厚板連鑄大壓下扇形段液壓系統(tǒng)設(shè)計與控制

1、厚板連鑄大壓下扇形段液壓系統(tǒng)設(shè)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(xiàn)大壓下扇形段高精度輥縫調(diào)節(jié)功能,開發(fā)出一套同時具有大壓下和輕壓下功能的液壓系統(tǒng).該液壓系統(tǒng)采用三 通伺服閥控制液壓缸的形式調(diào)節(jié)扇形段輥縫,背壓腔壓力采用比例減壓閥控制,實現(xiàn) 大壓下與輕壓下功能切換.從節(jié)能角度確定了液壓動力元件參數(shù),對主要元件進(jìn)行計 算分析,建立輥縫系統(tǒng)的控制模型.利用 MATLAB 仿真軟件對輥縫系統(tǒng)模型進(jìn)行了動【1 概述隨著客戶對產(chǎn)品質(zhì)量要求越來越高,鋼廠對生產(chǎn)工藝及其設(shè)備性能提出新的要求。生產(chǎn)實踐證明,連鑄輕壓下技術(shù)可以有效地解決鑄坯內(nèi)部中心偏析的問題,但對于厚板鑄坯內(nèi)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(nèi)部疏松與縮孔的問題,對煉鋼廠現(xiàn)有的厚板坯連鑄機實施技術(shù)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(zhì)量。大壓下扇形段結(jié)構(gòu)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(chǎn)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(xiàn)上、下框架上的 1 對大壓下輥一起對鑄坯

3、進(jìn)行擠壓,完成大壓下工藝的操作,出口側(cè)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(jié)構(gòu)示意圖 Fig.1 Schematic diagram of the heavy reduction segment大壓下扇形段主要性能參數(shù)見表 1。表 1 大壓下扇形段主要性能參數(shù) Table 1 Main performance parameters of the heavy reduction segment 名稱規(guī)格(活塞/活塞桿行程)/mm 數(shù)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(cè)夾緊 缸 400/1802502300018002

4、 出 口 側(cè) 夾 緊 缸 330/150 250220005502 下輥提升缸 160/90352300 不工作 8液壓系統(tǒng)設(shè)計為了配合這種大壓下扇形段的工藝實現(xiàn),需設(shè)計同時具有大壓下和輕壓下功能的液壓系統(tǒng)。該液壓系統(tǒng)主要組成如圖 2 所示,主要功能包括:具備液壓系統(tǒng)溫度自動控制,液壓缸輸出力遠(yuǎn)程可調(diào),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(jiān)測油缸行程、壓下力,位置壓力雙閉環(huán)控制等功能,從而便于保 護(hù)設(shè)備,優(yōu)化工藝模型,提高產(chǎn)品質(zhì)量3。圖 2 液壓系統(tǒng)示意圖 Fig.2 Schematic diagram of the hydraulic system液壓閥臺原理設(shè)

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(tǒng),結(jié)合夾緊缸的大行程、大負(fù)載、控制精度較高的特點,所以采用液壓伺服系統(tǒng)來實現(xiàn)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(diào)壓裝置、蓄能器和 3閥組 1 設(shè)計特點:由于下輥設(shè)備結(jié)構(gòu)有自鎖功能,提升輥縫行程為 2 mm,油缸運動速時設(shè)有漏油報警裝置,便于及時發(fā)現(xiàn)大壓下扇形段下輥提升液壓油缸及管路的狀態(tài), 及時排除故障。閥組 2(閥組 3)設(shè)計的特點:輥縫調(diào)節(jié)通過伺服閥控制,通過調(diào)節(jié)閥的開口度實現(xiàn)油缸速度與同步控制;閥臺 PT保證生產(chǎn)。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(chǎn)。液壓系統(tǒng)參數(shù)設(shè)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(shè)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(fù)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(cè)夾緊缸最大負(fù)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(shè)富裕流量為負(fù)載流量的 30%,得到入口側(cè)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(jù) q 和 pL,查閱 MOOG 公司伺服閥的壓降負(fù)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(fù)載流量為:(3)式中:qN 為伺服閥的額定流量;qL 為伺服閥的負(fù)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(tǒng)實際所需壓降 p=1.19 MPa。工作時對應(yīng)的伺服閥工

8、作壓降為:p=ps-pL-pi (4)式中:ps 為系統(tǒng)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(tǒng)壓力 ps=33 MPa。依據(jù)系統(tǒng)壓力 ps 核算,出口側(cè)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(tǒng)壓力滿足大壓下功能要求。根據(jù)工藝設(shè)備動作要求,考慮系統(tǒng)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(shù),得到液壓系統(tǒng)主要技術(shù)參數(shù)如表 2 所示。表 2 液 壓 系 統(tǒng) 主 要 技 術(shù) 參 數(shù) Table 2 Main technical parameters of the hydraulic system 序號名稱參數(shù)序號

9、名稱參數(shù) 1 系統(tǒng)壓力/MPa337 油液溫度控制/37452 系統(tǒng)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(tǒng)仿真分析3.1 液壓系統(tǒng)模型的建立本設(shè)計中,液壓系統(tǒng)采用的是三通伺服閥控制液壓缸組成的動力機構(gòu),在選定的生產(chǎn)模式下,背壓值實際為常量。根據(jù)對液壓系統(tǒng)的負(fù)載特性分析,應(yīng)用閥的線性化流量方程、液壓缸的流量連續(xù)

10、性方程和液壓缸的受力平衡方程,可以得到以傳遞函數(shù)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(shù):(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(shù) Ka、伺服閥傳遞函數(shù) Wsv(s)、位移傳感器傳遞函數(shù) Kf, 根據(jù)輸入電壓 U,控制電流差 I,繪制整個系統(tǒng)的方塊圖如圖 4 所示。圖 4 系統(tǒng)模型的方塊圖 Fig.4 Block diagram of system model3.2 系統(tǒng)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(shè)計采用兩缸以并聯(lián)形式同時接收位移信號,

11、兩者之間動態(tài)協(xié)調(diào)的同步式控制。為了滿足系統(tǒng)的控制要求,控制系統(tǒng)引入 PID 控制器,運用 MATLAB 軟件中 Simulink 工具箱對入口側(cè)液壓系統(tǒng)閉環(huán)模型進(jìn)行仿真分析5。仿真框圖如圖 5 所示。圖 5 液壓系統(tǒng) 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(shè)備上管路走向?qū)ο到y(tǒng)的影響,通過對相應(yīng)參數(shù)計算,代入相關(guān)參數(shù),調(diào)節(jié) PID 參數(shù),對系統(tǒng)閉環(huán)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(tǒng)階躍輸入響應(yīng)曲線 Fig.6 S

12、tep response curve of the system由圖 6 可以看出,入口側(cè) 2 個夾緊缸系統(tǒng)的上升時間分別約為 0.4、0.5 s 左右系統(tǒng)趨于穩(wěn)定,2 個閉環(huán)系統(tǒng)響應(yīng)速度快,目標(biāo)值調(diào)整時間短,穩(wěn)態(tài)誤差很小,滿足生產(chǎn)控制要求。輥縫控制與應(yīng)用目標(biāo)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(tǒng)本身控制精度影響外,還受到扇形段相關(guān)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(jù)不同的工況相應(yīng)補償。預(yù)先補償?shù)衾瓧U的變形,才能達(dá)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(tài),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(jìn)行變形分析。通過建立拉桿模型與劃分網(wǎng)格,對模式施加不同的載荷, 得到相應(yīng)的分析結(jié)果。在大壓下扇形段切換到大壓下模式時,得到仿真結(jié)果如圖 7 所示。入口側(cè)拉桿最大變形為 1.16 mm,出口側(cè)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(jié)果如圖 8 所示。入口側(cè)拉桿最大變形為 0.62 mm,出口側(cè)拉桿最大變形為 0.19 mm。由上述仿真結(jié)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(jìn)行輥縫測試,在大壓下模式下,目標(biāo)值設(shè)定為 235 mm,得到 4個油缸實際輥縫如圖 10 所示,最大穩(wěn)態(tài)誤差為 0.04 m,滿足目標(biāo)輥縫誤差0.1 mm 的生產(chǎn)要求。圖 10 目標(biāo)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(tǒng)仿真分析中,未考慮入口側(cè)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(shè)備兩側(cè),設(shè)備上配管長度與走向不同,會影響兩個油缸的同步性,在現(xiàn)場進(jìn)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(cè)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(cè) 2 個系統(tǒng)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(chǎn)同步要求0.4 mm 控制要求,需進(jìn)行同步性補償。同理對出口側(cè)兩個油缸也進(jìn)行同步性補償。在大壓下模式下,在初始值為150 mm,目標(biāo)值設(shè)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(shù)據(jù)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(cè) 2 個夾緊缸偏差量 0.17 mm,出口側(cè) 2 個夾緊缸偏差量為0.36 mm,滿足生產(chǎn)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(xiàn)出很好的實際運行效果。結(jié)論通過計算,設(shè)計出 1該系統(tǒng)同時具有大壓下和輕壓下功能,通過遠(yuǎn)程調(diào)節(jié)背壓比例閥設(shè)置實現(xiàn)不同生產(chǎn) 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(tǒng)動態(tài)性能的要求,系統(tǒng)響應(yīng)速度快,目標(biāo)值調(diào)整時間短,穩(wěn)態(tài)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(chǎn)運行中,實現(xiàn)高精中有很好的同步精度。該系統(tǒng)上線后,運行平穩(wěn),呈現(xiàn)出很好