基于malabsimulink的數(shù)控液壓墊系統(tǒng)仿真分析

基于malabsimulink的數(shù)控液壓墊系統(tǒng)仿真分析

隨著汽車制造商對產(chǎn)品質(zhì)量和生產(chǎn)效率的適應性，以及制造成本要求的增加，傳統(tǒng)的研磨墊無法滿足新生產(chǎn)工藝的技術(shù)要求。然而，由于節(jié)省準備的時間和地點，數(shù)價機械的制造質(zhì)量正逐漸提高。目前,國內(nèi)機械壓力機所使用的數(shù)控液壓墊大多為國外品牌的產(chǎn)品,價格太高,嚴重制約我國汽車制造企業(yè)的發(fā)展。為此,本文介紹一種新型數(shù)控液壓墊系統(tǒng),該系統(tǒng)可以實現(xiàn)國外液壓墊的所有功能,成本僅為國外同規(guī)格產(chǎn)品的50%,接近于傳統(tǒng)氣墊的制造成本。本文在介紹了該新型數(shù)控液壓墊系統(tǒng)工作原理的基礎(chǔ)上,利用matlabsimulink結(jié)合實例對系統(tǒng)進行了建模仿真研究。1頂冠的回流污染控制數(shù)控液壓墊執(zhí)行機構(gòu)由回程閉鎖缸和液壓墊主缸兩部分組成。回程閉鎖缸為活塞式液壓缸,數(shù)量1件,安裝在機械壓力機頂冠的中心位置。通過回程閉鎖缸可以實現(xiàn)液壓墊的預加速、下死點閉鎖、回程取料位置停止和返回上死點等動作。液壓墊主缸為柱塞式液壓缸,共4件,分別安裝在頂冠的四角。通過液壓墊主缸可以實現(xiàn)變壓邊力和不同噸位的設(shè)定功能。當數(shù)控液壓墊工作時,頂冠的運動由四周的導板負責導向,所以設(shè)計液壓墊系統(tǒng)時不必考慮同步問題1.1回用回壓機及回壓系統(tǒng)回程閉鎖缸的動作均由先導比例電磁換向閥和位移傳感器來控制,通過調(diào)整比例閥的開口度和換向,以實現(xiàn)預加速、下死點閉鎖、回程取料位置停止和返回上死點等工藝需求。因此,回程閉鎖缸必須具有足夠的剛度,在確定缸徑和系統(tǒng)工作壓力時要充分考慮慣性力、摩擦力、頂冠及活動部件的重量因素的影響,并且必須保證系統(tǒng)具有足夠的回程加速度,以適應壓力機的生產(chǎn)節(jié)拍。主要參數(shù)有活塞直徑D回程所需的系統(tǒng)工作壓力P回程所需的系統(tǒng)流量QQ拉延時活塞側(cè)的排流量QQ拉延時桿側(cè)所需流量QQ液壓泵的排量要根據(jù)所計算的最大供油量來確定,并考慮泄漏等因素的影響;先導比例電磁閥換向閥的通徑要根據(jù)系統(tǒng)所需的最大控制流量和對應壓差來選擇,比例閥的位數(shù)和中位機能要根據(jù)系統(tǒng)的工藝需求來選擇;系統(tǒng)壓力由系統(tǒng)所需的最大供油量,根據(jù)比例閥負載流量曲線得到最大供油量時的壓差,以及系統(tǒng)的壓力損失來最終確定。1.2液壓墊主缸的回流在壓力機滑塊的作用下,液壓墊主缸被動建立起壓力并完成拉延。每個液壓墊主缸均由一個帶比例溢流閥蓋板的插裝閥和壓力傳感器控制,通過調(diào)整比例溢流閥的電信號來設(shè)定變壓邊力和不同的噸位。蓋板中設(shè)置有一個常規(guī)溢流閥作為高壓保護裝置,以防止因比例溢流閥出現(xiàn)故障而損壞設(shè)備。液壓墊主缸的回程由回程閉鎖缸來完成,每個主缸上設(shè)置一個充液閥,主油箱安裝在高于液壓墊主缸的位置,回程時,由主油箱經(jīng)充液閥為液壓墊主缸充油。液壓墊主缸為柱塞缸,共4件,主要參數(shù)有柱塞直徑d通過式(7)可以看出,d每個液壓墊主缸回程時所需的系統(tǒng)充油量QQ每個液壓墊主缸拉延時所需的排油量QQ本文根據(jù)最大拉延計算流量和對應的工作壓力來確定插裝閥的通徑;根據(jù)最大計算充油量確定充液閥的通徑。根據(jù)上述分析,若設(shè)計一個350t的數(shù)控液壓墊,已知參數(shù)有v2系統(tǒng)穩(wěn)定性和動態(tài)響應要實現(xiàn)對數(shù)控液壓墊預加速、下死點閉鎖、回程取料位置停止和返回上死點的穩(wěn)定控制,就要求比例閥控制回程閉鎖缸系統(tǒng)必須具有良好的穩(wěn)定性和動態(tài)響應性能;而要實現(xiàn)對數(shù)控液壓墊變壓邊力和變噸位設(shè)定的穩(wěn)定控制,其控制液壓墊主缸,帶比例溢流閥蓋板的插裝閥系統(tǒng)必須具備良好的階躍響應性能。下面分別對上述系統(tǒng)建模,以數(shù)字仿真分析各系統(tǒng)能否滿足要求。2.1壓力缸工作方程先導比例電磁閥控回程閉鎖缸為典型的閥控非對稱動力執(zhí)行機構(gòu),是比例位置控制系統(tǒng)的關(guān)鍵元件,其特性對系統(tǒng)性能有很大影響,因此,做數(shù)字仿真時應該建立線性數(shù)學模型;由于液壓墊工作時頂冠由四面導板導向,而不必考慮回程閉鎖缸的偏載問題(見圖2)。因此,本文僅以活塞正向運動(即y(1)比例閥負載流量方程如圖2所示,假設(shè)回油壓力P式中,Q由式(12)和式(10),并對所采用的增量形式線性化處理,可得比例閥的負載流量方程為:(2)非對稱液壓缸流量連續(xù)方程設(shè)則,由式(10)和式(11)可得則有由式(12)、式(14)和式(18)可得式中,C(3)液壓缸與負載動力學平衡方程有式中,M—液壓墊活動部件質(zhì)量(kg);B將式(18)代入(20)得因在系統(tǒng)中閥控回程閉鎖缸所受負載以慣性負載為主,彈性負載很小,故取K通過式(22)、(23)、(24)得到閥控回程閉鎖缸的開環(huán)傳遞函數(shù)方框圖(見圖3)。將對應的系數(shù)代入方框圖中,用matlabsimulink建模,并繪制系統(tǒng)的開環(huán)Bode圖(見圖4、圖5)。為了保證系統(tǒng)穩(wěn)定,必須保證系統(tǒng)有正的幅值裕度和正的相位裕度,而圖5中系統(tǒng)的幅值裕度為-4.98dB,相位裕度為-11.6deg,表明系統(tǒng)不穩(wěn)定。因此,必須對系統(tǒng)進行校正。本文通過引入PID控制器,采用試湊法,不斷變化控制器參數(shù),觀察對應Bode圖的變化,最后取P的參數(shù)為0.1,I和D的參數(shù)為0,得到校正后的系統(tǒng)開環(huán)Bode圖(見圖6、圖7)。校正后,系統(tǒng)的幅值裕度為15dB,相位裕度為41deg,均大于0,開環(huán)系統(tǒng)穩(wěn)定,由此可保證閉環(huán)的先導比例電磁閥控回程閉鎖缸為穩(wěn)定系統(tǒng)。因相位交界頻率為7.16rad/s,如果壓力機最高工作次數(shù)為18spm,換算為對應頻率為1.9rad/s,則該開環(huán)系統(tǒng)有較好的動態(tài)響應性能,由此可知,閉環(huán)的先導比例電磁閥控回程閉鎖缸應該具有更好的動態(tài)響應性能,可以滿足工藝需求。2.2比例溢流閥單次拉延與變壓邊力幅值的關(guān)系液壓墊在拉延工作過程中必須保證建壓時的階躍響應≤0.2s,變壓邊力幅值變化次數(shù)區(qū)間2~10次,并保證4個缸的偏載在20%以內(nèi)。本文以液壓墊的動力平衡為基礎(chǔ)對該系統(tǒng)建模,并分析系統(tǒng)的階躍響應(見圖8)。(1)控制蓋板的壓力方程由于液壓墊所受來自主傳動系統(tǒng)和滑塊的負載遠大于液壓墊自重,故控制蓋板中壓力的設(shè)定過程與蓋板中的直動式比例溢流閥一致。查看樣本中壓力與輸入信號的曲線,得到壓力與輸入電壓的關(guān)系方程:式中,F對式(27)取增量形式,則有對式(28)進行拉氏變換,得到若以液壓墊350t為例,系統(tǒng)壓力設(shè)定為23MPa,故U(s)取7.3V;因為壓力機主傳動施加的負載按周期變化,為了分析F由階躍曲線可以看出,液壓墊主缸系統(tǒng)建立壓力達到穩(wěn)定狀態(tài)所需時間約為0.13s,小于0.2s,所以建壓過程的階躍響應符合工藝要求。同時,從樣本中查得控制蓋板比例溢流閥的切換時間為0.03~0.15s,當變壓邊力的幅值變化區(qū)間較小時,比例溢流閥切換時間取0.03s,假設(shè)壓力機最高工作次數(shù)為18spm,則單次拉延工作時間約為0.43s,當液壓墊在建立壓力后,壓邊力幅值最多變化10次;如果變壓邊力的幅值變化區(qū)間較大,而比例溢流閥切換時間取0.15s,則變壓邊力幅值最少變化2次。由于18spm為本文假設(shè)的壓力機工作次數(shù)的極限情況,而壓力機多數(shù)情況下工作次數(shù)在13spm左右,因此實際設(shè)計數(shù)控液壓墊時壓力幅值的變化次數(shù)要大于上述分析結(jié)果,完全可以滿足變壓邊力工藝的需要。3伺服閥系統(tǒng)比例閥選用的一般在數(shù)控液壓墊通過原理分析和數(shù)字仿真可知,本文介紹的新型數(shù)控液壓墊系統(tǒng)具有很好的穩(wěn)定性和動態(tài)響應性能,完全可以滿足當前用戶的實際使用需要,其價格與傳統(tǒng)氣墊價格更接近,遠低于同規(guī)格國外品牌產(chǎn)品。而且,由于該系統(tǒng)選用的主要控制閥均為比例閥,相對于伺服閥系統(tǒng)抗污染能力更強,工作更可靠,維修保養(yǎng)更容易,也就更加有利于該數(shù)控液壓墊的推廣應用。式中,v式中,