冷連軋機軋制力伺服控制系統(tǒng)的仿真

1、1450冷連軋機軋制力伺服控制系統(tǒng)的仿真 項目匯報書 1450冷連軋機軋制力伺服控制系統(tǒng)仿真分析 班級：機電控制工程三班 成員： 指導教師：張偉、艾超 日期：2013年7月9日 目錄 一、緒論 - 1 二、伺服缸設計、元件選型 - 2 三、系統(tǒng)數學模型建立 - 5 四、仿真模型 - 8 五、系統(tǒng)特性分析 - 11 六、 心得與收獲 - 14 七、 參考文獻 - 15 一、緒論 1.1冷連軋機發(fā)展狀況 近年來,工業(yè)生產對冷軋薄板的需求量越來越大,對成品質量的要求也越來越高。厚度偏差是冷軋板帶最重要的尺寸精度指標之一，影響板帶厚度精度的主要因素有:來料本身性能變化所引起的厚度波動,如熱軋板帶厚度、

2、硬度發(fā)生變化;軋機厚度控制系統(tǒng)調節(jié)時各設定參數發(fā)生變化,如輥縫值、機架間張力、軋輥轉速等冷連軋生產的連續(xù)性和復雜性,使在實際軋機上研究上述各因素對厚度精度的影響不僅十分困難而且費用昂貴,因此,研究高精度的冷連軋過程動態(tài)仿真系統(tǒng)具有重要現實意義。 由于軋機自動化水平及對板帶材的質量要求越來越高，對軋機執(zhí)行機構及控制系統(tǒng)的性能要求也越來越高。目前，液壓技術的應用程度和水平，已成為冶金設備水平高低的一項重要指標。 1.2發(fā)展趨勢 在連軋工藝發(fā)展過程中，軋制過程模型研究一直為鋼鐵研究企業(yè)所重視，由于軋制內部機理十分復雜，目前對數學模型研究多集中在軋機體系模型，分析軋制過程中某一因素對厚度的影響，如張力

3、、軋輥變形等，所建的模型缺乏全面、完整性。因此建立一個全面、完整、正確的機電一體化軋制模型，進行軋機體系在軋制過程中的實時動態(tài)研究是目前的研究趨勢。 1.3伺服過程分析 壓下力控制簡圖如下 1 1450冷軋機軋制力伺服控制系統(tǒng)中，以力作為被調量，該系統(tǒng)主要由力控制器，電液伺服閥，液壓缸，壓力傳感器等組成。 當指令裝置發(fā)出的指令電壓信號作用于系統(tǒng)時，液壓缸便有輸出力，該力由力傳感器檢測轉換為反饋電壓信號，與指令電壓信號相比較，得到偏差電壓信號。此偏差信號經力控制器放大后輸入到伺服閥，使伺服閥產生負載壓差作用于液壓缸活塞上，使輸出力向減小誤差的方向變化，直至輸出力等于指令信號所規(guī)定的值為止。在穩(wěn)態(tài)

4、情況時，輸出力與偏差信號成比例。 二、伺服缸參數設計、元件選型 每個壓下缸按照動能相等的原理進行質量和剛度的計算: m=20t , k=5?109N 。 最大壓下速度V1=5，返程最大速度V2=15 2.22.21液壓缸的設計 2 活塞面積：設活塞桿的面積A2=其中A1為活塞的面積 根據液壓力平衡，可列出P1A1=P2(A1-A2)+Fmax 得出A1=0.3055m20.32m2 ，從而得出活塞的直徑d1=640mm, 活塞桿直徑d2=0.85?640=590mm 等效體積Vt=0.32?0.03=0.0096m3 2.22伺服閥的選擇 2.221閥的流量、頻率計算 選擇液壓閥主要依據閥的工

5、作壓力和通過閥的流量來確定，本系統(tǒng)的工作壓力在25MPa。 最大流量： Qmax=vmax?A1=5?10-3? 4?0.642=1.61?10-3m3 =96.5 伺服閥的供油壓力Ps=1.5PLmax=1.5?25=37.5Mpa 1Ps=12.5Mpa 3 我國規(guī)定伺服閥的額定流量指在空載條件下閥的輸出流量值；而國外，額定流量通常指負載壓降為7MPa及額定電流下，伺服閥的輸出流量。 伺服閥的流量規(guī)格為 閥壓降?Ps= Q0M=96.5?.5=72.2L/min 考慮系統(tǒng)的泄露等，將伺服閥流量增大30%，則伺服閥的額定流量為 Qom=72.2?130%=96.6 選閥D661-120L/m

6、in 2.222伺服閥選擇的注意事項 除了流量規(guī)格之外，還應考慮以下因素： 3 1）流量增益的線性要好，壓力靈敏度大，但對力控制系統(tǒng)要求壓力靈敏度較低為好； 2）不靈敏度、溫度和壓力零漂盡量小，泄露較?。?3）伺服閥的頻寬應滿足系統(tǒng)要求； 4）考慮對污染的敏感性、是否加顫振信號、可靠性、價格的考慮。 2.223伺服閥的選定 根據數據和上圖采用MOOG-D661電反饋三級電液伺服閥，其主閥 4 芯位置采用位移傳感器進行電反饋，內置式電子放大器對閥芯位移進行閉環(huán)控制。 閥的基本參數如下： 額定流量Qm：120 最大供油壓力：31.5Mpa 適用溫度：-20到1200C 此閥適用于高頻響液壓控制系統(tǒng)

7、，如電液位置，速度，壓力，力控制系統(tǒng)。 2.3傳感器的選定 壓力傳感器是HDA3700系列壓力傳感器，采用不銹鋼膜片上的薄層DMS技術，結構簡單、體積小、重量輕、使用壽命長。總誤差0.5%；壓力范圍6至600bar；信號輸出4-20mA或0-20mA或1-10V；受溫度變化影響極小。壓力和電信號的轉化由傳感器核心部件檢測體和放大電路完成，壓力信號輸出采用0-10V信號。 5 三、閥控缸力控制系統(tǒng)的數學模型建立 3.1系統(tǒng)方框圖 3.2基本方程與開環(huán)傳遞函數： 3.2.1偏差電壓信號為 Ue=Ur-Uf （1） 式中 Ur指令電壓信號 Uf反饋電壓信號 3.2.2力傳感器方程為 Uf=KfFFg

8、 （2） 15v KfF=2?10-6 750?103?10N 式中 KfF力傳感器增益 Fg液壓缸輸出力 3.2.3力控制器動態(tài)忽略，其輸出電流為 I=KaUe （3） 10?10-3 Ka=0.667?10-3 ，式中 Ka伺服放大器增益。15V 3.2.4伺服閥傳遞函數 在大多數電液伺服系統(tǒng)中，伺服閥的動態(tài)響應往往高于動力元件的動態(tài)響應。為了簡化系統(tǒng)的動態(tài)特性分析與設計，伺服閥的傳遞函數可以簡化，一般可用二階振蕩環(huán)節(jié)表示。二階近似的傳遞函數可由下式估計： Xv/I=KxvGsv(s) （4） 式中 Xv伺服閥閥芯位移； Kxv伺服閥增益； Gsv(s)Kxv=1時伺服閥的傳遞函數。 式中

9、 SV伺服閥固有頻率； 6 伺服閥阻尼比。 將所給主要參數代入： 伺服閥流量增益 KSV=Qmax120=0.2m3s?A) -3In1000?60?10?10 伺服閥的固有頻率 wsv=wn=90HZ 伺服閥的阻尼比 sv=0.5 伺服閥傳遞函數表示為： GSV(s)=Q0=2?Is wsv2KSV0.2=2 2s2?0.5+svs+1+s+12wsv9090 3.2.5 閥控缸的傳遞函數 假定負載為質量，彈性和阻尼，則閥控液壓缸的動態(tài)可用下面三個方程描述 QL = KqXv-KcpL QL = ApsXp+CippL+VtspL/4e （5） Fg =AppL =MtsXp+BpsXp+K

10、Xp 式中 Mt負載質量； Bp負載阻尼系數； K 負載彈簧剛度； Ctp液壓缸總泄漏系數。 由式（1）（5）可畫出力系統(tǒng)的方塊圖，如上圖1。 圖中Kce=Kc+Ctp。 將所給的主要參數代入，可得 D2 Ap=0.32m2 e=7?108 4 K=1.2?1010N/m Kh=5?1010 Kce=7.8?10-11m3/Pas 7 負載固有頻率：m=81.34HZ 液壓彈簧與負載彈簧串聯偶合的剛度與阻尼系數比： r=Kce Ap2?11?7.8?10-11 K+K?=0.322?h?11?+=3.1rads 109?1.2?105?10? 液壓彈簧與負載彈簧串聯偶合的剛度與負載質量形成的固

11、有頻率： 0=hKhKh1.2?1010+=m1+=81.34?+=150.5rads9KK5?10 閥控缸的阻尼比： 0=1 20Vt1+KKheKce=1.27 由式（5）中的三個基本方程消去中間變量QL和Xp，或通過圖a的方塊圖簡化可以得到閥芯位移Xv至液壓缸輸出力Fg的傳遞函數 閥控缸的傳遞函數： 2?s2?Bp1?1ss?Ap +s+1 ?0.32?+1-1124 2? ?Kcek10?m?=7.8?10?81.34? 2?2?1.27?s?s220?s?s ? ?+1+s+1 ? ?+1+s+12 ? ? 2?3.1150.5150.5?0?r?0? 四、仿真模型 4.1MATLA

12、B仿真分析 8 圖一 圖二 由bode圖看出，該系統(tǒng)雖然穩(wěn)定，但是由于穿越頻率幾乎為零，所以系統(tǒng)的響應時間會很長，這不滿足系統(tǒng)快速性的要求。 該系統(tǒng)的穩(wěn)定性裕量較高，響應較慢，同時存在一個穩(wěn)態(tài)誤差。為了提高系統(tǒng)的快速性和準確性，現加入PID調節(jié)器。比例環(huán)節(jié)可以提高系統(tǒng)的開環(huán)增益，減小系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)誤差， 9 提高系統(tǒng)的快速性。積分環(huán)節(jié)的加入是系統(tǒng)成為I型系統(tǒng)，跟蹤信號能力增強，減小系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)誤差。但PI環(huán)節(jié)的加入，會使系統(tǒng)的穩(wěn)定性下降。 4.2 PI調節(jié) PI調節(jié)后階躍響應圖 PI調節(jié)后開環(huán)bode圖 10 圖中相角裕度=53.8，在3060之間；幅值裕度Kg（dB）=51.2（dB），滿足要求；

13、所以此系統(tǒng)的穩(wěn)定性較好，且靈敏性也滿足要求。 五、系統(tǒng)特性分析 5.1時域分析 圖1 Amesim仿真分析圖 輸入信號為一階躍信號 11 輸出信號： 5.2頻域分析 未校正前：系統(tǒng)的階躍響應是無超調上升，綜合時域響應與頻域響應，可知系統(tǒng)的相對穩(wěn)定性較好。該系統(tǒng)屬于O型系統(tǒng)，對于階躍信號會存在一個位置誤差。同時由圖2知，系統(tǒng)的階躍響應與理想值（25MPa）存在一個穩(wěn)態(tài)誤差。故系統(tǒng)的準確性有待提高。系統(tǒng)的上升時間約為1.5S，系統(tǒng)的響應較慢。 12 校正后：系統(tǒng)的階躍響應存在一個超調量，與調節(jié)前相比，相對穩(wěn)定性有所下降，但仍能滿足系統(tǒng)要求，系統(tǒng)的階躍響應與理想值（25MPa）之間幾乎沒有了穩(wěn)態(tài)誤差

14、，準確性得到了明顯提高。加入PI調節(jié)后，系統(tǒng)準確性得到了很大的改善，但穩(wěn)定性有所下降，同時快速性沒有得到改善。為了得到更佳的系統(tǒng)性能，需進一步調節(jié)。 5.3校正裝置 5.31影響系統(tǒng)穩(wěn)定性的因素 1）系統(tǒng)的開環(huán)增益 降低系統(tǒng)開環(huán)增益，可增加系統(tǒng)的幅值裕度和相角裕度，從而提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性 2）積分環(huán)節(jié) 由控制工程基礎我們學到I型系統(tǒng)的穩(wěn)定性較好，型的穩(wěn)定性較差，再高的系統(tǒng)就更難于穩(wěn)定了 3）系統(tǒng)的固有頻率和阻尼比 系統(tǒng)的固有頻率越高，阻尼比越大，則系統(tǒng)的穩(wěn)定性裕度便可能越大。系統(tǒng)的相對穩(wěn)定性會越好。 5.32校正的作用 PID調節(jié)器。比例環(huán)節(jié)可以提高系統(tǒng)的開環(huán)增益，減小系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)誤差，提高系統(tǒng)的

15、快速性。積分環(huán)節(jié)的加入是系統(tǒng)成為I型系統(tǒng)，跟蹤信號能力增強，減小系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)誤差。但PI環(huán)節(jié)的加入，會使系統(tǒng)的穩(wěn)定性下降5.33校正 本課題研究的1450冷軋機是精密軋鋼機械，它對軋制過程的穩(wěn)定性，快速性，和精度都有很高的要求。所以對其進行了嚴格的校正，并得到了良好的特性。 13 圖中圖中相角裕度=39，在3060之間；幅值裕度Kg（dB）=5.92（dB），基本滿足要求；穿越頻率w=90.4rad/s；所以此系統(tǒng)的穩(wěn)定性較好，且靈敏性也滿足要求。 頻寬是指閉環(huán)系統(tǒng)的對數幅值不低于-3dB時所對應的頻率范圍（0wBWwb），頻寬表征了系統(tǒng)響應的快速性；穿越頻率w基本上確定了系統(tǒng)的閉環(huán)頻寬。 六、心得與收獲 通過本次三級項目，我們小組分工合作，積極查找各種資料，結合老師提供的資料，最終完成了本次1450冷連軋機軋制力伺 服控制系統(tǒng)仿真分析的項目。通過我們自己查閱資