程佩華 蔡洪勝

(二重(德陽)重型裝備有限公司，四川618000)

國內某1420酸軋項目，工作輥中間輥換輥裝置存在大車車輪打滑、定位不準，導致每次都需要進行人工確認、人工輔助，無法實現(xiàn)自動換輥，延長了換輥時間，換輥效率低，換輥時間長達8～10 min，從而降低了有效生產時間，降低了機組的生產效率。

1 問題分析

1.1 大車打滑問題分析

換輥大車在行走過程中出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，驅動輪原地轉動，換輥大車不動。

1.2 結構分析

該工作輥中間輥換輥裝置由換輥大車、橫移裝置、牽引車、大車軌道組成。換輥大車上共有6個車輪(大車每側各3個輪子)，其中兩個車輪分別由液壓馬達驅動，在大車軌道上行走，通過牽引車可以將舊軋輥拉出軋機，并通過橫移裝置將新軋輥橫移至軋機中心線，然后由牽引車將新軋輥推進軋機，實現(xiàn)快速換輥。

換輥大車兩端的車輪直徑為?360 mm，中間車輪直徑為?356 mm。橫移裝置布置在換輥大車中間，橫移裝置的正下方有一對大車輪(直徑為?360 mm)和一對小車輪(直徑為?356 mm)，均屬于被動輪。牽引車下方的一對大車輪(直徑為?360 mm)分別由兩個液壓馬達單獨驅動。橫移裝置上裝有一套上下工作輥和一套上下中間輥。

大車上裝有鎖緊裝置，換輥大車到達軋機前的換輥位后，鎖緊銷在液壓缸的驅動下插進鎖緊塊的內孔中，對大車進行鎖緊，見圖1。

圖1 鎖緊裝置

工作輥中間輥換輥裝置的三維模型見圖2。

圖2 工作輥中間輥換輥裝置的三維模型

1.3 理論計算分析

1.3.1 計算驅動輪的壓力

換輥大車重量21000 kg，橫移裝置重量20000 kg，牽引車重量3500 kg，上下工作輥裝配8720 kg/套，上下中間輥裝配11780 kg/套。換輥大車的總重量65000 kg。

根據(jù)換輥大車車體結構，假設中間小車輪不接觸軌道(即不受力)，則可以將車體簡化成簡支梁受力，受力圖見圖3。

圖3 換輥大車車體受力圖

F1為驅動輪車輪承受的壓力(支反力)；F2為被動車輪承受的壓力(支反力)；Fa為橫移裝置作用點1的壓力，其值等于橫移裝置和工作輥中間輥裝配重量之和的一半，即Fa=(20000+8720+11780)/2=20250 kg；Fb為橫移裝置作用點2的壓力，其值等于橫移裝置和工作輥中間輥裝配重量之和的一半，即Fb=20250 kg；Fc為牽引車的作用點，作用力為牽引車重量；q為換輥大車重量的均布載荷，計算時按均布載荷考慮。

根據(jù)平衡方程，求出驅動輪和被動大車輪處的支反力分別為：

F1=Fb/l=269.3 kN

(1)

F2=Fa/l=380.7 kN

(2)

式中，F(xiàn)為大車受到的集中載荷，分別為Fa、Fb、Fc和大車的自重；l為兩個支點1和2之間的距離，分別是驅動輪和被動大車輪，l=5820 mm；a為受力點至驅動輪之間的距離；b為受力點至被動大車輪之間的距離。

根據(jù)《材料力學—彎曲變形》章節(jié)，計算直徑?356 mm車輪處的撓度：

ω=Fbx(x2-l2+b2)/6EIl

(3)

ω=Fa(l-x)(x2-2lx+a2)/6EIl

(4)

ω=qx(2lx2-x3-l3)/24EI

(5)

式中，F(xiàn)為大車受到的集中載荷，分別為Fa、Fb、Fc；q為換輥大車自身車體自重，按均布載荷考慮；l為兩個支點1和2之間的距離，分別是驅動輪和被動大車輪；a為受力點至驅動輪之間的距離；b為受力點至被動大車輪之間的距離；x為中間小車輪與驅動輪之間的距離；E為材料的彈性模量，E=206 GPa；I為大車車體的慣性矩；ω為x點處的撓度，即中間小車輪處的撓度。

得出：

Fa作用下，直徑?356 mm小車輪處的撓度ωa=-1.83 mm

Fb作用下，直徑?356 mm小車輪處的撓度ωb=-0.25 mm

Fc作用下，直徑?356 mm小車輪處的撓度ωc=-0.04 mm

q作用下，直徑?356 mm小車輪處的撓度ωq=-1.22 mm

則直徑?356 mm小車輪處的總撓度為：

ω=ωa+ωb+ωc+ωq=-3.33 mm

(6)

從公式(6)的計算結果可以看出，實際換輥大車車體發(fā)生撓度變形超過2 mm，中間小車輪處已經承力，分擔了一部分重量。所以實際驅動輪的受力要比由公式(1)和(2)得出的F1值小。

分兩種情況，分別計算驅動輪的壓力F1值。

(1)使換輥大車車體變形撓度為2 mm時，驅動輪處受力F11。

根據(jù)撓度計算公式(3)、(4)、(5)得出換輥大車各處的受力情況。再根據(jù)圖3受力分析圖，由平衡方程得出F11=161.7 kN

(2)使換輥大車車體變形撓度為2 mm后，驅動輪處受力F12。

此時換輥大車變成三點受力，受力圖見圖4。

圖4 換輥大車受力圖

F3為中間小車輪處的支反力，即此處車輪承受的壓力。

采用靜不定補充方式和平衡方程得出：F12=31.1 kN，則實際驅動輪處的總壓力F1為：

F1=F11+F12=192.8 kN

按照靜摩擦系數(shù)0.15考慮驅動輪所能提供的動力F動為：

F動=F1×0.15=28.9 kN

按照滾動摩擦系數(shù)0.05考慮，換輥大車行走所需的動力F需為：

F需=G×0.05=32.5 kN

(7)

因F動

現(xiàn)場的臨時整改措施是：將直徑?356 mm的中間小車輪車削至?354 mm，減少中間小車輪處的受力，增大驅動輪處的正壓力F1。

重復上面的計算過程，得出中間小車輪直徑為?354 mm時，驅動輪處的正壓力F1：

F1=F11+F12=245.3 kN

此時，按照靜摩擦系數(shù)0.15考慮，驅動輪所能提供的動力F動為：

F動=F1×0.15=36.8 kN

因F動>F需，所以中間輥小車能驅動大車前進，但安全系數(shù)較小，僅為36.8/32.5=1.13。所以，對設備的加工制造精度、現(xiàn)場設備的安裝精度要求比較高。一旦驅動輪處發(fā)生變形，或者軌道安裝不平，就會出現(xiàn)打滑現(xiàn)象。

將直徑?356 mm的小車輪車削至?354 mm后，解決了4臺換輥大車的打滑現(xiàn)象，但仍有1臺換輥大車存在打滑現(xiàn)象?，F(xiàn)場已不具備把中間小車輪直徑繼續(xù)加工減小的條件，中間小車輪車削至?354 mm后，由于換輥大車發(fā)生撓度變形增加3 mm，使換輥大車上放置橫移裝置的窗口收縮變形，導致橫移裝置的橫移框架與換輥大車的固定窗口框架發(fā)生干涉。

1.3.2 干涉問題理論分析

大車車體撓度變形3 mm，大車車體框架發(fā)生內收，見圖5，單側內收均大于2 mm。而原設計橫移裝置與換輥大車框架之間單側間隙只有2 mm。變形大于自身間隙，所以導致干涉。

圖5 大車車體框架

綜上所述，導致大車打滑的原因是：驅動輪處壓力小，不足以提供換輥大車前進所需的動力。

2 解決方案

由上述理論分析和現(xiàn)場實際情況可知，換輥大車打滑的原因是：驅動輪處的壓力小，不足以提供換輥大車前進所需動力。

兩種解決方案：

方案一：保持原設計車輪距不變，提高換輥大車車體剛性，使中間小車輪不受力，所有力均由大車前后兩端的大車輪承受，提高驅動輪的受力。

由公式(1)得知，換輥大車剛性無限大時，即中間小車輪不受力時，驅動輪處受力：F1=269.3 kN。

按照靜摩擦系數(shù)0.15考慮，此時驅動輪所能提供的動力F動為：

F動=F1×0.15=40.4 kN

因F動>F需，所以驅動輪能驅動大車行走，并且安全系數(shù)也有較大提高，安全系數(shù)提升至40.4/32.5=1.24。但由于提高車體剛性，最直接的方式就是加高H型鋼的腹板高度，可以明顯提高車體的慣性矩。

加大車體高度后，導致?lián)Q輥裝置總體高度上升，大車行走軌道標高不再是基礎零標高，給換輥區(qū)域操作帶來不便，所以建議不采用此方案。

方案二：重新優(yōu)化換輥大車的車輪布置方案，增大驅動輪上承受的壓力，滿足換輥大車所需的動力要求，并且加大橫移裝置與換輥大車之間的間隙，由單側2 mm的間隙調整至單側間隙5 mm。

結合設備結構，將驅動輪盡量向橫移裝置移動，最大可移動1090 mm，使得兩側直徑?360 mm大車輪之間的距離由5820 mm調整至4730 mm。將大車中間直徑?356 mm的小車輪移至橫移裝置的中心位置(此處換輥大車的車體變形撓度最大)。優(yōu)化后的車輪布置如圖6。

1—大車軌道 2—換輥大車 3—牽引車 4—橫移裝置 5—被動輪 6—驅動輪

根據(jù)換輥大車車體結構，假設中間小車輪不接觸軌道(即不受力)，則可以將車體簡化成簡支梁受力，受力分析圖如圖7。

圖7 方案二車體受力圖

F1為驅動輪處的支反力，即此處車輪承受的壓力；F2為被動的大車輪處的支反力，即此處車輪承受的壓力；Fa為橫移裝置作用點1的壓力，作用力為橫移裝置和工作輥中間輥裝配重量之和的一半，即Fa=20250 kg；Fb為橫移裝置作用點2的壓力，作用力為橫移裝置和工作輥中間輥裝配重量之和的一半，即Fb=20250 kg；Fc為牽引車的作用點的壓力，其值等于為牽引車重量，即Fc=3500 kg；q為換輥大車重量的均布載荷，q=21000/4730=4.44 kg/mm；x為中間小車輪距離驅動輪之間的距離，x=2552 mm。

根據(jù)公式(3)、(4)、(5)計算，中間直徑為?356 mm車輪處的撓度分別為：

直徑?356 mm車輪，F(xiàn)a作用下的撓度ωa=-0.79 mm；Fb作用下，撓度ωb=-0.20 mm；Fc作用下，撓度ωc=0 mm；q作用下，撓度ωq=-0.72 mm。則直徑?356mm車輪處的總撓度為：

ω=ωa+ωb+ωc+ωq=-1.71 mm

即中間小車輪沒有接觸軌道，所以中間車輪沒有承受壓力。根據(jù)圖7，由力的靜平衡方程得出：

F1=300.3 kN(約承受整個換輥裝置重量的300.3/650=46.2%)

按照靜摩擦系數(shù)0.15考慮，驅動輪所能提供的動力F動為：

F動=F1×0.15=45.0 kN

而換輥大車行走所需的動力F需(按照靜摩擦系數(shù)0.05考慮)：

F需=G×0.05=32.5 kN

因F動>F需，所以驅動輪能驅動大車行走，并且安全系數(shù)也有較大提高，提升至1.38。

3 結語

將優(yōu)化后的方案應用在國內某新建1550酸軋機組中，解決了換輥大車打滑現(xiàn)象。從而縮短換輥時間，提高了生產效率，同時，為其他用戶現(xiàn)場換輥大車打滑，提供了解決方案。