基于變頻調節的快鍛液壓系統節能與控制研究

姚　靜　李　彬　宋　豫　孔祥東　張　哲

1.燕山大學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

基于變頻調節的快鍛液壓系統節能與控制研究

姚靜1,2,3李彬3宋豫3孔祥東1,2,3張哲3

1.燕山大學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

針對快鍛時不足5%的傳動效率造成的液壓傳動系統高能耗問題，提出由變頻直驅泵與蓄能器結合起來而構成的新型泵-蓄能器復合動力源系統，并以泵口壓力為控制目標，通過模糊自整定壓力閉環控制策略，實現低裝機功率下動力源的無溢流穩壓輸出，也為鍛造液壓機電液比例控制系統提供了穩定的動力輸入。為減少節流損失，壓下時利用差動回路。建立了泵頭單元的數學模型，給出了確定蓄能器工作參數的基本原則。實驗研究表明，基于變頻調節的快鍛液壓系統位置誤差可達0.2 mm，較電液比例閥控系統總能耗降低65.3%，傳動效率提高13.4%。

液壓機；節能；變頻；蓄能器；傳動效率

0　引言

鍛造液壓機是裝備制造業的關鍵設備，其規格和裝備水平通常被作為一個國家制造能力及經濟與國防實力的重要標志。隨著電液比例技術的發展和應用，鍛造液壓機已很好地實現了平穩、快速、準確控制[1]。然而快鍛液壓機電液比例閥控系統的裝機功率往往高達數千千瓦，快鍛工況時其傳動效率不足5%，造成了能源的極大浪費。

快鍛時，活動橫梁位移和速度呈三角函數周期性變化，為了獲得良好的動態響應性能，系統的輸出壓力和流量按負載所需的尖峰壓力和速度來配置，導致大部分工作時間液壓源一直處在溢流狀態，而且快鍛工況時，回程缸總是處于高壓小流量狀態，而工作缸處于低壓大流量狀態，大量的高壓油通過節流閥轉換為低壓油，導致節流損失巨大。

近幾年，有關鍛造液壓機液壓控制系統(閥控系統)的研究主要集中在提高系統動態品質和精度的控制策略、平穩卸壓卸荷技術、故障診斷等方面[2-5]，對其液壓控制系統節能方面的研究則較少。逄振旭[6]對快鍛工況的PID控制器參數對系統能耗的影響進行了研究與分析；管成[7]提出液壓機機械-液壓復合式節能控制系統，利用機械蓄能器(飛輪)和液壓蓄能器配合使用達到液壓機常鍛工況的節能。姚靜等[8]提出采用蓄能器的快鍛壓機新型節能回路，并對其控制性能進行了仿真和實驗研究。Zhao等[9]對大中型液壓機液壓系統進行了能耗分析，并具體指出了各部分的能耗大小，但并未對如何提高系統效率、減小能耗進行深入研究。

當前，變頻直驅泵控技術已成為液壓節能技術發展的一種趨勢，但鍛造液壓機快鍛時，位移和速度曲線呈高頻周期性變化(工作頻率通常在0.5～2 Hz)，這樣就會使得驅動電機處于頻繁加減速狀態，由于受磁滯效應及轉動慣量的影響，基于變頻調節的容積調速技術響應速度慢(一般變頻器+定量泵形式的系統需要0.8～1 s的響應時間)，因此直接以變頻伺服直驅泵作為液壓系統的輸入，其供給流量無法及時響應需求流量的變化，不能滿足鍛造液壓機快速性要求。本文提出由變頻伺服直驅泵與蓄能器結合起來而構成的新型泵-蓄能器復合動力源系統，并以閥口壓力為控制目標，通過泵頭壓力閉環控制實現動力源的無溢流穩壓輸出。該動力源既可保證為鍛造液壓機電液比例系統提供穩定的動力輸入，又可大幅提高系統的傳動效率，并大大降低系統的裝機功率。

1　基于變頻調節的快鍛液壓系統原理

基于變頻調節的快鍛液壓系統原理如圖1所示。該系統主要由泵頭單元和獨立節流口控缸單元組成。泵頭單元主要由變頻器1、電機2、定量泵3、泵口安全閥4、蓄能器11、單向閥5組成。通過調整變頻器的輸出頻率可實現定量泵3輸出流量的無級調速。獨立節流口控缸單元由4個比例快鍛閥6～9、主缸10和回程缸11組成。

1.變頻器　2.電機　3.液壓泵　4.安全閥　5.單向閥　6～9.進/回油路快鍛閥　10.主缸　11.回程缸　12.活動橫梁　13.位移傳感器　14.蓄能器及其安全閥組　15.壓力傳感器　16.微機控制器圖1　基于變頻調節的快鍛液壓系統原理示意圖

快鍛工況下，位移和速度曲線高頻周期性變化，由于變頻電機動態響應速度較慢，液壓系統的供給流量不能及時響應需求流量的變化，所以采用變頻直驅泵和蓄能器組成動力源。泵按系統所需平均流量設計，蓄能器配合變頻泵對系統的輸出流量削峰填谷。對于電液比例伺服系統，比例閥前穩定的入口壓力是良好控制性能的保證，然而蓄能器不斷地充放油液，勢必會引起泵口的壓力呈周期性波動，故以主泵口輸出壓力為控制目標，通過調節變頻電機轉速，實現泵頭單元的壓力閉環控制，避免蓄能器長期高頻充放液造成系統壓力下降，以保證獨立節流口控缸單元輸入壓力的穩定。且泵口溢流閥設置壓力比蓄能器出口壓力高，快鍛過程中系統不存在溢流。這樣不僅能大大降低液壓系統能耗，系統裝機功率也可大幅降低。

由于液壓機主缸和回程缸作用力往往相差幾倍，所以液壓機系統主缸和回程缸截面積存在嚴重的非對稱性。為減小這種非對稱性的影響，同時達到能量的再生利用，主缸和回程缸采用差動連接方式，回程缸油液經過回程缸排液閥9進入主系統，與液壓泵3以及蓄能器14輸出的高壓油一同進入主缸進液閥6。回程時，高壓油液通過回程缸進液閥8進入回程缸，主缸油液通過主缸排液閥7流回油箱，整個過程回程缸始終與高壓油液相連。獨立節流口控缸單元通過位置閉環控制實現高精度自動鍛造。

2　泵頭單元數學模型

基于變頻調節的液壓機快鍛液壓系統的數學模型由以下幾部分組成。

(1)變頻電機數學模型。當采用矢量控制時，電機電磁轉矩公式可簡化為

Te=KmisT

(1)

式中，Km為電磁轉矩對轉矩電流的增益；isT為轉矩電流。

電機運動方程：

(2)

式中，D為電機阻尼系數；ωm為電機轉速;J為電機轉動慣量;TL為電機負載轉矩。

基于矢量原理的變頻器控制系統其調節器由三部分組成，即磁鏈調節器、轉矩電流調節器和轉速調節器。異步電動機矢量控制系統的解耦過程非常復雜，由于本文的側重點不是矢量控制解耦過程，故忽略磁鏈調節器、轉矩電流調節器動態調節過程，重點考慮轉速調節器對電機調速的影響，電機轉速調節器由積分和比例放大環節組成，則轉矩電流可以表示為

(3)

式中，ωr為電機給定轉速;T1為電機轉速調節器的積分時間常數;K1為電機轉速調節器的比例系數。

電機負載轉矩由液壓泵排量和輸出壓力共同決定：

(4)

式中，Vp為液壓泵排量；ps為泵頭系統壓力。

忽略電機阻尼系數的影響,根據式(1)～式(4)可建立變頻電機的傳遞函數為

(5)

式中，Wm(s)、Wr(s)分別為ωm、ωr的拉氏變換表示。

(2)液壓泵數學模型。忽略壓力和轉速變化對泵泄漏的影響，泵的輸出流量為

(6)

式中，ηV為液壓泵容積效率。

(3)蓄能器線性化方程。表示如下：

(7)

式中，pa、Va分別為蓄能器氣體壓力和工作容積;pa0、Va0分別為蓄能器充氣壓力和體積；kca為蓄能器閥口流量-壓力系數;qa為蓄能器輸出流量。

由式(7)可得蓄能器流量對泵口壓力的傳遞函數為

(8)

定義qV為系統供給液壓缸的流量，壓下時有qV=(A1-A2)v，回程時有qV=A2v，其中，v為活動橫梁輸出速度，A1為主缸截面積，A2為兩回程缸截面積之和。液壓泵輸出流量qVs、蓄能器吸收流量qVa和系統供給液壓缸的流量qV有如下關系：

qV=qVs-qVa

(9)

根據式(1)～式(9)，可得泵頭單元系統壓力調節子系統開環傳遞函數：

(10)

式中，Ps(s)為ps的拉氏變換表示；Q(s)為qV的拉氏變換表示。

(11)

根據式(11)可得泵頭單元系統壓力對電機轉速指令值的傳遞函數：

(12)

泵頭單元壓力調節器由積分環節和比例增益環節組成，有如下關系：

(13)

式中，T2為壓力調節器的積分時間常數；K2為壓力調節器的比例系數；pr為泵頭單元系統壓力設定值。

根據式(11)和式(13)可以得到泵頭單元壓力閉環調節系統壓力對流量Q(s)的傳遞函數：

(14)

由式(14)可知，根據輸入位移信號頻率可以確定活動橫梁速度變化頻率，進而確定流量引起的壓力波動幅值：

(15)

式中，Aω(Q(s))為泵頭單元所提供的高壓流量的幅值。

因此，只要知道快鍛工況的基本參數(f和S，即鍛造頻率和行程)以及鍛造時壓力波動的允許范圍(Δp≤1MPa)，便可確定蓄能器的工作容積Va和充氣壓力pa的關系。蓄能器作為輔助動力源，其充氣壓力pa取系統最低工作壓力的80%，而液壓機系統最低工作壓力為回程缸支撐壓力。綜上，便可確定出與變頻泵配合的蓄能器參數。

3　泵頭單元壓力閉環模糊控制策略

壓力閉環控制器中比例系數K2選擇過大容易造成電機轉速的波動，K2選擇過小，則會影響壓力動態調節的精度和靈敏度。積分時間常數T2選擇過大，則積分控制力度變小，不利于電機轉速的快速追蹤；減小積分時間常數T2會增大積分控制力度，提高系統壓力控制的無差度，但會加劇系統壓力的動態振蕩過程，因而積分系數和比例系數的選擇對系統壓力調節至關重要。尤其在系統壓力偏差較大和突變時，容易出現積分飽和現象，造成系統失去控制，使控制性能惡化，因此，控制器的設計要使比例和積分系數具備自我整定的能力。故主泵口壓力閉環采用模糊自整定控制策略，其具體控制原理如圖2所示。

圖2　模糊自整定壓力閉環控制方框圖

變頻電機的控制信號由兩部分組成，包括偏差信號的積分環節和比例環節。變頻電機控制信號為0～10V電壓，需要對控制器輸出信號進行限幅，泵頭壓力閉環控制器設計如下：

(16)

式中，u1p為系統壓力PID控制器比例環節的輸出信號，其調節區間為-10～10V；u1i為系統壓力PID控制器積分環節的輸出信號，其調節區間為0～10V；u1為系統壓力PID控制器輸出信號，其調節區間為0～10V；ep為系統壓力偏差信號，ep=pr-ps。

當壓力偏差較大時，應適當降低比例系數，防止過大的比例增益使電機轉速過高；當偏差較小時，應保證壓力控制的靈敏度和快速響應性，需要增大比例系數。當偏差有增大趨勢時，應加快電機速度的調節，增大積分系數，盡快實現液壓泵輸出流量對需求流量的快速跟蹤；當偏差有減小的趨勢時，可以適當減小積分系數，減少電機轉速調節過程中的振蕩過程，保持調節過程的平穩性，同時，當偏差較大或者發生突變時，為降低積分飽和現象的影響，也應適當降低積分作用。

比例系數和積分系數模糊控制器的輸入量分別為系統壓力誤差的絕對值和壓力誤差導數，輸出量為PID控制器的比例系數和積分系數。比例系數模糊控制器的輸入變量

up=|ep|

(17)

積分系數模糊控制器的輸入變量

(18)

比例系數的模糊控制器輸出變量分為三級：零、小、大，模糊集為{Z，M，N},論域為{0，1，2}，輸出變量的模糊表如表1所示。

表1　輸出變量的隸屬度模糊表(比例系數)

比例系數的模糊控制器控制規則設計如下：若up為零，則kp為零；若up為小，則kp為小；若up為大，則kp為大。根據以上經驗規則可得模糊控制表如表2所示。

表2　模糊控制表(比例系數)

積分系數的模糊控制器輸入變量分為三級：零、小、大，模糊集為{Z,M,N},論域為{0,1,2,3}，輸入變量的模糊表如表3所示。

表3　輸入變量的隸屬度模糊表(積分系數)

積分系數的模糊控制器控制規則設計如下：若ui為零，則ki為零；若ui為小，則ki為小；若ui為大，則ki為大。根據以上經驗規則可得模糊控制表如表4所示。

表4　模糊控制表(積分系數)

表5為比例系數模糊控制器的模糊控制響應表。

表5　比例系數模糊控制響應表

根據模糊控制規則，可得到積分系數模糊控制器的模糊控制響應表如表6所示，隨著誤差擴大趨勢增強，積分系數逐漸增大，以減小動態調整過程，相反，當誤差減小時，適當降低積分系數可以減小系統壓力的振蕩。

表6　積分系數模糊控制響應表

4　實驗研究

4.10.6 MN(60t)中試快鍛液壓機實驗平臺

基于變頻調節的快鍛液壓機泵閥復合節能控制實驗研究依托于0.6 MN中試快鍛液壓機系統，最大設計鍛造能力為0.6 MN，總共分為三級鍛造壓力。其本體為三梁四柱預應力結構，液壓系統為上傳動，實驗平臺如圖3所示，液壓機及液壓傳動系統基本參數如表7所示。

1.主工作缸　2.上橫梁　3.回程缸　4.立柱　5.活動橫梁　6.下橫梁圖3　0.6 MN中試快鍛液壓機實驗系統

參數名稱參數值參數名稱參數值主缸面積(m2)2.36×10-2蓄能器公稱體積(L)10回程缸面積(m2)3.18×10-3快鍛閥1、2的額定流量(L/min)100液壓泵排量(mL/r)63快鍛閥3、4的額定流量(L/min)40電機額定功率(kW)30系統壓力(MPa)25電機額定轉矩(N·m)191活動橫梁質量(kg)230

4.2計算機實時控制采集系統

0.6 MN中試快鍛液壓機計算機實時控制采集系統如圖4所示，主要由上位機、NI CoMPactRIO實時系統、變頻器、位移編碼器組成。NI CoMPactRIO實時系統包含一個實時處理器、可重新配置的FPGA芯片和可熱插拔的工業I/O模塊，可以使用LabVIEW圖形化編程工具進行快速開發。

圖4　0.6 MN中試快鍛液壓機計算機實時控制采集系統

4.3模糊自整定閉環控制策略實驗研究

(a)位移跟隨曲線

(b)位移跟隨曲線局部放大圖

(c)泵口壓力曲線圖5　模糊自整定壓力閉環控制實驗曲線

給定位移輸入信號為正弦曲線，頻率為1 Hz，幅值為30 mm。實驗系統壓力為10 MPa，蓄能器容積為10 L，充氣壓力為9 MPa。用鉛錠模擬鍛件負載。快鍛液壓機泵閥復合控制系統位移跟隨曲線、壓下時刻附近的局部放大圖如圖5a、圖5b所示，圖5c為泵口壓力曲線。從圖5可知，活動橫梁位移能夠跟隨給定位移輸入，位置控制精度為0.2 mm，泵口壓力穩定在10 MPa，波動量為±0.5 MPa，為給定值的5%，這為高控制精度的實現提供了有利保證。

4.4泵口壓力波動影響實驗研究

壓力波動對泵閥復合控制系統影響的實驗研究見圖6。當系統壓力為10 MPa時，壓力1波動幅值小于1 MPa，系統偏差輸出較平滑。當壓力2波動幅值大于1 MPa時，系統穩定性明顯變差，偏差2曲線抖動明顯大于曲線1，控制精度有所下降。

(a)位移偏差曲線

(b)泵口壓力波動曲線圖6　泵口壓力波動影響的實驗研究

4.5快鍛液壓機系統能耗分析

基于0.6 MN中試快鍛液壓機實驗平臺，以正弦為輸入信號，頻率為1 Hz，幅值為30 mm，分別就電液比例閥控系統和基于變頻調節的液壓機快鍛液壓系統進行實驗研究。電液比例閥控系統采用定壓定流輸入，不采用變頻控制和差動回路，泵口也沒有蓄能器，其他部分原理與圖1所示相同。裝機功率按系統最大壓力和流量配置。壓下過程中所需的流量：

(19)

回程過程中所需的流量：

(20)

則在電液比例閥控系統中系統的輸出流量為

基于變頻調節的液壓機快鍛系統裝機功率按平均流量計算，壓下所需流量：

π(n1A1-n2A2)S fsin(2πf t)

(21)

回程過程所需的流量：

πn2A2S fsin(2πf t)

(22)

則快鍛過程中所需的平均流量：

(23)

式中，q1、q2為基于變頻調節閥控系統快鍛壓下和回程所需的流量；T為一個快鍛周期。

兩種系統工作壓力都取最高負載所需壓力，由上述分析得兩種系統的輸入功率比值：

從理論分析可知，基于變頻調節的快鍛液壓系統裝機功率只為電液比例快鍛系統的32%。實驗時電液比例閥控系統的裝機功率為6.85 kW，考慮到泄漏，基于變頻調節的液壓機快鍛系統裝機功率約為2.38 kW，為電液比例閥控系統的34.7%。

在負載工況及獨立節流口閥控單元參數相同情況下，根據壓力和流量曲線計算單個周期內關鍵元件及鍛件變形所消耗平均功率，電液比例閥控系統和基于變頻調節的快鍛液壓系統能耗對照見表8。

表8　液壓機快鍛工況能耗對照表　kW

從表8可知，對于同一鍛造工作周期，兩種系統鍛件變形和阻力能耗基本保持不變，但相對于泵的輸入，基于變頻調節的快鍛液壓系統傳動效率提高了13.4%，系統能耗降低65.3%。從圖5c可知，由于采用了壓力閉環控制，在液壓機高頻往復運動時，系統輸出壓力在蓄能器的最高工作壓力和最低工作壓力之間變化，系統沒有溢流損失。由于采用了差動節流調速回路，所以回程缸壓力較電液比例閥控系統升高，導致主缸進液閥閥口壓降減小，節流損耗僅為1.71 kW，遠小于電液比例閥控系統的節流損耗。

5　結論

(1)針對鍛造液壓機快鍛工況能耗損失較大的問題，分別從減小能量源頭輸入、降低溢流和節流損失出發，提出變頻調節和差動節流相結合的新型節能快鍛系統。實現了低裝機功率下的無溢流損失和低節流損耗。相較于電液比例閥控系統，本文提出的系統總能耗降低了65.3%，傳動效率提高了13.4%。

(2)提出了基于模糊自整定的壓力閉環控制策略，壓力波動量為±0.5 MPa，為給定值的5%，為快鍛控制系統的位置控制精度0.2 mm的實現提供了有力支撐。

(3)給出泵口壓力波動幅值與快鍛頻次、系統流量的函數關系，進而可確定泵口蓄能器的參數。

(4)泵口壓力波動對液壓機快鍛系統動靜態特性有較大影響，實驗研究泵口壓力波動在0.5 MPa以內，系統具有良好的動靜態特性，當達到1 MPa時，系統壓力波動加劇，控制精度下降。

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(編輯王艷麗)

Study on Hydraulic Press Fast Forging Energy-saving and Control System Based on Variable Frequency Adjustment

Yao Jing1,2，3Li Bin3Song Yu3Kong Xiangdong1,2，3Zhang Zhe3

1.Hebei Province Laboratory of Heavy Machinery Fluid Power Transmission and Control,Yanshan University,Qinhuangdao，066004 2.Key Laboratory of Advanced Forging & Stamping Technology and Science(Yanshan University),Qinhuangdao，Hebei,066004 3.Yanshan University,Qinhuangdao，Hebei,066004

The transmission efficiency of a hydraulic press fast forging is less than 5%,it causes a great waste of energy. In view of this, a new hydraulic system of accumulator with compound power producer was proposed herein,which combined a direct-driven pump of variable frequency with accumulator. In order to control the pressure of the pump output,a fuzzy self-turning closed-loop control strategy was adopted, thus making it possible stable pressure outputs without overflow under the low installed power, and providing stable power inputs for electro-hydraulic proportional control of the hydraulic forging press. Differential circuit was applied during down-stroke stage to reduce throttling loss. The mathematic model of pump unit was founded and working parameters' calculation principles were given.The experimental results show that the position error of the new fast forging hydraulic system is lower to 0.2 mm, and the total energy consumption is reduced by 65.3% compared with the traditional electro-hydraulic proportional system. Meanwhile, the results also prove that transmission efficiency is increased by 13.4%.

hydraulic press; saving energy; variable frequency; accumulator; transmission efficiency

2014-06-12

河北省青年自然科學基金資助項目(E2014203247)

TH137.5DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.07.008

姚靜，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機電液控制系統。發表論文20余篇。李彬，男，1991年生。燕山大學機械工程學院碩士研究生。宋豫，男，1984年生。燕山大學機械工程學院博士研究生。孔祥東，男，1959年生。燕山大學機械工程學院教授、博士研究生導師。張哲，男，1987年生。燕山大學機械工程學院碩士研究生。