斜楔式軋制線調整裝置新結構的計算實例

斜楔式軋制線調整裝置新結構的計算實例

李文武1，莫軍曉1，趙曉飛1，袁輝2，王江1

(1.中冶陜壓設計院，陜西 西安 710119;2.首鋼股份公司遷安鋼鐵公司熱軋作業部，河北 遷安 064404)

摘要：以某四輥熱軋平整機斜楔式軋制線標高調整裝置的新結構為實例。敘述了該新型斜楔式軋制線標高調整裝置的結構特點和性能參數，分析了調整量的最大限制范圍和斜楔角度的取值范圍，討論計算了因潤滑油大量堆積引起絲杠螺母自鎖破壞時的載荷情況以及絲杠螺母主動時的軸向力和驅動力矩等工程實際數據。

關鍵詞：熱軋平整機； 軋制線調整裝置； 斜楔角度； 潤滑面間摩擦

中圖分類號：TG333文獻標識碼：A

收稿日期：2015-03-15；修訂日期：2015-04-14

作者簡介：李文武(1974-)，男，陜西華縣人，中冶陜壓設計院高級工程師。

The calculation instance of a new wedge type pass-line adjusting device

LI Wen-wu1, MO Jun-xiao1, ZHAO Xiao-fei1, YUAN Hui2, WANG Jiang1

(1.MCC-SFRE Design Institute, Xi’an 710119，China;

2. Hot Strip Mill , Shougang Qian’an Steel Corp, Qian’an 064404, China)

Abstract：This paper describes structural characteristics and performance parameters of a new wedge-type structure of pass-line adjusting device of a hot skin-pass mill with four rollers. It analyzes the limit scope of the adjustment value and the range of the wedge angle, discussed and calculated the load when the self-locking function of the screw nut structure is broken because of mass grease and oil accumulation, while it discussed and calculated the axial force, driving torque and other practical engineering data when the screw nut structure is in driving station.

Keywords：hot skin-pass mill; pass-line adjusting device; wedge angle; friction between lubricating surfaces

0前言

現代軋機大多都配有斜楔式軋線標高調整裝置。其目的是對輥系輥子直徑磨損變小后進行補償[1][2]，將軋線標高無級調整到允許范圍之內[3]，以及為換輥時提供輥子間距[4][5]。通常，軋線標高調整裝置安裝在下支承輥軸承座和機架下橫梁之間，在軋機換輥操作時，將下支承輥落至換輥位置，下輥沿著機內輥道可輕松抽出。換輥完成后，再恢復到工作位置。

隨著高強鋼生產占比的不斷增加，軋輥磨損量增大，軋線調整裝置所要求的調整范圍也相應增大。在結構尺寸有限制的條件下，只有合理選取軋線調整裝置自身的結構參數，才能保證功能實現的前提下，斜楔可靠自鎖，機構內力最小，絲杠螺母磨損盡量少。

斜楔有整體式和階梯板，布置形式也有前后順排式和背靠背反向設置等，而各有其特點[6]。

1結構特征

某四輥熱軋平整機軋線標高調整裝置的新型結構如圖1所示。其創新之處是操作側、傳動側的兩個下斜楔呈面對面布置。

一根帶左右旋向的滾動螺旋，在液壓馬達的驅動下轉動時，兩個螺母連同下斜楔相向水平移動，再帶動上斜楔和下支承輥軸承座，兩側同步升降，滾動螺旋軸的非傳動端安裝有旋轉編碼器來檢測升降高度。這個結構有以下優點：

(1)軋機工作時，在軋制力作用下，兩側的下斜楔受向外的水平分力，滾動螺旋軸受拉，不存在受壓后引起的壓桿穩定性問題。

(2)采用滾動螺旋，內摩擦大為減少，機械效率顯著提高，需要的動力自然會大幅降低。

(3)滾動螺旋軸三點支撐，可有效減少細長軸自重引起的彎曲下垂變形，因而螺旋傳動的螺紋旋合精度有保證。

(4)旋轉編碼器可實時精確測量調整量，并傳輸至自動化系統，經實測值與程序計算出的調整值做比較，實現閉環控制。

(5)在上楔塊的兩端設置強力橡塑復合刮板，可有效防止灰塵和污油的進入滑動面之間。

圖1　新型斜楔式軋線標高調整裝置 Fig.1　new wedge-type rolling line adjustment device

2性能參數

結合實例，與軋線標高調整裝置相關的設備參數如下：

最大軋制壓力P=15 000 kN

單側最大軋制力N1=7 500 kN

兩機架中心距W=2 476 mm

總調整量ΔH=132.9 mm

輥徑補償調整量Δh=82.9 mm

斜楔角度α=8°

調整速度V=4.68 mm/s

滾動螺旋螺紋直徑M=100 mm

滾動螺旋螺紋節距t=20 mm

滾動螺旋旋轉速度n=100 r/mim

絲杠軸向額定負荷Fa=230 kN

液壓馬達額定扭矩Mt=2 630 N·m

為了保證即使震動等意外情況發生時都能夠自鎖，斜楔角度取5.5°是比較安全的[7]。但是現代的四輥熱軋平整機通過結構的改進完善，早已突破這個限制。表1列出近年國內典型熱平整機軋線標高調整裝置的主要技術參數量。

表1　最新熱平整軋線標高調整裝置性能參數

3調整量確定

從平整機操作工藝來看，要求軋線調整裝置的最大調整量為：下工作輥直徑和下支承輥直徑的最大重磨量以及新輥時各輥輥縫間隙之和。

而軋線調整裝置能夠提供的總調整量ΔH，由下斜楔的水平移動總行程S和斜楔角度α決定。其函數關系為[8]：

ΔH=Stanα

(1)

事實上，下斜楔的水平移動總行程S又受到空間位置的限制。其大小由軋機機架中心距、上斜楔工作長度、中間支撐軸承寬度和內外極限點安全距離諸多尺寸共同確定。

圖2　下斜楔移動行程計算簡圖 Fig.2　 Calculating diagram of the lower wedge stroke

如圖2所示，下斜楔的水平移動總行程S為：

S=(W-A-B)/2-C-D

(2)

式中，軋機機架中心距W=2 476 mm;上斜楔工作長度A=210 mm;中間支撐軸承寬度B=265 mm;內極限點安全距離C=40 mm;外極限點安全距離D=15 mm。

帶入數據后得出下斜楔的水平移動總行程S為945.5 mm。也就是下斜楔能夠移動的最大范圍。希望軋線調整裝置的總調整量ΔH能夠達到150 mm，這樣勢必增大斜楔角度α。考慮到自鎖的安全性必須保障并且不使用階梯墊的前提條件下，只能犧牲少量的調整量，折中選定斜楔角度α=8°比較合理。所以總調整量ΔH：

ΔH=945.5×tan8°=132.9 mm

下斜楔工作長度L要滿足功能使用要求。其數值應該為：

L=S+A+D+E

(3)

式中，內極限點時外露長度E=30 mm。因此，下斜楔工作長度L為1 200.5 mm，取整數為1 200mm。

4載荷驗算

4.1斜楔角度的取值范圍

如圖3所示，摩擦力試圖阻止下斜楔滑脫。

對下斜楔進行受力分析。

由ΣX=0得平衡方程：

N2sinα-μN2cosα-μN1-F=0

(4)

圖3　下斜楔承壓狀態受力分析圖 Fig.3　Force analysis diagram of lower wedge under load

由ΣY=0得平衡方程：

N1-N2cosα-μN2sinα=0

(5)

簡化后得到：

(6)

工作時必須保證上下斜楔處于自鎖狀態。不能產生水平方向的作用力，即F=0；因此，

展開后為，

μ2sinα+2μcosα-sinα=0

(7)

可見，在斜楔角度為8°時，保證自鎖的摩擦系數的最小取值為0.07。

4.2有油潤滑條件下的摩擦系數選擇

斜楔材料采用優質合金鋼鍛件，與之相配的滑動副襯板，選用銅基自潤滑復合材料。在潤滑良好的情況下，與固體潤滑涂層在有油潤滑時的摩擦狀況很類似[9]，其實驗數據可以借鑒。摩擦系數穩定在0.03。而自潤滑復合材料在無油條件下，摩擦系數的最小值為0.11[10]。

實際上，因斜楔安裝在軋機的下部，表面滴油和積油不可避免，而且通常在上表面容易堆積，下表面比較難存住油。摩擦系數數值為0.03只有可能單面出現。所以，有油潤滑條件下，摩擦系數合理的取值，大致為無油和有油二者的平均數，且不能同時取下限值，最終取0.08。當然，在斜楔角度為8°時，機構是自鎖的。

4.3自鎖破壞時絲杠螺母的軸向力

考慮大量堆積潤滑油的極端情況出現，摩擦系數達到了0.06。自鎖條件遭到破壞，絲杠將受到一定的拉力。將μ=0.06、α=8°、N1=7 500 kN，代入公式(6)，得F=159 kN。小于絲杠軸向額定負荷Fa=230 kN，說明在此情況下，絲杠螺母是安全的，能夠經受這個拉伸力。

4.4絲杠螺母的驅動扭矩

通常軋線標高調整裝置不能帶載工作。它的負載可以理解為輥系和萬向接軸的重量。經過計算，垂直方向的最大載荷W1為455.8 kN。由平衡條件算出的上斜面正壓力W2為466.83 kN。

圖4　絲杠主動時下斜楔受力分析圖 Fig.4　Force analysis diagram of lower wedge driven by screw

如圖4所示，絲杠螺母主動時，摩擦力將阻止下斜楔的楔入。克服負載需要的水平推力Fx為：

Fx=μW1+W2sinα+μW2cosα

(8)

取摩擦系數μ=0.1，代入其它已知數據，計算結果為：Fx=156.8 kN。

絲杠螺母螺旋副需要的驅動力矩T為：

(9)

式中,絲杠螺母螺紋中徑d2=0.09 mm;

螺旋升角λ=4.046°;

當量摩擦角ρ=5.91°。

驅動力矩的計算結果為：T=1 238.4 Nm。對于選用了額定扭矩2 630 Nm的液壓馬達來說，能力足夠大。

5結論

通過改變絲杠螺母的受力狀態，避免絲杠出現受壓失穩。因而斜楔角度可以突破5.5°的限制，可以選用7°～8°，甚至達9°。

在既定的條件下，希望增大斜楔的調整量還是有范圍限制的。軋機機架間距離已經決定了調整量的上限。在滿足自鎖要求的限制條件下，改變斜楔角度也只能小幅影響調整量范圍。

即使斜楔的調整量確實不能滿足實際生產要求，可以通過配輥，或在兩側的下支承輥軸承座和上楔塊之間加墊板解決。

參考文獻:

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