基于AMESim的粉末精整液壓機系統建模與仿真研究*

曹傳劍,宋 慧,姜云春,王培芹,于 曉，3,宗成國

(1.青島黃海學院 智能制造學院，山東 青島 266427；2.山東科技大學 機械電子工程學院，山東 青島 266427；3.青島理工大學 機械與汽車工程學院，山東 青島 266427)

0 引 言

目前，粉末冶金結構件在汽車工業領域的應用越來越廣泛，且應用于發動機、減速箱等汽車重要部件的粉末制品種類已達幾十種之多。由于粉末精整工藝是粉末成形工藝中非常重要的一環，對粉末精整液壓機的速度、位置控制精度和壓制頻次要求較高[1-4]，國內可以制作高精度高頻次粉末精整液壓機的主機廠家屈指可數。

因具備更高的壓制力、更大的行程，粉末液壓機可通過多執行機構協同控制，實現對復雜零部件的壓制加工，被許多主機廠家及用戶所青睞[5]。

國內眾多研究人員及工程師對粉末液壓機結構及控制技術進行了大量的研究。邱誠[6]提出了一種低成本、小體積、高精度的專用模架集成式粉末成形設備，可實現零件軸向壓制精度±0.02 mm；范林靜[7]對一種上三下三式模架進行了模態和穩態分析，得到了模架的固有頻率，并驗證了其在500 T激勵下不會產生共振現象；戴本堯[8]提出了一種基于模糊推理技術的差分進化算法，提高了PID控制器對液壓機電液伺服系統的調節控制能力；重慶大學劉福娥[9]對200 T粉末冶金液壓機及其伺服模架的液壓系統進行了設計分析研究。

相比于結構和控制算法方面的研究，目前，對液壓機壓制頻次方面的研究較少。但是壓制頻次也是衡量粉末液壓機優劣的一項重要指標。

本文根據250T粉末精整液壓機液壓系統，利用AMESim軟件建立仿真模型，對現有液壓系統仿真結果及對現場壓機動作進行分析，研究影響粉末液壓機壓制頻次的主要因素，以提高液壓機的壓制頻次。

1 粉末精整液壓機液壓系統

根據設備要求，筆者設計了250T粉末精整液壓機液壓系統[10]。該液壓系統主泵采用恒功率變量泵；因液壓系統流量較大，系統采用插裝閥和大通徑伺服閥實現流量和壓力控制，主缸下腔采用兩級方向插裝閥做下腔封閉。

250T粉末精整液壓機液壓系統原理圖如圖1所示。

圖1 250T粉末精整液壓機液壓系統原理圖

250T粉末精整液壓機整個工作流程如下：

首先YA01得電，主泵通過D662伺服閥向快速缸供油，同時YA03、YA04得電，主缸下腔油液通過支撐閥組返回油箱，油箱通過充液閥向主缸上腔供油，實現滑塊快速下行；滑塊在接近壓制位置時，YA02得電，主泵同時向主缸和快速缸供油，滑塊由快速下行轉為慢速下行，實現壓制工藝，通過控制伺服閥開口大小，實現滑塊壓制速度控制，通過YAB比例壓力閥組實現壓機最大壓制力控制；壓制完成后，YAB比例壓力閥控制主缸和快速缸上腔泄壓，然后伺服閥反向動作，主泵向主缸下腔供油，同時YA05得電，充液閥打開，主缸和快速缸上腔油液充液閥返回油箱，實現滑塊快速回程。

2 粉末精整液壓機系統建模

液壓系統仿真模型搭建需要按步驟進行，首先要對各個子系統進行模型搭建和參數化，并通過仿真驗證子系統參數設置是否正確，然后按照液壓原理圖將子系統連接在一起，形成整個液壓系統的仿真模型。

2.1 二通插裝閥模型搭建

筆者在該250T粉末精整液壓機的泵出口、系統調壓、單向以及支撐等多處使用二通插裝閥。接下來，以DG25通徑方向插裝閥為例，簡述模型的搭建及其仿真過程。

首先對二通插裝閥進行實物測量，并依據測量數據對二通插裝閥仿真模型進行參數化。在仿真模型中，除實測參數外，最大流量系數對二通插裝閥仿真模型壓力流量特性的影響最大。

為了得到最優最大流量系數，此處建立的最大流量系數仿真模型如圖2所示。

圖2 最大流量系數仿真模型

查閱DG25二通插裝閥特性曲線可知，二通插裝閥隨著流量增大到800 L/min時，壓降也逐漸增大到10 bar；為得到插裝閥流量壓降曲線，需要對二通插裝閥的流量做動態設置，為此，此處對仿真模型參數做如下設置：

泵排量：1 000 cm3/r；

電機轉速：0～800 r/min(10 s內)；

硬管內徑：φ50 mm(消除管路的影響)；

溢流閥設定壓力：50 bar;

通流能力：500 L/min。

仿真模型的最大流量系數在0.1～1之間取值，筆者通過批運算處理，并與樣本曲線進行比較，最終得到當最大流量系數為0.66時，仿真模型的特性曲線與樣本曲線基本吻合。

DG25二通插裝閥仿真曲線如圖3所示。

圖3 DG25二通插裝閥仿真曲線

從圖3可知：此處建立的仿真模型能夠基本反應出選用的二通插裝閥壓力流量特性；即該模型可以作為二通插裝閥，用于液壓機系統的建模。

2.2 液壓系統模型搭建

根據250T粉末精整液壓機原理圖，筆者搭建液壓系統仿真模型[11-13]。其中，此處對仿真模型做以下幾點簡化：

(1)模型中的泵實際為A7VO160恒功率變量泵，但是壓機在快下和慢下過程中，系統壓力不高，未達到變量泵的變量點，因此，在研究壓機快下和慢下時，可以采用定量泵代替；

(2)快速缸為2個柱塞缸，主缸為活塞缸，在模型中，2個柱塞缸通過面積轉化，可以用1個柱塞缸來代替；

(3)對壓機快下及慢下過程沒有影響的元件，沒有在模型中搭建。

建立的液壓系統仿真模型如圖4所示。

圖4 液壓系統仿真模型

3 壓機壓制頻次影響因素分析

250T粉末精整液壓機雖然能夠滿足用戶生產的功能需求，但不足之處是壓制頻次差，用戶要求壓機在壓制某類粉末零件時，將單次壓制周期控制在6.3 s以內。目前，壓機單次壓制周期為7.1 s。

通過分析發現，影響壓機壓制頻次的原因主要有：(1)下內模沖油缸速度太慢；(2)滑塊在快下瞬間等待時間較長；(3)滑塊空行程距離較大，所需快下和快回時間較長。

筆者將針對以上3點原因做仿真分析，通過液壓系統優化及工藝參數優化，以滿足用戶對壓機的頻次要求。

3.1 下內模沖油缸速度對壓制頻次影響

通過對單件產品壓制周期觀察分析發現，下內模沖油缸速度太慢。經位移尺監測得知，其速度為32 mm/s～34 mm/s；其中，下內模沖油缸全行程為30 mm，打料過程需要0.9 s，嚴重影響了產品的壓制節拍。

為此，基于AMESim軟件，筆者搭建了整改前下內模沖油缸液壓系統仿真模型，如圖5所示。

圖5 整改前下內模沖油缸液壓系統仿真模型

按照下內模沖油缸液壓系統實際參數，筆者對仿真模型參數化設置，并通過仿真，得到下內模沖油缸速度曲線，如圖6所示。

圖6 整改前下內模沖油缸速度曲線

從圖6可知：下內模沖油缸速度在頂出和退回時均為34 mm/s，與實際監測所得數據一致。

通過仿真，得到整改前下內模沖油缸液壓系統壓力曲線，如圖7所示。

圖7 整改前下內模沖油缸液壓系統壓力曲線

從圖7可知：高頻響閥前后壓降達到80 bar,高頻響閥P口壓力為170 bar，已達到系統壓力設定值，造成泵輸出的1/3流量從泵出口溢流閥流回油箱。

根據對以上情況的分析可知，在液壓系統硬件條件不改變的情況下，已無法通過調試進一步提高下內模沖油缸速度。

為滿足客戶需求，筆者提出下內模沖油缸液壓系統整改方案。整改方案主要有：(1)將下內模沖油缸的動力源由輔助泵1(33 L/min)改為輔助泵2(61.5 L/min)。經計算，在沒有流量損失的情況下，油缸速度最高可達到90 mm/s；(2)選用10通徑高頻響閥。該閥在70 bar閥壓差下公稱流量為100 L/min，可有效降低泵出口壓力，避免泵輸出流量通過安全閥返回油箱。

經整改后，下內模沖油缸速度在高頻響閥開口度100%時，速度能夠快速達到90 mm/s。考慮到下內模沖油缸行程太短，最終筆者將高頻響閥開口度設定為60%，這樣油缸速度就可達到64 mm/s，整個打料過程縮短至0.47 s，單次壓制時間可有效縮短0.43 s。

3.2 泵出口插裝閥阻尼大小對壓制頻次影響

通過對現場壓機下行階段觀察發現，在控制系統下行指令下達后，壓機有明顯等待現象，該現象對壓機壓制頻次影響較大。筆者根據實際參數，對圖4的液壓系統仿真模型進行參數化設置：

將快下速度設定在350 mm/s，通過速度標定，設置伺服閥開口度為55%時，快下速度滿足要求；滑塊支撐閥設定為110 bar；設定總的仿真時間為2.5 s，其中前0.3 s液壓系統主泵處于空循環階段，0.3 s后控制系統給壓機快速下行指令，滑塊全行程為0.55 m，在滑塊下行至0.5 m后，壓機由快下階段轉入慢下階段。

為研究插裝閥蓋板阻尼對快下響應的影響，筆者分別設置仿真模型。

不同泵出口插裝閥的來油阻尼、壓中阻尼參數如表1所示。

表1 不同來油阻尼、壓中阻尼參數

筆者對仿真模型做批運算處理，得到不同阻尼壓機滑塊速度曲線，如圖8所示。

圖8 不同阻尼壓機滑塊速度曲線

通過圖8仿真曲線可知：在壓機快下指令下達0.3 s后，在不同阻尼條件下，壓機滑塊下行啟動時間有所不同，隨著泵出口插裝閥阻尼的增大，壓機滑塊的快下響應速度也越來越快。其中，泵出口插裝閥阻尼為第一組時的快下啟動時間，比阻尼為第四組時提前了接近0.3 s。

筆者通過仿真，得到不同阻尼泵出口壓力曲線如圖9所示。

圖9 不同阻尼泵出口壓力曲線

通過圖9泵出口壓力曲線可知：隨著插裝閥阻尼的增大，泵出口升壓越來越快；在插裝閥閥芯關閉期間，泵出口壓力存在較大波動，但不同阻尼條件下，泵出口壓力超調量基本一致，即液壓系統受到的壓力沖擊不會隨著插裝閥阻尼的增大而增大。

由此可見，通過增大泵出口插裝閥阻尼方式，縮短壓機滑塊快下等待時間，可以提高壓機的壓制頻次。

3.3 壓機滑塊空行程對壓機頻次影響

減少壓機的空行程距離，不僅可以縮短滑塊快下所需時間，而且可以縮短滑塊快回所需時間。為研究空行程對單件產品壓制時間的影響，筆者將壓機滑塊全行程距離分別設置為0.55 m、0.5 m、0.45 m；其中，壓機滑塊慢下行程為0.05 m保存一致，然后對液壓系統仿真模型做批運算仿真分析。

此處得到不同全行程參數滑塊的位移曲線如圖10所示。

圖10 不同全行程參數滑塊位移曲線

通過圖10仿真曲線可以看出：隨著壓機滑塊全行程參數的增大，下行完成所需時間越來越長；壓機在滑塊全行程為0.55 m時，下行所需總時間為2.72 s，壓機在滑塊全行程為0.45 m時，下行所需總時間為2.46 s；同樣的，滑塊全行程較短的回程所需時間也短。

由此可見，通過縮短壓機滑塊空行程，可以將單次壓制時間縮短0.26 s以上。

4 結束語

本文介紹了250T粉末精整液壓機液壓系統的工作原理及其建模過程，并提出了影響壓機壓制頻次的主要因素，通過仿真分析，研究了各主要因素對液壓機壓制頻次的影響，得到如下結論：

(1)整改后的下內模沖油缸液壓系統，在高頻響閥開口度設定為60%時，油缸速度可提升至64 mm/s，單次壓制時間可有效縮短0.43 s；

(2)增大泵出口插裝閥阻尼，可有效降低液壓機滑塊快下等待時間，當泵出口插裝閥來油阻尼為0.8 mm，壓中阻尼為0.6 mm時，滑塊快下等待時間可有效縮短0.3 s；

(3)縮短液壓機全行程可有效減少單次壓制所需時間，當滑塊全行程距離由0.55 m降低至0.45 m,單次壓制時間可縮短0.26 s以上。

該研究通過提高下內模沖油缸速度、增大泵出口插裝閥阻尼和縮短壓機滑塊全行程距離的方法，可將液壓機的單次壓制時間縮短1 s,即壓機單次壓制時間可控制在6.1 s。該結果可滿足用戶對壓機的頻次需求。