低储气量, 通过增设储气罐、提高管网气压大幅增加管网储气量;在储气量充足情况下, 重新设置空压机运转时间参数, 使空压机加载结束后快速停机, 减少空运转时间。相关参数计算如下:

式中Q空——空压机空运转阶段用气量, m3

Q总——管网容积, m3

ΔP———空压机空运转压力差, MPa

K———常数, 10 (1MPa=10个大气压)

q———用户单位时间用气量, m3/min

t空———空压机空运转时间, min

在用户不用气情况下, 统计单独向储气罐加压时间和同时向储气罐、管路加压时间, 根据两个时间差推算出管路容积约为5m3, 则Q总为9m3。根据空气物理性质, 每增加0.1MPa压力, 相当于增加1个9m3标准大气压空气, 由空压机实际运行数据, 空压机加载结束, 管网气压为1.0MPa, 空压机空运转15min后, 管网气压降至0.8MPa, 即15min内整个管网气压下降0.2MPa, 则Q空=9× (1.0-0.8) ×10=18m3, q=18/15=1.2m3。

3. 方案实施

要保证电机启动次数≤3次/h, 电机至少20min不能启动, 20min内用户用气量Q20=q×20=1.2×20=24m3, 即在0.8MPa以上, 管网储气量应≥24m3, 考虑用气量波动, 储气量>30m3更为可靠, 但管网现有基本容积仅为9m3, 为此采取以下措施。

(1) 增加1个4m3储气罐, 将管网容积提高至13m3 (若再增加储气罐则容积提高有限, 投资较多) 。

(2) 将空压机压力上、下限改为0.8～1.2MPa, 则ΔP′=1.2-0.8=0.4MPa, 气压加载至1.2MPa后, 管网内0.8MPa以上储气量Q=13× (1.2-0.8) ×10=52m3, 由公式 (12) , t空=Q空/q=52/1.2≈43min。

(3) 修改空压机空运转时间参数。空压机空运转阶段时间参数原设置: (1) 为避开电机启动时电流高峰, 星—角启动6s后转为角运行。 (2) 为空压机进气作准备, 角运行后延时2s, 进气阀打开, 加载运行。 (3) 加载完成后空运转20min停机, 其中前1min设置是便于油气分离筒减压、沉淀油回流及电机冷却, 后19min是厂家为防止20min内电机需要再次重启而设置的保护时间。

(1) 、 (2) 所述的两个时间很短且均是保护设备运行安全, 现保持不变;经过改造增加管网基本容积和气压已使管网储气量足以使用43min, (3) 中19min保护设置已无意义, 现取消。

三、改造效果

(1) 节省电能。经统计满足同样生产用气情况, 动力站每天耗电150～200kW·h。

(2) 设备使用寿命延长。每周期空压机运行5～6min, 每天仅运行2h左右。

(3) 耗材费用降低。改造前每年设备约运行4800h, 现仅为600h, 按照螺杆空压机使用要求, 设备每运行3000h, 需更换60L专用润滑油、1支空滤芯、2支油滤芯、1套油气分离滤芯。

(4) 投资小。改造共投资1.5万元, 若采用变频方案需投资8万元,

目前因用气量原因使空压机空运转运行, 导致能源浪费的问题十分普遍, 常用的节能改造方法并不一定适用单位实际情况, 或不是最佳方案。因地制宜, 有针对性的采取措施, 节能效果会更加显著。

参考文献

[1]韩安荣.通用变频器及其应用.机械工业出版社, 2000

9.螺杆式空压机的节能运行篇九

1 螺杆机运行情况介绍

一空压站现用的某20S-200L螺杆式空压机为例, 该机额定流量27.8m3/min, 额定排气压力0.7MPa, 电动机功率150KW, 冷却风机功率5.5KW。

假如该机全年满载运行, 则每年的电耗为136.2万kwh, 按每度电0.58元 (含税价) 计算, 电费约80万元。如果该机采购价为20万元, 则额定工况运行一年的电费相当于购机费用的4倍, 也就是说, 螺杆机运行费用中主要是电费。

如果要降低压缩空气的成本, 节电是主要途径, 有效地节电手段将会创造可观的经济效益。

螺杆机除了额定工况运行外, 还具有卸载模式、吸气节流模式、螺旋阀控制模式和变频器控制模式等可以改变供气流量的运行方式。

加卸载运行模式是螺杆机常见的运行模式。螺杆机加载运行达到设定的卸载压力后, 达到卸载压力后, 螺杆机自动关闭进口的吸气阀, 使螺杆机处于不吸气的运行的状态, 当压缩空气被用户消耗到压力低于设定的加载压力时, 螺杆机进口阀自动全开, 开始供应压缩空气。在卸载运行期间, 并没有向用户供气, 约23%的功率 (大约35KW) 被消耗。由此可见加卸载运行模式供气压力变动幅度大, 效率低, 电耗高。螺杆机卸载时间所占运行时间的比例越大, 即螺杆机总的额定供气能力大于用气量越多, 则效率越低, 压缩空气的电耗成本越高。

吸气节流模式是连续加载运行情况下, 经过对相应控制阀进行设定, 使螺杆机自动改变吸气口阀门的开度, 改变螺杆机的吸气量, 该方式能够在一定范围内实现与用户要求流量相适应, 获得比较稳定的供气压力。这种运行方式在40~100%额定供气流量工况下, 比加卸载运行模式有明显节能效果, 例如在平均78%供气流量的工况下, 加卸载运行方式的平均电动机功率约95%, 吸气节流模式的平均电动机功率为90%, 二者电动机功率相差5%, 也就是说该工况下吸气节流方式运行能够节省电动机功率7.7KW的功率, 假如全年365天运行都是这种工况, 则可以节省6.7万度电。

螺旋阀控制模式是连续加载运行情况下, 吸气阀全开, 由螺杆机排气压力控制螺旋阀的位置, 改变螺杆机螺杆的有效工作长度 (即用来压缩空气的螺杆长度) , 来改变螺杆机的排气量, 如果与吸气节流相配合, 能够获得排气量从0~100%额定流量范围的平滑调节, 并且可以获得比吸气节流效果更好的节电效果。例如在平均78%供气流量的工况下, 加卸载平均功率约95%, 螺旋阀控制模式的平均功率为83%, 二者相差12%, 也就是说该工况下比吸气节流方式运行的螺杆机能够节省18KW的功率, 并且螺杆机的平均供气流量越低, 节能效果会越明显。

变频器控制模式能够在23~100%额定排气量情况下平滑控制流量, 在≤80%的额定排气量情况下, 能够获得比螺旋阀更好的节电效果。在排气量≥95%时, 变频器控制模式比加卸载模式耗电量要高, 是不推荐的运行工况。例如在平均70%供气流量的工况下, 加卸载平均功率约90%, 变频器控制模式的平均功率为76%, 二者相差14%, 相当于节省21KW的功率。假如全年365天运行都是这种工况, 则可以节省18万度电, 相当于节省电费近10万元 (0.6元/度电计算) , 具有明显节电效果。

2 变频调速螺杆机的情况介绍

变频螺杆机继承了非变频产品的主要特点, 采用变频电机, 配置变频器, 通过控制变频器频率使变频电机转速在一定范围内转速变化, 能够动态跟随输出气压的改变, 以保持螺杆机的输出压力维持比较稳定, 不存在电机的空载运行, 避免了卸载损耗。

变频调速螺杆机机组运行特点如下:

1) 不存在从全负荷到空载过程的效率较低的周期运行。

2) 在低于额定频率运行时降低了电机的转速, 损坏也相应下降。

3) 减少总的平均工作压力, 由于平均工作压力的减少, 进而导致空压站的全部机组耗电下降。

4) 可使压缩空气的压力变化保持在很小的范围内。

5) 变频器驱动电动机能有效地降低电机的起动电流峰值。

螺杆机变频调节是适应气量变化管网系统的最有效的控制方式, 主要优点是输出压力稳定及显著的节能效果, 尤其是在用户用气量波动范围较大时。

3 螺杆机的节能运行

经过以上分析不难发现, 合理的控制螺杆机的运行模式, 可以收到明显的节能效果。我公司的螺杆机情况为:1#机是变频器控制机型;2#~4#机是吸气节流控制机型。根据压缩空气用户的需要流量, 可以合理组合几台机组, 达到节能运行的目的。

1) 单台机组即可以满足压缩空气供应时 (实际表明, 夜间压缩空气用量比白天要少) , 推荐采用1#变频器控制机组。