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    線性摩擦焊設備液壓伺服系統的設計 續

    作者:漢中雙戟公司 添加時間:2014-01-16 08:23 來源:轉載于機床與液壓
    3 線性摩擦焊液壓伺服系統設計計算

    3.1 液壓原理圖 線性摩擦焊液壓原理圖見圖2。 
    3.2振動缸尺寸計算

    (1)面積(Avib,min) 的計算初定系統工作壓力為pvib=21MPa,推力Fvib= 588kN Avib,min=Fvib/pvib=588kN/21MPa=280cm 2
    實際面積的確定: 缸徑Dvib=280mm,活塞桿直徑dvib=190mm,活塞有效面積: Avib= π4(D2vib-d2 vib)=π4 (2802-1902=332cm2

    (2)振動缸固有頻率計算四通閥對稱缸固有頻率計算公式:f= 1 2π4βeAp2Vtm
        式中:f為固有頻率; βe為液體彈性模數,βe=700~1400MPa,取 βe=700MPa;Ap為對稱缸活塞有效面積,Ap=332cm2;Vt為總控制容積,Vt≈Ap×L(行程)+閥入口 容積=332cm2 ×10cm+3.22cm×8× π 4 ×10≈4000cm3;mt為移動部件總質量,mt=800kg。
    f= 1 2π 4×700×106×(332×10-4)2 4000×10-6×槡 800 =156Hz
        由于固有頻率高于最大振動頻率,故流量、推力可按照靜態計算。

    3.3最大加速度及對應頻率

    (1)最大加速度
    根據最大推力和運動質量,可以計算峰值加速度:avib=Fvib/mvib=60×103×9.8÷800=735m/s2

    (2)最大加速度的對應頻率
    根據正弦波最大加速度計算公式:
    a=(2πf)2•A式中:f為振動頻率; A為最大振幅,A=3mm。 f= a 4π2槡 A =735m/s2 4π2×3×10-3槡 m =79Hz

    3.4最大速度和流量 最大速度
     
    vvib,max=2πfA=2π×79Hz×3×10-3 m=1.49m/s
    最大流量: Qvib,max=vvib,max×Avib=1.49m/s×332×10-4 m2=2968L/min
    平均流量:Qvib,av=Qvib,max槡槡÷2×0.9=2968L/min÷2×0.9=1888L/min

    3.5振動控制伺服閥選擇

        通過上述計算可以看出,伺服閥按照峰值流量選取,流量約為3000~3400L/min,同時系統還要求振動頻率79Hz(±3mm)。液壓系統突出的特點是振動頻率較高、所需流量較大,這就給選取滿足條件的伺服閥帶來了很大的難度,因為能夠同時滿足這兩個條件的伺服閥幾乎很難找到。為了選出最能滿足系統性能要求的伺服閥,作者分析比較適合該系統的兩種伺服閥選取方案。
        方案一:選用4臺MOOGD665,流量為1500L/min(Δp=1MPa)。MOOGD665的頻響特性曲線如圖3所示。分析圖3,該閥的頻響為35Hz時,閥芯開度90%,頻響為85Hz時,閥芯開度25%。該閥雖然流量較大,但是頻響特性卻較差,如果閥芯開度為25%,頻率特性好一些,但是這時要滿足流量要求就需要4只閥并聯使用,4只閥并聯時的同步比較難實現。 圖3MOOGD665伺服閥特性曲線。 

        方案二:選用3臺MOOG79-200,流量為757L/min(Δp=7MPa)。MOOG79-200的頻響特性曲線如圖4所示。圖4中只給出了閥芯開度10%和100% 時的頻響特性曲線,通過曲線平移的方法得出該閥的頻響大于100Hz時,閥芯開度90%。通過咨詢MOOG公司的技術人員了解到:100%曲線是理論曲線,實際使用情況可能沒有這么理想。 圖4MOOG79-200伺服閥頻響特性曲線 當振動滑臺以正弦波振動時,振幅為3mm,振 動頻率為79Hz,液壓缸的工作面積為332cm2 ,振子質量為800kg,系統壓力21MPa,在不同角度兩種伺服閥的流量如表1所示。 
    最大速度:1.5m/s 最大流量:Q=V×A=1.5m/s×332cm2 =2988L/min閥的選取:MOOGD665,1500L/min(@Δ0.5MPa) 閥的選取:MOOG79- 200,760L/min。
        前面提到的參數是極限情況,從表2不難看出,當頻率為79Hz時,系統可用摩擦力已經為0,一般振動頻率在30~50Hz內,50Hz時所需峰值流量為1880L/min,MOOGD665單閥工作就能滿足要求。而多只三級閥并聯實現起來難度較大,在國內幾乎沒 有液壓廠家有多閥同步控制的經驗,從國外調研發現,國外線性摩擦焊設備研制也盡量避免多閥同步。因此選用第一種閥,當參數要求較低時(工作在30~50Hz),一只閥單獨工作,當參數提高時所需伺服閥的個數相對少一些,從而降低同步控制的難度。 
        停止振動時,系統要求在幾分之一秒內精確停在指定位置。由于伺服閥D665流量很大,要實現精確定位很難,因此單獨采用一個小流量的伺服閥來進行精確定位。要求閥的流量估算: 最大移動量:3mm,時間:1/10s,極限流量:67.5L/min。

        用一個NG10伺服比例閥即可,該閥在振動過程中就進行實時位置閉環控制,使得振動中心點不偏離預定位置,振動停止后將振動缸位置精確定位。

    3.6振動控制伺服閥仿真

        理論計算只是按照理想的模型,忽略了譬如死區、滯后、摩擦等非線性因素和干擾,而仿真計算則是綜合了多種非線性的因素,采用數值方式進行逼近,是一種更科學更精確的計算。此次仿真采用法國IMAGINE公司推出的國際流行的液壓仿真軟件AMESim,仿真參數依據實際系統的模型和工程經驗設置,因而仿真結果基本可靠。

        仿真條件:4個伺服閥并聯,0.5%死區,流量增益1500L/min/(0.5MPa),沒有同步相位誤差,伺服閥在25%指令信號時的截止頻率為85Hz。油缸缸徑280mm,桿徑190mm,行程100mm。輸入指令信號頻率為79Hz。

        油源壓力21MPa時,振子的位移、速度和加速度曲線分別如圖5(a)、(b)、(c)所示。從仿真結果來看:液壓缸在振動過程中,其速度曲線并非嚴格的正弦曲線,而是出現了變形,其最大的速度比理論值要小,而最大的加速度比理論值要大。因而在實際運行中,系統所需的最大流量比理論值要小,振動過程的最大加速度比理論值大。所以理 論設計中所采用的方案,完全能夠滿足在79Hz頻率 時振幅等于±3mm,最大加速度等于735m/s2 的要求,并且留有一定的余量,以適應實際調試的需要。 
        當油缸經過振動的零點時,閥芯處于25%的最大開口量。從仿真結果可以看出:這時振子的運動速度達到最大,由于動摩擦力與運動速度成正比,所以此時需要克服的摩擦力達到最大值。也就是說,這時既要在閥口處產生大的壓差以產生足夠的流量,又要有足夠的力輸出以克服最大動摩擦力。因此,選用21MPa的供油壓力和D665大流量伺服閥是合理的,并且此時閥已使用至接近其極限性能。

    3.7頂鍛缸尺寸計算

    面積(Aforge,min) 的確定
    初定系統工作壓力為pforge=21MPa,推力為Fforge =750kN Aforge,min=F/p=750kN/21MPa=357cm2 實際面積的確定: 缸徑Dforge=230mm,活塞桿直徑dforge=180mm活塞有效面積: Aforge= π4D2forge=π4 ×2302=415cm2

    3.8頂鍛缸流量計算

    焊接峰值流量: Qforge,max=vforge,max×Aforge=10m/min×415×10 -4 m2=415L/min 空行程流量:Qforge=vforge×Aforge=1m/min×415×10-4m2=41.5L/min 頂鍛伺服閥的選擇。伺服閥按照峰值流量選取,流量約為400L/min,用MOOG791,流量為250L/min(Δp=7MPa)。圖6為MOOG791伺服閥的頻響特性曲線。  
    4小結

        作為線性摩擦焊設備的關鍵部分,液壓系統的設 計為線性摩擦焊設備研制奠定了基礎,而振動伺服閥 的合理選取是液壓系統設計的關鍵。針對線性摩擦焊接技術的工作原理及工作狀況,設計了一套液壓伺服系統,著重對振動伺服閥的設計、選型進行了研究。解決的技術難題:

    (1)按79Hz頻率、±3mm振幅要求計算,系統需要的最大流量高達2968L/min,因此擬采用4個MOOG公司的D665..K15..J伺服閥并聯。這種大流量的伺服閥一般為多級閥,并聯使用必然會遇到閥的同步性問題。為此,采用1個同步控制器來實現4個伺服閥的同步運動,這種方法已經在實驗中取得了良好的效果。 

    (2)根據工藝要求,振動停止時,要求在幾分之一秒內精確停在指定位置。由于伺服閥D665流量很大,很難實現精確定位。因此,綜合以上兩方面因素,可單獨采用一個小流量的伺服閥來進行糾偏控制及精確定位。在振動過程中,對振動缸的位移信號進行采樣、濾波得到振動中心點的統計值,并根據該值與中心點預定值的偏差來控制小閥進行位置糾偏,使得振動中心點不偏離預定位置。振動停止時,4個并聯的伺服閥將在極短的時間內,將振動幅值減小至零,在振動停止過程中,依靠小閥精確定位振動缸的位置。 
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