冷轧带钢轧机液压自动辊缝控制(AGC)系统设计和计算.pdf

冷轧带钢轧机液压自动辊缝控制AGC 系统设计和计算 王贤琳 Design and Calculation of Cold Mill Hydraulic AGC System Wang Xian2lin 武汉科技大学机械自动化学院,武汉,430081 摘 要介绍了冷轧带钢轧机液压AGC的组成和主要参数的计算及液压系统的设计方法。 关键词冷轧带钢轧机;液压AGC;设计;计算 中图分类号TH137 文献标识码B 文章编号10002485820040120006203 液压AGC具有以下优点响应速度快,在高速轧 制的情况下,轧机的辊缝能够根据所测得的板、 带材厚 度偏差得到及时的调节;可以改变和控制轧机工作机 座的刚度;可得到较高的轧辊位置精度;可保证轧机的 安全操作。正因如此,液压AGC系统已是现代板、 带 材轧机的重要组成部分。本文将结合某公司冷轧生产 线的液压AGC系统,介绍其组成和主要参数的计算及 液压系统的设计方法。 1 轧机液压AGC系统的组成 液压AGC系统的主要设备由一套以计算机、 检测 元件为主的控制装置和以一套液压系统、 液压伺服缸 为主的执行机构组成。每架机架配有2个压上缸,每 个压上缸的中心安装一个磁尺,用于检测压上缸活塞 的位移。同时,在每个压上缸的活塞侧和活塞杆侧均 配有压力传感器,检测压上缸两侧的工作压力,从而得 出轧机的轧制力。为了提高系统的响应速度,控制压 上缸动作的伺服阀及其控制阀块直接安装在缸体上, 为了减少系统压力的脉动,每个伺服阀还配有一组蓄 能器组。5架轧机共用1个液压泵站,向每个机架的 AGC系统和弯辊系统及6辊轧机的中间辊串辊和弯辊 系统供油。 2 AGC液压伺服系统静态参数的计算及液压系统泵 站能力的确定 211 最大负载压力的计算 可按照下列力平衡方程计算负载压力 pLA Ma BPVP P Pf P0 PW P1 G 1 式中pL为轧制时的负载油压;A为压上缸活塞侧面 积;M为算到压上缸上包括缸所有移动部分的质 量;MG/ g;G为折算到压上缸上所有移动部分的重 收稿日期2003207221 作者简介王贤琳1968 , 女,湖北松滋人,讲师,硕士,主 要从事机电一体化的教学和科研工作。 第一步反洗分层过程中开启,阀门4仅仅在运行时开 启,这就要求电气设置联锁控制。 方案三采用二级控制如图1c所示 , 同样用 19个电磁换向阀,有28个电磁铁。操作同样简单, 但是电气的部分联锁控制通过二级控制即可实现, 如当电磁铁a3通电时,即使a5通电阀门2、3也不 能开启,这样既可以减少电气设计的麻烦,又可以减 少误操作。 通过方案比较,方案三的设计最为合理实用。 同时考虑电磁阀有28个电磁铁,安装时接线比较 多,因此选的均为带指示灯的电磁换向阀。而且气动 控制柜中采用快插接头,管路连接较为方便。在调试 阶段,根据电气委托资料中的电磁铁程序表,进行编程 比较方便,调试也很顺利。 3 结论 由上述原理可以表明,在一项设计中不仅要考虑 简化系统设计,降低成本,而且要注意操作简便,从设 计中尽量减少误操作的机会。该系统已经运行5年, 根据现场操作人员反应,该系统设计合理,控制柜及管 路布置整齐,操作简便,维护检修量较少。□ 6液压与气动2004年第1期 1995-2005 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved. 量;g为重力加速度;BP为压上缸的粘性阻尼系数;P 为一个压上缸所承受的最大轧制力;Pf为可动部分的 摩擦力;P0为轧机每侧下中间辊组正弯辊力;PW为轧 机每侧下工作辊组正弯辊力;P1为压上缸活塞杆腔液 压油的反推力;a为压上加速度;VP为压上速度。 上式中,BP和式中其他力相比,是很小的,因此, 在进行静态计算时可以忽略不计;可动部分摩擦力Pf 为压下缸活塞及其驱动的轧机下辊系运动时产生的摩 擦力,在整个AGC系统控制系统中,摩擦力是一个非 线性量,它将导致控制系统的非线性和滞后,影响系统 控制精度,故在系统设计和设备制造时,对摩擦力均有 严格的要求。根据有关资料,轧机下辊系运动时产生 摩擦力应小于正常轧制力的015 。上式中Pf可按 下式估算 Pf A 01005P2 根据式1和 2 , 可计算出不同轧制力下的负载 压力,当轧制力达到最大时,得到伺服阀的最大负载压 力pLmax,考虑系统的压力损失后,可初步确定系统油 源的工作压力pS。 212 最大负载流量的计算及液压系统泵站流量的确 定 每个压上缸的最大负载流量为 QLmax AVpmax3 式中A为压上缸活塞侧面积;Vpmax为每个压上缸的 最大压上速度。在轧制过程中,缸动作并不是时刻都 以最大速度动作,亦不是所有压上缸都同时以最大速 度动作。根据扩展质量流量控制原理,带钢厚度的控 制,除了机架的辊缝控制外,还主要依靠机组的速度控 制和张力控制,在轧制过程中,压上缸的调整量非常 小,其瞬时流量主要靠蓄能器提供;同时,液压弯辊控 制系统是一个力闭环控制系统,在轧制过程中的调节 主要是弯辊力的调节,所需要的流量很小,但泵站的流 量同时还要满足快速换辊的需要,因此,在进行液压系 统泵站能力设计时,应综合考虑上述因素,系统能力设 计得过大,不仅浪费投资,而且会引起系统的发热量过 大,油温过高,从而影响系统的稳定;系统能力设计得 过小,将无法满足系统的性能要求。 3 电液伺服阀的选择 在AGC液压伺服系统中,电液伺服阀是最关键的 元件之一,它的作用是将电气控制系统与液压执行机 构连接起来,电液伺服阀性能的好坏,直接影响着 AGC系统的控制精度。 电液伺服阀的最小负载流量QLmin可按下式确定 QLmin 60VPminA 1000 η v 4 式中VPmin 压上缸在正常轧制力下最小压上速度; ηv 压上缸的容积效率,密封性能很好时可取ηv 1。 根据上述计算得到的最大、 最小负载流量及负载压力 等参数,可初步选定电液伺服阀,并根据上述计算结果 对其静态性能进行验算,在最小阀压降下,伺服阀输出 的负载流量为 QL0 Qve ΔpVmin ΔpVe 5 式中QL0为电液伺服阀在最小阀压降下的负载流量; QVe为电液伺服阀的额定流量;ΔpVmin为最小阀压降, ΔpVminpS-Δp-pLmax;pLmax为轧制时的最大负载油 压;Δp为液压油源至伺服阀间的压力损失;ΔpVe为电 液伺服阀在额定流量下的额定阀压降。 图1 AGC液压伺服系统基本配置图 4 压上缸固有频率的计算 自动控制系统的响应速度受系统中组成元件的最 低固有频率,即压上缸的固有频率的限制。因此,压上 缸固有频率是液压AGC系统的一个重要指标。传统 的阀控缸系统液压固有频率的计算公式是在四通阀控 制对称液压缸或三通阀控制差动缸的基础上得出的, 但液压AGC系统的配置与推导公式的前提条件不同, 每个机架的2个压上缸中,每个压上缸的活塞侧由一 个电液伺服阀控制,此时,四通阀用作三通阀,油口B 72004年第1期液压与气动 1995-2005 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved. 被堵死,而2个压上缸的活塞杆侧共同由一个电液伺 服阀控制,四通阀同样被用作三通阀,油口B被堵死, 其基本配置图如图1a所示。为了计算压上缸的液压 固有频率,可将图1a简化成图1b所示的数学模型,将 2个电液伺服阀分别控制的压上缸两侧的密闭腔看作 是2个可控的液压弹簧,从而可以进一步将图1b简化 成图1c所示的模型,并有如下方程 Kh1 βeA2 VPS V1 6 Kh2 βeA2RS VPS V2 7 VPS A ST 258 V1 At1L19 VRS ARS ST max- ST -25 10 V2 At2 L 2 L3 11 式中Kh1为压上缸活塞侧液压弹簧刚度;Kh2为压上缸 活塞杆侧液压弹簧刚度;βe为系统的有效体积弹性模 数;VPS为压上缸活塞侧液体的体积;V1为伺服阀至压 上缸活塞侧连接管道内液体的体积;ARS为压上缸活塞 杆侧的环形面积;VRS为压上缸活塞杆侧液体的体积; V2为伺服阀至压上缸活塞杆侧间连接管道内液体的 体积;ST为压上缸工作所需的行程;At1为伺服阀至压 上缸活塞侧连接管道过流断面面积;L1为伺服阀至压 上缸活塞侧连接管道长度;At2为伺服阀至压上缸活 塞杆侧连接管道过流断面面积;L2为伺服阀至压上缸 活塞杆侧连接管道长度;L3为伺服阀至压上缸活塞杆 侧连接管道长度总供油管部分。 为了在压上缸上升到其最大行程时,活塞不碰到 缸盖,同时考虑到轧机换辊的需要,压上缸的实际工作 最大行程比工作时需要的最大行程要大50 mm ,活塞 腔和活塞杆腔各为25 mm ,即为上述式8和10中的 数值25。根据图1c可知,压上缸总的液压弹簧刚度 为 Kh Kh1 Kh212 压上缸的液压固有频率可按下式计算 ωh Kh G 13 由式6、7、8、10、12和13可以得到 下式 ωh βe G A2 VPS V1 A2RS VRS V2 14 从上述式14中可以看出,压上油缸的液压固有 频率ωh的大小决定于系统的有效体积弹性模数β e、 压上缸活塞侧面积A和压上缸活塞杆侧的环形面积 ARS、 压上缸的实际工作最大行程STmax ST、 压上缸活 塞侧和活塞杆侧连接管道中油液的体积V1、V2,折算 到压上油缸上所有移动部分的重量G等因素的影响, 要提高压上缸的液压固有频率,必须增大 βe、A和 ARS,减小STmaxST、V1、V2和G,但增大A和ARS往往 受到轧机牌坊窗口尺寸的限制;同时,A值取得过大, 还会使系统流量过大,相应地系统泵站的能力和伺服 阀的规格会增大,还不仅影响系统的相应速度,而且也 是不经济的。因此,在设计时压上缸的直径一般是根 据轧机牌坊窗口尺寸和最大轧制力的要求来确定。为 了减小V1、V2,在设计时将伺服阀直接安装在压上缸 上,使伺服阀至压上缸之间的距离尽可能短。同时,在 设计时,压上缸实际工作最大行程STmax在满足换辊、 最大最小辊径等要求的前提下,尽可能取小值。 βe的 取值取决于系统的连接管道和液压油中气体的浓度 等,要提高βe的取值,必须提高连接管道和工作腔的 机械刚度,同时尽可能地排尽油液中的气体。 5 结论 本文在介绍冷连轧机液压AGC系统组成的基础 上,对AGC液压系统的主要动态和静态参数计算的计 算方法及伺服阀的选型进行了阐述,同时结合系统配 置的实际情况,提出了更准确的压力缸液压固有频率 的计算方法,在本文分析计算的基础上很容易设计出 AGC系统的液压系统原理图,并进行动态分析。因 此,对工程设计具有较大的参考作用。 参考文献 [1] 王贤琳,杜胜品 1 四辊冷轧板带轧机液压AGC系统数学 模型[J ]1 武汉科技大学学报,20013 [2] 孙中禹 1 舞钢4200 mm轧机AGC液压系统分析[J ]1 宽厚 板,200021 [3] 杨节,轧制过程数学模型[M]1 北京冶金工业出版社, 1981. [4] 王伟岩 1 米诺公司液压AGC系统的应用[J ]1 天津冶金, 199741 [5] 孙文质 1 液压控制系统[M]1 北京国防工业出版社, 19901 8液压与气动2004年第1期 1995-2005 Tsinghua Tongfang Optical Disc Co., Ltd. All rights reserved.