3 352 mm四輥可逆粗軋機(jī)受力分析與剛度系數(shù)計(jì)算

張亞輝

(上海電氣上重碾磨特裝設(shè)備有限公司，上海 200245)

3 352 mm四輥可逆粗軋機(jī)受力分析與剛度系數(shù)計(jì)算

張亞輝

(上海電氣上重碾磨特裝設(shè)備有限公司，上海 200245)

為了精確簡(jiǎn)化軋機(jī)剛度系數(shù)的計(jì)算，本文選用有限元分析法計(jì)算軋機(jī)剛度系數(shù)。通過(guò)SolidWorks建立3 352 mm四輥可逆粗軋機(jī)機(jī)架裝配三維模型，模擬分析軋機(jī)受力零部件的應(yīng)力分布和位移分布，計(jì)算出其彈性變形量和軋機(jī)剛度系數(shù)。采用壓靠法對(duì)現(xiàn)有軋機(jī)剛度系數(shù)進(jìn)行測(cè)量，得到的實(shí)測(cè)值與模擬計(jì)算值誤差為7.17%。

四輥粗軋機(jī)；有限元方法；受力分析；彈性變形；軋機(jī)剛度系數(shù)

0 前言

在軋制時(shí)，由于軋制力的作用，軋機(jī)機(jī)架輥系等零件產(chǎn)生一定的彈性變形，對(duì)于寬度較大而厚度較薄的板帶軋機(jī)，相關(guān)零部件的彈性變形對(duì)軋機(jī)的調(diào)整和軋件尺寸精度有很大的影響。為了控制成品軋件的精度，并為軋機(jī)調(diào)整和工藝規(guī)程的安排創(chuàng)造有利條件，必須對(duì)軋機(jī)的彈性變形在數(shù)值上加以確定。而對(duì)于新設(shè)計(jì)的軋機(jī)，可以通過(guò)對(duì)主要受力零部件進(jìn)行彈性變形計(jì)算來(lái)近似得出軋機(jī)的彈性變形數(shù)值。為了考核軋機(jī)的整體機(jī)械強(qiáng)度，引入了剛度系數(shù)的概念，即軋機(jī)每產(chǎn)生1 mm彈性變形所需的軋制力。軋機(jī)剛度系數(shù)是反映軋機(jī)結(jié)構(gòu)性能的重要參數(shù)。

本文通過(guò)國(guó)內(nèi)某鋼廠新設(shè)計(jì)的3 352 mm四輥可逆粗軋機(jī)的各項(xiàng)參數(shù)配置，基于SolidWorks Simulation有限元分析軟件，來(lái)計(jì)算軋機(jī)的綜合剛度，為用戶提供一定的理論依據(jù)，以確保軋機(jī)各主要零件設(shè)計(jì)參數(shù)的合理性。

1 四輥可逆粗軋機(jī)的結(jié)構(gòu)

3 352 mm四輥可逆粗軋機(jī)的結(jié)構(gòu)如圖1，由整體鑄造的閉式機(jī)架、工作輥支承輥輥系(支承輥為油膜軸承)、壓下螺絲、上置AGC缸，下置式測(cè)壓儀，以及各種墊板構(gòu)成。由于是粗軋機(jī)，不設(shè)彎輥力。

圖1 機(jī)架裝配三維模型

2 軋機(jī)各項(xiàng)技術(shù)參數(shù)

軋機(jī)各項(xiàng)技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 3 352 mm軋機(jī)基本參數(shù)

3 軋機(jī)彈性變形的構(gòu)成

在軋制過(guò)程中，工作輥直接與軋件接觸，軋制力首先由工作輥傳遞給支承輥，上支承輥通過(guò)油膜軸承、上支承輥軸承座傳遞給AGC缸、球面墊、壓下系統(tǒng)，最終傳遞給機(jī)架，下支承輥通過(guò)油膜軸承、下支承輥軸承座、階梯墊、測(cè)壓儀裝置傳遞給機(jī)架，在近似剛度計(jì)算過(guò)程中，可以不用考慮油膜軸承的彈性變形。因此，受到彈性變形的零部件主要有：輥系的彈性變形f1，機(jī)架的彈性變形f2，壓下系統(tǒng)的彈性變形f3，止推球面墊的彈性變形f4，上下支承輥軸承座及其墊板的彈性變形f5，測(cè)壓儀裝配體的彈性變形f6。

4 基于SolidWorks Simulation的彈性變形計(jì)算

軋機(jī)剛度的實(shí)際測(cè)試，通常有軋制法和壓靠法，軋制法是指在不投入AGC缸的情況下，以軋制前與軋制后板坯的厚度變化，從而得到整個(gè)軋機(jī)的彈性變形量，用相應(yīng)的軋制力除以軋機(jī)的彈性變形量，即可得到軋機(jī)的剛度系數(shù)[8]。壓靠法是通過(guò)上下工作輥接觸后，用AGC缸緩慢增大軋制力，用位移傳感器測(cè)出AGC缸的行程 ，即得到軋機(jī)的彈性變形量，用軋制力除以當(dāng)時(shí)的彈性變形，即可得到軋機(jī)的剛度系數(shù)[4-5]。

由于目前軋鋼車(chē)間普遍采用壓靠法在線測(cè)軋機(jī)剛度系數(shù)，為了驗(yàn)證計(jì)算結(jié)果的精度，本文軋機(jī)的各部件受力模型，采用壓靠法。

4.1輥系的彈性變形f1

在利用壓靠法測(cè)量軋機(jī)剛度系數(shù)時(shí)，上下工作輥相互接觸，上輥系的壓靠力通過(guò)AGC缸傳遞給上支承輥軸承座和油膜軸承，然后作用在上支承輥的輥頸上；下輥系的壓靠力通過(guò)機(jī)架、測(cè)壓儀箱體、弧面墊傳遞給下支承輥軸承座和油膜軸承，然后作用在下支承輥的輥頸處。因此，整個(gè)輥系變形主要為支承輥的撓性彎曲、工作輥和支承輥之間的彈性壓扁、工作輥和工作輥之間的彈性壓扁。

由于在新建軋機(jī)剛度考核時(shí)，工作輥和支承輥的輥徑均為最大直徑，故采用新輥時(shí)的直徑為計(jì)算參數(shù)。

為了簡(jiǎn)化有限元分析，僅以輥系的一半來(lái)建模，如圖2所示。上支承輥的輥頸(錐面)上部受力大小為R/2，下支承輥輥頸下部受力大小為R/2。由于支承輥軸承座受到軸端鎖緊的鎖緊力，故在支承輥上添加滑動(dòng)約束，限制在x方向上的位移。

圖2 輥系應(yīng)力分布圖

工作輥在壓靠時(shí)，同樣受到工作輥軸承座的軸端鎖緊力，因此在工作輥扁頭處添加約束，限制在X方向的位移，另外，為建立合理的受力模型，需在下工作輥扁頭圓弧上表面增加固定約束。

按此力學(xué)模型進(jìn)行有限元分析，從應(yīng)力分布圖(圖2)上來(lái)看，主要的應(yīng)力集中在上下支承輥輥身與輥頸相接處、支承輥與工作輥的接觸面、以及工作輥與工作輥的接觸面，這與實(shí)際情況是一致的。

從位移分析結(jié)果得出，上支承輥在輥頸上的最大位移為2.761 mm，下支承輥在輥頸處的最大位移是1.987 mm，因此整個(gè)輥系的最大彈性變形為4.748 mm。

4.2機(jī)架的彈性變形f2

機(jī)架在軋制過(guò)程中受力比較復(fù)雜，作為剛度計(jì)算，進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化，認(rèn)為在機(jī)架上、下橫梁各承受大小相等、方向相反的力，大小為R/2。在進(jìn)行有限元分析時(shí)，為了簡(jiǎn)化分析模型，只選取機(jī)架的一半分析，把機(jī)架上的地腳螺栓緊固面固定，并在中間平面添加對(duì)稱約束，在機(jī)架窗口下底面施加R/4的力，在機(jī)架窗口上部安裝壓下螺母的面施加R/4的力，如圖3所示，進(jìn)行有限元模擬，從應(yīng)力分布來(lái)看，應(yīng)力主要集中在機(jī)架上下橫梁與立柱連接的圓角處。從有限元位移分析結(jié)果來(lái)看，在豎直方向最大的正位移為1.299 mm，最大的負(fù)位移為0.567 mm，因此整個(gè)機(jī)架的總彈性變形為f2=1.866 mm。

4.3壓下系統(tǒng)的彈性變形f3

軋機(jī)的壓下系統(tǒng)由機(jī)械壓下(APC)和液壓壓下(AGC)兩部分構(gòu)成。

機(jī)械壓下由壓下螺絲和壓下螺母(銅)組成，相互之間通過(guò)螺紋副連接，為了簡(jiǎn)化分析，選取壓下系統(tǒng)的1/4作為受力模型，壓下螺絲底部受力大小為R/8，由于壓下螺母上表面是固定在機(jī)架上，因此在壓下螺母上表面施加固定約束，再對(duì)稱面添加對(duì)稱約束，受力模型如圖4所示，經(jīng)有限元分析，主要應(yīng)力分布在壓下螺絲底部區(qū)域、螺紋連接副和壓下螺母與機(jī)架固定處。從整個(gè)裝配體的位移分析可以得出，機(jī)械壓下的最大彈性變形量為0.567 mm。

圖3 機(jī)架應(yīng)力分布圖

圖4 壓下系統(tǒng)應(yīng)力分布圖(APC)

液壓壓下AGC缸體的變形，主要是受液壓油和壓下力的擠壓變形，受力模型如圖5，由于無(wú)法模擬液壓油的壓力，因此使液缸蓋體與活塞桿相接觸，把缸體底部固定，活塞桿受力為R/2，按照此受力模型得出，AGC缸的彈性變形為0.142 mm。因此，整個(gè)壓下系統(tǒng)的彈性板形f3=0.142=0.709 mm

圖5 液壓壓下缸應(yīng)力分布圖(AGC，爆炸視圖)

4.4止推球面墊的彈性變形f4

止推球面墊由上部的上球面墊、中間的凸球面墊(銅)、底部的均壓墊構(gòu)成。上球面墊與壓下螺絲之間通過(guò)鍵連接，均壓墊與AGC通過(guò)鍵連接，上下兩部分通過(guò)中間的凸球面墊在壓下螺絲轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)。在建立受力模型時(shí)，球面墊頂部受力大小為R/2，由于底部固定在AGC缸上，底部添加固定約束，受力模型如圖6所示，經(jīng)過(guò)有限元分析，整個(gè)裝配體主要受擠壓力，各個(gè)零件的應(yīng)力位于中部區(qū)域，從位移分析結(jié)果得出，整個(gè)止推球面墊裝配體的最大彈性變形為f4=0.277 mm。

圖6 止推球面墊裝配體應(yīng)力分布圖(爆炸視圖)

4.5上、下支承輥軸承座的彈性變形f5

上、下支承輥軸承座上均安裝有墊板，故在受力分析時(shí)，將安裝有墊板的軸承座一起分析。對(duì)于下支承輥軸承座，墊板上受力大小為R/2，將軸承座內(nèi)孔固定，如圖7所示，經(jīng)有限元模擬，應(yīng)力主要分布在沿下墊板受力的區(qū)域以及下支承輥軸承座與墊板接觸的表面。從位移分析結(jié)果得出，下支承輥軸承座(帶墊板)最大的彈性變形為：0.424 mm。同樣，可以模擬出上支承輥軸承座(帶墊板)的最大彈性變形為0.193 mm。因此，上下支承輥軸承(帶墊板)座的總變形為f5=0.617 mm。

圖7 上支承輥軸承座(帶墊板)應(yīng)力分布(爆炸視圖)

4.6測(cè)壓儀裝置的彈性變形f6

測(cè)壓儀裝置由測(cè)壓儀底座、測(cè)壓儀、測(cè)壓儀頂蓋構(gòu)成、由于階梯墊是置于測(cè)壓儀頂蓋上，因此，在變形分析中，將階梯墊與測(cè)壓儀裝置裝配在一起進(jìn)行受力分析。階梯墊上表面受力大小為R/2，由于測(cè)壓儀底座是安裝在機(jī)架窗口下側(cè)，故將底座固定，受力模型如圖8所示，經(jīng)過(guò)有限元分析，應(yīng)力主要分布在階梯墊受力區(qū)域、測(cè)壓儀頂蓋與階梯墊接觸區(qū)域、整個(gè)測(cè)壓儀、測(cè)壓儀下箱體與測(cè)壓儀接觸表面。根據(jù)位移分析結(jié)果得出整個(gè)測(cè)壓儀裝配體的最大的彈性變形為f6=0.443 mm。

圖8 測(cè)壓儀裝置應(yīng)力分布(爆炸視圖)

5 軋機(jī)剛度系數(shù)

軋機(jī)彈性變形如表2所示。

表2 3352軋機(jī)彈性變形匯總

總變形量：

f=f1+f2+f3+f4+f5+f6=8.660 mm，從變形比例來(lái)看，輥系和機(jī)架是軋機(jī)主要彈性變形零部件。軋機(jī)的剛度系數(shù)為

6 計(jì)算結(jié)果驗(yàn)證

由于3 352 mm軋機(jī)尚處于設(shè)計(jì)階段，目前還無(wú)法實(shí)際測(cè)量其剛度值，只能通過(guò)現(xiàn)有軋機(jī)，按照以上力學(xué)模型進(jìn)行計(jì)算，并與實(shí)際測(cè)量值對(duì)比，以類比此計(jì)算方法的精度。

選取某1 780 mm熱連軋生產(chǎn)線的F2精軋機(jī)作為研究對(duì)象，現(xiàn)場(chǎng)利用壓靠法實(shí)測(cè)軋機(jī)剛度Ca=6 548 kN/mm[4],根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)建模計(jì)算結(jié)果如下(單側(cè)壓靠力為：15 163 kN)：

表3 1780F2精軋機(jī)彈性變形匯總(有限元分析)

以上5項(xiàng)合計(jì)變形量為4.228 mm，則理論軋機(jī)剛度為Ct=7 172 kN/mm,由此可得計(jì)算誤差為

從以上結(jié)果可以看出，理論值略大于實(shí)際測(cè)試值，這與受力模型的定義、各個(gè)部件彈性變形計(jì)算過(guò)程的累積誤差，以及建立受力模型時(shí)假設(shè)載荷的均勻分布、材料的機(jī)械性能與實(shí)際差異有關(guān)。因此，需將3 352軋機(jī)的綜合剛度系數(shù)修正為C=7 503 kN/mm。

7 結(jié)論

(1)通過(guò)SolidWorks對(duì)新設(shè)計(jì)軋機(jī)進(jìn)行三維建模，利用有限元分析方法對(duì)相關(guān)受力零件進(jìn)行受力和變形分析，能近似地得到軋機(jī)的剛度系數(shù)，免去了傳統(tǒng)的復(fù)雜公式計(jì)算，使得軋機(jī)剛度計(jì)算更加簡(jiǎn)單與直觀。

(2)對(duì)現(xiàn)有軋機(jī)利用壓靠法在線實(shí)測(cè)軋機(jī)剛度值，比較經(jīng)過(guò)過(guò)本方法計(jì)算結(jié)果，以驗(yàn)證軋機(jī)剛度計(jì)算方法的準(zhǔn)確性，并得出計(jì)算精度，從而修正理論值，使得修正后的剛度系數(shù)更接近于軋機(jī)投產(chǎn)后的實(shí)測(cè)值。

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Force analysis and stiffness coefficient calculation of3 352 mm four-high reversible roughing mill

ZHANG Ya-hui

(Shanghai Electric SHMP Pulverizing & Special Equipment Co.,Ltd.,Shanghai 200245,China)

The stiffness coefficient of rolling mill was calculated by finite element method to get a simple one.A housing assemble three-dimensional model of 3 352 mm four-high reversible roughing mill was built by SolidWorks. The stress and displacement distribution of force parts were analyzed, and the elastic deformation and stiffness coefficient of rolling mill were calculated. The stiffness coefficient of the existing mill was measured by pressing method, and the calculated error was 7.17% between simulation and measurement.

four-high roughing mill;finite element method;force analysis;elastic deformation;stiffness coefficient of rolling mill

TG333

A

1001-196X(2017)05-0050-05

2017-03-06；

2017-04-08

張亞輝(1983-)，男，上海電氣上重碾磨特裝設(shè)備有限公司工程師，主要從事冶金熱軋?jiān)O(shè)備設(shè)計(jì)。