吳 虹 張偉健

(馬鋼集團(tuán)設(shè)計(jì)研究院有限責(zé)任公司，安徽243000)

隨著國(guó)內(nèi)鋼鐵行業(yè)競(jìng)爭(zhēng)日趨激烈，市場(chǎng)對(duì)鋼鐵產(chǎn)品質(zhì)量需求也越來(lái)越苛刻。?700 mm斷面圓坯已經(jīng)成為特鋼市場(chǎng)上一個(gè)常用規(guī)格產(chǎn)品，在軋鋼和鍛造行業(yè)中廣泛使用，尤其P91 ?700 mm圓坯已成為風(fēng)電、石油、環(huán)件行業(yè)中比較緊俏原料。由于P91材料強(qiáng)度高，韌性高，根據(jù)P91 ?700 mm鑄坯變形參數(shù)和工藝要求，國(guó)內(nèi)很多鋼鐵企業(yè)現(xiàn)有?700 mm拉矯機(jī)能力不能滿(mǎn)足要求，因此需要在現(xiàn)有空間條件下對(duì)其進(jìn)行改造研究，使其具備生產(chǎn)P91 ?700 mm鑄坯能力。

1 改造研究方案

1.1 技術(shù)方案

(1)考慮改造投資，對(duì)現(xiàn)有拉矯機(jī)的電氣控制、介質(zhì)系統(tǒng)和驅(qū)動(dòng)電機(jī)進(jìn)行復(fù)核，并優(yōu)先考慮利舊。

(2)根據(jù)P91 ?700 mm拉矯機(jī)參數(shù)要求，對(duì)壓下液壓缸進(jìn)行選型設(shè)計(jì)并核算，同時(shí)對(duì)機(jī)架、傳動(dòng)裝置、壓下裝置、驅(qū)動(dòng)輥、從動(dòng)輥等重要零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)建模。

(3)根據(jù)設(shè)計(jì)建模對(duì)P91 ?700 mm拉矯機(jī)傳動(dòng)裝置電機(jī)、驅(qū)動(dòng)減速機(jī)、輥?zhàn)虞S承、機(jī)架剛性等進(jìn)行能力校核和有限元計(jì)算。

1.2 工藝參數(shù)確定

根據(jù)P91 ?700 mm鑄坯變形參數(shù)和工藝要求，同時(shí)參考P91 ?600 mm鑄坯工藝參數(shù)，P91 ?700 mm拉矯機(jī)正常拉速為0.24 m/min；P91 ?700 mm鑄坯頭部矯直熱壓力約為1380 kN(液壓缸最大壓力)；最大翹頭變形量近100 mm；壓下液壓缸選擇缸徑為?320 mm，桿徑為?200 mm，行程為1010 mm，最大壓力18 MPa；利用舊電機(jī)功率5×9.2 kW，變頻調(diào)速，利舊減速機(jī)額定輸出轉(zhuǎn)矩78.4 kN·m，最大工作轉(zhuǎn)矩52.8 kN·m，最大轉(zhuǎn)矩86 kN·m，速比為867；最大開(kāi)口度為825 mm，最小開(kāi)口度為136 mm。

1.3 機(jī)構(gòu)模型設(shè)計(jì)

圓坯連鑄機(jī)拉矯機(jī)是一個(gè)復(fù)雜的空間結(jié)構(gòu)，主要由機(jī)架和門(mén)架、傳動(dòng)裝置、壓下裝置、驅(qū)動(dòng)輥、從動(dòng)輥、冷卻及防護(hù)裝置等機(jī)構(gòu)組成，拉矯機(jī)采用上輥驅(qū)動(dòng)、下輥從動(dòng)的傳動(dòng)方式。根據(jù)拉矯機(jī)參數(shù)和結(jié)構(gòu)要求，設(shè)計(jì)建模。其三維模型和結(jié)構(gòu)圖如圖1和圖2所示。

圖1 拉矯機(jī)三維模型Figure 1 3D model of tension leveler

2 拉矯機(jī)校核計(jì)算

2.1 壓下液壓缸核算

壓下液壓缸選擇缸徑為?320 mm，桿徑為?200 mm，行程為1080 mm，系統(tǒng)最大工作壓力為18 MPa，液壓缸最大推力為1448 kN，P91 ?700 mm鑄坯頭部矯直所需壓力為1380 kN，設(shè)計(jì)建模拉矯機(jī)最大開(kāi)口為830 mm，液壓缸選型滿(mǎn)足要求。

1—機(jī)架 2—連桿 3—上輥 4—液壓缸 5—門(mén)架 6—電機(jī) 7—減速箱 8—水冷通道 9—下輥圖2 拉矯機(jī)結(jié)構(gòu)圖Figure 2 Configuration of tension leveler

2.2 驅(qū)動(dòng)電機(jī)的驗(yàn)算

P91 ?700 mm拉矯機(jī)為整體機(jī)架五輥三點(diǎn)矯直拉矯機(jī)，五個(gè)矯直輥都起拉坯作用。但在事故狀態(tài)下可能出現(xiàn)三個(gè)輥受力的情況，以三點(diǎn)矯直工作進(jìn)行計(jì)算。

2.2.1 按拉熱坯計(jì)算傳動(dòng)功率

P1=F0Vp/3η

式中，P1為熱拉坯的傳動(dòng)功率，單位kW；F0為拉坯總阻力，單位kN；Vp為拉坯速度，Vp=0.24 m/min=0.004 m/s；η為拉矯機(jī)傳動(dòng)總效率，η=0.85。

根據(jù)公式，計(jì)算出拉熱坯傳動(dòng)功率，確認(rèn)拉坯總阻力F0包括以下幾項(xiàng)：

(1)結(jié)晶器內(nèi)的阻力F1：根據(jù)?700 mm結(jié)晶器阻力經(jīng)驗(yàn)值，F(xiàn)1=60 kN。

(2)二次冷卻段的阻力F2：由于該鑄機(jī)采用油氣潤(rùn)滑，潤(rùn)滑良好，而且鑄坯在二冷區(qū)變形較小，因此，忽略二次段的阻力。

(3)在矯直段的阻力F3：在矯直段，由于拉矯機(jī)液壓缸的壓力控制，驅(qū)動(dòng)輥對(duì)鑄坯有一定的壓下作用而變形。鑄坯對(duì)驅(qū)動(dòng)輥?zhàn)饔昧τ袃蓚€(gè)：一是驅(qū)動(dòng)輥與鑄坯接觸表面相切的摩擦力；二是驅(qū)動(dòng)輥和鑄坯接觸表面垂直的正壓力。前者由于在結(jié)晶器彎月面到拉矯機(jī)范圍內(nèi)存在鑄坯的下滑力，因此鑄坯有向下滑動(dòng)的趨勢(shì)。后者作用于鑄坯接觸表面，沿輥?zhàn)訄A弧切線(xiàn)方向產(chǎn)生摩擦力，從而克服鑄坯的下滑。拉矯機(jī)鑄坯矯直變形量相對(duì)較小，為簡(jiǎn)化計(jì)算，視后者為二次冷卻段的阻力F3。取連桿和驅(qū)動(dòng)輥?zhàn)鳛檠芯繉?duì)象，在坯頭部矯直熱壓力為1380 kN時(shí)，連桿受力平衡，可計(jì)算出鑄坯對(duì)驅(qū)動(dòng)輥的正壓力，從而計(jì)算出F3。受力情況如圖3所示。

圖3 拉矯機(jī)鑄坯在矯直段受力情況Figure 3 Force situation of casted billet at leveling section on tension leveler

對(duì)該構(gòu)件空間力系進(jìn)行分析計(jì)算，對(duì)Q點(diǎn)力矩分析：

GL2+FL3=NL1

得出：

N=(GL2+FL3)/L1

=[(G2+G4)L2+FL3]/L1=1925 kN

已知矯直輥與熱坯間的摩擦系數(shù)μ=0.3，由于此計(jì)算是在事故狀態(tài)下，可能出現(xiàn)三個(gè)輥受力情況，因此以三點(diǎn)矯直進(jìn)行計(jì)算，故F3=3μN(yùn)=1733 kN。

(4)鑄坯自重產(chǎn)生的下滑力F4：在二次冷卻區(qū)內(nèi)的鑄坯因自重而下滑，這樣有利于拉坯，根據(jù)幾何關(guān)系推導(dǎo)出，鑄坯自重下滑力的計(jì)算公式為：

F4=ρSRg=441.5 kN

式中，ρ為熱坯密度，ρ=7.8 t/m3；S為圓坯的橫截面積，m2；R為拉矯機(jī)外弧半徑，m；g為物體受到重力與質(zhì)量之比，g=9.81 m/s2。已知：圓坯截面直徑為700 mm，拉矯機(jī)外弧半徑為15 m。

(5)其它阻力F5：其它阻力主要包括切割阻力以及和輥道有關(guān)阻力，計(jì)算時(shí)進(jìn)行簡(jiǎn)化，按照各種阻力之和的10%選取。

F5=10%×(F1+F2+F3-F4)=135.2 kN

故拉坯總阻力為：

F0=F1+F2+F3-F4+F5=1486.7 kN

得出：P1=F0Vp/3η=2.33 kW

2.2.2 計(jì)算傳動(dòng)功率P2

(1)FR經(jīng)驗(yàn)計(jì)算公式為：

FR=RAγ(μ1sinα-cosα+1)+

(LE-Rα)Aγμ2+Fi

式中，R為鑄機(jī)弧形半徑，R=15 000 mm；A為引錠桿等效斷面面積，A=762 cm2；γ為引錠桿材料比重，7.8 g/cm3；μ1為二冷裝置內(nèi)摩擦系數(shù)，取0.15；LE為引錠桿總長(zhǎng)，LE=2525 cm；μ2為引錠桿與拉輥和輥道輥?zhàn)又Σ料禂?shù)，取0.04；α為裝引錠桿時(shí)在二冷導(dǎo)坯段走過(guò)的弧度，α=0.47 rad；Fi為液壓缸壓下輥?zhàn)赢a(chǎn)生的摩擦阻力，kN；FP為裝引錠桿時(shí)液壓缸壓力，F(xiàn)P=885 kN；其中Fi可按照F3計(jì)算方法，按照力矩平衡得出Fi=298 kN；可求得FR=393.2 kN。

(2)按裝送柔性引錠桿計(jì)算傳動(dòng)功率P2為：

P2=FRVR/3η=7.7 kW

式中，P2為裝送引錠桿的傳動(dòng)功率，kW；FR為裝送引錠桿時(shí)拉輥總阻力，kN；VR為裝送引錠桿時(shí)的速度，取VR=0.05 m/s；η為拉矯機(jī)傳動(dòng)總效率η=0.85。

2.2.3 比較P1、P2、P額

根據(jù)以上計(jì)算，驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率P額>P2>P1，故驅(qū)動(dòng)電機(jī)可利舊。

2.3 驅(qū)動(dòng)減速機(jī)校核計(jì)算

電機(jī)參數(shù)：P額=9.2 kW，n額=981 r/min

驅(qū)動(dòng)減速器傳動(dòng)比：i=867

驅(qū)動(dòng)減速器額定輸出轉(zhuǎn)速：

n=n額/i=1.13 r/min

按照拉坯和裝送引錠桿過(guò)程中最大負(fù)荷計(jì)算驅(qū)動(dòng)減速機(jī)工作輸出轉(zhuǎn)矩：

Me=9550P2/(0.92n)=70734 N·m

按照現(xiàn)有電機(jī)功率計(jì)算驅(qū)動(dòng)減速機(jī)轉(zhuǎn)矩：

Mi=9550P額/(0.92n)=84513 N·m

原驅(qū)動(dòng)減速機(jī)參數(shù)：額定輸出轉(zhuǎn)矩為78.4 kN·m；最大轉(zhuǎn)矩為86 kN·m。根據(jù)計(jì)算結(jié)果，驅(qū)動(dòng)減速機(jī)工作輸出轉(zhuǎn)矩和驅(qū)動(dòng)減速機(jī)轉(zhuǎn)矩均小于原驅(qū)動(dòng)減速機(jī)參數(shù)，原拉矯機(jī)減速機(jī)可以利舊，用于生產(chǎn)P91 ?700 mm圓坯。

2.4 輥?zhàn)訌?qiáng)度校核

為將計(jì)算步驟簡(jiǎn)化，同時(shí)保證計(jì)算結(jié)果不會(huì)太小，導(dǎo)致輥?zhàn)訌?qiáng)度不夠，按齒輪箱計(jì)算轉(zhuǎn)矩的1.25倍來(lái)進(jìn)行輥?zhàn)訌?qiáng)度校核。

則輥?zhàn)幼畲蠊ぷ鬓D(zhuǎn)矩：

T=84.513×1.25 =105.624 kN·m

為簡(jiǎn)化計(jì)算，假設(shè)在輥?zhàn)幼畲蠊ぷ鬓D(zhuǎn)矩時(shí)，輥?zhàn)訛閯蛩俎D(zhuǎn)動(dòng)，則摩擦力產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩與齒輪箱傳送轉(zhuǎn)矩相等。

取矯直力矩力臂長(zhǎng)為0.2 m，鋼坯摩擦系數(shù)為0.3。則工作轉(zhuǎn)矩T=f摩×0.2，求得f摩=528.2 kN。

正壓力為：N=f摩/0.3=1761 kN

取主動(dòng)輥為研究對(duì)象，如圖4，取輥身上A、B兩點(diǎn)進(jìn)行分析計(jì)算。

圖4 主動(dòng)輥Figure 4 Drive roller

已知：B點(diǎn)輥身直徑D=500 mm；輥身長(zhǎng)度l=640 mm；輥?zhàn)诱w長(zhǎng)度L=1727 mm；A點(diǎn)最小軸直徑d=170 mm。

A點(diǎn)在軸承座外，不受正壓力影響，故A點(diǎn)彎曲應(yīng)力σ=0。在A點(diǎn)由工作轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的切應(yīng)力為：

τA=Tρ/IP=109.54 MPa

式中，IP=πd4/32，T為輥?zhàn)映惺茏畲蠊ぷ鬓D(zhuǎn)矩；相對(duì)A點(diǎn)，ρ=0.5d。

最大切應(yīng)力為：

B點(diǎn)所受彎曲正應(yīng)力為：

σ=Mr/Iz=50.88 MPa

式中，Iz=πD4/32，M=0.884×(N+mg)=1248.2 kN·m，其中m為輥?zhàn)又亓?，r=0.5D。

B點(diǎn)由工作轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的切應(yīng)力為：

τB=Tr/Ip=4.3 MPa

根據(jù)第三強(qiáng)度理論

輥?zhàn)拥牟馁|(zhì)選用的是42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，[σ]輥=650 MPa；[τ]一般取(0.55～0.62)[σ]輥。經(jīng)上述計(jì)算，τmax<[τ]，輥?zhàn)訚M(mǎn)足要求。

2.5 結(jié)構(gòu)有限元分析

采用有限元法對(duì)拉矯機(jī)結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，機(jī)架、連桿、門(mén)架為箱型焊接結(jié)構(gòu)，內(nèi)部筋板縱橫交錯(cuò)，對(duì)筋板系精確建模，手動(dòng)劃分網(wǎng)格，保證計(jì)算的可靠性?？蚣?、機(jī)架、門(mén)架均采用Q345-B材質(zhì)，[σ]=460 MPa。

在液壓缸壓下力1380 kN工況下，對(duì)拉矯機(jī)框架進(jìn)行有限元分析，如圖5(a)所示。最大應(yīng)力為431.9 MPa<[σ]，滿(mǎn)足使用需求。最大應(yīng)力發(fā)生在連桿處。

圖5 拉矯機(jī)框架、機(jī)架及門(mén)架有限元分析Figure 5 Finite element analysis on framework, housing and portal frame of tension leveler

對(duì)拉矯機(jī)機(jī)架進(jìn)行有限元分析，如圖5(b)所示。機(jī)架局部最大應(yīng)力114.7 MPa，安全系數(shù)4.0，滿(mǎn)足使用要求。

對(duì)拉矯機(jī)門(mén)架進(jìn)行有限元分析，如圖5(c)。門(mén)架局部最大應(yīng)力323.8 MPa<[σ]，滿(mǎn)足使用需求。

3 結(jié)論

根據(jù)上述設(shè)計(jì)研發(fā)方法和核算，P91 ?700 mm鑄坯拉矯機(jī)設(shè)計(jì)參數(shù)和結(jié)構(gòu)基本滿(mǎn)足正常使用要求。驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率可以滿(mǎn)足使用要求，故可以利舊。驅(qū)動(dòng)減速機(jī)基本可以滿(mǎn)足使用要求，故可以利舊；如要求更換，建議適當(dāng)提高驅(qū)動(dòng)減速機(jī)的能力，提高使用的可靠性和安全性。

根據(jù)有限元分析，拉矯機(jī)結(jié)構(gòu)所受應(yīng)力情況基本良好，結(jié)構(gòu)安全，按此設(shè)計(jì)能夠滿(mǎn)足使用要求。

在拉矯機(jī)液壓缸最大載荷時(shí)，最大應(yīng)力出現(xiàn)在連桿與上輥軸承座連接焊縫處，可能是焊接應(yīng)力集中造成的。設(shè)計(jì)可不作處理，要求做好連桿的熱處理工藝，并且修改此處焊接工藝。

在拉矯機(jī)液壓缸最大載荷時(shí)，最大應(yīng)力出現(xiàn)拉矯機(jī)門(mén)架液壓缸座連接部位，設(shè)計(jì)時(shí)對(duì)此處進(jìn)行優(yōu)化加強(qiáng)。

有限元分析是建立在拉矯機(jī)液壓缸最大載荷時(shí)，雖然拉矯機(jī)液壓缸最大載荷的工況很少或作用時(shí)間較短，但為了拉矯機(jī)更加安全可靠，設(shè)計(jì)時(shí)進(jìn)一步根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)安裝空間優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，適當(dāng)加大拉矯機(jī)結(jié)構(gòu)板厚，提高結(jié)構(gòu)剛性和強(qiáng)度。