Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса 9
1.1. Анализ состояния производства грузоподъемных работ 9
1.2. Анализ систем автоматического управления защитой гидрофицированных кранов 17
1.3. Обзор существующих методов управления ограничителями грузоподъемности 20
Выводы и задачи исследований 28
2. Теоретические исследования процессов защиты гидрофицированных кранов 30
2.1. Описание процесса подъема груза 30
2.2. Моделирование динамических процессов при подъеме груза 40
2.3. Влияние работы гидропривода на надежность работы ограничителя грузоподъемности 47
Выводы 59
3. Экспериментальные исследования процессов при подъеме груза 61
3.1. Задачи, методика проведения экспериментальных исследований 61
3.2. Результаты экспериментального определения характеристик процесса подъема груза 69
3.3. Оценка параметров заградительной характеристики ограничителя грузоподъемности
3.4. Результаты исследований ограничителя грузоподъемности при низких температурах
Выводы 86
4. Разработка автоматической системы защиты крана 87
4.1. Разработка программного комплекса оценки состояния заградительной характеристики ограничителя грузоподъемности 87
4.2. Разработка управляющего модуля для защиты крана от опрокидывания 95
4.3. Внедрение результатов исследований 99
4.4. Выводы
Основные результаты и выводы
Список использованных источников
Приложения
- Анализ систем автоматического управления защитой гидрофицированных кранов
- Обзор существующих методов управления ограничителями грузоподъемности
- Влияние работы гидропривода на надежность работы ограничителя грузоподъемности
- Результаты экспериментального определения характеристик процесса подъема груза
Введение к работе
В настоящее время автоматические системы управления (САУ) грузоподъемными машинами еще не получили повсеместного распространения. Традиционные подходы к автоматическому управлению грузоподъемных машин предусматривают предварительную настройку параметров регулятора и алгоритма управления, которые не изменяются в течение рабочих процессов. Человек-оператор, даже не имея численных данных о показателях рабочего процесса, подстраивает алгоритм ручного управления грузоподъемных машин под изменяющиеся условия, обучаясь методом проб и ошибок. Автором выдвинута гипотеза, согласно которой эффективность автоматического управления рабочими процессами можно повысить за счет создания адаптивных систем управления, параметры которых подстраиваются под изменяющиеся условия рабочих процессов. Разработка средств автоматического управления должна быть основана на информации о динамике рабочих процессов грузоподъемных кранов. Исследование динамики рабочих процессов является сложной задачей. Параметры рабочих процессов связаны нелинейными зависимостями, и, кроме того, не все параметры машины и среды можно измерить, учесть и точно предсказать. В работе предложены два подхода к моделированию рабочих процессов грузоподъемных кранов. Первый направлен на разработку аналитических моделей элементов рабочих процессов и их объединение в общую имитационную модель. Этот подход основан на априорной информации о конструкции грузоподъемных кранов. Аналитические модели представляют собой дифференциальные, алгебраические уравнения и передаточные функции, описывающие элементы рабочего процесса. Второй подход к моделированию рабочих процессов основан на применении математического аппарата в среде MATLAB SIMULING.
Анализ систем автоматического управления защитой гидрофицированных кранов
Система автоматического управления рабочими процессами грузоподъемных кранов применяется для выполнения таких технологических функций, как защита от перегрузок и опрокидывания, защита при работе в стесненных условиях (вблизи ЛЭП), контроль производимой работы, обобщенная оценка ее напряженности и остаточного технического ресурса крана, контроль предаварийного состояния и т.д. Осуществление некоторых из перечисленных функций, а также их комплексная реализация оказываются возможными только с применением на кране бортового вычислительного устройства на базе микропроцессорной техники. Наиболее актуальной является создание ограничителя нагрузки с увеличенным объемом защитных характеристик, повышенной точностью и информативной способностью. Решение этой задачи позволит накопить опыт внедрения и эксплуатации микропроцессорных средств на кранах, развить средства диагностики, технического обслуживания и ремонта этих средств и приступить к решению более сложных, комплексных задач управления. Техническую реализацию подобные задачи получили в разработках, освоении и применении на кранах микропроцессорных ограничителях грузоподъемности ОНК МП-110, ОНК МП-120, АСУ ОГП-2, АСУ ОГП-31, АС-АОГ-01, (Россия), АЗК-1, АЗК-2 (Украина) и ряда других зарубежных приборов. Ограничители или их модификации, выпускаемые в СНГ, могут одновременно решать задачи защиты оборудования крана от столкновений с препятствиями (линиями электропередач). Техническое состояние ограничителей грузоподъемности влияет на устойчивость свободно стоящих грузоподъемных кранов в результате опасной перегрузки, вызванной грузом, массой, превышающей грузоподъемность на данном вылете стрелы. Ограничители грузоподъёмности устанавливаются на подъёмные краны для автоматического выключения их при работе с недопустимыми грузами.
Ограничитель включают в систему управления краном так, что при достижении опасной перегрузки прекращаются недопустимые движения крана и подаются сигналы тревоги. В системах автоматического управления грузоподъемных кранов широко применяются бесконтактные ограничители момента ОГБ-2, ОГБ-3 (рис. 1.4). Техническая характеристика ограничителя ОГБ-3 Номинальная нагрузка для датчика усилия, Н 490 - 4900 Рабочий угол поворота входного вала датчика длины, град 0-60 Рабочий угол поворота входного вала датчика вылета, град 0-69 Количество пар выходных контактов 2 Номинальное напряжение питания, В 24 Питание датчиков усилия и длины осуществляется стабилизированным напряжением постоянного тока, В 18±0,1 Потребляемая мощность, не более, Вт 10 Выходное напряжение датчика усилия, В при нагрузке 490 Н 0,8±0,1 при нагрузке 3920 6,4±0,2 Недостатком ограничителя грузоподъемности ОГБ-3 является слабая чувствительность датчика усилий. Это особо выражается влиянием изменения температуры воздуха. В гидравлических кранах приводом датчика усилий служит гидротолкатель. Применение гидропривода для ограничителя грузоподъемности вызывает увеличение погрешности отключения крана за счет повышенной инерционности работы гидропривода /85/. На погрешность отключения крана влияет направление гидродинамических сил (положительной и отрицательной), действующих на плунжер гидротолкателя.
В гидравлической схеме отечественных кранов содержится узел -тормозной гидроклапан, предназначенный для обеспечения стабильной скорости опускания стрелы /17/. Опускание стрелы возможно только после подачи в этот гидроклапан давления управления, причем магистраль этого давления соединена со штоковой полостью гидроцилиндра для создания дополнительного усилия на опускание стрелы и исключения разрыва потока жидкости. В результате работы такой гидравлической схемы в поршневой полости гидроцилиндра подъема стрелы при ее опускании создается давление, превышающее то давление, которое зависит от масс груза и стрелы.
Это приводит к тому, что при контроле давления только поршневой полости, срабатывание ограничителя при подъеме груза с земли и неподвижном штоке гидроцилиндра в одном случае и при опускании стрелой того же самого груза в другом случае, будет происходить на различных вылетах и увеличивает погрешность отключения крана. При сохранении раздельных систем управления и защиты крана, возможности устранения этих недостатков ограничены. В частности, динамические нагрузки на кран при срабатывании прибора безопасности можно снизить путем предварительного снижения скорости движения механизмов перед их остановкой. Известные методы этого снижения предусматривают, например, применение двухскоростного гидропривода или дополнительного гидравлического регулятора потока— клапана снижения скорости, установленного между напорной и сливной магистралями. Но это связано с усложнением гидросистемы и, соответственно, приводит к уменьшению основного достоинства раздельного построения систем защиты и управления крана - предельной простоты, и не решает других проблем. Качественное повышение технического уровня систем защиты и управления краном возможно путем повышения быстродействия ограничителя грузоподъемности и снижения погрешности отключения.
Обзор существующих методов управления ограничителями грузоподъемности
Исследования в области устойчивости кранов против опрокидывания и нагруженности механизмов подъема базируются на рассмотрении классических динамических моделей колебательных систем. Исследованиям нагруженности механизмов машин посвящены работы многочисленных авторов: Богуславского И.В., Вайнсона А.А., Володин В.И., Гобермана Л.А., Емельянова Р.Т., Макс Хаака, Мандельштама Л.И., /12, 16, ,24, 44, 63, 64, и других. В работе /29/ приведены исследования граничного динамического равновесия машины. В статическом состоянии отрыв внешних опор машины происходит мгновенно. Потеря динамического равновесия машины, вызывающая отрыв ее внешних опор от основания, не обязательно связана с ее опрокидыванием. Все зависит от изменения движения машины после потери контакта ее внешних опор с основанием, и как будет развиваться процесс перехода динамической системы из одного состояния в другое. В работе /47/ приводится определение динамических нагрузок в подъемном механизме. Для определения движущей силы приведена зависимость: где Qc — грузоподъемность механизма; ТИЗб - избыточная сила. здесь (ро — коэффициент пропорциональности грузоподъемности. Выражение (1.18) определяет избыточную силу постоянной и не учитывает переходных процессов, происходящих при подъеме груза. В работе /29/ приведены основные соотношения для расчета свободностоящих кранов на устойчивость против опрокидывания по предельным состояниям. Угол наклона крана в плоскости перпендикулярной ребру опрокидывания определяется в виде суммы: где фс - статическая составляющая угла опрокидывания; фа - динамическая составляющая угла опрокидывания. Статическая составляющая угла опрокидывания обусловлена изменением во времени нагрузки на крюке относительно рассматриваемого угла опрокидывания и направления наклона основания: где Aficat + y/)— случайная функция, описывающая изменение фс (t) в цикле работы.
Поскольку наряду с фс изменяется и фй вопрос надо рассматривать с учетом максимальной динамической составляющей. Максимальная динамическая составляющая возникает в случае неблагоприятного сочетания по значению и направлению действия. В работе /71/ приведено, что в упругой связи каната возникает синусоидальная составляющая амплитуды нагрузки, которая создает наиболее тяжелый нагрузочный режим. где А2 и В2 - амплитуды гармоник колебаний, q и р - коэффициенты смещения синусоиды. Зависимость (1.21) отражает гармонические колебания системы и не содержит составляющих затухающих колебаний системы. В работе /86/ рассмотрены вопросы управления грузовой устойчивостью свободностоящих кранов системой приводов от канатных растяжек стрелы. В гидрофицированных кранах приводом датчика давления служит гидроцилиндр с гидравлическим управлением, срабатывающий от разности давлений в штоковой и поршневой полостях гидроцилиндра. Работа канатного привода имеет существенные отличия от гидравлического. В работе /74/ рассмотрены вопросы возможности использования косвенных методов определения массы поднимаемого груза по рабочим характеристикам электродвигателя механизма подъема груза без использования датчика усилия. Приведенные рекомендации не отражают особенности работы гидравлического привода ограничителя грузоподъемности.
В гидроприводе ограничителя грузоподъемности применяется гидротолкатель, полости которого соединены со штоковои и поршневой полостями гидроцилиндра подъема стрелы. Работа гидротолкателя заключается в перемещении поршня под действием разности давлений в штоковои и поршневой полостях гидроцилиндра. Работа гидропривода манипулятора рассмотрена в исследованиях /13/. В этой работе имеются два основных подхода к математическому описанию динамики автоматических систем. Первый подход базируется на передаточных функциях и тесно связанных с ним частотных методах, второй — на методах пространства состояний. Несмотря на тенденцию широкого внедрения ЭВМ в область анализа и синтеза автоматических систем; частотные методы не утратили своего значения и сейчас. Реализация их на ЭВМ дает возможность в короткий срок получить ценную информацию о проектируемой системе. По амплитудно-фазовым частотным характеристикам можно судить о таких качественных показателях, как запасы устойчивости по амплитуде и по фазе, резонансная частота, частота среза и т. д. Комбинирование частотных и корневых методов при автоматизированном анализе и синтезе линейных систем высокого порядка часто позволяет получить достаточно полную информацию для синтеза. Проектирование систем управления с помощью амплитудно-фазовых частотных характеристик дает возможность анализировать структуры и влияние параметров объекта и отдельных его частей, решать задачи синтеза регулятора путем подбора корректирующих звеньев, выполнять идентификацию по экспериментально снятым частотным характеристикам и решать другие задачи. В работе /13/ приведена линеаризованная математическая модель, описывающая динамику гидропривода ноги шагающей машины (ШМ).
В гидроприводе использованы распределители с пропорциональным управлением, насос с LS-управлением и гидроцилиндры. В данной работе /13/ представлена структурная схема гидропривода, состоящая из передаточных функций соответствующего вида. В результате моделирования динамики гидропривода были получены логарифмические амплитудные фазовые частотные характеристики. На них показаны запасы по фазе и амплитуде, которые позволяют судить об устойчивости системы. Также показаны переходные процессы для гидроприводов каждой степени свободы ноги (голень, поворот стойки, бедро). Результаты моделирования линеаризованной модели гидропривода, проведенного с помощью системы "MATLAB+Simulink", представлены на графиках. Однако в данной работе не рассмотрены вопросы гидравлического управления гидропривода а также быстродействие гидросистемы в управляющих системах.
Влияние работы гидропривода на надежность работы ограничителя грузоподъемности
Приводом ограничителя грузоподъемности гидрофицированного грузоподъемного крана служит гидротолкатель. Схема установки ограничителя грузоподъемности с приводом от гидротолкателя приведена на рис. 2.10.
Одна тяга датчика усилия 1 и корпус гидротолкателя 2, являющегося преобразователем давлений в полостях гидроцилиндра в усилия на датчике, посредством болтов 3 закрепляются на кронштейне 4, который в свою очередь, посредством болтов 5 и хомутов б крепится на гидроцилиндре подъема стрелы или в ином месте конструкции крана. Другая тяга датчика шарнирно соединена с пальцем 7, который совместно с двумя планками 8 и двумя площадками 9 образуют пространственную конструкцию, которая посредством пальца 10 шарнирно соединена с корпусом гидротолкателя.
В корпусе гидротолкателя имеются две полости, одна из которых соединяется штуцером 11 с поршневой полостью гидроцилиндра подъема стрелы, а другая полость штуцером 12 соединяется со штоковои полостью гидроцилиндра. Давление возникающее в этих полостях, передаются на плунжеры 13 и 14, диаметры которых выбраны такими, чтобы площади плунжеров были подобны площадям поршня гидроцилиндра со стороны поршневой и штоковои полостей. Плунжеры расположены в обоймах 15 и 16, вворачиваемых в корпус гидротолкателя, имеют уплотнительные кольца 17 и 18 и защитные чехлы 19 и 20. Наконечники плунжеров, воспринимая возникающие давления, упираются в площадки 9, создавая на них усилия, пропорциональные давлениям в поршневой и штоковои полостях гидроцилиндра, причем эти усилия направлены в противоположные стороны, обеспечивая условия срабатывания ограничителя грузоподъемности. Под действием этой системы сил планки 8 смещаются (на рис.. 2.10 влево) относительно пальца 10 (в планках имеются продольные прорези), передавая через палец 7 усилия на датчик.
Конструктивная схема гидротолкателя приведена на рис. 2.11. В качестве исполнительных устройств, обеспечивающих по сигналу ограничителя или иного прибора безопасности отключение приводов крана, используются электрические контакторы на кранах с электроприводом или гидротолкателями с электрическим управлением. При подаче напряжения на катушку 30 (рис. 2.11) якорь 8 втягивается и через толкатели 9 и 17 перемещается золотник 26 в положение, обеспечивающее сообщение полости «а» и «в» (передачу давления от насоса к распределителю). Такой же эффект может быть достигнут при ручном перемещении золотника ручным толкателем 7, воздействующим на якорь через пружину 3. При срабатывании ограничителя напряжение с катушки 30 снимается и пружина 24 через втулку 21 перемещает золотник 26 в положение, при котором полость «в» от насоса перекрывается, а полость «а» сообщается с полостью «г» (с линией дренажа).
На перемещение плунжера гидротолкателя также действуют гидродинамические силы Fad. Для уменьшения погрешности отключения крана требуется уменьшить, скомпенсировать или вообще исключить гидродинамическую силу, величина которой зависит от формы проточной части полости гидротолкателя. Две гидродинамические силы — положительная (закрывающая) и отрицательная (открывающая) могут быть сбалансированы практически для всех расходов и перепадов давления. Эффект радиального зазора дает положительную составляющую гидродинамической силы, но ее максимальное значение обычно составляет наибольшую часть общей гидродинамической силы.
В этом случае струя рабочей жидкости через входную щель попадает в камеру под углом рь отражается от поверхности золотника около точки А под углом р2 и возникает отрицательная гидродинамическая сила, компенсирующая осевую силу, обусловленную перепадом давлений на торцах плунжера. Результирующая гидродинамическая сила зависит от большого числа параметров и формы проточной части гидротолкателя, расчетная схема приведена на рис. 2.18.
Результаты экспериментального определения характеристик процесса подъема груза
В соответствии с методикой экспериментальных исследований испытания проводились на гидрофицированном кране. Испытания проводились с компактным жестким грузом массой 1000 кг и с длинномерным пакетом труб длиной 6 м и такой же массы. Род груза значительно сказывается на динамических нагрузках навесного оборудования. В среднем при работе с длинномерными грузами коэффициент динамичности выше на 12...20%, чем при работе с жесткими компактными грузами за счет наложения динамики колебаний пакета длинномерного груза. Теоретические расчеты подтверждаются в плане увеличения коэффициента динамичности при уменьшении массы груза за счет больших амплитуд колебаний груза. При этом частота колебаний груза зависит от его массы, чем больше масса груза, тем меньше частота его колебаний, примерно в прямой пропорции. На рис. 3.4 приведены графики изменения коэффициентов динамичности в зависимости от вида груза и его массы.
Увеличение скорости подъема также приводит к увеличению коэффициента динамичности, но в зависимости от массы груза. Чем больше масса груза, тем меньше влияние скорости подъема на динамические нагрузки. Соотношение статических и динамических нагрузок в механизме подъема такие же, как и в соприкасающихся с ними элементах конструкции при темпе включения двигателя 0,3...0,5 с, поэтому при расчетах динамических нагрузок в конструкции крана можно пользоваться теми же коэффициентами, учитывая время включения двигателя. Чем меньше время включения, тем быстрее разгон и тем «жестче» приложение динамических нагрузок. Для конструкции желательно более плавное приложение нагрузок, поскольку, чем выше скорость приложения нагрузок, тем меньше влияние демпфирующих сопротивлений на развитие колебаний. На рис. 3.5 приведена зависимость влияния массы поднимаемого груза на величину демпфирующих сопротивлений привода механизма подъема. Эта зависимость при легком нагружении механизма подъема имеет линейный вид.
Для проверки теоретических положений о влиянии зазоров в шарнирных соединениях элементов рабочего оборудования были проведены испытания крана в тех же условиях но только с жестким компактным грузом при тех же значениях суммарных зазоров - 0,002 м, 0,0035 м, 0.005 м. Повышенный зазор обеспечивался проточкой шарниров в соединениях стрелы с грейферной подвеской, соединениях механизма подъема стрелы. Испытания проводились с грузом массой 1000 кг при скорости подъема 0,85...0,95 м/с. Испытания показали, что с точностью до 10% расчетные данные совпали с экспериментальными, в среднем коэффициент динамичности при увеличении зазоров до 0,005 м увеличивается до 30%. «Жесткость» колебаний увеличивается за счет «перекладки» зазоров. В момент «перекладки» зазоров нагрузка падает почти до нуля, а затем резко возрастает в ту или другую сторону, частота колебаний при этом резко увеличивается и за счет амплитуд колебаний увеличивается коэффициент динамичности. На рис. 3.6 приведены изменения коэффициента динамичности в зависимости от величины зазоров в рабочем оборудовании и приводе механизма подъема груза.
