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(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)晶器振動裝置作用及參數(shù)

方圓坯連鑄機采用結(jié)晶器液壓振動，結(jié)晶器振動裝置（圖1）是在液壓缸驅(qū)動下使結(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)律作周期性上下運動的裝置。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)晶器脫坯及保護渣在結(jié)晶器壁的滲透，進而減少鑄坯的摩擦阻力,提高鑄坯表面質(zhì)量和連鑄機的作業(yè)率。

該振動裝置具有振動參數(shù)在線可調(diào)，可實現(xiàn)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(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。同時還具有機械結(jié)構(gòu)簡單、重量輕、維護量小等優(yōu)點。

主要技術(shù)參數(shù)：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(diào)節(jié)：根據(jù)澆鋼速度和行程自動調(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)晶器振動裝置組成

結(jié)晶器液壓振動裝置主要由振動固定底座、振動工作臺、結(jié)晶器支座、振動油缸、緩沖機構(gòu)以及導(dǎo)向機構(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，可實現(xiàn)與結(jié)晶器自動水連接；活節(jié)螺栓可實現(xiàn)結(jié)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(nèi)弧側(cè)。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(zhǔn)（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(shè)備、電纜后，需對油缸工作位重新標(biāo)定。此時液壓系統(tǒng)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(zhǔn)升高9 mm 到達(dá)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(shè)定參數(shù)運動。起振應(yīng)首先向下運動且無沖擊；振動過程中變更頻率和振幅時應(yīng)平滑過度無沖擊。

（3）油缸檢測元件應(yīng)能檢測油缸的實際位置及其與設(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)能檢測位移測量系統(tǒng)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(biāo)定。

（2）本地自動方式。手動輸入行程、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)晶器振動裝置

（3）遠(yuǎn)程自動方式。正常生產(chǎn)方式，振動隨開澆啟動，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 個月。

2.2 振動臺偏振

振動裝置在高頻率下振動偏擺現(xiàn)象嚴(yán)重,運行不平穩(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(shè)備使用一段時間后，測量振動臺水平度內(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

分析振動裝置圖紙，在靜止?fàn)顟B(tài)下，板簧受到壓力，裝置運行3 個月左右，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。振動發(fā)生裝置在運動過程中沖擊力較大，影響振動的穩(wěn)定性，進而影響結(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 振動裝置運動軌跡

方圓坯連鑄機弧半徑10 m，結(jié)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(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(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(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(yīng)力進行計算。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)力最大絕對值發(fā)生在離中性層最遠(yuǎn)點1，2 處，1 點為靠內(nèi)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(yīng)力

結(jié)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(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，該油缸推桿B-B 截面相應(yīng)點的應(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 點的應(yīng)力，σN2A、σN2B、σW2A、σW2B分別為相應(yīng)截面上2 點的應(yīng)力。

3.5 非正弦振動極限拉速條件下油缸推桿應(yīng)力

結(jié)晶器作非正弦振動極限拉速時，內(nèi)外弧油缸推桿A-A 和B-B 截面離中性層最遠(yuǎn)點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，該推桿B-B 截面相應(yīng)點的應(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，推桿B-B 截面2點的應(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 正弦振動拉速2.5 m/min 時內(nèi)外弧油缸推桿應(yīng)力 MPa

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

結(jié)晶器在作非正弦正動時油缸推桿應(yīng)力的絕對值比作正弦正動時大。油缸推桿材料是34CrNiMo，經(jīng)熱處理后的屈服極限σs為835 MPa，強度極限σb為980 MPa，油缸推桿的應(yīng)力絕對值最大為420.881 MPa，遠(yuǎn)小于屈服極限σs，因此，連鑄機結(jié)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(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(jié)構(gòu)形式的振動裝置，在選取振動參數(shù)時，減小振幅以減小導(dǎo)向彈簧的彈簧反力，對減小內(nèi)外弧推桿的應(yīng)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(qū)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(qū)動油缸本體做直線運動，兩種不同運動產(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，振動臺容易出現(xiàn)偏振，振動軌跡和曲線發(fā)生變化，對鑄坯質(zhì)量的影響體現(xiàn)在對鑄坯表面質(zhì)量的影響上。生產(chǎn)實踐和研究結(jié)果發(fā)現(xiàn)，鑄坯的表面振痕對其表面質(zhì)量影響很大。衡量鑄坯振痕的指標(biāo)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(chǎn)生橫裂，嚴(yán)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(yōu)化油缸安裝方式

將結(jié)晶器液壓振動裝置的驅(qū)動部分由原來的直連式結(jié)構(gòu)改進為鉸接式結(jié)構(gòu)（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(xiàn)。

4.2 固定座結(jié)構(gòu)優(yōu)化

改造驅(qū)動裝置后，對固定座結(jié)構(gòu)進行改進設(shè)計（圖7）。固定座與液壓缸連接處原結(jié)構(gòu)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(jié)晶器振動上下限位塊移至兩側(cè)，方便測量。

4.3 振動架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

振動架與缸桿連接橫梁進行相應(yīng)改造，改造前后結(jié)構(gòu)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(dǎo)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(yōu)化說明

（1）結(jié)晶器振動上下限位塊移至兩側(cè)，振動架結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)，與振動支架把合用的連桿進行結(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)計基礎(chǔ)上增加相關(guān)測量基準(zhǔn)和安裝基準(zhǔn)，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(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)計為法蘭連接，現(xiàn)設(shè)計在油缸法蘭端面兩側(cè)各增加一個耳軸，油缸與原設(shè)計不通用。

（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(shù)對比見表3。

表3 振動裝置改造前后振動參數(shù)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(wěn)改進

改造后振動裝置運行平穩(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)濟指標(biāo)明顯提高,年綜合效益近百萬元。改造前、后經(jīng)濟技術(shù)指標(biāo)對比情況見表4。

表4 改造前后經(jīng)濟技術(shù)指標(biāo)

6 結(jié)語

結(jié)晶器振動裝置是小方坯連鑄機的關(guān)鍵設(shè)備,在不改變原振動裝置整體結(jié)構(gòu)的前提下,通過對油缸連接安裝方式的優(yōu)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(xiàn)。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(shè)備性能,提高振動臺使用壽命，減少生產(chǎn)事故，提高鑄造機生產(chǎn)效率，降低鋼水消耗,提高經(jīng)濟效益，滿足小方坯高效化生產(chǎn)的需要。