徐浩然， 伍 毅

(安徽工業(yè)大學機械工程學院，安徽 馬鞍山 243000)

0 前言

由于經(jīng)濟社會的高速發(fā)展，對各種尺寸的鋼材需求也日益增加。曾經(jīng)由于技術(shù)所限，在連續(xù)鑄造與連續(xù)軋制的過程中，生產(chǎn)企業(yè)只能采取不同尺寸，分批生產(chǎn)的生產(chǎn)方式，這樣不僅降低了生產(chǎn)效率，同時也對資源產(chǎn)生了極大的浪費，對生產(chǎn)出來不符合使用要求的板材進行寬度調(diào)節(jié)，存在非常大的技術(shù)難度。側(cè)壓機可以調(diào)節(jié)鋼材板坯的寬度尺寸。國外對大型定寬壓力機的研究起步較早，外國學者對定寬壓力機的各個方面做了大量的基礎(chǔ)理論研究工作，為定寬壓力機的理論研究打下堅實的理論基礎(chǔ)并引領(lǐng)了理論研究方向。國內(nèi)的學者在定寬壓力機結(jié)構(gòu)設(shè)計、側(cè)壓過程、運動受力情況等方面開展了諸多的研究工作。隨著側(cè)壓機相關(guān)技術(shù)的不斷完善，其在調(diào)整鋼材尺寸方面越來越發(fā)揮著不可替代的作用[1-3]。

定寬壓力機主要是用在粗軋前對板坯進行寬度的調(diào)節(jié)。這樣不僅僅可以大幅的提高不同尺寸要求的板坯的生產(chǎn)效率，同時也可以極大的降低軋制生產(chǎn)線的成本，還能對企業(yè)的倉儲和物流進行合理的布置和安排，對提高企業(yè)的核心競爭力起著非常重要的作用[4-5]。

某鋼廠2250熱軋生產(chǎn)線于2007年2月建成投產(chǎn)，設(shè)計年產(chǎn)能550萬噸，其主要生產(chǎn)規(guī)格在1.2～25.4 mm厚度以及800～2 130 mm寬度范圍內(nèi)的各種板材。本文以該生產(chǎn)線中的定寬壓力機的側(cè)壓機構(gòu)為研究對象，通過運用虛擬樣機技術(shù)的研究方法，在實際應(yīng)用中，可大大降低因設(shè)計失誤導致的時間和成本，其關(guān)鍵是運用虛擬樣機的機械系統(tǒng)動力學分析軟件Adams，通過建立三維結(jié)構(gòu)模型，對機構(gòu)的運動性能、規(guī)律等方面進行仿真分析，得到其工作狀態(tài)下的運動形態(tài)，并與設(shè)計要求進行對比，分析機構(gòu)運動是否合理[6]。

1 定寬壓力機的主要技術(shù)參數(shù)及其工作原理

定寬壓力機的側(cè)壓方式起停式,主要技術(shù)參數(shù)為

偏心距 90 mm

兩側(cè)最大側(cè)壓量 360 mm

側(cè)壓次數(shù) 42 次/min

主齒輪箱數(shù)量 2

板坯運行速度 300 mm/s

錘頭調(diào)整電機功率 2×(0～440)kW

轉(zhuǎn)速 0～950 r/min

側(cè)壓力 Max 22 MN

通常，定寬壓力機由同步機構(gòu)、調(diào)寬機構(gòu)以及對稱分布的側(cè)壓機構(gòu)組成其中，同步機構(gòu)施加負載，通過配套設(shè)備中的同步電機和增速機的驅(qū)動，帶動同步框架上的偏心輪運動。

調(diào)寬機構(gòu)調(diào)節(jié)寬度，通過對稱分布的調(diào)寬電機驅(qū)動，經(jīng)過傘齒輪箱、傳動蝸桿進行驅(qū)動的傳遞，從而實現(xiàn)對來料寬度和定寬要求的不同隨時調(diào)整兩側(cè)側(cè)壓錘頭的開口度。

對稱分布的側(cè)壓機構(gòu)，通過兩個對稱分布的曲柄滑塊機構(gòu)的協(xié)同作用，對板坯進行側(cè)壓，最終完成對板坯寬度的調(diào)節(jié)。本文以此作為研究對象，對典型工況下側(cè)壓機構(gòu)的運動過程進行仿真，分析是否能夠預期的運動，能否符合設(shè)計的要求。其工作原理如圖1 所示。

圖1 定寬壓力機的工作原理圖

2 側(cè)壓機構(gòu)的運動學模型

運用矢量方程圖解法對定寬壓力機的側(cè)壓機構(gòu)進行運動分析，得出側(cè)壓錘頭質(zhì)心位置的運動方程。假定偏心輪1的偏心距為l1，偏心距在水平位置的夾角為θ1，側(cè)壓連桿1的長度為l2，側(cè)壓連桿在水平位置的夾角為θ2。

由于錘頭與滑架位置相對固定，因此，錘頭的質(zhì)心位置M點與滑架的C點之間相對坐標為(a，b)，即錘頭質(zhì)心位置用數(shù)學表達式表示為

(1)

式中，a、b為常數(shù)。

由角度公式可知：θ=ωt，為伺服電機施加于偏心輪上的角速度，其值為ω=42r/min，且θ2是關(guān)于θ1的函數(shù)表達式。因此，式(1)為只含有一個時間參數(shù)t的表達式。

通過式(1)中參數(shù)t求導可得

(2)

得到錘頭質(zhì)心位置的速度表達式。

通過式(2)中參數(shù)t求導可得

(3)

得到錘頭質(zhì)心位置的加速度表達式。

2.1 側(cè)壓機構(gòu)的多剛體虛擬樣機模型的建立

定寬壓力機側(cè)壓機構(gòu)通過與之相連的兩座對稱分布伺服電機驅(qū)動偏心輪轉(zhuǎn)動，通過側(cè)壓連桿以及滑架的驅(qū)動，實現(xiàn)側(cè)壓錘頭的往復的側(cè)壓運動。

由于虛擬樣機仿真軟件Adams中的三維建模相對較為復雜，因此，在充分研究側(cè)壓機構(gòu)運動性能的基礎(chǔ)上，結(jié)合定寬壓力機所要實現(xiàn)的運動，確定其主要由側(cè)壓連桿、偏心輪、擺桿、滑架、底座以及側(cè)壓錘頭組成，并且，根據(jù)現(xiàn)實情況，在不影響運動的情況下，對其進行一定的機構(gòu)簡化，最終運用專業(yè)的三維建模軟件SolidWork，對其進行三維建模[7-8]，其三維模型如圖2所示。

圖2 定寬壓力機的三維模型

2.1.1 三維模型的轉(zhuǎn)換

將SolidWork軟件所建立的三維模型保存為Parasolid格式，文件的擴展名為“.x-t”，之后將其導入虛擬樣機仿真軟件Adams，并設(shè)置相應(yīng)的文件名。

2.1.2 側(cè)壓機構(gòu)零部件運動副的定義

(1)設(shè)置工作環(huán)境。設(shè)置軟件的單位組為MMKS，即長度單位mm;質(zhì)量單位kg;力單位N;時間單位s。并設(shè)置該模型的重力加速度Z=-9 806.65 mm/s2。

(2)設(shè)置機構(gòu)各部件的屬性。對于導入的三維模型，可以自由的更改各部件的顏色適應(yīng)工作環(huán)境以及各構(gòu)件的材料屬性，由于本機構(gòu)的各個構(gòu)件為剛體，系統(tǒng)能夠自動算出其質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量以及質(zhì)心的位置。

(3)對各構(gòu)件添加約束。根據(jù)定寬側(cè)壓機構(gòu)的工作原理，以及各個構(gòu)件之間的相互運動的前提之下，對各個構(gòu)件之間添加相應(yīng)的運動副，一共添加了十個運動副，如表1所示。

表1 各構(gòu)件之間運動副施加情況

2.1.3 側(cè)壓機構(gòu)零部件接觸力的添加

根據(jù)定寬壓力機的主要技術(shù)參數(shù)可知，其側(cè)壓次數(shù)為42次/min，故其側(cè)壓周期為42 r/min，轉(zhuǎn)化為函數(shù)時間關(guān)系式為252 deg/sec。根據(jù)側(cè)壓機構(gòu)的運動情況可知，其動力源自于與兩偏心輪相連的同步機構(gòu)，因此，將旋轉(zhuǎn)驅(qū)動MOTION_1，定義于JOINT_2上。另一處轉(zhuǎn)動副MOTION_2定義于JOINT_3上。通過Modify Verify命令，檢驗?zāi)Ｐ吞砑拥募s束驅(qū)動正確[9-11]。

2.1.4 側(cè)壓機構(gòu)零部件接觸力的添加

由于定寬壓力機側(cè)壓機構(gòu)工作時有著非常大的速度和沖擊，因此，要將側(cè)壓機構(gòu)構(gòu)件之間的接觸產(chǎn)生的接觸應(yīng)力加以定義，使得運動仿真的過程更合理，更符合實際工作情況。由于各構(gòu)件都是剛體，故選擇實體對實體的約束類型來對接觸進行定義。具體的接觸定義如表2所示，其具體定義參數(shù)如圖3所示[13]。

表2 各構(gòu)件間的約束關(guān)系

圖3 接觸對參數(shù)

最終，定寬壓力機側(cè)壓機構(gòu)多剛體虛擬樣機仿真模型以及施加約束完成，具體模型圖如圖4所示。

圖4 多剛體虛擬樣機模型

2.2 多剛體虛擬樣機運動學仿真結(jié)果分析

對圖4側(cè)壓機構(gòu)的多剛體虛擬樣機模型進行相應(yīng)的仿真分析，將仿真的時間設(shè)置為5s,載荷步數(shù)為50，根據(jù)三維建模可知，x方向為錘頭側(cè)壓方向，y方向為板坯的進給方向。通過仿真，對錘頭的質(zhì)心位置變化進行研究，得出其x方向位移、速度、加速度曲線為圖5，y方向速度、加速度曲線為圖6。

圖5 錘頭質(zhì)心位置x方向運動變化曲線

圖6 錘頭質(zhì)心位置y方向運動變化曲線

由圖5可以得出，錘頭的質(zhì)心位置在x方向上的位移為平滑的正(余)弦曲線，符合公式(1)的數(shù)學表達式，其極限位移為180 mm，即單側(cè)錘頭的最大減寬量約為180 mm，則兩側(cè)錘頭對板坯的最大減寬量為360 mm，滿足該生產(chǎn)線的設(shè)計要求。其x方向上的速度變化為平滑的正(余)弦函數(shù)，滿足公式(2)的數(shù)學表達式，故錘頭在工作時x方向上的運動平穩(wěn)，另由于其x方向上的加速度變化為平滑的正(余)線函數(shù)，滿足公式(3)的數(shù)學表達式，故該機構(gòu)各構(gòu)件在x方向為柔性沖擊，對機構(gòu)各構(gòu)件的沖擊較小[14-16]。

由圖6可以得出，其錘頭的質(zhì)心位置在y方向上的極限位移為30 mm，其波動在設(shè)計誤差允許的范圍內(nèi)。在y方向上其加速度曲線在側(cè)壓錘頭質(zhì)心達到極限位置時產(chǎn)生波動，這是由于擺桿在y方向上的擺動以及在側(cè)壓的過程中產(chǎn)生的震動對其y方向上的加速度產(chǎn)生波動，此類波動會對機構(gòu)各構(gòu)件產(chǎn)生沖擊，應(yīng)加以避免。

對其時間節(jié)點進行研究，可以得出如圖7的曲線變化圖。由圖可知，在其側(cè)壓力最小處，錘頭x方向的位移為最小或最大；在其側(cè)壓力最大處，其位移速度最大。

圖7 錘頭x方向位移、速度及側(cè)壓力變化圖

對約束力進行研究，約束1的約束構(gòu)件為連桿1 與偏心輪1，其在x方向力與力矩變化曲線如圖8所示，在y方向力與力矩變化曲線如圖9所示。

圖8 約束1在x方向力與力矩變化曲線

圖9 約束1在y方向力與力矩變化曲線

通過對圖8與圖9變化曲線，其約束力與約束力矩近似于平滑的正(余)弦曲線，且在錘頭運動位移的最低位置產(chǎn)生波動，這是由于錘頭此時與底座接觸，從而產(chǎn)生了力與力矩的波動，因此，在結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)減小錘頭墊片z方向的尺寸，避免因接觸產(chǎn)生力與力矩的波動。

2.3 板坯定寬過程的有限元模擬

選取極限工況條件下，對極限規(guī)格的板坯進行側(cè)壓調(diào)寬仿真，其板坯的規(guī)格如表3所示,極限狀態(tài)下的板坯長度為實際長度的1/5,寬度指單側(cè)寬度。

表3 極限狀態(tài)下的板坯參數(shù)

在極限壓下量248 mm 之下，通過運用非線性數(shù)值模擬軟件ANSYS/LS-DYNA，對側(cè)壓錘頭與板坯的應(yīng)力分布規(guī)律進行研究，得到如圖10所示的板坯應(yīng)力分布圖。

圖10 極限工況條件下板坯應(yīng)力分布

3 結(jié)束語

本文通過建立數(shù)學模型，得出側(cè)壓錘頭質(zhì)心位置的位移、速度、加速度的數(shù)學表達式，通過建立定寬壓力機側(cè)壓機構(gòu)的虛擬樣機模型，對其工作過程進行了動態(tài)仿真分析，得出錘頭質(zhì)心位置的運動變化曲線圖以及約束的力與力矩變化曲線圖，驗證了錘頭質(zhì)心位置的位移、速度、加速度的變化規(guī)律。并對極限工況下的側(cè)壓錘頭與板坯的運動進行應(yīng)力仿真，主要結(jié)論

(1)本文建立的虛擬樣機模型進行運動仿真，可以得出與錘頭x方向的位移與設(shè)計要求相近的結(jié)果，因此，該結(jié)構(gòu)模型能夠?qū)崿F(xiàn)預期的運動，并且運動平穩(wěn)，可以實現(xiàn)極限工況下的側(cè)壓調(diào)寬。

(2)動態(tài)仿真結(jié)果表明，錘頭質(zhì)心位置x方向的最小與最大位移在其側(cè)壓力最小處；當側(cè)壓錘頭的側(cè)壓力最大時，其移動速度最大，其能夠滿足設(shè)計要求，對今后該機構(gòu)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供依據(jù)。

(3)通過對該機構(gòu)的約束力進行研究，可以得出，當錘頭的位移在x方向最小時，由于錘頭墊片z方向尺寸較大，造成錘頭墊片與底座重合，從而產(chǎn)生振動，在結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)該加以優(yōu)化。