龙门式矫直机液压伺服控制系统的负载特性分析.pdf

２０１６ 年 １ 月 第 ４４ 卷 第 ２ 期 机床与液压 ＭＡＣＨＩＮＥ ＴＯＯＬ ＆ ＨＹＤＲＡＵＬＩＣＳ Ｊａｎ􀆱 ２０１６ Ｖｏｌ􀆱 ４４ Ｎｏ􀆱 ２ ＤＯＩ１０．３９６９／ ｊ􀆱 ｉｓｓｎ􀆱 １００１－３８８１􀆱 ２０１６􀆱 ０２􀆱 ０３１ 收稿日期 ２０１４－１０－１３ 作者简介 方学红 （１９７８）， 男， 硕士， 工程师， 主要从事流体传动与控制和数字仿真技术方面的研究。 Ｅ－ｍａｉｌ ｘｕｅ⁃ ｈｏｎｇ􀆱 ｆａｎｇ＠ ｃｉｓｄｉ􀆱 ｃｏｍ􀆱 ｃｎ。 龙门式矫直机液压伺服控制系统的负载特性分析 方学红１， 康健２， 任国振２， 李新有１ （１． 重庆赛迪冶炼装备系统集成工程技术研究中心有限公司， 重庆 ４０００１３； ２． 中冶赛迪工程技术股份有限公司， 重庆 ４０１１２２） 摘要 通过对龙门式矫直机垂直调整装置系统参数的分析， 得到该系统的液压弹簧刚度和机械负载刚度的计算方法， 并对液压与机械负载的耦合特性进行分析， 得到垂直调整装置液压伺服控制系统的综合刚度和系统无阻尼固有频率， 提出 一种提高系统响应特性的方法， 为龙门式矫直机液压伺服控制系统的优化设计提供了理论依据。 关键词 龙门式矫直机； 垂直调整装置； 液压伺服控制； 负载特性 中图分类号 ＴＨ１３７􀆱 ７ 文献标志码 Ｂ 文章编号 １００１－３８８１ （２０１６） ２－１０１－４ Ａｎａｌｙｓｉｓｏｎ Ｌｏａｄ Ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ Ｓｅｒｖｏ Ｃｏｎｔｒｏｌ Ｓｙｓｔｅｍ ｏｆ Ｇａｎｔｒｙ Ｓｔｒａｉｇｈｔｅｎｅｒ ＦＡＮＧ Ｘｕｅｈｏｎｇ１， ＫＡＮＧ Ｊｉａｎ２， ＲＥＮ Ｇｕｏｚｈｅｎ２， ＬＩ Ｘｉｎｙｏｕ１ （１． Ｃｉｓｄｉ Ｒｅｓｅａｒｃｈ ＆ Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ Ｃｅｎｔｒｅ Ｃｏ．， Ｌｔｄ．， Ｃｈｏｎｇｑｉｎｇ ４０００１３， Ｃｈｉｎａ； ２． Ｃｉｓｄｉ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ Ｃｏ．， Ｌｔｄ．， Ｃｈｏｎｇｑｉｎｇ ４０１１２２， Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ Ｂｙ ａｎａｌｙｚｉｎｇ ｔｈｅ ｓｙｓｔｅｍ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｏｆ ｔｈｅ ｖｅｒｔｉｃａｌ ａｄｊｕｓｔｍｅｎｔ ｄｅｖｉｃｅ ｏｆ ｇａｎｔｒｙ ｓｔｒａｉｇｈｔｅｎｅｒ， ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ｍｅｔｈｏｄｓ ｏｆ ｈｙ⁃ ｄｒａｕｌｉｃ ｓｐｒｉｎｇ ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ ａｎｄ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｌｏａｄ ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ ｏｆ ｔｈｉｓ ｓｙｓｔｅｍ ｗｅｒｅ ｏｂｔａｉｎｅｄ， ａｎｄ ｔｈｅ ｃｏｕｐｌｉｎｇ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃ ｂｅｔｗｅｅｎ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ａｎｄ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｌｏａｄ ｗａｓ ａｎａｌｙｚｅｄ， ａｎｄ ｔｈｅ ｃｏｍｐｒｅｈｅｎｓｉｖｅ ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ ａｎｄ ｎａｔｕｒａｌ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ｗｉｔｈｏｕｔ ｄａｍｐｉｎｇ ｏｆ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｅｒｖｏ ｃｏｎｔｒｏｌ ｓｙｓｔｅｍ ｏｆ ｖｅｒｔｉｃａｌ ａｄｊｕｓｔｍｅｎｔ ｄｅｖｉｃｅ ｗｅｒｅ ｇｏｔｔｅｎ， ａｎｄ ａ ｍｅｔｈｏｄ ｔｏ ｉｍｐｒｏｖｅ ｒｅｓｐｏｎｓｅ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｓｙｓｔｅｍ ｗａｓ ｐｒｏｐｏｓｅｄ． Ｉｔ ｐｒｏｖｉｄｅｓ ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌ ｂａｓｉｓ ｆｏｒ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｄｅｓｉｇｎ ｏｆ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｅｒｖｏ ｃｏｎｔｒｏｌ ｓｙｓｔｅｍ ｏｆ ｇａｎｔｒｙ ｓｔｒａｉｇｈｔｅｎｅｒ． Ｋｅｙｗｏｒｄｓ Ｇａｎｔｒｙ ｓｔｒａｉｇｈｔｅｎｅｒ； Ｖｅｒｔｉｃａｌ ａｄｊｕｓｔｍｅｎｔ ｄｅｖｉｃｅ； Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｅｒｖｏ ｃｏｎｔｒｏｌ； Ｌｏａｄ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ 型钢矫直机是位于型钢生产线末端的单体设备， 是型钢生产中的重要一环。 文中研究的型钢矫直机是 一种与万能轧机轧制产品相匹配的龙门式多辊矫直 机， 其矫直原理如下 由连轧机轧出的轧件经冷床冷 却后进入矫直机， 在交错排列矫直辊的外力作用下其 弯曲部位产生一定的反弯曲， 使该部位产生一定的塑 性变形， 当外力除去后， 钢材经过弹性回复后趋于平 直， 以达到对来料进行矫直的目的［１－２］。 龙门式矫直 机通过垂直调整装置来调整矫直辊缝， 采用液压伺服 控制的方式来控制矫直过程， 实现高精度矫直。 液压伺服控制系统广义上由机械负载环节、 液压 环节和电气环节构成， 由 ３ 个环节联立后组成系统。 系统的固有品质决定系统的响应特性、 精度和稳定 性。 分析决定系统固有品质的液压弹簧刚度、 机械负 载刚度和负载特性机制 （电气环节通常不是限制环 节）， 找出行之有效的提高系统响应特性的措施， 对 液压伺服控制系统的合理设计有很大帮助。 张志伟 等［３－４］基于设计参数对矫直机液压系统进行了建模仿 真， 从控制角度分析了不同参数对液压系统响应特性 的影响并给出了一种改善系统性能的方法， 但没有分 析液压机械之间的耦合特性对系统响应特性的影响。 针对龙门式矫直机的垂直调整装置， 根据系统参 数详细分析了该装置的负载耦合特性对系统响应特性 的影响， 得到了液压伺服控制系统的综合刚度和系统 无阻尼固有频率的计算方法。 通过对计算结果的分 析， 提出了一种提高系统响应特性的方法， 为龙门式 矫直机液压伺服控制系统的优化设计提供了理论 依据。 １ 垂直调整装置液压伺服系统参数 １􀆱 １ 控制模型 矫直辊垂直调整装置由 ８ 只 ϕ４００／ ϕ２５０～３２０ ｍｍ 的液压缸驱动， 分成 ４ 对分别作用在 Ｒ２、 Ｒ４、 Ｒ６ 和 Ｒ８ 上矫直辊的操作侧和传动侧。 根据压下制度调整 上矫直辊的位置， 并给矫件保压， 施加一定的矫直 力， 防止矫直时矫件在竖直方向的串动， 同时提供过 载保护。 液压缸为单作用缸， 通过一个带内置放大器 和阀芯位置反馈的伺服阀单腔控制， 有杆腔为恒定压 力。 矫直辊缝调整位置由闭环控制系统给定， 其控制 模型如图 １ 所示。 图 １ 垂直调整装置液压伺服系统控制模型 １􀆱 ２ 液压伺服系统参数 垂直调整装置液压伺服系统相关参数如表 １ 所示。 表 １ 垂直调整装置液压伺服系统参数ｍ 活塞直径 Ｄ０􀆱 ４ 活塞杆直径 ｄ０􀆱 ２５ 活塞长度 Ｌ１０􀆱 １４ 活塞杆等效长度 Ｌ２０􀆱 ９３ 液压缸行程 Ｌ０􀆱 ３２ 无杆腔管道直径 ｄＫ０􀆱 ０２２ 有杆腔管道直径 ｄＲ０􀆱 ０２２ 无杆腔管道长度 ＬＫ５􀆱 ０ 有杆腔管道长度 ＬＲ５􀆱 ０ ２ 负载特性分析 在研究液压伺服系统的动态特性时， 负载通常指 液压缸活塞在运动时所遇到的惯性力 ＦＩ， 黏性阻尼 力 ＦＶ、 弹性力 ＦＰ和任意外负载力 ＦＬ ［５］。 系统运动时 要克服的力 Ｆ 可用下式表示 Ｆ＝ＦＩ ＋Ｆ Ｖ ＋Ｆ Ｐ ＋Ｆ Ｌ （１） 式中 ＦＬ为任意外负载力， 是摩擦力、 重力等外负 载力的合力。 从龙门式矫直机垂直调整装置液压伺服控制系统 的功能来看， 辊缝调整装置在矫直过程中， 不仅需要 提供足够拖动负载的力， 而且要具备很高的静态精度 和快速性。 液压伺服系统的机械负载特性对系统的综 合特性影响很大， 因此存在一个负载特性匹配的 问题。 典型负载用负载轨迹方程描述如下 Ｆ＝ｍｍｘ″＋Ｂｍｘ′＋Ｋｍｘ＋ＦＬ（２） 式中 ｍｍ为负载等效质量， ｋｇ； Ｂｍ为黏性阻尼系数， ｓＮ／ ｍ； Ｋｍ为负载等效刚度， Ｎ／ ｍ； ＦＬ为任意外负载力， Ｎ。 由式 （２） 可以看出 惯性力、 黏性阻力和弹性 力与液压缸的输出位移有关， 而液压缸位移为时间的 函数， 因此负载等效质量、 黏性阻尼系数和负载等效 刚度极大地影响系统的动静态品质。 液压伺服系统的 负载都具有较大的惯性力和很小的阻尼， 负载之所以 影响系统的动态品质， 是因为 ｍｍ和 Ｋｍ决定了系统 的频带宽度［５］。 在动力机构确定后， 系统便存在着一 个确定的频宽极限， 只有算出这种极限才能合理地选 择系统的参数和充分利用系统所具有的潜力。 实际的机械系统往往是一个复杂的多自由度分布 质量系统， 分析计算十分复杂， 为了便于理论研究， 需要对机械系统进行简化， 一般等效为单自由度物理 系统， 有时也将负载系统简化为二自由度的物理系 统［６］。 为了得到龙门式矫直机垂直调整装置液压伺服 系统的频宽极限， 需分别求得空载时的液压固有频率 和带载时的液压机械耦合固有频率， 然后分析液压机 械耦合特性对系统响应特性的影响。 ３ 空载液压固有频率 空载时， 液压弹簧与运动质量相互作用构成液压 弹簧－质量系统， 该系统的空载液压固有频率 ωｈ可 表示为 ωｈ＝Ｋｈ／ ｍｈ（３） 式中 Ｋｈ为液压弹簧刚度， Ｎ／ ｍ； ｍｈ为液压缸运动部分质量， ｋｇ。 由于被压缩液压油产生的弹性复位力相当于一个 线性弹簧， 其刚度称之为液压弹簧刚度。 阀控缸液压 伺服系统弹簧刚度由活塞和液压油刚度串联合成。 由 图 １ 可知， 设液压缸活塞实际位移为 ｘ， 考虑管道油 容积的影响， 其无杆腔的液压弹簧刚度 Ｋｈ１和有杆腔 的液压弹簧刚度 Ｋｈ２分别为［７］ Ｋｈ１＝ βｅＡ２ Ｋ ＶＫ ＋Ｖ ＬＫ ＝ βｅＡ２ Ｋ ｘＡＫ ＋Ｖ ＬＫ （４） Ｋｈ２＝ βｅＡ２ Ｒ ＶＲ ＋Ｖ ＬＲ ＝ βｅＡ２ Ｒ （Ｌ－ｘ）ＡＲ ＋Ｖ ＬＲ （５） 式中 ＡＫ为无杆腔工作面积， ｍ２； ＡＲ为有杆腔工作面积， ｍ２； ＶＫ为无杆腔油容积， ｍ３； ＶＲ为有杆腔油容积， ｍ３； ＶＬＫ为无杆腔管道油容积， ｍ３； ＶＬＲ为有杆腔管道油容积， ｍ３； βｅ 为油液体积弹性模量， ７１０８Ｐａ。 针对图 １ 所示的阀控缸模型， 其液压弹簧刚度模 型如图 ２ 所示。 ２０１机床与液压第 ４４ 卷 图 ２ 液压弹簧刚度模型 在图 ２ 中， 油缸的两腔油液弹簧为并联， 两腔液 压弹簧刚度相加， 由式 （４）、 式 （５） 可知其总液压 弹簧刚度 Ｋｈ为 Ｋｈ ＝Ｋ ｈ１ ＋Ｋ ｈ２ ＝βｅ Ａ２ Ｋ ｘＡＫ ＋Ｖ ＬＫ ＋ Ａ２ Ｒ （Ｌ－ｘ）ＡＲ ＋Ｖ ＬＲ （６） 显然 Ｋｈ与受控油容积有关， 即管道结构尺寸固 定后， 与液压缸的工作行程点直接相关。 对式 （６） 的 Ｋｈ求导， 当 ｄＫｈ／ ｄｘ＝ ０ 时， 可求出液压弹簧刚度 最小值 Ｋｈｍｉｎ和其对应的液压缸位置 ｘｈｍｉｎ Ｋｈｍｉｎ＝ βｅＡＲＡＫ（ＡＫ＋ＡＲ） ２ （ＬＡＲ ＋Ｖ ＬＲ）ＡＫ ＋Ｖ ＬＫＡＲ （７） ｘｈｍｉｎ＝ ＬＡＲ ＋Ｖ ＬＲ／ Ａ３ Ｒ －Ｖ ＬＫ／ Ａ３ Ｋ １／ＡＲ ＋１／ ＡＫ （８） 由表 １ 中参数及式 （７） 和式 （８） 得到液压弹 簧刚度最小值 Ｋｈｍｉｎ和其对应的液压缸位置 ｘｈｍｉｎ如下。 Ｋｈｍｉｎ＝７􀆱 ７５１１０８Ｎ／ ｍ（９） ｘｈｍｉｎ＝０􀆱 １８７ ｍ（１０） 因此当垂直调整液压缸的活塞运行到 ０􀆱 １８７ ｍ 的 位置时， 此时液压弹簧刚度最小， 其值约为 ７􀆱 ７５１ １０８Ｎ／ ｍ。 液压缸等效运动质量 ｍｈ包括活塞、 活塞杆运动 部分质量、 液压缸两腔油液质量、 上下腔管道油液折 算到活塞上的等效质量。 活塞的材料密度为 ７􀆱 ８５ １０３ｋｇ／ ｍ３， 油液密度为 ８􀆱 ８１０２ｋｇ／ ｍ３， 由表 １ 中参 数得到液压缸等效运动质量如表 ２ 所示。 表 ２ 垂直调整装置液压缸相关 等效运动质量ｋｇ 活塞质量 ｍＰｉｓｔｏｎ１３８􀆱 １４４ 活塞杆质量 ｍＲｏｄ３５８􀆱 ４５５ 油液质量 ｍｏｉｌ２９􀆱 ６５１ 管道油液等效质量 ｍｐｉｐｅ⁃ｏｉｌ１􀆱 ００４ 由表 ２ 中参数之和得到 ｍｈ ｍｈ＝５２７􀆱 ２５４ ｋｇ（１１） 由式 （３）、 式 （９） 和式 （２２） 得到该系统空载 液压固有频率 ωｈ＝１ ２１２ ｒａｄ／ ｓ（１２） ４ 液压机械综合刚度 液压机械综合刚度由液压弹簧刚度、 结构刚度和 负载等效刚度相互耦合而成［７］。 ４􀆱 １ 结构刚度 Ｋｌ 图 ３ 液压缸与负载 连接刚度模型 结构刚度为液压缸与外负载 的连接刚度， 由活塞刚度和活塞 杆刚度两部分组成， 活塞杆与活 塞的刚度可等效为两个弹簧的串 联形式， 如图 ３ 所示。 根据刚度计算公式， 由表 １ 中参数得到活塞和活塞杆刚度 Ｋｐｉｓｔｏｎ ＝ＥＡ Ｋ／ Ｌ１＝１􀆱 ８８６１ ０１１ Ｎ／ ｍ（１３） Ｋｒｏｄ＝Ｅ（ＡＫ －Ａ Ｒ） ／ Ｌ２＝０􀆱 １１１１ ０１１ Ｎ／ ｍ （１４） 由于两弹簧串联， 由式 （１３） 和式 （１４） 得到 液压缸与负载的连接刚度 Ｋｌ＝１􀆱 ０４６１ ０１０ Ｎ／ ｍ（１５） ４􀆱 ２ 负载等效质量 ｍｍ与负载等效刚度 Ｋｍ 垂直调整装置单个上矫直辊的质量约为 ６ ｔ， 折 算到单个液压缸的负载等效质量 ｍｍ约为 ３ ｔ。 垂直调整装置液压动力机构确定后， 负载等效刚 度 Ｋｍ随之确定 Ｋｍ＝２􀆱 ５８１０９Ｎ／ ｍ（１６） ４􀆱 ３ 液压机械综合刚度 Ｋｎ 考虑到液压缸活塞杆结构柔度特性， 负载简化为 单自由度集中质量系统， 图 １ 的控制模型经简化后得 到的液压机械综合刚度模型如图 ４ 所示。 图 ４ 液压机械综合刚度模型 在图 ４ 中， 液压弹簧刚度 Ｋｈ、 结构刚度 Ｋｌ、 负 载等效刚度 Ｋｍ为串联关系， 则液压机械综合刚度 Ｋｎ 计算公式如下。 １／ Ｋｎ＝１／ Ｋｈ＋１／ Ｋｌ＋１／ Ｋｍ（１７） 由式 （９）、 式 （１５）、 式 （１６） 和式 （１７） 得 到矫直机垂直调整液压伺服系统的液压机械综合刚度 Ｋｎ Ｋｎ＝５􀆱 ６３９１０８Ｎ／ ｍ（１８） 由式 （１８） 可知， 液压机械综合刚度要小于液 压弹簧刚度、 结构刚度和负载等效刚度中的任何一 个。 一般结构刚度比较大， 当负载等效刚度远大于液 压弹簧刚度时， 液压机械负载综合刚度接近于液压弹 簧刚度； 当负载等效刚度与液压弹簧刚度相当时， 液 压机械综合刚度由二者共同决定， 此时为了提高系统 的响应特性和稳定性， 就必须同时提高液压弹簧刚度 ３０１第 ２ 期方学红 等 龙门式矫直机液压伺服控制系统的负载特性分析 和负载等效刚度。 ５ 液压机械无阻尼固有频率 针对图 ４ 的两自由度质量弹簧系统， 依据动力学 理论建立运动微分方程， 可得如下两个方程为 ｍｍｘ″２ ＋Ｂ ｍｘ′２ ＋Ｋ ｍｘ２ ＝Ｋ ｌ（ｘ１ －ｘ ２） （１９） ｍｈｘ″１ ＋Ｂ ｈｘ′１ ＋Ｋ ｈｘ１ ＝Ｋ ｌ（ｘ２ －ｘ １） （２０） 上述方程可以写成如下矩阵形式 ｍｘ″＋Ｂｘ′＋Ｋｘ＝０（２１） 式中 ｍ＝ ｍｈ０ ０ｍｍ Ｂ＝ Ｂｈ０ ０Ｂｍ Ｋ＝ Ｋｈ ＋Ｋ ｌ －Ｋ ｌ －Ｋ ｌ Ｋｍ ＋Ｋ ｌ 当不考虑阻尼比影响时， 式 （２１） 变为 ｍｘ″＋Ｋｘ＝０（２２） 假设式 （２２） 方程解的形式为 ｘ１ ｘ２ ＝ Ｘ１ Ｘ２ ｓｉｎ（ωｔ－ϕ） （２３） 式中 Ｘ１、 Ｘ２为振动幅值， ｍ； ω 为固有频率， ｒａｄ／ ｓ； ϕ 为初相位， ｒａｄ。 将式 （２３） 代入式 （２２）， 得 （Ｋ－ω２ｍ）ｘ＝０（２４） 式（２４）是广义特征值问题，要使其有解，其系数 行列式必为零，即 Ｋ－ω２ｍ ＝０（２５） 将 Ｋ、ｍ 代入式（２５）得 Ｋｈ ＋Ｋ ｌ －ω ２ｍ ｈ －Ｋ ｌ －Ｋ ｌ Ｋｍ ＋Ｋ ｌ －ω ２ｍ ｍ ＝０ （２６） 由此可求得 ω２＝（ω２ １ ＋ω ２ ２） ／２∓ （ω２ １ ＋ω ２ ２） ２ －４ω ２ ３／２ ω２ １＝（Ｋｌ ＋Ｋ ｈ） ／ ｍｈ ω２ ２＝（Ｋｌ ＋Ｋ ｍ） ／ ｍｍ ω２ ３＝［ＫｈＫｍ ＋Ｋ ｌ（Ｋｍ ＋Ｋ ｈ）］ ／ ｍｍｍｈ （２７） 故当机械负载简化为单自由度集中质量物理系统 时， 其液压机械无阻尼固有频率 ωｎ为 ωｎ＝（ω２ １ ＋ω ２ ２） ／２∓ （ω２ １ ＋ω ２ ２） ２ －４ω ２ ３／２ （２８） 将式 （９）、 式 （１１）、 式 （１５）、 式 （１６） 和式 （２７） 代入式 （２８） 得 ωｎ ωｎ＝９７４􀆱 ３ ｒａｄ／ ｓ（２９） 在液压伺服系统中， 液压机械综合刚度与负载等 效质量构成一个综合谐振系统， 系统的综合谐振频率 和综合阻尼比常常成为影响系统响应速度和稳定性的 决定因素， 因此提高综合谐振频率和综合阻尼比具有 重要意义［６］。 综合阻尼比通常由伺服阀决定， 而负载 等效质量由负载特性决定， 往往很难改变， 要提高系 统响应速度就必须提高液压机械综合刚度。 由于实际 液压伺服系统存在阻尼， 消耗系统能量， 式 （２２） 的假设就不成立， 振动幅值会衰减。 但是实际阻尼力 相对于液压驱动力来说比较小， 可等效于小阻尼系 统［８］， 故液压伺服系统的综合谐振频率频率可用液压 机械无阻尼固有频率来代替。 ６ 结论 针对龙门式矫直机垂直调整装置液压伺服控制系 统， 从液压机械负载耦合的角度分析了系统响应特性 的影响因素。 结果表明 该系统具有惯性比较小和结 构刚度比较大的特点， 其综合谐振频率接近于空载液 压固有频率， 可以认为空载液压固有频率就是综合谐 振频率。 因此空载液压固有频率对龙门式矫直机垂直 调整装置的响应特性起决定性的作用， 且空载液压固 有频率越大， 龙门式矫直机垂直调整装置的响应特性 越好。 由空载液压固有频率的影响因素可知， 为提高 龙门式矫直机液压伺服控制系统的响应特性， 其优化 方法有以下几种 增大液压缸活塞面积； 将阀台尽量 靠近液压缸， 减小总压缩油容积和等效运动质量； 选 用合适的液压油， 尽量减少油中的空气含量， 提高油 液的有效体积弹性模量。 参考文献 ［１］ 文广．Ｈ 型钢九辊矫直机的结构与液压系统分析［Ｊ］．机 械，２０１０，３７（ｚ１）１－３． ［２］ 崔甫．矫直机原理与矫直机械［Ｍ］．北京冶金工业出版 社，２００２１５７－１６０． ［３］ＺＨＡＮＧ Ｚ，ＷＵ Ｚ，ＬＩＵ Ｆ，ｅｔ ａｌ． Ｓｔｕｄｙ ｏｆ ｔｈｅ Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ Ｓｙｓ⁃ ｔｅｍ Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ａｎｄ ＰＩＤ Ａｕｔｏｔｕｎｉｎｇ Ｂａｓｅｄ ｏｎ Ｒｅｌａｙ Ｆｅｅｄ⁃ ｂａｃｋ ｏｆ ｔｈｅ Ｔａｎｔａｌｕｍ⁃ｎｉｏｂｉｕｍ Ｔｕｂｅ Ｓｔｒａｉｇｈｔｅｎｅｒ ［ Ｃ］ ／ ／ ２０１０ ５ｔｈＩＥＥＥ Ｃｏｎｆｅｒｅｎｃｅ ｏｎ Ｉｎｄｕｓｔｒｉａｌ Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃｓ ａｎｄ Ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎｓｉｓ，２０１０１２５３－１２５７． ［４］ ＷＡＮＧ Ｌ Ｇ．Ａｎａｌｙｓｉｓ ａｎｄ Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｏｆ Ｓｔｒｉｐ Ｄｅｖｉａｔｉｏｎ Ｅ⁃ ｌｅｃｔｒｏ⁃ｈｙｄｒａｕｌｉｃ Ｐｏｓｉｔｉｏｎ Ｓｅｒｖｏ Ｃｏｎｔｒｏｌ Ｓｙｓｔｅｍ［Ｃ］ ／ ／２０１１ ＩＥＥＥ Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｃｏｎｆｅｒｅｎｃｅ ｏｎ Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃｓ，ａｎｄ Ｃｏｍｍｕ⁃ ｎｉｃａｔｉｏｎｓ ａｎｄ Ｃｏｎｔｒｏｌ，２０１１１８７８－１８８１． ［５］ 刘长年．液压伺服系统优化设计理论［Ｍ］．北京冶金工 业出版社，１９８９８－１２． ［６］ 王春行．液压控制系统［Ｍ］．北京机械工业出版社， ２００３４０－７３． ［７］ 刘勋，刘玉，李新有，等．液压伺服控制系统的液压弹簧 刚度和机械负载刚度耦合特性分析［Ｊ］．钢铁技术，２０１２ （２）４７－５４． ［８］ 成大先．机械设计手册［Ｍ］．４ 版．北京化学工业出版 社，２００６． ４０１机床与液压第 ４４ 卷