一種高剛度六輥軋機機架剛度和模態(tài)分析

曾 春 張鳳泉 駱忠漢

（國家硅鋼工程技術研究中心 湖北 武漢：430080）

軋鋼機機架是工作機座的重要部件，用來安裝軋輥軸承座及軋輥調整裝置并承受軋制力，因此其強度和剛度影響到整個軋機的可靠性、裝配關系和軋制精度。對普通軋機而言，增加機架剛度的常用方法是增加機架斷面尺寸，這種做法往往使機架異常龐大。本文利用有限元法對一種斜楔液壓壓下的高剛度六輥軋機進行剛度和模態(tài)分析，并與普通六輥軋機機架的分析結果進行了對比，為高剛度機架的設計及抑制軋機振動提供理論依據(jù)。

1 斜楔液壓壓下高剛度六輥軋機的結構和工作原理

軋機壓下裝置主要用來確定軋輥的位置，以保證軋件按給定的壓下量軋出要求的斷面尺寸。高剛度軋機壓下裝置是將液壓壓下斜楔結合在一起，既有液壓壓下反應快的優(yōu)點，又有斜楔調整精度高且?guī)ё枣i功能的特點，見圖1。

該壓下系統(tǒng)工作原理是：壓下液壓缸1固定在機架上，壓下時，壓下液壓缸1通過連接裝置2，推動壓緊斜楔塊3向下移動，壓緊斜楔塊3通過斜面壓下支撐輥軸承座4，完成壓下任務后，支撐輥軸承座4與壓緊斜楔塊3通過斜面牢固貼合，且由于斜面限制，防止了支撐輥軸承座的向上移動。即軋機工作時，支撐輥軸承座、壓緊斜楔塊與機架形成自鎖，成為一個剛性整體，此時液壓缸腔內的壓力可以為零。抬起支撐輥時，壓下液壓缸1通過連接裝置2，抽回壓緊斜楔塊3向上移動，支撐輥軸承座4的平衡系統(tǒng)將支撐輥及支撐輥軸承座抬起。斜楔液壓壓下方式的有益效果是：

圖1 斜楔液壓壓下軋機系統(tǒng)

（1）由于自鎖作用，軋機工作時上支撐輥以上的部件（包括壓下系統(tǒng)、機架橫梁等）可以不承受軋制力，從而減少了機架橫梁變形，避免了液壓壓下系統(tǒng)的控制元件、液壓密封件長期在高壓油的作用下而導致的使用壽命降低。

（2）由于自鎖作用，液壓缸腔內的壓力為零，軋制應力經(jīng)支承輥座直接傳遞給斜楔和機架立柱，而不經(jīng)過壓下系統(tǒng)和機架橫梁，從而縮短了軋制應力線長度，機架的縱向變形減小，提高了機座的縱向剛度，實現(xiàn)恒輥縫控制。

2 機架的剛度分析

本文建立了六輥普通軋機機架和六輥高剛度軋機機架模型，采用有限元法對兩種機架進行剛度分析，其中高剛度軋機機架模型為機架、斜楔塊和上支承輥軸承座的剛性整體。機架主要尺寸參數(shù)為：機架總高L＝8380mm，寬B＝2730mm，厚 H＝660mm，支承輥窗口寬度W1＝1570mm，中間輥和工作輥窗口寬度W2＝1620mm，立柱截面積b×h＝580mm×660mm，支承輥輥徑φ646mm。

2.1 有限元模型建立

材料彈性模量E＝2.1×1011Pa，泊松比μ＝0.3，密度ρ＝7.8×103kg／m3。將三維建模軟件UG建立的機架實體模型通過軟件內置接口導入到ANSYS，采用20節(jié)點單元類型SOLID95六面體單元，使用自由網(wǎng)格對實體進行劃分，得到高剛度軋機和普通軋機機架網(wǎng)格劃分如圖2所示。

圖2 軋機機架網(wǎng)格劃分

2.2 施加載荷和約束

軋機最大軋制力為1.0×107N，每個機架所受最大軋制力為5×106N。計算過程中，不計機架所受橫向力，只考慮軋制力。對普通機架，軋制力均布于上、下橫梁受力面；對高剛度機架，軋制力均布于上支承輥軸承座孔上表面和下橫梁受力面。機架地腳螺栓聯(lián)接處為剛性約束，因此將機架地腳螺栓孔及孔底端面施加X、Y、Z三個方向位移為零的約束。

2.3 變形分析

普通軋機機架和高剛度軋機機架在軋制力作用下的橫向、縱向及總變形如圖3～圖8所示。變形結果匯總見表1。

表1 機架變形結果比較

由表1看出，（1）對于板帶軋機，冷軋機機架允許變形［f3］＝0.4mm～0.5mm，故機架變形量在允許范圍內［1］；（2）相同軋制力下，高剛度軋機較普通軋機機架變形明顯減小，高剛度機架剛度顯著提高。

3 機架的模態(tài)分析

軋機機架不僅要具有足夠的強度和剛度，還要避免沖擊力引起的頻率共振。通過對機架進行模態(tài)分析，計算出其固有頻率，為機架設計、避免共振和減少振動幅值提供理論基礎［2－3］。

機架模態(tài)分析的有限元模型約束形式與剛度分析的約束相同，經(jīng)ANSYS模態(tài)分析模塊計算，提取前40階固有頻率如表2和表3所示。觀察計算結果中各階模態(tài)的振型變化，引起機架產(chǎn)生較大縱向變形量的模態(tài)如表4所示。

表2 普通機架固有頻率

表3 高剛度機架固有頻率

機架的第1階固有頻率，是該結構最容易發(fā)生的振型頻率。采用解析法計算機架第1階固有頻率公式為：

表4 機架縱向變形量較大的模態(tài)

式中：M11—機架等效質量；

f11—機架的柔度。

單自由度系統(tǒng)中，柔度f11與剛度K11互為倒數(shù)。故

式中：K11—機架的剛度。

由表2和表3，普通機架和高剛度機架第1階固有頻率f1和f′1分別為7.8101Hz和7.4483Hz，二者值基本相等。由于高剛度軋機工作中，支撐輥軸承座、壓緊斜楔塊與機架形成剛性整體，故其機架等效質量M′11包括機架、支承輥軸承座和壓緊斜楔在內，因而大于普通機架等效質量M11，故由公式（2）得出，高剛度機架剛度大于普通機架剛度，這與靜態(tài)分析結果是一致的。

由表4，高剛度軋機機架低頻下的縱向變形量小于普通軋機，高頻下縱向變形量大于普通軋機。在結構的動力響應中，低階模態(tài)占主要地位，高階模態(tài)對響應的貢獻很小，其影響可忽略不計，故高剛度軋機垂向動態(tài)剛度高于普通軋機。

4 結 論

（1）本文介紹了一種斜楔液壓壓下六輥高剛度軋機工作原理，建立了該高剛度軋機和普通六輥軋機的有限元模型，并進行靜力學分析和模態(tài)分析。

（2）靜態(tài)分析結果表明，機架變形量在允許范圍內；相同軋制力下，高剛度機架剛度明顯高于普通軋機。

（3）模態(tài)分析結果表明，高剛度軋機產(chǎn)生垂向振動的固有頻率階數(shù)較普通軋機少。低階模態(tài)下，高剛度軋機機架的縱向變形量小于普通軋機，故其垂向動態(tài)剛度高于普通軋機。通過對斜楔液壓壓下六輥高剛度軋機的靜態(tài)和動態(tài)特性的計算分析，為該高剛度軋機的設計、應用和抑制振動提供理論依據(jù)。

［1］鄒家祥.軋鋼機械［M］.北京：冶金工業(yè)出版社，2000.

［2］鄒家祥，徐樂江.冷連軋機系統(tǒng)振動控制［M］.北京：冶金工業(yè)出版社，1998.

［3］吳國彥，羅瑩艷.2150熱連軋機機架強度剛度和振動分析［J］.遼寧科技大學學報，2008，31（6）：589－591.