姚　靜　曹曉明　李　彬　孔祥東　周　芳

1.河北省重型機械流體動力傳輸與控制實驗室,秦皇島,066004　2.先進鍛壓成形技術(shù)與科學教育部重點實驗室(燕山大學),秦皇島,0660043.燕山大學,秦皇島,066004

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快鍛系統(tǒng)壓力位移復(fù)合控制節(jié)能研究

姚靜1,2,3曹曉明3李彬3孔祥東1,2,3周芳3

1.河北省重型機械流體動力傳輸與控制實驗室,秦皇島,0660042.先進鍛壓成形技術(shù)與科學教育部重點實驗室(燕山大學),秦皇島,0660043.燕山大學,秦皇島,066004

摘要：針對鍛造液壓機普通電液比例閥控系統(tǒng)快鍛工作過程中，系統(tǒng)定壓輸出、回程缸背壓腔壓力過大,系統(tǒng)傳動效率低的問題，提出了一種基于壓力位移復(fù)合的控制策略，在保證控制精度的前提下，同時進行了回程缸背壓腔壓力控制和泵口壓力負載敏感控制。通過建立液壓機壓力位移復(fù)合控制的整體數(shù)學模型，對其節(jié)能機理進行了研究，并分析了影響其節(jié)能效果的兩個重要因素——回程缸背壓腔壓力pb和泵口與工作腔壓力差值Δp。實驗結(jié)果表明，基于壓力位移復(fù)合控制的液壓機快鍛系統(tǒng)加載時系統(tǒng)位置誤差達到1.5mm，與傳統(tǒng)的電液比例閥控系統(tǒng)相比，裝機功率降低至傳統(tǒng)電液比例閥控系統(tǒng)裝機功率的52.3%，功耗也降低為普通比例閥控系統(tǒng)的49.2%。

關(guān)鍵詞：復(fù)合控制；快鍛；液壓機；節(jié)能

0引言

液壓機廣泛應(yīng)用于國民經(jīng)濟各領(lǐng)域,在工業(yè)生產(chǎn)中已占據(jù)舉足輕重的地位[1-3]。目前,鍛造液壓機液壓系統(tǒng)裝機功率通常高達數(shù)千千瓦，但其液壓系統(tǒng)傳動效率只能達到2%～10%[4],所以其節(jié)能研究已成為當務(wù)之急。

目前,對鍛造液壓機液壓系統(tǒng)的節(jié)能研究尚處于起步階段。姚靜等[5]設(shè)計出采用蓄能器的快鍛壓機新型節(jié)能回路，并對其快鍛控制性能進行了仿真和試驗研究;裴華軍等[6]在HSHP-1000T液壓機上配置了蓄能器,通過對比分析得出蓄能器的引入在一定程度上降低了系統(tǒng)裝機功率的結(jié)論;張哲[7]提出了基于變頻調(diào)節(jié)的泵閥復(fù)合控制快鍛液壓系統(tǒng),該系統(tǒng)能耗僅為電液比例快鍛系統(tǒng)的30%左右;文獻[8-11]應(yīng)用伺服直驅(qū)泵控技術(shù)實現(xiàn)了對液壓機和壓鑄機的節(jié)能改造,并通過仿真和實驗證明了該液壓機與之前相比可節(jié)能20%以上，壓鑄機較改造前節(jié)能46.3%;管成[12]提出了液壓機機械-液壓復(fù)合式節(jié)能控制系統(tǒng),配合使用飛輪和蓄能器,達到液壓機液壓系統(tǒng)節(jié)能的目的;Ali等[13]提出了變壓力的伺服位移控制系統(tǒng)，有效減小了動力源的溢流損失。

另外鍛造液壓機泵控系統(tǒng)回路中沒有溢流和節(jié)流環(huán)節(jié),相對于閥控系統(tǒng)在節(jié)能上有巨大優(yōu)勢，其傳動效率可達40%～60%。但是該類系統(tǒng)投資和維護成本較高，所以目前國內(nèi)外絕大部分鍛造液壓機液壓控制系統(tǒng)還是以閥控系統(tǒng)為主。因此，依舊急需尋求有效的途徑解決閥控比例快鍛液壓機能耗低的問題，以提高系統(tǒng)能量利用率。

1快鍛系統(tǒng)原理

1.1普通快鍛系統(tǒng)

普通電液比例閥控系統(tǒng)如圖1所示,快鍛過程中該系統(tǒng)單純采用位移閉環(huán)控制，通過傳感器檢測活動橫梁位移，反饋至位移控制器與輸入信號比較，根據(jù)位置誤差的大小及正負實時控制4個比例閥的開度和動作。每個比例閥使用單獨的PID控制器，根據(jù)鍛壓的工藝要求對閥分別進行控制。液壓源則采用定壓定流量輸出，系統(tǒng)的輸出壓力和流量分別取決于各執(zhí)行器中工作所需的最高壓力和最大工作流量，由此引發(fā)的功率不匹配造成了能量的嚴重浪費。

0.6MN普通電液比例閥控快鍛系統(tǒng)加載的壓力、位移實驗曲線如圖2所示,圖中,p1為主缸壓力曲線,p2為回程缸壓力曲線,ps為泵口壓力曲線。從圖2可知,系統(tǒng)的跟隨性良好,系統(tǒng)位置誤差約1mm,時間滯后約0.1s。但工作腔與泵口始終存在巨大壓差,尤其是主缸壓力，大部分時間處于低壓狀態(tài)，僅在壓下接觸鍛件的極短時間內(nèi)需要高壓，故泵源定壓定流量輸出將勢必需要通過節(jié)流閥轉(zhuǎn)換為低壓油以供工作腔使用，由此產(chǎn)生巨大的節(jié)流損失；另外，系統(tǒng)單純采用位移閉環(huán)控制，回程缸背壓腔壓力較大，直接導(dǎo)致排液閥節(jié)流損失增大，系統(tǒng)壓力隨之升高，溢流損失增大，繼續(xù)降低了系統(tǒng)的傳動效率。因此針對上述問題，基于液壓機本身負載口獨立控制的結(jié)構(gòu)特點，擬從壓力位移復(fù)合控制策略入手，通過理論分析和實驗驗證，研究其節(jié)能效果。

1.2基于壓力位移復(fù)合控制的快鍛系統(tǒng)原理

基于壓力位移復(fù)合控制的快鍛液壓系統(tǒng)組成如圖3所示，該系統(tǒng)主要由定量泵2、電液比例溢流閥3、比例換向閥6、位移傳感器10、壓力傳感器11、液壓缸主缸7、回程缸8、活動橫梁9、NI采集系統(tǒng)5和計算機12等組成。液壓缸進出油口分別連接單獨的電液比例換向閥，打破傳統(tǒng)液壓缸進出油口單個比例換向閥節(jié)流面積耦合的束縛，增加了系統(tǒng)控制的自由度，為提出新的控制策略提供了可能。

2快鍛液壓系統(tǒng)建模

忽略液壓閥和管道的泄漏和阻尼,建立快鍛液壓系統(tǒng)各元件的數(shù)學模型如下。

定量泵模型為

qs=nV-kps

(1)

式中,qs為液壓泵的輸出流量;n為電機轉(zhuǎn)速;V為液壓泵的排量;k為液壓泵的泄漏系數(shù);ps為泵口壓力。

比例溢流閥簡化模型如下。

(1)比例放大器及電磁線圈作為一個比例環(huán)節(jié)來處理,不考慮它的電滯后，電磁力可表示為

(2)

式中,Ku為電壓放大系數(shù);Ki為電磁鐵電流增益;R為電阻環(huán)節(jié)等效阻值;Δui為電磁鐵輸入電流增量；Δy為電磁鐵位移增量;Kuy為位移反饋系數(shù)。

(2)比例電磁鐵銜鐵部分與先導(dǎo)閥芯可以表示為一個二階環(huán)節(jié),力平衡方程可表示為

(3)

式中,A0為先導(dǎo)閥芯受力面積;Δpy為先導(dǎo)閥芯前后壓差;Ksy為包括彈簧剛度和穩(wěn)態(tài)液動力剛度的等效彈簧剛度;ζm為摩擦力和電磁鐵線圈反電動勢的等效阻尼;wm為先導(dǎo)銜鐵部分固有頻率。

(3)主閥的運動方程可簡化為

(4)

式中，Δx為主閥芯位移增量;A′為主閥芯等效作用面積;Ksx為主閥彈簧剛度;Kfx為主閥口液動力位移系數(shù);wxA為控制腔等效轉(zhuǎn)折頻率;Δp1為主閥進油口壓力增量;Kqy為先導(dǎo)閥流量位移系數(shù);wv為主閥運動的主導(dǎo)轉(zhuǎn)折頻率;Ax為主閥上腔作用面積。

主閥進口的流量平衡方程簡化為

ΔqVp-ΔqVL=KqVxΔx+KqVpΔp1+

(5)

式中，ΔqVp為泵源輸出流量;ΔqVL為系統(tǒng)工作所需流量;KqVx為主閥位移流量系數(shù);KqVp為主閥壓力流量系數(shù);A為主閥芯下工作面積;V1為泵源至溢流閥油液體積;E為油液彈性模量。

根據(jù)式(2)～式(5)得到比例溢流閥總傳遞函數(shù)框圖(圖4)。圖4中,Ky為主閥芯等效位移增益,Kpy為先導(dǎo)閥口壓力增益,wy為先導(dǎo)閥等效固定頻率,ζy為先導(dǎo)閥等效阻尼,K0為主閥等效流量增益,w0為主閥等效固定頻率,ζ0為主閥等效阻尼。

電液比例方向閥模型如下：

(6)

式中,xvn為閥芯位移;in為輸入電液比例換向閥的控制信號;Kv為比例環(huán)節(jié)放大系數(shù);wvn為二階環(huán)節(jié)固有頻率;ξv為二階環(huán)節(jié)阻尼系數(shù)。

通過主缸、回程缸油路電液比例方向閥的流量可表示為

(7)

式中,v為活動橫梁速度,向下為正;q1為主缸油路通過閥的流量;q2為回程缸油路通過閥的流量;Cd為流量系數(shù);Wi為第i個閥的閥口面積梯度;xvi為第i個閥的閥芯位移;ρ為油液密度;Δp1、Δp2為主缸油路閥兩端壓差;Δp3、Δp4為回程缸油路閥兩端壓差。

液壓缸流量連續(xù)性方程:

(8)

(9)

式中,A1為主缸工作面積;A2為回程缸工作面積;Cip為內(nèi)部泄漏系數(shù);Cep為外部泄漏系數(shù);ps為泵口壓力;p1為主缸壓力;p2為回程缸壓力;βe為油液壓縮系數(shù);V1為主缸油液體積;V2為回程缸油液體積。

活動橫梁力平衡方程如下：

(10)

式中,M為運動部分等效質(zhì)量;y為活動橫梁位移;Bp為黏性阻尼系數(shù)；K為負載彈性剛度；Ff為摩擦力；FL為任意外負載力。

3壓力位移復(fù)合控制策略

本文充分利用快鍛液壓機負載口獨立可控自由度高的優(yōu)勢，從降低排液腔背壓和泵口工作壓力的角度出發(fā)，在位置控制基礎(chǔ)之上增加了回程缸背壓腔的壓力控制和泵口壓力的負載敏感控制，降低了系統(tǒng)因回程缸背壓腔壓力過大和泵口定壓輸出造成的節(jié)流損失和溢流損失，從而有效降低了系統(tǒng)的裝機功率，具體控制原理見圖5。

圖5中,壓力位移復(fù)合控制主要由位移控制器、回程缸背壓腔壓力控制器和泵口壓力控制器三大部分組成。為了滿足快鍛工藝和系統(tǒng)節(jié)能兩方面的要求，不同的工作狀態(tài)下，控制量也發(fā)生變化。

壓下時，位移反饋信號y與輸入信號sinput比較,經(jīng)位移控制器處理后輸出作為閥1的控制信號,以保證活動橫梁的控制精度。壓力反饋信號p2與輸入信號pb比較,經(jīng)背壓腔壓力控制器處理后輸出作為閥4的控制信號，控制背壓腔壓力保持低壓pb。泵口壓力控制器則首先根據(jù)位移偏差信號e判斷液壓機的工作狀態(tài),確定工作腔。在工作腔反饋壓力基礎(chǔ)上增加Δp后與泵口壓力比較,調(diào)節(jié)比例溢流閥負載敏感控制。回程時，位移誤差經(jīng)位移控制器處理后輸出信號，同時控制閥2和閥3,確保鍛造的精度。泵口壓力調(diào)節(jié)則同壓下過程相同，僅工作腔發(fā)生變化，由主缸變?yōu)榛爻谈祝瑢崿F(xiàn)泵口壓力的負載敏感控制。

3壓力位移復(fù)合控制節(jié)能機理分析

普通比例閥控快鍛液壓系統(tǒng)為定壓定流量系統(tǒng)，依靠常規(guī)位置閉環(huán)進行快鍛，工作中產(chǎn)生大量的節(jié)流損失和溢流損失。

壓下時,根據(jù)式(7)主缸進液閥和回程缸排液閥流量q1、q2分別為

(11)

(12)

式中,p1、p2分別為主缸和回程缸的壓力。

(13)

將式(10)代入式(13)中得泵口壓力

Ff+FL-Mg)

(14)

同理，回程時泵口壓力為

(15)

將式(10)代入式(15)后得回程階段泵口壓力為

(16)

普通比例閥控快鍛液壓系統(tǒng)為定壓系統(tǒng),系統(tǒng)的壓力取決于最大工作壓力,則泵口壓力ps為ps=max(ps1,ps2)。

系統(tǒng)的輸入功率為

P=psqs

(17)

相比于普通比例閥控快鍛液壓系統(tǒng),采用壓力位移復(fù)合控制的快鍛液壓系統(tǒng)，泵口壓力恒大于工作腔壓力定值Δp。由式(10) 、式(13) 、式(15)得系統(tǒng)壓力為

(18)

系統(tǒng)的輸入功率為

(19)

比較上述兩種控制系統(tǒng),壓下時兩系統(tǒng)的輸入功率之差為

(20)

式中,pb、Δp為輸入變量；α、p2為系統(tǒng)的狀態(tài)變量；qs為定量泵輸入流量,取45 L/min。

由式(20)得出,壓下階段系統(tǒng)的節(jié)能功率ΔP1與輸入變量(Δp、pb)和狀態(tài)變量(α、p2)有關(guān)。輸入變量越大,ΔP1越小,因此輸入變量(Δp、pb)越小,系統(tǒng)的節(jié)能效果越好。但為了保證快鍛液壓機能夠按照輸入信號正常工作,輸入變量還需滿足大于閥口全開流經(jīng)閥口最大流量所形成的壓降，查閱Moog伺服閥樣本,輸入變量(Δp、pb)最小設(shè)為2 MPa。以α、p2為橫坐標軸，在0.6 MN快鍛液壓機工作范圍內(nèi),壓下時節(jié)能功率ΔP的曲面圖如圖6所示。ΔP曲面在零平面之上,恒為正,即壓下階段普通比例閥控系統(tǒng)的輸入功率高于基于壓力位移控制的快鍛液壓系統(tǒng)的輸入功率。

(21)

由式(21)可以得出,系統(tǒng)回程階段的節(jié)能功率恒大于零,ΔP2也與輸入變量Δp有關(guān),隨著輸入變量Δp的增大而減小。

由上述分析可得,壓下、回程階段普通比例閥控系統(tǒng)的輸入功率均大于基于壓力位移復(fù)合控制的快鍛系統(tǒng)的輸入功率。采用壓力位移復(fù)合控制策略后有效降低了系統(tǒng)的裝機功率，且節(jié)能效果與輸入變量(Δp、pb)密切相關(guān)。在保證控制精度的前提下，輸入變量越小，節(jié)能效果越好。

5實驗研究

5.1實驗采集系統(tǒng)介紹

為了進一步檢驗該控制策略的節(jié)能效果，依托現(xiàn)有的0.6MN中試快鍛液壓機實驗平臺進行了位移壓力復(fù)合控制策略的節(jié)能研究。液壓機實驗平臺最大設(shè)計鍛造能力為0.6MN,總共分為三級鍛造壓力。其本體為三梁四柱預(yù)應(yīng)力結(jié)構(gòu)，液壓系統(tǒng)為上傳動,實驗平臺如圖7所示，液壓機及液壓傳動系統(tǒng)基本參數(shù)如表1所示。

電氣控制部分采用了NI公司的CompactPIO控制采集平臺，控制采集系統(tǒng)使用LabVIEW圖形化開發(fā)工具，為快速開發(fā)硬件測量電路和控制操作界面，提供了實現(xiàn)儀器編程和數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)的便捷途徑，提高了工作效率。CompactPIO控制器與上位機連接，相互通信完成位移、壓力信號的可視化監(jiān)視?；顒訖M梁兩側(cè)安裝位移傳感器，反饋電信號至位移控制器，聯(lián)合位移輸入信號完成活動橫梁的位置控制；主缸、回程缸、泵口處分別接有壓力傳感器，檢測各點的工作壓力，實時反饋壓力電信號至各壓力控制器，完成回程缸背壓腔的壓力控制和泵口壓力的負載敏感控制。同時壓力傳感器反饋信號記錄各部分的壓力變化情況，結(jié)合液壓機速度變化計算各部分的功率損耗。實驗臺的具體原理及控制采集系統(tǒng)如圖8所示。

5.2壓力位移復(fù)合控制的節(jié)能實驗研究

在快鍛液壓機液壓系統(tǒng)中，位移控制用來保證快鍛精度要求,是系統(tǒng)工作的基本前提。因此，在此率先驗證了復(fù)合控制策略在控制特性方面的可行性，之后再展開相關(guān)的節(jié)能研究。首先，為滿足系統(tǒng)的最大流量需求,根據(jù)式(7),實驗中泵口與工作腔的壓差Δp設(shè)為2MPa,回程缸背壓腔壓力pb設(shè)為2MPa,泵口安全閥壓力設(shè)為10MPa。給定位移信號為正弦曲線,頻率為1Hz,幅值為30mm。

圖9所示分別為加載時快鍛液壓機壓力位移復(fù)合控制系統(tǒng)的位移和壓力曲線。圖9a中sinput為給定位移曲線,y為跟隨位移曲線。液壓機的系統(tǒng)位置誤差約1.5mm,壓下階段滯后較小,約0.1s,回程階段滯后增大,約0.25s。這是由于壓下階段切換至回程階段,回程加速度最大,所需的回程壓力最大。而此時回程缸壓力因壓下階段背壓腔的壓力控制，壓力處于較低狀態(tài)，建壓需要一定的時間。同時，泵口壓力也因壓下階段泵口壓力負載敏感調(diào)節(jié),處于低壓狀態(tài)，建壓時間較長，導(dǎo)致回程位移的滯后嚴重。實驗過程中,通過改變PID控制器比例系數(shù),能夠一定程度上改善上述狀況，但滯后始終存在。

實驗中各壓力曲線如圖9b所示,從圖9b可以看出,在壓下和回程過程中,泵口壓力分別與主缸壓力和回程缸壓力基本保持恒定壓差,實際差基本與設(shè)定的壓差2MPa一致。壓下階段,回程缸壓力基本保持2MPa左右不變，與普通比例閥控系統(tǒng)相比,回程缸背壓有所降低，在1s時主缸壓力升高,回程缸壓力降低，壓力波動明顯，泵口壓力緊隨主缸壓力變化?；爻虝r,泵口壓力因建壓時間長,未能時刻保持高于回程缸2MPa的壓力,但壓力峰值高于回程缸壓力2MPa,基本完成了回程缸背壓腔的壓力控制和泵口壓力的負載敏感控制。

經(jīng)統(tǒng)計計算采用了壓力位移復(fù)合控制系統(tǒng)各部分能量消耗情況如表2所示。其中溢流損失為59.13%,主缸油路節(jié)流損失為17.45%,回程缸油路節(jié)流損失為11.67%,有用功所占比重為10.92%,其他為0.85%。

與普通電液比例閥控系統(tǒng)相比，兩種回路的功耗對比如圖11所示。受回程缸背壓腔的壓力控制和泵口壓力負載敏感控制的影響，在相同的輸入和負載工況下，系統(tǒng)的輸入功率大大降低，僅為普通比例閥控系統(tǒng)的52.3%,功耗也降低為普通比例閥控系統(tǒng)的49.2%。采用壓力位移復(fù)合控制的快鍛液壓系統(tǒng)節(jié)能效果顯著。

5.3系統(tǒng)節(jié)能特性影響因素研究

由式(20)、式(21)可知,壓力位移復(fù)合控制快鍛系統(tǒng)的能耗特性與輸入變量(Δp、pb)有關(guān)。下面分別針對以上兩個參數(shù)對系統(tǒng)能耗展開變參研究。

5.3.1泵口壓力與工作腔壓力差Δp對能耗的影響

壓機工作時,通過調(diào)節(jié)泵口電液比例溢流閥實現(xiàn)泵口壓力的負載敏感控制,使得系統(tǒng)在壓下和回程過程中,泵口壓力分別與主缸壓力和回程缸壓力保持恒定的壓差Δp。圖12即為Δp不同時,系統(tǒng)的輸入功率和損失功率曲線。由圖12可以看出,隨著Δp的增大,進液閥的節(jié)流損失增大,排液閥的節(jié)流損失幾乎不發(fā)生變化,如圖12a、圖12b所示,即壓下階段的主缸進液閥節(jié)流損失和回程階段的回程缸進液閥節(jié)流損失增大,回程階段的主缸排液閥節(jié)流損失和壓下階段的回程缸排液閥節(jié)流損失幾乎不變。其主要原因為Δp為進液閥兩端的壓降,直接影響進液閥的節(jié)流損失,而與排液閥無關(guān)。同時,Δp增大導(dǎo)致系統(tǒng)的壓力升高,系統(tǒng)流量不變,溢流損失增大，造成多余的能量浪費，如圖12c、圖12d所示,與上述理論分析一致。圖12c中Δp為1.5MPa時,輸入功率雖然最小,但從其位移曲線(圖13)中可以看出壓降Δp為1.5MPa時,其控制特性急劇變差，未能滿足式(7)中最大的流量需求。因此,Δp需在滿足位移控制特性的前提下,越小越好。

5.3.2回程缸的背壓pb對系統(tǒng)的影響

系統(tǒng)壓下過程中,通過對回程缸排液閥的調(diào)節(jié),實現(xiàn)背壓腔壓力的閉環(huán)控制,使其始終處于低壓狀態(tài),減小排液閥節(jié)流損失。同時受回程缸背壓腔壓力pb的影響,主缸工作壓力隨之降低,減小了系統(tǒng)的輸入壓力,進而降低了輸入功率。圖14即為不同pb值時,系統(tǒng)的輸入功率和損失功率曲線。從圖14可以看出,pb越小，回程缸油路排液閥的節(jié)流消耗越低，同時輸入功率和溢流消耗也減小,提高了系統(tǒng)的傳動效率,回程缸背壓控制節(jié)能效果明顯。

6結(jié)論

(1)給出了普通電液比例快鍛液壓機能耗高的原因：一是主缸和回程缸負載特性差異大，且恒壓源不能匹配負載壓力變化；二是由于沒有利用負載口獨立控制,從而使主缸和回程缸兩控制閥偶聯(lián)，造成回程背壓很高。

(2)提出了壓力位移復(fù)合控制快鍛原理,建立了其數(shù)學模型，給出了壓力位移復(fù)合控制策略，即在位移控制基礎(chǔ)之上加入系統(tǒng)回程缸背壓控制和泵口壓力的負載敏感控制，降低了節(jié)流和溢流損失。

(3)基于0.6MN快鍛液壓機實驗平臺,對采用壓力位移復(fù)合控制的快鍛系統(tǒng)展開了實驗研究，結(jié)果表明，壓力位移復(fù)合控制的快鍛系統(tǒng)有用功僅占10%,溢流損失高達59%,但與普通電液比例快鍛系統(tǒng)相比，在相同的輸入和負載工況下,系統(tǒng)的輸入功率大大降低，僅為普通比例閥控系統(tǒng)的52.3%,功耗也降低,為普通比例閥控系統(tǒng)的49.2%。并對系統(tǒng)的節(jié)能機理進行了理論分析和實驗研究，得到Δp和pb對系統(tǒng)能耗的影響規(guī)律,即在滿足系統(tǒng)控制特性的前提下，Δp、pb越小,系統(tǒng)的節(jié)能效果越明顯，相反，節(jié)能效果越差。

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(編輯王艷麗)

ResearchonEnergySavingofPressureandDisplacementCompoundControlStrategyforFastForgingSystem

YaoJing1,2,3CaoXiaoming3LiBin3KongXiangdong1,2,3ZhouFang3

1.HebeiProvinceKeyLaboratoryofHeavyMachineryFluidPowerTransmissionandControl,Qinhuangdao,Hebei,0660042.KeyLaboratoryofAdvancedForging&StampingTechnologyandScience,MinistryofEducationofChina,Qinhuangdao,Hebei,0660043.YanshanUniversity,Qinhuangdao,Hebei,066004

Keywords:compoundcontrolstrategy;fastforging;hydraulicpress;energy-saving

Abstract:Accordingtotheproblemsofconstantpressureoutput,returncylinder’slargepressureandlowtransmissionefficiencyinfastforgingprocessofforginghydraulicpress’sordinaryelectro-hydraulicproportionalvalvesystem,thispaperproposedapressureanddisplacementcompoundcontrolstrategy,andtookpressurecontrolforthereturncylinder’sback-pressurecavityandloadsensitivecontrolforthepump’sinletpressureunderthepremiseofensuringthecontrolprecision.Theenergy-savingmechanismwasstudiedandthetwoimportantfactors-thereturncylinder’sback-pressurecavitypressurepbandthepressuredifferenceΔpbetweenpumpoutletandtheworkingcavity-thatinfluencedtheeffectinvenessofenergysavingwereanalyzedthroughestablishingthecompletemathematicalmodelforhydraulicpress’spressureanddisplacementcompoundcontrol.Experimentalresultsshowthatthepositionerrorforloadingcanlimit1.5mmbasedonthefastforginghydraulicpress’spressureanddisplacementcompoundcontrolsystem,andinstalledpowerreducedto52.3%comparedtothetraditionalelectro-hydraulicproportionalvalvecontrolsystem,meanwhilepowerconsumptionisreducedto49.2%comparedtoordinaryproportionalvalvesystem.

收稿日期：2015-02-10

基金項目:國家自然科學基金資助項目(51575471)；河北省青年自然科學基金資助項目(E2014203247)；高檔數(shù)控機床與基礎(chǔ)制造裝備科技重大專項(2011ZX04001-51-04)

作者簡介:姚靜(通信作者),女,1978年生。燕山大學機械工程學院副教授。主要研究方向為重型機械流體傳動與控制系統(tǒng)和新型液壓元件。發(fā)表論文20余篇。曹曉明,男,1990年生。燕山大學機械工程學院碩士研究生。李彬,男,1991年生。燕山大學機械工程學院碩士研究生。孔祥東，男，1959年生。燕山大學機械工程學院教授、博士研究生導(dǎo)師。周芳,女,1990年生。燕山大學機械工程學院碩士研究生。

中圖分類號：TH137.5

DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2016.02.020