一种海上风电起重机液压系统设计

张宗初， 莫柏生， 刘荣

（南通润邦重机有限公司，江苏南通226013）

1 引言

海上风电综合安装工程起重机固定安装于安装工程驳船或者运输船舶的基座上，用于海上风塔基础建造的打桩、风机叶片组装或风机整体吊装等作业场合。

起重机包括起升绞车、回转和变幅三个执行动作，大型起重机还可能配备用于负载防摆的可调恒张力稳索绞车。为了提高效率，要求起重机具有更大的负载能力、更高的作业速度，需配置更大的功率。对于工作负载大，传递功率大的液压系统，需要采用高压大流量传动系统，对大流量液压元件提出了市场需求。

由于需求的出现有超前于现有配套技术的特征，元件配套往往跟不上需求发展的步伐,同时市场需求的不确定性和新元件开发需要客观的时间过程，无论液压还是机械、电气专业其可选元件规格都是相对有限的，并且由于对技术风险和生产周期的承受能力有客观限制，大功率系统的配置仅靠选用规格更大的元件是不理智的，一定时期内增加元件数量无疑是较现实的选择。

2 系统方案选择

对于目前装机功率为1360kW,流量2600L/min的风电起重机液压系统，从成本与性能的比较可以确定采用开式传动是比较合理的。起重机的主绞车、副绞车、变幅绞车的流量都接近系统最大值，回转和稳索绞车流量分别接近系统最大流量的60%和20%。

图1 起重机压力补偿变量泵系统基本原理

2.1 现有系统基本原理

目前常用的大流量液压系统是在船舶最常用的中央恒压系统。中央恒压系统由多组液压泵并联向系统输出，系统流量可以很大，且每组泵可单独卸荷，但系统最致命的缺点是效率不高，市场的主控阀流量远远未能满足大型起重机的要求，且成本过高。

开式液压传动系统中效率最高的是压力补偿变量泵系统，可以此为基础进行新系统设计。基本原理如图1。

压力补偿变量泵系统基本原理相当于变量泵+调速阀组成的调速回路，比例多路阀模型为可调节流口串联压力补偿器，负载反馈型变量泵则通过泵的输出口与控制口的压差调节泵的排量。

根据薄壁孔口及管嘴流量公式：q=μA（2Δp/ρ）1/2

式中，q-流量，μ-流量系数，A-孔口面积，Δp-孔口前后压差，ρ-流体密度。

对于确定的孔口和传递介质，可以认为，流量仅受孔口面积和孔口前后压差的影响，当节流阀的开度一定时，其流量与阀口的前后压差的开方成正比，多路阀中压力补偿器的压差限定了某一开度的阀口的最大流量，当输出流量大于该设定值时，阀的进口压力增大，压力补偿器开口趋向于减小。泵出口压力与阀进口压力是同步提高的，由于负载压力信号实时反馈到泵的控制口，当泵出口压力升高到与工作压力的差值大于泵的压力补偿弹簧调定值时，液压泵控制油缸的作用使其斜盘摆角变小，直到流量输出能使系统建立新的平衡。系统通过以上的反馈控制过程可实现无溢流调速，系统用液压泵通常选用恒功率或恒压型负载反馈控制泵，系统功率损失小。

目前起重机主控多路阀常用流量在400～500L/min左右，如某公司起重机用负载反馈型多路阀，每联工作流量达到400L/min，整体铸造的三联阀自重为 64kg，五联阀（理论）自重为 90kg，在功率200～500kW的海洋起重机已应用多年。

近3年来，500～800L/min的多路阀在欧美市场已处于小规模试用阶段。各类展会也有如德国、意大利厂家的实物展出。某公司MSV1000模块化叠加阀组，流量可以实现 200～1000L/min。

根据以上元件参数和原理，通过合理的系统配置，可设计出性能可靠、效率高的系统。

3 系统设计

如何利用现有液压元件，设计大功率起重机的液压系统，需要解决多元件并联工作的协同性和系统可靠性问题。图2是一种系统方案图。

图2 起重机多泵多阀并联系统简图

由于系统流量大，按目前市场上接近最大排量的负载压力反馈控制泵配置，主系统动力元件需要四组排量260+190mL/r的泵并联供油，执行机构为绞车和回转机构，由多组液压马达和行星齿轮减速器共同驱动卷筒/回转支承的大齿圈达到所需传递扭矩。由于试用产品近期还面临价格高和可靠性待验证的问题，基于成本和技术风险考虑，选用多组400L/min的多路阀作为主控阀，这样设计的好处还有阀件总重量小，泵、多路阀的流量与常规高压管接头标准的最大规格DN38较匹配，管路布置简便。

多泵与多阀组构成的负载反馈压力补偿液压系统的工作压力信号接入时，有两种基本连接方式：（1）通过梭阀把各多路阀的最高工作压力提取，同时反馈到所有的泵，这种接入方式的特点是泵控制接法简单，所有的泵同时工作，需要流量较小时，各泵同时处于小排量工作状态，需要泵有较高的协调性，泵参数调整不一致时各泵输出功率不同，甚至有的泵没有流量输出，仅适用于泵的数量较少的场合。（2）每件多路阀的信号分别反馈到与阀有关联的泵进行独立控制。特点是泵的工作方式与单泵+单阀系统类似，能保证所有泵同时达到最大排量，执行元件工作压力不同时，各组泵输出压力可以不同，系统控制有一定的灵活性；但多泵驱动同一执行机构时，需保证各泵反馈信号一致，实现泵的协调工作。

由于后者的适应性更好，并联工作带来的干扰较小，本起重机采用泵控信号单独接入的方式。

图3为系统局部原理。

大流量液压系统需解决执行机构多组液压马达的同步性以及冲击、低速稳定性、安全保护、管路设计等问题。

图3 起重机主控阀与执行机构连接示意图

根据执行机构结构特点，回转机构以及驱动同一个卷筒的各马达之间，通过机械约束即可实现同步工作，功率大的绞车往往不止一个卷筒，当卷筒之间的同步无法通过机械实现时，需在液压系统和控制系统增加功能，保证卷筒间的运动同步，或至少设置防止出现错误卷绕情况的功能。

根据经验和样机试验情况，只要在局部元件调压等环节做适当处理即可得到可以接受的低速性能，若在特殊重要场合或者低速性能无法满足工程需要时，可在多元件工作顺序上增加控制环节，即可得到较理想的低速性能。

管路设计：根据控制阀和液压马达之间的连接情况，执行机构为多组小管径管件单独连接时，主控阀到执行元件之间可由小管分别连接；执行机构为大管径连接时，可把主控阀出口接管汇流后用大尺寸管件接出，减少中间分流合流以减少损失，降低成本。但多路阀分别连接执行元件时，应考虑并联马达之间的内部联通，实现负载压力平衡及反馈同步。小管连接的好处就是空间布置灵活，结合成本考虑采用大小管径组合的布管方式，可以很经济地解决空间和问题。

4 系统协调性和局部元件故障时的系统安全性分析

对于复杂的系统，需分析执行机构的控制回路和主回路的协调问题。如变幅绞车由10台液压马达共同驱动（局部原理见图4），刹车回路有平衡阀动态刹车、静态刹车为内置的多片式圆盘刹车和输出级的卷筒刹车。保证安全性的同时，刹车是对执行机构启停冲击、平稳性影响最大的因素。

图4 变幅绞车（一侧）原理图

压力冲击是液压系统不可避免的现象，在大功率系统中其有害影响不能忽视。起重机启停动作的冲击可以通过合理的控制动态和静态刹车的动作顺序部分消除，总的原则是静态刹车先开后关，动态刹车则相反。加速和减速过程借助动态刹车的慢速启动、阻力稳步减小和恒压力/扭矩控制减速停车过程使起重机启停更平稳，冲击更小，常闭式静态刹车提供起重机足够的刹车力保证安全。

回路控制可以使所有静态刹车打开后动态刹车延时打开，也可以先打开内置刹车以外的静态刹车，延时给信号内置的圆盘刹车和动态刹车，由于它们之间固有的控制压力特性，能保证动态刹车后打开。

多元件系统另一个重要问题是局部元件故障后的系统安全性。本系统个别液压泵出现故障时，由单向阀自动隔离出系统，可能会使起重机运动速度降低，安全性受影响较小；个别多路阀出现故障时可能会使系统速度降低或者泄漏造成系统压力降低，影响负载能力，对安全性影响也不大。

但是，当系统执行元件出现故障时会使驱动能力降低，可以简单地理解为该元件产生了“短路”或者“断路”，前者影响系统效率和负载能力，故障直观且可以及时被发现，对安全特性的影响可能是可控的，但“断路”造成负载能力下降的同时，在其他正常元件的强行驱动下可能会使故障元件情况迅速恶化，直至完全报废。

所以在重要的场合，这种运行信号的检测和控制能及时发现执行元件的局部故障，避免安全隐患，同时同步性对系统有较大影响时，可以采取一些检测控制，避免单纯的压力控制造成的安全隐患，如刹车状态的位置信号参与控制。

5 使用效果

根据同类机型的现场调试经验，证明这种设计的大流量液压系统的优点是：调试方法简单，能有效避免多泵系统中出现部分泵流量输出不平衡甚至不输出的现象。随着市场更大规格元件的成熟应用，该产品系统元件可以减少，而且此原理也可以直接应用于更大功率的传动系统。