李 峰 張 震 歐劍英

(二重集團(德陽)重型裝備股份有限公司設(shè)計研究院，四川 618000)

板帶軋機為了節(jié)約換輥時間，提高生產(chǎn)效率，設(shè)置了專用的快速更換裝置。快速換輥裝置要求在機架窗口內(nèi)支承輥與工作輥軸承座之間、支承輥軸承座與機架滑板間保留一定間隙。

由于板帶軋機工作輥與其軸承間以及工作輥軸承座與支承輥軸承座的門形架間隙的存在，為軋輥提供了交叉的環(huán)境。在軋制過程中，如無固定的側(cè)向力約束，工作輥將處于不穩(wěn)定狀態(tài)(即不能保持固定的工作位置)。工作輥的這種自由狀態(tài)會造成軋件縱向厚度不均，軋輥軸承遭受沖擊，工作輥和支承輥之間正常的摩擦關(guān)系被破壞以及軋輥磨損加劇等不良后果。因此，在設(shè)計過程中，對四輥板帶軋機工作穩(wěn)定性進行分析，在工作過程中保持工作輥相對于支承輥的穩(wěn)定位置對提高軋制精度和改善軋輥部件的工作條件具有現(xiàn)實意義。

傳統(tǒng)的軋機設(shè)計理念中，針對板帶軋機輥系的這種特定目的，采取了工作輥與支承輥布置偏心距的措施，并要保證恒定的換輥間隙。但在現(xiàn)場實際操作過程中發(fā)現(xiàn)，在軋制過程中輥系仍然晃動。

現(xiàn)代設(shè)計理念認為，輥系除承受偏移距產(chǎn)生的水平力外，還受到工作輥萬向接軸的附加彎矩和工作輥扁頭與滑塊之間的摩擦彎矩附加的水平力。

1 傳統(tǒng)方式確定輥系偏移距

傳統(tǒng)設(shè)計理念［1］是:保持工作輥穩(wěn)定的方法是使工作輥中心相對支承輥中心連線有一個偏移距e，偏移距的大小應(yīng)使工作輥軸承反力Fm在軋制過程中永遠大于零，且力的作用方向不變。

工作輥臨界偏移為

式中，e0為臨界偏移距(mm);R1為工作輥半徑(mm);R2為支承輥半徑(mm);T1為前張力(kN);T0為后張力(kN);F 為軋制力(kN);m 為工作輥與支承輥之間的滾動摩擦力臂，一般情況下m=0.1 mm～0.3 mm;ρ2為支承輥軸承摩擦圓半徑(mm)。

2 現(xiàn)代理念確定輥系偏移距

現(xiàn)代設(shè)計理念［2］是:由于萬向接軸傾角的存在，使得傳動系統(tǒng)不可能將電機的扭矩全部傳遞給工作輥，必然對工作輥產(chǎn)生附加彎矩;同時由于萬向接軸傾角的存在，使工作輥扁頭與滑塊之間出現(xiàn)相對滑動，從而產(chǎn)生摩擦力和對工作輥的摩擦彎矩。

2.1 水平彎矩的確定

附加彎矩

摩擦彎矩

摩擦彎矩和附加彎矩在水平方向的投影

式中，N3'為附加彎矩(kN·m);M 為軋制力矩(kN·m);μ 為扁頭與滑塊間的摩擦系數(shù);ψ2為萬向接軸的轉(zhuǎn)動角度(度);a 為萬向接軸傾角(度);N3為摩擦彎矩(kN·m);N3H為摩擦彎矩和附加彎矩在水平方向的投影(kN·m);ψ3為萬向接軸相對工作輥端面的轉(zhuǎn)動角度(度)。

2.2 附加水平力的確定

水平彎矩作用在工作輥上使其擺動，并最終在工作輥輥頸處產(chǎn)生了附加水平力，該力與工作輥兩支承處距離的乘積形成的力矩與水平彎矩平衡。

由式(3)、式(4)、式(5)、式(7)可得到Ff。

式中，L 為工作輥輥頸支承處的距離(mm)。

2.3 最佳偏移距的確定

工作輥除了受到常規(guī)輥系偏移距引起的水平力Fm外，還受到附加彎矩和摩擦彎矩引起的水平力Ff，兩者疊加形成工作輥的水平受力F'。

為了保證工作輥受到的水平合力始終大于零，應(yīng)取F'＞0，即Fm/2±Ff＞0。因此，最佳偏移距應(yīng)以反向軋制最大附加水平力為依據(jù)，即Fm/2－Ff＞0。

以某廠四輥可逆式軋機為例，分別按照傳統(tǒng)方法和最佳計算方法求其輥系偏移距。其基本參數(shù)見表1。

以傳統(tǒng)方式計算出輥系偏移距e＞5.715 mm。

考慮附加彎矩和摩擦彎矩后的最佳偏移距e＞11.15 mm。

但偏心距的設(shè)置也不能過大，否則會加大軋輥的水平彎曲，增加軋輥磨損，從而影響其使用壽命。考慮輥系與機架單側(cè)間隙ef=0.8 mm～1.1 mm，根據(jù)實際情況，偏心距e=10 mm。

表1 基本參數(shù)Table 1 Basic parameters

3 保持軋制穩(wěn)定的措施

對于在線換輥的軋機，在機架與軸承座滑板之間設(shè)置必須的換輥間隙。軸承座與機架窗口兩側(cè)留有1.6 mm～2.2 mm 的間隙被帶到軋機運行中。雖然設(shè)置了工作輥與支承輥的偏心距，但整個側(cè)隙的開放輥系仍處于不穩(wěn)定的狀態(tài)，板帶軋機輥系仍是有隙運動副系統(tǒng)。

3.1 滑板間隙對軋制的影響

滑板間隙的大小對整個軋機的設(shè)備狀況有很大的影響。滑板磨損嚴(yán)重后，過大的間隙會使軋機的精密機械、水力、電力控制系統(tǒng)均受到損傷。具體來說，間隙過大，會使支撐輥在徑向與軸向發(fā)生不同程度的偏轉(zhuǎn)，起不到正常的支撐作用，使工作輥無法抵制運動鋼板巨大的沖擊力與壓力的作用，導(dǎo)致軋制不穩(wěn)定，板形質(zhì)量不合格;同時由于過大的間隙削弱了它的導(dǎo)向作用，軋輥在運動過程中還會出現(xiàn)刮框現(xiàn)象，見圖1。若軸承座和機架滑板產(chǎn)生彈性或塑性變形，則可能會引起固定螺絲松動，導(dǎo)致軸承座與機架間配合松動，對軸承座造成損傷，同時對其它相關(guān)設(shè)備如壓下液壓缸和止推軸承也會造成損壞，甚至?xí)?dǎo)致機架嚴(yán)重磨損和變形，給正常生產(chǎn)帶來困難。相反，間隙過小雖然在理論上對軋制精度是無害的，但在實際生產(chǎn)中，由于受到設(shè)備水平、操作水平的限制，會給軋輥的安裝帶來一定的困難，并且在鋼板軋制過程中會出現(xiàn)壓下受阻或卷輥現(xiàn)象，在影響生產(chǎn)的同時也造成設(shè)備的損傷。

圖1 支承輥軸承座傾斜Figure 1 Backup roll bearing chock inclination

3.2 保持穩(wěn)定軋制的措施

現(xiàn)代重型板帶軋機在高速重載工況下，軸承座側(cè)隙的存在以及工作輥相對支承輥設(shè)置的偏移距，對輥系的穩(wěn)定狀態(tài)產(chǎn)生很大影響，從而形成輥系的動態(tài)不穩(wěn)定特點。

根據(jù)板帶軋機設(shè)備結(jié)構(gòu)特點，設(shè)置液壓側(cè)壓緊機構(gòu)來抵制附加彎矩和摩擦彎矩引起的水平力對軋制穩(wěn)定的影響，消除軋制過程中軸承座與機架窗口滑板之間的間隙，如圖2 所示。

圖2 液壓側(cè)壓緊機構(gòu)Figure 2 Hydraulic side pressing mechanism

軋鋼過程中，側(cè)壓緊液壓缸活塞腔進油，通過活塞桿球頭頂緊支承輥軸承座襯板，將軸承座及其滑板壓靠在另一側(cè)機架滑板上，消除軋制過程中因偏心距派生的水平力以實現(xiàn)無隙閉式運動副可靠狀態(tài)下進行的穩(wěn)定軋制。換輥時，液壓缸活塞桿縮回，留出換輥方便所需的間隙，以實現(xiàn)快速換輥。

3.3 側(cè)壓參數(shù)設(shè)定:

由于工作輥相對支承輥后偏10 mm，故側(cè)壓緊缸設(shè)置在軋機出口側(cè)，換輥側(cè)和傳動側(cè)各一件，共2 件，液壓缸油壓設(shè)定為18 MPa;液壓缸的選擇要求能克服偏移距派生出的水平力以及附加水平力的影響。

側(cè)壓缸對工作輥提供的水平推力Fc應(yīng)滿足

則Fc＞32.56 kN

折算到支承輥軸承座上，壓緊支承輥軸承座的水平力Fz滿足

帶入各參數(shù)Fz≥256 kN

3.4 側(cè)壓緊缸設(shè)計

式中，F(xiàn)z為設(shè)置側(cè)液壓缸作用在支承輥軸承座上需提供的推力(kN);n 為側(cè)液壓缸數(shù)量(件);D 為側(cè)液壓缸活塞直徑(mm);d 為側(cè)液壓缸活塞桿直徑(mm);p 為側(cè)液壓缸工作壓力(MPa);T 為側(cè)液壓缸實際提供的推力(kN);η 為側(cè)液壓缸推力偏載系數(shù)，η=1.5。

得到D≥164.81 mm。

根據(jù)計算值以及液壓缸的標(biāo)準(zhǔn)并充分考慮穩(wěn)定性后，選擇側(cè)壓緊缸配置見表2。

表2 側(cè)壓緊缸配置Table 2 Side pressing cylinder configuration

4 結(jié)論

(1)由于附加彎矩和摩擦彎矩的綜合作用對工作輥系產(chǎn)生了附加彎矩、附加水平力，導(dǎo)致輥系的穩(wěn)定性降低。

(2)為了保證輥系的穩(wěn)定性，必須確保工作輥與支承輥之間設(shè)置一最佳偏移距，在確定該值時，不僅要考慮輥系偏移距產(chǎn)生的水平力，同時要考慮附加水平力的影響。

(3)軸承座與機架間隙的存在，降低了輥系的穩(wěn)定性，專門設(shè)置液壓側(cè)壓緊機構(gòu)，來消除軋制過程中的間隙，從理論上提出了計算模型。

［1］鄒家祥.軋機機械(修訂版).北京:冶金工業(yè)出版社，1992.

［2］閻曉強，等.四輥中板軋機鋼板波浪生成與抑制之四－影響輥系穩(wěn)定性的附加彎矩模型.北京科技大學(xué)學(xué)報，1999，21(1):54.