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轧机伺服油缸测试系统研究

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武汉科技大学 硕士学位论文 轧机伺服油缸测试系统研究 姓名:卢云丹 申请学位级别:硕士 专业:机械电子工程 指导教师:陈新元 20080505

武汉科技大学硕士学位论文
摘要
轧机伺服油缸是轧机液压厚度自动控制系统(Automatic
Gauge

第1页

Control—AGC)系统的

关键部件,具有轧制力大、行程短、频率响应高等特点,其性能的好坏直接影响到液压AGC 系统的可靠性。同时,轧机伺服油缸的静、动态性能参数也是液压AGC系统故障诊断和检 测时的重要参考依据。但是对于轧机伺服油缸性能的测试目前国内还缺乏成熟的测试系统 与测试方法。为了更好的完成轧机伺服油缸性能的测试,本论文根据轧机伺服油缸的实际 使用情况,参考国家和行业相关的液压测试标准,针对轧机伺服油缸测试系统,进行了以 下几个方面的研究。 (1)对现有的轧机伺服油缸静、动态性能的测试方法及原理进行了分析,重点对轧机 伺服油缸的摩擦力测试方法进行了研究,并在此基础上,提出了背压模拟加载的测试方法。 (2)设计了带有PID控制功能的伺服放大器,通过电路仿真软件Multisim对该放大器 进行了特性仿真,确认了设计方案的可行性,并通过实验验证该放大器性能满足设计要求。 (3)建立轧机伺服油缸测试系统的数学模型,利用仿真软件Matlab对轧机伺服油缸测 试系统进行频域、时域的仿真分析,以确定系统的稳定性、快速性,并通过PID参数调节, 提高系统的动态性能;同时,对影响轧机伺服油缸测试系统动态性能的因素进行了分析。 为轧机伺服油缸测试系统性能的进一步提高提供了理论参考。 关键词:轧机伺服油缸,测试方法,伺服放大器,计算机辅助测试

第1I页

武汉科技大学硕士学位论文
Abstract

The rolling

servo

cylinder’S the key equipment of the hydraulic automatic gauge control rolling mill
servo

system of rolling

mill.The
on

cylinder‘S rolling force is great,stroke is short,
rolling mill
SeTVO

frequency response is fast and testing is

difficult.The

cylinder’S

performance
servo

has



direct impact

the hydraulic AGC

system.Therefore,access

to

the rolling mill

cylinder’s static and dynamic

performance
servo

will have important significance for

manufacturers.
test

The

test

method of the rolling mill

cylinder is also lack of unified standards and
test of the rolling mill SeI'VO cylinder.In Sd'VO

system.It’S brought some difficulties in the

order to

complete the
industrial test

test

method of the rolling mill

cylinder.It’S referred to the national and

standards.ConduCed the

following several aspects of the study:

FirStly'this paper studies the smile and cylinder.It’S focus
of back pressure.
on

dynamic performance

of the rolling mill SerVO
on

the friction testing

mOhod.And

design of the load method

simulation

Secondly,Design

of

servo

amplifier with PID controller.Based

on

the

simulation

software—Multisim,the functions element al e validated.111e
Thirdly,the

of every

circuit

are

simulated

and the prior parameters of each

results of simulation prove that the circuit

Can fill the

requirements.
both in the

mathematical model for the test
is

cylinder is

established.The

popular simulation

sofiware-Matlab
time domain

utilized

to carry out

the simulations of the

systematical properties

and

the frequency domain.Through the simulation and analysis,the response speed

of the hydraulic

control

system


can

be

improved

by optimizing

parameters in PID modulator.At
on

the same time,.the

analysis.of the

parameters of the

system

components impact

the

dynamic
Sel'VO

Performance.It’S
cylinder test

give

reference to further improve the development of the rolling

system.
sar、,o

Key

Words:rolling mill

cylinder,test method,Sa'VO

amplifier,computer-aided

test

武汉科技大学 研究生学位论文创新性声明

本人郑重声明:所星交的学位论文是本人在导师指导下,独立进行研 究厥取得的成果。除了文中已经注明引用的内容或属合作研究共同完成的

工作外,本论文不包含任何其他个人或集体己经发表或撰写过的作品成暴。
对本文的研究做啦重要贾献的个人和集体,均已在文中以明确方式标明.

申请学位论文与资料若有不实之处,本人承摆一切相关责任.



论文作者签名:点兰生日期:碰垒』丑L量
研究生学位论文版权使用授权声明

本论文的研究成果归武汉科技大学所有,英研究肉客不得以其它单位 的名义发袭。术人完全了鳃武汉科技大学有关保留、使用学位论文的规定, 同意学校保留并囱有关部门遂交论文的复帮件和电子版本,允许论交被查

阅和借阀,同意学校将本论交的全部残部分内容编入有关数据库进行检索。

论文俸者签名:.生兰盘。..。。。..。
指导教蟀签名._。.隘迸堑


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第一章绪论
1.1课题研究意义

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板带轧机是使轧件通过具有一定辊缝的轧辊从而轧制出预期厚度带材的一种金属力 加工设备,是轧钢的重要设备之一。板带材的质量和产量能够衡量一个国家钢铁企业的实 力和水*。随着经济的发展,我国钢材需求量不断增大,尤其是板带材的市场需求持续增 长,板带轧机的发展空间依然较大。发展我国板带材生产,不但是市场需要,也是优化我 国钢铁产业结构的需要。
液压厚度自动控制系统(Automatic
Gauge

Contr01.AGC)是现代板带轧机的关键技术。现

代冶金行业,伴随高精度液压AGC控制系统在轧钢生产线上的广泛使用,液压AGC控制技 术的应用也就越来越引起大家的关注。我国的现代化板带轧机生产线上基本上都配有液压 AGC控制系统,其中轧机伺服油缸的性能是液压^GC控制系统中最重要的一个环节,它关 系到钢板的成材率。轧机伺服油缸载荷大、频率响应高、行程短、结构复杂、调试及故障 诊断难度很大,常常因无法预测故障或不能判断故障部位而被迫停产检修。因此,我们有 必要对轧机伺服油缸进行详细的检测。 其次,轧机伺服油缸是工业生产设备中的重要液压元件,价格昂贵,为了降低企业成 本,对故障油缸必须采取修复后重复使用的原则。伺服油缸在出厂及修复时,必须附上其 性能参数的试验报告,只有其性能参数达到规定的要求,它才可获准使用。但是对于轧机 伺服油缸,目前还没有统一的测试方法与标准。因此,无论从科学性还是从实用性出发, 开展轧机伺服油缸测试技术与设备的研究工作都具有重要意义。 再次,在轧机伺服油缸的应用中,不仅要求有高的静态性能,而且对动态性能也提出 很高的要求。在对轧机伺服油缸的研制、生产、检测过程中,油缸的静、动态性能也是检 验油缸质量的重要指标。同时,国内对于伺服油缸的摩擦力特性测试方面,一般沿用普通 液压缸测试启动压差来测试其摩擦力的方法,而且试验方法与计算方法都没有统一的规 定,这就使测试结果缺乏可比性。因此尽快研制出高精度的轧机伺服油缸测试系统以及实 现对轧机伺服油缸进行高精度的静、动态特性测试,具有极其重要的意义。 1.2轧机伺服油缸的功能和特点 伺服油缸是电液伺服系统或比例系统中的执行元件,其作用十分重要,通过伺服油缸, 可对负载施加可控的推、拉、压、扭等作用力,从而实现对该负载的运动方向、位置、速 度等随意控制。为了简化机构,通常将信号检测和反馈装置、伺服阀或比例阀直接安装在 伺服油缸上,还有的将步进电机、液压滑阀、闭环位置反馈设计组合在液压油缸内部,以 便更好的实现对油缸的精确控制。 由于伺服油缸是工作在电液伺服系统的闭环回路中,是回路中的一个关键环节,其性 能指标直接影响系统的精度和动、静态品质,所以它与一般的液压传动系统用的普通油缸 在功能上有很大不同(表1.1)Ⅲ。
轧机伺服油缸与普通伺服油缸相比具有低摩擦、无爬行、低启动压力、高响应、快速

性等优点,但是由于工况差距较大,又具有自身特点。

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(1)工作有效行程范围差距大:轧机伺服油缸工作有效行程一般为5mm内,普通伺服 油缸工作有效行程视工况而定,一般较大;

(2)负载特性不同:轧机伺服油缸负载一般为变负载,普通伺服油缸负载视工况而定, 一般为稳定负载;

(3)负载一位移特性不同:轧机伺服油缸负载随活塞杆位移增大而增大,普通伺服油
缸负载一般不随活塞杆位移变化而改变:
表1.1普通油缸与伺服油缸比较
比较 功能 普通油缸 伺服油缸 作为传动执行器,用于高频.卜.驱动I:作 负载,实现高精度,高响应伺服控制。

作为传动执行器,用丁驱动:l:作负载,实现jI: 作循环运动,满足常规运动速度及*稳性要
求。

性能

启动压力要求较小 不允许外泄漏,内泄漏较小 要求较高工作寿命 要求较高清沽度

启动压力和运动阻力要求很低 不允许外泄漏,内泄漏很小 要求高寿命 要求很高的清洁度

1.3伺服油缸的研究现状分析 国外轧机伺服油缸的工作压力大于24MPa,设计系统压力大于34MPa,在1.5倍条件 下作耐压与泄漏试验,密封工作保证寿命36个月。在油缸的表面处理、镀青铜、密封、 减少摩擦等制作工艺方面采用了确保质量的高技术措施。目前,国内的油缸工作压力为 20MPa左右,密封、摩擦等几方面性能均不能达到较高要求。油缸的主要性能指标是动态 频响、定位精度、响应时间和可靠性。国外有专用油缸测试系统对油缸进行综合测试,油 缸的测试频响大于18Hz,实际轧钢时的频响可确保11.15Hz,而保证钢板精度的最低要求 应大于10Hz。国内油缸设计频响10Hz,轧钢时的实测频响只有3-5Hz,油缸的频响直接 影响油缸的控制性能∞,。 我国轧机伺服油缸的测试与诊断技术一直未能很好地解决。当遇到故障或系统需要鉴 定时,往往依靠外国专家调试,并将关键元件送往国外检测与维护。如果时间紧迫,一些 厂家就利用现有的普通液压测试系统进行试验检测。由于原有的各种液压测试系统不适用 于轧机液压AGC系统及关键元件的试验测试,特别是对于轧机伺服油缸,国内还缺少统一 的试验方法、标准及相关技术,往往无法准确判断故障部位,盲目更换零备件,会造成备 件和人力的大量浪费,常常影响生产。因此,国内急需能够对轧机伺服油缸进行动态和静 态性能测试的技术与设备,以解决事故停产、检修过多的问题。 根据GB/T15622.1995的要求,对液压缸产品的测试项目有内、外泄漏测试、耐压测试、 全行程检查测试、高温测试、耐久性测试、最低启动压力等,液压缸测试系统应能完成各 项项目的测试。 大连理工大学按照“JB/ZQ377486"工程机械液压缸检验规则的要求为鞍山第一工程 机械有限公司研制了一台大型液压缸测试系统,用于推土机、装载机等七个系列二十一种 不同结构型式的液压缸测试。测试系统备有冷却、加热装置,可实现油温控制。测试实验

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台拆装试件方便,通用性强。被测液压缸和加载缸供油回路分开。采用被动加载的方式, 使一个高压系统处在低压下工作,节省能源、降低成本,使系统工作安全可靠。被测液压
缸回路中采用变量泵和节流阀调速,调速范围大口1。

武汉科技大学的许益民根据测试以水一乙二醇为介质的液压系统执行器的需要,研制

了水一乙二醇液压缸(马达)测试系统,采用增压缸提供高压油源的办法解决了水一乙二
醇液压缸(马达)耐压测试中的高压油源问题。系统采用比例调压,实现系统压力的精确
递增‘"。

浙江华昌液压机械有限公司在伺服油缸内泄漏测试方面以砝码直接加载,将直线位移 传感器或角位移传感器所采集到的数据通过计算机的处理直接变成内泄漏量∞1。 武汉科技大学根据液压缸(马达)试验方法标GB/T15622.1995.JB/ZQ3774.86以及参照 美国SAEJ214MAR86试验标准的要求,设计研制了液压缸(马达)测试系统。试验台采用比 例压力控制技术结合现代传感器技术、微电子技术、虚拟仪器技术以及计算机辅助测试技 术,能对油缸直径280mm以下的各类油缸进行检验测试(包括试运行、全行程、内外泄漏、 启动压力特性、耐压测试以及耐久性测试等)嘲。 可以看出,在普通油缸测试系统的研制方面已经投入了很大力量,但是这些系统只能 针对普通伺服油缸的一些静态特性进行,对于轧机伺服油缸的测试还缺乏较为全面的测试
方法和系统。

哈尔滨工业大学的于慈远提出的电液负载模拟器是一种较为精确的轧机伺服油缸性 能测试系统,系统主要由伺服阀和液压缸组成的加载系统、力传感器,函数发生器、加载 系统控制器等组成。该系统测试方法简单方便,不需任何采集卡,就可进行油缸动态性能 测试。缺点是易受噪声干扰,测试精度很难保证,摩擦力的大小也无法测得H1。 上海宝冶机装公司原有的轧机伺服油缸静态特性测试系统,能为上海各钢厂完成了大 量的轧机伺服油缸检测工作,解决了伺服油缸修复、测试的急需。但该测试系统是一个简 易的测试系统,无法完成动态特性试验项目,测试系统中无力闭环系统,不能进行摩擦力 测试。 为了满足轧机伺服油缸的摩擦力和动态性能测试,宝冶机装委托武汉科技大学在其原 有测试系统的基础上设计了新的测试系统。该系统能够完成轧机伺服油缸的内泄漏、外泄
漏、耐压、爬行等项目的测试。摩擦力测试通过摩擦力加载油缸间接测试被测油缸的静摩

擦力及动摩擦力:在动态指标方面,采用动态加载油缸完成轧机伺服油缸的频率响应特性 的测试砸1。该测试系统测试精度达到了国家B级精度,测试软件采用了基于虚拟仪器的设 计方法,使得系统操作更加方便。 北京科技大学设计了一套轧机伺服油缸测试系统。该系统采用闭式机架,加载缸加载 的方式,能够完成轧机伺服油缸的动态响应特性和静态特性的测试。 可见,国内在普通油缸的测试技术已同渐成熟,但对轧机伺服油缸的测试系统的研究 却远没有普通油缸这样深入。因此,开展对轧机伺服油缸测试系统及其测试方法的研究还 需要进一步深入。

第4页 1.4论文的主要研究内容

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(1)研究分析轧机伺服油缸的静、动态性能测试方法。通过对现有的轧机伺服油缸性 能测试方法的分析,提出了新的摩擦力测试方法。
(2)设计并制作伺服放大器,应用于该轧机伺服油缸测试系统中。

设计了带有PID控制的伺服放大器,输出范围调节方便,可以应用于多种伺服阀的驱 动控制,并利用电路分析软件对其进行特性分析。
(3)轧机伺服油缸测试系统的特性分析。

建立轧机伺服油缸测试系统各部分的数学模型,并利用Matlab对该系统进行仿真。

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第二章轧机伺服油缸测试方法研究
2.1轧机伺服油缸主要测试内容

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轧机伺服油缸轧制力大、行程短、频率响应高,检测方法、检测项目及测试方法均应 与普通油缸不同。 结合相关的国家标准,以及液压AGC系统的特殊要求,轧机伺服油缸测试系统应能完
成以下主要测试内容:

(1)轧机伺服油缸的静态特性测试:静态性能要求油缸具有足够的机械强度和刚度以及 良好的密封性,在J下常使用的压力范围内能长期可靠的工作。包括内、外泄漏测试、耐压 测试、最低启动压力测试、爬行测试、摩擦力特性测试等,并绘制相关曲线。 (2)轧机伺服油缸的动态特性测试:动态性能要求油缸运动时响应要高,摩擦力要小, 以及动静摩擦力的差值要小。一般摩擦力在最大轧制力的1%以内,轧机AGC系统才能在比 较理想的频宽内稳定地控制油缸做动态微量调整。频率响应测试(主要测试工作频带以内 的频率特性)的范围达至lJl0Hz以上,测试精度符合国家有关标准,绘制幅频特性与相频特
性Bode图。

2.2轧机伺服油缸测试方法及评价标准 目前轧机伺服缸测试方法没有统一的标准,但有相关的普通油缸的测试标准,因此, 可以参考普通伺服油缸测试方法进行轧机伺服油缸的常规测试。对于轧机伺服油缸来说, 常规测试项目主要包括内泄漏测试、外泄漏测试、耐压测试、最低启动压力测试、爬行等 静态项目的测试。但是为了保证液压AGC系统可靠工作,仅仅按照以上测试方法及评价 标准很难达到满意的结果,必须新增许多测试内容,研究其测试方法,特别是要讨论轧机 伺服油缸新的评价标准,从而实现对液压AGC系统全面而准确的性能评估,为设备故障 诊断打下基础。 根据轧机伺服油缸测试需要,可以参考以下测试方法和评价标准阳1。
表2.1轧机伺服油缸测试系统的测试方法及评价标准 类型 轧机伺服 油缸,摩 擦力测试 测试项目 双方向、 全行程摩 擦力、静 摩擦力特 性测试 轧机伺服 油缸动态 性能测试 油缸频率 测试方法及特点 评价标准 双方向、全行程摩擦 力均小于车L¥JJ力的 0.3%,动、静摩擦力 之差小于30%

①采用加载缸伺服控制施力,施力精度.人丁0.5%; ②通过加载伺服缸下压和上拉实现双向全行程测
试;

③在被测缸两端和中间位置测试摩擦力。

①用伺服油缸和伺服阀等现场液压元件构造现场原
型试验系统;

①频率响应不低于
4.8Hz

特性测试

②采用动态对顶伺服加载,模拟负载加载控制精度
要求达到l%;

②4Hz以内波形奇变 小丁.10%

③波形的频率精度l%,幅值精度0.5%; ④油源动态稳压精度控制在5%以内

③在频率切换时无
自激现象

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2.3动态特性测试方法研究
液压AGC系统中,与伺服阀、伺服放大器和检测环节相比,伺服油缸是控制系统各环

节中动态响应最低的环节。因此,轧机伺服油缸的固有频率往往成为系统响应速度的上限。 为提高系统响应速度就要设法加大伺服油缸的固有频率。然而,伺服油缸的固有频率取决 于伺服油缸本身的结构参数、相关的连接管道参数以及油液的压缩性等因素。因此,对于 实际使用中(或检修后)的轧机伺服油缸必须要求其频率响应能满足系统所要求的频宽。如 果轧机伺服油缸的频率响应达不到系统所要求的频宽指标,则认为该伺服油缸是不合格
的。这是动态测试的依据。

对系统的动态特性进行测试的方法有阶跃响应法和频率响应法。阶跃响应法是一种时 域测试动态特性的方法,频率响应法是一种频域测试动态特性的方法。 (1)阶跃响应法的基本原理是:考察系统在单位阶跃函数作用下,动态过程随时间的 变化状况的指标。一般认为,阶跃输入对系统来说是最严峻的工作状态,如果在阶跃函数 作用下的动态性能满足要求,则系统在其它形式的函数作用下,其动态性能也是令人满意
的。

在测试时是在被测油缸有杆腔位置闭环控制,无杆腔比例背压模拟加载工况条件下, 附加一个阶跃给定值,实时测量阶跃给定值和被测油缸活塞位置的反馈值随时间的变化过
程,并绘制成阶跃响应特性曲线。 (2)频率响应法的基本原理是:依次用不同频率COl的简谐信号激励被测系统,同时测

出激励和系统的稳态输出幅值Xoi,Yoi及相位差嘶。根据定常线性系统的频率特性,系统 在简谐信号x(f)=3(osinCot的激励下,产生的稳态输出也是简谐信号】,(f)=Yosin(cot+①)。 此时输入与输出量虽为同频率的简谐信号,但是两者的幅值并不一样,其幅值比A=yo/Xo 随频率彩而变,是CO的函数,相位差①也是频率功的函数“引。 记系统稳态输出信号和输入信号的幅值比为彳细)=Yoi/Xoi,它被称为该系统的幅频特 性;同样,记系统稳态输出信号和输入信号的相位差为m,它被称为该系统的相频特性, 两者统称为系统的频率特性。 一般规定,当输出对输入相角滞后900时,系统频率为该系统的相频宽;A(CO)由彳(0) 下降3dB时,系统频率为该系统的幅频宽。因此,可通过Bode图中.900与相频特性曲线的 交点的横坐标来求得相频宽,通过.3dB与幅频特性曲线的交点的横坐标来求得幅频宽。 在动态测试软件下,通过数据采集卡的D/A通道给出一组谐波电压信号Ui=
sinmt,

然后经伺服放大器转换为相应的谐波电流信号,送人伺服阀线圈。控制阀芯产生位移,从 而控*胨欧椎牧髁看笮。欧捉髁孔灰剖涑觯偻ü灰拼衅鹘屑 测,由数据采集卡的A/D通道进入计算机,通过对位移信号进行转换与计算,可获得系统 的稳态输出UD=Uosin(mt+≯细))。根据输入与输出两组谐波信号进行比较。可得到测试系

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统的幅频特性彳(缈)=Vo/a和相频特性矽(缈),因为测试系统频宽最低的设备就是伺服缸, 因此可*似的用测试系统的频率特性代表伺服缸的频率特性。 动态测试时由CAT软件产生0.1.10Hz的扫频正弦信号,信号幅值可根据被测缸的不同 而输入不同的值,幅值的上限设嚣为了防止信号幅值超过系统“速度限”而产生畸变的正 弦波响应。此扫频J下弦信号通过伺服放大器驱动电液伺服阀,从而使被测缸作相应运动。
由CAT测试系统采集被测缸活塞的位移信号,对数据进行分析,即可得到被测缸的频率特 性,绘f1]lJBode图u¨。

2.4摩擦力测试方法研究 轧机伺服油缸摩擦力的大小对液压AGC系统的性能有很大的影响。非线性的摩擦力不
仅要带来静态死区和动态死区,而且对稳定性和频宽也要带来不利的影响。 在系统处于*衡位置时,伺服阀要频繁调节伺服油缸使其作往复微量运动。如果静摩

擦力过大,伺服油缸运动改变时,活塞从静止到运动,由于伺服油缸摩擦力的降落特性, 摩擦力突然减少(静摩擦力大于动摩擦力),尽管此时伺服阀阀芯未动,但伺服油缸会发生 一次跳动,(爬行)而偏离*衡位置。系统在反向调节位置时也会出现同样的情况。由此可 能形成所谓的极限环振荡。因此,为了获得稳定的控制系统,应尽量减少伺服油缸的摩擦 力,使之等于或稍大于库仑摩擦力.为了达到液压AGC系统的高精度和高响应,通常要求 伺服油缸的摩擦力与机械摩擦力的总和应不大于l%的轧制力,而伺服油缸的摩擦力应小于 伺服油缸的最大推出力的3%,因此,必须定期检测伺服油缸的摩擦力特性,对于检修时更 换密封的伺服油缸更需检侧n
31。

轧机伺服油缸摩擦力测试主要是全行程摩擦力特性测试,包含静摩擦力及动摩擦力特 性测试。目前还没有轧机伺服油缸的试验标准,而普通油缸的摩擦力测试标准是采用启动 压差法,只能测量油缸在端部的摩擦力情况。而轧机伺服油缸最关心的摩擦力应该是在中 点附*。因此,研究轧机伺服油缸的全行程摩擦力的测试方法是完善轧机伺服油缸测试技 术的需要,也是保证现场正常生产的需要。
(1)启动压差测试

启动压差测试法原理如图2.1所示,通常的做法是被测缸有(无)杆腔通回油,无(有) 杆腔供油,通过控制电液伺服阀调整被测缸进油压力,记录被测缸在启动时的最低压力。
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图2.1试验方法原理图

图2.2压力摩擦阻力曲线图

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测试时,调整伺服阀控制信号,使活塞杆缓慢运动,记录活塞向左移动时被测缸有杆 腔压力尸l左、无杆腔压力尸2左,活塞向右移动时被测缸有杆腔压力A右、无杆腔压力P2;fi
的值(如图2.2)。

根据力*衡公式:
PIAI=P2A2

(2.1)

式中:PI一被测缸有杆腔供油压力; P2一被测缸无杆腔供油压力; 彳l一被测缸有杆腔的有效作用面积; A2一被测缸无杆腔的有效作用面积。

P1=丝尸2:即2
Al

(2.2)

K—面积比K:垒
AI

启动压差
同理

APl=尸I左一即2左
zkP2:P2右一竺Pl右
A2

(2.3) (2.4)

此公式从理论上讲是对的,但实际使用时误差很大, 因此为了使用方便,可以将公式
(2.4)改为:

AP=【(Pl左一KP2左)一(Pl右一KP2右)]/2

(2.5)

此公式为计算油缸左右运动时两个方向的启动压差,然后取*均值。实际上,求启动

压差就是求A左与即2左的宽度和P1右与即2右的宽度的*均值。这种算法最大的优点在
于消除了很多影响误差的因素,尤其是两压力表的相对误差引起的误差。使启动压差的数 值可信度增高n引。 但是这种方法用于轧机伺服油缸摩擦力测试存在许多问题。 首先,大型轧机伺服油缸的轧制力一般均大于1000II屯,但摩擦力仅为最大轧制力的 0.2%-0.496以下。可见摩擦力相对于轧制力很小,对测试精度有很高要求。如果用上述方法 进行测试,由于轧机油缸的有效面积较大,其系统的启动压力远远大于所规定的摩擦力, 无法测量大型重载伺服油缸的摩擦力。 其次,伺服油缸的摩擦力与活塞所处的位置有关,因此必须要了解伺服油缸在全行程 范围内的摩擦力变化情况,特别是轧机伺服油缸往往在工作点(在大多数情况下是油缸的 中间位置)附*工作,在此点摩擦力值更具测量意义,而启动压差测量法不能做到这一点。 其三,油缸启动时存在惯性力,启动压差法测忽略了这一点,测试精度不高。 (2)机架变形法¨钔 机架变形法测试原理图如图2.3所示,在牌坊体内由下而上依次放置底座、伺服油缸和 变形仪。被测油缸的无杆腔连接稳定的动力油源,并有电液伺服阀调节进入无杆腔的油压。 测试过程包括升压和降压两个过程。先进行升压测试,由伺服阀微调无杆腔的油压从零丌 始缓慢上升,达到开启压力,即克服最大静摩擦力后,活塞开始向上运动,变形仪受压而

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变形,通过安装在变形仪中的百分表读取变形量,即活塞的移动量。压力每增大一级,变 形量也相应增大,记录下每一级压力值与相应变形量。当测试压力升到最大允许值时,停 止加压,随后缓慢降压直到压力减小到零。压力每减小一级,变形量也相应减小,同样记 录下每一级压力值与相应变形量。每一对压力值和变形量构成一个坐标点,在直角坐标系 中用描点法作出压力值与变形量之间的函数图象,可以得到两条曲线,分别对应升压和降 压两个测试过程,如图2.4所示。
々 皇 Z h h

l一牌坊体2一变形仪3一被测油缸 4一底座5一压力表6.电液伺服阀 图23摩擦力测试装置示意图

图2.4压力与变形量函数关系示意图

在测试过程中,适当保持活塞缓慢而均匀的运动,则活塞在任一位置的加速度都 可看作为零。这样,在任意位置上都可以把作用在活塞上的力系看作静力系。当活塞
上升或下降到某一位置(£=皮)时,其静力*衡方程如下: 上升时:

APli=蛔+G+Fu

(2.6) (2.7)

下降时:dP2i=妇+G—F2i
式中:么一油缸活塞面积;
Pli一活塞上升到&处无杆腔的压力; P2f一活塞下降到&处无杆腔的压力: Fu一变形量&处活塞所受向下的摩擦力; ,2f一变形量&处活塞所受向上的摩擦力; k一变形仪弹性系数; G一活塞及变形仪总重。

因为油缸向上和向下的摩擦力基本相等,因此用Fu和F2i的*均值表示任一窃处的* 均摩擦力:
R=

在区间【a,b】内选取n组数值,然后求*均值,作为油缸在整个工作过程上的*均摩擦力 F。用*均摩擦力F除以额定工作压力下的推力,得出一个比例系数/:

一==一
Fu+F2i 2 2

A(PIi—P2i)

(2.8)

;三羔(学) 厂=去=堕{L

(2.9)

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式中:n一油缸额定jI:作压力。 根据.厂的大小判断油缸是否满足工作要求,通常轧机伺服油缸的要求是厂≤l%。
这种方法的数据处理过程比较复杂,要求得精确的结果就必须增加取值的密度,需要 处理大量的数据,计算复杂。并且系统是开环系统,很难保证油缸的匀速运动。
(3)油缸加载法n钉

为了更有效的测试伺服油缸的摩擦力,可以采用一小伺服油缸作为加载缸,对被测油 缸进行缓慢加载(上拉或下压)的间接测试法,其原理如图2.5所示。

图2.5摩擦力测试系统示意图

摩擦力测试系统由伺服阀、伺服放大器、位移传感器、力传感器及变送器、加载缸、 被试缸、计算机测试仪、数据采集系统、工作站等构成。加载缸是一小的伺服缸,对被测 伺服缸进行缓慢加载(能上拉或下压)。力传感器作为力闭环的反馈元件:压力传感器的作 用是在力闭环的内部构成力局部反馈,形成串级控制,以提高施力精度。位移传感器用来 测量被测缸是否动作,并经工作站处理后变成速度信号,构成速度闭环控制系统。测试前, 预先将被试缸的有杆腔和无杆腔接回油箱,并用高准确度的低压传感器监测,确认没有背 压。开始测试时,由计算机给出施力信号,由电液伺服阀控制加载缸输出一个推力,并通 过力传感器驱动被测缸,使被测缸产生一从静止开始运动的过程。加载缸向被测缸加载, 使被测试缸向上或向下运动,由位移传感器检测位移,由两个压力变送器测出摩擦力的负 载压差,然后由计算机进行计算处理,获得精确的被测缸的静摩擦力及动摩擦力。 被测缸活塞的摩擦力计算表达式如下。 若被试缸为下压工况:

Fir=Fl—M姿+G
dt2

(2.10)

,l,—被测油缸向上的摩擦力; ,I一压下时力传感器输出力; 肘一被测油缸活塞的惯性质晕; G一被测油缸活塞的白重:

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x一被测油缸的位移: t一时间。

第ll页

若被试缸为上拉工况:

F2厂=F2一M等一G
,,2’.

(2.11)

dt2

F2/一被测油缸向下的摩擦力; F2一上拉时力传感器输出力。

在实际运用中,由于采用了速度闭环控制回路,使加载缸作匀速运动,因而在计算毋
时,不考虑惯性力。 1)静摩擦力测试阶段

在静摩擦力测试阶段,CAT软件将力传感器测量到的加载力信号作为负反馈信号,与 给定信号叠加,再通过数字PID运算,作为输出指令信号,驱动加载缸,以保证加载缸加
载力均匀增加。在静摩擦力测试阶段完毕时,CAT软件自动断丌此数字闭环。 2)动摩擦力测试阶段

在动摩擦力测试阶段,CAT软件将位移传感器测量到的加载缸活塞位移值进行数字微 分作为负反馈信号,与给定信号叠加,再通过数字PID运算作为输出指令,驱动加载缸, 以保证加载缸活塞匀速运动。在静摩擦力测试阶段完毕后,CAT软件自动接通此数字闭环。 3)静摩擦力特性测试原理
由AGC下位控制计算机通过数据采集卡D/A通道给出斜坡指令信号,由伺服放大器将

指令电压转化为相应的电流信号,经功率放大,驱动伺服阀,控制加载油缸对被试轧机油
缸加载。加载时,加载力由力传感器测量,活塞杆的位移由位移传感器Sl和S2测量。在静

摩擦力测试阶段,通过数字力闭环保证加载缸所施力是均匀增加的,同时,AGC下位计算 机对位移信号循环监测,当位移量从“零"变化为“非零"瞬时,力传感器测量到的加载 力的值即为被测轧机油缸的静摩擦力。
4)动摩擦力特性测试原理

由AGC下位控制计算机通过数据采集卡D/h通道给出斜坡指令信号,由伺服放大器将 指令电压转化为相应的电流信号,经功率放大,驱动伺服阀,控制加载油缸对被测轧机油 缸加载。加载时,加载力由力传感器测量,活塞杆的位移由位移传感器Sl和S2测量。在静 摩擦力测试的同时,AGC下位计算机对活塞位移信号循环监测,当位移量从“零"变化为 “非零”瞬时,测试软件将自动断开数字力闭环,接通数字速度闭环,控制加载缸,使其 匀速运动。根据运动学原理,此时,力传感器测量的加载力即为轧机油缸动摩擦力。 5)全行程摩擦力测试 轧机油缸活塞或柱塞所处位置不同,其摩擦力的大小是不同的。为了使轧机伺服油缸 的活塞或柱塞能停留在任意位置,借用轧机油缸动态测试的三级电反馈电液位置伺服系统 驱动被测轧机油缸,实现精确定位:然后采用上述方法进行摩擦力测试,从而获得在全行

第12页

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程范围内任意位置的摩擦力大小。在现场实施时,为了简化测试步骤,通常选取轧机伺服 油缸的两端和中间三处作为测试点进行摩擦力测试。
系统试验测试曲线如图2.6所示。

图2.6摩擦力及位移测试曲线 (4)背压模拟加载法

为了更加合理的对伺服油缸的静、动态性能进行测试,本论文提出了背压模拟加载的 方法,其原理如图2.7所示。

图2.7背压模拟加载法原理图

此方法不设置机架和加载液压缸,而是通过在被测油缸有杆腔通过比例溢流阀控制背 压大小,模拟负载工况,通过控制比例溢流阀信号大小实现变(恒)负载加载。 测试系统采用位置伺服系统:伺服油缸位移信号通过计算机数据采集卡通过A/D转换 存贮于计算机,同时位移信号与计算机送给伺服控制系统的指令信号通过伺服放大器的 PID控制功能,可构成位置闭环,完成动摩擦力、阶跃响应、频率响应测试。 1)启动摩擦力测试 将被测缸的无杆腔接到伺服阀控制121A,伺服阀控制121B堵上,被测缸的有杆腔放空或 接回油箱,通过计算机给伺服阀发出斜坡信号,随着控制信号的增大伺服阀控制液压缸从

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第13页

静止到开始运动,当位移量从“零”变化为“非零”瞬时,无杆腔低压压力传感器测量到 的压力值即为被测油缸的启动摩擦力;同时计算机通过数据采集卡接收伺服缸的位移传感 器和无杆腔低压压力传感器信号,并绘制成位移压力曲线,即得到启动摩擦力和启动摩擦 力曲线。有杆腔启动摩擦力测试与无杆腔测试方法相同。
2)动摩擦力测试

模拟轧制工况下动摩擦力测试:被测缸无杆腔由伺服阀A口控制,通过计算机采集被
测缸活塞的位移信号,并通过伺服放大器、伺服阀构成位置闭环;有杆腔加载背压由计算

机根据被测缸活塞的位移信号操作比例溢流阀控制变背压(与位移成线性),可实现恒负 载或变负载工况模拟,计算机同时采集位移信号、无、有杆腔压力信号,进行计算处理,
绘制出位移摩擦力曲线。

测试时,被测油缸有杆腔压力信号包括升压和降压两个过程,对应的位移反馈信号与 与有杆腔压力信号成线性,油缸分别对应向右先再向左做往复运动。对应同一位置有杆腔 加载的背压恒定。对应曲线分别如图2.8、2.9、2.10、2.1l所示。

P冀
}n

时同t
图2.8被测油缸有杆腔压力控制曲线
图2.9被测油缸无杆腔位移控制曲线

时同l

图2.10被测油缸右移时受力图

图2.1l被测油缸左移时受力图

对于加工精度符合要求的油缸来说向左和向右的摩擦力是基本相等的。由图2.10可知 油缸向右运动时,对应任一位置,可以建立力*衡方程:
,l=F2+厂 式中:,l=PI×AI一被测缸有杆腔推力; F2=P2×彳2一被测缸无杆腔推力; P1一被测缸无杆腔供油压力; P2一有杆腔供油压力; 彳l一被测缸无杆腔的有效作用面积; A2一被测缸有杆腔的有效作用面积 (2.12)

第14页 厂一摩擦力。

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由图2.1l可知油缸向左运动时,对应任一位置,可以建立力*衡方程: F2=F弋’l 式中:Ft.-Plk彳I一油缸向左运行过程中,对应同一位置时无杆腔的推力; PI’一油缸向左运行过程中,对应同一位置时无杆腔供油压力。 (2.13)

由式(2.12)、(2.13)可得: f=(Fl—F1’)/2=(PI—PI。)AI/2
(2.14)

FIl
Fll



图2.12动摩擦力特性曲线

对应可以绘出被测油缸一个往复运动过程中的动摩擦力特性曲线如图2.12所示,实 际测试时,使活塞循环往复运动多次,绘出位移摩擦力曲线,取.厂的最大值作为最大摩擦
力。

3)阶跃响应测试 阶跃响应特性测试是在被测油缸有杆腔位置闭环控制,无杆腔比例背压模拟加载工况 条件下,附加一个阶跃给定值,实时测量阶跃给定值和被测油缸活塞位置的反馈值随时间 的变化过程,并绘制成阶跃响应特性曲线。 4)频率响应测试 频率特性测试是在被测油缸有杆腔位置闭环控制,无杆腔比例背压模拟加载工况条件 下,由计算机向伺服阀发出0.1Hz至10Hz正弦波指令信号,伺服阀控制被试缸活塞产生 J下弦振动,计算机同时检测被测油缸活塞位移反馈值,记录和存储位移反馈值与给定值的 幅值与相位差值,并根据检测的数据进行频率计算分析,绘制被测油缸的幅频与相频特性 曲线(Bode图),并计算相应的幅频和相频的截止频率。 2.5本章小结 本章从主要针对轧机伺服油缸的性能特点,对现有的轧机伺服油缸的动态测试和摩擦 力测试方法进行了探讨,提出了背压模拟加载的测试方法,背压模拟加载方法充分利用了 计算机控制比例阀的高精确度特点,实现了模拟加载工况的精确控制。

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第三章伺服放大器设计及仿真
3.1伺服放大器概述 3.1.1伺服放大器的功能

第15页

伺服放大器是机电液伺服控制系统的重要组成部分,它与电一机械转换器相匹配,以 改善电液控制元件或系统的稳态和动态性能。伺服放大器系指驱动电液伺服阀的直流功率 放大器,其前置级为电压放大电路,功率级为电流放大电路。其负载通常是伺服电机、力 矩马达、动圈式力矩马达或直流比例电磁铁。伺服放大器的作用是将输入电压信号与反馈

信!甜t较后的偏差信号加以放大和运算,输出一个与偏差信号电压成一定函数关系的控制
;:.n流,输入到伺服电机电枢或伺服力矩马达线圈中去驱动伺服电机或伺服阀n引。 3.1.2伺服放大器的性能要求 (1)线性度好,精度高,具有较宽的控制范围和较强的带载能力;
(2)方便的零点和增益调整方式;

(3)动态响应快,频带宽; (4)具有足够的输出功率,功率放大级的功耗小; (5)抗干扰能力强,有很好的稳定性和可靠性; (6)控制功能强,能实现控制信号的生成、处理、综合、调节、放大; (7)输入、输出参数、连接端口和外形尺寸标准化,规范化n 3.1.3伺服放大器的设计要求 (1)输入士10V: (2)输出S]00mA,范围可调; (3)频率响应:.3dB之800Hz: (4)温度范围:0.50℃ (5)PD校正 3.2伺服放大器的设计 3.2.1伺服放大器的结构
伺服放大器的结构框图如图3.1所示。
71。

l反馈?轻压卜一 —一歌分环节l”F- 一蚓靛僻号
l鱼缸1山落I




I”7、’‘‘5



J l

~I船聊曲I,』m l 聊比肌^1 ‘,l

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1 J



T|,愈特^.1 L—I例’7’飒A
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一州嬲腭搿删

.1拯聪罐姥翻

I调零电压卜一 --I微分环节ID)

一限流电路l

图3.1伺服放大器结构框图

前置放大电路(P)的作用是对输入电压信号进行初级放大,或者是减增益放大,以适应 功率放大级的工作要求,使电路电压前后级达到匹配。 调零电路的作用是通过在前置放大电路迭加可调电压源,调整电路基准电压,消除电 路中的零偏。 积分环节(I)和微分环节(D)的作用是和前置放大电路(P)组成PD控制器,对控制电

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路进行PID校正作用。该功能可以根据具体需要选用。‘ 限流电路的作用是调节电路输出的最大电流值,其原理是通过限制功率放大级的输入
电压的幅值,调节电路输出的最大电流值。

功率放大电路的作用是对电路进行电流放大和恒流输出,使其输出足够的功率,以驱 动负载。并且要求有良好的抗干扰能力和静、动态性能,该电路分别利用一个NPN和PNP 型三极管,将两管的基极和发射级相互连接在一起,信号从基极输入,发射极输出。电路 可看成由两个射极输出器组合而成,构成推挽功率放大电路。分别在输入电压的正负半周 期内工作。可在输出电流中叠加一个颤振信号以提高伺服阀的分辨率。
颤振信号的作用是生成频率和振幅可调的颤振信号,以减小伺服阀的滞环,提高伺服 阀的灵敏度。

3.2.2功率放大模块设计 功率放大模块是伺服放大器的核心部分,起到电流放大和恒流输出的作用。本设计要 求是在输入+IOV电压下,输出士100mA电流。 (1)功率放大电路的特点及其基本要求 放大电路实质上都是能量转换电路。从能量控制的观点来看,功率放大电路和电压放 大电路没有本质区别。但是,功率放大电路和电压放大电路所要实现的功能是不同的。对 电压放大电路的主要要求是使负载得到不失真的放大电压信号,其讨论的主要性能指标是 电压增益、输入和输出阻抗等,输出功率不一定放大。功率放大电路则不同,它主要要求 获得不失真(或失真较小)的输出功率,通常是在大信号状态下工作,因此,功率放大电 路有着在电压放大电路中没有出现过的问题,其基本要求是: 1)要求输出功率尽可能大:为了获得大的功率输出,要求功放管的电压和电流都有足 够大的输出幅度,因此管子往往在接*极限状态下工作。 2)效率要高:由于输出功率大,因此直流电源消耗的功率也大,这就必须考虑到效率 问题。效率就是指负载得到的有用信号功率和电源供给的直流功率的比值。其比值越大, 则说明效率越高。因此,均采用乙类或甲乙类工作状态,使静态直流功率损耗*似为零, 以提高效率。
3)非线性失真要小:功率放大电路是在大信号下工作,因此不可避免的会产生非线性

失真,而且同一功放管输出功率越大,非线性失真也越严重,这就产生了输出功率和非线 性失真之『自J的矛盾。但是,出于不同情况下,对非线性失真的要求不同,例如,在电声设 备和测量系统中,非线性失真很重要,而在工业控制系统中,则主要以输出功率为目的, 对非线性失真的要求就次要一些。 4)功放管的散热问题:在功率放大电路中,由于比较大的功率消耗在管子的集电结上, 使功放管升温。为了充分利用其管耗而使管子输出足够大功率,就必须注意放大器件的散 热问题。 此外,在功率放大电路中,为了输出较大的信号功率,管子承受的电压高,流过的电 流大,就增大了管子损坏的可能性,所以还要注意功放管的保护n踟12¨。

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第17页

鲁U R17甜0-1|l蹙一
i旦讫
R。20, Wv

{u2

{I』Z

U+=U一
Io=It+12 13=12+I

(虚地) (虚断)

(3.2) (3.3) (3.4) (3.5) (3.6) (3.7) (3.8)

Io=U/R17
11=一Ul/R19

12=-U2/R20 13=U2/R2 1

电路中R19))R20,Ul最大值不可能大于电源电压,而电源电压设定为十几伏。所以由

式(3.6)、(3.7)可得出111I((112I,由式(3.3)可得出,

第18页

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,o=,2(,l忽略不计) (3.9)

将(3.5)、(3.7)式代入(3.9)式可得: U=-U2R17/R20
(3.10)

设计时设定R20>>R2l,所以由式(3.7)、(3.8)可得出f121((]13I,由式(3.4)可得出:
13=I(,2忽略不计) 即: 由式(3.10)、(3.12)得: (3.11) (3.12)

I=U2/R21

U=一IRl7R21/R20
从式(3.13)可以看出输入电压U与输出负载电流I成线性关系。

(3.13)

3.2.3其它功能模块设计
(1)比例环节(P)电路设计

比例环节电路如图3.3所示,R6、R24与R4组成负反馈网络,同相输入端接地,信号 自反相端输入。根据运算放大器工作在线性区时的分析依据:
Ii≈12 U+≈U一=0

(3.14) (3.15)

由图3.3可知:


阶一U一
足4


尺4

(3.16)



U—一砺
R6+R24


R6+R24

(3.17)

由式(3.14)可得:
Uo:一.R6+R24Ui
月4

(3.18)

闭环电压的放大倍数则为

gp:丝:一—R6+—R24 劬
月4

(3.19)

设定R4=R6=5K,R24=100K,则该比例放大电路的放大倍数范围则在l-2l之间可
调。

Uo

-1b-V

图3.3反相比例运算电路

(2)积分环节(I)电路设计

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第19页

积分环节电路如图3.4所示,与反相比例运算电路比较,用电容代替电阻作为反馈元

件。
根据运算放大器工作在线性区时的分析依据,由式(3.14)(3.15),可知:
Il:12-


R30+R26

(3.20)

阮:阢:一上f,2出:一———L—一陋砒 C4
o(R30+R26)C4


(3.21)

上式表明耽与矾的积分成比例,式中负号表示两者相反。
积分时间常数为:T/=(R30+R26)C4
(3.22)

C4

图3.4积分运算电路

(3)微分环节(D)电路设计 微分环节电路如图3.5所示,与反相比例运算电路比较,是将反相输入端的电阻和反 馈电容调换位置。 根据运算放大器工作在线性区时的分析依据,由式(3.14)(3.15),可知:

Il:C5丝:c5 d够
dt dt

(3.23) (3.24) (3.25) (3.26)

Uo=--(R32+R34)12=-(R32+R34)II

因此
微分时间常数为:

Uo=-(R32+R34)C5警
Td=(R32+R34)C5

当输入电压为正弦信号Ui=sincot时,则输出电压Uo=一RCa,coscot。此时砺的输出幅 度将随频率的增加而线性地增加。说明微分电路对高频噪声特别敏感,故它的抗干扰能力 差。另外,对反馈信号具有滞后作用的RC环节,与集成运放内部电路的滞后作用叠架在 一起,可能引起自激振荡。再者Ui突变时,输入电流会较大,输入电流与反馈电阻的乘 积可能超过集成运放的最大输出电压,有可能使电路不能正常工作。因此采用一种改进型 的微分电路如图3.6所示。其中R29起限流作用,R32、R34和C6并联起相位补偿作用。该
电路是*似的微分电路乜3H271。 比例(P)、积分(I)、微分(D)电路分别用跳线与功率放大电路相联,可根据控制

要求,进行相应PID控制。

第20页
15V

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Uo

图3.5微分运算电路
15V

lJo

图3.6改进型微分运算电路 (4)限流电路设计

限流电路原理如图3.7所示,图中Ril=R12。该电路通过调节电位器R13的值来调节 运算放大器U2反相输入端,U4正相输入端的电压,通过二极管DJ、D2 J塞}J[1到功率放大 电路输入端,限制功率放大电路的输入电压幅值,以达到限制输出电流的目的。

ui

图3.7限流电路

3.3伺服放大器特性仿真
伺服放大器整体电路原理图如图3.8所示,比例环节系数设为l,在未接入积分(I)和

微分(D)环节时,设定负载线圈参数:L=0.03H,R=80 Q,利用Multisim进行电路整体特性 仿真‘刎。

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第21页

图3.8

伺服放大器整体电路图

(1)线性特性 图3.9所示为在未接入颤振信号时进行的直流扫描分析,由图可以看出输入电压(在
士IOV之间)和输出电流之间是严格的线性变化关系。
m 加6 07 m 3 3m 0 3m 7m

(v)H

o石砌 0m
.10 j 0 j 10

Vm∽
图3.9

输入电压与输出电流直流扫描分析

(2)频域特性 图3.10、3.1l所示为在未接入颤振信号情况下进行的电路幅频响应和相频响应,从 图可以看出此电路频带很宽,理论幅频宽可以达到1.5KHz,在一定频率范围内是恒定输出。
/.、


、一,



.如.叫
.100.00 .150.00 .200.00

-髻


100.∞m

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1.00k

100.∞k

10.∞M

Frecre舭cy饵∞ 让埘
图3.10幅频特性

第22页 警
360.00

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l列.UU
0 .180.00 .360.00
1.OOm lUU.OOm 1U.UU 1.OOk 100.OOk

冷 l A

10.00M

Frequency㈤
图3.11 相频特性

(3)时域特性 图3.12,3.13所示为伺服放大器在输入电压分别为+lOV,-lOV情况下,输出负载线 圈上的电流波形。从图中可以看出输出电流稳定,对称。
110.Om 106.7m

S H

,、103.3m 100.Om 96.7m 93.3m 90.Om

Time(S) 图3.12输入+IOV时负载瞬时特性
.90.Om .93.3m .96.7m 100.Om 103.3m 106.7m 110.Om

Time(S) 图3.13输入一10V时负载瞬时特性

3.4伺服放大器特性测试 根据图3.8制成PCB电路板(如图3.14)后,接入实际负载进行了测试。所用设备为
MOOG 72系列伺服阀阀线圈(阻值80Q)、DFl647型超低频信号发生器、NI.USB.6009数

据采集卡、NI Measurement&Automation

VI

Logger软件(如图3.15)。

图3.14伺服放大器样板

图3.15伺服放大器性能测试

测试时,通过超低频信号发生器产生适当波形、幅度和频率的输入信号,通过伺服放

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第23页

大电路输出电流到MOOG 72伺服阀线圈,同时通过数据采集卡以20KHz的采样速率对输

入和输出信号进行采样保存。测试完毕后,在matlab 6.5中对实验数据进行可视化处理。 1)线性特性测试曲线如图3.16所示,利用超低频信号发生器产生幅值士4.5V,频率1Hz
的三角波信号输入伺服放大器,通过采集卡采集的输入电压和输出电流的值,可以看出伺 服放大器线性性好。


£uI^






\童一巧
0 200 400



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800

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200






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,.∞、






600 800
|lme(mS】

l l
1000

和一一彻 0 ∞

2∞400

图3.17阶跃响应测试

3)频率特性如图3.18.3.23所示,利用超低频信号发生器产生幅值士3.5V,频率从
1Hz.1KHz,每50Hz为间隔的『F弦信号输入伺服放大器,通过数据采集卡采集的输入电压

和输出电流的值,分别记录输入电压Vin和输出电流I的峰值,如表3.1所示。

第24页

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图3.20输入400Hz正弦


图3.2l输入600Hz正弦

善o



..,



烈;八


~\7…1-Ⅲ。\


石 0 0.5


1.5



2.5

表3.1输入不同频率正弦信号电压与输出电流峰值 输入电压频率(I-Iz) 输入屯压峰值(V) 输出电流峰值(mA)
l 3.5 35.O 200 3.5 33.6 400 3.5 30.8 600 3.5 27.2 800 3.5 25.0 850 3.5 23.7

由幅频特性的原理,其截止频率处的输出电流

Io,:35x压/2=24.7rnA
接*24.7mA,因此,可以得出伺服放大器的频宽*似为800Hz。

(3.27)

根据表3.1可以看出伺服放大器在输入电压频率为800Hz的正弦信号时,输出电流

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3.5本章小结

第25页

通过仿真软件Multisim对所设计的伺服放大器进行仿真,并通过实验测试方法对所研 制的伺服放大器相关性能进行测试,表明该伺服放大器输出电流稳定、线性度好、动态性
较好、工作范围调节方便,其性能满足设计要求。

第26页

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第四章轧机伺服油缸测试系统建模与仿真

建立轧机伺服油缸测试系统的数学模型是进行测试系统性能分析的基础,本章根据轧 机伺服油缸测试系统的设计情况,建立了轧机伺服油缸测试系统的数学模型,如图4.1所 示。

位嚣霉定P
指令 l

撒H器H徽H错H
位移传感嚣

图4.1轧机伺服油缸测试系统模型

4.1轧机伺服油缸测试系统建模
4.1.1

PID控制器 比例一积分一微分控制作用简称PID控制。
为了使系统达到所要求的性能指标,就必须对系统进行校正。电液伺服系统综合了电

气和液压两个方面的优点,其校正比较方便。在自动控制的发展过程中,PID控制器器由 于结构简单、使用方便、鲁棒性强等优点,在工业控制中得到了广泛的应用。PID的调节 性能指标对于受控对象特性的稍许变化不很敏感,极大的保证了调节的有效性。PID调节
可用于补偿系统使之达到大多数品质指标的要求。
比例lp) ys小)
—————■ +

积分O) 微分In)

图4.2

PID控制器系统原理图

该系统主要由PID控制器和被控对象组成。作为一种线性控制器,它根据设定值ysp(t) 和实际输出值y(t)构成控制偏差e(f),将偏差按比例、积分和微分通过线性组合构成控制 量“(f),对被控对象进行控制。控制器的输入输出关系可描述为:

砸)=嘲卅去扣出+忍警l
或者写成常见传递函数的形式为:

(4.?)

Gl(J)=局+去+胁

(4.2)

式中:e(t)=ysp(t)-y(t),杨为比例系数,乃为积分时间常数,乃为微分时间常数。
这三个参数的取值优劣将影响到PID控制系统的控制效果好坏,下面简单介绍这三个参数

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对控制性能的影响。
(1)比例作用对控制性能的影响

第27页

比例作用的引入是为了及时成比例地反应控制系统的偏差信号e(f),系统偏差一旦产 生,调节器立即产生与其成比例的控制作用,以减小偏差。比例控制反映快,但对某些系

统,可能存在稳态误差,加大比例系数砀,系统的稳态误差减小,但稳定性可能变差。
(2)积分作用对控制性能的影响 积分作用的引入是为了使系统消除稳态误差,提高系统的无差度,以保证实现对设定 值的无静差跟踪。 假设系统己经处于闭环稳定状态,此时的系统输出和误差量保持为常值碥和疡,则 由式(4.1)可知,只有当且仅当动态误差g(f)=0时,控制器的输出才为常数。因此,从原 理上看,只要控制系统存在动态误差,积分调节就产生作用,直至无差,积分作用就停止, 此时积分调节输出为一常值。积分作用的强弱取决于积分时间常数n的大小,乃越小,积 分作用越强,反之则积分作用弱。积分作用的引入会使系统稳定性下降,动态响应变慢。
实际中,积分作用常与另外两种调节规律结合,组成PI控制器或者PID控制器。

(3)微分作用对控制性能的影响 微分作用的引入,主要是为了改善控制系统的响应速度和稳定性。微分作用能反映系 统偏差的变化律,预见偏差变化的趋势,因此能产生超前的控制作用。直观而言,微分作 用能在偏差还没有形成之前,就已经消除偏差。因此,微分作用可以改善系统的动态性能。 微分作用的强弱取决于微分时间乃的大小,乃越大,微分作用越强,反之则越弱。 在微分作用合适的情况下,系统的超调量和调节时间可以被有效的减小。从滤波器的角度 看,微分作用相当于一个高通滤波器,因此它对噪声干扰有放大作用,而这是我们在设计 控制系统时不希望看到的。所以我们不能一味地增加微分调节,否则会对控制系统抗干扰 产生不利的影响。此外,微分作用反映的是变化率,当偏差没有变化时,微分作用的输出 为零。 PID控制器参数整定的目的就是按照已定的控制系统,求得控制系统质量最佳的调节 性能。PID参数的整定直接影响到控制效果,合适的PID参数整定可以提高自控投用率, 增加装置操作的*稳性。对于不同的对象,闭环系统控制性能的不同要求,通常需要选择 不同的控制方法,控制器结构等,大致上,系统控制规律的选择主要有以下几种情况: 1)对于一阶惯性的对象,如果负荷变化不大,工艺要求不高,可采用比例控制: 2)对于一阶惯性加纯滞后对象,如果负荷变化不大,控制要求精度较高,可采用比例 积分控制: 3)对于纯滞后时间较大,负荷变化也较大,控制性能要求较高的场合,可采用比例积 分微分控制: 4)对于高阶惯性环节加纯滞后对象,负荷变化较大,控制性能要求较高时,应采用串

第28页

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级控制、前馈一反馈、前馈一串级或纯滞后补偿控制㈣。 4.1.2伺服放大器 伺服放大器将系统输入信号与反馈信号的偏差转换为电流信号作为伺服阀的输入信 号。可不计时间常数,视为比例放大环节,其传递函数为:

K厂:盟 UD)


(4.3)

式中:;鼢——放大器增益(A/V): ,——伺服放大器输出电流(A) U——伺服放大器输入电压(V)

啪)=巧=怒
4.1.3电液伺服阀

(4.4)

电液伺服阀是电液伺服控制系统中的关键元件。由电力转换器、力一位移转换器、前 置级放大器和功率放大器四部分组成。它能将输入的小功率的电控制信号转变成大功率的 液压能输出。把电液伺服阀与相应的反馈检测元件(如位移传感器、力传感器、速度传感 器等)相配合,可以形成各种不同的闭环控制系统,对各种各样的输出物理量进行高精度 的自动控制。目前工业上常用的电液伺服阀分成两大类:动圈式电液伺服阀和力矩马达式 电液伺服阀。前者结构简单、工作可靠、容易维护,对油液的清洁度要求低,但动态性能
稍差。后者具有零点稳定、灵敏度高、零漂频带宽等特点。它对油液的过滤清洁度要求高,

适用于高精度的液压伺服控制系统。则。 电液伺服阀是三阶系统,为在分析中方便,‘使用在工程上常用的如下形式的三阶电液 伺服阀传递函数:

啄。’2等2
式中:缈d一线圈自感造成的固有频率:

i蠡
国伍

他5)

∞0

∞弹

‰一电液伺服阀输入电流至输出流量的增益:
f-Osv一电流输入时伺服阀的固有频率: 蠡y一电流输入时伺服阀的阻尼比。
本论文设计中选用的二级射流管电反馈伺服阀,主阀芯定位借助于电反馈。电反馈处 于外环,所以转换器、前置放大器及功率滑阀的参数变动、非线性度和干扰等对阀的性能 的影响大大降低。由于位置传感器的分辨率及其二次仪表的频宽有可能做得很高,因此电 反馈伺服阀的分辨率、频宽和线性度可大为提高,滞环和零漂大为减少。

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第29页

又已知,当O)a>2000Hz时,衫%对系统的影响完全可以忽略。并且,当伺服阀的频
宽与液压固有频率相*时,伺服阀可*似看成二阶振荡环节。 因此,为了研究的方便,将数学模型简化。在通常情况下,可以将伺服阀的数学模型 简化为二阶系统,简化后的传递函数模型为:

刚沪意
∞0
∞种

(4.6)

4.1.4位移传感器

位移传感器的种类有差动变压器、磁尺、光栅式位移传感器和感应同步器。本论文采
用的是电感差动式位移传感器。

位移传感器可视为惯性环节: Xe/Xp=K,/O+Ts?s) 式中:瞄——位移反馈系数; B——位移传感器时间常数。 由于位移传感器的响应频率远远高于系统的响应频率,因此,其传递函数可认为是比
例环节,其传递函数为: H(s)=Ks 4.1.5阀控缸 (4.8) (4.7)

液压AGC系统中,液压执行元件为液压缸,其控制元件为伺服阀,这就组成了一个阀 控缸系统。伺服阀用来控制执行机构的液体流量,从而改变执行机构的输出速度。由于轧 机伺服油缸测试系统加载缸和被测缸的实物结构尺寸大、输出力大、精度和稳定性要求很 高,并且对称四通阀控制不对称缸在运动换向的瞬间存在巨大的压力跃变,因此液压系统 一般采用三位四通阀堵死其中一个控制口,当三通阀使用来控制不对称液压缸汹H驯。
阀控缸工作原理图如图4.3所示,其中:

Po

PI

图4.3阀控缸工作过程模型

凡——活塞杆上的等效干扰力:

第30页

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场——负载位移(活塞杆位移); M——负载惯性折算到活塞处的等效质量; m——阀芯位移; 册——油源压力; R——回油压力; R——背压; Pc——液压缸无杆腔压力; 彳c——液压缸无杆腔的有效作用面积; 办——液压缸有杆腔的有效作用面积。 凡很大,因此取Ac>)彳,;且Pr为常值,Pr<(咫,用于使液压缸回程。
阀控缸的动态特性取决于阀和液压缸的特性并和负载有关。分析时按集中参数考虑。 假定负载是质量、弹簧、粘性阻尼组成的单自由度系统。由于描述动力元件的一些微分方 程是非线性的,为了分析简便和便于应用,采用线性化分析方法,即研究在某一稳态工作 点附*做微小运动时的特性。当工作点变动时必须谨慎地对所有的工作点进行研究,但实 际上动力元件的参数可在较宽的范围内作用于不同的工作点,所以采用线性化分析结果还 是相当实用的。 (1)伺服阀的线形化流量方程 如图4.3所示,该系统中伺服阀为四通滑阀,堵死其中一个工作口,相当于三通阀控 制液压缸的情况。由伺服阀来控*胫葱谢沟囊禾辶髁浚佣谋渲葱谢沟氖涑霾 数。当阀口l打开时,伺服油缸的活塞腔受控,活塞杆腔通恒定低压。伺服油缸就能够实 现运动。活塞杆腔通入恒定低压,作用是防止活塞杆腔空吸并吸入灰尘,同时也起到增加
阻尼的作用。

当阀芯如图4.3所示方向移动时,伺服阀有微小位移肌,同时控制液压缸移动场,达
到*衡时,
Pc.Ac=Pr.A,+Ft.

(4.9)

伺服阀线性化流量方程:

吼=Kq?凰一‰?Pc
式中:

(4.10)

Pc——作用于液压缸大腔的控制压力; 而——阀芯输入位移; 硒——流量增益; ‰——压力流量系数; 仇——负载流量。

(2)液压缸流量连续方程

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第31页

假定电液伺服阀与液压缸连接的管道短而粗,管道内压力损失、流体质量的影响及管 道动态可忽略不计;液压缸工作腔内各处压力相等,油温和弹性模量为常数;液压缸内、 外泄漏为层流流动。 当负载流量进入液压缸后,一部分流量用于使活塞运动,一部分流量用于补偿缸内各
种泄漏。 根据流体连续性原理,可以写出流入液压缸的流量连续方程:

缆+唧(Pr Pc)一Cep?R=d吲出+(吲屈)?(删疵)(4.11)
式中:

圪——液压缸控制腔容积,%=%+彳c.场; %——液压缸控制腔初始容积; 彳c——液压缸控制腔有效面积;

劬——液压缸内泄漏系数:
C劫——液压缸外泄漏系数: 屉——有效体积弹性模量(包括油液、连接管道和缸体的机械柔度)。

假定活塞位移昂很小,即由昂引起的容积变化很小。所以,l彳c?场l(<%,则玢≈%,
泄漏以内泄漏为主。则:

吼+劬=4c?(d场/出)+Cfp?R+(吲屈)?(aPd出)
由于dPL≈dPe,凡为负载压力,可得到:


(4.12)

QL=Ae?(d场/西)+c砀?(兄一Pr)+(叫屈)?(观/出)
用增量表示:

(4.13)

△玖=彳c?s?△场+(劬+los/屈)?△吃
经拉氏变换:

(4.14)

线=Ac?J?场+(C扫+Vos/居)?吃
(3)液压缸力*衡方程

(4.15)

液压动力元件的动态特性受负载特性的影响。液压缸活塞受力包括惯性力、粘性力、

弹簧力和任意负载力。根据牛顿第二定律可建立加载缸和惯性负载的力*衡方程。

尽=么c?Pc—A,.?Pr=聊f?(d2场/出2)+昂.(d场/出)+K?场+兄
式中:艮——加载缸的输出力; m,——加载缸活塞及活塞杆组件质量及负载折算到活塞上的总质量;

(4.16)

第32页

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№卜黟考雾◆@㈣
通常酃比阻尼系数彳c2厶k小得多,即鱼牢<(1,则上式可简化为:

压弹簧刚度),KJI:华;

职沪象一
踯,:量竺磋Kce!坐VoAvt,a'l----[!-I-----竺竺竺
彩^‘

@?19) 他㈣

彩JIl

K.|I

彳c二

%一液硼有熊%刮krat堠Vomt;
V V

磊一液压阻舭彘=测Kce,fle匦%+励瓜aTm,‘。

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第33页


当满足下面条件【-l彳Kc2ce[,+K厩*t

式中:‰——综合固有频率,铷2嘞√1+专;

琊卜◆
(羔+1)(之+zgo s+1)
(Or O)0‘

<<l,则式(4.18)可以分解为

他删

知一…%5丽1’面屈"Kce。 场(s):至Kq—X—v(s—)-—K—cel(1—-I—_VK—ce).FL(s)
式中:

(4.2 1)

q叫合懈I起的转折频率,

啡2蕊Kce





当负载弹簧刚度远小于液压弹簧刚度时,即专(<l’则式(4?2。)可以简化为
c4?22,

场cs,=兰茎兰◆

式中:q?——惯性环节的转折频率,q._冬季。

一垫!二咎:垒羔竺 J(一妥+塑J+1)

他23,

第34页

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在不考虑干扰输入瓦(s),由式(4.23)可以得到油缸位移对于流量为输入的传递函数
为:

■2志


(4.24)

J(s_'+z亏^+1)
(0h‘

国^

根据位置控制系统模型图4.1,可以建立模型框图如下:

图4.4系统模型框图

代入各环节传递函数,可得到如下模型:

图4.5系统传递函数模型

以上从总体上对轧机伺服油缸测试系统进行了分析,建立了伺服放大器、电液伺服阀、 差动液压缸的数学模型及其他组件的数学模型,为下一步的系统特性的具体分析打下了基 础㈨铂1。 4.2轧机伺服油缸测试系统仿真 根据上节建立的轧机伺服油缸测试系统模型,本节根据实际元件,确定传递函数中的 相应参数,利用btatlab中的SIMULINK软件包对系统进行仿真分析。 4.2.1仿真参数整定
(1)伺服放大器 伺服放大器输入电压U=土IOV,输出电流I=±lOOmA,伺服放大器采用电流负反馈放 大电路作为伺服放大器,其频宽比液压固有频率高的很多,可不记时间常数,可将其视为

比例放大环节。

~:三:!QQ兰!Q::~.…/~ 2.4( d(/)5 =一=——=./


0 0IA



L4.



lO

(2)电液伺服阀 该系统测试时选用MOO(;一D661型电液伺服阀,该阀是射流管式二级电液伺服阀,根据 样本资料,阀系数如下:

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空载流量:Qo=90L/min 额定电流:厶=lOmA

第35页

固有频率:‰=628rad/see
阻尼比:磊,=0.7

流量增益:幽’=丽i90而×10-3 103=0.15(m3厶)/彳


由于实际系统采用IⅡlJ¥伺服阀堵死一个负载I:l变成一个三通阀,流量将增大√2倍,故

伺服阀的实际流量增益为:‰=√j’踟’=0.21(m3厶)/A
电液伺服阀的传递函数:

一事0丽.21
628z

(4.26)

628

(3)位移传感器

位移传感器输入范围为±lOmm,输出±1V,位移传感器的响应频率大于系统的响应频
率,传递函数认为是比例环节。传递函数为:

豇=——-=lOOV/m
10×10一j

(4.27)

(4)阀控缸传递函数

工作过程中背压R=5MPa恒定。油液的体积弹性模量表征了液体抵抗变形的能力, 理论值为尾=700—1400MPa,实际系统中,由于气体的混入、管路和缸体刚性等因素的

影响,尾大大降低。工程设计计算时通常取尾=700MPa。油液密度p=850kg/m3,流
量一压力系数取工作原点时的零位系数Kc=3.42 x
10—12

m3/b.Pa)。等效负载质量为活塞

及与其刚性连接在一起的的惯性负载质量之和m,=5000kg。油缸直径:D=125mm,活塞杆 直径:d=56mm,行程:S=10mm。 计算得到伺服油缸具体参数如下:Ac=122.7x10-4m z,toh=414rad/see,磊≈0.1。
(4.28)

一磊82
414上

414

4.2.2系统仿真分析 利用Matlab中的SIMULINK工具箱对该系统模型进行仿真分析。其仿真目的是为了

第36页

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考察系统的动态性能。要使系统达到全部性能指标,就要对系统进行校正。电液伺服系统 综合了电气和液压两方面的优点,其校正比较方便。在自动控制的发展历程中,PID调节 是历史最悠久、控制性能最强的基本调节方式。PID的调节性能指标对于受控对象特性的 稍许变化不很敏感,极大地保证了调节的有效性。在工程领域中应用串联校『F的场合50% 都是Pl校正。在Matlab的中,对该系统进行仿真,采用试探法求取合适的P1参数,进而 得到液压系统的时域和频域特性,以达到在测试时给厂家提供一个合理的关于轧机伺服油 缸的动念性能参数。川吖删。 图4.6所示为在Matlab中建立的无负载干扰的Simu]ink的仿真模型。

图4.6控制系统Simulink仿真模型

(1)系统稳定性分析 稳定性是控制系统正常工作的必要条件,是系统最重要的特性。由于电液伺服系统的 参数在工作过程中经常发生变化,因此用频率特性法来分析是比较有效的。为了保证系统 可靠地稳定工作,并具有满意的性能指标,要求系统有适当的稳定裕量。通常要求幅值裕

度磁>6dB,相位裕度y≥55。。
考虑未加PID控制时,利用线性时不变系统浏览器LTI Viewer对该非线性系统进行 线性分析,得到系统的开环Bode图如图4.7所示。

FreCluen叫(rad/see)

图4.7系统开环Bode图

由图4.7可以看出,由系统开环Bode图可以看出,增益穿越频率17.2rad/sec,相位

穿越频率296rad/sec,幅值裕度22.4招,相位裕度85.9deg。系统的幅值裕度大于6dB。
相位裕度大于60。。说明此系统具有较好的稳定性,而且,由于幅值裕度很大,系统留有 足够提升快速性的空间。 (2)系统响应特性

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第37页

根据系统的闭环传递函数可分别绘制系统的单位阶跃响应曲线和闭环Bode图。利用

阶跃响应曲线可判断系统的动态品质,它有一系列重要的性能指标,包括上升时间tr,峰
值时间咖,最大超调量gp和振荡次数Ⅳ等。利用闭环Bode图可判断系统响应的快速性, 可用频宽来表示,包括幅值频宽和相位频宽,分别对应闭环系统Bode图上对数幅值下降 一3dB和相位滞后90。时的频率范围。 系统的单位阶跃响应曲线和闭环Bode图分别如图4.8,4.9所示。

采epR∞m

From!}np礴p_。i嗽To:O城p糠Poir《

Time(sec)

图4.8闭环系统的单位阶跃响应曲线

Frequency(racl/sec)

图4.9系统的闭环B0de图

由图4.8可以看出系统无超调,上升时间t,.=0.109S,调整时间ts=O.199S,无超调。

由图4.9可以得到闭环系统的幅值频宽为正3招:兰芋:警=2.94Hz。可见,系统响应
己氕L嚣

速度,动态性能有待提高。

第38页 (3)稳态误差分析

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稳态误差表示系统的控制精度,是伺服系统的一项最基本的性能指标。它由给定输入 信号和干扰输入信号引起,分别被称为跟随误差和干扰误差。 根据图4.5,由系统开环传递函数可得系统的跟随误差为:
J(s 2:+2乒V5+1)(52:+2孝^J+1)

铲脚s≯≤焉毒东磊一。
O)sv(-Osv(-Oh

(4.29)

Oh

由式(4.29)可以看出,系统是一阶无差系统,当输入信号为阶跃位置输入时,其稳念 位置误差为零P。。=0。 实际系统中,由于干扰力很小,干扰误差通常可以忽略。从而,系统总的稳态误差为 零‘37H删。 PID控制效果的好坏是由比例,积分和微分三个环节的增益系数所决定的。只要比例

系数局、积分系数蔚和微分系数鼢三个参数选择适当,就可以获得较理想的效果。PID
控制器的参数可基于经验进行设置,也可根据适当的性能指标进行设计。比较常用的调节

方法有试凑法,经验公式法等n小捌。本文以经验公式的计算结果为参考,在此基础上适当
变动调整,通过仿真结果观察,不断试凑整定出最优的控制参数。整定得出系统PID控制 的三个参数K,,=3,鼢=O.02,Kd=0,阶跃响应仿真曲线,开环Bode图,闭环Bode 图分别如图4.10,4.11,4.12所示,

Time(see)

图4.10校正后系统阶跃响应

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第39页

黜掰毒霸朔-
From:Input
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图4.1l校正后系统开环Bode图
Bode Diagram Fi
OfTK

lnptn P 3ir4 To:01.nl=f溘Poii:It

∞ ℃ U
’口I;

∞ 3 心

g C 西 芏

吾。

≯ 翳。 奎’ 警



图4.12校正后系统闭环Bode图

由以上图可以看出,加入PID校正环节后,系统上升时间t,.=0.0312s,调整时间 t.,=0.0626s,无超调。响应时间加快,闭环系统的幅值频宽1 1.03Hz,频率特性均有所提 高,系统仍然保持稳定。PID控制对系统起到了一定的优化作用。 4.3轧机伺服油缸测试系统动态影响因素分析 系统丌环传递函数如式(4.30),

G∽2

Z≯K磊/IGdG甄/Ac
∞sf
∞sv

(4.3。)
∞h

∞0

设系统丌环增益

凰=sesc.,船/.,lc:

(4.31)

根据液压伺服系统的理论可知,影响液压伺服系统性能的因素主要有:凰、‰、%

第40页

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和孝』l。这些参数对系统动态性能的影响是存在矛盾的,因此必需合理的选取参数值才能最 大的优化系统性能。下面就将讨论各参数值对系统性能的影响。 4.3.1伺服放大器增益 由式(4.31)可以看出,改变伺服放大器的增益可以改变系统开环传递函数的增益,因 此,提高伺服放大器的增益可以提高系统的响应速度。 4.3.2电液伺服阀参数

电液伺服阀对系统影响的参数有Ksv和缈。。可以通过换用大流量伺服阀来提高‰v,
达到提高丌环增益,提高系统响应速度。 为了研究O)sv对系统特性的影响,通过选取不同响应频率的伺服阀对系统进行仿真研
究。

麟滋藕裂鬻赫粪

霾麓


鬈嚣驾纛瀑黧
2一国sv=600rad/see

OJ

1一国sv=800rad/sec

l?gOsl,=300rad/sec

图4.13 90s。取不同值时,系统的阶跃响应

分别作出国Jv=300rad/s、国Jv=600rad/s、彩。v=800rad/s时的阶跃响应曲线如图 4.13所示,由图可以看出COs。=300rad/s时,系统响应较慢。缈。v=600rad/s时,系统响 应速度明显提高,动态品质较好。09。,=800rad/s时,系统响应最快,在动态品质和超调 量上都达到了最佳匹配。因而,通过以上分析可知,随着伺服阀频率的增大,系统的动态 品质、快速性和稳态精度将全面提高。因此在系统中应尽量选择固有频率高的伺服阀。 4.3.3伺服油缸参数

伺服油缸的参数主要有油缸固有频率国^和液压阻尼比磊:
由式:

缈o=国^√l+纠K^

(4.32)

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第4l页

可知(00与液压缸固有频率成正比,与液压弹簧刚度及负载刚度有关。在液压伺服系 统中,液压缸固有频率往往是整个系统中的最低频率,限制了系统的响应速度。
由式:

%:以云≯而

‰液压缸固有频率

(4.33)

可以看出,%与有效工作面积彳c,液压缸工作腔容积%,液体体积弹性模数居及负载质
量mf有关。

(1)增大液压缸有效工作面积,减小液压缸工作容积。 由式(4.33)可以看出,增大Ac可以提高硼,但是工作容积%也随着容积的增大而 增大。工作腔容积由油缸的工作腔容积和伺服阀至油缸之间的管道容积组成。因此,在保 证油缸的有效行程情况下,应尽量减小无用行程。此外,应尽量缩短伺服阀至油缸之间的 连接管道,在条件允许的情况下,应把伺服阀固定在油缸上。
(2)液体体积弹性模数屈

屉取决于油液中气体含量的多少和工作压力的高低。气体含量少,工作压力高,则屈 大。因此应减少油液中气体的混入,可以在油缸的工作腔的最高位置设置排气孔。由图 可

知,随着屉的增大,系统的单位阶跃响应速度显著提高,同时,也很大程度增大了系统的
幅值裕度和相位裕度。 (3)负载质量

由公式可以看出,负载质量减小,可以提高油缸固有频率,但是负载的质量基本是不 变的。 由综合阻尼比公式

磊=尝庠+28酬p f磊V_o

㈨34,

可知,磊几乎是系统所有参数的函数。由于液压缸的泄漏系数通常比伺服阀的流量压

力系数‰小的多,所以磊主要取决于缸的值。而缸的值随工作点不同会有很大的变化,
在零位时‰值最小,在计算系统的稳定性时,应取零位时&值,因为此时的系统稳定性
最差。二阶环节阻尼比磊表明了系统的相对稳定性,为了获得满意的性能,液压阻尼比应 取合适的值。

第42页

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卜磊=o.1

2一缸=0.2

3一磊=0.4

图4.14磊取不同值时,系统的阶跃响应 由图4.14可知,彘=o.1时,系统响应很快。磊=0.2时,系统响应较快,超调较小,
系统动态特性较好。彘=0.4时,系统响应较慢,超调增大。所以,提高阻尼比有利于提 高系统的稳定,但是过大的阻尼比则会影响系统的响应和超调量。 通常大缸径的液压系统都是低阻尼的,因此为了获得满意的性能,适当提高液压阻尼 比对改善系统稳定性能是十分关键的。可以通过设置旁路泄油通道;采用『F开口伺服阀: 增加负载的粘性阻尼:在满足液压刚度及负载的情况下减小缸径;采用压力反馈或动压反 馈。 4.3.4油源 油温对于系统的稳定运行具有非常关键的作用,理论上由于油液粘度随温度增加而减
,|

小,所以当温度增加时,油液粘性阻尼数值减小。由公式Kc=刀功C,‘/32∥和‰=‰+∞

可知,‰增大,则阻尼系数变大,系统稳定性好。
伺服阀的性能对油液的温度变化比较敏感。温度变化大,阀的零位漂移增加。同时油

液粘度的变化也将影响阀的工作性能。所以一般要求油温控制在35"C一55℃之间。
4.4实验分析 本论文所设计的轧机伺服油缸测试系统,系统原理如图4.15所示: 测试系统中电液伺服阀选用MOOG系列伺服阀,位移传感器除了油缸自带外,选用

电感差动位移传感器,压力传感器选用德国HYDAC系列,误差为O.3%。现场测试直径
D=I

56mm,杆径d=56mm,行程10mm的伺服油缸。采用第二章提到的背压模拟加载的方

式进行测试。

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卜油箱;2一电机、泵组:3一电磁溢流阀;4一比例溢流阀;5一电磁换向阀; 6一增压缸;7一压力传感器;8一电液伺服阀;9一位移传感器;10一被测油缸 图4.15轧机伺服油缸测试系统

















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图4.16启动摩擦力特性曲线

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图4.16所示为启动摩擦力曲线,可以看出,实际测得启动摩擦力为0.088MPa。
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图4.17动摩擦力特性曲线

图4.17所示为动摩擦力特性曲线,可以看出位移摩擦力曲线产生三个滞环,通过计 算机计算得到被测油缸的最大动摩擦力为0.32吨。


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图4.18阶跃响应特性曲线

图4.18所示为阶跃响应特性曲线,可以看出,实际测得的阶跃响应时间为215ms.

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图4.19频率响应特性曲线

图4.19所示为频率响应特性曲线,可以看出,实际测得的幅频特性为2.10Hz,相频特 性为4.02Hz。 从测试结果可知,该测试系统基本能够完成伺服油缸静、动态性能测试,但是系统还 需要进一步完善。 4.5本章小结 本章主要针对轧机伺服油缸测试系统进行了建模,代入实际测试系统中的元件参数进 行了仿真,从仿真曲线可以看出系统是稳定的,通过PID参数调节,能够提高系统的快速 性,并通过试验论证了轧机伺服油缸测试系统与方法的可行性。 通过对系统动态影响因素的分析,可以看出增大开环增益可以提高系统响应速度,减 少静、动态误差。在满足系统的工作压力要求的前提条件下,尽量选用固有频率高的伺服 阀。为了提高系统的稳定性,应采取措施增大阻尼比。采用加大液压缸有效面积,减少控 制腔初始容积;增加液体体积弹性模数;减小负载质量的方法提高液压缸固有频率。

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第五章总结与展望

轧机伺服油缸是轧机液压AGC系统的关键部件,其工作性能的好坏直接影响到产品的 质量。本测试系统根据实际轧机液压AGC系统的性能要求,以相关的国家和行业试验标准
为依据,以实用性为准则,并参考了国内外轧机伺服油缸测试产品的最新发展动向而设计。

测试系统采取计算机控制系统。能对轧机伺服油缸进行动态和静态性能测试,系统自动化
程度高,操作简便。

5.1研究总结 本文对轧机伺服油缸测试方法和系统进行了分析与研究,在设计轧机伺服油缸测试系 统的过程中,开展了以下几个方面的设计和研究工作: (1)对现有轧机伺服油缸的测试方法进行了研究与分析,并提出了背压模拟加载测试 方法。 (2)根据测试需要,设计了伺服放大器,该放大器能够方便的调节输出电流范围,可 以驱动不同型号伺服阀。并且自带PID校J下功能,可以应用于闭环系统中,直接硬件实现
PID校正功能。

(3)基于所建立的模型,使用Matlab仿真软件,利用设计参考数据对测试系统进行仿 真并分析其结果,验证测试系统的稳定性、快速性和准确性。仿真结果表明:测试系统稳
定,通过PID控制器调节参数,能够提高系统响应速度,消除稳态误差。并利用所建立的

测试系统模型,针对轧机伺服油缸测试系统中动态性能的影响因素进行了分析与研究。
本文的创新之处在于:

(1)对轧机伺服油缸性能的测试方法进行了分析,提出了利用背压模拟加载的方式测 试轧机伺服油缸性能的方法。 (2)设计了一套带有PID控制功能的伺服放大器,具有适应性强,调节方便等特点。 5.2研究展望 本课题对轧机伺服油缸测试系统进行了研究,提出了新的测试方法。但还有一些有待 深化研究的地方。 (1)系统所测试的油缸动态响应实际上是整个系统的响应,如何直接测出油缸的动态 响应仍需要深入研究。 (2)在系仿真方面,将使用Matlab/Simulink构建的测试系统模型进行了线性化处理, 没有考虑非线性因素的影响:没有考虑外界干扰及油源等系统参数变化影响。这些将是今 后应该完善的地方。

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致谢

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本文是在导师陈新元副教授的亲切关怀和精心指导下完成的。陈老师渊博的学识、严
谨的治学态度、*易*人的生活作风、谦逊无私的奉献精神及注重实效的工作态度将使我

终身受益。在此向陈老师表达诚挚的祝福和衷心的感谢! 三年的学*生活当中,导师给我提供了良好的学*环境、实验环境和社会实践的机会, 同时在生活上也给予我殷切的关怀,对此,我感激不尽。
感谢实验室的湛从昌教授、曾良才教授、傅连东副教授、陈新元副教授和朱学彪讲师。 因为他们的关心与支持课题才得以顺利完成。

此外,感谢实验室的所有研究生。在对系统进行理论分析和论文撰写过程中,他们为
我提供了大量的文献素材。

最后,我要深深感谢我的家人,他们在我求学的重要阶段给予了无微不至的关怀和鼓 励,给予我前进的动力,使我得以顺利完成学业。
卢云丹

于武汉科技大学
2008.5.5

第50页

武汉科技大学硕士学位论文
攻读硕士学位期间发表的论文

1、卢云丹,陈新元,曾良才.基于Multisim的伺服放大器的特性分析.仪表技术,2007,10 2、陈新元,卢云月..伺服放大器的设计及特性分析.仪表技术与传感器,2008,2

轧机伺服油缸测试系统研究
作者: 学位授予单位: 卢云丹 武汉科技大学

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