胡俊，孫天健，李軍

(中冶賽迪工程技術(shù)股份有限公司，重慶 400022)

0 前言

在熱連軋無(wú)縫鋼管生產(chǎn)中，穿孔機(jī)往往是整條生產(chǎn)線的節(jié)奏瓶頸，制約著作業(yè)率和鋼管產(chǎn)量[1-5]。各鋼管生產(chǎn)廠家絞盡腦汁提高穿孔機(jī)的生產(chǎn)節(jié)奏，減少穿孔的輔助間隙時(shí)間，頂桿循環(huán)裝置應(yīng)運(yùn)而生[6-7]。在穿孔機(jī)的后臺(tái)設(shè)置頂桿循環(huán)裝置，可以減少穿孔間隙時(shí)間，降低熱管坯的穿孔周期，在有效時(shí)間內(nèi)提高機(jī)組產(chǎn)量。頂桿循環(huán)裝置的關(guān)鍵設(shè)備是頂桿小車(chē)，頂桿小車(chē)由一只長(zhǎng)行程油缸控制，為節(jié)約動(dòng)作時(shí)間，其運(yùn)行速度要求高。頂桿小車(chē)控制油缸在生產(chǎn)工況中帶動(dòng)頂桿小車(chē)和頂桿，在短時(shí)間內(nèi)完成啟動(dòng)加速→高速勻速運(yùn)動(dòng)→減速→準(zhǔn)確停位的伸出和縮回循環(huán)動(dòng)作[8]。

頂桿小車(chē)油缸在設(shè)計(jì)上需滿足生產(chǎn)節(jié)奏上的時(shí)間要求，由于油缸行程長(zhǎng)、負(fù)載大，在設(shè)計(jì)上要充分考慮油缸啟動(dòng)和停位時(shí)加速度的大小，及速度變化帶來(lái)的油缸兩腔的壓力沖擊。如加速度過(guò)小，則加速段時(shí)間過(guò)長(zhǎng)，達(dá)不到工藝設(shè)備的要求；如加速度過(guò)大，對(duì)油缸的沖擊太大，會(huì)降低油缸的壽命，甚至可能帶來(lái)機(jī)械設(shè)備損害和安全風(fēng)險(xiǎn)。作者在研究工藝設(shè)備要求的基礎(chǔ)上，采用AMESim仿真軟件，在液壓控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)之初就對(duì)這些潛在的問(wèn)題進(jìn)行分析，并通過(guò)實(shí)測(cè)對(duì)設(shè)計(jì)及仿真分析進(jìn)行驗(yàn)證。

1 頂桿小車(chē)液壓控制系統(tǒng)的研究

1.1 頂桿小車(chē)裝置概況

以某廠273連軋管生產(chǎn)線的頂桿小車(chē)裝置為例，頂桿小車(chē)安裝在水平固定軌道上，與長(zhǎng)行程油缸(規(guī)格φ160/φ110-2800)相連接，油缸帶動(dòng)小車(chē)和頂桿做快速往返運(yùn)動(dòng)，減少穿孔輔助時(shí)間，提高穿孔的工作效率。長(zhǎng)行程油缸帶動(dòng)的動(dòng)負(fù)載約1.5×105N，伸出和縮回時(shí)間要求為3 s以?xún)?nèi)，且要求停位準(zhǔn)確。由于油缸帶動(dòng)的設(shè)備負(fù)載大、速度快、加減速大，使得頂桿小車(chē)動(dòng)載荷慣性大、油缸兩腔壓力沖擊大[8]，尤其在速度劇烈變化的停位環(huán)節(jié)。

1.2 頂桿小車(chē)液壓控制方案

根據(jù)工藝生產(chǎn)時(shí)間要求和設(shè)備參數(shù)，液壓控制方案要求既要滿足生產(chǎn)節(jié)奏，又要降低加減速尤其是減速帶來(lái)的壓力沖擊。經(jīng)分析，頂桿小車(chē)長(zhǎng)行程油缸理想的速度控制曲線如圖1所示，加速階段采用固定的加速度一次性達(dá)到最高速度，之后按最高速度勻速運(yùn)動(dòng)，為減小動(dòng)載荷慣性力和供油腔給背壓腔帶來(lái)的壓力沖擊，減速分3次完成，并最終完成精準(zhǔn)停位。這種控制策約可以較大程度保證設(shè)備運(yùn)行平穩(wěn)，停位準(zhǔn)確，降低慣性力對(duì)回油腔的沖擊。油缸初步液壓控制系統(tǒng)原理如圖2所示。

圖1 頂桿小車(chē)?yán)硐胨俣瓤刂魄€Fig.1 Ideal speed control curves of thrust block

圖2 頂桿小車(chē)油缸液壓控制原理Fig.2 Hydraulic control principle of thrust block

頂桿小車(chē)啟動(dòng)快，油缸瞬時(shí)流量大，需要油源快速提供足夠的壓力油。由于液壓泵本身的響應(yīng)速度偏慢，因此，設(shè)計(jì)上采用泵站和蓄能器聯(lián)合供油方案，從而保證突然啟動(dòng)加速時(shí)，能夠向油缸及時(shí)供給液壓油源。蓄能器站的原理如圖3所示。

圖3 蓄能器站原理Fig.3 Principle of accumulator

1.3 頂桿小車(chē)液壓控制系統(tǒng)仿真與測(cè)試

擬采用軟件AMESim建立頂桿循環(huán)閥控液壓缸位置控制系統(tǒng)的仿真模型，根據(jù)實(shí)際參數(shù)進(jìn)行設(shè)置和仿真計(jì)算。通過(guò)分析仿真結(jié)果，研究各相關(guān)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)性能的影響趨勢(shì)及程度，并尋找出優(yōu)化的控制策略與參數(shù)?？刂菩阅艿脑u(píng)判依據(jù)主要是滿足運(yùn)動(dòng)周期、壓力波動(dòng)以及加減速度的大小。通過(guò)仿真分析，為液壓控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)提供了更為詳細(xì)可靠的依據(jù)，為電氣控制系統(tǒng)提供了更明確的方向，盡可能地避免高速運(yùn)動(dòng)對(duì)系統(tǒng)和機(jī)械設(shè)備帶來(lái)的破壞。

頂桿小車(chē)油缸的負(fù)載為質(zhì)量約15 t的大慣性環(huán)節(jié)，在工作過(guò)程中，由液壓控制系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)負(fù)載在規(guī)定時(shí)間內(nèi)完成來(lái)回往復(fù)動(dòng)作，克服負(fù)載自身的慣性以及運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的摩擦力，包括油缸自身的摩擦力。

(1)建立仿真模型

仿真模型中最主要的是對(duì)比例閥與油缸模型的描述。整個(gè)系統(tǒng)的速度、加速度都是通過(guò)比例閥來(lái)控制，機(jī)械設(shè)備和液壓系統(tǒng)通過(guò)油缸耦合，故油缸在此“機(jī)液耦合”模型中也屬于關(guān)鍵元件。在建模時(shí)，省略了蓄能器、溢流閥等次要元件。

比例閥的數(shù)學(xué)模型描述如下，主要體現(xiàn)在流量與壓降關(guān)系上：

式中：Q為流量；Cq為比例閥流量系數(shù)；A為節(jié)

流口的有效面積；υ為黏度；λ為壓降流量系數(shù)；dh為水力直徑；ρ為油液密度；Δp為節(jié)流口前后壓差；Cqmax為比例閥流量系數(shù)最大值；λc為壓降流量系數(shù)臨界值；tanh為反雙曲函數(shù)。

其中節(jié)流口有效面積A與閥芯位移的關(guān)系可由實(shí)際工況或?qū)嶋H需要來(lái)定義。此數(shù)學(xué)模型將Cq按變量處理，更符合實(shí)際。模型中閥的參數(shù)按REXROTH比例閥來(lái)設(shè)定，比例閥的響應(yīng)可以滿足工況要求。由于系統(tǒng)流量較大，所以模型中設(shè)計(jì)了兩個(gè)一樣大小的閥，仿真過(guò)程中可以通過(guò)比例增益來(lái)選擇一個(gè)或者兩個(gè)閥。

油缸的數(shù)學(xué)模型描述如下，主要體現(xiàn)在力的平衡上，實(shí)際最終反映在壓力的變化上：

式中：p1為無(wú)桿腔壓力；βe為液壓油的彈性模量；A1為無(wú)桿腔有效面積；x為活塞的位移；Vt為無(wú)桿腔初始體積；q1為油缸流進(jìn)流量；C為油缸泄漏系數(shù)；p2為有桿腔壓力；v為活塞的速度；q0top(p1)為流進(jìn)流量補(bǔ)償系數(shù)。

使用流進(jìn)流量補(bǔ)償系數(shù)是因?yàn)榱黧w外界的壓力變化必然會(huì)引起液體彈性模量和密度的變化，從而也引起流體流量的變化，而這也正是AMESim模型準(zhǔn)確的一種體現(xiàn)。有桿腔數(shù)學(xué)模型類(lèi)似于無(wú)桿腔，模型中的油缸參數(shù)按實(shí)際值設(shè)置，其中摩擦力需要現(xiàn)場(chǎng)測(cè)定。

圖4是比例閥控制帶緩沖油缸的仿真模型，油缸的緩沖數(shù)學(xué)模型近似為二次拋物線，緩沖數(shù)學(xué)模型可以通過(guò)三維流體動(dòng)力學(xué)軟件進(jìn)行建模并近似求解[9]。

圖4 油缸控制系統(tǒng)仿真模型Fig.4 Simulation model of cylinder control system

利用以上建立的模型，可以仿真計(jì)算出以下幾種工況：油缸無(wú)緩沖，比例閥開(kāi)度控制停位；比例閥開(kāi)度恒定，油缸緩沖停位；油缸緩沖與比例閥開(kāi)口度聯(lián)合控制停位；誤操作或故障狀態(tài)時(shí)油缸的壓力沖擊與加速度大小分析。

(2)仿真分析

為了使頂桿小車(chē)長(zhǎng)行程油缸能夠滿足工藝設(shè)備要求，以及加減速度也在允許范圍內(nèi)，那么比例閥開(kāi)口度必須控制合理，同時(shí)油缸緩沖結(jié)構(gòu)也要設(shè)計(jì)合理。仿真建模環(huán)境條件：系統(tǒng)壓力16 MPa；控制掃描周期為30 ms；油缸比例閥的開(kāi)口度為70%；緩沖行程0.4 m。圖5為比例閥開(kāi)口度變化曲線。

圖5 比例閥開(kāi)口度變化曲線Fig.5 Change curve of proportional valve opening

圖6為油缸伸出速度、位移、加速度曲線。伸出啟動(dòng)時(shí)，因?yàn)橛休^大的啟動(dòng)摩擦力和慣性負(fù)載，所以啟動(dòng)要0.1～0.2 s的建壓時(shí)間；當(dāng)克服啟動(dòng)摩擦力后就會(huì)產(chǎn)生一個(gè)較大的加速度，達(dá)到5.8 m/s2，由于油缸內(nèi)的液壓壓力作用，使得加速度變得不穩(wěn)定，但最終會(huì)達(dá)到平衡。仿真模型中，一個(gè)閥開(kāi)口度70%，控制長(zhǎng)行程油缸伸出時(shí)，能夠滿足工藝設(shè)備要求。

圖6 油缸伸出速度、位移、加速度曲線

圖7為油缸縮回速度、位移、加速度曲線。油缸縮回啟動(dòng)時(shí)與伸出啟動(dòng)的結(jié)果類(lèi)似，也會(huì)產(chǎn)生一個(gè)較大的加速度，達(dá)到4 m/s2，加速度也不穩(wěn)定，但最終也會(huì)達(dá)到平衡。仿真模型中，一個(gè)閥開(kāi)口度70%，控制長(zhǎng)行程油缸縮回時(shí)，時(shí)間超過(guò)3 s，不能夠滿足工藝設(shè)備要求，必須加大開(kāi)口度或使用并聯(lián)的第二個(gè)比例閥。

圖8為油缸伸出、縮回缸內(nèi)的壓力曲線對(duì)比。油缸伸出時(shí)作用在A口的壓降有10 MPa左右，而縮回時(shí)只有不到5 MPa。所以，在長(zhǎng)行程油缸縮回的時(shí)候，如果只用一個(gè)比例閥來(lái)進(jìn)行控制，需要加大開(kāi)口度。

當(dāng)控制系統(tǒng)出現(xiàn)故障或者誤操作把比例閥突然關(guān)閉時(shí)，高速運(yùn)動(dòng)的大質(zhì)量負(fù)載會(huì)給長(zhǎng)行程油缸與管路系統(tǒng)造成一個(gè)很大的壓力沖擊，沖擊高達(dá)30 MPa，類(lèi)似于“水錘”現(xiàn)象。所以，在設(shè)計(jì)液壓回路時(shí)一定要對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行有效保護(hù)。油缸壓力沖擊曲線如圖9所示。

(3)測(cè)試研究

在液壓控制系統(tǒng)閥臺(tái)和頂桿循環(huán)裝置完成制作后，在制造廠進(jìn)行了實(shí)測(cè)。圖10為液壓閥臺(tái)裝置，圖11為頂桿循環(huán)裝置。

圖10 液壓閥臺(tái)裝置

測(cè)試分兩種情況進(jìn)行：長(zhǎng)行程油缸伸出全行程測(cè)試和長(zhǎng)行程油缸縮回全行程測(cè)試。

圖11 頂桿循環(huán)裝置

長(zhǎng)行程油缸伸出全行程測(cè)試情況如下：

測(cè)試條件：液壓閥采用單閥控制油缸伸出，給定電流18.8 mA，閥芯開(kāi)度85%，泵源壓力8.6 MPa，油缸行程2 800 mm。

測(cè)試結(jié)果：高速運(yùn)動(dòng)起始時(shí)間630 ms，終止時(shí)間3 150 ms，緩沖起始時(shí)間3 150 ms，終止時(shí)間3 600 ms。總耗時(shí)2.97 s，端頭緩沖時(shí)間0.45 s，平均速度1 111 mm/s。實(shí)測(cè)曲線如圖12所示。

圖12 長(zhǎng)行程油缸伸出全行程測(cè)試Fig.12 Full trip test when cylinder stretched out

長(zhǎng)行程油缸縮回全行程測(cè)試情況如下：

測(cè)試條件：液壓閥采用雙閥控制油缸縮回，給定電流5.2 mA，閥芯開(kāi)度85%，泵源壓力8.6 MPa，油缸行程2 800 mm。

測(cè)試結(jié)果：高速運(yùn)動(dòng)起始時(shí)間400 ms，終止時(shí)間3 700 ms，緩沖起始時(shí)間3 700 ms，終止時(shí)間4 500 ms?？偤臅r(shí)3.85 s，端頭緩沖時(shí)間0.55 s，平均速度857 mm/s。實(shí)測(cè)曲線如圖13所示。

圖13 長(zhǎng)行程油缸縮回全行程測(cè)試Fig.13 Full trip test when cylinder retracted

從測(cè)試結(jié)果可知，長(zhǎng)行程油缸實(shí)際測(cè)試結(jié)果與仿真分析結(jié)果基本吻合，證明仿真建模和分析的正確性。差異的原因主要在于油源壓力小、油缸緩沖行程長(zhǎng)和活塞的實(shí)際摩擦力大，導(dǎo)致實(shí)測(cè)速度小于仿真值。從結(jié)果分析，長(zhǎng)行程油缸縮回要達(dá)到與伸出相同速度，需增大比例閥開(kāi)口度，必要時(shí)使用兩個(gè)比例閥才能滿足工藝設(shè)備的要求。

2 結(jié)束語(yǔ)

某廠273連軋管生產(chǎn)線投產(chǎn)的頂桿小車(chē)長(zhǎng)行程油缸，在比例閥和油缸緩沖的共同作用下，速度、加速度能達(dá)到工藝要求，壓力也在合理范圍內(nèi)，且能夠?qū)崿F(xiàn)準(zhǔn)確停位。至投產(chǎn)以來(lái)，一直穩(wěn)定生產(chǎn)，減少了生產(chǎn)輔助時(shí)間，提高了鋼管生產(chǎn)節(jié)奏，滿足穿孔機(jī)組產(chǎn)量的要求。