0.6 MN自由鍛造液壓機(jī)力閉環(huán)控制系統(tǒng)性能分析

孔祥東　駱洪亮　權(quán)凌霄　盧江輝　張琦瑋

1.燕山大學(xué)河北省重型機(jī)械流體動力傳輸與控制實驗室,秦皇島,0660042.先進(jìn)鍛壓成形技術(shù)與科學(xué)教育部重點實驗室(燕山大學(xué)),秦皇島,066004

0.6 MN自由鍛造液壓機(jī)力閉環(huán)控制系統(tǒng)性能分析

孔祥東1,2駱洪亮2權(quán)凌霄1,2盧江輝2張琦瑋2

1.燕山大學(xué)河北省重型機(jī)械流體動力傳輸與控制實驗室,秦皇島,0660042.先進(jìn)鍛壓成形技術(shù)與科學(xué)教育部重點實驗室(燕山大學(xué)),秦皇島,066004

為提高鍛件性能和材料利用率,研究了鍛造液壓機(jī)的工作原理，并建立其數(shù)學(xué)模型，采用頻域分析方法，研究負(fù)載剛度對力控系統(tǒng)特性的影響。利用AMESim與MATLAB/Simulink建立協(xié)同仿真平臺，分析系統(tǒng)動態(tài)性能，同時分別引入PID控制器、積分分離控制器以及模糊PID控制器分析研究其對于0.6 MN自由鍛造液壓機(jī)力閉環(huán)控制性能的影響，并通過實驗驗證仿真結(jié)果的正確性。

鍛造液壓機(jī)；力閉環(huán)控制系統(tǒng)；系統(tǒng)響應(yīng);鍛件性能

0　引言

我國在自由鍛鍛造液壓機(jī)鍛造規(guī)模和鍛造能力方面已躍居世界首位[1],但在優(yōu)質(zhì)鍛件的產(chǎn)能上與發(fā)達(dá)國家之間還存在著較大的差距。

鍛件晶粒細(xì)化程度對鍛件性能有很大影響。為了得到更多的超細(xì)晶鐵素體，鍛件在不同溫度下成形過程中對變形速率的控制有著很嚴(yán)格的要求[2]。已有的研究成果表明，隨著變形速率的增大，金屬的變形抗力會有明顯增大，二者之間有緊密聯(lián)系[3]。因此,在得到鍛件各項基本參數(shù)以及成形過程中形變參數(shù)的條件下，應(yīng)該綜合考慮變形速率和形變量的影響，實現(xiàn)常鍛和快鍛過程中的壓機(jī)出力精確控制,這對實現(xiàn)優(yōu)良鍛件的控形控性具有重要意義。

力閉環(huán)控制系統(tǒng)以其輸出功率大、可靠性高、反應(yīng)速度快等優(yōu)點在工程領(lǐng)域中廣泛應(yīng)用,如材料試驗機(jī)、結(jié)構(gòu)疲勞試驗機(jī)、軋機(jī)張力控制系統(tǒng)、負(fù)載模擬器等。但由于力控系統(tǒng)是一個高度非線性且參數(shù)不確定的時變系統(tǒng)，因此需要附加合理的控制策略對系統(tǒng)進(jìn)行調(diào)整。國內(nèi)外學(xué)者對于力控系統(tǒng)的研究在理論和工程實踐上均取得了豐碩的研究成果。文獻(xiàn)[4-5]采用自適應(yīng)控制提高力控系統(tǒng)的性能;Nam[6]和Niksefat等[7]應(yīng)用定量反饋理論設(shè)計魯棒控制器,解決了模型和干擾的不確定性對系統(tǒng)的影響;Wang等[8]基于混合靈敏度的H∞方法,對典型的被動式力控制系統(tǒng)電液負(fù)載模擬器進(jìn)行了研究;Gerretsen等[9]對加載構(gòu)架的力閉環(huán)、位置閉環(huán)和速度閉環(huán)控制進(jìn)行了對比;Lizalde等[10]將二階滑?？刂品椒ㄅc神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制方法相結(jié)合對電液力控制系統(tǒng)的力跟蹤問題進(jìn)行了研究;Alleyne等[11]基于Lyapunov分析的參數(shù)自適應(yīng)控制方法對系統(tǒng)參數(shù)不確定性進(jìn)行補(bǔ)償,提出了一種新的簡化算法，在一種力/壓力隨動液壓系統(tǒng)上進(jìn)行了實驗驗證。

Li等[12]基于綜合方法設(shè)計了魯棒力加載控制器,有效地抑制了電液負(fù)載模擬器中的多余力矩，從而改善了系統(tǒng)控制性能;于少娟[13]將模糊控制與迭代學(xué)習(xí)控制相結(jié)合并應(yīng)用于疲勞試驗機(jī)力控系統(tǒng);王明彥等[14]基于迭代學(xué)習(xí)控制方法對電液伺服模擬器展開了魯棒性研究；趙慧等[15]采用基于線性矩陣不等式的H∞控制方法解決電液力控制系統(tǒng)中存在的柔性負(fù)載問題,提高了系統(tǒng)的頻寬，改善了系統(tǒng)的動態(tài)性能;李昊等[16]設(shè)計了基于改進(jìn)BP神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制的自整定PID控制器，它可以有效地抑制系統(tǒng)參數(shù)時變、電液耦合、外界干擾等因素，從而改善了平整機(jī)軋制力控系統(tǒng)的動態(tài)品質(zhì)。

本文在前人的研究成果上，以0.6 MN鍛造液壓機(jī)為研究對象,利用仿真和實驗手段研究鍛造液壓機(jī)力閉環(huán)系統(tǒng)控制方法和特性，以期獲得更好的控制效果，提高鍛件性能。

1　鍛造液壓機(jī)閥控缸力閉環(huán)系統(tǒng)建模分析

1.1鍛造液壓機(jī)工作原理

為達(dá)到良好的控制效果,鍛造液壓機(jī)同一個缸在壓下和回程時對油液的流量要求有所不同。因此鍛造液壓機(jī)一般采用多個閥對壓機(jī)進(jìn)行控制，如圖1a所示，其中SV1、SV2兩個閥對壓下缸的進(jìn)出油液流量進(jìn)行控制，SV3、SV4兩個閥對回程缸的進(jìn)出油液流量進(jìn)行控制；工作過程中，SV1與SV4兩個閥配合實現(xiàn)壓下動作，其等效圖見圖1b；SV2與SV3兩個閥配合實現(xiàn)回程動作，其等效圖見圖1c。

(a)閥控鍛造液壓機(jī)系統(tǒng)簡圖

(b)液壓機(jī)壓下等效圖(c)液壓機(jī)回程等效圖圖1　鍛造液壓機(jī)工作原理圖

針對上述液壓系統(tǒng),本文將在重點考慮閥的流量-壓力系數(shù)、柱塞缸的初始位置變化等非線性因素的基礎(chǔ)上，建立鍛造液壓機(jī)閥控缸力控系統(tǒng)的非線性數(shù)學(xué)模型。

1.2鍛造液壓機(jī)數(shù)學(xué)建模

1.2.1電液伺服閥流量方程

(1)鍛造液壓機(jī)壓下動作

閥SV1控制壓下缸的進(jìn)油,其流量方程為

(1)

閥SV4控制回程缸的回油,其流量方程為

(2)

(2)鍛造液壓機(jī)回程動作

閥SV2控制壓下缸的回油,其流量方程為

(3)

閥SV3控制回程缸的進(jìn)油,其流量方程為

(4)

式中,Cd為閥口流量系數(shù);ps為系統(tǒng)供油壓力,Pa;p1為壓下缸油腔內(nèi)壓力,Pa;p2為回程缸油腔內(nèi)壓力,Pa；Wi為閥i(i=1,2,3,4)的面積梯度,m；xvi為閥i(i=1,2,3,4)的閥芯位移,m；ρ為液壓油密度,kg/m3。

1.2.2柱塞缸流量連續(xù)性方程

主要考慮柱塞缸位移、油液壓縮性及外泄漏對液壓缸流量的影響。

(1)鍛造液壓機(jī)壓下動作

壓下柱塞缸流入流量方程為

(5)

V1=Ap1xp+Vy

回程柱塞缸流出流量方程為

(6)

V2=Ap2(l-xp)+Vh

(2)鍛造液壓機(jī)回程動作

壓下柱塞缸流出流量方程為

(7)

回程柱塞缸流入流量方程為

(8)

式中,xp為活動橫梁的位移,m;Ap1為壓下缸柱塞面積,m2;Ap2為回程缸柱塞面積,m2;Cep為柱塞缸外泄漏系數(shù),m3/(s·Pa)；βe為油液體積彈性模量,Pa;V1為連接壓下缸的有效壓縮容積,m3;V2為連接回程缸的有效壓縮容積,m3;Vy為連接閥與壓下缸的管道內(nèi)的有效壓縮容積,m3;Vh為連接閥與回程缸的管道內(nèi)的有效壓縮容積,m3;l為柱塞缸的有效行程,m。

1.2.3缸與負(fù)載的力平衡方程

在力平衡方程中,除了考慮運(yùn)動質(zhì)量塊的慣性力、黏性摩擦力及活動橫梁重力等外部干擾力外，根據(jù)鍛件受力特點，在鍛造液壓機(jī)壓下時，力平衡方程中涉及鍛件的變形抗力，而回程時，力平衡方程中不考慮鍛件的變形抗力。

壓下過程力平衡方程為

Ap1pL=Ap1p1-Ap2p2=

(9)

回程過程力平衡方程為

Ap1pL=Ap1p1-Ap2p2=

(10)

Fdr=F0+Kxp

(11)

式中,mt1為壓下過程折算到柱塞缸柱塞上的總質(zhì)量,包括鍛件、柱塞、活動橫梁、連接管道和柱塞缸內(nèi)油液及其他運(yùn)動件的折算質(zhì)量總和,kg；mt2為回程過程折算到柱塞缸柱塞上的總質(zhì)量,包括柱塞、活動橫梁、連接管道和柱塞缸內(nèi)油液及其他運(yùn)動件的折算質(zhì)量總和,kg；pL為負(fù)載壓力,MPa；Bp1為柱塞及負(fù)載的黏性阻尼系數(shù),N·s/m;Bp2為柱塞的黏性阻尼系數(shù),N·s/m；Fdr為鍛件的變形抗力,N；FL1為導(dǎo)向柱與活動橫梁和砧頭與鍛件摩擦力、活動橫梁重力等外負(fù)載力總和,N;FL2為導(dǎo)向柱與活動橫梁摩擦力、活動橫梁重力等外負(fù)載力總和,N;F0為鍛件的初始變形抗力,N；K為鍛件的彈性剛度,N/m。

1.2.4其他方程

(1)電液伺服閥的數(shù)學(xué)模型

在液壓控制系統(tǒng)中,系統(tǒng)的固有頻率往往是系統(tǒng)中最低的,伺服閥的動態(tài)響應(yīng)往往要高于系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)，但閥的數(shù)學(xué)傳遞函數(shù)階數(shù)越高，對閥的特性描述也會越精確。綜上所述，將伺服閥傳遞函數(shù)用二階振蕩環(huán)節(jié)表示：

(12)

式中,Xv為伺服閥的輸出信號;U為伺服閥的輸入信號;ωsv為伺服閥的固有頻率,rad/s;ξsv為伺服閥阻尼比;Ksv為伺服閥放大系數(shù),m/V。

(2)力傳感器數(shù)學(xué)模型

本文是對鍛造液壓機(jī)的砧頭出力進(jìn)行研究，采用壓力傳感器對壓下缸和回程缸液壓油路的壓力進(jìn)行采集,并經(jīng)過相應(yīng)的運(yùn)算得到砧頭出力。故將此計算過程擬合成虛擬力傳感器,其反饋電壓信號與檢測出力的傳遞函數(shù)為

(13)

式中,Uf為虛擬力傳感器輸出量程,V;F為虛擬力傳感器測量量程,N;KF為虛擬力傳感器增益,N/V。

1.3閥控缸系統(tǒng)線性化處理

1.3.1壓下過程建模

定義控制鍛造液壓機(jī)壓下過程的兩個控制閥SV4與SV1的閥芯面積梯度比為W4/W1=n1,閥芯運(yùn)動位移比為xv4/xv1=k1,回程缸與壓下缸的面積比為Ap2/Ap1=m,定義負(fù)載流量為

(14)

定義負(fù)載壓力為

pL=p1-mp2

(15)

影響缸流量的主要因素是柱塞運(yùn)動速度,由式(1)、式(2)、式(5)、式(6)和式(15)得到：

(16)

(17)

將式(16)、式(17)代入式(1)、式(2)可得到伺服閥流量方程。

控制壓下缸進(jìn)液閥SV1的流量方程為

(18)

控制回程缸閥SV4的流量方程為

(19)

由上述公式,分別對xv1、pL求偏導(dǎo),可求出閥SV1和閥SV4的流量系數(shù)和流量-壓力系數(shù)。

控制壓下缸閥SV1的流量系數(shù)為

(20)

控制回程缸閥SV4的流量系數(shù)為

(21)

控制壓下缸閥SV1的流量-壓力系數(shù)為

(22)

控制回程缸閥SV4的流量-壓力系數(shù)為

(23)

將式(18)和式(19)代入式(14)中,并分別對式中變量xv1、pL求偏導(dǎo),得到非對稱閥組的流量增益系數(shù)和流量-壓力增益。

流量增益為

(24)

流量-壓力增益為

(25)

故在壓下時非對稱閥組的流量方程可寫為

qVL=Kq+xv1-Kc+pL

(26)

非對稱缸的流量方程為

(27)

其中,V為忽略泄漏的非對稱缸總壓縮容積。

假定鍛件的初始變形抗力為零，由式(26)、式(27)和式(9)得到鍛造液壓機(jī)壓下力控傳遞函數(shù)為

(28)

(29)

并且該系統(tǒng)參數(shù)滿足下列條件:

故式(29)分母上的三階方程可分解成一個一階因子和一個二階因子,即

(30)

1.3.2回程過程建模

閥的流量增益系數(shù)為

(31)

閥的流量-壓力增益系數(shù)為

(32)

回程時，非對稱閥組流量方程和非對稱缸流量連續(xù)性方程分別為

qVL=Kq-xv2-Kc-pL

(33)

(34)

由式(33)、式(34)和式(10)可得到回程時力控傳遞函數(shù)為

(35)

1.3.3鍛造液壓機(jī)閥控缸力控模型及頻域分析

將對壓下柱塞缸進(jìn)行控制的兩個閥(SV1與SV2)和對回程柱塞缸進(jìn)行控制的兩個閥(SV3與SV4)分別用一個伺服閥替代，則上述線性化分析中假設(shè)的系數(shù)中有如下關(guān)系式成立:n1=n2,W1=W2,W3=W4。綜合上述分析,繪制鍛造液壓機(jī)閥控缸力閉環(huán)控制系統(tǒng)傳遞函數(shù)框圖見圖2。

由鍛造液壓機(jī)力閉環(huán)傳遞函數(shù)框圖,得到液壓機(jī)壓下過程開環(huán)傳遞函數(shù):

圖2　0.6 MN鍛造液壓機(jī)力閉環(huán)控制的傳遞函數(shù)框圖

(36)

由鍛造液壓機(jī)力閉環(huán)傳遞函數(shù)框圖，得到液壓機(jī)回程過程開環(huán)傳遞函數(shù):

G(s)H(s)=

(37)

為了驗證系統(tǒng)的穩(wěn)定性,分析了鍛造液壓機(jī)力控系統(tǒng)在不同的負(fù)載剛度下的頻域響應(yīng)特性，得到的不同彈簧剛度的伯德圖見圖3。

圖3　不同負(fù)載剛度下的系統(tǒng)頻域響應(yīng)

將上述不同負(fù)載剛度下的系統(tǒng)頻域曲線中的幅值裕度Kg、相位裕度γ和穿越頻率ωc進(jìn)行對比分析,得出表1。

表1　不同負(fù)載剛度下系統(tǒng)頻域相關(guān)數(shù)據(jù)表

由表1可得,系統(tǒng)在負(fù)載剛度由小到大時,系統(tǒng)的穿越頻率ωc和幅值裕度Kg逐漸增大,且穿越頻率變化幅度相對較大。相位裕度γ基本上呈下降趨勢。穿越頻率ωc越大,系統(tǒng)的響應(yīng)速度越快。由此可知,在鍛造液壓機(jī)的力控系統(tǒng)中,隨著系統(tǒng)負(fù)載剛度的增加,系統(tǒng)的穩(wěn)定性逐漸提高，系統(tǒng)的響應(yīng)速度加快。

2　鍛造液壓機(jī)力閉環(huán)系統(tǒng)特性分析

圖4為鍛造液壓機(jī)的AMESim與MATLAB/Simulink協(xié)同仿真模型。0.6 MN自由鍛造液壓機(jī)液壓系統(tǒng)和壓機(jī)本體如圖5所示。

(a)AMESim系統(tǒng)部分仿真模型搭建

(b)MATLAB/Simulink控制部分仿真模型搭建圖4　AMESim與MATLAB/Simulink協(xié)同仿真整體模型

圖5　0.6 MN鍛造液壓機(jī)液壓系統(tǒng)和本體

2.1控制器比例增益對控制特性的影響

油液進(jìn)入系統(tǒng)的快速性決定了系統(tǒng)壓力變化的快速性,這與控制單元伺服閥兩端的壓差和閥口開口度有關(guān),若保持泵口壓力一定,增大比例增益KP，相當(dāng)于增大閥的開口度。在仿真與實驗中發(fā)現(xiàn)，鍛造液壓機(jī)中對力控系統(tǒng)性能影響較為敏感的是控制壓下缸的伺服閥的壓差和閥口開口度。圖6是系統(tǒng)壓力為10 MPa、給定控制力為12 kN情況下,調(diào)定壓下缸控制器比例增益KP分別為0.4、0.45時系統(tǒng)的響應(yīng)曲線。

由圖6的響應(yīng)曲線可得，控制器增益為0.4和0.45時，系統(tǒng)上升時間分別為77 ms和65 ms,穩(wěn)態(tài)誤差分別為2.1 kN和1.8 kN。由對比可知，當(dāng)比例增益KP增大時,系統(tǒng)的響應(yīng)速度加快,穩(wěn)態(tài)誤差減小。這是由于控制器的比例增益與力閉環(huán)傳遞函數(shù)前向通道的增益成正比,增大控制器比例增益可提高液壓驅(qū)動單元的帶寬，但當(dāng)比例增益增大時，系統(tǒng)響應(yīng)曲線出現(xiàn)超調(diào)。

2.2供油壓力對控制特性的影響

為了分析油源的供油壓力對鍛造液壓機(jī)力閉環(huán)控制性能的影響,設(shè)定給定力為12 kN,控制器比例增益為0.4,供油壓力ps分別為7 MPa和10 MPa,測試力閉環(huán)系統(tǒng)的階躍響應(yīng),響應(yīng)曲線如圖7所示。

(a)Kp=0.4

(b)Kp=0.45圖6　不同比例增益下的系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)曲線

(a)供油壓力ps=7 MPa

通過提高系統(tǒng)供油壓力來提高系統(tǒng)的響應(yīng)存在一些問題。當(dāng)負(fù)載一定時，刻意地提高系統(tǒng)的供油壓力會使系統(tǒng)的輸入功率增大，同時系統(tǒng)的能耗增大。故選定系統(tǒng)壓力時，要根據(jù)實際的情況選定,既要能提高響應(yīng)，又要避免過多的能量消耗。

(b)供油壓力ps=10 MPa圖7　不同供油壓力下的系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)曲線

3　鍛造液壓機(jī)控制策略優(yōu)化研究

3.1PID控制器控制仿真與實驗研究

為測試鍛造液壓機(jī)力閉環(huán)系統(tǒng)的響應(yīng)速度,給定信號采用設(shè)定值為12 kN的階躍信號,給出PID控制下系統(tǒng)響應(yīng)無超調(diào)和系統(tǒng)產(chǎn)生超調(diào)的兩組響應(yīng)曲線,如圖8所示。其相應(yīng)的PID控制器的參數(shù)設(shè)置見表2。

表2　無超調(diào)/產(chǎn)生超調(diào)時PID控制參數(shù)設(shè)置

由圖8可得,與比例控制系統(tǒng)響應(yīng)相比,系統(tǒng)響應(yīng)中的穩(wěn)態(tài)誤差值減小,說明此時PID控制器中的積分環(huán)節(jié)已起到消除穩(wěn)態(tài)誤差的作用。從圖8a中可得,系統(tǒng)響應(yīng)不超調(diào)時上升時間為75 ms,并快速地進(jìn)入穩(wěn)定狀態(tài);圖8b是在不產(chǎn)生超調(diào)響應(yīng)的基礎(chǔ)上增大控制器的比例增益KP,從圖中可以看出，曲線的上升時間縮短為55 ms,但響應(yīng)曲線中出現(xiàn)超調(diào),系統(tǒng)的調(diào)整時間延長,超調(diào)量在0.85 kN左右,超出設(shè)定期望值的7.1%。

(a)階躍無超調(diào)響應(yīng)曲線

(b)階躍超調(diào)響應(yīng)曲線圖8　PID控制器控制效果曲線

綜上可得,為消除系統(tǒng)的靜態(tài)誤差，提高系統(tǒng)的精度，控制器中積分環(huán)節(jié)是必不可少的,這已通過PID控制器的控制得到驗證。但積分環(huán)節(jié)本身對偏差具有記憶的作用，當(dāng)給定信號有跳躍性增減問題時，由于積分環(huán)節(jié)作用會使系統(tǒng)在短時間內(nèi)產(chǎn)生較大的偏差，控制量出現(xiàn)大變化而導(dǎo)致系統(tǒng)超調(diào)，會使系統(tǒng)控制惡化。

3.2積分分離控制器控制仿真與實驗效果研究

在協(xié)同仿真中,MATLAB/Simulink軟件主要是完成控制器的編程工作,積分分離控制器的積分環(huán)節(jié)何時起作用,可通過條件開關(guān)進(jìn)行調(diào)節(jié)。偏差閾值的大小在仿真與實驗中通過試值法確定,偏差閾值ε設(shè)為0.03。在此偏差閾值，實驗與仿真可達(dá)到預(yù)期的目標(biāo)。圖9a為積分分離控制器的控制仿真和實驗曲線;圖9b為PID控制系統(tǒng)中產(chǎn)生超調(diào)的仿真和實驗曲線。

由圖9可得,積分分離控制器與PID控制器使用相同的控制參數(shù)時，PID控制器響應(yīng)曲線出現(xiàn)超調(diào)，而積分分離控制器沒有出現(xiàn)超調(diào)，可見積分分離控制器在信號突變中對超調(diào)的抑制起到了一定的作用。積分分離控制在系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)定時所用的時間比PID控制器要少,大約在60 ms左右,相對于無超調(diào)的PID控制器的穩(wěn)定時間縮短了20%左右。

(a)積分分離控制系統(tǒng)響應(yīng)曲線

(b)PID控制系統(tǒng)響應(yīng)曲線圖9　積分分離控制與PID控制系統(tǒng)響應(yīng)對比

3.3模糊PID控制仿真與實驗效果研究

3.3.1系統(tǒng)階躍響應(yīng)曲線對比

為得出模糊PID控制器對鍛造液壓機(jī)力閉環(huán)系統(tǒng)控制性能在響應(yīng)速度上的優(yōu)劣,采用12 kN階躍信號作為期望給定信號,響應(yīng)曲線如圖10a所示;圖10b是PID控制器在12 kN下的階躍響應(yīng)曲線;為研究模糊PID控制器控制力范圍上的控制性能,將階躍給定力設(shè)置為10 kN,相對應(yīng)的模糊PID控制器和PID控制器響應(yīng)曲線如圖10c和圖10d所示。

由圖10a和圖10b對比可得,模糊PID控制器控制系統(tǒng)的上升時間為50 ms,且無超調(diào)產(chǎn)生,相對于PID控制器的75 ms,響應(yīng)時間縮短了25 ms,即響應(yīng)時間縮短了約33.3%;由圖10c和圖10d對比可知,在相同的控制參數(shù)下，階躍為10 kN時,模糊PID控制器的控制效果變化不大,而PID控制器出現(xiàn)了一定的超調(diào),這說明模糊PID控制器在一定范圍內(nèi)有一定的自適應(yīng)性。模糊PID控制器相對于PID控制器,在對非線性、大慣量時滯液壓系統(tǒng)進(jìn)行控制時存在一定的優(yōu)勢,并對系統(tǒng)的超調(diào)具有較好的抑制作用,可較好地緩解快速性和超調(diào)量之間存在的矛盾。

(a)12 kN模糊PID控制曲線

(b)12 kN PID控制曲線

(c)10 kN模糊PID控制曲線

(d)10 kN PID控制曲線圖10　PID控制器/模糊PID控制器階躍信號響應(yīng)曲線

3.3.2系統(tǒng)跟蹤性能對比

模糊PID控制器在響應(yīng)速度控制上占有明顯的優(yōu)勢。但鍛造液壓機(jī)除了需要響應(yīng)速度快之外，還需要有良好的跟蹤性能。為了驗證模糊PID控制器在力控中是否具有優(yōu)良的跟蹤性能,分別以0.5 Hz、1 Hz、2 Hz正弦信號為給定信號,針對不同正弦頻次下模糊PID控制器與PID控制器進(jìn)行了對比，結(jié)果如圖11～圖16所示。

由圖11和圖12對比可知,在0.5 Hz正弦給定信號下,模糊PID控制器在力閉環(huán)跟蹤上更順滑,最大跟蹤誤差約0.5 kN;PID控制器在跟蹤曲線上有波折,每個周期在峰值跟蹤上不太穩(wěn)定,且在不同循環(huán)周期中同一給定值的跟蹤產(chǎn)生的差別較大，尤其是在信號遞增和遞減進(jìn)行轉(zhuǎn)換的極值區(qū)間波動更為劇烈，最大跟蹤誤差約2 kN。在圖13和圖14的1 Hz正弦給定信號下,模糊PID控制系統(tǒng)和PID控制系統(tǒng)曲線中都出現(xiàn)了一定的滯后性。在圖15和圖16的2 Hz正弦給定信號下,跟蹤曲線出現(xiàn)較大的抖動,PID控制系統(tǒng)滯后性相對于模糊PID控制系統(tǒng)更明顯，且響應(yīng)曲線中出現(xiàn)較大的跟蹤誤差。綜上所述，鍛造液壓機(jī)在模糊PID控制器控制下，系統(tǒng)具有良好的力跟蹤性能。

圖11　0.5 Hz模糊PID控制曲線

圖12　0.5 Hz PID控制曲線

圖13　1 Hz模糊PID控制曲線

圖14　1 Hz PID控制曲線

圖15　2 Hz模糊PID控制曲線

圖16　2 Hz PID控制曲線

4　結(jié)論

本文通過聯(lián)合仿真和實驗驗證的方法，分析研究了0.6MN鍛造液壓機(jī)力控系統(tǒng)性能，得出如下結(jié)論：

(1)在鍛造液壓機(jī)的力控系統(tǒng)中，隨著系統(tǒng)負(fù)載剛度的增大，系統(tǒng)的穩(wěn)定性逐漸提高，系統(tǒng)的響應(yīng)速度加快。

(2)隨著控制器增益和供油壓力的逐步增大，系統(tǒng)響應(yīng)逐漸加快，穩(wěn)態(tài)誤差逐步減小。

(3)引入魯棒性較強(qiáng)的模糊PID控制器可以根據(jù)控制系統(tǒng)的誤差變化，實時對比例和積分系數(shù)進(jìn)行調(diào)整，與PID控制器相比，本文控制系統(tǒng)的響應(yīng)時間縮短了33.3%，同時可以緩解積分累積超調(diào)的問題。

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(編輯王旻玥)

Analyses of Force Closed-loop Control Characteristics of 0.6 MN Free-forging Hydraulic Press

Kong Xiangdong1，2Luo Hongliang2Quan Lingxiao1，2Lu Jianghui2Zhang Qiwei2

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

In order to improve forgings performance and material utilization, a new kind of force closed-loop forging method was put forward.And its mathematical model was established, using the frequency domain analysis method, the influences of load stiffness on force control system features were studied.The dynamic performance was analyzed with AMESim and MATLAB/Simulink system.The effects of the PID controller, the integral separation controller and the fuzzy PID controller on the force closed-loop control performance of forging hydraulic press were studied,and the simulation results were verified through the experiments.

forging hydraulic press;force closed-loop control system;system response;forging performance

2015-07-10

燕山大學(xué)重型機(jī)械協(xié)同創(chuàng)新中心資助項目(ZX01-201400-01);上海市大型鑄鍛件制造技術(shù)協(xié)同創(chuàng)新中心資助項目(6010039)

TH137DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.22.017

孔祥東,男,1959年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。主要研究方向為流體傳動與控制。發(fā)表論文160余篇。駱洪亮,男,1988年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院博士研究生。權(quán)凌霄,男,1977年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院副教授。盧江輝,男,1988年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院碩士研究生。張琦瑋，男,1989年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院碩士研究生。