1、厚板連鑄大壓下扇形段液壓系統設計與控制【摘 要】為了滿足厚板連鑄大壓下扇形段工藝要求,實現大壓下扇形段高精度輥縫調節功能,開發出一套同時具有大壓下和輕壓下功能的液壓系統.該液壓系統采用三 通伺服閥控制液壓缸的形式調節扇形段輥縫,背壓腔壓力采用比例減壓閥控制,實現 大壓下與輕壓下功能切換.從節能角度確定了液壓動力元件參數,對主要元件進行計 算分析,建立輥縫系統的控制模型.利用 MATLAB 仿真軟件對輥縫系統模型進行了動【1 概述隨著客戶對產品質量要求越來越高,鋼廠對生產工藝及其設備性能提出新的要求。生產實踐證明,連鑄輕壓下技術可以有效地解決鑄坯內部中心偏析的問題,但對于厚板鑄坯內部疏松與縮孔的

2、問題卻收效甚微1。為了解決厚板連鑄鑄坯內部疏松與縮孔的問題,對煉鋼廠現有的厚板坯連鑄機實施技術改造,在水平段配置 1 臺具有鑄軋功能的大壓下扇形段。在鑄坯液芯凝固末端,對熱鑄坯施加 10 mm 以上的厚度壓下量,使中心疏松與縮孔在其形成階段就被壓合,從而消除該缺陷,以此來提升軋制鋼材的機械性能,保證板材的質量。大壓下扇形段結構示意圖如圖 1 所示。大壓下扇形段由 1 對大直徑輥(大壓下輥)+4 對小直徑輥組成扇形段輥系,大壓下生產模式時,位于上框架上的大壓下輥,通通過在水平方向布置的兩個水平油缸操作,推動斜楔滑塊上升,從而頂升大壓下輥向 上移動,以此實現上、下框架上的 1 對大壓下輥一起對鑄坯

3、進行擠壓,完成大壓下工藝的操作,出口側夾緊缸跟隨鑄坯減薄壓下,保持輥縫2。圖 1 大壓下扇形段結構示意圖 Fig.1 Schematic diagram of the heavy reduction segment大壓下扇形段主要性能參數見表 1。表 1 大壓下扇形段主要性能參數 Table 1 Main performance parameters of the heavy reduction segment 名稱規格(活塞/活塞桿行程)/mm 數量大壓下模式單缸最大輸出力/kN 輕壓下模式單缸最大輸出力/kN 最大速度/(mms-1)入口側夾緊 缸 400/1802502300018002

4、 出 口 側 夾 緊 缸 330/150 250220005502 下輥提升缸 160/90352300 不工作 8液壓系統設計為了配合這種大壓下扇形段的工藝實現,需設計同時具有大壓下和輕壓下功能的液壓系統。該液壓系統主要組成如圖 2 所示,主要功能包括:具備液壓系統溫度自動控制,液壓缸輸出力遠程可調,大壓下扇形段入口、出口輥縫單獨控制,大壓下扇形段下液壓裝置有能實時監測油缸行程、壓下力,位置壓力雙閉環控制等功能,從而便于保 護設備,優化工藝模型,提高產品質量3。圖 2 液壓系統示意圖 Fig.2 Schematic diagram of the hydraulic system液壓閥臺原理設

5、計由功能需求可以看出,這是 1 套以位置控制為主的系統,結合夾緊缸的大行程、大負載、控制精度較高的特點,所以采用液壓伺服系統來實現大壓扇形段主要功能要求。液壓閥臺主要包括伺服閥、壓力檢測裝置、液壓鎖裝置、比例調壓裝置、蓄能器和 3閥組 1 設計特點:由于下輥設備結構有自鎖功能,提升輥縫行程為 2 mm,油缸運動速時設有漏油報警裝置,便于及時發現大壓下扇形段下輥提升液壓油缸及管路的狀態, 及時排除故障。閥組 2(閥組 3)設計的特點:輥縫調節通過伺服閥控制,通過調節閥的開口度實現油缸速度與同步控制;閥臺 PT保證生產。圖 3 閥臺液壓原理圖 Fig.3 Hydraulic principle d

6、iagram of the valve table與大壓下工藝模式生產。液壓系統參數設計扇形段大壓下量主要由入口夾緊缸完成,出口夾緊缸起到保持輥縫作用,大壓下扇形段控制重點在入口夾緊缸,由設備最大輸出力要求,大壓下時單缸輸出力為: FL=pLAc-p2A2=(1)式中:FL 為單缸輸出力;pL 為負載壓力;p2 為背壓腔壓力;Ac 為控制腔面積;A2 為背壓腔面積;d 為活塞桿直徑;D 為活塞直徑。由 d=180 mm,D=400 mm,p2=1 MPa,計算得到入口側夾緊缸最大負載壓力pL=31.3 MPa。在計算伺服閥額定流量時,考慮到元件本身泄漏等影響,一般多取一定的富裕流量作為閥的儲備

7、流量,設富裕流量為負載流量的 30%,得到入口側伺服閥的流量: q=qmax(1+0.3)=vmaxAc1.3=11.7 L/min (2)式中:q 為伺服閥的最大工作流量;qmax 為油缸所需最大的工作流量;vmax 為油缸最大速度。根據 q 和 pL,查閱 MOOG 公司伺服閥的壓降負載流量曲線,可選擇 D633 系列的伺服閥,額定流量為 20 L/min (單邊壓降 3.5 MPa 時),計算伺服閥的負載流量為:(3)式中:qN 為伺服閥的額定流量;qL 為伺服閥的負載流量;pN 為伺服閥的額定壓降;p 為伺服閥的工作壓降。計算系統實際所需壓降 p=1.19 MPa。工作時對應的伺服閥工

8、作壓降為:p=ps-pL-pi (4)式中:ps 為系統壓力;pi 為管路沿程、局部等壓力損失。取 pi 為 0.5 MPa,確定系統壓力 ps=33 MPa。依據系統壓力 ps 核算,出口側夾緊缸最大輸出力為 2 100 kN,最大速度為 2.5 mm/s,所選系統壓力滿足大壓下功能要求。根據工藝設備動作要求,考慮系統大壓下與輕壓下模式切換,計算得到其他閥組壓力、流量等參數,得到液壓系統主要技術參數如表 2 所示。表 2 液 壓 系 統 主 要 技 術 參 數 Table 2 Main technical parameters of the hydraulic system 序號名稱參數序號

9、名稱參數 1 系統壓力/MPa337 油液溫度控制/37452 系統流量/(Lmin-1)588 油液清潔度等級/級 NAS63 主電機功率/kW379 夾緊缸閥組供油壓力/MPa334 油箱體積/L50010 提升缸閥組供油壓力/MPa205 冷卻水量/(Lmin-1)10011 輕壓下模式入口背壓值/MPa136 板冷功率/kW1512 輕壓下模式出口背壓值/MPa6.5 3 液壓伺服系統仿真分析3.1 液壓系統模型的建立本設計中,液壓系統采用的是三通伺服閥控制液壓缸組成的動力機構,在選定的生產模式下,背壓值實際為常量。根據對液壓系統的負載特性分析,應用閥的線性化流量方程、液壓缸的流量連續

10、性方程和液壓缸的受力平衡方程,可以得到以傳遞函數形式建立的模型4。三通閥控夾緊缸對指令輸入 xv 的傳遞函數:(5)式中:h 為三通閥控液壓缸的液壓固有頻率;h 為三通閥控液壓缸的液壓阻尼比;Kq 為流量增益;XP 為油缸輸出位移。確定伺服放大器傳遞函數 Ka、伺服閥傳遞函數 Wsv(s)、位移傳感器傳遞函數 Kf, 根據輸入電壓 U,控制電流差 I,繪制整個系統的方塊圖如圖 4 所示。圖 4 系統模型的方塊圖 Fig.4 Block diagram of system model3.2 系統的控制及仿真扇形段輥縫控制為入口、出口單獨控制,雙缸同步性控制設計采用兩缸以并聯形式同時接收位移信號,

11、兩者之間動態協調的同步式控制。為了滿足系統的控制要求,控制系統引入 PID 控制器,運用 MATLAB 軟件中 Simulink 工具箱對入口側液壓系統閉環模型進行仿真分析5。仿真框圖如圖 5 所示。圖 5 液壓系統 PID 仿真框圖 Fig.5 PID simulating block diagram of the hydraulic system為了計算簡單,暫不考慮設備上管路走向對系統的影響,通過對相應參數計算,代入相關參數,調節 PID 參數,對系統閉環仿真框圖中,在 0 時輸入 s=1 mm 階躍信號,得到輸入與輸出信號曲線如圖 6 所示。圖 6 系統階躍輸入響應曲線 Fig.6 S

12、tep response curve of the system由圖 6 可以看出,入口側 2 個夾緊缸系統的上升時間分別約為 0.4、0.5 s 左右系統趨于穩定,2 個閉環系統響應速度快,目標值調整時間短,穩態誤差很小,滿足生產控制要求。輥縫控制與應用目標輥縫精度的控制大壓下扇形段在工作過程中,主要受到壓下輥的軋制反力以及大輥與小輥的拉坯阻 力作用,同時,也考慮框架自重、1 對大輥的重力、4 對小輥的重力以及鑄坯重力的影響。扇形段輥縫精度除了受液壓系統本身控制精度影響外,還受到扇形段相關部 件變形影響,主要包括夾緊缸拉桿變形、框架變形、輥子變形及軸承間隙等。其中 形在線不能測定,在控制大壓

13、下與輕壓下輥縫時,需根據不同的工況相應補償。預先補償掉拉桿的變形,才能達到工藝輥縫精度的要求。由于拉桿主要承受液壓缸軸向輸出力,采用大壓下與輕壓下輥縫模式時,為受拉伸狀 態,同時受到一定的彎曲變形。利用工程模擬仿真軟件 ABAQUS6.13 對入口、出口夾緊缸拉桿進行變形分析。通過建立拉桿模型與劃分網格,對模式施加不同的載荷, 得到相應的分析結果。在大壓下扇形段切換到大壓下模式時,得到仿真結果如圖 7 所示。入口側拉桿最大變形為 1.16 mm,出口側拉桿最大變形為 0.95 mm。圖 7 大壓下模式下夾緊缸拉桿變形量 Fig.7 Deformation of clamping cylinde

14、r rod for the heavy reduction mode在大壓下扇形段切換到輕壓下模式時,得到仿真結果如圖 8 所示。入口側拉桿最大變形為 0.62 mm,出口側拉桿最大變形為 0.19 mm。由上述仿真結果,近似擬合出大壓下扇形段拉桿變形補償曲線,如圖 9 所示。圖 8 輕壓下模式下夾緊缸拉桿變形量 Fig.8 Deformation of clamping cylinder rod for the soft reduction mode圖 9 拉桿變形補償曲線 Fig.9 Deformation compensation curve of the tie rod 加入拉桿變形補

15、償后,進行輥縫測試,在大壓下模式下,目標值設定為 235 mm,得到 4個油缸實際輥縫如圖 10 所示,最大穩態誤差為 0.04 m,滿足目標輥縫誤差0.1 mm 的生產要求。圖 10 目標輥縫驗證 Fig.10 Verification of target roll gap同步輥縫精度的控制在前文系統仿真分析中,未考慮入口側兩個液壓缸與伺服閥臺配管長度的不同,由于控制閥臺安裝在機旁管廊,夾緊油缸分布在設備兩側,設備上配管長度與走向不同,會影響兩個油缸的同步性,在現場進行離線同步性測試,得到大壓下行程為 8 mm速度為 2 mm/s 時,入口側兩個夾緊缸位移曲線如圖 11 所示。圖 11 同步

16、輥縫曲線 Fig.11 Curve of synchronous roll gap由圖 11 可以得到,入口側 2 個系統的啟動時間差約 0.3 s,2#缸啟動后,兩個位移偏差保持在 0.5 mm 左右,不能滿足生產同步要求0.4 mm 控制要求,需進行同步性補償。同理對出口側兩個油缸也進行同步性補償。在大壓下模式下,在初始值為150 mm,目標值設定為 350 mm,運行速度為 1 mm/s 時,得到 4 個油缸運動 20 s時瞬時輥縫數據如圖 12 所示。圖 12 同步輥縫驗證 Fig.12 Verification of synchronous roll gap由圖 12 可以看出,入口

17、側 2 個夾緊缸偏差量 0.17 mm,出口側 2 個夾緊缸偏差量為0.36 mm,滿足生產雙缸同步0.4 mm 的工藝控制要求。同時,4 個油缸的瞬時速度基本相同,呈現出很好的實際運行效果。結論通過計算,設計出 1該系統同時具有大壓下和輕壓下功能,通過遠程調節背壓比例閥設置實現不同生產 模式切換,很好地兼顧了厚板連鑄扇形段原有的工藝需求。加入 PID 控制器后能夠滿足大壓下扇形段對液壓系統動態性能的要求,系統響應速度快,目標值調整時間短,穩態誤差小,能夠滿足輥縫控制要求。通過仿真,計算出大壓下扇形段拉桿變形補償曲線,在實際生產運行中,實現高精中有很好的同步精度。該系統上線后,運行平穩,呈現出很好