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(duì)產(chǎn)品質(zhì)量和生產(chǎn)效率的適應(yīng)性，以及制造成本要求的增加，傳統(tǒng)的研磨墊無(wú)法滿足新生產(chǎn)工藝的技術(shù)要求。然而，由于節(jié)省準(zhǔn)備的時(shí)間和地點(diǎn)，數(shù)價(jià)機(jī)械的制造質(zhì)量正逐漸提高。目前,國(guó)內(nèi)機(jī)械壓力機(jī)所使用的數(shù)控液壓墊大多為國(guó)外品牌的產(chǎn)品,價(jià)格太高,嚴(yán)重制約我國(guó)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(shí)現(xiàn)國(guó)外液壓墊的所有功能,成本僅為國(guó)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(shí)例對(duì)系統(tǒng)進(jìn)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(jī)構(gòu)由回程閉鎖缸和液壓墊主缸兩部分組成?；爻涕]鎖缸為活塞式液壓缸,數(shù)量1件,安裝在機(jī)械壓力機(jī)頂冠的中心位置。通過(guò)回程閉鎖缸可以實(shí)現(xiàn)液壓墊的預(yù)加速、下死點(diǎn)閉鎖、回程取料位置停止和返回上死點(diǎn)等動(dòng)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(guò)液壓墊主缸可以實(shí)現(xiàn)變壓邊力和不同噸位的設(shè)定功能。當(dāng)數(shù)控液壓墊工作時(shí),頂冠的運(yùn)動(dòng)由四周的導(dǎo)板負(fù)責(zé)導(dǎo)向,所以設(shè)計(jì)液壓墊系統(tǒng)時(shí)不必考慮同步問(wèn)題1.1回用回壓機(jī)及回壓系統(tǒng)回程閉鎖缸的動(dòng)作均由先導(dǎo)比例電磁換向閥和位移傳感器來(lái)控制,通過(guò)調(diào)整比例閥的開(kāi)口度和換向,以實(shí)現(xiàn)預(yù)加速、下死點(diǎn)閉鎖、回程取料位置停止和返回上死點(diǎn)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(shí)要充分考慮慣性力、摩擦力、頂冠及活動(dòng)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(yīng)壓力機(jī)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(shí)活塞側(cè)的排流量QQ拉延時(shí)桿側(cè)所需流量QQ液壓泵的排量要根據(jù)所計(jì)算的最大供油量來(lái)確定,并考慮泄漏等因素的影響;先導(dǎo)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(duì)應(yīng)壓差來(lái)選擇,比例閥的位數(shù)和中位機(jī)能要根據(jù)系統(tǒng)的工藝需求來(lái)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(fù)載流量曲線得到最大供油量時(shí)的壓差,以及系統(tǒng)的壓力損失來(lái)最終確定。1.2液壓墊主缸的回流在壓力機(jī)滑塊的作用下,液壓墊主缸被動(dòng)建立起壓力并完成拉延。每個(gè)液壓墊主缸均由一個(gè)帶比例溢流閥蓋板的插裝閥和壓力傳感器控制,通過(guò)調(diào)整比例溢流閥的電信號(hào)來(lái)設(shè)定變壓邊力和不同的噸位。蓋板中設(shè)置有一個(gè)常規(guī)溢流閥作為高壓保護(hù)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(lái)完成,每個(gè)主缸上設(shè)置一個(gè)充液閥,主油箱安裝在高于液壓墊主缸的位置,回程時(shí),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(guò)式(7)可以看出,d每個(gè)液壓墊主缸回程時(shí)所需的系統(tǒng)充油量QQ每個(gè)液壓墊主缸拉延時(shí)所需的排油量QQ本文根據(jù)最大拉延計(jì)算流量和對(duì)應(yīng)的工作壓力來(lái)確定插裝閥的通徑;根據(jù)最大計(jì)算充油量確定充液閥的通徑。根據(jù)上述分析,若設(shè)計(jì)一個(gè)350t的數(shù)控液壓墊,已知參數(shù)有v2系統(tǒng)穩(wěn)定性和動(dòng)態(tài)響應(yīng)要實(shí)現(xiàn)對(duì)數(shù)控液壓墊預(yù)加速、下死點(diǎn)閉鎖、回程取料位置停止和返回上死點(diǎn)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(dòng)態(tài)響應(yīng)性能;而要實(shí)現(xiàn)對(duì)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(yīng)性能。下面分別對(duì)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(dǎo)比例電磁閥控回程閉鎖缸為典型的閥控非對(duì)稱動(dòng)力執(zhí)行機(jī)構(gòu),是比例位置控制系統(tǒng)的關(guān)鍵元件,其特性對(duì)系統(tǒng)性能有很大影響,因此,做數(shù)字仿真時(shí)應(yīng)該建立線性數(shù)學(xué)模型;由于液壓墊工作時(shí)頂冠由四面導(dǎo)板導(dǎo)向,而不必考慮回程閉鎖缸的偏載問(wèn)題(見(jiàn)圖2)。因此,本文僅以活塞正向運(yùn)動(dòng)(即y(1)比例閥負(fù)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(duì)所采用的增量形式線性化處理,可得比例閥的負(fù)載流量方程為:(2)非對(duì)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(fù)載動(dòng)力學(xué)平衡方程有式中,M—液壓墊活動(dòng)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(fù)載以慣性負(fù)載為主,彈性負(fù)載很小,故取K通過(guò)式(22)、(23)、(24)得到閥控回程閉鎖缸的開(kāi)環(huán)傳遞函數(shù)方框圖(見(jiàn)圖3)。將對(duì)應(yīng)的系數(shù)代入方框圖中,用matlabsimulink建模,并繪制系統(tǒng)的開(kāi)環(huán)Bode圖(見(jiàn)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(duì)系統(tǒng)進(jìn)行校正。本文通過(guò)引入PID控制器,采用試湊法,不斷變化控制器參數(shù),觀察對(duì)應(yīng)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(kāi)環(huán)Bode圖(見(jiàn)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(kāi)環(huán)系統(tǒng)穩(wěn)定,由此可保證閉環(huán)的先導(dǎo)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(jī)最高工作次數(shù)為18spm,換算為對(duì)應(yīng)頻率為1.9rad/s,則該開(kāi)環(huán)系統(tǒng)有較好的動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能,由此可知,閉環(huán)的先導(dǎo)比例電磁閥控回程閉鎖缸應(yīng)該具有更好的動(dòng)態(tài)響應(yīng)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(guò)程中必須保證建壓時(shí)的階躍響應(yīng)≤0.2s,變壓邊力幅值變化次數(shù)區(qū)間2~10次,并保證4個(gè)缸的偏載在20%以內(nèi)。本文以液壓墊的動(dòng)力平衡為基礎(chǔ)對(duì)該系統(tǒng)建模,并分析系統(tǒng)的階躍響應(yīng)(見(jiàn)圖8)。(1)控制蓋板的壓力方程由于液壓墊所受來(lái)自主傳動(dòng)系統(tǒng)和滑塊的負(fù)載遠(yuǎn)大于液壓墊自重,故控制蓋板中壓力的設(shè)定過(guò)程與蓋板中的直動(dòng)式比例溢流閥一致。查看樣本中壓力與輸入信號(hào)的曲線,得到壓力與輸入電壓的關(guān)系方程:式中,F對(duì)式(27)取增量形式,則有對(duì)式(28)進(jìn)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?yàn)閴毫C(jī)主傳動(dòng)施加的負(fù)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(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)所需時(shí)間約為0.13s,小于0.2s,所以建壓過(guò)程的階躍響應(yīng)符合工藝要求。同時(shí),從樣本中查得控制蓋板比例溢流閥的切換時(shí)間為0.03~0.15s,當(dāng)變壓邊力的幅值變化區(qū)間較小時(shí),比例溢流閥切換時(shí)間取0.03s,假設(shè)壓力機(jī)最高工作次數(shù)為18spm,則單次拉延工作時(shí)間約為0.43s,當(dāng)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(shí)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(jī)工作次數(shù)的極限情況,而壓力機(jī)多數(shù)情況下工作次數(shù)在13spm左右,因此實(shí)際設(shè)計(jì)數(shù)控液壓墊時(shí)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(guò)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(dòng)態(tài)響應(yīng)性能,完全可以滿足當(dāng)前用戶的實(shí)際使用需要,其價(jià)格與傳統(tǒng)氣墊價(jià)格更接近,遠(yuǎn)低于同規(guī)格國(guó)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(duì)于伺服閥系統(tǒng)抗污染能力更強(qiáng),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(yīng)用。式中,v式中,