宋小龍，王文清，倪黨站，張振彪

（寶鈦集團(tuán)有限公司 寬厚板材料公司，陜西 寶雞 721014）

0 引言

寶鈦集團(tuán)寬厚板材料公司所用的3.3 m軋機(jī)為四輥軋機(jī)，工作輥的動(dòng)力來(lái)源于2臺(tái)5 050 k W的直流電機(jī)，其傳動(dòng)系統(tǒng)主要由電機(jī)、減速機(jī)、萬(wàn)向連桿和工作輥組成。近期，在生產(chǎn)中發(fā)現(xiàn)，工作輥平衡缸油管接頭處經(jīng)常漏油，在采取一系列措施后仍效果不佳，同時(shí)，防止軋機(jī)工作輥軸向移動(dòng)的鎖緊門(mén)經(jīng)常發(fā)生鎖緊螺桿松動(dòng)甚至被拉斷現(xiàn)象，從而導(dǎo)致工作輥外竄。經(jīng)過(guò)初步分析，認(rèn)為這一現(xiàn)象和軋機(jī)萬(wàn)向連桿虎口變形有關(guān)，為了深入了解萬(wàn)向連桿虎口變形對(duì)工作輥各方向運(yùn)動(dòng)的影響，對(duì)軋機(jī)工作輥傳動(dòng)系統(tǒng)建立了虛擬樣機(jī)模型，并進(jìn)行了深入的分析研究。

1 虎口變形情況分析

目前，寶鈦集團(tuán)寬厚板材料公司萬(wàn)向連桿機(jī)構(gòu)存在的主要問(wèn)題有以下兩點(diǎn)：①連桿虎口變形：萬(wàn)向連桿機(jī)構(gòu)在正常情況下虎口寬度為270 mm，目前連桿虎口寬度上端最大為280 mm，下端最大為273 mm；②連桿滑塊磨損：在虎口內(nèi)的兩銅滑塊對(duì)立面之間的距離正常為220 mm，新銅滑塊在使用一段時(shí)間后會(huì)產(chǎn)生磨損，并隨著使用時(shí)間的增加磨損量不斷變大。

為此，確定了3種情況進(jìn)行仿真分析：①正常情況：兩銅滑塊對(duì)立面之間的距離為220 H7 mm；②連桿虎口變形：因與扁頭直接接觸的是銅滑塊，虎口變形導(dǎo)致的是銅滑塊兩對(duì)面之間距離的改變，所以可以通過(guò)設(shè)定兩銅滑塊之間的距離來(lái)進(jìn)行虎口變形的研究；③連桿滑塊磨損：我們通過(guò)增大兩銅滑塊之間的距離進(jìn)行研究。3種變形情況的圖形展示見(jiàn)圖1。

2 建立虛擬樣機(jī)模型

本文建立的工作輥傳動(dòng)系統(tǒng)模型，對(duì)非主要因素進(jìn)行了建模簡(jiǎn)化，如電機(jī)和減速機(jī)，但由于萬(wàn)向連桿機(jī)構(gòu)為本文研究的主要因素，并且實(shí)際變形量不大，為了研究的準(zhǔn)確性，對(duì)其需按實(shí)際模型1∶1進(jìn)行建模裝配。雖然本文所采用的機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析軟件ADA MS也帶有前期建模功能，但只能針對(duì)簡(jiǎn)單模型進(jìn)行建模，所以，本文采用三維建模軟件Solid Works來(lái)進(jìn)行前期的建模工作。

圖1 萬(wàn)向連桿虎口的3種情況

該萬(wàn)向連桿機(jī)構(gòu)由連桿虎口、連桿扁頭、連桿滑塊、銷(xiāo)子、連桿銷(xiāo)套、銷(xiāo)套內(nèi)圈組成，本文按零件原圖運(yùn)用Solid Works建立的模型如圖2所示。

圖2 軋機(jī)工作輥傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的虛擬樣機(jī)模型

3 模型系統(tǒng)仿真

3.1 軋制過(guò)程中的受力分析

本軋機(jī)為四輥可逆式熱軋機(jī)，在模擬時(shí)可簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)單軋制形式，即除了軋輥給軋件的力外，無(wú)其他外力，這樣，兩個(gè)軋輥對(duì)軋件的法向力N1、N2和摩擦力T1、T2的合力P1、P2必然大小相等而且方向相反，且作用于一條直線上，該直線垂直于軋制中心線，這樣軋件才能平衡。

根據(jù)軋輥尺寸及軋制時(shí)的壓下量進(jìn)行計(jì)算，可求得合力P1、P2的作用點(diǎn)A、B到兩工作輥中心線的距離，模擬時(shí)設(shè)定為46 mm。同時(shí)，根據(jù)軋制時(shí)對(duì)軋制壓力的檢測(cè)數(shù)據(jù)，可確定合力P1、P2的大小，模擬時(shí)，選取其中一個(gè)道次的軋制過(guò)程數(shù)據(jù)，根據(jù)數(shù)據(jù)曲線圖，采用STEP函數(shù)來(lái)加載軋制時(shí)軋件對(duì)工作輥的作用力。簡(jiǎn)單軋制時(shí)的受力分析如圖3所示。

圖3 簡(jiǎn)單軋制時(shí)軋輥受力圖

3.2 仿真數(shù)據(jù)

在Solid Works中建好模型以后，需轉(zhuǎn)入ADA MS中進(jìn)行約束添加，定義作用力，完善模型，以便進(jìn)行后續(xù)的仿真計(jì)算。轉(zhuǎn)入ADA MS中的模型如圖4所示。

圖4 轉(zhuǎn)入ADAMS中的系統(tǒng)模型

為了模擬軋機(jī)軋制過(guò)程中工作輥的受力情況，初步設(shè)定電機(jī)啟動(dòng)時(shí)間為1 s，運(yùn)行時(shí)間為8 s，制動(dòng)時(shí)間為1 s。本文中軋機(jī)工作輥動(dòng)力源為兩臺(tái)串聯(lián)的直流電機(jī)，每臺(tái)電機(jī)功率為5 050 k W，額定轉(zhuǎn)矩為1 480 k Nm，由此，可以得出工作輥的額定轉(zhuǎn)速為66.5 r／min，即為399°／s。從而，可以按照設(shè)定得出工作輥空轉(zhuǎn)時(shí)沿著軸線方向轉(zhuǎn)動(dòng)的運(yùn)行曲線，如圖5所示。

當(dāng)軋制時(shí)，給工作輥加入合力P的函數(shù)，此時(shí)的工作輥沿著軸線方向轉(zhuǎn)動(dòng)的運(yùn)行曲線如圖6所示。

由圖6的數(shù)據(jù)曲線可以看出，在工作輥軋制坯料的過(guò)程中，工作輥的轉(zhuǎn)速是不穩(wěn)定的，它在額定轉(zhuǎn)速值附近不停地上下跳動(dòng)。

圖5 工作輥空轉(zhuǎn)時(shí)的轉(zhuǎn)速圖

圖6 工作輥軋制時(shí)的轉(zhuǎn)速圖

同時(shí)，在系統(tǒng)模擬仿真中，還可以得到設(shè)定條件下運(yùn)行時(shí)工作輥軸向和橫向的受力曲線，如圖7～圖9所示。

圖7 正常情況下工作輥軸向和橫向的受力曲線

圖8 上下變形情況下工作輥在軸向和橫向的受力曲線

從圖7中可以看出：虎口在正常情況下工作輥運(yùn)行時(shí)，工作輥軸頸處軸向受力最大值為5 293 N，橫向受力最大值為52 697 N。從圖8中可以看出：虎口在上下變形情況下工作輥運(yùn)行時(shí)，工作輥軸頸處軸向受力最大值為7 110 N，橫向受力最大值為473 390 N。從圖9中可以看出：虎口在滑塊磨損情況下工作輥運(yùn)行時(shí)，工作輥軸頸處軸向受力最大值為7 617 N，橫向受力最大值為74 360 N。通過(guò)以上數(shù)據(jù)的比較，虎口上下變形情況相對(duì)于正常情況下，工作輥的軸向受力稍有增大，而橫向受力最大增加了約9倍，滑塊磨損變形情況相對(duì)于正常情況下，工作輥的軸向力和橫向力都有所增加，但都不大。

圖9 滑塊磨損情況下工作輥在軸向和橫向的受力曲線

4 分析結(jié)果及結(jié)論

根據(jù)軋機(jī)的使用現(xiàn)狀，工作輥平衡油缸安裝在軋機(jī)牌坊凹槽內(nèi)，通過(guò)腰帶和耐磨墊板固定，而與耐磨墊板直接接觸受力的是工作輥軸承箱，于是，工作輥軸頸處的受力變化將間接作用于平衡油缸。目前，軋機(jī)經(jīng)過(guò)多年使用，牌坊凹槽尺寸變大，和平衡油缸的安裝間隙有所增加，這也導(dǎo)致平衡油缸工作時(shí)在凹槽內(nèi)的細(xì)微移動(dòng)，加之工作輥給予的頻繁大力沖擊，很有可能導(dǎo)致平衡油缸油管螺紋接口被振松，或者進(jìn)出口油管碰撞到牌坊上，從而致使油管螺紋松動(dòng)、變形或者斷裂，從而最終導(dǎo)致漏油。

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