快锻油压机范文（精选7篇）
快锻油压机 第1篇
关键词：流体传动与控制,高压管道,振动,有限元,油压机
0 引言
管道作为液体动力传输、传动和控制的基本元件, 广泛应用于石油、化工、水利、机械、航空航天及核工业等各个领域。管道的振动主要由管道内部流体及与管道相连的外部设备所引起。管道的振动不可避免会伴随噪声产生, 更甚者可使管道破裂, 介质泄漏, 造成严重事故。
近年来, 对充液管道进行振动分析取得了长足的进展, 由单跨、刚性支撑直管的分析发展到对多跨、弹性支撑弯管的研究, 而流固耦合振动作为管道振动分析的主要方向之一, 更是发展飞速。液流与管道的耦合振动包括节点耦合、泊松耦合、摩擦耦合与Bourdon耦合, 其常用计算方法是特征线法、阻抗分析法、传递矩阵法、有限元法和动态子结构模态综合法, 在这方面的研究许多学者作了大量工作, 并取得了一定的成绩。
Walker[1]和Philips (1977年) 在考虑径向惯性和流体附加质量前提下, 推导了包含泊松耦合的六方程模型;Wilkinson[2] (1978年) 通过传递矩阵法, 研究了节点的耦合, 但没有考虑摩擦耦合和波松耦合;Valentin[3]、Walker和Philips (1979年) 建立了考虑泊松耦合的八方程模型, 但忽略了径向惯性的作用。Wiggert[4] (1985年) 推导了包含泊松耦合的简化的四方程模型, 但该模型仅适用于简单直管;Budny考虑了摩擦耦合, 分析了频率相关项对振动特性的影响。Wiggert和Lesmez建立了考虑泊松耦合、节点耦合充液直管的传递矩阵, 对其进行了振动模态分析, 并给出了弯管的处理办法;我国学者焦宗夏等采用传递矩阵法导出了包含摩擦耦合的模态分析模型, 并采用二次坐标变换方法对空间管系进行了振动数值模拟。张智勇、沈荣瀛[5]等推导了包含波松耦合和节点耦合的低频时充液直管轴向、横向振动及弯管单元的传递矩阵, 通过引入弯管弯曲因子对不同边界下充液与充气L型管进行了振动分析。但上面的研究仅限于对单跨管道的振动研究。对于多跨管系的研究, 我国学者杨柯[6]在参考国外学者研究基础上, 对多跨充液管道流固耦合振动进行了传递矩阵频域建模仿真分析, 但仅考虑了刚性支撑和纵向振动, 没有考虑横向振动与弹性支撑;柳贡民、李艳华[7,8]拓展了杨柯的分析, 通过设置弹性约束的弹簧刚度由0到最大, 利用传递矩阵频域分析法建立了多跨管道不同约束下 (自由、刚性与弹性支撑) 统一的振动方程, 该方程不但考虑了管道的纵向振动, 而且考虑了管道的横向与扭转振动, 同时通过数值模拟与试验对比, 证实了该方法的有效性。
随着计算机与有限元理论的发展, 采用有限元进行管道的振动分析是目前广泛应用的一种数值分析方法。针对80MN大型快锻液压机, 由于在快锻时锻造载荷大, 频率高, 加载周期短, 与执行元件相连的高压管道不可避免会产生振动。为避免管道结构的共振, 本文采用有限元法对快锻时与执行原件相连的高压管道进行振动模态分析及流固单向耦合分析, 以确定结构和机械部件的振动特性、固有频率和振型。同时分析了通过增加管夹支承及改变管夹位置、支撑性质对管道振动特性的影响。在模态分析基础上, 分别对管内液流进行了流场分析, 对管壁进行了动力学分析, 得到了流体速度、压力在管道中的分布规律及流体与管道耦合下管道的应力、应变云图, 确定了管壁在周期性载荷作用下容易疲劳破坏的部位。
1 快锻压机管道振动原因分析
在大型快锻液压机系统中, 油液的流动状态极大地影响了管道的振动, 具体表现在:①油液固有频率。油液的可压缩性使油液在变载荷下成为具有弹性的液柱, 在快锻大型油压机中, 油液压力在较短时间内周期性发生较大变化, 油液因周期性受到压缩而产生振动;②油液压力脉动。管道中的液体在快锻时, 在泵作用下处于脉动状态, 此外, 液流在流经弯管、变径管及液压控制阀处, 会产生局部压力损失, 导致压力波动诱发振动。③油液水击。在快锻时, 由于频繁地开启或关闭液流通道, 使管道中油液压力周期性产生急剧的升降波动, 过大的瞬时峰值压力作用在管壁上引起振动和噪声。此外, 管道及与之相连的机械设备的结构振动也会导致管道振动。
2 管道振动的有限元法
有限单元法理论基础可靠, 可方便计算机实现复杂几何结构振动计算, 是工程上广泛使用的解决振动问题的数值计算方法。目前进行振动分析的有限元分析软件主要有ANSYS、ADINA、ABAQUS、MSC等。因ANSYS12.0整合了WORKBENCH模块, 通过在工程页引入了工程图解, 将一个复杂的包含多场分析的物理问题, 通过系统间的连接实现相关性, 实现起来快捷、方便、高效。因此该文采用AN-SYS12.0作为管道振动分析的仿真软件。
2.1 管道模态分析的有限元求解
模态分析主要用于确定结构和机械零部件的振动特性。采用模态分析可得到管道各阶固有振动频率, 从振型图可看到管道上各个部分的振动幅度, 以及每阶振型最大变形发生的部位。由振动理论, 通过下列方程, 可求得振动频率 和模态 。
式中:[M]———质量矩阵;
[K]———刚度矩阵;
———振动频率;
———振动模态。
取规格 , 长度l=15.5m的高压直管为研究对象。管道材料采用Q345, 材料弹性模量E=2.06e11, 密度ρt=7850kg/m3, 波松比μ=0.3, 抗拉强度σb=470~630MPa;油液采用N68, 油液体积弹性模量k=1400MPa, 油液密度ρf=883kg/m3。因研究对象为直管, 无应力集中和结构突变的地方, 可采用自由网格划分, 共划分了3336个单元, 20068个节点。选用Block Lanczos方法求解, 忽略阻尼影响, 提取前六阶固有频率。为研究管夹支撑及支撑性质对振动特性的影响, 选取不同边界条件进行了分析。为节约篇幅, 只列出部分分析结果。
2.1.1 全部采用刚性支撑, 改变管夹位置模态分析
下面是三种边界条件下的分析结果:①边界条件1:管两端固支;②边界条件2:管两端固支且在管中间增加一个刚性管夹支撑;③边界条件3:两端固支, 且用三个刚性管夹将整个直管均分为四跨直管。
2.1.2 采用刚性与弹性支撑, 改变管夹位置模态分析
边界条件:管两端固支且在管中间增加一个弹性管夹支撑, 设定支撑刚度分别为200N/mm3和20N/mm3, 分析结果如图4所示。
2.2 管道谐响应分析的有限元求解
谐响应分析可用来确定线性结构在承受周期性载荷作用下的稳态响应, 可预测结构的持续动力学特性, 从而验证其设计能否有效克服共振、疲劳及受迫振动所带来的有害效果。谐响应分析的运动方程如下:
式中:[C]———阻尼矩阵;
[F]———激振力。取振动频率范围0~200Hz, 步长2Hz。
图5、6是边界条件为1的管道受到简谐液流压力幅值为34.5MPa外载激励后的振动结果图。
2.3 有预应力管道的模态分析
某些情况下, 应考虑结构预应力效果, 因为结构的应力状态会影响整个模型的固有频率。进行预应力分析首先要进行线性静态分析, 然后基于静态分析的应力状态考虑应力硬化矩阵[S], 最后求解预应力模态方程:
因为仅是分析预应力对管道固有频率的影响, 可任意假设一个预应力, 此处假设管道存在10MPa的稳定液流压力, 图7为边界条件为1的管道的分析结果。
2.4 充液管道的流固耦合分析
采用有限元法进行流固耦合, 一般分为两类, 一类是流-固单向耦合, 一类是流-固双向耦合。单向耦合应用于固体在流场作用下变形不大, 不影响流场分布的场合;而双向耦合用在固体结构变形比较大, 导致流场分布有明显变化时, 需考虑固体变形对流场影响的场合, 该管道在油压作用下变形不大, 可采用多物理场进行流固单向耦合。
油液边界条件:进口流速vx=0.1615m/s, 出口处压力p=34.5MPa, 与管壁接触的油液流速vx=0, vy=0, 油液轴心处流速vy=0。图8、9为液流与管壁耦合的结果图。
3 结果分析
(1) 根据模态固有频率计算公式知, 影响固有频率的因素主要是质量矩阵、刚度矩阵, 由两端固定管模态分析结果知, 管道的一阶模态振动频率为4.9172Hz, 一阶模态振型变形最大部位发生在管中部, 且随着振动频率的增加, 管变形会减小, 在管两端, 由于增加了固定约束限制了管道了变形, 致使在该两端产生最大等效应力与应变, 且随着振动模数的增加而增大, 但应变很小。由图2知, 在管变形最大部位增加管夹后, 大大提高了管道的固有频率, 一阶振动频率增加为20.28Hz。由图3知, 通过再次增加管夹支撑, 将一长直管变成四跨距管, 一阶振动频率增加为85.06Hz, 由于约束增加, 而跨距又较短, 导致一阶振动频率由85.06Hz到六阶振动频率85.549Hz基本无大的变化, 一阶最大变形幅值却由图2的0.96774变为1.3886, 且变形范围更为集中。由此可看出, 增加管夹数虽可有效提高管的振动固有频率, 但却大大增加了管的最大变形量, 因此管夹并非越多越好, 而应综合考虑。
(2) 由图4与图2比较知, 将刚性约束换为弹性约束, 可有效降低振动管道的振动频率及等效应变, 且刚度越小, 振动频率、等效应力也随着减小。
(3) 由图5知, 管道受到简谐液流压力幅值为34.5MPa外载激励后, 一阶振动最大变形量为0.0020553mm, 变形量很小。由图5知, 管道在4Hz、14Hz和26Hz等附近频率处会发生共振, 这与管模态分析结果一致。
(4) 由图7知, 一阶固有频率由原来的4.9172Hz变为5.0934Hz, 可看出预应力存在可使管道固有频率增加, 但增加幅度不是很大。
(5) 由图8a知, 油液压力由进液口38.325MPa沿液流流动方向逐渐减小至出液口压力34.5MPa, 这主要是由于液流存在粘性等因素而导致的压力损失。由图8b知, 油液在管轴心线方向流动速度最大为0.180694m/s, 沿横截面逐渐减小, 至管外壁液流速度降为0, 液流在横截面上基本呈抛物线规律分布。由图9b知, 两端固支的管在内部液流载荷下管中部位移最大, 为避免管道低频共振, 可以通过在变形最大的部位通过增加管夹达到提高振动频率作用。由图9c知, 管的最大应力发生在管内壁, 为117.076MPa, 到管外壁减小到最小5.673MPa, 因管为直管, 因此应力分布较均匀, 无明显的应力集中, 经校核管满足强度要求。
4 结论
快锻油压机 第2篇
快速锻造油压机是20世纪60年代开始发展起来的一种新型锻压设备,用于钢锭开坯和自由锻件的压力加工,特别适合合金成分较高材料的锻造。目前,在自由锻设备中被认为是发展的主要方向之一,世界各工业发达国家都在大力开发。特别是近年来,随着液压技术和微电子技术的飞速发展,更加速了这种进程。由于快速锻造油压机有着运行速度快、控制精度好、机械化程度高、节能节材效果显著等特点,与锻锤和锻造水压机相比,扩大了生产能力、提高了锻件质量、减少了操作人员,振动小、噪声低。机器自动化控制操作,改善了锻造劳动环境和操作工劳动强度,是一种较为理想的自由锻设备[1~4]。
2 45/50MN快锻油压机本体结构设计
2.1 结构选型
快速锻造油压机在主机结构形式上分为上推式和下拉式两种方式,且立柱均采用双柱矩形截面[3]。上推式结构源于水压机的结构形式,即工作主缸置于压机上端,在上横梁与活动梁之间。上推式结构运动部分惯量小,易于控制,节省功率,对基础要求低。下拉式结构是工作主缸置于压机下端,在下横梁与固定梁之间。该结构主机重心低、稳定性好,液压阀站距主缸距离短,可有效减小液压冲击产生的振动、节省占地面积且安全性好;但由于下拉式压机运动部分惯量大,损失一部分功率,增大了控制难度,对压机基础要求高,土建投资较大。基于此,油压机采用三梁两柱上传动预应力框架结构,如图1所示。
2.2 主要技术参数
压机公称吨位15/30/45/50MN;本体采用三梁两柱上传动应力框架结构;主柱塞直径尴1100mm;最大净空距4600mm;最大工作行程2300mm;柱间净空距1760mm×3100mm;系统工作压力31.5/35MPa。
2.3 本体组成结构
45/50MN快速锻造油压机是一种主机采用三梁两柱上传动预应力框架结构,泵直接传动的油压机。机器由框架、动梁、三个主工作缸、两个回程缸、移动工作台、横向移砧台、上砧快换装置和压机底座等组成。三个柱塞式主缸在31.5MPa工作压力下,提供45MN的额定工作压力;并可以实现15MN、30MN和45MN三级锻造压力分级,以经济地适应各种锻造工艺的不同需求;在35MPa工作压力下,能够提供50MN的镦粗力量。
3 本体结构设计特点
(1)压机框架与横向移砧台中心线呈35°布置,通过两个减振支座用螺栓连接在基础上。压机框架由上横梁、下横梁、柱套和预应力拉杆机构组成,柱套与上、下横梁采用平面十字键连接,通过加热或液压拉伸预紧方式,将上横梁、压套、下横梁强力压紧,组成一个封闭的刚性框架,以承受锻造时整个压机的锻造力。柱套承受预紧压应力,十字方向布置的键传递偏心锻造时框架受到的水平力;而预应力拉杆则承受相应的拉应力。压机上横梁、下横梁、动梁和柱套为大型铸件,利用有限元计算和数值模拟技术,对压机大型铸锻件进行优化设计,设计更为合理。图2所示为45/50MN快锻油压机预应力框架有限元分析模型。
主机采用预应力框架结构,提高压机框架的整体刚度,改善压套在偏心锻造时的受力状况,使拉杆和压套在工作时均处于近似单一受力状态,充分利用材料性能和承载能力,提高拉杆的疲劳寿命。拉杆选用高强度合金钢,可以减小横梁的尺寸,降低横梁的重量。
(2)动梁在两边柱套的四个侧面上滑动,导向间隙由动梁上面的导向调整机构方便地进行调节和固定。同时,由于“X”型导向受热辐射影响小,导向间隙相对稳定,容易得到比较精确的调整间隙。由于机架刚性好,运动部分的惯性相对较小,因此,快速锻造时的稳定性好。动梁是锻造油压机的主要部件之一,它的上部与工作主缸柱塞连接,高压液体作用于三个主缸柱塞上的力,通过动梁及上砧传递到锻件上做功。动梁导向座分别沿着两根压套侧面的平面导向面上下运动。
(3)压机的主缸柱塞采用双球铰与动梁连接,侧缸柱塞与动梁球铰连接;缸体法兰支承在上横梁上,用螺栓固紧。主缸柱塞由柱塞、连杆和上下球支组成,通过下部球支柱塞与动梁铰接。在偏心锻造时,减轻了柱塞与导套和密封的磨损,提高了导套和密封的使用寿命。
(4)工作台移动油缸和横向移砧台油缸为活塞式结构,采用浮动连接方式连接,保证锻造过程中油缸不承受过大的径向力。缸内装有位移传感器,便于实现移动工作台的半自动或自动定位控制,可以快速有效地进行工作台位置更换。
(5)上砧快换装置由T型拉杆、碟形弹簧、缸体等组成。垂直安装在动梁上,摆动缸水平安装在快换装置的顶部,驱动T型杆旋转。
(6)主缸、侧缸、移动工作台缸、横向移砧台工作缸缸体均采用锻焊结构,性能容易保证。所有液压缸的密封均采用进口密封件,并适当提高柱塞表面光度,保证密封效果,提高使用寿命。同时在主缸和回程缸的柱塞密封外侧增设防低压泄漏密封圈;在上横梁和活动横梁上表面设置废油池,集中处理泄漏油回收,保证油压机工作的安全性。
(7)压机活动横梁和移动工作台的行程检测均选用进口的磁致伸缩位移传感器。活动横梁行程检测位移传感器装在回程缸内;移动工作台、横向移砧台行程检测位移传感器装在工作台移动缸内。采用磁致伸缩线性位移传感器进行非接触型位移检测,可以达到微米级测量精度,且永不磨损,无需维护。
4 实际应用
2006年根据大连华锐铸钢股份有限公司风电项目要求,由中国重型机械研究院有限公司设计并成套供货的45/50MN快速锻造油压机于2008年底热负荷试车成功,并顺利投入生产使用,如图3所示。该机组主要用于风力发电风机轴的锻造,经过两年的生产实践考核,设备性能稳定,运转正常。由此可见,机器设计实用可靠,满足生产需要。
参考文献
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大型液压机实现快锻工艺的途径 第3篇
1 阀控大型液压机的快锻实现
(1)改进压机控制系统,改善控制性能,提高响应时间,满足快锻要求。大型液压机控制系统直接控制液控充液阀。工作缸快速下降和提升时,大通径充液阀能否迅速及时打开补液对压机快锻起到重要作用。
在锻造过程中,工作缸的快速下降与提升,需要快速补液,只有控制元件迅速及时打开,才能满足滑块快速下降对油液的迅速补给。为了减少因油液不洁对系统造成的影响而不能满足快锻,把原来用10通径的电磁换向阀组成的控制系统(图1)改为由对油液污染不敏感的二通插装阀集成的控制系统(图2),以减少故障,提高控制性能和响应时间;管路由DN12改为DN25,接近被控元件时又变为DN16,这样较为合理的流量、压力、流速提高了被控元件的响应敏感性,使被控元件迅速动作,从而满足快锻需要。
(2)改变机身结构形式,提高机身刚度,同时增设高强度管路支架及管路系统连接方式,减小高压液体频繁能量交替对机身和管路系统刚性影响,以满足快锻要求。
目前国内快锻液压机在结构上有上推式和下拉式两种方式,且立柱均采用双柱矩形或六边形截面。这从结构形式上保证了快速锻造对机身结构的更高要求。但这两种方式都有不足之处。其中,上推式结构源于水压机的结构形式,即工作主缸置于上端,在上横梁与活动梁之间。运动部分惯性小,易于控制,节省功率,对基础要求低。不足是重心高,液压管线长,易产生弹性变形,引起液压冲击和振动,降低了工作效率。为了克服不足,我们增设高强度管路支架、管路法兰和管套,以减小弹性变形引起液压冲击和振动;同时增大滑块的导向长度以降低快锻对机身的影响。而下拉式结构是一种新的结构形式,即工作主缸置于压机下端,在下横梁和固定梁之间。主机重心低,稳定性好,液压阀站距主缸较近,可有效减小液压冲击产生的振动,节省占地面积且安全性好;不足是下拉式压机运动部分惯性大,损失一部分功率,增大了控制难度,对压机基础要求高,土建投资较大。这种结构形式多以中小型快锻机为主,大型液压快锻机还是以上推式为主。
(3)合理的液压集成阀布控方式,减小液压冲击和振动,缩短建压时间,满足快锻要求。为了满足大型压机的快速锻造,我们把集中在一起的集成阀布控方式改为分开布置。把进油集成阀组放于离动力源较近的地方,把控制系统和卸荷系统阀组置于工作缸附近。充液阀置于工作缸上并完全浸入油液中,这样工作缸的排液和充液实现无管化,保证滑块迅速提升与下降及时安全补液。卸荷系统阀组置于工作缸附近,使液压缸的快速进液和迅速卸荷排液分开,让液体在系统内沿单行道循环回路,避免了因高压介质频繁能量交替在管道内来回振荡而引起的冲击。控制系统紧靠所控元件,响应迅速,建压更快。这些都为压机快锻提供保障。
(4)采用差动系统满足压机快锻功能。大型压机阀控系统中为了满足快速锻造,常常采用回程缸和工作缸联通,形成差动系统,如图3所示。回程缸常通高压油省去回程系统的建压时间。降低压力、提高速度;减小行程、缩短时间,以此来增加锻造次数。快锻压机的工作缸和回程缸面积速比匹配合理,回程缸面积较一般压机大,工作回程压力低,动作迅速,运行平稳,并使主缸与提升缸在差动情况下,减小差动流量差,以减少能量损失,实现快速提升,满足快锻要求。
(5)采用比例插装阀,快速逐步建压与卸载,使压力在0.1s内迅速平稳升降,满足压机的快锻功能。液压系统将大通径比例插装阀应用于快锻压机,实现了对系统流量、压力的电控调节,综合了传统阀控、泵控方式的优势,而又避免了其原有缺陷,达到比较理想的控制效果。该阀是锥面密封无泄漏式阀门。过流面积大,液体通流量大,开启行程小,质量轻,动态响应快,动作灵敏,启闭迅速平稳,对快锻压机很适宜,能有效达到高锻造次数和停位精度准确的目的。
(6)采用快速液控卸荷集成系统,使高压快速平稳降至设定值。在高压下怎样快速使系统储存的能量快速平稳释放,是提高锻造频次的关键。为此我们研制出了如图4所示的快速液控卸荷集成系统。其特点是卸压平稳无冲击,通过适当调整阀的开度与节流性能,让高压或超高压在0.1s~0.2s内快速平稳降至设定值,满足差动和快锻要求。
(7)大型自由锻造液压机与操作机联动实现快锻功能。大型自由锻造液压机若不与操作机联动很难实现快锻。这与阀的响应时间、建压时间、操作者的熟练程度和现场指挥人员的水平有很大关系。二者联动不仅改善人机环境,而且响应快,控制精度高,减小人为因素,实现自动控制满足快锻功能。
2 采用新型电液控制系统实现快锻
液压机在阀控液压系统中多用节流阀、溢流阀、卸荷阀来控制液压系统,使得压力机主运动信息难于实时反馈,执行机构难于实时伺服数控。虽说采取一些方法和措施能够实现快速锻造,但系统在溢流卸荷时,电机继续保持额定转速运转;由于电机空载或低载运转,效率很低,无效能耗(如磨损、空转、溢流等损失)高达60%~70%,有效能耗只占总能量的30%~40%。造成现有压力机耗能很大。为了在高效生产的同时又能实现高效节能,需开发新型电液控制系统来满足大型自由快锻液压机对控制系统的要求。
(1)采用开关磁阻驱动系统实现大型液压机快速锻造。随着电力电子工业技术、计算机技术、数字化控制技术的发展,一种新型的动力系统———开关磁阻驱动系统(SRD)应运而生。这种系统由电机及控制器两大部分组成。其电机动力系统与普通电机系统相比,①角位移和电流信息实时反馈,运动和力矩实时监控;②系统效率高,功率因数在0.95以上;③智能无级变速,调整范围宽(50~3000rpm);④额定转速之外也可长期运转;⑤高起动转矩,低起运电流;⑥可频繁起停及正反转切换。满足了大型快锻液压机对驱动系统新的要求。
采用开关磁阻电机驱动定量液压泵,智能反馈控制液压系统与液压缸(图5),可以不再使用节流阀、溢流阀。通过实时监测数字压力表和电机泵转数、转速反馈值,实时监控液压机的运动和压力。可根据速度与位置预设值,压力、位移实时反馈值来控制电机的转速,通过液压泵相对无损耗做功实现液压缸根据工作需要而满足的无级调速和调压,实现液压系统由阀控向智能控制的转化。由于没有节流、溢流损失,没有多余的动力损失,即“需要多少供给多少”,接近理想的能源利用率,且系统不宜发热。与传统液压系统相比,大大降低设备的能源损耗,从而为大型液压机实现快速锻造、节约能源开辟新途径、新方法。
(2)采用泵直控系统实现大型液压机快速锻造。大型液压机快速锻造在液压控制方式上有阀控和泵控两种控制方式。阀控方式中,油泵为定量泵,采用开关阀控制流量和压力,可靠性高,成本低,但系统调整难度大,虽然响应快,但易引起液压冲击和振动。同时系统控制多处节流阀、溢流阀、卸荷阀,使得快锻次数的提高也受到一定限制。但在泵控方式中,由于采用变量泵调节系统流量和压力,流量、压力和负载动作控制与泵融为一体,根据负载智能控制,工作运行接近正弦曲线,使系统运行十分平稳,快锻次数与正弦曲线周期T成反比,周期越短快锻次数越高,最高达90~120次。且系统布置结构简单、紧凑,控制精度进一步提高,在锻造速度提高的同时进一步减小液压冲击,使系统运行更加平稳。但成本较高,对油液清洁度要求也高,对多数用户来说可望而不可及。但这也为大型液压机实现快速锻造、节约能源开辟了可贵的新途径。
(3)加速液电技术融合,研制开发完全合一的泵电机组满足大型液压机快速锻造。这种泵与电机动力组合是液电技术彻底融合的典型范例。它不是一般泵加电机的简单结构形式,而是一种以新技术应用为基础的全新设计。电机转子、定子借助于泵入口过油冷却,不仅取消了风扇及其能耗而且由于冷却效果比空气高10倍,在保证转子、定子不过热的前提下,此种泵电机组合可提高输入电流,可以产生2倍原绕组功率,节约了能耗,有效地提高了原动机的效率。同时随着液压技术与微电子技术,传感技术等现代技术的紧密结合,使成套技术内涵日趋丰富、成熟,研制开发电泵阀为一体的综合智能电液控制驱动系统,已成为快锻液压机新的发展方向和前沿科技。
摘要：本文对大型液压机满足快锻的方法与途径在实践基础上进行总结、论述,并对大型自由锻造液压机实现快锻最新控制方法和途径加以描述,为获得最佳快速锻造控制集成系统提供帮助。
关键词：大型液压机,快锻工艺,实现方法,锻造液压机
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快锻油压机 第4篇
锻造生产在国民经济中占有举足轻重的地位, 被誉为“工业之父”。业内往往将一个国家的锻造生产能力看做这个国家工业发展水平的重要指标。在工业现代化的今天, 锻造工艺小到可以加工金银首饰的材料, 大到可以加工航空、海洋船舶的材料, 锻造是机械制造领域不可或缺的一部分。今天, 中国的黑色金属产量、有色金属产量双双达到了世界第一, 对钢、铝、镁、钛等金属的压力加工有增无减。锻造生产能力在未来的相当一段时间内, 仍将会是工业现代化发展程度的重要标志, 而且在国家工业发展的过程中锻造将会起着越来越重要的作用。
比较国内外自由锻造液压机的发展现状, 可以看到一些问题[1,2,3,4]:一方面, 我国大型自由锻造液压机多采用三梁四柱的传统结构, 虽然可靠性有保障, 但结构笨重, 浪费材料, 加工功能单一, 并且锻造工艺水平落后。由于我国大型锻造液压机大多是上世纪90年代的产品, 设备老化严重。而随着经济发展、能源紧张、环保等问题, 经济发展格局的变化, 特别是核电、太阳能、风能等无污染化新型能源的重点开发, 以及超大型运输船、大型舰艇、航空母舰军事工业的发展, 使得大型锻件的质量要求越来越高, 生产节能要求越来越高。研发适合生产需求的锻造液压机势在必行。另一方面, 国外发达国家在大型自由锻造液压机的设计方面已经积累了丰富的经验, 为研发大型的自由锻造液压机设计出了一套现代化的科学方法, 对大型锻造液压机进行优化设计、可靠性设计, 使其结构合理、尺寸更加轻巧。由于设计方法的落后, 国内厂商很难在市场上与发达国家的同类型产品进行竞争, 国内大于40MN油泵直接传动快速锻造机市场几乎被国外公司垄断, 如何设计出符合强度、刚度要求、结构合理、重量较轻的压力设备, 抓住市场发展机遇, 是我国现代液压机设计人员需要解决的问题。
为适应锻造车间装备现代化和生产经济性要求, 太原重工股份有限公司研制了国内首台80MN油泵直接传动双柱式预应力结构快速锻造液压机, 其最大锻造频次高达75 min-1, 通过提高锻造速度, 提高毛坯加工效率和扩大零件加工范围[5]。该液压机首次在中国特大型锻造压机上开发双柱斜置式预应力组合机架结构和油泵直接传动系统。传统的锻造液压机的主导机型一直是三梁四柱式结构, 而斜置式的双柱预应力结构由两个坚固的长方形空心立柱作为机架, 拉杆从立柱中穿过, 通过预紧螺母将上横梁、立柱和下横梁紧固成一个预应力组合机架, 在横梁和立柱的结合面上用键定位, 上、下横梁开档内侧之间不用再设置螺母。该结构的特点是[6]:机身刚度高、导向精度高、锻造速度快、立柱抗疲劳能力强。由于该快速锻造液压机在工作时, 经常需承受多次快速反复加载及在卸载时能量的突然释放, 这些都会引起机身的剧烈振动, 若这种振动过大, 将会严重影响快锻液压机的正常工作, 甚至导致无法工作或严重事故, 因此, 十分有必要对液压机整体结构进行动力学响应分析[7,8]。
鉴于此, 本研究将基于ANSYS软件的动力学分析理论对该快锻液压机结构进行动力学响应分析, 以研究其在墩粗工况下的动态特性。
1 80MN快锻液压机结构有限元建模与求解设置
该快锻液压机结构简化后的实体模型如图1所示。
根据对该快锻液压机结构静态特性分析[9], 发现其活动横梁与立柱的接触主要发生在立柱的内侧, 且考虑到动力学分析需要占用的计算机资源非常大, 因此在建立动力学分析的有限元模型时简化了活动横梁装配, 并将导向架忽略。活动横梁与立柱接触结合部x方向耦合连接, 活动横梁底面覆盖一层目标单元, 锻件顶面覆盖一层接触单元, 形成接触对。活动横梁的油缸柱塞安装面z方向上位移非常小, 因此, 此面上的节点施加z向约束。活动横梁的初始速度设置为15 mm/s, 加速度设置为537 mm/s2, 加速度的加载方式为阶梯加载, 并考虑结构预紧力对结构分析的影响。
该液压机结构的动力学有限元分析模型如图2所示。
2 计算结果分析
对于该快速锻造液压机结构动力响应问题, 由于响应的过程和持续的时间都较长, 从物理上来说都希望取较大的时间步长, 以达到减少计算的目的。该模型有限元分析采用无条件稳定的隐式算法, 虽然时间步长Δt的大小不影响求解的稳定性, 但会影响求解的精度, 所以实际的计算步长必受限制, 计算过程中开启自动时间步长追踪。
2.1 以力的方式加载的分析
动力学分析时, 由于简化了地脚螺栓的三维特征, 并且活动横梁对立柱的影响稍有差别, 在这些部位的应力和应变肯定不同, 但根据圣惟南定理, 在边界条件相同的情况下, 远离刚度突变的位置, 应力变化不大。因此, 本研究选择上横梁来观察静力分析和动力学分析下的应力、应变变化。
横梁动态位移分布如图3所示。
从图3可以看出, 上横梁的位移分布基本保持一致, 最大位移均发生在上横梁的上端两角处, 动力学分析的最大位移值为3.769 mm, 是其最大静态位移值 (限于篇幅这里没有给出静态分析及其结果) 的约1.949倍。由此可见, 在相同大小的工作载荷中, 液压机快速锻造工作时的工作应力比慢速工作时大得多。
动力学分析主要是研究液压机各部分位移随时间的响应, 因此, 简化了液压机的很多设计细节并且将网格划分加大了很多, 设计的细节和网格的大小影响液压机的应力云图分布, 应力分布的误差较大, 而对位移分布的影响较小, 因此, 不再分析其应力的分布云图, 而分析液压机各部分的位移响应。
液压机结构各部分的位移测试点的设置如图4所示。其中, 立柱上的测试点间隔距离为1 m, 液压机的主要载荷加载在竖直方向-y方向上。因此, 先来分析y方向上的结构位移响应。
1点位置的y向位移如图5所示。加速度曲线如图6所示。从图5、图6可以看出, 1点位置的最大位移值约为6.1 mm, 最小位移值约为0.4 mm, 稳定状态的平均位移值约为3.4 mm, 最小位移值为0.8 mm。节点经历过短暂的初始响应后开始稳定振动, 1点位置的初始加速度值为537 mm/s2, 活动横梁下的砧板与锻件开始发生接触, 1点的加速度值由于接触阻力先急剧下降后因变形阻力缓慢下降。最大加速度值为537 mm/s2, 最小加速度值为0 mm/s2, 稳定状态时的最大加速度值约为245 mm/s2。
1, 2, 3点—位于液压机的砧板、垫板和工作台的对称中心线上;4点—位于上横梁筋板下端面;5, 10, 15点—立柱两端和中间的内侧点;5, 6, 7, 8, 9, 10, 11, 12, 13, 14, 15之间间距为1 m
2点位置处的位移响应和加速度响应分别如图7、图8所示。3点位置处的位置响应和加速度响应分别如图9、图10所示。可以看出2点位置和3点位置的位移响应和加速度响应与1点情况一致, 只是初始加速度的响应时间依次减慢。其中1点的加速度值是先急减后缓减, 2点的加速度值是先急增后急减, 3点的加速度值是先急増到一个较小的值, 后缓减。
1、2、3点位置分别位于砧板、垫板和工作台。4点的位置在上横梁筋板下端上。4点位置的位移和加速度图如图11、图12所示。4点位置的位移先从0开始慢慢增加到0.3, 然后快速地增加到2, 最后开始稳定振动。出现这样的情况是因为上横梁的载荷加载在油缸法兰环面上, 刚开始加载时由于油缸孔的变形, 4点位置的位移延迟于加载位置的位移, 在经历过变形的过程后, 4点位置的位移也开始发生变化, 直至振动稳定。4点位置加速度先从-537 mm/s2跳至900 mm/s2, 然后激降至-100 mm/s2, 最后开始稳态振动。出现这种情况是因为上横梁突然受载, 由于上横梁的刚度较大, 变形产生了较大的回复力, 使得加速度又跳至相反方向的最大加速度。在经历过短暂的震荡后, 加速度降至一个较小值, 直至稳定振动。值比较1、2、3点位置处的加速度, 可以发现4点位置处的加速度值变化频率要快的多, 这应该是由于上横梁与立柱是耦合连接, 使得上横梁的结构刚度要大。
以上分析主要为y方向上的位移响应, 立柱的位移响应主要在x方向上, 为了分析立柱在x方向上的位移响应, 本研究在立柱的内侧中心线上隔1 m设置一个测试点。立柱测试点的x方向位移响应值如表1所示。从表1中可以看出立柱两端的初始位移值小, 中间的位移值大。立柱整个响应过程中最大的位移值分布趋势和初始位移一致, 而稳定振动时立柱的平均位移值变化很小, 这进一步说明了液压机整个位移分布中, 立柱的变形位移最小。
通过对5、10、15点的速度和加速度分析发现, 5、15点的加速度变化幅度较小, 10点的加速度变化幅度很大, 这说明了立柱两端位置的结构位移比中间的小。5、15点位置的速度变化幅度较小, 10点的速度变化幅度很大。其中10点位置的最大速度为0.2 mm/s, 最小速度为-0.16 mm/s。10点位置的速度呈锯齿状, 这说明了立柱的中间x方向的刚度较小, 结构的变形较大。
2.2 以位移的方式加载的分析
ANSYS软件载荷加载的方式包括位移载荷, 模拟材料成形的仿真一般采用位移载荷的方式加载。以位移的方式加载可以节省计算时间和计算机资源, 但一般情况活动横梁的位移并不事先知道, 因此先以力的方式加载, 计算出活动横梁的移动位移, 再通过得到的位移载荷值加载, 模拟出液压机的材料成形过程。液压机材料成形最后一步的变形和应力分布云图如图13所示。从图13中可以看出, 液压机的最大位移值为6.201 mm, 最大位移出现在活动横梁竖直方向。液压机的最大应力值为1 310 MPa, 最小应力值为0.187 MPa。最大应力出现在螺栓安装位置的应力集中处。
3 结束语
本研究首先建立了快速锻造液压机结构的动力学分析有限元模型, 进而以力和位移两种方式加载对其进行了动态响应分析, 获得了液压机结构的各位移测试点的位移、速度和加速度以及液压机在动态载荷下的应力和位移分布云图, 基本模拟了液压机材料成形工作过程。通过液压机结构各位移测试点的位移、速度和加速度及动应力分布计算结果的分析, 发现立柱中间x方向的刚度较小, 结构的变形较大;结构动态最大位移值约为最大静态位移值的2倍, 结构在动态载荷下的应力也约为静态下的2倍, 这是快速锻造液压机结构设计时必须要考虑的, 也就是要进行动态设计。
同时, 通过对液压机结构整体的动态位移响应分析, 本研究还发现了结构刚度薄弱环节, 这可为在设计过程中更加合理地布置结构刚度提供理论依据。
本文引用格式:
吴青萍.80MN快锻液压机结构动态特性分析[J].机电工程, 2014, 31 (9) :1144-1148.
WU Qing-ping.Dynamic characteristic analysis of a high speed hydraulic press[J].Journal of Mechanical&Electrical Engineering, 2014, 31 (9) :1144-1148.
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快锻油压机 第5篇
主机本体设计的合理与否, 直接关系到液压机的整体工作性能, 利用有限元分析可以比较精确地揭示液压机本体的受力及变形情况, 为压机结构的设计提供设计依据。目前, 随着有限元方法的推广使用, 采用成熟的大型通用有限元分析软件进行液压机的结构设计已成为一种趋势。国内对于液压机的本体结构设计也给予了高度的重视, 研究比较活跃。如王炳乐[1]等对四柱液压机上横梁进行有限元静力分析并应用于实践, 取得了良好的经济效益。刘志存等[2]通过对液压机整体框架机身进行有限元分析, 总结了该机身设计的力学特点, 指出了进一步改进方法和措施。李志波等[3]对双柱快锻液压机机架进行有限元分析, 为机架整体设计提供了理论依据, 并提出改进方案。纵观国内的研究现状可以看出, 液压机结构的有限元分析较多, 主要集中在主机机架及一些关键部位的结构有限元强度分析, 但是尚未查阅到关于63MN三梁四柱快锻液压机主机整体有限元分析的报道。
以63MN三梁四柱快速锻造液压机为研究对象, 应用Solid Works组建模软件和ANSYS有限元分析软件相结合的方式建立有限元模型, 采用接触法处理液压机各部分链接关系, 分析了最大载荷工况下的主机受力状态, 通过对计算结果分析, 为液压机结构设计提供理论参考与指导。
1 有限元模型的建立
该63MN液压机主机主要包括三梁四柱结构 (上横梁、下横梁、活动横梁、四个立柱) , 油缸、移动工作台等部件及其他辅助部分等组成。应用三维建模软件Solid Works建立主机几何模型, 考虑到分析模型的网格划分情况, 将实体模型中的倒角和圆孔等对分析影响不大的特征去掉, 简化完成的分析模型如图1所示。
2 边界条件的确定
为保证计算精度, 将简化后的模型导入到Hyper Mesh中进行网格划分, 全部模型采用四面体网格, 网格质量优秀, 单元类型取为实体solid185号单元, 共有5120746个单元, 1293391个节点。
压机在一个工作周期内有加载、保压和卸载3个工作状态, 由于加载卸载速度一般较慢, 此次分析不考虑动态载荷影响, 仅对压机框架在保压状态下进行静态强度分析[4]。为了简化问题, 将三个油缸作用力区域的载荷近似为均布面载荷, 三个油缸在输出最大载荷时, 压机油缸内表面、柱塞横面受最大压力为31.5MPa, 总的输出压力为63MN, 拉杆的预紧系数为1.5。对主机部件之间施加standard接触或MPC固定接触方式, 模拟部件之间的接触状态。
3 计算结果分析
本计算使用ANSYS有限元分析软件进行求解主机的静态分析工况, 分析结果如图2所示。
从图中可以看出, 按照最大载荷工况分析, 当液压机最大输出63MN时, 主机等效应力最大值为261MPa。从整体图中看不出最大受力点, 经过单独查看各个部件的受力情况, 发现最大等效应力发生在活动横梁与三个油缸连接处的球座部位, 如图3所示。球座材料为QT500-7, 由于球座一直处于受压状态, 其最大应力261MPa, 小于其屈服极限320MPa, 设计安全。
下面分别查看各主要零部件的等效应力的最高值及安全系数, 如表1所示。表中所示应力均为各零部件最高的应力值, 安全系数为所对应零部件中的最低值, 即零部件设计的安全系数大于等于该值。从表中可以看出, 主要零部件的安全系数均在2以上, 可见设计余度较大, 各个部件的选材及设计较为合理。
4 结论
本研究采取更接近液压机实际运行工况的整体有限元分析法, 对63MN液压机主机进行有限元分析, 更精确地计算出液压机在最大负载下的应力情况。从分析结果可以看出, 63MN液压机主机各主要部件的选材较为合理, 处于安全状态, 设计余度较大。
参考文献
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快锻油压机 第6篇
大型快锻液压机主机结构大多为上推式,即工作缸置于压机上部[1]。此种结构压机重心高,液压管道长,系统经常工作在高压、大流量状态,而且动作切换频繁,极易产生冲击和振动,影响压机整体工作性能。
液压系统仿真是了解大型快锻液压机工作特性的重要手段。本文对某大型快锻液压机快锻工况下的系统进行了动态仿真,给出了系统工作性能指标及主要元件运行状态。
1系统简介
动力系统、主控系统和充液系统是快锻液压机液压系统的重要组成部分。以某大型快锻液压机为例,动力系统为压机提供动力油源,其组成包括主油箱、主泵及其控制阀块,主泵控制阀块主要包括单向阀、溢流阀和卸荷阀。压机主控系统通过控制主、侧缸和回程缸压力实现活动横梁快下、加压、卸压、回程和停止等动作,主、侧缸和回程缸均为柱塞缸,活动横梁通过柱塞与主、侧缸和回程缸分别连接,主、侧缸和回程缸压力分别由相应的集成阀块控制。充液系统的作用是在活动横梁快速下降时向工作缸提供大量油液,卸压和回程时接收工作缸排出油液,其组成主要包括充液罐组件及充液阀。压机液压系统简图如图1所示。
大型快锻液压机快锻工况为:主泵经由供油管道、侧缸进油阀向两侧缸供油,回程缸与蓄能器连通,形成保压容腔;压下阶段,高压油进入侧缸,活动横梁下行,回程缸油液进入蓄能器储存能量;当活动横梁行至距下停点某位置,侧缸排油阀开启卸压,油液经由卸压管道排入充液罐,同时蓄能器释放能量,高压油进入回程缸,活动横梁上行,到达上停点后,进入下一工作循环,在此阶段,主缸通过充液阀与充液罐连通,主缸排油阀处于常闭状态。快锻工况行程一般不超过30 mm,锻透深度3 mm～5 mm[2,3]。快锻液压机在满足高锻造频次的同时,还需保证运行平稳,无冲击和振动,锻造精度在±1 mm范围内。
1-主油箱;2-主泵组;3-主泵控制阀块;4-主缸;5-侧缸;6-回程缸;7-活动横梁;8-主侧缸阀块;9-充液阀块;10-蓄能器;11-回程缸阀块;12-充液罐
2仿真环境
ITI-SimulationX是德国ITI有限公司开发的面向工程系统高级建模和多学科仿真的软件平台,该软件可以完成很多复杂系统的综合分析、设计优化等任务,并在许多领域得到广泛应用和验证。快锻液压机液压系统是复杂的非线性、时变系统,涉及液压、机械、电气、控制等多学科,利用ITI-SimulationX软件丰富的元件库,可以方便、准确地建立快锻液压机液压系统仿真模型。另外,该软件还具有功能齐全的结果显示、分析窗口,可以对系统各组成单元的参数变量进行动态实时显示、数据导出和报告生成等[4]。
3系统仿真
3.1 仿真模型
依据快锻液压机液压系统原理图及管道图以及系统各元件参数,利用ITI-SimulationX软件液压库、机械库和控制信号库内单元搭建快锻液压机系统快锻工况仿真模型,如图2所示。泵、阀、管道、液压缸、油箱和蓄能器等液压元件均来源于液压库,活动横梁及连接柱塞作为控制部分以等效质量代替,质量单元位于机械库,锻造力负载为实测曲线,可以用机械库的力单元建模;泵、阀特性曲线来源于产品样本;按现场工艺编制的控制时序可以结合控制信号库单元实现,如变量泵转角控制、充液阀和排油阀启闭控制等。
3.2 仿真结果分析
快锻工况下,活动横梁行程23 mm,锻透深度3 mm,锻造力曲线如图3所示。由于快锻工况一般用于轴类件精整工序,而精整前此类零件表面大多高低不平,因此,各工作循环的实测锻造力数值存在波动。
图4和图5给出了快锻时活动横梁的位移和速度曲线。快锻开始时,活动横梁位于上停点,初始位移600 mm,然后活动横梁开始空程快下,接近下停点约2 mm处,活动横梁减速直至停止;回程开始时,活动横梁速度较低,然后开始快速回程直至上停点,锻造频次达72次/min,锻造精度±1 mm范围内。
利用ITI-SimulationX软件提供的结果显示功能,可以全面了解系统内各元件运行状态,包括阀启闭特性、管道压力和流速以及液压缸压力等。另外,该软件还允许通过拖拽在同一窗口内显示多条结果曲线,这样就可以方便地观察、对比同一时刻各元件的匹配运行状态。图6同时显示了侧缸排油阀开度和主缸充液管道流量,图7则显示了主、侧缸和回程缸压力。大型快锻液压机液压管道长,建立准确的管道模型对其液压系统仿真非常重要。ITI-SimulationX软件提供的管道模型考虑了多种因素,包括由摩擦引起的层流或湍流压力损失、流速改变引起的动态压力损失、重力压降、流体质量惯性、管道弹性(包括流体压缩和管壁弹性)以及管道热传递等。从图6可以看出,流动方向改变时,充液管道内存在明显的流量脉动,此脉动频率若接近管道固有频率,则易引起管道振动,因此,充液管道设计时增加消振元件非常必要。
3.3 仿真模型验证
为验证仿真模型准确性,以设备空载运行时各元件参数初始值输入仿真模型,并与实际设备运行状态值进行对比后可知,活动横梁行程仿真结果与实测曲线吻合较好,如图8所示。
4结论
本文基于ITI-SimulationX软件平台,对某大型快锻液压机快锻工况进行建模和仿真研究,给出了锻造频次、锻造精度等系统工作性能指标,以及活动横梁位移和速度、充液管道流速、排油阀启闭特性、主缸和回程缸压力等动态参数,并通过与现场实测数据进行对比验证了仿真模型的准确性,为多学科仿真软件ITI-SimulationX在工程系统研究领域的应用提供了可行性依据。
参考文献
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快锻油压机 第7篇
快锻液压机是一种进行自由锻造的大压力、高频次专用设备, 主要应用于塑性差、变形抗力大、锻造温度范围窄的金属材料的锻造。
传统的快锻液压机压头位置控制采用半闭环电液控制方式, 通过位移传感器检测压头位置, 经控制器 (PLC) 计算后输出到电磁阀控制压头位移, 但由于快锻液压机压头自身重量大 (一般在几十吨以上) , 且液压油的物理特性导致其响应速度和动态特性有一定的滞后性, 这使得该控制模式下压头位置时时存在不准确情况, 特别是在100 次/分钟的高频次锻造时这一现象表现的尤为明显。近年来随着钨钼合金等一些新型合金材料应用, 对快锻液压机的锻造频次和控制精度提出了更高的要求, 这就必须要引入电液伺服控制技术。液压缸电气伺服技术控制既能满足压头位置准确控制要求, 同时还能对锻造速度进行控制, 显著改善控制闭环中的补偿参数, 使其精度更高, 效率更快, 因此, 它是液压技术自动控制的重要发展方向。而国内外对于电液伺服控制技术的应用仅限于液压元件制造商的控制器 (如力士乐HNC) , 并没有利用PLC本身的运动控制模块来完成, 这样势必造成了控制系统本身的资源浪费和成本增加[1]。
本文利用西门子TECHNOLOGY CPU运动控制器 (以下简称T-CPU) 对传统的快锻液压机压头位置控制系统进行改进设计, 改进后的基于液压轴伺服控制系统具有动态响应快、压力控制性能优良等特点, 对于提高快锻液压机的高频次和高精度控制具有重要作用。
2 传统控制方式与伺服液压轴控制方式比较
传统的快锻液压机压头位置控制如图1 所示, 其位置设定值为S, 人为补偿值为S1, 实际给定值S2, 本控制方式是将位置设定值与人为补偿值相加作为控制给定值, 通过与压头液压缸位移传感器的实际反馈值比较, 计算出液压阀的实际给定值, 控制其液压阀驱动液压缸移动至目标位置。对于本系统, 只要人工补偿值设置合适, 压头位移通常是可以控制的, 但由于锻件材料、锻造频次等因素影响, 造成压头控制不准确现象, 需要人工校订此补偿值, 是非全闭环的控制系统。随着电传动伺服控制技术的不断发展, 可利用现有的系统模型来构建一个全闭环的电液伺服控制系统, 即液压轴控制系统。一般来说“液压轴”由一个受比例换向阀控制的液压缸组成。泵提供液压油, PLC通过计算输出控制比例阀的开度, 并由比例换向阀控制油缸内液压油的流量或压力。液压缸的当前位置和速度由位置测量系统 (编码器) 系统检测并反馈至PLC并跟设定值比较以计算出合适的控制曲线。
3 快锻压头伺服液压轴控制方案
一般来说, 控制器 (传统PLC) 都是为线性控制系统而设计, 如电气伺服轴控制系统。而电液伺服系统响应速度和动态特性由于具有一定的滞后性, 导致输出给定与执行速度之间是非线性关系 (如图2) , 若直接以控制线性电气轴的模型来控制非线性液压缸时, 就存在速度不稳定, 且位置闭环会不断修正由速度不稳定所带来的位置偏差, 导致液压执行机构来回跳动或者抖动, 造成定位误差大甚至损坏机械设备。对于一个最优控制的液压轴, 其技术补偿特性要求控制器的线性驱动信号必须能映射到非线性的液压轴控制上。
西门子T-CPU能够实现轴控曲线的高精度调整, 通过其特有的伺服轴工艺模板可以将确定的补偿特性嵌入到应用程序中而永久使用, 不仅增加了控制的稳定性而且减少了液压轴定位的时间。T-CPU的设计理念是把西门子S7-300 系列CPU和运动控制功能, 传动装置参数化功能有机结合, 使其不但具有普通PLC的特点和功能, 同时集成了大量的如凸轮、位控、同步等工艺控制功能。通讯模式采用等时同步 (ISOCHRONE) 方式, 等时同步是PROFIBUS DP通讯的最新技术, 它使PROFIBUS DP的总线周期保持恒定, 大大提高通讯的稳定性, 进而提高传动控制的稳定性和精度[2]。
通常, 若要在原有快锻液压机控制系统的基础上使用伺服轴控制技术, 则必须另外增加伺服控制系统, 其控制思想是由常规PLC完成传统控制而由伺服控制系统完成液压轴控制, 或者由伺服控制系统实现快锻液压机全部控制功能, 但无论采用何种控制方式, 都需要对原控制系统作很大的改动, 无疑造成控制成本及工作量的增加, 而使用集成运动控制功能的西门子T-CPU, 将传统PLC控制和伺服控制集中到一个控制器中来完成, 无需对原控制系统作较大改动, 既节约了成本, 又提高了控制精度, 可应用于实际现场快锻液压机控制及改造设计。为实现其控制功能, 本控制系统选配西门子S7-300T系列PLC, 中央处理单元采用CPU317T-2DP, 并扩展CP343-1 工业以太网接口模块, 实现与工业监控设定触摸屏之间的数据通讯;并通过DP总线连接运动控制模块IM174, 由IM174 完成对液压轴的检测和控制[3]。控制系统硬件组成如图3所示。
4 系统控制策略
基于T-CPU控制系统, 通过使用功能块FB520 (Get Characteristics) 和FB521 (Write CamData) 可自动获取快锻液压机压头液压轴的补偿曲线。首先上位机将预先设定值计算处理后输出给液压轴阀, 使其驱动液压缸移动。液压轴的移动速度由位置反馈系统检测并存储在T-CPU内。此过程在不同的设定值下执行若干次后, 控制系统将获得一些控制输出和液压缸移动速率之间的对应关系点。基于这些关系点, 液压轴的补偿特性即被确定。液压轴补偿曲线测量点如图4所示。
液压伺服轴补偿曲线反映了液压比例阀输出给定与液压轴速度之间的对应关系。通过优化控制曲线的调整与补偿, 提高了液压轴定位精度, 加快了轴控响应速度。本系统使用功能块FB520和FB521 来自动获得补偿曲线, 需要创建两个凸轮盘 (Cam Disk) 来确定补偿曲线。其基本原理为第一个凸轮盘主要完成测量、寻找补偿点, 并将测量后的结果写入到另外一个凸轮盘, 被写入的凸轮盘就是当前液压伺服系统的最终补偿曲线。通过功能块FB520 系统能够执行测量并得到当前液压系统的补偿曲线, 并将相应的凸轮盘激活为当前液压系统的用户配置文件。首先初始化FB520, 液压轴被设置为闭环模式, 生成的线性参考凸轮盘被激活;然后从正方向开始测量补偿曲线, T-CPU在不同的位置上给出一系列给定速度, 并根据反馈速度测量补偿点, 测量结束后回到初始位置;再从负方向开始测量补偿曲线, T-CPU在不同的位置上给出一系列给定速度, 并根据反馈速度测量偿点, 测量结束后回到初始位置。在上述过程中, 根据控制器发出的目标给定以及液压轴的响应时间计算出死区;当所有位置上的测量值记录完成后会以凸轮盘的形式存在T-CPU中。凸轮盘的坐标分别对应的是阀的给定开度和液压轴的当前速度, 最后T-CPU会执行功能块FB439 设置特征量的补偿曲线写入到另外一个凸轮盘, 并将其激活为当前液压轴的最终补偿曲线。FB521 功能块能够将测量的补偿曲线写入到相应的凸轮盘中。
为了提高补偿曲线的精度, 一般可以确定两个范围进行测量, 如图4 所示的“粗调范围”和“精调范围”。通过在设定速度下的不同给定值的液压轴的实际控制结果可以划定这两个测量范围, 通常“精调范围”液压轴的变化较设定值低, 反之在“粗调范围”液压轴的变化则比较快。对于"粗调范围"测量点的间距可放大, 而“精调范围”内的测量点分布则较为密集。在FB520执行完上述两个范围的检测后, 液压伺服轴的补偿曲线就建立起来了, 可以通过在线方式观察补偿曲线在T-CPU中运行情况并做相应调整。最终控制器会自动使用补偿曲线中的速度对应关系调节输出, 并通过使用定位功能块对液压轴进行控制。
5 液压轴组态与软件实现
首先, 在S7T Config中插入一个轴对象并选择“速度控制”和“定位”控制。然后打开轴向导, 在轴类型对话框中选择“液压轴”类型, 将阀类型定义为“Q阀”。在配置完输入输出的地址和参数后即完成了压头液压轴的组态。但是根据前文所述, 液压伺服系统需要确定一条补偿曲线来线性化输出变量与液压轴速度之间的关系, 因此还需建立相应补偿曲线的凸轮盘。在CAMS下面建立两个凸轮盘, 分别取名为:Cam_Profile与Cam_Reference, 并填入两个差补点描绘一条输出给定与执行速度间的参考关系曲线。
做好上述工作后, 将S7T Config存盘编译, 并将组态好的轴和凸轮盘等工艺对象生成相应的工艺对象数据块并下载到T-CPU, 就完成了完整的液压轴组态工作。
基于液压轴伺服控制系统快锻压头程序主要包括液压伺服轴的补偿曲线创建;压头液压轴启停控制;液压轴定位控制;压头液压轴位置自动调整。其部分程序如下:
程序段1:
程序段1 通过调用FB520 功能块建立液压伺服轴补偿曲线, 其基本过程为输入液压轴工艺对象DB号, 通过点动, 将液压轴移动到要运行的最初始位置, 输入要执行测量液压缸的最大行程, 通过状态字观察当前的执行情况, 当测量结束后, 将测量出的补偿曲线写入到凸轮盘中。
程序段2:
程序段2通过调用MC_Powe可实现对液压轴3的启停控制。控制模式选择0, 使该轴的启动控制响应对应于轴的组态。停止模式选择3, 使该轴的控制信号通过已组态的斜坡更改为已编程的替换控制信号, 以确保其准确定位。
程序段3:
程序段3通过调用MC_Move Relative实现液压轴3 定位控制。通过DB50.DBD4 给定定位距离, DB50.DBD8 给定速度值, DB50.DBD12 给定加速值, DB50.DBD16 给定减速值。冲击Jerk设定为0, 使用梯形运动曲线。
程序段4:
程序段4通过调用MC_Move Super Imposed实现液压轴3位置叠加调整。通过DB50.DBD24给定进行叠加定位的其他距离, DB50.DBD28给定相对于当前运动的最大速度偏差, DB50.DBD32给定加速值, DB50.DBD36给定减速值, DB50.DBD40给定位置调整的冲击值。
6 结束语
本文根据快锻液压机工艺特点设计了基于液压轴的伺服控制系统, 构建了以西门子TECHNOLOGY CPU及IM174 接口模块为基础的网络架构, 对快锻压头自动控制的实现过程进行阐述, 设计了控制系统各软件模块, 经实验验证, 程序各功能块运行准确, 不仅实现了快锻液压机压头的准确定位, 还可对压头的速度进行无级控制。此项技术可推广用于各种液压设备中液压轴定位及速度控制。
摘要：介绍了西门子新型电气伺服控制技术, 采用TECHNOLOGY CPU以及IM174接口模块构建伺服控制系统, 并成功应用于快锻液压机液压缸伺服驱动及控制, 实现了快锻液压机压头位置的准确控制与压头的柔性调速。通过实际验证和应用, 系统具有动态响应快、定位控制性能优良等特点, 该新型液压缸电气伺服控制技术对于提高快锻液压机的高频次和高精度控制具有重要作用, 此项技术的推广应用对各类液压设备中液压轴定位及速度控制具有现实指导意义。
关键词：快锻液压机,液压轴,液压伺服系统,TECHNOLOGY CPU,凸轮补偿
参考文献
[1]王东明, 张怀德, 马麟.基于T-CPU的多缸电液比例同步控制系统研究与应用[J].制造技术与机床, 2012 (06) :105-108.
[2]龚慧斌, 郑珊珊, 闻娟.一种基于SIMATIC T-CPU的运动控制伺服系统设计[J].自动化应用, 2010 (01) :33-35.