張婉茹，王建梅，侯定邦

(太原科技大學(xué) 重型機(jī)械教育部工程研究中心；冶金設(shè)備設(shè)計(jì)理論與技術(shù)省部共建國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室培育基地，太原 030024)

油膜軸承具有承載能力大、抗沖擊能力強(qiáng)、運(yùn)轉(zhuǎn)精度高、使用壽命長(zhǎng)等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于各類板帶材軋制、線材軋機(jī)上，特別應(yīng)用于具有對(duì)板形、板厚自動(dòng)控制功能的大型板帶連軋機(jī)上[1-2]。

油膜軸承綜合試驗(yàn)臺(tái)提供了一種可靠、節(jié)能、機(jī)電液一體化、統(tǒng)一操控的油膜軸承軋制力加載系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)了油膜軸承不同工況的模擬試驗(yàn)[3]。

采用泵控內(nèi)控式機(jī)液控制系統(tǒng)可以實(shí)現(xiàn)油膜軸承試驗(yàn)臺(tái)液壓加載系統(tǒng)的壓力控制，準(zhǔn)確滿足油膜軸承的載荷施加，提高了系統(tǒng)能效，降低了系統(tǒng)裝功率和能源消耗,具有無(wú)節(jié)流損失、發(fā)熱量少、控制精度高、結(jié)構(gòu)緊湊、操作靈活、工作空間小等優(yōu)勢(shì)[4-5]。能夠滿足油膜軸承試驗(yàn)教學(xué)、科研等領(lǐng)域所需。

很多學(xué)者對(duì)液壓加載系統(tǒng)進(jìn)行研究。王寧提出了一種基于比例積分微分控制器的機(jī)電一體化平臺(tái)液壓加載系統(tǒng)的控制方法，用于驅(qū)動(dòng)機(jī)電一體化試驗(yàn)臺(tái)的加載系統(tǒng)，驗(yàn)證了分?jǐn)?shù)階PID控制器具有較好的控制效果[6]。溫超對(duì)通用比例壓力閥的電液比例徑向柱塞泵變量控制系統(tǒng)進(jìn)行研究，通過(guò)應(yīng)用模糊PID控制算法，提高了系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能[7]。程曉東利用Matlab軟件對(duì)恒功率恒壓泵變量特性及應(yīng)用研究[8]。胡亮通過(guò)ADAMS和AMESim聯(lián)合仿真，對(duì)PCY14-1B恒壓變量柱塞泵動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行研究，改進(jìn)了回程盤結(jié)構(gòu)，減少系統(tǒng)能量損失[9]。綜上可知，研究液壓加載系統(tǒng)對(duì)提升油膜軸承試驗(yàn)臺(tái)液壓加載系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性具有指導(dǎo)意義[10]。

本文依據(jù)油膜軸承試驗(yàn)臺(tái)液壓加載系統(tǒng)的工作條件，建立了泵控機(jī)液控制系統(tǒng)的壓力控制模型，對(duì)恒壓變量泵控系統(tǒng)進(jìn)行研究，分析了影響系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的主要因素，得到高動(dòng)態(tài)響應(yīng)液壓加載系統(tǒng)。仿真驗(yàn)證系統(tǒng)控制性能。

1 油膜軸承試驗(yàn)臺(tái)液壓加載系統(tǒng)壓力控制原理

油膜軸承試驗(yàn)臺(tái)液壓加載系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示，由三相異步電動(dòng)機(jī)、恒壓變量泵、控制滑閥、單出桿液壓缸、溢流閥、壓力表、壓力傳感器等元件組成的閥控缸外控閉環(huán)控制系統(tǒng)。其中單出桿液壓缸包括上端蓋、液壓缸、活塞桿、下端蓋。

圖1 液壓加載泵控系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Hydraulic loading pump control system structure diagram

液壓加載系統(tǒng)采用單出桿液壓缸加載裝置，適用于油膜軸承綜合試驗(yàn)臺(tái)，向油膜軸承施加載荷，模擬軋制力，在牌坊上安裝液壓缸對(duì)下方懸掛式油膜軸承進(jìn)行加載，使液壓缸與油膜軸承上部的均壓塊接觸進(jìn)而產(chǎn)生加載力。

啟動(dòng)恒壓變量泵，三相異步電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)，帶動(dòng)恒壓變量泵由吸油口從油箱吸油，出油口排出壓力油，經(jīng)過(guò)單向閥、電磁換向閥、疊加式雙單向節(jié)流閥，進(jìn)入單出桿液壓缸無(wú)桿腔，由單出桿液壓缸有桿腔回油，回到油箱。溢流閥保護(hù)系統(tǒng)壓力安全穩(wěn)定，具有限壓過(guò)載保護(hù)作用。控制滑閥調(diào)節(jié)系統(tǒng)壓力0～28.5 MPa，相當(dāng)于0～90 t載荷，保證系統(tǒng)壓力值恒定。

圖2所示為泵控機(jī)液控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)框圖，調(diào)壓彈簧預(yù)緊力作為輸入信號(hào)，與恒壓變量泵工作壓力的反饋信號(hào)經(jīng)過(guò)反饋元件轉(zhuǎn)換成力信號(hào)進(jìn)行比較，得到力偏差信號(hào)控制閥芯位移，經(jīng)過(guò)斜盤組件控制活塞位移，控制恒壓變量泵的輸出流量，其中負(fù)載流量增量QL為負(fù)擾動(dòng)信號(hào)，進(jìn)而控制恒壓變量泵的工作壓力，實(shí)現(xiàn)油膜軸承試驗(yàn)臺(tái)液壓加載系統(tǒng)壓力控制[9]。

圖2 泵控機(jī)液控制結(jié)構(gòu)框圖Fig.2 Pump control machine fluid control structure diagram

2 泵控機(jī)液控制系統(tǒng)數(shù)學(xué)建模

泵控機(jī)液控制系統(tǒng)主要由控制滑閥、斜盤組件、恒壓變量泵、溢流閥元件組成?？刂苹y彈簧力與負(fù)載力與的動(dòng)力學(xué)平衡方程[11]：

(1)

式中：PS為泵的工作壓力，MPa；Av為控制滑閥的端面積，m2；F0為調(diào)壓彈簧預(yù)緊力，N；mv為閥芯和1/3彈簧質(zhì)量和，kg；xv為閥芯位移，mm；f滑閥運(yùn)動(dòng)粘性阻尼系數(shù)；Ks為調(diào)壓彈簧剛度及液動(dòng)力剛度和，N/m.

控制閥控制單出桿液壓缸活塞移動(dòng)，活塞推動(dòng)斜盤擺動(dòng)，控制閥閥口零位線性化流量方程：

Qv=KpPs-KpP1-Kqxv

(2)

式中：Qv為閥口流量，L/min；Kp為閥口流量壓力系數(shù)；Kq為閥口流量-壓力系數(shù)；P1為液壓缸無(wú)桿腔壓力，MPa.

單出桿液壓缸流量連續(xù)性方程：

(3)

式中：xp為活塞位移，mm；A1為液壓缸無(wú)桿腔有效面積，m2；V1為液壓缸無(wú)桿腔壓縮容積，m3；C0為液壓缸總泄漏系數(shù)，Eβ為油液有效體積彈性模量，MPa.

忽略液壓缸的彈簧力與活塞的運(yùn)動(dòng)粘性阻力，液壓缸活塞桿動(dòng)力學(xué)平衡方程：

(4)

式中：A2為液壓缸有桿腔有效面積，m2；mp為斜盤部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量折算活塞移動(dòng)的當(dāng)量質(zhì)量，kg.

活塞位移與恒壓變量泵排量成負(fù)相關(guān)，變量泵的流量方程：

Qs=-KQnxp

(5)

式中：Qs為泵的出口流量，L/min；KQ為泵的排量梯度；n為泵的旋轉(zhuǎn)速度，r/min.

考慮油液彈性及變量泵泄漏影響，變量泵的流量連續(xù)性方程：

(6)

式中：Vt為泵輸出負(fù)載容積，m3；CL為泵總泄漏系數(shù)。

對(duì)上述(1)-(6)方程進(jìn)行拉式變換，得到油膜軸承試驗(yàn)臺(tái)液壓加載泵控系統(tǒng)傳遞函數(shù)方框圖如圖3所示。

圖3 液壓加載泵控系統(tǒng)傳遞函數(shù)方框圖Fig.3 Hydraulic loading pump control system transfer function block diagram

泵控系統(tǒng)開(kāi)環(huán)傳遞函數(shù)為：

G(s)=

(7)

3 MATLAB模型建立與仿真分析

油膜軸承試驗(yàn)臺(tái)液壓加載系統(tǒng)采用10PCY14—1B型軸向柱塞泵控制系統(tǒng)壓力。圖4所示為油膜軸承試驗(yàn)臺(tái)液壓加載泵控系統(tǒng)在Simulink模塊的仿真模型，通過(guò)分析不同調(diào)壓彈簧剛度、控制滑閥流量增益下恒壓變量泵出口壓力的階躍響應(yīng)，研究了油膜軸承試驗(yàn)臺(tái)液壓加載泵控系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性。油膜軸承試驗(yàn)臺(tái)液壓加載泵控系統(tǒng)參數(shù)如表1所示。圖5、圖6為不同參數(shù)下，恒壓變量泵的出口壓力。

圖5所示為不同調(diào)壓彈簧剛度，恒壓變量泵出油口的壓力響應(yīng)曲線。圖中可以看出，隨著調(diào)壓彈簧剛度增大，變量泵出口壓力的上升時(shí)間由0.012 s增大到0.016 s；峰值時(shí)間由0.014 s增大到0.018 s；調(diào)整時(shí)間由0.055 s減小到0.045 s.根據(jù)理論計(jì)算可得，恒壓泵的出口壓力與調(diào)壓彈簧剛度有關(guān)，隨著調(diào)壓彈簧剛度增大，控制滑閥的阻尼比增大，負(fù)載干擾誤差影響減小，系統(tǒng)穩(wěn)定性提高。

圖4 液壓加載泵控系統(tǒng)仿真模型Fig.4 Simulation model of hydraulic loading pump control system

表1 液壓加載泵控系統(tǒng)參數(shù)表
Tab.1 Parameter table of hydraulic loading pump control system

參數(shù)數(shù)據(jù)參數(shù)數(shù)據(jù)調(diào)壓彈簧剛度1.5×104泵轉(zhuǎn)速/ r/min1000油密度/kg·m-30.9×103泵質(zhì)量/ kg20油液體積彈性模量/ MPa870泵加載壓力/MPa15.9泵的泄漏系數(shù)/ m5·(N·S)1.4×10-11液壓缸總泄漏系數(shù)/ m5·(N·S)10-12控制閥流量增益1.2泵排量梯度2×10-3

圖5 不同調(diào)壓彈簧剛度的變量泵出口壓力Fig.5 Variable pump outlet pressure with different spring stiffness

圖6所示為不同控制滑閥的流量增益，恒壓變量泵出油口的壓力響應(yīng)曲線。圖中可以看出，隨著控制滑閥的流量增益減小，變量泵出口壓力的上升時(shí)間由0.011 s增大到0.015 s；峰值時(shí)間由0.013 s增大到0.017 s；調(diào)整時(shí)間由0.06 s減小到0.05 s.根據(jù)理論計(jì)算可得，恒壓泵的出口壓力與控制滑閥的流量增益有關(guān)，隨著控制滑閥的流量增益減小，系統(tǒng)的開(kāi)環(huán)增益減小，泵出口壓力穩(wěn)定裕量增大，系統(tǒng)穩(wěn)定性提高。

圖6 不同控制閥流量增益的變量泵出口壓力Fig.6 Variable pump outlet pressure withdifferent control valve flow gain

4 結(jié)論

(1)通過(guò)增大調(diào)壓彈簧剛度，系統(tǒng)響應(yīng)的上升時(shí)間和峰值時(shí)間減小，調(diào)整時(shí)間增大，增大了控制滑閥的阻尼比，提高了系統(tǒng)穩(wěn)定性。

(2)通過(guò)減小控制滑閥的流量增益，響應(yīng)的上升時(shí)間和峰值時(shí)間減小，調(diào)整時(shí)間增大，降低了控制系統(tǒng)的開(kāi)環(huán)增益，提高了系統(tǒng)穩(wěn)定性。

(3)仿真分析與理論計(jì)算對(duì)比，驗(yàn)證了油膜軸承試驗(yàn)臺(tái)液壓加載泵控系統(tǒng)的可行性，且具有較快響應(yīng)速度和較高的平穩(wěn)性。對(duì)實(shí)際工程應(yīng)用有指導(dǎo)作用。