武艷慧，張海軍，郭俊

(1.內(nèi)蒙古機電職業(yè)技術(shù)學(xué)院機電工程系，內(nèi)蒙古呼和浩特 010070；2.內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)大學(xué)機電工程學(xué)院，內(nèi)蒙古呼和浩特 010018)

0 前言

隨著工業(yè)生產(chǎn)水平的發(fā)展，粉末冶金工件已廣泛應(yīng)用于汽車工業(yè)領(lǐng)域，主要應(yīng)用在汽車的發(fā)動機、減速箱、離合器等重要部件中。粉末冶金工件因成本低廉、加工制造工藝相對簡易、加工精度較高等特點，備受汽車生產(chǎn)廠家青睞，應(yīng)用前景非?？捎^。

粉末液壓機因具備多執(zhí)行機構(gòu)協(xié)同控制，可實現(xiàn)復(fù)雜零部件壓制，被主機廠家及用戶青睞。國內(nèi)眾多研究人員及工程師對粉末液壓機控制技術(shù)進行了大量研究，戴本堯提出了一種基于模糊推理技術(shù)的差分進化算法，提高了PID 控制器對電液伺服系統(tǒng)的調(diào)節(jié)控制能力；劉福娥對2 MN粉末冶金液壓機及其伺服模架的液壓系統(tǒng)進行了設(shè)計分析及研究；彭登奎等設(shè)計了基于模塊PID控制的粉末壓機結(jié)構(gòu)，提高了粉末壓機運行的穩(wěn)定性和抗干擾性。

本文作者針對2.8 MN粉末壓機液壓系統(tǒng)，利用AMESim軟件建立其核心元件和整機液壓系統(tǒng)的仿真模型，通過仿真驗證核心元件模型正確性，然后從伺服泵組節(jié)能控制和伺服閥壓力補償控制兩方面對液壓系統(tǒng)功耗展開研究。

1 2.8 MN粉末壓機液壓系統(tǒng)組成

本文作者設(shè)計了2.8 MN粉末壓機液壓系統(tǒng)，壓機滑塊由中間活塞缸(主缸)和兩側(cè)柱塞缸(快速缸)驅(qū)動，兩側(cè)柱塞缸實現(xiàn)滑塊快速下行，三缸結(jié)構(gòu)實現(xiàn)壓機滿噸位壓制；液壓系統(tǒng)動力機構(gòu)采用伺服電機加內(nèi)嚙合齒輪泵方式，可按照液壓系統(tǒng)需要供油，實現(xiàn)液壓機的節(jié)能控制，大大降低設(shè)備運行成本；因粉末零部件壓制過程對滑塊速度位置控制要求較高，液壓系統(tǒng)采用大通徑伺服閥，通過前饋及閉環(huán)控制實現(xiàn)滑塊精確速度位置控制；三缸上腔壓力采用比例壓力閥控制，滿足壓機不同壓制需求；主缸有桿腔采用大通徑比例流量插裝閥控制，實現(xiàn)壓機滑塊下行快慢轉(zhuǎn)換控制。所設(shè)計的2.8 MN粉末壓機液壓系統(tǒng)原理如圖1所示。

圖1 2.8 MN粉末壓機液壓系統(tǒng)原理

2 2.8 MN粉末壓機液壓系統(tǒng)建模

利用AMESim軟件液壓標(biāo)準(zhǔn)庫和HCD庫搭建2.8 MN粉末壓機液壓系統(tǒng)仿真模型。首先，對液壓系統(tǒng)中的關(guān)鍵元件進行模型搭建和參數(shù)化，并通過仿真驗證參數(shù)設(shè)置的正確性；然后，按照液壓原理圖將各元件連接在一起，形成整機液壓系統(tǒng)的仿真模型。

2.1 比例流量插裝閥模型搭建

2.8 MN粉末壓機主缸有桿腔支撐閥選用DG25二通比例流量插裝閥，通過比例調(diào)節(jié)，控制主缸下腔排油速度，實現(xiàn)壓機滑塊快慢轉(zhuǎn)換平穩(wěn)柔和過渡。

二通比例流量插裝閥的主閥為帶閥芯位置反饋的插裝閥，導(dǎo)閥為帶閥芯位置反饋的比例閥。當(dāng)PLC給比例流量插裝閥發(fā)送控制指令后，比例閥先動作，導(dǎo)閥閥芯處于右位，先導(dǎo)高壓油由比例閥的A口進入主閥閥芯的控制下腔，主閥閥芯的上腔油液通過比例閥B口與泄油口相連，壓差推動主閥閥芯向上移動，主閥開啟。同時，主閥芯位置傳感器將閥芯位移反饋給放大器，形成主閥芯位置閉環(huán)控制，實現(xiàn)對主閥芯位置的精確控制。其控制原理如圖2所示。

圖2 比例流量插裝閥結(jié)構(gòu)及原理

依據(jù)DG25二通比例流量插裝閥三維模型及樣本參數(shù)，利用AMESim軟件搭建其仿真模型，如圖3所示。

圖3 比例流量插裝閥仿真模型

設(shè)置二通比例流量插裝閥仿真模型控制油口壓力為14 MPa，閥進口設(shè)定為0.5 MPa壓力源，閥出口接油箱，控制指令從0斜坡增加至10 V。通過仿真得到比例流量插裝閥控制指令與輸出流量曲線，如圖4所示?？梢钥闯觯洪y存在10%左右死區(qū)，在閥口0.5 MPa壓降下的最大流量為501 L/min，與DG25二通比例流量插裝閥樣本曲線基本一致。

圖4 比例流量插裝閥控制指令與輸出流量曲線

為進一步測試仿真模型的頻率響應(yīng)，采用正弦信號=6+3sin(2π)作為控制信號，當(dāng)正弦輸入信號頻率采用低頻5 Hz時，測得輸出流量幅值為358.5 L/min，不斷增大正弦信號的測試頻率，當(dāng)=37 Hz時，輸出流量幅值為258.5 L/min，流量幅值衰減了-2.98 dB，與樣本伯德圖基本保持一致，如圖5所示。因此，所搭建的仿真模型可以基本反映出DG25比例流量插裝閥的頻響特性。

圖5 比例流量插裝閥輸出流量頻率響應(yīng)曲線

2.2 MOOG伺服閥模型參數(shù)設(shè)置

粉末壓機對速度位置控制要求較高，2.8 MN液壓系統(tǒng)采用MOOG品牌D662/D02HABM6VSX2-A伺服閥控制滑塊速度位置。因沒有伺服閥準(zhǔn)確模型，無法通過AMESim軟件的HCD庫實現(xiàn)模型搭建，本文作者參考伺服閥樣本曲線，采用準(zhǔn)液壓庫伺服閥模型及信號庫，通過參數(shù)化算法完成MOOG伺服閥的模型搭建，如圖6所示，伺服閥控制指令信號為±10 V。

圖6 伺服閥仿真模型搭建

對搭建的伺服閥仿真模型進行參數(shù)化設(shè)置，并進行單節(jié)流邊0.5 MPa壓差流量指令信號仿真和伺服閥在先導(dǎo)壓力為21 MPa時閥芯位移階躍響應(yīng)仿真，結(jié)果分別如圖7、圖8所示。

圖7 伺服閥指令信號-輸出流量曲線 圖8 伺服閥閥芯位移x階躍響應(yīng)曲線

由圖7、圖8可以看出：伺服閥在0～100%指令信號下，輸出流量從0線性遞增至260 L/min；在先導(dǎo)壓力為21 MPa和輸入指令為10 V階躍信號下，伺服閥閥芯位移能夠在=46 ms到達(dá)目標(biāo)位置。仿真結(jié)果與伺服閥樣本曲線保持一致，因此搭建的仿真模型可以基本反映出D662/D02HABM6VSX2-A伺服閥的特性。

2.3 液壓系統(tǒng)仿真模型搭建

基于液壓系統(tǒng)原理圖和搭建好的子模型，建立如圖9所示的液壓系統(tǒng)仿真模型，并做如表1所示的參數(shù)化設(shè)置。

圖9 2.8 MN粉末壓機液壓系統(tǒng)仿真模型

表1 液壓系統(tǒng)仿真模型參數(shù)化設(shè)置

3 液壓系統(tǒng)節(jié)能控制

針對粉末壓機工作時間長、壓制頻次高、功耗高、液壓系統(tǒng)發(fā)熱嚴(yán)重等問題，所提出的2.8 MN粉末壓機液壓系統(tǒng)采用伺服泵組、大通徑伺服閥及閥前閥后壓力補償?shù)拳h(huán)節(jié)，通過對粉末壓機液壓系統(tǒng)的節(jié)能控制，實現(xiàn)節(jié)能降耗、減少系統(tǒng)發(fā)熱、延長元件使用壽命的目的。下面將從以下兩方面對液壓系統(tǒng)節(jié)能控制展開研究。

3.1 伺服泵組節(jié)能控制

2.8 MN粉末壓機液壓系統(tǒng)泵組采用伺服電機加雙聯(lián)內(nèi)嚙合齒輪泵形式，伺服電機轉(zhuǎn)速可實現(xiàn)0～2 500 r/min無級變速。

對液壓系統(tǒng)伺服泵組作以下控制策略：(1)壓機處于空循環(huán)時，考慮到齒輪泵最低轉(zhuǎn)速使用要求，將伺服電機轉(zhuǎn)速設(shè)定在200 r/min，且將其中一聯(lián)齒輪泵通過換向閥實現(xiàn)回油；(2)壓機快速下行和快速回程階段，伺服電機按最大轉(zhuǎn)速運行，雙聯(lián)齒輪泵輸出系統(tǒng)最大流量；(3)壓機處于壓制工作狀態(tài)，將伺服泵組按照恒功率方式控制，實現(xiàn)節(jié)能控制。

在空載時，對泵組的伺服電機+齒輪泵+其中一聯(lián)齒輪泵換向排油方式、伺服電機+齒輪泵方式和傳統(tǒng)三相異步電機+齒輪泵方式的功率消耗情況進行仿真分析，得到如圖10所示的功率曲線。

由圖10可知：傳統(tǒng)三相異步電機+齒輪泵方式的泵組在空載時消耗功率最大，為6.4 kW；伺服電機+齒輪泵方式的泵組在空載時消耗功率較小，為0.5 kW；伺服電機+齒輪泵+其中一聯(lián)齒輪泵換向排油方式的泵組在空載時消耗功率最小，只有0.25 kW。因此，粉末壓機液壓系統(tǒng)采用的第3種泵組方式在壓機空載時為節(jié)能效果最佳的方式。

伺服電機+齒輪泵+其中一聯(lián)齒輪泵換向排油方式的泵組的各階段功率消耗曲線如圖11所示?？芍翰捎迷摽刂撇呗?，可實現(xiàn)伺服泵組在空載階段功率低至0.25 kW,壓機快速下行階段功率為17.3 kW；在壓機壓制階段，因采用恒功率控制，使得伺服泵組功率始終保持在31.5 kW，有效實現(xiàn)了伺服泵組節(jié)能控制。

圖10 空載時3種泵組方式功率曲線 圖11 伺服泵組各階段功率消耗曲線

3.2 伺服閥及壓力補償控制

為實現(xiàn)壓機滑塊的速度和位移精確控制，液壓系統(tǒng)采用大通徑伺服閥。選用液壓系統(tǒng)伺服閥時，通常直接將伺服閥安裝在泵組與執(zhí)行元件之間使用，或者在伺服閥下面疊加壓力補償器使用，這兩種用法都存在一定缺點。對壓機滑塊進行速度控制時，將伺服閥安裝在泵組與執(zhí)行元件之間，伺服閥閥前閥后壓差不穩(wěn)定，且閥前壓力較高，控制精度和節(jié)能效果都相對較差，而采用壓力補償器的伺服閥能夠保證閥前閥后壓力一致，控制精度效果較好，但閥前壓力較高的問題仍無法解決，造成大量功率損耗，且液壓系統(tǒng)升溫較快。

為此，提出一種伺服閥壓力補償控制原理，將伺服閥進出油口通過溢流閥和梭閥連通，實現(xiàn)伺服閥閥前閥后壓差控制；同時，通過匹配阻尼孔尺寸，使伺服閥閥前調(diào)壓閥開啟，實現(xiàn)泵出口一定程度泄壓，有效實現(xiàn)節(jié)能控制。三種伺服閥使用方案如圖12所示。

圖12 三種伺服閥使用方案

對伺服閥壓力補償控制進行仿真分析，設(shè)置仿真為4個階段，分別為空循環(huán)階段，執(zhí)行機構(gòu)負(fù)載為滿載的1/3階段、滿載的2/3階段和滿載階段。其中，帶載階段伺服閥控制電壓為恒定值，相鄰階段負(fù)載變化為階躍變化，研究伺服閥閥前閥后壓力變化情況和執(zhí)行機構(gòu)速度，仿真結(jié)果分別如圖13、圖14所示。

圖13 伺服閥閥前閥后壓力曲線 圖14 執(zhí)行元件速度曲線

由圖13、圖14可以看出：空載階段，伺服閥閥前壓力因泵出口壓力插裝閥存在1 MPa的壓力，帶載各階段伺服閥閥前閥后壓差維持在2 MPa不變，執(zhí)行元件速度在負(fù)載變化時也能夠保持恒定；其中，負(fù)載在出現(xiàn)階躍變化時，執(zhí)行元件速度也出現(xiàn)波動，但可以很快穩(wěn)定下來。

設(shè)置執(zhí)行元件負(fù)載恒定不變，分階段階躍增大伺服閥控制信號，得到伺服閥閥前閥后壓力曲線如圖15所示，執(zhí)行元件速度曲線如圖16所示。

圖15 伺服閥閥前閥后壓力曲線 圖16 執(zhí)行元件速度曲線

由圖15、圖16可以看出：執(zhí)行元件速度隨伺服閥控制電壓增大而增大，因負(fù)載恒定，伺服閥閥后壓力保持不變，伺服閥閥前壓力隨伺服閥開口增大而減小，即閥前閥后壓差隨伺服閥開口增大而減小。綜上所述，采用伺服閥壓力補償方案可以使伺服閥在負(fù)載發(fā)生變化時保持伺服閥前后壓差不變，有效降低閥前壓力，實現(xiàn)節(jié)能控制。

4 結(jié)論

本文作者詳細(xì)介紹了2.8 MN粉末壓機液壓系統(tǒng)及其核心元件的建模過程，并通過仿真驗證了核心元件仿真模型的正確性。針對粉末壓機功耗高、發(fā)熱嚴(yán)重等問題，從伺服泵組節(jié)能控制和伺服閥壓力補償控制兩方面展開研究。結(jié)果表明：采用伺服泵組節(jié)能控制可以有效降低壓機待機階段的系統(tǒng)功耗；采用伺服閥壓力補償控制，可實現(xiàn)壓機工作階段泵出口壓力隨負(fù)載變化而變化，有效降低泵出口壓力，進一步降低系統(tǒng)功耗。