基于矩陣回路的鍛造操作機能量回收及控制參數的設計方法

翟富剛 趙桂春 魏立忠 姚 靜,2 李冬明

1.燕山大學機械工程學院，秦皇島，0660042.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，0660043.江蘇恒立液壓股份有限公司，常州，213000

0 引言

近年，“節能與環保”逐漸成為各行各業重視的主題。隨著我國制造業的迅速發展，鍛壓設備在制造領域中扮演著越來越重要的角色，綠色制造已成為鍛壓生產的發展趨勢。鍛造操作機作為鍛造車間實現鍛造機械化與自動化的重要設備，其夾鉗下降動作過程中重力勢能和大車行走制動過程中慣性勢能全部轉換為節流損失和溢流損失。因此，面對鍛造操作機多個執行器動作過程存在能量損耗的問題，亟需探尋一種新原理去實現各種動作下的能量回收以節能降耗。

國內外學者對機械設備或工程機械的液壓系統能耗分析和節能技術做了大量研究：通過對液壓泵和液壓馬達效率的研究，提出基于回轉馬達效率的變量馬達和變量泵容積調速回轉系統控制策略，使油耗量下降了16.5%，實現了系統的節能[1]；裝有液壓蓄能器的二次調節液壓抽油機可以減少50%的裝機功率，相對相同功率的抽油機減少近50%的耗電量[2]；電動液壓混合系統的應用、模糊神經網絡節能控制的運用等實現了挖掘機液壓系統的節能[3-4]。針對機械設備液壓系統的節能控制的研究成果還有很多[5-9]，如負載敏感系統、正流量系統、負流量系統、比例變量泵系統、變頻液壓控制等。上述研究從元件、系統和控制策略等方面實現了機械設備的節能目的。還有學者對系統能量回收進行了研究，其中，流量補償位置閉環控制方式下正弦泵控液壓控制系統能量回收率達80%以上[10]；采用蓄能器進行能量回收的新型液壓系統，通過實驗驗證了其回收能量為22%～59%[11]；二次調節技術應用于叉車上，系統節能43%[12]；基于動臂液壓缸-蓄能器平衡的能量回收再利用系統方案比原系統節能36.3%[13]。在液壓電梯中采用蓄能器-液壓泵/馬達壓力能量轉換裝置輸出能量和儲存能量，顯著地降低了系統裝機功率和能耗[14]。上述方案都較好地實現了節能，但鍛造操作機的工作狀態是多執行器動作，夾鉗下降動作和大車行走動作都存在可回收能量，現有節能液壓系統僅關注單個執行器能量回收方法，這雖然為研究鍛造操作機多執行器能量回收提供了一定的理論指導，但仍需要在此基礎上探索一種新原理，實現對各個執行器動作時分別進行能量回收。

本文借鑒多級壓力源液壓矩陣回路理念[15]，利用泵/馬達能量傳遞單元以及矩陣閥組的靈活組合，設計能量回收液壓系統以及恒定壓差的伺服控制方法。

1 液壓矩陣回路

液壓矩陣回路主要由閥矩陣、液壓源(流量源/壓力源)、執行器(液壓缸/馬達)、比例閥或者伺服閥、蓄能器等組成，如圖1所示。同普通的液壓傳動系統相比，液壓矩陣回路由于存在嵌入閥矩陣，其特性在原有液壓系統特點上拓展了許多。

圖1 液壓矩陣回路Fig.1 Hydraulic matrix circuit

閥矩陣可靈活控制，其組合具有多樣性，其元件標準化，可互換性強，因此能夠實現液壓源、執行器和儲能單元的匹配，具有很大的節能潛力。液壓矩陣回路基本特性可總結如下：節能性，冗余性，多功能性，可逆設計。

矩陣閥組是液壓矩陣回路的核心部分，矩陣閥組由互相垂直排列的兩組液壓管路組成，每組至少有m“行”、n“列”互相平行的液壓管路(m≥2、n≥2)，兩組液壓管路分屬不同層相疊排列，縱向排列的液壓管路組稱為“列”，橫向排列的液壓管路組成稱為“行”。在“行”和“列”間的每個交匯點處均用二通液壓閥連接。開啟交匯點處的二通插裝閥即可實現該點處“行”與“列”的連通。矩陣閥組的工作原理如圖2所示。

圖2 矩陣閥組的工作原理Fig.2 The working principle of the matrix valve group

2 系統原理

原鍛造操作機夾鉗下降液壓系統為典型的閥控缸系統，夾鉗下降動作過程中夾鉗及負載的重力勢能全部由比例閥節流損失掉；大車行走液壓系統為電液比例控制系統，電液比例換向閥控制用于驅動大車行走的液壓馬達，大車制動過程中，大車的慣性勢能由控制閥和回路中的溢流閥損失掉。

能量回收系統通過液壓矩陣回路實現，在回路中泵/馬達能量傳遞單元和蓄能器構成能量回收裝置，通過矩陣閥組將液壓泵、蓄能器、執行器等連接起來。控制二通閥的啟閉實現能量回收系統對不同執行器動作過程中的能量回收。夾鉗下降時的重力勢能和大車行走的慣性勢能回收系統基本原理如圖3所示。

1.恒壓變量泵 2.電機 3.泵/馬達能量傳遞單元 4.矩陣閥組 5,6.蓄能器 7,8.換向閥 9.升降缸 10.馬達圖3 勢能回收實現原理Fig.3 The realizing principle of the potential energy recovery

利用矩陣閥組的靈活控制，實現不同執行器動作時，不同形式的能量回收狀態隨時切換。如圖3a所示，當夾鉗下降動作時，升降缸9的無桿腔內高壓油液經升降控制閥7流至矩陣閥組，此時開啟交匯點a、b處二通插裝閥即可實現升降控制閥T口與泵/馬達3.1入口的連通，高壓油驅動泵/馬達3.1工作，帶動泵/馬達3.2從油箱吸油，此時開啟交匯點c處二通插裝閥可實現泵/馬達3.2與蓄能器5的連通，通過高壓油將能量儲存到蓄能器5中。如圖3b所示，大車行走動作的慣性勢能回收系統的原理基本相同：通過開啟交匯點d、e、f、g、h處二通插裝閥即可實現油路連通，利用泵/馬達能量傳遞單元將慣性勢能轉換成液壓能儲存到蓄能器5中。

3 系統控制方法

鍛造操作機的夾鉗下降和大車行走過程中均存在可回收能量，能量回收液壓系統對可回收能量進行回收，其基本設計思想是采用恒定壓差伺服控制方法，降低系統節流損失并對可回收能量進行回收，所以工作過程中需要對壓力進行控制；夾鉗下降和大車行走兩個動作除了對壓力控制實現節能之外還要對位置進行控制，以滿足鍛造操作機與液壓機的聯動工作。系統控制原理如下：

夾鉗下降動作控制原理如圖4所示。給定位移信號yi，通過升降控制閥7控制升降缸以及升降機構的位移yo；通過調整泵/馬達3.2的排量來控制泵/馬達3.1的入口壓力pT，使比例閥進出口兩端的壓差保持在一個較小的恒定值，降低比例閥的節流損失；比例閥能量損失降低的那部分能量通過泵/馬達3.2儲存到蓄能器5中，實現重力勢能的回收。

圖4 夾鉗下降動作控制原理簡圖Fig.4 Schematic of control principle for dropping motion of the clamp

大車行走動作控制原理(圖5)如下：由大車行走控制閥8控制大車行走的位移yo；通過控制泵/馬達3.2的排量來控制泵/馬達3.1的入口壓力，使控制閥8進出口兩端的壓差Δp保持在一個較小的值，從而使大車行走控制閥的能耗降低；原系統中大車行走慣性勢能大部分由大車行走控制閥和溢流閥損失掉，而能量回收系統中的大車行走控制閥節流損失降低的那部分能量就通過泵/馬達3.2儲存到蓄能器5。

圖5 大車行走動作控制原理簡圖Fig.5 Schematic of control principle for walking motion of the cart

4 仿真分析

4.1 重力勢能回收

為了分析能量回收系統在重力勢能回收過程中能量流動狀態，采用圖3a、圖4系統及控制原理，基于AMESIM建立仿真模型，設置系統參數見表1。

表1 仿真模型主要參數(重力勢能回收)

給定位移為-200 mm的斜坡信號。仿真得到升降缸的位移響應、無桿腔壓力、泵/馬達3.1入口壓力和蓄能器的壓力曲線，以及相關能量曲線，如圖6所示。

圖6 重力勢能回收仿真Fig.6 The simulation of the gravitational potential recovery

由圖6a所示位移響應曲線可以看出，給定-200 mm的斜坡信號，系統在夾鉗下降動作時位移跟隨性較好，穩態誤差僅為1 mm，能量回收系統不影響系統響應特性。由圖6b所示壓力響應曲線可以看出，泵/馬達3.1口的壓力可以控制在6 MPa附近，證明了能量回收系統控制策略的有效性；比例閥進出口兩端的壓差保持在1 MPa附近的恒定值，有效降低了比例閥的節流損失。

蓄能器的壓力曲線見圖6c，夾鉗在下降過程中蓄能器的壓力逐漸增加，說明一直在儲能，至動作結束，蓄能器的壓力達3.95 MPa。重力勢能回收系統各部分的能量曲線見圖6d，整個下降過程中無桿腔輸出的能量為11 091.5 J，其中，蓄能器回收的能量為4 627.4 J，比例閥損失的能量為1 737.0 J，蓄能器回收了重力勢能的41.7%,比例閥及管路損失占無重力勢能的15.7%。

4.2 慣性勢能回收

采用圖3b、圖5系統及控制原理，基于AMESIM建立仿真模型，設置系統參數見表2。

表2 仿真模型主要參數(慣性勢能回收)

給定位移為200 mm的階躍信號，得到大車行走位移響應曲線，如圖7所示。可以看出，給定200 mm的階躍信號，行走動作約0.7 s即可達到穩態，超調量為0.5%，能量回收系統不會影響位移響應特性。大車行走能量回收系統與原系統能量分布對比如圖8所示。

圖7 位移響應曲線Fig.7 The response curves for displacement

圖8 泵輸出能量分布Fig.8 The output energy distribution of the pump

仿真得到原系統泵輸出能量為21 669 J，能量回收系統泵輸出能量為22 673 J，鍛造操作機的慣性勢能為10 080 J，蓄能器回收的能量為3 735.51 J。該參數下能量回收系統中蓄能器回收了慣性勢能的37.1%，占泵輸出能量的16.47%，能量回收系統泵相對輸出能量比原系統減少約13%。

5 實驗

依托電液伺服系統多功能教學實驗臺對能量回收系統中的重力勢能回收開展實驗，驗證鍛造操作機夾鉗下降時重力勢能回收方案的可行性。

5.1 實驗臺概述

電液伺服系統多功能教學實驗臺是集負載模擬系統、多級壓力源系統、多流量等級系統、二次調節系統等多種功能于一體的電液伺服系統。鑒于勢能回收原理基本相同，只對重力勢能回收進行實驗驗證。重力勢能回收模擬實驗所采用的液壓系統原理如圖9所示。該實驗臺實物如圖10所示。

1.蝶閥 2.減振喉 3.電機 4.手動變量泵 5.高壓過濾器 6.溢流閥 7.壓力傳感器 8.泵/馬達能量傳遞單元 9.壓力表 10. 單向閥 11.閥矩陣 12.蓄能器 13.流量計 14.伺服比例閥 15.比例方向閥 16.雙出桿缸 17.單出桿缸 18.力傳感器 19.位移傳感器圖9 液壓系統原理Fig.9 Schematic of hydraulic system

圖10 實驗臺實物圖Fig.10 Experimental table physical map

在此實驗臺上進行鍛造操作機夾鉗下降時重力勢能回收系統的模擬實驗(圖9)：單出桿缸17模擬鍛造操作機夾鉗升降缸，活塞缸的縮回動作模擬夾鉗下降動作。比例閥15.4模擬鍛造操作機夾鉗升降控制閥。通過伺服比例閥14控制活塞缸16輸出恒力，以此來模擬夾鉗下降時夾鉗及負載的重力。

重力勢能回收模擬實驗的基本控制思想如下：單出桿缸17縮回時控制泵/馬達8.1作用于定量馬達工況，控制泵/馬達8.2作用于變量泵工況，通過控制泵/馬達8.2的排量來控制比例閥15.4兩端的壓差保持較小恒定值，減小活塞缸縮回動作時比例閥15.4的節流損失，減少的能量通過泵/馬達8.1和8.2傳遞到蓄能器12中儲存起來。主要元件選型見表3。

實驗中控制單出桿缸17的負載力為56 kN，用來模擬工作過程中恒定的重力環境，泵/馬達8.1入口側的壓力為5.5 MPa，活塞缸的初始位置為300 mm。采集力傳感器力值、單出桿缸無桿腔壓力、泵/馬達8.1的入口壓力，如圖11、圖12所示。可以看出，單出桿缸17的負載力基本能控制在56 kN左右，無桿腔的壓力基本能控制在6.5 MPa左右，僅在缸啟動時和減速階段會有一定的壓力沖擊。泵/馬達8.1入口側的壓力基本能控制在5.5 MPa，僅在缸的啟動時和減速階段會有一定的壓力沖擊，使比例閥15.4兩端的壓差保持在1 MPa。

表3 液壓系統主要元件參數及精度

圖11 單出桿缸負載力曲線Fig.11 Load force curve for single rod cylinder

圖12 壓力曲線Fig.12 Pressure curve

采集實驗過程中相關元件的壓力、流量及功率曲線，如圖13所示。忽略無桿腔至泵/馬達8.1入口處的泄漏，視無桿腔的輸出流量與泵/馬達8.1輸入流量相同。根據活塞缸無桿腔側的流量和壓力、泵/馬達8.1的入口壓力和流量、泵/馬達8.2的流量和壓力就可以得到無桿腔的輸出功率、泵/馬達8.1的輸入功率、泵/馬達8.2的輸出功率以及比例閥15.4、經閥矩陣及管路的能量損失功率曲線，如圖13c所示。

圖13 實驗曲線Fig.13 Experimental curve

以無桿腔的輸出能量作為能量回收系統的輸入能量，通過對功率的積分，可得到在活塞缸的動作期內，無桿腔輸出能量為6 962.7 J，比例閥12.2及管路的損失能量為1 073.4 J，泵/馬達3.1的輸入能量為 5 889.3 J，泵/馬達3.2的輸出能量為2 726.2 J。

忽略泵/馬達8.2至蓄能器12之間管路及單向閥的能量損失，蓄能器12回收了重力勢能的39.2%。其余各部分能量占重力勢能的比例如下：比例閥15.4及管路的損失能量占15.4%，泵/馬達8.1、泵/馬達8.2和聯軸器損失的總能量占45.4%，證明了能量回收系統針對重力勢能回收的有效性。

6 結論

夾鉗下降動作中，仿真時蓄能器回收了重力勢能的41.7%，比例閥及管路損失能量占重力勢能的15.7%；對夾鉗下降動作進行實驗驗證，蓄能器回收了重力勢能的39.2%，比例閥及管路損失的能量占重力勢能的15.4%。大車行走過程中，蓄能器回收了慣性勢能的37.1%；占泵輸出能量的16.47%，采用能量回收系統后，泵源輸出能量比原系統減少約13%。