鄧 華

（攀鋼集團(tuán)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(jī)2009 年建成投產(chǎn)，用于200×200、Φ200 兩種不同斷面鑄坯的生產(chǎn)。2014 年新增160×160 斷面生產(chǎn)，目前正在制造新增Φ220、Φ280 斷面。

1.1 結(jié)晶器振動(dòng)裝置作用及參數(shù)

方圓坯連鑄機(jī)采用結(jié)晶器液壓振動(dòng)，結(jié)晶器振動(dòng)裝置（圖1）是在液壓缸驅(qū)動(dòng)下使結(jié)晶器在澆鑄過程中按所給定的振幅和頻率、依一定的規(guī)律作周期性上下運(yùn)動(dòng)的裝置。其目的是防止鋼液在結(jié)晶器凝固過程中與結(jié)晶器銅壁發(fā)生粘結(jié)而出現(xiàn)粘掛或拉漏事故，有利于結(jié)晶器脫坯及保護(hù)渣在結(jié)晶器壁的滲透，進(jìn)而減少鑄坯的摩擦阻力,提高鑄坯表面質(zhì)量和連鑄機(jī)的作業(yè)率。

該振動(dòng)裝置具有振動(dòng)參數(shù)在線可調(diào)，可實(shí)現(xiàn)正弦和非正弦曲線運(yùn)動(dòng)等特點(diǎn)。與機(jī)械式振動(dòng)裝置相比，在對(duì)鋼種的適應(yīng)性、提高產(chǎn)品質(zhì)量、提高產(chǎn)量及作業(yè)率等方面具有明顯優(yōu)勢(shì)。同時(shí)還具有機(jī)械結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量輕、維護(hù)量小等優(yōu)點(diǎn)。

主要技術(shù)參數(shù)：振動(dòng)形式：正弦或非正弦運(yùn)動(dòng)；振幅（0～±5）mm；振動(dòng)頻率（40～250）次/min；頻率調(diào)節(jié)：根據(jù)澆鋼速度和行程自動(dòng)調(diào)整；振幅調(diào)節(jié)：可在靜止和工作中調(diào)節(jié)或根據(jù)澆鋼速度自行調(diào)整；油缸帶位置傳感器和控制閥；導(dǎo)向精度≤±0.15 mm；液壓缸數(shù)量1；總行程18 mm。

1.2 結(jié)晶器振動(dòng)裝置組成

結(jié)晶器液壓振動(dòng)裝置主要由振動(dòng)固定底座、振動(dòng)工作臺(tái)、結(jié)晶器支座、振動(dòng)油缸、緩沖機(jī)構(gòu)以及導(dǎo)向機(jī)構(gòu)等組成。其中結(jié)晶器支座設(shè)有接水用平面橡膠密封圈，可實(shí)現(xiàn)與結(jié)晶器自動(dòng)水連接；活節(jié)螺栓可實(shí)現(xiàn)結(jié)晶器的固定和對(duì)中。采用單振動(dòng)油缸激振，振動(dòng)裝置放在鑄機(jī)內(nèi)弧側(cè)。油缸最大工作行程18 mm（機(jī)械上下限位±9 mm），油缸等待位-9 mm（機(jī)械下限位位置），安裝基準(zhǔn)（工作）位9 mm（機(jī)械啟振位位置）。

1.2.1 油缸控制及測(cè)量要求

（1）每次更換液壓缸、機(jī)械設(shè)備、電纜后，需對(duì)油缸工作位重新標(biāo)定。此時(shí)液壓系統(tǒng)需卸壓使油缸自重下落至等待位(機(jī)械下限位)；然后以等待位為基準(zhǔn)升高9 mm 到達(dá)工作位（啟振位）。

（2）連鑄機(jī)送引錠模式時(shí)，油缸無沖擊上升至工作位保持；連鑄機(jī)鑄造模式時(shí)隨開澆開始按設(shè)定參數(shù)運(yùn)動(dòng)。起振應(yīng)首先向下運(yùn)動(dòng)且無沖擊；振動(dòng)過程中變更頻率和振幅時(shí)應(yīng)平滑過度無沖擊。

（3）油缸檢測(cè)元件應(yīng)能檢測(cè)油缸的實(shí)際位置及其與設(shè)定工作位的誤差，誤差>0.5 mm 設(shè)為定位故障。

（4）控制系統(tǒng)能檢測(cè)位移測(cè)量系統(tǒng)故障。

1.2.2 控制操作方式

（1）手動(dòng)方式。手動(dòng)按扭使油缸上下移動(dòng)，主要用于測(cè)試、標(biāo)定。

（2）本地自動(dòng)方式。手動(dòng)輸入行程、頻率和非正弦系數(shù)，參數(shù)設(shè)定與拉速無關(guān)，主要用于檢查。

圖1 結(jié)晶器振動(dòng)裝置

（3）遠(yuǎn)程自動(dòng)方式。正常生產(chǎn)方式，振動(dòng)隨開澆啟動(dòng)，設(shè)定值依賴所選參數(shù)表和拉速。

2 存在的缺陷

2.1 油缸漏油

振動(dòng)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(chǎn)過程中油缸推桿與活塞桿相連并與缸筒發(fā)生磨損，導(dǎo)致密封損壞漏油，自投產(chǎn)開始油缸的壽命均在2～3 個(gè)月。

2.2 振動(dòng)臺(tái)偏振

振動(dòng)裝置在高頻率下振動(dòng)偏擺現(xiàn)象嚴(yán)重,運(yùn)行不平穩(wěn)，鋼液在結(jié)晶器中易飛濺，影響初生坯殼的形成，增加了結(jié)晶器與坯殼之間的摩擦阻力，產(chǎn)生粘結(jié)拉斷。同時(shí)加劇結(jié)晶器的磨損,銅管使用壽命短。

圖2 設(shè)備缸桿與振動(dòng)架連接方式

圖3 液壓缸法蘭與固定架連接方式

2.3 振動(dòng)弧偏差大

設(shè)備使用一段時(shí)間后，測(cè)量振動(dòng)臺(tái)水平度內(nèi)外弧偏差達(dá)6 mm，兩側(cè)弧偏差達(dá)1 mm，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過安裝誤差，使坯殼在結(jié)晶器內(nèi)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(dòng)裝置圖紙，在靜止?fàn)顟B(tài)下，板簧受到壓力，裝置運(yùn)行3 個(gè)月左右，板簧腐蝕嚴(yán)重（厚度從10 mm 減為6 mm），與彈簧板的使用性能不相符。振動(dòng)發(fā)生裝置在運(yùn)動(dòng)過程中沖擊力較大，影響振動(dòng)的穩(wěn)定性，進(jìn)而影響結(jié)晶器內(nèi)鋼水液面的穩(wěn)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(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)軌跡

方圓坯連鑄機(jī)弧半徑10 m，結(jié)晶器振動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)軌跡是在半徑10 m 的弧線上做仿弧運(yùn)動(dòng)。

3.2 油缸推桿受力分析

油缸主要承受結(jié)晶器的重量及拉坯阻力。油缸推桿結(jié)構(gòu)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(dòng)臺(tái)的反力FWX、FWY，它們?cè)谕茥U的徑向分量FWJ為二力在推桿徑向投影的代數(shù)和，軸向分量FWZ為二力在推桿軸向投影的代數(shù)和。內(nèi)弧油缸推桿上部受到振動(dòng)臺(tái)的反力FNX、FNY，它們?cè)谟透淄茥U的徑向分量FNJ為二力在推桿徑向投影的代數(shù)和，軸向分量FNZ為二力在推桿軸向投影的代數(shù)和。

3.3 油缸推桿應(yīng)力計(jì)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(duì)這2 個(gè)截面的應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算。油缸推桿的應(yīng)力由兩部分組成，一是彎矩引起的應(yīng)力，由徑向力產(chǎn)生；二是拉壓應(yīng)力，由軸向力產(chǎn)生。A-A 和B-B 截面應(yīng)力最大絕對(duì)值發(fā)生在離中性層最遠(yuǎn)點(diǎn)1，2 處，1 點(diǎn)為靠?jī)?nèi)弧的點(diǎn)，2 點(diǎn)為靠外弧的點(diǎn)。

3.4 正弦振動(dòng)極限拉速條件下油缸推桿的應(yīng)力

結(jié)晶器作正弦振動(dòng)極限拉速時(shí)，油缸推桿A-A 和B-B 截面離1，2 點(diǎn)的應(yīng)力見表1。從表1 可知，A-A 截面油缸推桿最大應(yīng)力為377.094 MPa，最小應(yīng)力為-396.036 MPa 發(fā)生在wt=3π/2時(shí)，該油缸推桿B-B 截面相應(yīng)點(diǎn)的應(yīng)力分別是87.961 MPa 和-94.365 MPa，為該截面的最大和最小應(yīng)力。表中，σN1A、σN1B、σW1A、σW1B分別為內(nèi)外弧油缸推桿在A-A、B-B 截面上1 點(diǎn)的應(yīng)力，σN2A、σN2B、σW2A、σW2B分別為相應(yīng)截面上2 點(diǎn)的應(yīng)力。

3.5 非正弦振動(dòng)極限拉速條件下油缸推桿應(yīng)力

結(jié)晶器作非正弦振動(dòng)極限拉速時(shí)，內(nèi)外弧油缸推桿A-A 和B-B 截面離中性層最遠(yuǎn)點(diǎn)1，2 的應(yīng)力見表2。

從表2 可以看出，油缸推桿的最大應(yīng)力為391.915 MPa，發(fā)生在wt=13π/10，推桿的A-A 截面1 點(diǎn)，該推桿B-B 截面相應(yīng)點(diǎn)的應(yīng)力是90.944 MPa，為該截面的最大應(yīng)力值。油缸推桿的最小應(yīng)力-420.881 MPa，發(fā)生在wt=13π/10 內(nèi)弧推桿A-A 截面2 點(diǎn)，推桿B-B 截面2點(diǎn)的應(yīng)力-100.736 MPa，為該截面的最小應(yīng)力值。

圖4 油缸推桿結(jié)構(gòu)及受力

表1 正弦振動(dòng)拉速2.5 m/min 時(shí)內(nèi)外弧油缸推桿應(yīng)力 MPa

表2 非正弦振動(dòng)極限拉速時(shí)內(nèi)外弧油缸推桿應(yīng)力值 MPa

結(jié)晶器在作非正弦正動(dòng)時(shí)油缸推桿應(yīng)力的絕對(duì)值比作正弦正動(dòng)時(shí)大。油缸推桿材料是34CrNiMo，經(jīng)熱處理后的屈服極限σs為835 MPa，強(qiáng)度極限σb為980 MPa，油缸推桿的應(yīng)力絕對(duì)值最大為420.881 MPa，遠(yuǎn)小于屈服極限σs，因此，連鑄機(jī)結(jié)晶器振動(dòng)在極限拉速時(shí)，無論作正弦振動(dòng)還是非正弦振動(dòng)都是安全的。

影響油缸推桿應(yīng)力的主要因素是彎曲應(yīng)力，彎曲應(yīng)力由作用在油缸推桿的徑向力產(chǎn)生，板簧的變形量是影響振動(dòng)臺(tái)對(duì)油缸推桿作用力水平分量最主要的因素。因此，針對(duì)這種結(jié)構(gòu)形式的振動(dòng)裝置，在選取振動(dòng)參數(shù)時(shí)，減小振幅以減小導(dǎo)向彈簧的彈簧反力，對(duì)減小內(nèi)外弧推桿的應(yīng)力十分有利。

通過對(duì)振動(dòng)裝置仿弧運(yùn)動(dòng)和油缸推桿的受力分析，得出振動(dòng)的驅(qū)動(dòng)油缸活塞桿也做仿弧運(yùn)動(dòng)，又油缸活塞桿連接的連桿與振動(dòng)活動(dòng)框架，油缸安裝底座與振動(dòng)固定框架均為剛性連接，驅(qū)動(dòng)油缸本體做直線運(yùn)動(dòng)，兩種不同運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的力偏差直接作用于油缸連桿，導(dǎo)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(dòng)臺(tái)容易出現(xiàn)偏振，振動(dòng)軌跡和曲線發(fā)生變化，對(duì)鑄坯質(zhì)量的影響體現(xiàn)在對(duì)鑄坯表面質(zhì)量的影響上。生產(chǎn)實(shí)踐和研究結(jié)果發(fā)現(xiàn)，鑄坯的表面振痕對(duì)其表面質(zhì)量影響很大。衡量鑄坯振痕的指標(biāo)有2 個(gè)，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(shí)產(chǎn)生橫裂，嚴(yán)重時(shí)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(jī)械性能。

4 改造措施

4.1 優(yōu)化油缸安裝方式

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

4.2 固定座結(jié)構(gòu)優(yōu)化

改造驅(qū)動(dòng)裝置后，對(duì)固定座結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)（圖7）。固定座與液壓缸連接處原結(jié)構(gòu)為法蘭連接，改進(jìn)后為球鉸連接，并將放置油缸腔體擴(kuò)大，方便操作，結(jié)晶器振動(dòng)上下限位塊移至兩側(cè)，方便測(cè)量。

4.3 振動(dòng)架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

振動(dòng)架與缸桿連接橫梁進(jìn)行相應(yīng)改造，改造前后結(jié)構(gòu)如圖8 所示。

4.4 振動(dòng)框架和板簧材料改進(jìn)

增加機(jī)架及連桿的鋼度，提高抗熱變形能力；改進(jìn)板簧材料，提高耐腐蝕性；避免使用一段時(shí)間后，振動(dòng)臺(tái)架因熱變形導(dǎo)致振動(dòng)臺(tái)不水平。板簧由A3 鋼改為彈簧鋼，振動(dòng)框架由45＃鋼改為Q235。

4.5 其他優(yōu)化說明

（1）結(jié)晶器振動(dòng)上下限位塊移至兩側(cè)，振動(dòng)架結(jié)構(gòu)改為密封室，保護(hù)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(jìn)入。

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

（3）在原設(shè)計(jì)基礎(chǔ)上增加相關(guān)測(cè)量基準(zhǔn)和安裝基準(zhǔn)，方便安裝對(duì)中。

圖5 改造后缸桿與振動(dòng)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(dòng)架橫梁結(jié)構(gòu)

（4）由于采用鉸接式結(jié)構(gòu)，液壓缸與固定座連接處結(jié)構(gòu)發(fā)生變化，原設(shè)計(jì)為法蘭連接，現(xiàn)設(shè)計(jì)在油缸法蘭端面兩側(cè)各增加一個(gè)耳軸，油缸與原設(shè)計(jì)不通用。

（5）伺服閥方向由朝向腔體里側(cè)調(diào)轉(zhuǎn)為朝向外側(cè)，便于檢修。

5 改造效果

5.1 振動(dòng)偏差改進(jìn)

改造后獲得了理想的仿弧振動(dòng)軌跡,振動(dòng)裝置的抗變形能力顯著增強(qiáng)。運(yùn)行10 個(gè)月后，測(cè)量振動(dòng)臺(tái)的水平度偏差，變化量較小。改造前后振動(dòng)裝置振動(dòng)參數(shù)對(duì)比見表3。

表3 振動(dòng)裝置改造前后振動(dòng)參數(shù)的對(duì)比

5.2 振動(dòng)油缸壽命延長(zhǎng)

振動(dòng)油缸的壽命由改進(jìn)前的3 個(gè)月延長(zhǎng)至12 個(gè)月，油缸漏油減少80%。

5.3 振動(dòng)平穩(wěn)改進(jìn)

改造后振動(dòng)裝置運(yùn)行平穩(wěn),精度高,生產(chǎn)事故明顯減少,結(jié)晶器壽命較以前有所提高,拉速也有所提高,產(chǎn)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(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)明顯提高,年綜合效益近百萬元。改造前、后經(jīng)濟(jì)技術(shù)指標(biāo)對(duì)比情況見表4。

表4 改造前后經(jīng)濟(jì)技術(shù)指標(biāo)

6 結(jié)語

結(jié)晶器振動(dòng)裝置是小方坯連鑄機(jī)的關(guān)鍵設(shè)備,在不改變?cè)駝?dòng)裝置整體結(jié)構(gòu)的前提下,通過對(duì)油缸連接安裝方式的優(yōu)化改進(jìn),即在振動(dòng)架與缸桿連接處采用徑向球面滑動(dòng)軸承，液壓缸缸體與固定架采用自潤(rùn)滑軸承鉸接，在振動(dòng)裝置使用過程中有一定的角度補(bǔ)償，可有效避免硬連接磨損情況的出現(xiàn)。同時(shí)增加振動(dòng)臺(tái)的剛度，增加板簧耐腐蝕性等措施,可以改善設(shè)備性能,提高振動(dòng)臺(tái)使用壽命，減少生產(chǎn)事故，提高鑄造機(jī)生產(chǎn)效率，降低鋼水消耗,提高經(jīng)濟(jì)效益，滿足小方坯高效化生產(chǎn)的需要。