連鑄機結晶器液壓振動裝置優化設計與應用

鄧 華

（攀鋼集團攀枝花鋼釩有限公司裝備部，四川攀枝花 617000）

1 改造背景

煉鋼廠方圓坯連鑄機2009 年建成投產，用于200×200、Φ200 兩種不同斷面鑄坯的生產。2014 年新增160×160 斷面生產，目前正在制造新增Φ220、Φ280 斷面。

1.1 結晶器振動裝置作用及參數

方圓坯連鑄機采用結晶器液壓振動，結晶器振動裝置（圖1）是在液壓缸驅動下使結晶器在澆鑄過程中按所給定的振幅和頻率、依一定的規律作周期性上下運動的裝置。其目的是防止鋼液在結晶器凝固過程中與結晶器銅壁發生粘結而出現粘掛或拉漏事故，有利于結晶器脫坯及保護渣在結晶器壁的滲透，進而減少鑄坯的摩擦阻力,提高鑄坯表面質量和連鑄機的作業率。

該振動裝置具有振動參數在線可調，可實現正弦和非正弦曲線運動等特點。與機械式振動裝置相比，在對鋼種的適應性、提高產品質量、提高產量及作業率等方面具有明顯優勢。同時還具有機械結構簡單、重量輕、維護量小等優點。

主要技術參數：振動形式：正弦或非正弦運動；振幅（0～±5）mm；振動頻率（40～250）次/min；頻率調節：根據澆鋼速度和行程自動調整；振幅調節：可在靜止和工作中調節或根據澆鋼速度自行調整；油缸帶位置傳感器和控制閥；導向精度≤±0.15 mm；液壓缸數量1；總行程18 mm。

1.2 結晶器振動裝置組成

結晶器液壓振動裝置主要由振動固定底座、振動工作臺、結晶器支座、振動油缸、緩沖機構以及導向機構等組成。其中結晶器支座設有接水用平面橡膠密封圈，可實現與結晶器自動水連接；活節螺栓可實現結晶器的固定和對中。采用單振動油缸激振，振動裝置放在鑄機內弧側。油缸最大工作行程18 mm（機械上下限位±9 mm），油缸等待位-9 mm（機械下限位位置），安裝基準（工作）位9 mm（機械啟振位位置）。

1.2.1 油缸控制及測量要求

（1）每次更換液壓缸、機械設備、電纜后，需對油缸工作位重新標定。此時液壓系統需卸壓使油缸自重下落至等待位(機械下限位)；然后以等待位為基準升高9 mm 到達工作位（啟振位）。

（2）連鑄機送引錠模式時，油缸無沖擊上升至工作位保持；連鑄機鑄造模式時隨開澆開始按設定參數運動。起振應首先向下運動且無沖擊；振動過程中變更頻率和振幅時應平滑過度無沖擊。

（3）油缸檢測元件應能檢測油缸的實際位置及其與設定工作位的誤差，誤差>0.5 mm 設為定位故障。

（4）控制系統能檢測位移測量系統故障。

1.2.2 控制操作方式

（1）手動方式。手動按扭使油缸上下移動，主要用于測試、標定。

（2）本地自動方式。手動輸入行程、頻率和非正弦系數，參數設定與拉速無關，主要用于檢查。

圖1 結晶器振動裝置

（3）遠程自動方式。正常生產方式，振動隨開澆啟動，設定值依賴所選參數表和拉速。

2 存在的缺陷

2.1 油缸漏油

振動架與缸桿采用螺母擰緊剛性直連（圖2），液壓缸法蘭與固定架螺栓螺母連接（圖3）。在生產過程中油缸推桿與活塞桿相連并與缸筒發生磨損，導致密封損壞漏油，自投產開始油缸的壽命均在2～3 個月。

2.2 振動臺偏振

振動裝置在高頻率下振動偏擺現象嚴重,運行不平穩，鋼液在結晶器中易飛濺，影響初生坯殼的形成，增加了結晶器與坯殼之間的摩擦阻力，產生粘結拉斷。同時加劇結晶器的磨損,銅管使用壽命短。

圖2 設備缸桿與振動架連接方式

圖3 液壓缸法蘭與固定架連接方式

2.3 振動弧偏差大

設備使用一段時間后，測量振動臺水平度內外弧偏差達6 mm，兩側弧偏差達1 mm，遠遠超過安裝誤差，使坯殼在結晶器內受到的阻力大大增加，漏鋼事故上升。

2.4 板簧性能偏差

分析振動裝置圖紙，在靜止狀態下，板簧受到壓力，裝置運行3 個月左右，板簧腐蝕嚴重（厚度從10 mm 減為6 mm），與彈簧板的使用性能不相符。振動發生裝置在運動過程中沖擊力較大，影響振動的穩定性，進而影響結晶器內鋼水液面的穩定性，易造成角裂、漏鋼和拉斷事故。

3 缺陷原因分析

3.1 振動裝置運動軌跡

方圓坯連鑄機弧半徑10 m，結晶器振動裝置運動軌跡是在半徑10 m 的弧線上做仿弧運動。

3.2 油缸推桿受力分析

油缸主要承受結晶器的重量及拉坯阻力。油缸推桿結構及受力見圖4，油缸推桿的軸心線與垂直面有一微小傾角，外弧推桿上部受到振動臺的反力FWX、FWY，它們在推桿的徑向分量FWJ為二力在推桿徑向投影的代數和，軸向分量FWZ為二力在推桿軸向投影的代數和。內弧油缸推桿上部受到振動臺的反力FNX、FNY，它們在油缸推桿的徑向分量FNJ為二力在推桿徑向投影的代數和，軸向分量FNZ為二力在推桿軸向投影的代數和。

3.3 油缸推桿應力計算

油缸推桿的截面并不是等徑的，在A-A 截面處的直徑最小，B-B 截面為所受力矩最大的截面，因此，需對這2 個截面的應力進行計算。油缸推桿的應力由兩部分組成，一是彎矩引起的應力，由徑向力產生；二是拉壓應力，由軸向力產生。A-A 和B-B 截面應力最大絕對值發生在離中性層最遠點1，2 處，1 點為靠內弧的點，2 點為靠外弧的點。

3.4 正弦振動極限拉速條件下油缸推桿的應力

結晶器作正弦振動極限拉速時，油缸推桿A-A 和B-B 截面離1，2 點的應力見表1。從表1 可知，A-A 截面油缸推桿最大應力為377.094 MPa，最小應力為-396.036 MPa 發生在wt=3π/2時，該油缸推桿B-B 截面相應點的應力分別是87.961 MPa 和-94.365 MPa，為該截面的最大和最小應力。表中，σN1A、σN1B、σW1A、σW1B分別為內外弧油缸推桿在A-A、B-B 截面上1 點的應力，σN2A、σN2B、σW2A、σW2B分別為相應截面上2 點的應力。

3.5 非正弦振動極限拉速條件下油缸推桿應力

結晶器作非正弦振動極限拉速時，內外弧油缸推桿A-A 和B-B 截面離中性層最遠點1，2 的應力見表2。

從表2 可以看出，油缸推桿的最大應力為391.915 MPa，發生在wt=13π/10，推桿的A-A 截面1 點，該推桿B-B 截面相應點的應力是90.944 MPa，為該截面的最大應力值。油缸推桿的最小應力-420.881 MPa，發生在wt=13π/10 內弧推桿A-A 截面2 點，推桿B-B 截面2點的應力-100.736 MPa，為該截面的最小應力值。

圖4 油缸推桿結構及受力

表1 正弦振動拉速2.5 m/min 時內外弧油缸推桿應力 MPa

表2 非正弦振動極限拉速時內外弧油缸推桿應力值 MPa

結晶器在作非正弦正動時油缸推桿應力的絕對值比作正弦正動時大。油缸推桿材料是34CrNiMo，經熱處理后的屈服極限σs為835 MPa，強度極限σb為980 MPa，油缸推桿的應力絕對值最大為420.881 MPa，遠小于屈服極限σs，因此，連鑄機結晶器振動在極限拉速時，無論作正弦振動還是非正弦振動都是安全的。

影響油缸推桿應力的主要因素是彎曲應力，彎曲應力由作用在油缸推桿的徑向力產生，板簧的變形量是影響振動臺對油缸推桿作用力水平分量最主要的因素。因此，針對這種結構形式的振動裝置，在選取振動參數時，減小振幅以減小導向彈簧的彈簧反力，對減小內外弧推桿的應力十分有利。

通過對振動裝置仿弧運動和油缸推桿的受力分析，得出振動的驅動油缸活塞桿也做仿弧運動，又油缸活塞桿連接的連桿與振動活動框架，油缸安裝底座與振動固定框架均為剛性連接，驅動油缸本體做直線運動，兩種不同運動產生的力偏差直接作用于油缸連桿，導致油缸活塞桿與缸體摩擦增大，加劇了油缸的損壞。油缸磨損后，振動臺容易出現偏振，振動軌跡和曲線發生變化，對鑄坯質量的影響體現在對鑄坯表面質量的影響上。生產實踐和研究結果發現，鑄坯的表面振痕對其表面質量影響很大。衡量鑄坯振痕的指標有2 個，振痕深度和振痕間距。振痕的危害是多方面的，振痕較深，矯直時產生橫裂，嚴重時將引起拉漏。振痕谷底的夾渣，成分偏析將影響軋材的成分均勻和機械性能。

4 改造措施

4.1 優化油缸安裝方式

將結晶器液壓振動裝置的驅動部分由原來的直連式結構改進為鉸接式結構（圖5）。改造后振動架與缸桿采用鉸接式連接，即在振動架與缸桿連接處采用徑向球面滑動軸承，液壓缸缸體與固定架采用自潤滑軸承鉸接（圖6），在振動裝置使用過程中有一定的角度補償，可有效地避免硬連接磨損情況的出現。

4.2 固定座結構優化

改造驅動裝置后，對固定座結構進行改進設計（圖7）。固定座與液壓缸連接處原結構為法蘭連接，改進后為球鉸連接，并將放置油缸腔體擴大，方便操作，結晶器振動上下限位塊移至兩側，方便測量。

4.3 振動架結構優化

振動架與缸桿連接橫梁進行相應改造，改造前后結構如圖8 所示。

4.4 振動框架和板簧材料改進

增加機架及連桿的鋼度，提高抗熱變形能力；改進板簧材料，提高耐腐蝕性；避免使用一段時間后，振動臺架因熱變形導致振動臺不水平。板簧由A3 鋼改為彈簧鋼，振動框架由45＃鋼改為Q235。

4.5 其他優化說明

（1）結晶器振動上下限位塊移至兩側，振動架結構改為密封室，保護油缸的伺服閥和位置傳感器，并增加壓縮空氣形成正壓，防止蒸汽進入。

（2）由于采用鉸接式結構，與振動支架把合用的連桿進行結構修改，往外弧方向減小尺寸，否則與橫梁干涉。

（3）在原設計基礎上增加相關測量基準和安裝基準，方便安裝對中。

圖5 改造后缸桿與振動架連接方式

圖6 改造后缸桿與固定架連接方式

圖7 改造前后固定座與缸桿連接方式

圖8 改造前后振動架橫梁結構

（4）由于采用鉸接式結構，液壓缸與固定座連接處結構發生變化，原設計為法蘭連接，現設計在油缸法蘭端面兩側各增加一個耳軸，油缸與原設計不通用。

（5）伺服閥方向由朝向腔體里側調轉為朝向外側，便于檢修。

5 改造效果

5.1 振動偏差改進

改造后獲得了理想的仿弧振動軌跡,振動裝置的抗變形能力顯著增強。運行10 個月后，測量振動臺的水平度偏差，變化量較小。改造前后振動裝置振動參數對比見表3。

表3 振動裝置改造前后振動參數的對比

5.2 振動油缸壽命延長

振動油缸的壽命由改進前的3 個月延長至12 個月，油缸漏油減少80%。

5.3 振動平穩改進

改造后振動裝置運行平穩,精度高,生產事故明顯減少,結晶器壽命較以前有所提高,拉速也有所提高,產量提高到5 萬t/a 以上,取得了良好的使用效果。改造后技術經濟指標明顯提高,年綜合效益近百萬元。改造前、后經濟技術指標對比情況見表4。

表4 改造前后經濟技術指標

6 結語

結晶器振動裝置是小方坯連鑄機的關鍵設備,在不改變原振動裝置整體結構的前提下,通過對油缸連接安裝方式的優化改進,即在振動架與缸桿連接處采用徑向球面滑動軸承，液壓缸缸體與固定架采用自潤滑軸承鉸接，在振動裝置使用過程中有一定的角度補償，可有效避免硬連接磨損情況的出現。同時增加振動臺的剛度，增加板簧耐腐蝕性等措施,可以改善設備性能,提高振動臺使用壽命，減少生產事故，提高鑄造機生產效率，降低鋼水消耗,提高經濟效益，滿足小方坯高效化生產的需要。