3 352 mm四輥可逆粗軋機受力分析與剛度系數計算

張亞輝

(上海電氣上重碾磨特裝設備有限公司，上海 200245)

3 352 mm四輥可逆粗軋機受力分析與剛度系數計算

張亞輝

(上海電氣上重碾磨特裝設備有限公司，上海 200245)

為了精確簡化軋機剛度系數的計算，本文選用有限元分析法計算軋機剛度系數。通過SolidWorks建立3 352 mm四輥可逆粗軋機機架裝配三維模型，模擬分析軋機受力零部件的應力分布和位移分布，計算出其彈性變形量和軋機剛度系數。采用壓靠法對現有軋機剛度系數進行測量，得到的實測值與模擬計算值誤差為7.17%。

四輥粗軋機；有限元方法；受力分析；彈性變形；軋機剛度系數

0 前言

在軋制時，由于軋制力的作用，軋機機架輥系等零件產生一定的彈性變形，對于寬度較大而厚度較薄的板帶軋機，相關零部件的彈性變形對軋機的調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，并為軋機調整和工藝規程的安排創造有利條件，必須對軋機的彈性變形在數值上加以確定。而對于新設計的軋機，可以通過對主要受力零部件進行彈性變形計算來近似得出軋機的彈性變形數值。為了考核軋機的整體機械強度，引入了剛度系數的概念，即軋機每產生1 mm彈性變形所需的軋制力。軋機剛度系數是反映軋機結構性能的重要參數。

本文通過國內某鋼廠新設計的3 352 mm四輥可逆粗軋機的各項參數配置，基于SolidWorks Simulation有限元分析軟件，來計算軋機的綜合剛度，為用戶提供一定的理論依據，以確保軋機各主要零件設計參數的合理性。

1 四輥可逆粗軋機的結構

3 352 mm四輥可逆粗軋機的結構如圖1，由整體鑄造的閉式機架、工作輥支承輥輥系(支承輥為油膜軸承)、壓下螺絲、上置AGC缸，下置式測壓儀，以及各種墊板構成。由于是粗軋機，不設彎輥力。

圖1 機架裝配三維模型

2 軋機各項技術參數

軋機各項技術參數如表1所示。

表1 3 352 mm軋機基本參數

3 軋機彈性變形的構成

在軋制過程中，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，上支承輥通過油膜軸承、上支承輥軸承座傳遞給AGC缸、球面墊、壓下系統，最終傳遞給機架，下支承輥通過油膜軸承、下支承輥軸承座、階梯墊、測壓儀裝置傳遞給機架，在近似剛度計算過程中，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，機架的彈性變形f2，壓下系統的彈性變形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，測壓儀裝配體的彈性變形f6。

4 基于SolidWorks Simulation的彈性變形計算

軋機剛度的實際測試，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，從而得到整個軋機的彈性變形量，用相應的軋制力除以軋機的彈性變形量，即可得到軋機的剛度系數[8]。壓靠法是通過上下工作輥接觸后，用AGC缸緩慢增大軋制力，用位移傳感器測出AGC缸的行程 ，即得到軋機的彈性變形量，用軋制力除以當時的彈性變形，即可得到軋機的剛度系數[4-5]。

由于目前軋鋼車間普遍采用壓靠法在線測軋機剛度系數，為了驗證計算結果的精度，本文軋機的各部件受力模型，采用壓靠法。

4.1輥系的彈性變形f1

在利用壓靠法測量軋機剛度系數時，上下工作輥相互接觸，上輥系的壓靠力通過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機架、測壓儀箱體、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。

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

為了簡化有限元分析，僅以輥系的一半來建模，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約束，限制在x方向上的位移。

圖2 輥系應力分布圖

工作輥在壓靠時，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。

按此力學模型進行有限元分析，從應力分布圖(圖2)上來看，主要的應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，這與實際情況是一致的。

從位移分析結果得出，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，因此整個輥系的最大彈性變形為4.748 mm。

4.2機架的彈性變形f2

機架在軋制過程中受力比較復雜，作為剛度計算，進行適當的簡化，認為在機架上、下橫梁各承受大小相等、方向相反的力，大小為R/2。在進行有限元分析時，為了簡化分析模型，只選取機架的一半分析，把機架上的地腳螺栓緊固面固定，并在中間平面添加對稱約束，在機架窗口下底面施加R/4的力，在機架窗口上部安裝壓下螺母的面施加R/4的力，如圖3所示，進行有限元模擬，從應力分布來看，應力主要集中在機架上下橫梁與立柱連接的圓角處。從有限元位移分析結果來看，在豎直方向最大的正位移為1.299 mm，最大的負位移為0.567 mm，因此整個機架的總彈性變形為f2=1.866 mm。

4.3壓下系統的彈性變形f3

軋機的壓下系統由機械壓下(APC)和液壓壓下(AGC)兩部分構成。

機械壓下由壓下螺絲和壓下螺母(銅)組成，相互之間通過螺紋副連接，為了簡化分析，選取壓下系統的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架上，因此在壓下螺母上表面施加固定約束，再對稱面添加對稱約束，受力模型如圖4所示，經有限元分析，主要應力分布在壓下螺絲底部區域、螺紋連接副和壓下螺母與機架固定處。從整個裝配體的位移分析可以得出，機械壓下的最大彈性變形量為0.567 mm。

圖3 機架應力分布圖

圖4 壓下系統應力分布圖(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，整個壓下系統的彈性板形f3=0.142=0.709 mm

圖5 液壓壓下缸應力分布圖(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)、底部的均壓墊構成。上球面墊與壓下螺絲之間通過鍵連接，均壓墊與AGC通過鍵連接，上下兩部分通過中間的凸球面墊在壓下螺絲轉動過程中產生相對滑動。在建立受力模型時，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，經過有限元分析，整個裝配體主要受擠壓力，各個零件的應力位于中部區域，從位移分析結果得出，整個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，將安裝有墊板的軸承座一起分析。對于下支承輥軸承座，墊板上受力大小為R/2，將軸承座內孔固定，如圖7所示，經有限元模擬，應力主要分布在沿下墊板受力的區域以及下支承輥軸承座與墊板接觸的表面。從位移分析結果得出，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)應力分布(爆炸視圖)

4.6測壓儀裝置的彈性變形f6

測壓儀裝置由測壓儀底座、測壓儀、測壓儀頂蓋構成、由于階梯墊是置于測壓儀頂蓋上，因此，在變形分析中，將階梯墊與測壓儀裝置裝配在一起進行受力分析。階梯墊上表面受力大小為R/2，由于測壓儀底座是安裝在機架窗口下側，故將底座固定，受力模型如圖8所示，經過有限元分析，應力主要分布在階梯墊受力區域、測壓儀頂蓋與階梯墊接觸區域、整個測壓儀、測壓儀下箱體與測壓儀接觸表面。根據位移分析結果得出整個測壓儀裝配體的最大的彈性變形為f6=0.443 mm。

圖8 測壓儀裝置應力分布(爆炸視圖)

5 軋機剛度系數

軋機彈性變形如表2所示。

表2 3352軋機彈性變形匯總

總變形量：

f=f1+f2+f3+f4+f5+f6=8.660 mm，從變形比例來看，輥系和機架是軋機主要彈性變形零部件。軋機的剛度系數為

6 計算結果驗證

由于3 352 mm軋機尚處于設計階段，目前還無法實際測量其剛度值，只能通過現有軋機，按照以上力學模型進行計算，并與實際測量值對比，以類比此計算方法的精度。

選取某1 780 mm熱連軋生產線的F2精軋機作為研究對象，現場利用壓靠法實測軋機剛度Ca=6 548 kN/mm[4],根據設計參數建模計算結果如下(單側壓靠力為：15 163 kN)：

表3 1780F2精軋機彈性變形匯總(有限元分析)

以上5項合計變形量為4.228 mm，則理論軋機剛度為Ct=7 172 kN/mm,由此可得計算誤差為

從以上結果可以看出，理論值略大于實際測試值，這與受力模型的定義、各個部件彈性變形計算過程的累積誤差，以及建立受力模型時假設載荷的均勻分布、材料的機械性能與實際差異有關。因此，需將3 352軋機的綜合剛度系數修正為C=7 503 kN/mm。

7 結論

(1)通過SolidWorks對新設計軋機進行三維建模，利用有限元分析方法對相關受力零件進行受力和變形分析，能近似地得到軋機的剛度系數，免去了傳統的復雜公式計算，使得軋機剛度計算更加簡單與直觀。

(2)對現有軋機利用壓靠法在線實測軋機剛度值，比較經過過本方法計算結果，以驗證軋機剛度計算方法的準確性，并得出計算精度，從而修正理論值，使得修正后的剛度系數更接近于軋機投產后的實測值。

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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備有限公司工程師，主要從事冶金熱軋設備設計。