CN116274924A - 结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统及控制方法 - Google Patents

结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统及控制方法 Download PDF

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CN116274924A CN202310231018.1A CN202310231018A CN116274924A CN 116274924 A CN116274924 A CN 116274924A CN 202310231018 A CN202310231018 A CN 202310231018A CN 116274924 A CN116274924 A CN 116274924A
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Abstract

本发明公开了一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统，所述结晶器非正弦振动装置采用液压伺服驱动，其液压缸内设有获取其推杆位移数据的位置传感器，包括控制单元、第一PID控制器、放大器、伺服阀和第二PID控制器，所述控制单元与所述位置传感器分别与所述第一PID控制器电连接，所述第一PID控制器与所述放大器电连接，所述放大器与所述伺服阀电连接，所述伺服阀与所述第二PID控制器电连接，所述第二PID控制器与所述液压缸电连接。本发明提供一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统及控制方法。

Description

结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统及控制方法
技术领域
本发明涉及连铸领域。更具体地说，本发明涉及一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统及控制方法。
背景技术
长期以来，结晶器振动装置驱动机构，普遍采用的是以电机、减速机、偏心轮为核心组件来构成正弦振动系统。正弦波振动装置在连续铸钢发展史上堪称为“功不可没”。几十年来，正弦振动以其简洁的设备构件及其控制逻辑，在结晶器凝固坯有效脱模环节起到了非常重要的作用。以至于现在，仍然有很多钢铁企业采用正弦振动装置进行连续浇注。
随着连铸技术的不断发展，人们逐渐认识到，在一个振动波周期里，当振动装置向下运动时其运动速度超越连铸坯拉速并与其形成一定量的负滑动，而当负滑动时间tn在一定合适范围内(比如0.1～0.25s)时，对铸坯表面质量、铸坯拉裂愈合、提高拉速方面是非常有益的。
通过正弦振动波函数，导出正弦振动的负滑动时间为：tn＝60/(πf)*cos-1(1000*Vc/(πfA))
其中：tn负滑动时间，s；f为振动频率，min-1；A振幅，mm；Vc拉速m/min。
实践表明，较大的负滑动时间铸坯表面振痕较深，对铸坯表面质量不利；而较小的负滑动时间铸坯表面振痕较浅，对铸坯表面质量有利。从上式可以看出，当拉速一定时，调节振动频率和振幅即可调节负滑动时间。进一步研究发现，正弦波函数采取高频率、小振幅能够获得较合适的负滑动时间。但是，一方面，过高的频率容易导致系统的不稳定性；另一方面，过小的振幅也不利于结晶器保护渣的进入。显然，正弦波函数仅依靠调整振幅和振频两个可变参数，使得振动机构综合性能很难得到满足，也即很难实现既能获得较合适的负滑动同时又能保证系统的稳定性和结晶器良好的润滑。为改变这种局限性，在正弦波函数的基础上引入一个变量，即：偏斜率h，以此增加振动波形的调整变量或者调节能力，此时，负滑动时间tn可按下式计算：tn＝60(1-h)/(πf)*cos-1(1000*Vc(h-1)/(πfA))，其中，h为偏斜率，％。
通过引入偏斜率(也称非正弦率)以后，欲获得较合适的负滑动时间，不必一味追求高频率、低振幅。当频率、振幅协同调整受限时，通过适当改变偏斜率即能得到较好的负滑动时间。
非正弦振动波形函数特点表现为：在同一个波形周期里，上升周期长而下降周期短，下降的速度快于上升速度。非正弦振动波形与正弦波形函数相比不仅仅是简单地多了一个调整变量，更重要的是由于非正弦波上升平稳下降快速的运动特点改变了因正弦波的运动对称性。这样，系统在获得合适负滑动时间的同时避免了上升过程正滑动带来的负面影响。
结晶器非正弦振动装置已经广泛应用于连铸生产实践中。它对于改善铸坯质量，提高拉坯速度和提高连铸生产效率，以及实现连铸生产智能化具有非常重要的现实意义。
发明内容
本发明的目的是提供一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统及控制方法。
为了实现根据本发明的这些目的和其它优点，提供了一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统，所述结晶器非正弦振动装置采用液压伺服驱动，其液压缸内设有获取其推杆位移数据的位置传感器，包括控制单元、第一PID控制器、放大器、伺服阀和第二PID控制器，所述控制单元与所述位置传感器分别与所述第一PID控制器电连接，所述第一PID控制器与所述放大器电连接，所述放大器与所述伺服阀电连接，所述伺服阀与所述第二PID控制器电连接，所述第二PID控制器与所述液压缸电连接。
本发明还提供一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制方法，采用上述的结晶器非正弦振动装置的控制模型，包括以下步骤：
S1、确定结晶器振动台架的运动负荷的函数和目标波形曲线及其函数，并计算液压缸的推杆的运动负荷的函数和目标波形曲线及其函数，其中所述目标波形曲线至少包括位移曲线、速度曲线和加速度曲线；
S2、建立所述结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统对应的传递函数方框图，并确定所述传递函数方框图中伺服阀传递函数和液压缸传递系数，以及伺服阀放大器增益系数和位移传感器增益系数；
S3、基于所述传递函数方框图以及S2中得到的数据，建立计算模型；
S4、根据位置传感器获取的推杆的位移数据，计算液压缸的推杆的跟踪曲线的函数；
S5、将S4中得到的液压缸的推杆的跟踪波形曲线的函数输入到所述第一PID控制器内，并将液压缸的推杆的运动负荷的函数输入到所述第二PID控制器内，通过所述计算模型计算得到修正后的液压缸的推杆的跟踪曲线；
S6、将S5得到的修正后的液压缸的推杆的跟踪曲线与S1中液压缸的推杆的目标波形曲线进行对比，并根据二者之间的响应时间和幅值误差调整第一PID控制器的设定参数，对系统进行调整。
优选的是，所述的一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制方法中，S1中结晶器振动台架的位移曲线的函数为：
X(t)＝Asin[2πft-h sin(2πft)] (1)
其速度曲线的函数为：
V＝A[ω-hωcos(ωt)]cos[ωt-h sin(ωt)]*0.06 (2)
其加速度曲线的函数为：
a＝Aω2hsin(ωt)cos[ωt-h sin(ωt)]-Aω2[1-hcos(ωt)]2sin[ωt-h sin(ωt)](3)
其运动负荷为：
Fc(t)＝Ma+BpV+Mg+Ff (4)
上式中，A为振幅，mm；f为振频，次/s；h为偏斜率，％。；ω为角速度，度/s；M为运动质量，kg；g为重力加速度，10m/s2；Bp为等效粘性阻力系数；Ff为等效阻力负荷；
由上式(1)-(4)，计算得到：
液压缸的位移曲线的函数为：
Xc(t)＝-AB sin[2πft-h sin(2πft)] (5)
液压缸的速度曲线的函数为：
Vc＝-AB[ω-hωcos(ωt)]cos[ωt-h sin(ωt)]*0.06 (6)
液压缸的加速度曲线的函数为：
ac＝-ABω2hsin(ωt)cos[ωt-h sin(ωt)]-ABω2[1-hcos(ωt)]2sin[ωt-hsin(ωt)]
Figure BDA0004120506420000041
液压缸的运动负荷为：
Fc(t)＝Ma/B+BpV+Mg/B+Ff (8)
其中，B为活塞振幅为结晶器振幅与杠杆比。
优选的是，所述的一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制方法中，S2中所述传递函数方框图中伺服阀传递函数为：
Figure BDA0004120506420000042
其中，Ksv为伺服阀的增益，m/A；Xv为伺服阀功率滑阀阀芯位移，m；I为线圈电流，A；ωV为电液伺服阀固有频率，rad/s；ξV为电液伺服阀阻尼比；
优选的是，所述的一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制方法中，S2中所述传递函数方框图中液压缸的传递函数为：
液压缸位移Xp对于伺服阀输入位移Xv的传递函数：
Figure BDA0004120506420000043
液压缸位移Xp对于作用在液压缸的运动负荷F的传递函数：
Figure BDA0004120506420000044
其中，KQ为阀的流量放大系数；KCe为阀的压力—流量系数；Vme为液压缸平均当量容积；Ame为液压缸平均活塞面积；βe为液压弹性模量，s；ξh液压缸综合阻力系数；ωh为液压缸固有频率。
本发明的有益效果是：
本发明的结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统通过串联一组PID控制器和并联一组位置反馈比例环节，使得液压缸的推杆的跟踪曲线与目标波形曲线之间的响应时间和幅值误差进一步缩小，使系统的响应时间、控制精度、稳定性得到大大改善。
本发明的其它优点、目标和特征将部分通过下面的说明体现，部分还将通过对本发明的研究和实践而为本领域的技术人员所理解。
附图说明
图1为本发明所述的结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统的结构示意图；
图2为本发明所述的液压振动控制系统对应的传递函数方框图；
图3为本发明一实施例中MATLAB软件中命令行窗口信号源代码的示意图；
图4为本发明一实施例中MATLAB软件SIMULINK模块的输入1图像；
图5为本发明一实施例中MATLAB软件SIMULINK模块的输入2图像；
图6为本发明一实施例中MATLAB软件SIMULINK模块的输入3图像；
图7为本发明一实施例中MATLAB软件SIMULINK模块的输出位移示意图；
图8为本发明一实施例中MATLAB软件SIMULINK模块的输出速度示意图；
图9为本发明一实施例中PID控制器调节后MATLAB软件SIMULINK模块的输出位移示意图。
具体实施方式
下面结合附图对本发明做进一步的详细说明，以令本领域技术人员参照说明书文字能够据以实施。
需要说明的是，在本发明的描述中，术语“横向”、“纵向”、“上”、“下”、“前”、“后”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“顶”、“底”、“内”、“外”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，并不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明的限制。
如图1所示，本发明的实施例提供一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统，所述结晶器非正弦振动装置采用液压伺服驱动，其液压缸内设有获取其推杆位移数据的位置传感器，包括控制单元、第一PID控制器、放大器、伺服阀和第二PID控制器，所述控制单元与所述位置传感器分别与所述第一PID控制器电连接，所述第一PID控制器与所述放大器电连接，所述放大器与所述伺服阀电连接，所述伺服阀与所述第二PID控制器电连接，所述第二PID控制器与所述液压缸电连接。
上述实施例中，液压振动控制系统的终极目标是结晶器的位移，也就是位移波形曲线的控制,总体思路是：通过上述系统构件各个环节的数学关系，建立起结晶器位移与液压缸活塞的位移之间、活塞位移与伺服阀阀芯位移之间、伺服阀阀芯位移与伺服阀电控信号的逻辑联系，通过液压缸内置的位置传感器，检测其实际位移与模型计算位移的偏差，，并将偏差反馈给控制单元进行波形调整。
本发明还提供一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制方法，采用上述的结晶器非正弦振动装置的控制模型，包括以下步骤：
S1、确定结晶器振动台架的运动负荷的函数和目标波形曲线及其函数，并计算液压缸的推杆的运动负荷的函数和目标波形曲线及其函数，其中所述目标波形曲线至少包括位移曲线、速度曲线和加速度曲线；本系统中，电气控制目标曲线实际就是以液压缸的推杆端部所承接的负荷为运动载体，所以以液压缸的推杆的目标波形曲线作为电气控制目标曲线。S1中结晶器振动台架的位移曲线的函数为：
X(t)＝Asin[2πft-h sin(2πft)] (1)
其速度曲线的函数为：
V＝A[ω-hωcos(ωt)]cos[ωt-h sin(ωt)]*0.06 (2)
其加速度曲线的函数为：
a＝Aω2hsin(ωt)cos[ωt-h sin(ωt)]-Aω2[1-hcos(ωt)]2sin[ωt-h sin(ωt)](3)
其运动负荷为：
Fc(t)＝Ma+BpV+Mg+Ff (4)
上式中，A为振幅，mm；f为振频，次/s；h为偏斜率，％。；ω为角速度，度/s；M为运动质量，kg；g为重力加速度，10m/s2；Bp为等效粘性阻力系数；Ff为等效阻力负荷；本系统中结晶器非正弦振动装置采用刚性四连杆导向机构，因此不考虑弹簧刚度对系统的影响，振频、振幅、偏斜率均为冶金工程师按照连铸机浇注钢种和断面给定工艺参数，运动负荷为振动台架含结晶器的实际负荷并考虑一定放大系数。由于拉坯速度单位习惯用m/min表示，为方便在波形图上直观看出负滑动幅度，将速度曲线mm/s换算成m/min，速度曲线中0.06为单位换算系数。
由上式(1)-(4)，计算得到：
液压缸的位移曲线的函数为：
Xc(t)＝-AB sin[2πft-h sin(2πft)] (5)
液压缸的速度曲线的函数为：
Vc＝-AB[ω-hωcos(ωt)]cos[ωt-h sin(ωt)]*0.06 (6)
液压缸的加速度曲线的函数为：
ac＝-ABω2hsin(ωt)cos[ωt-h sin(ωt)]-ABω2[1-hcos(ωt)]2sin[ωt-hsin(ωt)]
Figure BDA0004120506420000071
液压缸的运动负荷为：
Fc(t)＝Ma/B+BpV+Mg/B+Ff (8)
其中，B为活塞振幅为结晶器振幅与杠杆比。
S2、建立所述结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统对应的传递函数方框图，并确定所述传递函数方框图中伺服阀传递函数和液压缸传递系数，以及伺服阀放大器增益系数和位移传感器增益系数；
振动台架由液压缸驱动，液压缸的流量由伺服阀控制，伺服阀由电压信号或者电流信号控制，同时液压缸的位置由液压缸内置的位置传感器反馈到控制单元按电控目标波形曲线进行比较修正，最终实现系统所需要的工艺控制目标。
建立如下三个方程:
a)伺服阀的流量方程:
QL＝KQXv-KcP (12)
b)液压缸的流量方程:
Figure BDA0004120506420000081
c)液压缸的负载方程：
Figure BDA0004120506420000082
将上式(6)和(7)带入到上式(8)中，则液压缸的负载方程由上式(8)演变上式(14)，式中速度用位移一阶微分表示，加速度用位移的二阶微分表示，运动负荷等于油缸的等效作用面积和进油与回油压差的乘积。
上式(12)-(14)中，PL＝P1-P2，为伺服阀进油和回油压力差；KQ为阀的流量放大系数；KCe为阀的压力—流量系数；Xv和Xc分别为伺服阀阀芯行程和油缸行程。Ame为作用在油缸上的平均活塞面积，mt为活塞负载质量，Bp为粘性系数，K为弹簧刚度，本系统选择无弹性K＝0，Ff为综合摩擦力。
S2中选择带内置放大器、控制信号为电压信号的伺服阀。根据伺服阀的流量特性和自动控制原理，伺服阀传递函数用二阶振荡环节描述。所述传递函数方框图中伺服阀传递函数为：
Figure BDA0004120506420000083
其中，Ksv为伺服阀的增益，m/A；Xv为伺服阀功率滑阀阀芯位移，m；I为线圈电流，A；ωV为电液伺服阀固有频率，rad/s；ξV为电液伺服阀阻尼比；
对上式(12)-(14)进行拉氏变换，并联解消除式中中间变量QL和PL，得出以下传递函数：
S2中所述传递函数方框图中液压缸的传递函数为：
液压缸位移Xp对于伺服阀输入位移Xv的传递函数：
Figure BDA0004120506420000091
液压缸位移Xp对于作用在液压缸的运动负荷F的传递函数：
Figure BDA0004120506420000092
其中，KQ为阀的流量放大系数；KCe为阀的压力—流量系数；Vme为液压缸平均当量容积；Ame为液压缸平均活塞面积；βe为液压弹性模量，s；ξh液压缸综合阻力系数；ωh为液压缸固有频率。
S3、基于所述传递函数方框图以及S2中得到的数据，建立计算模型(如图2所示)；
S4、根据位置传感器获取的推杆的位移数据，计算液压缸的推杆的跟踪曲线的函数；
S5、将S4中得到的液压缸的推杆的跟踪波形曲线的函数输入到所述第一PID控制器内，并将液压缸的推杆的运动负荷的函数输入到所述第二PID控制器内，通过所述计算模型计算得到修正后的液压缸的推杆的跟踪曲线；
S6、将S5得到的修正后的液压缸的推杆的跟踪曲线与S1中液压缸的推杆的目标波形曲线进行对比，并根据二者之间的响应时间和幅值误差调整第一PID控制器的设定参数，对系统进行调整。
为了验证上述实施例的效果，如图3-图9所示，本发明还提供了一种上述实施例的试验例：
结晶器非正弦振动装置选取某钢厂最大断面为250方、杠杆比为2：1的短臂四连杆振动机构，其工艺参数如下表1所示：
表1结晶器非正弦振动装置工艺参数
项目 参数 备注
振动装置导向机构 短臂四连杆 弧形连铸机
生产铸坯最大断面 ～250×250mm2
振动频率 30～350次/min f
振幅 ±2～8mm A
偏斜率 0～50％ h
运动载荷 50000N 结晶器加振动框架
杠杆后等效运动载荷 25000N
伺服阀选择力士乐高频响四通伺服阀，其基本参数如下表1所示：
表2伺服阀基本参数
Figure BDA0004120506420000101
Figure BDA0004120506420000111
液压缸选择力士乐品牌。液压缸的行程根据杠杆比和结晶器实际振幅确定。液压缸的缸径和杆径根据液压缸活塞运动最大载荷以及系统工作压力并考虑一定安全放大系数计算得到，液压缸基本参数如下表3所示：
表3液压缸基本参数
Figure BDA0004120506420000112
Figure BDA0004120506420000121
伺服阀带内置式放大器，放大器的输入电压为0±10V，额定电流为0～30mA。所以伺服阀放大器增益系数：Kf＝0.03A/20V＝0.0015A/V，具体参数见表4：
表4服阀放大器基本参数
项目 参数 备注
放大器品牌 力士乐
型号 4WSE2E，内置式
信号电源(电流) 0±10V(±10mA)
每个线圈的额定电流 0～30mA
放大器增益系数 0.0015A/V Kf
液压缸内置位移传感器R系列SSI量程为0～50mm，输出电流4～20mA，对应控制电压为0±10V，分辨率为0.5μm，非线性度达到0.01％，由于位移传感器的响应频率远大于液压缸负载固有频率，因此位移传感器也是一个比例环节：Kh＝20V/0.050m＝400V/m。位移传感器具体参数见表5：
表5位移传感器基本参数
项目 参数 备注
位移传感器品牌 MTS
位移传感器型号 R系列SSI
传感器量程 0～50mm
传感器控制电源 0±10V
传感器分别率 0.5μm
非线性度 0.01％
位移电源转换系数 400V/m Kh
由于整个模型系统从输入到输出并非完全线性关系，因此将上述各传递函数通过MATLAB软件SIMULINK窗口进行输入、编辑并运算。图中，输入1为进入系统运算后的跟踪曲线；输入3为目标控制曲线；输入2为液压缸带负荷运动时将外力干扰输入系统内。输出曲线便是目标曲线与跟踪曲线的对比图。
打开MATLAB软件，先在主页“命令行窗口”建立信号源代码。信号源的幅值和偏斜率由界面操作工程师直接输入。信号源的基本函数为本文式(5)(6)(7)(8)。输入1跟踪曲线的最大幅值为信号电压最大幅值Amax1，即为10V；输入3目标曲线的最大幅值为结晶器振动的最大幅值Amax2，也即12.5mm。那么，在杠杆的作用下(杠杆比为2)，则液压缸活塞运动最大位移的幅值Amax3为25mm。电压信号0～±10V范围里波动时，则Amax3(t)＝2Amax2(t)＝2.5Amax1(t)。
系统设置目标曲线与跟踪曲线零位一致。为便于直观理解跟踪曲线、目标曲线和油缸位移之间关系，按照Amax3(t)＝2Amax2(t)＝2.5Amax1(t)线性逻辑选择各曲线幅值的若干对应点列表如下，见表6。
表6系统跟踪曲线幅值与目标曲线幅值的对照表
Figure BDA0004120506420000141
实际上，伺服阀信号电源为0～±10V时，从伺服阀特性参数查出，伺服阀阀芯位移只在0～±8V以内与电压幅值为线性关系。一般的，结晶器振动振幅工艺上基本都控制在0～±10mm以内，那么，所对应信号电压幅值能够确保在0～±8V范围内线性波动。
从上表中选取一组对应数据：1)Amax1(t)＝2V、Amax2(t)＝10mm、Amax3(t)＝-5mm；2)振动频率4HZ(相当于240次/min，角频率ω＝4×3.14×2＝25.12rad/s)；3)斜率为35％；4)设定时间函数0～1s波动范围，步长为0.002s；5)杠杆比B＝2时在MATLAB软件主页“命令行窗口”上建立信号源代码，见图3。
信号源建立后，打开SIMULINK窗口，在输入窗口提取并编辑。完毕后分别双击输入1、输入2、输入3出现，分别如附图4-图6所示。
其中输入3为工艺控制曲线，直接进入示波器SCOPE。输入1为伺服阀的电压信号曲线，经放大器、伺服阀和带外力干扰的液压缸以及位移传感器闭环系统后进入示波器SCOPE。点击工具栏“RUN”后双击SCOPE获取跟踪曲线与目标曲线的对比图，见图7的位移曲线、图8的速度曲线。上述曲线为没有采取PID调节的位移曲线和速度曲线目标与跟踪图对比。响应时间Δt＝15.181ms，幅值误差为(5-4.997)＝0.003mm，超调65ms。在系统上串联PID控制器并设定P＝1，I＝1，D＝0，并联反馈K＝400后，系统误差得到大大改善。响应时间减小到Δt＝10.755ms，幅值误差(5-4.999)＝0.001mm。超调45ms，系统稳定性也得到改善。采取PID调节的位移曲线后的位移曲线如图9所示。
尽管本发明的实施方案已公开如上，但其并不仅仅限于说明书和实施方式中所列运用，它完全可以被适用于各种适合本发明的领域，对于熟悉本领域的人员而言，可容易地实现另外的修改，因此在不背离权利要求及等同范围所限定的一般概念下，本发明并不限于特定的细节和这里示出与描述的实施例。

Claims (5)

1.一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统，所述结晶器非正弦振动装置采用液压伺服驱动，其液压缸内设有获取其推杆位移数据的位置传感器，其特征在于，包括控制单元、第一PID控制器、放大器、伺服阀和第二PID控制器，所述控制单元与所述位置传感器分别与所述第一PID控制器电连接，所述第一PID控制器与所述放大器电连接，所述放大器与所述伺服阀电连接，所述伺服阀与所述第二PID控制器电连接，所述第二PID控制器与所述液压缸电连接。
2.一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制方法，采用如权利要求1所述的结晶器非正弦振动装置的控制模型，其特征在于，包括以下步骤：
S1、确定结晶器振动台架的运动负荷的函数和目标波形曲线及其函数，并计算液压缸的推杆的运动负荷的函数和目标波形曲线及其函数，其中所述目标波形曲线至少包括位移曲线、速度曲线和加速度曲线；
S2、建立所述结晶器非正弦振动装置的液压振动控制系统对应的传递函数方框图，并确定所述传递函数方框图中伺服阀传递函数和液压缸传递系数，以及伺服阀放大器增益系数和位移传感器增益系数；
S3、基于所述传递函数方框图以及S2中得到的数据，建立计算模型；
S4、根据位置传感器获取的推杆的位移数据，计算液压缸的推杆的跟踪曲线的函数；
S5、将S4中得到的液压缸的推杆的跟踪波形曲线的函数输入到所述第一PID控制器内，并将液压缸的推杆的运动负荷的函数输入到所述第二PID控制器内，通过所述计算模型计算得到修正后的液压缸的推杆的跟踪曲线；
S6、将S5得到的修正后的液压缸的推杆的跟踪曲线与S1中液压缸的推杆的目标波形曲线进行对比，并根据二者之间的响应时间和幅值误差调整第一PID控制器的设定参数，对系统进行调整。
3.如权利要求1所述的一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制方法，其特征在于，S1中结晶器振动台架的位移曲线的函数为：
X(t)＝Asin[2πft-h sin(2πft)] (1)
其速度曲线的函数为：
V＝A[ω-hωcos(ωt)]cos[ωt-h sin(ωt)]*0.06 (2)
其加速度曲线的函数为：
a＝Aω2hsin(ωt)cos[ωt-h sin(ωt)]-Aω2[1-hcos(ωt)]2sin[ωt-h sin(ωt)](3)
其运动负荷为：
Fc(t)＝Ma+BpV+Mg+Ff (4)
上式中，A为振幅，mm；f为振频，次/s；h为偏斜率，％。；ω为角速度，度/s；M为运动质量，kg；g为重力加速度，10m/s2；Bp为等效粘性阻力系数；Ff为等效阻力负荷；
由上式(1)-(4)，计算得到：
液压缸的位移曲线的函数为：
Xc(t)＝-AB sin[2πft-h sin(2πft)] (5)
液压缸的速度曲线的函数为：
Vc＝-AB[ω-hωcos(ωt)]cos[ωt-h sin(ωt)]*0.06 (6)
液压缸的加速度曲线的函数为：
ac＝-ABω2hsin(ωt)cos[ωt-h sin(ωt)]-ABω2[1-hcos(ωt)]2sin[ωt-h sin(ωt)]
(7)
液压缸的运动负荷为：
Fc(t)＝Ma/B+BpV+Mg/B+Ff (8)
其中，B为活塞振幅为结晶器振幅与杠杆比。
4.如权利要求2所述的一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制方法，其特征在于，S2中所述传递函数方框图中伺服阀传递函数为：
Figure QLYQS_1
其中，Ksv为伺服阀的增益，m/A；Xv为伺服阀功率滑阀阀芯位移，m；I为线圈电流，A；ωV为电液伺服阀固有频率，rad/s；ξV为电液伺服阀阻尼比。
5.如权利要求2所述的一种结晶器非正弦振动装置的液压振动控制方法，其特征在于，S2中所述传递函数方框图中液压缸的传递函数为：
液压缸位移Xp对于伺服阀输入位移Xv的传递函数：
Figure QLYQS_2
液压缸位移Xp对于作用在液压缸的运动负荷F的传递函数：
Figure QLYQS_3
其中，KQ为阀的流量放大系数；KCe为阀的压力—流量系数；Vme为液压缸平均当量容积；Ame为液压缸平均活塞面积；βe为液压弹性模量，s；ξh液压缸综合阻力系数；ωh为液压缸固有频率。
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