CN102039310A - 冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法，以自主开发的平整机液压伺服控制系统数字模型为试验平台的，所述的冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法共由两部分内容组成：一、平整机推上液压伺服系统变油柱高度下的变增益控制方法；二、平整机推上液压伺服系统变轧制力下的变增益控制方法。本发明的优点：通过系统模型的软参数设置，实现了离线调节一类平整机的液压伺服系统在可变油柱、可变轧制力工况下的变增益优化控制方法。可以为现场实车控制参数的调试整定提供重要依据。

Description

冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法

【技术领域】

本发明涉及精轧带钢的冷轧连退机组平整机的液压伺服控制系统变增益优化控制方法，属轧钢技术领域。具体地说，是液压伺服推上系统变油柱高度变轧制力下的系统变增益调节优化控制方法。

【背景技术】

对冷轧连退机组平整机而言，每次换辊完成后，轧辊辊径、阶梯垫高度、斜楔高度的变化造成了推上系统在开始轧制力伺服时，两个推上缸活塞腔内的初始油柱高度是互不相同的。如果采用相同的控制参数(即相同的阀口开度)，封闭容腔中的压力飞升速率将不同，导致动态响应速度不同。例如，油柱低时，控制的油液封闭容积小，压力响应就快；油柱高时，控制的油液封闭容积就大，压力响应就慢。为了使不同油柱高度下的动态响应恒定，就需要进行控制器的动态补偿，不同的油柱高度对应不同的伺服阀放大倍数，容积大时，阀口开度大一些，容积小时，阀口开度小一些，最终使不同初始位置封闭容腔的压力增益一致。此外，当平整机处于正常轧制状态时，由于连续带钢焊缝材质硬度变化所致的轧制力变化，很容易引起系统的振动，这种轧机机架的随机振动严重影响了轧机的生产能力，并对产品质量造成不良影响。同时，还有导致设备状态进一步恶化的倾向。为了减小液压冲击以保证产品质量，必须使推上液压伺服系统的控制能够满足在加载和卸载状态中具有相同的调速特性。然而，在试车调试中，出于对试验成本的考虑，一般不会采用更换不同辊径的轧辊来进行系统控制参数整定的方法，这样做调试成本太昂贵；另外，采用针对不同的轧制力来进行增益参数的整定方法也是一项极其费时费力的工作，对于正处于投产状态中的平整机而言，更没有允许进行试验的时间。因此，研究一种在离线状态下能够模拟轧机系统动态过程的变增益控制参数整定和优化方法，从而实现系统变增益优化控制就非常重要。

【发明内容】

本发明的目的是针对现有技术的不足，基于自主开发的平整机液压伺服系统数字模型，提供一种可以实现冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法。

本发明的目的是通过以下的技术方案来实现的：

一种冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法，是以自主开发的平整机液压伺服控制系统数字模型为试验平台的，所述的平整机液压伺服系统变增益优化控制方法共由两部分内容组成：一平整机推上液压伺服系统变油柱高度下的变增益控制方法；二平整机推上液压伺服系统变轧制力下的变增益控制方法；其技术要点分别叙述如下：

一平整机推上液压伺服系统变油柱高度下变增益的优化控制方法：

在实际的轧机液压系统中，系统通过液压元件的控制向执行机构输送流量产生了压力变化率，控制环节经过时间延时(积分)才能建立起压力。输送的流量需要满足以下三方面的要求：建立压力变化率所要求的流量，执行机构内外泄漏流量，执行机构运动速度所需流量，其中，首先要满足的是工作压力建立过程，同时补充内外泄漏流量，当工作压力上升到克服负载力后，执行机构才能运动。正如油液有效体积弹性模量所表述的那样，

${\mathrm{\β}}_e=-\mathrm{\ΔP}\·\frac{V_L}{\mathrm{\Δ}{V}_L}---\left(1\right)$

公式(1)中，V_L是油液初始时的总体积，ΔV_L是油液被压缩(或被放松)后的体积变化量，ΔP是油液被压缩(或被放松)后的压力变化量，负号表示只有当油液被压缩而造成体积减小时，压力才能增大，或者说，当油液被放松而造成体积增大时，压力才能见效，因此，流量等同于油液体积变化率，引入时间因子后，再产生压力变化率。如果将油液有效容积模数的表达式进行移项变换及微分处理，可得下式，

$\frac{\mathrm{dp}}{\mathrm{dt}}=-\frac{{\mathrm{\β}}_e}{V_L}\·\frac{\mathrm{d\Δ}{V}_L}{\mathrm{dt}}=\frac{{\mathrm{\β}}_e}{V_L}\·q_p---\left(2\right)$

上述公式(2)中，q_p为产生压力变化率所需的流量。可见，压力变化率与q_p成正比，与V_L成反比，也就是说，压力变化率将引起油液的流动而形成流量，注入(放出)流量的大小决定了压力变化率的快慢。对于推上缸而言，当油柱低时，控制的油液封闭容积小，压力响应就快；当油柱高时，控制的油液封闭容腔就大，压力响应就慢。若要求压力变化率恒定，那么推上缸的工作容积越大，需要注入的流量就越多。即容积大时，要求伺服阀口开度大一些，容积小时，要求阀口开度小一些，最终使不同初始位置封闭容腔的压力增益一致。

由于在实际工程现场进行这方面的参数调节试验十分不便，故本发明提出了在自主开发的平整机液压伺服系统数字模型上进行调试控制的方法(该数字模型的可用性已经通过现场数据比较得到验证)。具体步骤如下：

(a)对数字模型中相关参数进行确认；

该步骤中包括有：软参数的设置方法和与变油柱高度变增益控制试验相关的参数的校对设置；

(b)控制器PI参数的设置与调整；

(c)设置数字模型的仿真步长和时间；

(d)分析仿真得到的轧制力响应曲线是否满足要求；若满足，则返回步骤(a)进行下一个对应油柱高度相关参数的设置；若不满足，则返回步骤(b)调整控制器的参数；

(e)提取各个不同油柱高度时对应的控制器PI参数，进行整定；

(f)对控制器的比例增益和积分增益参数进行拟合。

二平整机推上液压伺服系统变轧制力下变增益的优化控制方法：

当平整机处于正常轧制状态时，为了减小冲击以保证产品质量，必须使推上液压伺服系统在加载和卸载状态中具有相同的调速特性。此处，加载状态是指当进油节流口开启，使供油口与推上缸活塞腔沟通，导致推上缸控制压力(阀的负载压力)上升，直到控制压力到达设定值后进油节流口关闭；卸载状态是指当回油节流口开启，使控制压力与回油口沟通，导致推上缸控制压力(阀的负载压力)下降，直到控制压力到达设定值后回油节流口关闭。因此，可以得到伺服阀节流口加载压降和伺服阀节流口卸载压降，

P_V1＝P_S-P_L                        (3)

P_V2＝P_L-P_T                        (4)

上述公式(3)中，P_S为伺服阀供油压力，P_L为伺服阀负载压力；公式(4)中，P_T为伺服阀回油压力。由于当伺服阀的阀芯位移一定时，其输出的负载流量与阀压降的平方根成正比，若忽略回油压力，则只有当负载压力等于二分之一供油压力时，加载状态和卸载状态的流量才相等。但是，实际工况下推上缸不能接受这样的条件，因为这将大大限制推上缸所能输出的最大轧制力。当负载压力不是二分之一供油压力时，即使负载压力相同(同一工作点)，加载状态和卸载状态的负载流量仍不相等，使推上缸的运动速度不同，因此必须采取有效措施加以解决。

众所周知，伺服阀的负载流量Q_L与伺服阀的控制电流I_c成正比，与阀压降P_V的平方根成正比，即

$Q_L=K\·I_c\·\sqrt{\mathrm{Pv}}---\left(5\right)$

公式(5)中，负载流量单位是L/min，伺服阀的阀压降单位是bar，伺服阀的控制电流单位是mA，K为阀的流量设计系数。在液压推上系统中，阀压降的计算方法为推上状态(加载)下，P_V＝P_V1＝P_S-P_L，下降状态(卸载)下，P_V＝P_V2＝P_L-P_T＝P_L(令P_T＝0)，可见，伺服阀的负载流量与伺服阀的控制电流和负载压力两者有关，也就是说，即使控制电流是恒定的，伺服阀输出的负载流量仍然随负载压力变化而变化，变化关系是非线性的(两者之间满足平方根关系：

或

)，而由于伺服阀输出的负载流量对应于推上缸的运动速度，以及负载压力对应于轧制力，从而可以直接得到轧制力与推上缸运动速度的关系。因此，要实现推上系统加载和卸载时的调速特性恒定，就必须要进行恒流量(速度)补偿，即研究变轧制力下系统变增益调节方法。要确定流量补偿增益，必须先获得加载和卸载时不同轧制压力(工作点)下对应的负载流量变化曲线，继而得到不同轧制力对应的推上缸运动速度。但是，平整机有效轧制力变化范围是很大的(50t～1300t)。同时，不同钢种对应着各自不同的有效轧制力范围，要通过现场实测来获得上述曲线，不仅费时费力，还需要大量的试验费用开销。由于实际工程中在现场进行这方面的试验十分不便，故本发明首次提出了以自主开发的系统数字模型上进行调试控制的方法(该数字模型的可用性已经得到验证)。

本发明的技术方案的具体步骤如下：

(a)对数字模型中相关参数进行确认；

该步骤中包括有：软参数的设置方法和与变轧制力变增益控制试验相关的参数的校对设置；

在该步骤实施中，还需进行如下说明：

第一假设轧辊辊径均为出厂最大值；

第二给定力伺服控制器的第一阶段期望轧制力值即为不同轧制力点；

第三当轧制力已稳定在当前工作点时，保持伺服阀额定输入电流不变；

(b)控制器PI参数的设置与调整；

(c)设置数字模型的仿真步长和时间；

(d)分析仿真得到的加载和卸载时的流量曲线，记录下当前工作点(轧制力)对应的最大负载流量值；

(e)由于负载流量和推上缸运动速度，轧制压力和轧制力都是线性关系，为了更直观地观察，将流量换算成不同轧制力下的推上缸运动速度；

(f)将数据拟合成不同轧制力下的推上缸运动速度曲线；

(g)找到上一步所得到曲线的交点，该交点表示系统在加载和卸载过程中存在着最佳匹配工作点，即推上液压伺服系统在该点处具有相同的调速特性；

(h)以最佳匹配点作为基准点，可以得到推上系统处于不同工作点的流量补偿增益，即无论当前工作点为何值，只要将最佳匹配点对应的控制参数与该工作点对应的流量补偿增益相乘后得到的值作为当前工作点的控制参数，就可以使系统在当前工作点下具有最佳匹配点处的调速特性；

(i)将轧制力低于最大值的20％或高于最大值的80％时，此时增益值按20％或80％这点的增益补偿值进行补偿；因为增益补偿值将直接影响系统的开环放大倍数，增益补偿值过大可能引起系统振荡，过小使系统响应变慢。因此，本发明在工程实践中，采用特定的参数饱和处理方法，即当轧制力低于最大值的20％或高于最大值的80％时，就不再按照增益补偿曲线进行修正，而是按20％或80％这点的增益补偿值进行补偿。

在本发明提出的上述两个变增益控制优化方法中，均涉及到本发明采用的软参数设置方法。

所述的软参数设置的具体设置方法如下：

传统的基于数学模型的液压系统仿真过程，一般均需要系统的谐振频率、阻尼比和摩擦力等实测参数，这些参数在实际工程实施中很难在线准确测量；同时在控制系统传递函数的推导过程中存在大量假设简化，使得这些与系统非线性工作过程有关的软参数直接影响到液压系统的静、动态性能的仿真误差，仿真结果和真实系统相比偏差较大难以有实用参考价值。而本发明采用的基于多学科软件协同搭建的液压伺服系统数字模型，在建模方法上从系统元件的物理本质入手，可以进行底层元件级的参数设置，且对上述软参数的计算环节已隐含在仿真数字模型的设置中。此处，本发明将以油液有效体积弹性模量(简称β_e，全文同)和机械负载系统参数的设置方法为例进行说明。

(1)油液有效体积弹性模量β_e

油液有效体积弹性模量β_e是影响液压系统性能的一个重要物理参数，其值直接影响了液压动力机构的固有频率和阻尼比，对液压系统的有效传动力、稳定性和动态响应具有重要影响。β_e是一个典型的软参量，根据系统含气量、工作压力等参数的变化而相应变化。本发明通过不同的试验方法揭示了β_e对系统混入空气、压力和温度等工况参数变动的敏感性，证实了其对系统动静态特性分析的重要影响作用。

影响β_e的因素很多，但根据平整机液压伺服系统实际情况，本发明认为油液含气量以及油压高低为主要影响因素。油液含气量是影响β_e的一个主要因素，若液压油中混入空气时，其可压缩性将显著增加，在油压夹带1％气体(气泡状)时，β_e将下降至纯油液的三分之一，严重影响了系统的工作性能。一般液压油中混入空气后只能设法抑制，无法根本消除。油压高低对β_e影响较大，尤其是在中、低压部分，对β_e的影响更为明显，一方面，根据亨利定律，液体中空气的溶解量与压力成正比，在一定温度下，压力越低，液体中空气含量就越大，所以油压变化会改变油液中气泡状态和溶解状态两部分空气含量的比例(前者对β_e有影响，后者对β_e不产生影响)；另一方面，压力的变化会引起油液中气泡的体积缩小或放大，而对β_e起很大的影响。

本发明结合冷连轧机在精轧带钢的实际工况，应用到数字模型中的油液等效体积弹性模量β_e软参数值设置如下所述：

(a)当压力较低时，β_e随着压力的变化较大，当压力较高时，β_e随着压力变化趋于平稳弹性模量保持在13×10E8到15×10E8Pa之间，若系统动态仿真时的压力范围在较高压力段(10MPa～20MPa)内，可将β_e视为一个常量，为1400MPa；

(b)在中、低压范围(0～10MPa)内，β_e随压力变化的关系方程式为：

y＝0.041x³-1.8x²+27x-5                            (6)

公式(6)中，x是系统压力，单位是MPa，y是弹性模量值，单位是MPa。

(c)上述油液体积模量的参数设置方法适用于油温变化范围在20～50℃，系统供油条件、吸油能力不变的液压系统模型中。

(2)机械负载系统参数

平整机液压AGC系统的关键执行元件由液压缸、伺服阀和负载(即轧机)组成，由于伺服阀的研究已经趋于成熟，因而如何使用数学模型来真实地表达机械负载系统就成为了技术关键。实际工程中的机械负载特性相当复杂，很难有效地进行描述。但是在大多数情况下可以通过负载本身的位移、速度和加速度来表达负载所需要的力。反过来讲，就是负载力分别与位移、速度和加速度有关。本发明涉及的平整机液压推上系统的机械负载结构示意图参见图1。

平整机的液压AGC推上系统有两种工况：

(a)设置静态辊缝，此时，推上系统的负载特性是质量+阻尼；

(b)正常平整轧制工况，此时，推上系统的负载特性为质量+阻尼+弹簧。

A.弹簧负载特性分析

在平整机正常轧制中，平整机和轧件之间产生相互作用力。当轧件由原始厚度H₁被轧制成期望厚度H₂时，轧件的变形阻力作用于工作辊，并通过中间辊、支承辊、轴承座依次传递到推上缸，形成推上缸的负载力。推上缸活塞内需要建立工作压力P_c，从而形成轧制力F，轧制力F与负载力相平衡，形成推上量C，单位(m)，

C＝F/K_m                            (7)

公式(7)中，F为单侧轧制力(N)，K_m为轧件材料刚度(N/m)。同时，整个机架在巨大的轧制作用力下发生弹性变形，形成弹跳量S，单位(m)。

S＝F/K_s                            (8)

公式(8)中，K_s为轧机结构刚度(N/m)。此处，轧件材料刚度K_m并非传统意义上的刚度，实际上，它是材料塑性变形曲线的斜率，应称作材料塑性变形系数。既然超过材料的弹性极限已经产生不能再恢复的塑性变形，也就是不再具有弹簧性质。所以在动态分析中，轧制材料刚度也不应该考虑。

由上述分析可知，推上缸位移

y＝C+S＝(F/K_m)+(F/K_s)＝F/K_L        (9)

公式(9)中，K_L为等效负载弹簧刚度(N/m)，由于在轧制时，材料已经产生了不能再恢复的塑性变形，也就不再具有弹簧的性质，因此轧件材料刚度只能用于计算静态增益，在动态分析中，轧件材料刚度不应考虑。因此，在稳态项中：K_L ^-1＝K_m ^-1+K_s ^-1；动态项中：K_L＝K_s，K_m不予考虑。根据实际系统中的现场试验数据，K_s约为2.916×10⁹N/m，K_m约为8.755×10⁹N/m。

B.质量负载系统分析

轧机运动部件的结构重量位于不同的部位，重量近似于分布参数。动态分析需要用集中参数表达，应进行必要的折算。质量和弹簧都属于贮能元件，只要同时存在着质量和弹簧，就会使系统的某些参数除与当前工作状态有关外，还与系统过去和将来的工作状态有关，使系统的动态分析复杂化。液压系统的液压元件中存在着固有的油液容积效应，即液压弹簧效应，它表示油液在密闭容积内受压后具有弹性效应。流体的液压弹簧和机械部分的质量都是储能元件，它们的相互作用在液压元件中造成谐振现象，决定了该液压元件的液压固有频率，实际上液压固有频率是对液压元件动态性能的限制。在分析阀控缸特性时，为了便于解析分析，首先要对负载工况进行简化或者对负载特性做某些限定。

对于平整机液压推上系统而言，除了辊缝设定工况是质量加阻尼负载外，正常轧制工况时，液压推上的机械弹簧负载不能忽略。

C.阻尼负载系统分析

推上缸运动的速度阻尼力主要来自于活塞杆腔油路，其通过中间减压阀组保持恒定7MPa背压供油，可以认为流体在油管内呈不可压缩状态，流动可以近似为层流。通过调整推上缸活塞腔的管径和管长的方法，能够改变阻尼力的大小。

推上缸运动时的速度阻尼力表达式：

$F_D=B_P\frac{\mathrm{dy}}{\mathrm{dt}}---\left(10\right)$

公式(10)中，B_p为轧机的当量阻尼系数。

目前尚无数学方法可用来设计计算工程系统的阻尼系数，作为系统中重要的动态特性参数之一，它直接影响系统的稳定性和控制精度，在实际推上液压伺服系统回油管路内径为25mm，有杆腔的活塞面积为0.273m²时，根据经验公式选择当量阻尼系数为2.4×10⁷N·s/m。

综上所述，数字模型中的机械负载系统参数为：

(1)压靠时，K_L＝(K_m ^-1+K_S ^-1)^-1＝2.187×10⁹N/m，B_p＝2.4×10⁷N·s/m；

(2)正常轧制时K_L＝K_S＝2.916×10⁹N/m，B_p＝2.4×10⁷N·s/m。

与现有技术相比，本发明的积极效果是：

本发明以自主研发的平整机液压伺服系统数字模型为试验平台，通过系统模型的软参数设置，实现了离线调节一类平整机的液压伺服系统在可变油柱、可变轧制力工况下的变增益优化控制方法。由于实际生产现场多种因素的条件制约，很难采用在线方法对平整机液压伺服系统进行变增益优化控制参数试验。本发明为解决该工程难题提供了一种新的试验方法，基于本发明的方法得到的平整机液压伺服系统变增益优化控制参数，可以为现场实车控制参数的调试整定提供重要依据。

【附图说明】

图1为平整机液压推上系统机械负载结构图；

图2为平整机推上伺服系统不同油柱高度下比例控制增益放大倍数；

图3为不同轧制力下的推上缸运动速度曲线；

图4为修改后的不同轧制力下流量补偿增益曲线。

【具体实施方式】

下面结合附图对本发明的实施例作详细说明：本发明的实施例在以本发明技术方案为前提下进行实施，给出了详细的实施方式和过程，但本发明的保护范围不限于下述的实施例。本发明的具体实施例如下：

实施例一

平整机推上液压伺服系统变油柱高度变增益的控制方法

根据现场所提供数据，推上系统油柱高度变化范围在40mm至135mm之间。第一步进行参数设置：软参数的设置方法如前所述，不再赘述。将40mm油柱高度所对应的油液体积设置在推上缸无杆腔容积参数项中。第二步进行控制器PI参数设置。第三步设置仿真精度为0.001s，仿真时长20s。进行仿真。接着将对应油柱高度为70mm、100mm和135mm的油液体积分别进行设置，再以同样的方法进行三次仿真。四组仿真曲线所用控制器比例和积分增益均为5和0.1(即期望压靠位置值取40mm时现场所采用的控制增益值)，从结果可见，随着油柱高度的增大，始终采用低油柱高度时的控制参数，将使得响应时间变慢并减弱系统抗干扰能力，可知70mm、100mm和135mm对应的轧制力响应曲线并不满足要求。所以有必要对其控制器PI参数进行调整。

表1不同油柱高度下控制参数整定值

表1所示为分别调整后三组曲线(70mm，100mm，135mm)的PI参数，使它们在调整时间，超调量和平均稳态值三个指标上与第一组曲线(40mm)的相对误差保持在5％以内，得到不同油柱高度下的控制增益整定值，如表1所示，分析表中数据可知，随着油柱高度的增加，比例增益和积分增益呈线性增长趋势，但是两者的线性增长比例略有不同。为便于分析，对表1中两类增益分别以40mm处的值为基值进行归一化处理，根据结果进行曲线拟合，分别得到平整机推上伺服系统在不同油柱高度下比例控制增益和积分控制增益变化曲线，参见表2。比例控制增益变化曲线请参见图2。

表2归一化处理后的不同油柱高度下控制参数整定值

实施例二

平整机推上液压伺服系统变轧制力变增益的优化控制方法

本实施例使用单侧(操作侧)推上伺服系统数字模型，有效轧制力为25t～650t；另外，考虑到负载流量与伺服阀的控制电流成正比，因而仅讨论控制电流等于伺服阀额定电流的情况，即推上(加载)时，I_c＝+10mA，下降(卸载)时I_c＝-10mA。

首先进行参数设置。关于软参数的设置如前所示，不再赘述。以下对其它参数设置做一说明。

(1)假设轧辊辊径均为最大值，即压靠位置期望值应为40mm，为了缩短仿真时间，在数字模型中省略压靠过程的位置控制阶段，即将推上缸无杆腔初始油液体积设置为12960cm³，将辊缝间隙设置为0mm，如此，仿真一旦运行，轧制力将迅速形成。

(2)给定力伺服控制器的第一阶段期望轧制力值即为不同轧制力点(伺服阀工作点)，在推上(加载)过程中共划分21点(0t，32.5t，65t，...，650t)，在下降(卸载)过程中共划分20点(32.5t，65t，97.5t，...，650t)，持续5s(下降时持续2s)后，轧制力已稳定在当前工作点，接着，保持伺服阀额定输入电流10mA不变，观察负载流量(通过合理设定5s后的第二阶段期望轧制力值，使得阀口初始时总是能开到最大，因此，可记录下当前工作点(轧制力)对应的最大负载流量值)。

其次，控制器PI参数设置：比例系数K_p设定为5，积分系数K_i设定为0.1。接着设置仿真时长是10s，仿真步长精度是0.001s。

完成上述工作后，开始仿真分析。第一步，对加载过程的21个工作点分别进行仿真，并记录下每个工作点对应的最大负载流量值。第二步，对卸载过程的20个工作点分别进行仿真，并记录下每个工作点对应的最大负载流量值。

表3部分不同轧制压力下的负载流量

所得加载和卸载过程中不同轧制压力下的部分负载流量值请参见表3。由于负载流量和推上缸运动速度，轧制压力和轧制力都是线性关系，为了更直观地观察，将表3换算成不同轧制力下的推上缸运动速度，部分参数值请参见表4。

表4不同轧制力下的推上缸运动速度(部分数据)

进一步，将表4中数据拟合成不同轧制力下的推上缸运动速度曲线(注：亦称蝴蝶曲线)，参见图3所示。对图3的分析可知，系统在加载和卸载过程中存在着最佳匹配点，即图中两条曲线的交点(X：393.8，Y：6.468)，该点表示当单侧轧制力为393.8t时，推上液压伺服系统具有相同的调速特性。因此，以最佳匹配点作为基准点，可以得到推上系统处于不同工作点的流量补偿增益，即无论当前工作点为何值，只要将最佳匹配点对应的控制参数与该工作点对应的流量补偿增益相乘后得到的值作为当前工作点的控制参数，就可以使系统在当前工作点下具有最佳匹配点处的调速特性。表5列出了推上液压伺服系统在不同轧制力下的部分流量补偿增益值，表中流量补偿增益为1.000处为最佳匹配点。进一步，将表5中数据拟合成不同轧制力下的流量增益补偿曲线。

表5部分不同轧制力下的流量补偿增益

在工程实践中，通常将轧制力低于最大值的20％或高于最大值的80％时的增益，按20％或80％这点的增益补偿值进行补偿，本系统中，20％和80％对应的点分别为145.5t和584.4t，因此当轧制力小于145.5t时，增益由145.5t处的增益代替，当轧制力大于584.4t时，增益由584.4t处的增益代替。修改后得到的不同轧制力下的流量增益补偿曲线参见图4。

需要说明的是，取得上述变增益控制效果的原有的旧方法是需要在真实轧机上进行反复大量的试验，不但耗费调试时间，而且试验调试费用昂贵。本发明提出的新方法是在数字模型的试验平台上进行虚拟调试，并且结合实测数据进行软参数误差补偿。与原有的平整机增益控制实测参数调试方法相比较，新方法不但具有在可变油柱可变轧制力下的系统增益可调节的特点，而且在得到相同的变增益控制效果试验数据的前提下，可以大大降低系统调试成本，缩短调试周期，并且可以通过反复试验达到控制数据优化。

以上所述仅是本发明的优选实施例，应当指出，对于本技术领域的普通技术人员，在不脱离本发明构思的前提下，还可以做出若干改进和润饰，这些改进和润饰也应视为本发明的保护范围内。

Claims (7)

1.一种冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法，其特征在于，以自主开发的平整机液压伺服控制系统数字模型为试验平台的，所述的冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法共由两部分内容组成：一、平整机推上液压伺服系统变油柱高度下的变增益控制方法；二、平整机推上液压伺服系统变轧制力下的变增益控制方法。

2.如权利要求1所述的一种冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法，其特征在于，所述的平整机推上液压伺服系统变油柱高度下的变增益控制方法的具体步骤为：

(a)对数字模型中相关参数进行确认；

(b)控制器PI参数的设置与调整；

(c)设置数字模型的仿真步长和时间；

(d)分析仿真得到的轧制力响应曲线是否满足要求；若满足，则返回步骤(a)进行下一个对应油柱高度相关参数的设置；若不满足，则返回步骤(b)调整控制器的参数；

(e)提取各个不同油柱高度时对应的控制器PI参数，进行整定；

(f)对控制器的比例增益和积分增益参数进行拟合。

3.如权利要求2所述的一种冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法，在所述的步骤(a)中包含：软参数的设置方法和与变油柱高度变增益控制试验相关的参数的校对设置。

4.如权利要求1所述的一种冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法，其特征在于，所述的平整机推上液压伺服系统变轧制力下的变增益控制方法的具体步骤为：

(a)对数字模型中相关参数进行确认；

(b)控制器PI参数的设置与调整；

(c)设置数字模型的仿真步长和时间；

(d)分析仿真得到的加载和卸载时的流量曲线，记录下当前轧制力对应的最大负载流量值；

(e)由于负载流量和推上缸运动速度，轧制压力和轧制力都是线性关系，将流量换算成不同轧制力下的推上缸运动速度；

(f)将数据拟合成不同轧制力下的推上缸运动速度曲线；

(g)找到上一步所得到曲线的交点，该交点表示系统在加载和卸载过程中存在着最佳匹配工作点，推上液压伺服系统在该点处具有相同的调速特性；

(h)以最佳匹配点作为基准点，得到推上系统处于不同工作点的流量补偿增益；

(i)将轧制力低于最大值的20％或高于最大值的80％时，此时增益值按20％或80％这点的增益补偿值进行补偿。

5.如权利要求2所述的一种冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法，在所述的步骤(a)中包含：软参数的设置方法和与变轧制力变增益控制试验相关的参数的校对设置。

6.如权利要求2所述的一种冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法，在所述的步骤(a)中，还包含如下条件：

第一假设轧辊辊径均为出厂最大值；

第二给定力伺服控制器的第一阶段期望轧制力值即为不同轧制力点；

第三当轧制力已稳定在当前工作点时，保持伺服阀额定输入电流不变。

7.如权利要求3或者权利要求5所述的一种冷轧连退机组平整机液压伺服系统变增益优化控制方法，所述软参数的设置方法，其中，油液等效体积弹性模量β_e软参数值设置方法为：

(a)当压力较低时，β_e随着压力的变化较大，当压力较高时，β_e随着压力变化趋于平稳弹性模量保持在13×10E8到15×10E8Pa之间，若系统动态仿真时的压力范围在较高压力段(10MPa～20MPa)内，可将β_e视为一个常量，为1400MPa；

(b)在中、低压范围(0～10MPa)内，β_e随压力变化的关系方程式为：

y＝0.041x³-1.8x²+27x-5                                (6)

公式(6)中，x是系统压力，单位是MPa，y是弹性模量值，单位是MPa；

(c)上述油液体积模量的参数设置方法适用于油温变化范围在20～50℃，系统供油条件、吸油能力不变的液压系统模型中。

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