棒材線粗軋機下輥徑向調整機構的改進

梁福江

（萊蕪鋼鐵集團有限公司，山東萊蕪 271104）

棒材線粗軋機下輥徑向調整機構的改進

梁福江

（萊蕪鋼鐵集團有限公司，山東萊蕪 271104）

針對Φ650 mm三輥單機座閉口牌坊軋機下輥徑向調整機構存在易損壞而難維修、密封性差等問題，對其進行結構改進。在保證工藝參數要求的基礎上，結合傳動機構工作原理進行重新設計，將下輥徑向調整機構由螺桿式改為縱斜楔式，并進行了強度校核。應用結果表明，軋機作業率由76.62%提高到82.39%。

閉口牌坊軋機；傳動機構；下輥徑向調整機構；縱斜楔式

1 前言

萊鋼棒材廠小型生產線粗軋機為Φ650 mm三輥單機座閉口牌坊軋機。為控制軋件的尺寸精度，必須調整壓下量并克服軋輥的重磨或重車、換輥及軸承磨損等因素的影響。為保證軋機的軋制標高不變及軋制線的平直性，確保軋制順利進行，要求上下輥均能進行調整。上輥壓下裝置稱上輥徑向調整機構，下輥壓上裝置稱下輥徑向調整機構。由于牌坊兩側下輥徑向調整機構均單獨調節，軋輥平衡性不好控制，費時費力，且工作環境惡劣。水和氧化鐵皮的浸入，使下輥徑向調整機構零件銹蝕，徑向調整螺桿被卡阻，不易維修，已無法完成下輥徑向調整的功能，嚴重影響軋材質量和生產作業率，甚至誘發斷輥事故，成為制約生產線生產的關鍵技術瓶頸。

2 存在問題分析

棒材廠小型生產線粗軋機為Φ650 mm三輥單機座閉口牌坊軋機，改造前下輥徑向調整機構采用螺桿式。通過“人工扳手→萬向聯軸桿→減速機高速軸→徑調螺桿→壓塊→下安全臼→軋輥軸承座”完成徑向調整動作，其裝配形式如圖1所式。

2.1 螺桿、軸承等易損壞

徑向調整螺桿總長1 105 mm，自減速機向外延伸785 mm。軋制時軋輥座及軋輥重力、軋制力等全部由徑向調整螺母承擔，經長期使用，徑向調整螺母不斷磨損，與徑向調整螺桿徑向和軸向間隙增大，軋制時螺桿極易產生彎曲，并將螺母承擔的力向下傳遞到軸承上，造成軸承損壞，齒輪卡死。而且下輥徑向調整機構在機架最底部，陰暗潮濕，氧化鐵皮堆積，一旦損壞根本無法短時間內維修更換，如圖2所示。

圖1 螺桿式下輥徑向調整機構裝配圖

圖2 軋機下輥徑向調整機構所處工作位置示意圖

2.2 兩側無法同步調節

當軋機換輥時，每套軋輥重磨程度或重車次數均有不同，而不同規格鋼材對孔型參數要求也各異，加之換輥及軸承磨損等因素。為保證軋機的軋制標高不變及軋制線的平直性，控制好軋件的尺寸精度，確保軋制順利進行,必須調整徑向調整量。而牌坊兩側的兩個螺桿式下輥徑向調整機構為兩個獨立結構，調節時必須記下每個的旋轉圈數，保證調節量一致，確保下輥水平上升或下降，增加了換輥時間和勞動強度。軋機傳動側有萬向節，若生產時調節，萬向節轉動，帶來人身安全隱患。

2.3 密封性差

原下輥徑向調整機構自上線后因在機架最底部，位置隱蔽，陰暗潮濕，無法點檢維修，只在設備年修時才能檢查處理。現密封件已嚴重老化，擋蓋銹蝕，全部損壞，水和氧化鐵皮等雜物進入下輥徑向調整機構的螺母和減速機傳動齒輪中，造成齒輪、徑向調整螺桿銹死和加油孔堵塞。

2.4 關鍵設備無圖紙

近幾年，生產線打算利用年修改造時間對下輥徑向調整機構進行維修、更換。可查閱圖紙發現，作為下輥徑向調整機構關鍵設備的減速機、萬向聯軸桿只標明全為成品，需特殊訂購，卻無任何裝配圖及零件圖，也未注明生產廠家。Φ650 mm三輥軋機因使用時間過久，生產廠家更無從查起，而現場測繪極可能造成尺寸數據不準確，出現備件無法更換或更換后調節不便。

3 改造方案

考慮到原機構已無法維持正常使用，部分備件也無法更換，目前更換軋輥時只能在軸瓦座下墊墊鐵達到調整輥縫間隙的目的，制約了產能的提升和質量升級，也無法實現在線調節，且占用較多的換輥時間。針對原機構設計缺陷，結合傳動機構原理進行重新設計，拆除原螺桿式下輥徑向調整機構，保留手動調節的調整方式，改為縱斜楔式結構［1］，如圖3所示。

圖3 縱斜楔式下輥徑向調整機構裝配圖

因有軋機后部輸送輥道阻礙，原下輥徑向調整機構調節不便，故去掉萬向聯軸桿。操作人員站利用扳手便可完成調節，操作簡單、省時省力。

考慮原下輥徑向調整機構為兩個獨立結構，不能實現同步調節，增加夾殼聯軸器連接主動螺桿與從動螺桿，保證了兩側輥座調節量的一致性，時間節省一半以上，操作人員勞動強度大幅降低。

拆除原下輥徑向調整機構高110 mm的下安全臼，將高140 mm的新底座固定于原壓蓋上，并在主、從動螺桿之間安裝兩個軸瓦座，保證了兩螺桿的同軸性，便于調節，提高強度。

進行有效的密封設計，1用1備，定期更換，吊裝快捷，線下更換密封及清理氧化鐵皮等雜物，不占用有限的換輥時間，設備作業率提高，產能提升。

4 軋制力計算及強度校核

已知參數：下輥裝配總重G=52.96 kN，軋輥半徑R=250 mm，螺桿材質為鍛45，軋件平均寬度bm= 120 mm。許用切應力[τ]=30～40 MPa，許用彎曲應力[σb]=40～60 MPa，許用應力[σ]=128～213 MPa。軋機孔型［2］如圖4所示。

圖4 Φ650 mm軋機孔型

1）軋制力P計算。

式中：pm為平均單位壓力，MPa；b0、b1、bm為軋制前后的軋件寬度和平均寬度，mm，bm=（b0+b1）/2；l為接觸弧長度（即變形區長度），mm；nσ"為外區金屬影響系數；nB為寬展對應力狀態的影響系數；n1為與總延伸率有關的尺寸系數；σ為軋件變形阻力；R、Δh分別為軋輥半徑和絕對壓下量，mm。

2）徑向調整螺母螺紋的許用切應力校核。對徑向調整螺母螺紋進行受力分析［3］，見圖5。

圖5 螺母上一圈螺紋展開后a-a截面受力分析

徑向調整螺母螺紋的切應力τ、彎曲應力σb計算公式：

式中：F為螺母軸向載荷，kN；d'為螺母的螺紋大徑，mm；b為螺紋的根部寬度，mm；z為螺母中的螺紋圈數；h為螺紋工作高度，mm。

計算值τ=29.26 MPa≤[τ]，σb=59.30 MPa≤[σb]。

3）徑向調整螺桿的強度校核。強度σe計算公式：

式中：F為螺桿軸向載荷，kN；d1為螺桿上的螺紋小徑，mm；T為人工施加的扳手力矩，kN·mm。

計算值σe=176.03 MPa≤[σ]。

通過計算，徑向調整螺母、徑向調整螺桿的設計尺寸完全滿足使用要求，可以實現Φ650 mm軋機下輥的徑向調整功能。

4.4 兩種下輥徑向調整機構的技術特征對比

由表1可知，改造前后徑向調整工作行程相差較大。在充分考慮Φ650 mm軋機調整壓下量、軋輥的重磨或重車、換輥及軸承磨損等因素的影響后，進行工作行程極限分析，完全可以保證軋機的軋制標高不變及軋制線的平直性，確保軋制順利進行。

表1 兩種下輥徑向調整機構技術特征對比

5 更換后使用效果

Φ650 mm三輥單機座閉口牌坊軋機原來采用的螺桿式徑向調整機構，其設計缺陷在于結構復雜，兩側單獨調節，位置隱蔽，不易維修更換，密封性能不好，水和氧化鐵皮容易浸入，使下輥徑向調整機構零件銹蝕，徑向調整螺桿被卡阻。將下輥徑向調整機構由螺桿式改為縱斜楔式后，成功消除了上述缺陷，每次下輥調節時間由36 min降低到11 min，軋機作業率由76.62%提高到82.39%，軋制產能由每月2.18萬t增加到2.40萬t。

［1］范順成，馬志平，馬洛剛.機械設計基礎［M］.北京：機械工業出版社，2003.

［2］李茂基.軋鋼機械［M］.北京：冶金工業出版社，1998.

［3］葛志祺.機械零件設計手冊［M］.北京：冶金工業出版社，1994.

TG333

B

1004-4620（2017）02-0075-02

2016-09-06

梁福江，男，1983年生，2011年畢業于遼寧科技大學冶金工程專業。現為萊鋼集團設備檢修中心工程師，主要從事設備維修與管理工作。