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轧机液压压下系统动态性能分析和研究 肖凯鸣 谢士强 白志大 摘要 本文从理论上对轧机液压压下伺服系统动态性能作了分析,提出了影响系统动态特性的主要原因,并 对其作了分析。 关键词 液压压下缸 压力变化率 频率响应 相位延迟 1.液压压下系统的负载特性 1. 1 液压压下系统负载描述 液压压下系统有两种工况 1设置静态辊缝。此时,负载特性是质量 阻尼。 2正常轧制。此时,负载特性是质量阻尼 弹簧。 液压压下的物理描述,如图1所示。 图1 液压压下的原理图 在工程实际中机械负载特性有可能相当复杂, 很难有效地描述它们。 但是在大多数情况下,都用负 载本身的位移、 速度及加速度表达负载所需要的力。 即负载力有的与位移有关,有的与速度有关,有的与 加速度有关。有的负载力与上述各项均无关系。 其主要负载力如下 静摩擦力克服负载并开始运动所需要的力。 干摩擦力又称库仑摩擦力 与负载运动的速 度无关。 弹簧负载力与负载运动的位移成正比 粘性摩擦力又称粘性速度阻尼力 与负载运 动的速度成正比。 惯性力与负载运动的加速度成正比,使负载质 量产生加速度运动所需要的力。伺服阀的负载压力 压下缸的工作压力产生的驱动力为 FDPLAaFD1FD2FD3 式中 PL伺服阀的负载压力; Aa压下缸工作面积; FD伺服阀负载压力产生的驱动力; FD1驱动力中用于产生加速度惯性力的部 分; FD2驱动力中用于克服速度惯性力的部分; FD3驱动力中用于克服位移弹簧力的部分; 1. 2 液压压下系统负载特性分析 1. 2. 1 惯性力 压下缸输出驱动力的一部分用于轧机等效质量 作加速度运动的惯性力。 FD1MT d 2y d t2 压下缸运动方程的加速度项 式中MT轧机等效质量负载质量 1. 2. 2 阻尼力 压下缸运动的速度阻尼力主要来自其有杆腔油 路。压下缸有杆腔油路是通过减压阀保持低压供油, 可以认为流体在管路内呈不可压缩状态,流动近似于 层流。且摩擦损耗与管路当量长度LRDR及流动速 度成比例,流动速度正比例于压下缸的运动速度,所 以有杆腔的油路都参与了压下系统的速度阻尼作用。 通过调整压下缸有杆腔油路管路的管径和管长,能够 改变阻尼力的大小。 而过大的压下缸有杆腔油路内油 的惯性力,将使压下系统的固有频率降低。 压下缸运动方程的速度阻尼力表达式为 FD2BC dy d t 式中 BC轧机当量阻尼系数 目前尚不能用数学方法,设计计算工程系统的 阻尼系数。 系统的阻尼系数和谐振固有频率都是系统重 要的动态性能参数,它直接影响系统的稳定性和控 制精度。关于轧机的当量阻尼系数与压下缸有杆侧 回油管路内径和有杆侧活塞面积的关系,文献[5]作 了介绍并给出它们之间的关系曲线图。可以说明它 们之间的定性关系。 第5期总第83期 2000年10月 液 压 气 动 与 密 封 Hyd. Pneum. F单侧轧制力; KM轧件材料刚度。 大多数文献都称KM为轧件材料刚度,显然用 “刚度” 表述是不准确的。实际上它是材料塑性变形 曲线的斜率,应称作材料塑性变形系数。 因为它超过 材料的弹性极限而产生不能再恢复的塑性变形,故 也就不再具有弹簧性质。 所以在动态分析中,轧件材 料刚度不应考虑。轧件材料刚度只能用于计算静态 增益,动态分析不涉及该参量。 弹跳量S F Ks 式中 S机架弹跳量; Ks轧机结构刚度。 压下缸位移 yCS F KM F Ks F KL 式中 KL负载弹簧刚度 单侧轧制力FKLCS KLy 则 FD3FKLy压下缸运动方程的位移项 在传递函数的稳态项增益与动态项指分母 的特征方程中,负载弹簧刚度KL按不同公式确 定 在稳态项 1 KL 1 KM 1 Ks; KL KMKs KMKs 计 算稳态增益用 在动态项KM不考虑,KLKs传递函数特征 方程用 由于轧件的机械刚度随材质、 温度等因素而变 化,同时轧件厚度的不均匀又会引起变形抗力的变 化机架结构刚度是常数,可通过补偿修正 , 因此在 工作点上又附加一个扰动力。液压压下系统是位置 闭环控制系统,只有出现位置偏差时才能实现调节 作用。当负载力与与工作压力形成的轧制力失去平 衡后,压下缸位移的形成还要经过工作腔压缩或膨 胀过程的延迟,这一过程将直接影响位置系统对扰 动力的响应。 流体的 “液压弹簧” 它表示油液在密闭容积内受 压后具有弹性效应。然而静态下的液压弹簧实际上 是不存在,因为液压元件内部的容腔都存在泄漏,伺 服阀的控制节流口不断地开启或关闭,也就不存在 绝对密封的压缩容积。在考虑系统动态时,流体的 “液压弹簧” 和机械部分的质量都是贮能元件,它们 的相互作用在液压元件中将产生谐振现象,决定了 该液压元件的液压固有频率。实质上液压固有频率 是对液压元件动态性能的限制,所以在计算液压固 有频率和解释动态响应时,液压弹簧可以认为是一 个 “动态” 弹簧。 压下缸工作腔油液的液压弹簧刚度KH的表达 式为 KH ΒeA 2 a V0 式中 KH液压弹簧刚度; Aa压下缸工作面积; V0从伺服阀主没阀出口到压下缸活塞的总 容积; Βe油液有效容积模数 油液有效容积模数值因在实际液压系统中是有 泄漏的,不可能绝对密封;另外油液中参杂的空气量 直接影响该值,所以 Βe是一个变参数。 在以往书籍介绍中,当分析伺服阀控缸动态特 性时,为了便于解析分析,首先要对负载工况进行简 化或者对负载特性作某些限定。 第一种简化方法是忽略机械弹簧负载。 这对纯 惯性负载工况是可行的。 第二种简化方法是考虑机械弹簧负载。 但对负 载特性有两个限定条件 其一要求液压弹簧刚度比机械弹簧刚度大很 多,即KHKS; 其二和阀控缸组合的阻尼系数比负载弹簧 质量相结合的临界阻尼系数大很多。 上述所作的二种负载特性简化方法和限定条 件,都不符合液压压下系统的实际负载工况。 除了辊 缝设定外,液压压下的机械弹簧负载不能忽略。 2 液压压下系统伺服阀控缸特性分析 81 液 压 气 动 与 密 封2000年第5期 对液压压下位置闭环系统、 负载压力反馈的力 闭环控制系统和轧制力反馈的力闭环控制系统中阀 控缸传递函数进行简化。 为了系统分析方便,伺服阀 传函采用从控制电流IC到负载流量QL,因此阀控 缸传函采用从负载流量QL到压下缸位移或负载 压力、 轧制力。 由于液压压下缸的固有频率与伺服阀的固有频 率都在同一频率级上,应该视伺服阀为振荡环节,不 能简化为一阶滞后环节或放大环节。 2. 1 位置系统1传递函数 指质量阻尼弹簧 负载的位置系统 , 如图2所示。 图2 位置系统1结构方块图 2. 2 位置系统2传递函数 指质量阻尼负载的 位置系统 , 如图3所示。 图3 位置系统2结构方块图 2. 3 力系统1传递函数 指质量阻尼弹簧负 载,负载压力反馈力系统 , 如图4。通常此系统是正 常轧制时的压力反馈系统。 图4 力系统1结构方块图 2. 4 力系统2传递函数 指质量阻尼弹簧负 载,轧制力反馈力系统 , 如图5所示。 通常此系统是 正常轧制时的力反馈系统。 图5 力系统结构方块图 3 液压压下系统分析 在进行系统分析时,外加负载力F一般指 1 是指与加速度、 速度、 位移均无关的负载力,如干摩 擦力、 静摩擦力。 这将在系统中产生纯延迟滞后环 节,只要一个纯延迟环节的传函e- Σs即可。延迟时间 Σ无法用理论计算获得,只能通过试验确定。2是 指随机的负载扰动力。 例如轧件材料厚度、 温度的不 均匀所引起负载力的波动,就是负载扰动力。 若研究 负载扰动力对压下缸位移的影响,要单独列写负载 扰动力输入量到压下缸位移输出量的传递函 数。 所以通常在进行系统分析时,可以不考虑负载扰 动力的影响。 3. 1 当压下缸的负载特性是质量阻尼弹簧,并 且对弹簧负载不加任何限制条件时,伺服阀控缸传 函为一阶滞后环节振荡环节,没有积分环节。 所以 位置闭环控制系统的位置调节器一定要选择积分调 节器,否则系统将存在稳态误差。 一阶滞后环节的时 间常数和振荡环节的固有角频率,是系统的两个主 要动态性能指标。 3. 2 具有质量阻尼负载的阀控缸,负载流量QL 到压下缸位移Y的传函是积分环节振荡环节。 在振荡环节的阻尼比 ΦT无因次中,KCEKC Ci,是伺服阀的流量压力系数和压下缸的内泄 漏系数之和。 由于伺服阀在零位工作点下,压力增益 极高理想状态是无穷大而流量压力系数极小 理想状态是零 , 因此其伺服阀控缸系统的零位稳 定性是极为关键的。 3. 3 负载压力反馈和轧制力反馈的指质量阻尼 弹簧负载的两种力系统其传函是一阶滞后环节 振荡环节二阶微分环节组成。所有在组建力闭 环控制系统时,系统的抗干扰设计尤为重要。 3. 4 用传统的频率响应法研究和评估液压压下系 统的动特性有其局限性。 根据我们已经获得的经验, 认为目前使用频率响应和时域阶跃响应相结合的方 法来综合评估液压压下系统动特性较为合适。 3. 5 除设定辊缝质量阻尼负载外,在轧制状态 质量阻尼弹簧负载下,无论是位置系统还是 力系统,其中 KCC 1 KCCi 式中KC m 3 s Nm 2 为伺服阀的流量压力系数; Ci为压下缸的内泄漏系数。 若忽略压下缸内泄漏系数,则KCC 1 KC 。 912000年10月肖凯鸣等轧机液压压下系统动态性能分析和研究 其中KP Kq KC 式中KP Nm 2 A 为伺服阀的压力增益。 因此,伺服阀控缸的增益直接与伺服阀的压力 增益有关。即在液压压下伺服阀控缸中使用的是伺 服阀的压力增益特性。压力增益特性曲线的斜率和 滞环会直接影响系统的静态特性和动态特性。对伺 服阀而言,是其输出的控制压力或负载压力,而负载 压力则是由伺服阀的压力增益特性决定。而对压下 缸而言,压下缸内工作压力变化率是直接反映压下 缸动特性的一个极为重要参数,它直接影响着系统 的动态特性。 在正常轧制状态时,不管是位置控制还是力控 制,压下缸的实际位移量很小,特别是当要求压下系 统有动态跟踪精度要求时 , 即有外负载干扰时其 压下缸的压力变化率起决定因素作用。而伺服阀的 压力增益特性是提供压下缸压力变化率的源头,因 此在关注压下缸压力变化率的同时就应该关注伺服 阀和压下缸的工作状况。同样从关注压下缸压力变 化率着手,可以了解系统动特性的重要特征,因此我 们认为关注压下缸的压力变化率可以作为全面了解 液压压下系统动特性的切入点和理论基础。 3. 6 伺服阀输出的负载流量对应于压下缸的运动 速度。 压下缸运动速度随负载压力而变化,这将对位 置系统的跟踪特性产生直接影响。当位置闭环系统 的输入量较大时,伺服阀输出流量会出现饱和现象。 输出流量饱和意味着伺服阀不能再按比例提供输出 流量,相当于伺服阀的流量增益减小,这将使系统的 动态响应变慢。 使用两个较小规格的伺服阀,一个处 于持续的、 不间断的工作状态;另一个处于短暂的、 间断的工作状态,使伺服阀在没有饱和的状况下工 作,将有利于系统的快速响应。 一般在系统设计时为 使压下系统的运动速度尽可能保持恒定,必须在系 统结构设计中采取有效的措施进行补偿。采用一个 大规格的伺服阀,可尽量避免发生流量饱和现象。 但 是,使用的伺服阀规格过大,由于长期在小的工作范 围内运行,阀的全行程得不到磨合,一旦需要阀的大 行程调节时,其运动不畅,将会阻碍系统的响应。 在轧机液压压下控制系统中,存在着较严重的 纯延迟滞后环节。 高频时将造成严重的相角滞后, 将使系统的稳定裕量降低,严重时系统可能出现不 稳定现象和产生强烈振荡,所以必须予以高度重视。 负载的静摩擦力和干摩擦力;阀控缸的管路和压下 缸的工作腔的容积效应;压下系统的弹簧负载特性; 若采用计算机控制系统,数字控制系统的采样周期 等。 都会产生较大的滞后环节,它们是引起延迟的主 要原因。 液压压下系统中的纯相位延迟环节,在系统 实时控制中将使它前面的环节出现饱和现象。即使 系统指令信号很小,也会引起纯相位延迟环节以前 的环节出现饱和现象,它将使系统多处出现饱和。 这 是液压压下系统的特殊性之一。 在系统中加上适当的校正环节来减少相位延迟 的影响是可取的,但实际使用中必须注意系统部件 老化带来的相位延迟影响。 参考文献 1 [美]H. E.梅里特 著 液压控制系统 陈燕庆 译 顾瑞龙 校 科学出版社 1976 2 顾瑞龙 编著 控制理论及电液控制系统 机械工业出 版社 1984 3 绪方胜彦 著 现代控制工程 卢伯英等 译 科学出 版社 1976 作者肖凯鸣,男,高级工程师,上海宝钢设备检修有限 公司质量技术室,上海宝山区宝钢厂区内纬一路机三路, 201900 修回日期 200007 14 Research and Analysis on RollingM ill of the Dynam ic Characteristic of HAGC System Xiao Kai m ing Xie Shiqing Bai Zhida Abstract This article analzes the dynam ic characteristics of HA GC system. Offering and analyzing the main effect factors of the character. KeyW ords Hydraulic screw dow n cylinder Pressure change rate Frequency response Phase delay 02 液 压 气 动 与 密 封2000年第5期 标准分享网 w w w .b z f x w .c o m 免费下载