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1、第 38 卷 第 9 期钢 铁Vol. 38, No. 9 2003 年 9 月IRON AND STEELSeptember 2003 热轧立辊短行程液压控制系统特性研究陈章位 陈为国( 浙江大学)摘 要 首先分析了热轧立辊短行程液压控制系统的动态特性。充分考虑了实际液压伺服系统的非线性和长管道特征, 建立了完善的系统数学模型, 研究和仿真了控制系统的动态性能。着重讨论了主要参数如油源压力、 液压缸内泄漏、PI控制参数、 外扰力、 长管道等对控制系统性能的影响。系统仿真结果与实际动态性能测试结果一致, 得出的结论对现场技术改造有指导意义。关键词 短行程控制 粗轧机组 数学模型?STUDY O
2、N SHORT DISPLACEMENT HYDRAULIC CONTROL SYSTEM ON HOT ROLLING MILLCHEN Zhangwei CHEN Weiguo( Zhejiang University)ABSTRACT The hydraulic control system of E1 vertical rollers of Baosteels hot striprolling mill was analyzed. A mathematical model of the hydraulic system has been estab-lished. T he model
3、 was validated by measured data and the conclusions are useful for produc- tion.KEY WORDS short displacement control, rough-rolling mill, mathematical model宝钢热轧厂 2050 热轧粗轧机组的短行程控制系统是 AWC( auto wide control) 自动控制系统, 其执行机构为电液位置伺服系统, 该系统具有短行程 和 PWC 两种控制方式, 短行程控制用于控制板坯粗轧时头、 尾的形状, 使之尽可能接近矩形, 避免鱼尾形成; PWC
4、用于板坯全长的宽度控制, 使板坯全 长宽度尽可能恒定, 用来修正板坯上的宽度偏差 1。该立辊短行程液压控制系统是典型的液压位置伺服系统, 其原理是: 带钢测宽仪测定板坯的宽度变化,将该测定值反馈给过程机与给定值进行比较, 比较 结果作为PI 控制器的输入, 驱动控制放大器和伺服阀控制流量的输出, 从而控制液压缸的位移和力的输出, 实现对轧机立辊开档宽度的控制 2。 笔者首先讨论对热轧粗轧机组短行程控制系统性能测试的分析, 然后建立短行程液压控制系统的数学模型, 并对其进行动态仿真, 详细分析和仿真了液压控制系统主要参数, 如油源压力、 PI 参数、 液压缸内泄漏对控制系统性能的影响。这些结论对
5、掌握系统详细技术性能, 以及系统技术改造都具有指导意义。 1 E1 立辊短行程控制系统动态特性整套热轧短行程控制系统在传动侧和操作侧各有 2 套对称电液伺服控制系统组成, 每侧控制又分 别控制 1 组液压缸, 即上液压缸和下液压缸。 由 4 个电液伺服阀分别对 4 个液压缸进行控制, 从控制方式和系统结构上看, 4 个液压缸的控制完全一样。 首先对 4 个液压缸的控制性能进行了测试和比较, 从 液压缸的响应特性来看, 4 台液压缸的一致性非常好, 故只要给出其中 1 台液压缸的动态性能就能基本反映这个立辊控制系统的总体特性。其中任意 1 台液压缸的控制系统原理可简化为图 1 所示。控制系统动态
6、性能采用输出与输入传递函数进行描述, 输入量是给定位移, 输出量是液压缸移动位?联系人: 陈章位, 副教授, 杭州( 310027) 浙江大学流体传动及控制国家重点实验室图 1 控制系统原理简图Fig. 1 Scheme of control systemP1节点代表 1 号蓄能器接口油压;P2节点表示 2 号蓄能器接口油压;ps节点表示伺服阀入口油压; pc节点表示液压缸输入油压移。 采用在线测量的方法( 即在实际轧制过程中进行测量) , 主要测量 E1 电液位置伺服控制系统的输入、 上( 下) 液压缸位移、 上( 下) 液压缸工作压力、 轧 制力。利用式( 1)G( f ) =PIO( f
7、 ) PI( f )( 1)式中 PIO( f ) 系统输入输出的互功率谱;PI( f ) 系统输入的自功率谱。求出传动侧上、 下液压缸输出位移对系统输入( 位移设定量, 实际是伺服阀的电流输入) 的动态响应曲线, 其结果如图 2 所示。为了减小随机误差, 采用 20 块钢轧制过程中所采集到的数据进行平均处 理。 从图2 中可看出, 对应- 3 dB 的截止频率为 1. 8H z, 即 E1 系统在线的动态响应范围为 01. 8 Hz( 可以看出两套控制系统的一致性是很好的) 。图 2 E1立辊短行程控制的传递函数Fig. 2 T ransfer function of short displ
8、acement controlsystem of E12 系统数学模型 现场测试可得到控制系统当前的动态特性, 但要深入研究系统动态性能, 还需要建立符合实际控 制系统的数学模型 3, 并通过仿真手段, 研究主要参 数变化对系统性能的影响, 得出对电液伺服控制系 统改进和性能分析有指导意义的结论。2. 1 伺服阀的数学模型 xv( s) I( s)=Kv s2 ?2n+2? ?ns + 1( 2)式中 Kv= 0. 05 m/ A, ?n= 251 s- 2, ? = 0. 4;xv伺服阀阀芯位移, m; I 伺服阀驱动电流, A。 2. 2 伺服阀的流量方程当 xv0 时, 控制腔与高压连通
9、 4, 流量方程为:Qv= 0. 61W xv2 ?( ps- pc) ps pc 0( 3)当xv 0( 4)当xv= 0 伺服阀处于中位 Qv= 0( 5) 式中 ?= 830 kg/ m3, ps= 28 MPa, W = 0. 16898m;xv阀芯的位移。 2. 3 液压缸力平衡方程pcA1- p0A2= Md2xp dt2+ ? dt+ F - Fm( 6)Fm=Fj= 100 kN x?p= 0Fd=10 kN x?p 0- 10 kN x?p 0 式中 A1= 0. 1948 m2, A2= 0. 1052 m2, M= 17000kg, p0= 6 MPa, ?= 8000
10、Ns/ m;A1液压缸作用侧面积, m2;A2液压缸背压侧面积, m2;p0液压缸背压, MPa; xp液压缸活塞位移, m; ?液压缸粘性阻尼系数, Ns/ m;F系统外扰力( 轧制力) , N; M活塞质量, kg。 2. 4 液压缸流量连续性方程 4dpc dt=?e V0+ A1xp( Qv- A1 dt- k( pc- p0)( 7)63第 9 期 陈章位等: 热轧立辊短行程液压控制系统特性研究式中 pc液压缸控制腔压力, MPa;V0管路的液容, m3;Qv流入液压缸的流量, m3/ s;A1液压缸控制腔有效作用面积, m2;xp液压缸位移, m;V0液压缸中位时, 液压缸、 管路
11、等所包含的液容, m3;k液压缸泄漏系数;p0液压缸背压, MPa。2. 5 PI 调整模块方程 5uv= Kpue+ Kiuedt( 8)2. 6 节点方程P1节点: 泵出口、 蓄能器 1、 管道、 溢流阀进口Qp- Q1- Ql- Qy-V1 ?e p?J1= 0( 9)式中 Qp泵出口流量, 0. 005 m3/ s;Q1流入蓄能器 1 的流量, m3/ s;Ql流入管路的流量, m3/ s;Qy流入溢流阀的流量, m3/ s;V1节点所包含的液容, 0. 5 m3;?e油液弹性模量, 7108MPa;p?J1节点 1 的压力, MPa。P2节点: 管道、 蓄能器 2、 伺服阀入口Ql-
12、 Q2- Qv-V2 ?ep?J2= 0( 10)式中 Ql管路流入的流量, m3/ s;Q2流入蓄能器 2 的流量, m3/ s;Qv流入伺服阀的流量, m3/ s;V2节点 2 所包含的液容, 0. 2 m3;?e油液弹性模量, 7108m;p?J2节点 2 的压力, MPa。 2. 7 边界条件伺服阀电流最大值为 20 mA, 当计算结果幅值超过 20 mA 时, 设定为 20 mA。系统输出总行程为60 mm, 同时假定初始情况液压缸活塞位于中位, 液 压缸位移范围 - 30 mm, 30 mm 。在数学建模过程中, 充分考虑系统的非线性影响, 伺服阀的数学模型取二阶振荡环节, 以满足
13、系统扫频仿真时高频不失真( 现在流行的仿真分析一般 把伺服阀定为比例环节) , 同时也充分考虑蓄能器对动态性能的影响( 一般情况下都把它忽略掉) 。建立比较完善的和精确的数学模型。 3 控制系统仿真3. 1 系统动态性能仿真 利用 Simulink 提供的仿真工具, 根据数学模型建立系统的仿真模型, 采用实际系统参数进行系统动态性能仿真, 仿真条件如下: 油源供油流量 300 L/ min;系统压力 28 MPa;回油压力 6 MPa;虚拟轧制干扰力 200 kN;P1节点处蓄能器容积 400 L;P2节点处蓄能器容积 100 L。控制信号( 仿真系统输入两级阶跃信号, 仿真咬 钢过程) :
14、幅值 3 V, 周期 11 s。仿真结果如图 3 所示。图 3 控制系统动态特性仿真Fig. 3 Simulation of system dynamic performance从图 3 中可以看出, 对应- 2. 9 dB 的截止频率 为 1. 98 Hz, 与实际测试的 1. 88 Hz 基本一致, 因此可以认为建立的数学仿真模型是正确的, 其仿真结果可以准确地反映系统的实际状态。3. 2 系统主要控制参数对系统性能影响 3. 2. 1 油缸内泄漏对系统性能的影响在系统实际使用过程中, 液压缸的多次往返运动, 导致密封元件磨损, 液压缸的内泄漏增加, 同时 影响系统的控制性能。通过调整数学
15、模型中液压缸泄漏参数来仿真实际系统, 得到图 4 所示仿真结果。从图 4 中可明显看到液压缸泄漏增加时, 系统响应速度明显变慢, 控制性能下降。 由数学模型可以推算 出控制系统的阻尼比与泄漏系数成正比。因此为了保证系统响应的实时性, 要定期更换液压缸的密封件, 控制液压缸的内泄漏在一定的范围内。 以避免液 压缸内泄漏过大时系统阻尼增大、 控制性能下降。64钢 铁 第 38 卷图 4 液压缸内泄漏对系统的影响Fig. 4 Influence of hydraulic cylinder inner leakage3. 2. 2 轧制力( 外扰力) 对系统性能的影响轧制力属于电液伺服位置控制系统的干
16、扰力,特别是咬钢与抛钢瞬间, 轧制力的剧烈变化, 对系统 性能有明显的影响, 改变系统外扰力进行仿真, 得到图 5所示结果。 从图 5 中可以明显看出, 随着轧制力的增加, 系统的响应速度明显变慢。 当轧制力继续增 加超过系统所能提供的最大输出能力时, 系统无输出。 说明要获得系统的实时响应, 不能无限地增加系统的轧制力, 在热轧的实际生产过程中, 通过加热板坯来降低轧制力。 当板坯过冷时, 系统轧制过程中的 位置控制系统将不能很好的跟踪系统的输入, 势必影响板坯轧制后的精度( 即位置跟踪能力) 。当板坯过冷、 或者卡死时, 系统的轧制力超出系统的输出能 力, 油缸将无输出。图 5 轧制力对系统性能的影响Fig. 5 Influence of rolling force on system dynamicp
