姚 靜 曹曉明 王 佩 孔祥東

(*燕山大學(xué) 河北省重型機(jī)械流體動(dòng)力傳輸與控制實(shí)驗(yàn)室 秦皇島 066004)(**燕山大學(xué) 先進(jìn)鍛壓成形技術(shù)與科學(xué)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(燕山大學(xué)) 秦皇島 066004)(***燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 秦皇島 066004)

?

快鍛液壓機(jī)液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)泵閥復(fù)合控制研究①

姚 靜②******曹曉明***王 佩***孔祥東******

(*燕山大學(xué) 河北省重型機(jī)械流體動(dòng)力傳輸與控制實(shí)驗(yàn)室 秦皇島 066004)(**燕山大學(xué) 先進(jìn)鍛壓成形技術(shù)與科學(xué)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(燕山大學(xué)) 秦皇島 066004)(***燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 秦皇島 066004)

針對鍛造液壓機(jī)電液比例閥控系統(tǒng)快鍛工況時(shí)傳動(dòng)效率低下的問題，提出了一種基于變頻調(diào)節(jié)的快鍛液壓機(jī)泵閥復(fù)合控制原理。建立了其數(shù)學(xué)模型，給出了位移閉環(huán)控制和泵口壓力負(fù)載敏感控制相結(jié)合的泵閥復(fù)合控制策略，并對其進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，基于泵閥復(fù)合控制的0.6MN液壓機(jī)快鍛系統(tǒng)，理想的快鍛頻次能夠達(dá)到60次/分鐘，位置控制精度為0.5mm。與傳統(tǒng)的電液比例閥控系統(tǒng)相比，裝機(jī)功率降低至18.6%，傳動(dòng)效率提高了25%。并分析了泵口與液壓缸工作腔壓差Δp大小和鍛造頻率f變化對其控制特性的影響規(guī)律。

液壓機(jī)， 泵閥復(fù)合控制， 伺服控制系統(tǒng)， 負(fù)載敏感

0 引 言

隨著裝備制造業(yè)的迅速發(fā)展，鍛造液壓機(jī)(forging hydraulic press)逐漸成為該工業(yè)領(lǐng)域中的關(guān)鍵設(shè)備[1，2]。普通電液比例閥控系統(tǒng)快鍛工作過程中采用定壓定流量輸入，造成了很大的節(jié)流和溢流損失。因此急需探尋一種控制策略，在保證控制精度的前提下，同時(shí)也能提高系統(tǒng)的傳動(dòng)效率[3，4]。

近些年，諸多學(xué)者致力于提高系統(tǒng)的控制精度和減小沖擊振動(dòng)的研究，分別將預(yù)測型多模式模糊控制策略[5]、自適應(yīng)模糊PID[6]、雙?？刂芠7]、單神經(jīng)元PID控制[8]等用于快鍛液壓機(jī)，其快鍛時(shí)控制精度可達(dá)± 1 mm，同時(shí)也改善了系統(tǒng)的沖擊振動(dòng)情況等等。為了滿足綠色鍛造的迫切需求，大型鍛造設(shè)備的傳動(dòng)系統(tǒng)的節(jié)能研究逐漸被關(guān)注。文獻(xiàn)[9]提出了在回程缸側(cè)采用蓄能器的快鍛液壓機(jī)節(jié)能回路，對其控制特性進(jìn)行了仿真和實(shí)驗(yàn)研究；文獻(xiàn)[10]配合使用飛輪和蓄能器構(gòu)成液壓機(jī)機(jī)械-液壓復(fù)合式節(jié)能控制系統(tǒng)；文獻(xiàn)[11]提出了變壓力的伺服位移控制系統(tǒng)，有效減小了動(dòng)力源的溢流損失。文獻(xiàn)[12-15]將伺服直驅(qū)泵控技術(shù)應(yīng)用到壓機(jī)系統(tǒng)，對其節(jié)能特性進(jìn)行了仿真和實(shí)驗(yàn)研究。上述研究得到了一定的節(jié)能效果，但均未從根本上解決液壓機(jī)傳動(dòng)效率低下的問題。當(dāng)前，變頻技術(shù)已成為液壓節(jié)能技術(shù)發(fā)展的一種趨勢，但其較慢的響應(yīng)速度制約了其在快速伺服系統(tǒng)中的應(yīng)用，直接以變頻直驅(qū)泵作為液壓系統(tǒng)的輸入，不能滿足鍛造液壓機(jī)快速性要求。本文基于目前閥控系統(tǒng)的定量泵+比例閥構(gòu)成特點(diǎn)，引入變頻技術(shù)，將伺服直驅(qū)泵控的高效性和電液比例閥控的快速性結(jié)合起來構(gòu)成泵閥復(fù)合控制。在此基礎(chǔ)上，提出了快鍛系統(tǒng)的泵閥復(fù)合控制策略，通過實(shí)驗(yàn)研究，以期來改善液壓機(jī)快鍛的動(dòng)靜態(tài)特性和能耗特性。

1 快鍛液壓機(jī)工作原理

快鍛液壓機(jī)泵閥復(fù)合控制原理如圖1所示，主要由變頻動(dòng)力源單元、獨(dú)立節(jié)流口控缸單元、位移閉環(huán)控制器和壓力閉環(huán)控制器組成。變頻動(dòng)力源單元主要由變頻器1、變頻電機(jī)2、定量泵3、泵口安全閥4和單向閥5組成，獨(dú)立節(jié)流口控缸單元由4個(gè)比例快鍛閥6.1～6.4、主缸7和回程8缸組成。

1. 變頻器 2. 電機(jī) 3. 液壓泵 4. 安全閥 5. 單向閥 6. 進(jìn)、回油路比例閥 7. 主缸 8. 回程缸 9. 活動(dòng)橫梁 10. 位移傳感器 11. 壓力傳感器 12. 控制器

位移閉環(huán)控制通過檢測位移偏差實(shí)時(shí)控制4個(gè)比例節(jié)流閥實(shí)現(xiàn)高精度自動(dòng)鍛造。壓力閉環(huán)控制器實(shí)際為負(fù)載敏感控制，為了使泵口壓力跟蹤負(fù)載壓力的變化且壓力之差保持恒定，設(shè)壓差為Δp，則負(fù)載壓力與Δp之和與泵口壓力作比較得到的壓力偏差作為控制信號，經(jīng)過積分、放大運(yùn)算后作為變頻器的控制信號對電機(jī)轉(zhuǎn)速進(jìn)行控制，進(jìn)而維持壓差Δp的基本恒定。當(dāng)泵出口壓力與負(fù)載壓力之差大于Δp，控制器使定量泵轉(zhuǎn)速升高，流量增加，泵壓增加。反之，流量減小，泵壓減小。

2 快鍛液壓機(jī)泵閥復(fù)合控制數(shù)學(xué)模型

2.1 變頻電機(jī)數(shù)學(xué)模型

考慮轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)器對電機(jī)調(diào)速的影響，忽略磁鏈調(diào)節(jié)器、轉(zhuǎn)矩電流調(diào)節(jié)器動(dòng)態(tài)調(diào)節(jié)過程以及電機(jī)阻尼系數(shù)的影響，建立變頻電機(jī)的傳遞函數(shù)為

(1)

式中，ωm為電機(jī)轉(zhuǎn)速，K1為轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)器的比例系數(shù)，T1為轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)器的積分時(shí)間常數(shù)，Km為電磁轉(zhuǎn)矩對轉(zhuǎn)矩電流的增益，ωr為電機(jī)給定轉(zhuǎn)速，TL為電機(jī)負(fù)載轉(zhuǎn)矩，J為電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。

變頻動(dòng)力源單元壓力閉環(huán)控制器由積分環(huán)節(jié)和比例增益環(huán)節(jié)組成，有如下關(guān)系：

(2)

式中，K2為壓力調(diào)節(jié)器的比例系數(shù)，Δp0為泵口壓力與負(fù)載壓力差值，Δp為快鍛閥進(jìn)、出口壓差，T2為壓力調(diào)節(jié)器的積分時(shí)間常數(shù)。

2.2 液壓泵數(shù)學(xué)模型

泵的輸出流量為

(3)

式中，VP是液壓泵排量，ηV為液壓泵容積效率。

電機(jī)負(fù)載轉(zhuǎn)矩為

(4)

式中，ps為泵口壓力。

2.3 獨(dú)立節(jié)流口控缸數(shù)學(xué)模型

快鍛閥閥芯位移與先導(dǎo)級輸入電流的關(guān)系可用二階振蕩環(huán)節(jié)表示，式為

(5)

式中，xi為第i個(gè)閥的閥芯位移，iv為閥先導(dǎo)級輸入電流，kv為閥的比例增益，ωn為閥的固有頻率，ξn為閥的阻尼系數(shù)。

獨(dú)立節(jié)流口控缸數(shù)學(xué)模型由液壓缸的力平衡方程、閥口流量方程及液壓缸流量方程描述。

定義液壓缸的面積比為m=A2/A1，A1、A2分別為主缸和回程缸面積；往復(fù)動(dòng)作時(shí)，定義同時(shí)投入工作的兩個(gè)快鍛閥6.1和6.4或6.2和6.3的節(jié)流口面積梯度比為n=W4/W1或n=W3/W2，Wi為第i個(gè)閥的閥口面積梯度；定義負(fù)載壓力pL=p1-mp2，p1和p2分別為主缸和回程缸壓力；快鍛閥閥芯位移比例為k1=x4/x1，k2=x3/x2。

壓下時(shí)，忽略彈性負(fù)載可得缸的力平衡方程為

(6)

式中，mt為活動(dòng)橫梁質(zhì)量，Bp為粘性阻尼系數(shù)，y為活動(dòng)橫梁位移，F(xiàn)L為外負(fù)載力。

通過快鍛閥的流量方程為

(7)

式中，v為活動(dòng)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為閥的流量系數(shù)， 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。

定義負(fù)載流量QL=Q1，可得負(fù)載流量為

(8)

式中，ps為泵口壓力。

將上式線性化可得流量方程為

(9)

液壓缸的流量方程為

(10)

式中，Ctp為液壓缸總泄漏系數(shù)，βe為有效體積彈性模量，Vt為等效容積。又有：

QL=Qs

(11)

根據(jù)式(1)～(11)建立快鍛液壓機(jī)泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)傳遞函數(shù)方框圖如圖2所示。

圖2 快鍛液壓機(jī)泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)傳遞函數(shù)方框圖

3 泵閥復(fù)合控制策略

充分利用快鍛液壓機(jī)負(fù)載口獨(dú)立可控自由度高的優(yōu)勢，從降低泵口工作壓力的角度出發(fā)，在位置控制基礎(chǔ)之上增加了泵口壓力的負(fù)載敏感控制，降低了系統(tǒng)因泵口定壓定流輸出造成的節(jié)流和溢流損失，從而有效降低系統(tǒng)的裝機(jī)功率，具體控制原理框圖如圖3所示。圖中壓力位移復(fù)合控制主要由位移控制器、壓力控制器兩大部分組成。

壓下時(shí)，位移反饋信號y與輸入信號yi比較，得到位移誤差，邏輯判斷單元switch判斷此時(shí)為壓下工作模式，經(jīng)位移控制器處理后作為閥6.1和閥6.4的控制信號，保證鍛造的精度；篩選出主缸壓力信號傳輸給動(dòng)力源控制單元，壓力傳感器檢測的實(shí)際泵口壓力與主缸壓力之差Δp作為壓力反饋信號與輸入信號Δpi比較，得到的壓力誤差信號，經(jīng)壓力控制器后作為變頻器的控制信號，保證泵口壓力跟隨主缸壓力變化，完成壓力控制?；爻虝r(shí)與壓下相似，控制泵口壓力跟隨回程缸壓力變化。

圖3 泵閥復(fù)合控制原理方框圖

4 實(shí)驗(yàn)研究

4.1 0.6 MN中試快鍛液壓機(jī)實(shí)驗(yàn)平臺(tái)

快鍛液壓機(jī)泵閥復(fù)合控制實(shí)驗(yàn)研究依托于0.6 MN中試快鍛液壓機(jī)系統(tǒng)(如圖4所示)，其最大設(shè)計(jì)鍛造能力為0.6MN，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(dòng)，液壓系統(tǒng)基本參數(shù)如表1所示。計(jì)算機(jī)實(shí)時(shí)控制采集系統(tǒng)主要由上位機(jī)、NI CoMPactRIO實(shí)時(shí)系統(tǒng)組成，利用LabVIEW圖形化的編程環(huán)境實(shí)現(xiàn)快鍛液壓機(jī)泵閥復(fù)合控制策略，其仿真界面如圖5所示，采集控制操作界面如圖6所示。

圖4 0.6 MN中試快鍛液壓機(jī)實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

參數(shù)名稱參數(shù)值單位參數(shù)名稱參數(shù)值單位主缸面積2．36×10-2m2電機(jī)額定轉(zhuǎn)矩191N．m回程缸面積3．18×10-3m2快鍛閥1、2額定流量100L/min液壓泵排量63mL快鍛閥3、4額定流量40L/min電機(jī)額定功率30kW活動(dòng)橫梁質(zhì)量230kg

圖5 基于泵閥復(fù)合控制快鍛系統(tǒng)的LabVIEW仿真界面

圖6 泵閥復(fù)合控制快鍛系統(tǒng)的采集操作界面

4.2 快鍛液壓機(jī)泵閥復(fù)合控制實(shí)驗(yàn)研究

4.2.1 泵閥復(fù)合控制策略實(shí)驗(yàn)研究

給定位移為正弦曲線的泵閥復(fù)合控制響應(yīng)如圖7所示。正弦曲線的頻率為1Hz，幅值為30mm，泵口安全閥設(shè)為100 bar，壓差Δp設(shè)為20 bar。0～0.5 s為回程階段，0.5～1 s為壓下階段。從圖7中可以看出，位移存在一定滯后，但保持良好的跟隨特性，壓下階段無超調(diào)現(xiàn)象，控制精度達(dá)0.5mm。

圖7 位移曲線

圖8為壓力曲線圖，圖中pa為主缸壓力值，pb為回程缸壓力值，ps為泵口壓力值。從圖8中可以看出，較電液比例快鍛系統(tǒng)，泵口壓力隨著主缸和回程缸負(fù)載壓力而變化，但是，受制于變頻電機(jī)的響應(yīng)速度，壓力變化速率較慢，回程階段泵口與回程缸壓力基本保持壓差20bar，且響應(yīng)時(shí)間約為0.15s?；爻糖袚Q至壓下時(shí)，泵口壓力應(yīng)跟隨主缸壓力變化，切換瞬間泵口與主缸壓力之差大于設(shè)定值，電機(jī)給定信號置零，但由于電機(jī)的慣性，定量泵仍舊向系統(tǒng)輸入流量，導(dǎo)致泵口壓力出現(xiàn)尖峰，隨后泵的輸入流量減小以及主缸進(jìn)液閥開啟，泵口壓力下降。理論上當(dāng)下降至30 bar時(shí)，壓力閉環(huán)控制應(yīng)起調(diào)整作用，但是受制于變頻電機(jī)轉(zhuǎn)速響應(yīng)以及壓下階段余留調(diào)整時(shí)間較短，導(dǎo)致壓下階段泵口壓力控制精度較低。

(a) 泵閥復(fù)合控制

(b) 電液比例控制

泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)以及比例閥控系統(tǒng)的功率消耗如圖9所示，其中A表示系統(tǒng)輸入功率，B表示溢流損失功率，C表示主缸油路節(jié)流損失功率，D表示回程缸油路節(jié)流損失功率。由圖8及圖9可以看出泵閥復(fù)合控制解決了比例閥控系統(tǒng)流量和壓力過剩問題，降低了系統(tǒng)的輸入功率并消除系統(tǒng)的溢流損失。同時(shí)因?qū)λ欧y兩端壓差進(jìn)行閉環(huán)控制，降低了伺服閥兩端的壓降且使其基本保持恒定值，因此主缸油路和回程缸油路的節(jié)流損失功率亦有較大降低。以3 s為計(jì)算周期，快鍛液壓機(jī)泵閥復(fù)合控制系統(tǒng)傳動(dòng)效率提高了25%，液壓泵的輸入功率僅為電液比例閥控系統(tǒng)液壓泵輸入功率的18.6%，裝機(jī)功率大大降低。

4.2.2 變參時(shí)系統(tǒng)特性研究

泵閥復(fù)合控制策略為多輸入控制系統(tǒng)，理論分析得到直接影響系統(tǒng)能耗特性的關(guān)鍵因素為泵口于工作腔的壓差Δp以及鍛造頻率f。下面分別針對上述兩個(gè)參數(shù)對系統(tǒng)能耗的影響進(jìn)行對比研究。

(1) 壓力差值影響

圖10為鍛造頻率為1 Hz，Δp值不同時(shí)，系統(tǒng)的位移響應(yīng)曲線和壓力曲線，從圖10可以看出，隨著Δp值增大，系統(tǒng)響應(yīng)變快，位移精度逐漸提高。當(dāng)Δp=30bar時(shí)，系統(tǒng)出現(xiàn)超調(diào)現(xiàn)象，且活動(dòng)橫梁震動(dòng)明顯變強(qiáng)，系統(tǒng)穩(wěn)定性變差。系統(tǒng)壓力響應(yīng)也隨著Δp值增大而速度變快，在回程階段能良好跟隨回程缸壓力并保持一定壓力差。

(a) 泵閥復(fù)合控制

(b) 電液比例控制

(a) Δp=10bar位移和壓力曲線

(b) Δp=30bar位移和壓力曲線

(2) 鍛造頻率對系統(tǒng)的影響

實(shí)驗(yàn)給定位移為正弦曲線，頻率分別為0.75Hz、1Hz和1.33Hz，幅值30mm，壓差Δp為20bar，泵口安全閥為100bar，實(shí)驗(yàn)曲線如圖11所示。

(a) f=0.75Hz位移和壓力曲線

(b) f=1.33Hz位移和壓力曲線

從圖11可以看出，隨著鍛造頻率的提高，變頻電機(jī)轉(zhuǎn)速來不及響應(yīng)系統(tǒng)工況變化，導(dǎo)致系統(tǒng)位移跟隨性能變差，當(dāng)鍛造頻率為1.33Hz時(shí)，系統(tǒng)壓下位置誤差達(dá)到2mm，回程階段由于活動(dòng)橫梁重力的影響，壓機(jī)不能回到指定位置，誤差高達(dá)5mm，且滯后現(xiàn)象嚴(yán)重，不能滿足壓機(jī)工作的基本要求。壓力曲線顯示，隨著鍛造頻次增加，主缸和回程缸壓力均有提高。泵口壓力跟隨主缸或回程缸變化，壓力差值約有5 bar的誤差，當(dāng)鍛造頻次為1.33Hz時(shí)，泵口壓力突變值有所降低，由于高頻時(shí)鍛造狀態(tài)切換時(shí)間較短，主缸進(jìn)液閥能夠較快打開，使得泵口油液流入主缸低壓腔。在該控制思想下，其理想的鍛造頻次應(yīng)該在60次/min 左右。

5 結(jié) 論

(1) 提出了基于泵閥復(fù)合控制的快鍛液壓機(jī)控制策略， 提出了泵閥復(fù)合控制快鍛原理，建立了其數(shù)學(xué)模型，給出了泵閥復(fù)合控制策略，即在位移控制基礎(chǔ)之上加入壓下階段對主缸以及回程階段對回程缸腔壓力的負(fù)載敏感控制，降低了節(jié)流和溢流損失。

(2) 基于0.6 MN快鍛液壓機(jī)實(shí)驗(yàn)平臺(tái)，對采用泵閥復(fù)合控制的快鍛系統(tǒng)展開了實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明泵閥復(fù)合控制的快鍛系統(tǒng)位置控制精度可達(dá)0.5mm，而且與普通電液比例快鍛系統(tǒng)相比，在相同的輸入和負(fù)載工況下，傳動(dòng)效率提高了25%，裝機(jī)功率僅為普通比例閥控系統(tǒng)的18.6%。

(3) 對系統(tǒng)的控制特性影響參數(shù)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，得到Δp和f對系統(tǒng)控制特性的影響規(guī)律，即在一定范圍內(nèi)，增大Δp可增加系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)速度和控制精度，但系統(tǒng)穩(wěn)定性變差。受限于變頻電機(jī)轉(zhuǎn)速的慢響應(yīng)，0.6 MN快鍛液壓機(jī)泵閥復(fù)合控制的理想鍛造頻次為60次/min。

[1] 高俊峰. 我國快鍛液壓機(jī)的發(fā)展與現(xiàn)狀. 鍛壓技術(shù),2008, 33 (6): 1-5

[2] 高峰, 郭為忠, 宋清玉等. 重型制造裝備國內(nèi)外研究與發(fā)展. 機(jī)械工程學(xué)報(bào), 2010, 46(19): 92-107

[3] Zhao K, Liu Z F, Yu S R, et al. Analytical energy dissipation in large and medium-sized hydraulic press.JournalofCleanerProduction, 2014, 1(8): 1-7

[4] Soo-Young K, Kaoru T, Tadashi Y. Effect of forming speed in precision forging process evaluated using CAE technology and high performance servo-press machine. In: Proceedings of the 11th International Conference on Technology of Plasticity. Nagoya, Japan, 2014. 2415-2420

[5] 陳柏金, 黃樹槐, 高俊峰等. 自由鍛造液壓機(jī)控制策略. 機(jī)械工程學(xué)報(bào), 2008, 44(10): 304-307

[6] Zheng J M, Zhao S D, Wei S G. Application of self-tuning fuzzy PID controller for a SRM direct drive volume control hydraulic press.ControlEngineeringPractice. 2009, 17(12): 1398-1404

[7] 竇雪川. 22 MN快鍛液壓機(jī)快鍛系統(tǒng)理論與實(shí)驗(yàn)研究: [碩士學(xué)位論文]. 秦皇島: 燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院, 2009. 43-53

[8] 龐逢祥. 22MN快鍛液壓機(jī)液壓控制系統(tǒng)聯(lián)合仿真及實(shí)驗(yàn)研究: [碩士學(xué)位論文]. 秦皇島: 燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院, 2011. 42-55

[9] 姚靜, 孔祥東, 權(quán)凌霄等. 采用蓄能器的快鍛液壓機(jī)建模仿真與試驗(yàn)研究. 中國機(jī)械工程, 2009, 20(2)：41-244

[10] 管成. 液壓機(jī)的機(jī)械—液壓復(fù)合式節(jié)能液壓系統(tǒng)的研究及應(yīng)用: [碩士學(xué)位論文]. 杭州: 浙江大學(xué)機(jī)械能源學(xué)院, 2002. 44-61

[11] Ali T, Mohammad Z, S. Mehdi R, et al. A switched energy saving position controller for variable-pressure electro-hydraulic servo systems.ISATransactions, 53(4): 1297-1306

[12] 鄭洪波. 伺服直驅(qū)泵控液壓系統(tǒng)及其節(jié)能機(jī)理研究: [博士學(xué)位論文]. 廣州: 廣東工業(yè)大學(xué)材料與能源學(xué)院, 2012. 101-122

[13] 鄭洪波, 孫友松, 李紹培等. 節(jié)能型直驅(qū)泵控伺服液壓機(jī)及其能耗實(shí)驗(yàn)研究. 鍛壓技術(shù), 2014, 01:79-85

[14] 冼燦標(biāo). 直驅(qū)泵控伺服液壓機(jī)動(dòng)態(tài)特性與節(jié)能機(jī)理研究: [碩士學(xué)位論文]. 廣州: 廣東工業(yè)大學(xué)材料與能源學(xué)院, 2012. 30-46

[15] 冼燦標(biāo), 齊水冰, 孫友松等. 直驅(qū)泵控伺服液壓機(jī)節(jié)能分析及試驗(yàn)研究. 機(jī)床與液壓, 2014, 42(05): 45-48, 115

Pump-valve compound control for fast forging hydraulic press

Yao Jing******, Cao Xiaoming***, Wang Pei***, Kong Xiangdong******

(*Hebei Province Key Laboratory of Heavy Machinery Fluid Power Transmission and Control,Yanshan University, Qinhuangdao 066004)(**Key Laboratory of Advanced Forging & Stamping Technology and Science (Yanshan University),Ministry of Education of China, Qinhuangdao 066004)(***School of Mechanical Engineering, Yanshan University, Qinhuangdao 066004)

In order to solve the problem of high energy consumption of a forging hydraulic press’ electro-hydraulic proportional valve-controlled system during its fast forging process, a novel pump-valve compound control principle was proposed based on variable frequency motor regulation. The mathematic model of a pump-valve compound hydraulic drive system was established, and a pump-valve compound control strategy with the feature of combining the displacement closed-loop control with the load sensitive control was given. Then, an experiment was carried out to validate the strategy. The experimental results approved that the forging frequency was up to 60 times per minute, and the position precision was about 0.5 mm for the pump-valve compound control system of a 0.6 MN fast forging hydraulic press in comparison with traditional electro-hydraulic proportional valve-controlled system, and the installed power was reduced by 18.6%， and the transmission efficiency was increased by 25%. Furthermore, the influences of the pressure difference between pump outlet and cylinder and the forging frequency on the control performance were analyzed through the experiment.

hydraulic press, pump-valve compound control, servo control system, load-sensing

10.3772/j.issn.1002-0470.2016.03.011

①國家自然科學(xué)基金(51575471)和河北省青年自然科學(xué)基金(E2014203247)資助項(xiàng)目。

2015-11-26)

②女，1978年生，博士，副教授；研究方向：重型機(jī)械流體傳動(dòng)與控制系統(tǒng)和新型液壓元件等；聯(lián)系人，E-mail: jyao@ysu.edu.cn(