厚板连铸大压下扇形段液压系统设计与控制

1、厚板连铸大压下扇形段液压系统设计与控制【摘 要】为了满足厚板连铸大压下扇形段工艺要求,实现大压下扇形段高精度辊缝调节功能,开发出一套同时具有大压下和轻压下功能的液压系统.该液压系统采用三 通伺服阀控制液压缸的形式调节扇形段辊缝,背压腔压力采用比例减压阀控制,实现 大压下与轻压下功能切换.从节能角度确定了液压动力元件参数,对主要元件进行计 算分析,建立辊缝系统的控制模型.利用 MATLAB 仿真软件对辊缝系统模型进行了动【1 概述随着客户对产品质量要求越来越高,钢厂对生产工艺及其设备性能提出新的要求。生产实践证明,连铸轻压下技术可以有效地解决铸坯内部中心偏析的问题,但对于厚板铸坯内部疏松与缩孔的

2、问题却收效甚微1。为了解决厚板连铸铸坯内部疏松与缩孔的问题,对炼钢厂现有的厚板坯连铸机实施技术改造,在水平段配置 1 台具有铸轧功能的大压下扇形段。在铸坯液芯凝固末端,对热铸坯施加 10 mm 以上的厚度压下量,使中心疏松与缩孔在其形成阶段就被压合,从而消除该缺陷,以此来提升轧制钢材的机械性能,保证板材的质量。大压下扇形段结构示意图如图 1 所示。大压下扇形段由 1 对大直径辊(大压下辊)+4 对小直径辊组成扇形段辊系,大压下生产模式时,位于上框架上的大压下辊,通通过在水平方向布置的两个水平油缸操作,推动斜楔滑块上升,从而顶升大压下辊向 上移动,以此实现上、下框架上的 1 对大压下辊一起对铸坯

3、进行挤压,完成大压下工艺的操作,出口侧夹紧缸跟随铸坯减薄压下,保持辊缝2。图 1 大压下扇形段结构示意图 Fig.1 Schematic diagram of the heavy reduction segment大压下扇形段主要性能参数见表 1。表 1 大压下扇形段主要性能参数 Table 1 Main performance parameters of the heavy reduction segment 名称规格(活塞/活塞杆行程)/mm 数量大压下模式单缸最大输出力/kN 轻压下模式单缸最大输出力/kN 最大速度/(mms-1)入口侧夹紧 缸 400/1802502300018002

4、 出 口 侧 夹 紧 缸 330/150 250220005502 下辊提升缸 160/90352300 不工作 8液压系统设计为了配合这种大压下扇形段的工艺实现,需设计同时具有大压下和轻压下功能的液压系统。该液压系统主要组成如图 2 所示,主要功能包括:具备液压系统温度自动控制,液压缸输出力远程可调,大压下扇形段入口、出口辊缝单独控制,大压下扇形段下液压装置有能实时监测油缸行程、压下力,位置压力双闭环控制等功能,从而便于保 护设备,优化工艺模型,提高产品质量3。图 2 液压系统示意图 Fig.2 Schematic diagram of the hydraulic system液压阀台原理设

5、计由功能需求可以看出,这是 1 套以位置控制为主的系统,结合夹紧缸的大行程、大负载、控制精度较高的特点,所以采用液压伺服系统来实现大压扇形段主要功能要求。液压阀台主要包括伺服阀、压力检测装置、液压锁装置、比例调压装置、蓄能器和 3阀组 1 设计特点:由于下辊设备结构有自锁功能,提升辊缝行程为 2 mm,油缸运动速时设有漏油报警装置,便于及时发现大压下扇形段下辊提升液压油缸及管路的状态, 及时排除故障。阀组 2(阀组 3)设计的特点:辊缝调节通过伺服阀控制,通过调节阀的开口度实现油缸速度与同步控制;阀台 PT保证生产。图 3 阀台液压原理图 Fig.3 Hydraulic principle d

6、iagram of the valve table与大压下工艺模式生产。液压系统参数设计扇形段大压下量主要由入口夹紧缸完成,出口夹紧缸起到保持辊缝作用,大压下扇形段控制重点在入口夹紧缸,由设备最大输出力要求,大压下时单缸输出力为: FL=pLAc-p2A2=(1)式中:FL 为单缸输出力;pL 为负载压力;p2 为背压腔压力;Ac 为控制腔面积;A2 为背压腔面积;d 为活塞杆直径;D 为活塞直径。由 d=180 mm,D=400 mm,p2=1 MPa,计算得到入口侧夹紧缸最大负载压力pL=31.3 MPa。在计算伺服阀额定流量时,考虑到元件本身泄漏等影响,一般多取一定的富裕流量作为阀的储备

7、流量,设富裕流量为负载流量的 30%,得到入口侧伺服阀的流量: q=qmax(1+0.3)=vmaxAc1.3=11.7 L/min (2)式中:q 为伺服阀的最大工作流量;qmax 为油缸所需最大的工作流量;vmax 为油缸最大速度。根据 q 和 pL,查阅 MOOG 公司伺服阀的压降负载流量曲线,可选择 D633 系列的伺服阀,额定流量为 20 L/min (单边压降 3.5 MPa 时),计算伺服阀的负载流量为:(3)式中:qN 为伺服阀的额定流量;qL 为伺服阀的负载流量;pN 为伺服阀的额定压降;p 为伺服阀的工作压降。计算系统实际所需压降 p=1.19 MPa。工作时对应的伺服阀工

8、作压降为:p=ps-pL-pi (4)式中:ps 为系统压力;pi 为管路沿程、局部等压力损失。取 pi 为 0.5 MPa,确定系统压力 ps=33 MPa。依据系统压力 ps 核算,出口侧夹紧缸最大输出力为 2 100 kN,最大速度为 2.5 mm/s,所选系统压力满足大压下功能要求。根据工艺设备动作要求,考虑系统大压下与轻压下模式切换,计算得到其他阀组压力、流量等参数,得到液压系统主要技术参数如表 2 所示。表 2 液 压 系 统 主 要 技 术 参 数 Table 2 Main technical parameters of the hydraulic system 序号名称参数序号

9、名称参数 1 系统压力/MPa337 油液温度控制/37452 系统流量/(Lmin-1)588 油液清洁度等级/级 NAS63 主电机功率/kW379 夹紧缸阀组供油压力/MPa334 油箱体积/L50010 提升缸阀组供油压力/MPa205 冷却水量/(Lmin-1)10011 轻压下模式入口背压值/MPa136 板冷功率/kW1512 轻压下模式出口背压值/MPa6.5 3 液压伺服系统仿真分析3.1 液压系统模型的建立本设计中,液压系统采用的是三通伺服阀控制液压缸组成的动力机构,在选定的生产模式下,背压值实际为常量。根据对液压系统的负载特性分析,应用阀的线性化流量方程、液压缸的流量连续

10、性方程和液压缸的受力平衡方程,可以得到以传递函数形式建立的模型4。三通阀控夹紧缸对指令输入 xv 的传递函数:(5)式中:h 为三通阀控液压缸的液压固有频率;h 为三通阀控液压缸的液压阻尼比;Kq 为流量增益;XP 为油缸输出位移。确定伺服放大器传递函数 Ka、伺服阀传递函数 Wsv(s)、位移传感器传递函数 Kf, 根据输入电压 U,控制电流差 I,绘制整个系统的方块图如图 4 所示。图 4 系统模型的方块图 Fig.4 Block diagram of system model3.2 系统的控制及仿真扇形段辊缝控制为入口、出口单独控制,双缸同步性控制设计采用两缸以并联形式同时接收位移信号,

11、两者之间动态协调的同步式控制。为了满足系统的控制要求,控制系统引入 PID 控制器,运用 MATLAB 软件中 Simulink 工具箱对入口侧液压系统闭环模型进行仿真分析5。仿真框图如图 5 所示。图 5 液压系统 PID 仿真框图 Fig.5 PID simulating block diagram of the hydraulic system为了计算简单,暂不考虑设备上管路走向对系统的影响,通过对相应参数计算,代入相关参数,调节 PID 参数,对系统闭环仿真框图中,在 0 时输入 s=1 mm 阶跃信号,得到输入与输出信号曲线如图 6 所示。图 6 系统阶跃输入响应曲线 Fig.6 S

12、tep response curve of the system由图 6 可以看出,入口侧 2 个夹紧缸系统的上升时间分别约为 0.4、0.5 s 左右系统趋于稳定,2 个闭环系统响应速度快,目标值调整时间短,稳态误差很小,满足生产控制要求。辊缝控制与应用目标辊缝精度的控制大压下扇形段在工作过程中,主要受到压下辊的轧制反力以及大辊与小辊的拉坯阻 力作用,同时,也考虑框架自重、1 对大辊的重力、4 对小辊的重力以及铸坯重力的影响。扇形段辊缝精度除了受液压系统本身控制精度影响外,还受到扇形段相关部 件变形影响,主要包括夹紧缸拉杆变形、框架变形、辊子变形及轴承间隙等。其中 形在线不能测定,在控制大压

13、下与轻压下辊缝时,需根据不同的工况相应补偿。预先补偿掉拉杆的变形,才能达到工艺辊缝精度的要求。由于拉杆主要承受液压缸轴向输出力,采用大压下与轻压下辊缝模式时,为受拉伸状 态,同时受到一定的弯曲变形。利用工程模拟仿真软件 ABAQUS6.13 对入口、出口夹紧缸拉杆进行变形分析。通过建立拉杆模型与划分网格,对模式施加不同的载荷, 得到相应的分析结果。在大压下扇形段切换到大压下模式时,得到仿真结果如图 7 所示。入口侧拉杆最大变形为 1.16 mm,出口侧拉杆最大变形为 0.95 mm。图 7 大压下模式下夹紧缸拉杆变形量 Fig.7 Deformation of clamping cylinde

14、r rod for the heavy reduction mode在大压下扇形段切换到轻压下模式时,得到仿真结果如图 8 所示。入口侧拉杆最大变形为 0.62 mm,出口侧拉杆最大变形为 0.19 mm。由上述仿真结果,近似拟合出大压下扇形段拉杆变形补偿曲线,如图 9 所示。图 8 轻压下模式下夹紧缸拉杆变形量 Fig.8 Deformation of clamping cylinder rod for the soft reduction mode图 9 拉杆变形补偿曲线 Fig.9 Deformation compensation curve of the tie rod 加入拉杆变形补

15、偿后,进行辊缝测试,在大压下模式下,目标值设定为 235 mm,得到 4个油缸实际辊缝如图 10 所示,最大稳态误差为 0.04 m,满足目标辊缝误差0.1 mm 的生产要求。图 10 目标辊缝验证 Fig.10 Verification of target roll gap同步辊缝精度的控制在前文系统仿真分析中,未考虑入口侧两个液压缸与伺服阀台配管长度的不同,由于控制阀台安装在机旁管廊,夹紧油缸分布在设备两侧,设备上配管长度与走向不同,会影响两个油缸的同步性,在现场进行离线同步性测试,得到大压下行程为 8 mm速度为 2 mm/s 时,入口侧两个夹紧缸位移曲线如图 11 所示。图 11 同步

16、辊缝曲线 Fig.11 Curve of synchronous roll gap由图 11 可以得到,入口侧 2 个系统的启动时间差约 0.3 s,2#缸启动后,两个位移偏差保持在 0.5 mm 左右,不能满足生产同步要求0.4 mm 控制要求,需进行同步性补偿。同理对出口侧两个油缸也进行同步性补偿。在大压下模式下,在初始值为150 mm,目标值设定为 350 mm,运行速度为 1 mm/s 时,得到 4 个油缸运动 20 s时瞬时辊缝数据如图 12 所示。图 12 同步辊缝验证 Fig.12 Verification of synchronous roll gap由图 12 可以看出,入口

17、侧 2 个夹紧缸偏差量 0.17 mm,出口侧 2 个夹紧缸偏差量为0.36 mm,满足生产双缸同步0.4 mm 的工艺控制要求。同时,4 个油缸的瞬时速度基本相同,呈现出很好的实际运行效果。结论通过计算,设计出 1该系统同时具有大压下和轻压下功能,通过远程调节背压比例阀设置实现不同生产 模式切换,很好地兼顾了厚板连铸扇形段原有的工艺需求。加入 PID 控制器后能够满足大压下扇形段对液压系统动态性能的要求,系统响应速度快,目标值调整时间短,稳态误差小,能够满足辊缝控制要求。通过仿真,计算出大压下扇形段拉杆变形补偿曲线,在实际生产运行中,实现高精中有很好的同步精度。该系统上线后,运行平稳,呈现出很好