酸轧机换辊装置存在的问题及解决方案

2021-10-26程佩华蔡洪胜

中国重型装备 2021年4期

关键词：驱动轮大车车体

程佩华蔡洪胜

(二重(德阳)重型装备有限公司，四川618000)

国内某1420酸轧项目，工作辊中间辊换辊装置存在大车车轮打滑、定位不准，导致每次都需要进行人工确认、人工辅助，无法实现自动换辊，延长了换辊时间，换辊效率低，换辊时间长达8～10 min，从而降低了有效生产时间，降低了机组的生产效率。

1 问题分析

1.1 大车打滑问题分析

换辊大车在行走过程中出现打滑现象，驱动轮原地转动，换辊大车不动。

1.2 结构分析

该工作辊中间辊换辊装置由换辊大车、横移装置、牵引车、大车轨道组成。换辊大车上共有6个车轮(大车每侧各3个轮子)，其中两个车轮分别由液压马达驱动，在大车轨道上行走，通过牵引车可以将旧轧辊拉出轧机，并通过横移装置将新轧辊横移至轧机中心线，然后由牵引车将新轧辊推进轧机，实现快速换辊。

换辊大车两端的车轮直径为∅360 mm，中间车轮直径为∅356 mm。横移装置布置在换辊大车中间，横移装置的正下方有一对大车轮(直径为∅360 mm)和一对小车轮(直径为∅356 mm)，均属于被动轮。牵引车下方的一对大车轮(直径为∅360 mm)分别由两个液压马达单独驱动。横移装置上装有一套上下工作辊和一套上下中间辊。

大车上装有锁紧装置，换辊大车到达轧机前的换辊位后，锁紧销在液压缸的驱动下插进锁紧块的内孔中，对大车进行锁紧，见图1。

图1 锁紧装置

工作辊中间辊换辊装置的三维模型见图2。

图2 工作辊中间辊换辊装置的三维模型

1.3 理论计算分析

1.3.1 计算驱动轮的压力

换辊大车重量21000 kg，横移装置重量20000 kg，牵引车重量3500 kg，上下工作辊装配8720 kg/套，上下中间辊装配11780 kg/套。换辊大车的总重量65000 kg。

根据换辊大车车体结构，假设中间小车轮不接触轨道(即不受力)，则可以将车体简化成简支梁受力，受力图见图3。

图3 换辊大车车体受力图

F1为驱动轮车轮承受的压力(支反力)；F2为被动车轮承受的压力(支反力)；Fa为横移装置作用点1的压力，其值等于横移装置和工作辊中间辊装配重量之和的一半，即Fa=(20000+8720+11780)/2=20250 kg；Fb为横移装置作用点2的压力，其值等于横移装置和工作辊中间辊装配重量之和的一半，即Fb=20250 kg；Fc为牵引车的作用点，作用力为牵引车重量；q为换辊大车重量的均布载荷，计算时按均布载荷考虑。

根据平衡方程，求出驱动轮和被动大车轮处的支反力分别为：

F1=Fb/l=269.3 kN

(1)

F2=Fa/l=380.7 kN

(2)

式中，F为大车受到的集中载荷，分别为Fa、Fb、Fc和大车的自重；l为两个支点1和2之间的距离，分别是驱动轮和被动大车轮，l=5820 mm；a为受力点至驱动轮之间的距离；b为受力点至被动大车轮之间的距离。

根据《材料力学—弯曲变形》章节，计算直径∅356 mm车轮处的挠度：

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为大车受到的集中载荷，分别为Fa、Fb、Fc；q为换辊大车自身车体自重，按均布载荷考虑；l为两个支点1和2之间的距离，分别是驱动轮和被动大车轮；a为受力点至驱动轮之间的距离；b为受力点至被动大车轮之间的距离；x为中间小车轮与驱动轮之间的距离；E为材料的弹性模量，E=206 GPa；I为大车车体的惯性矩；ω为x点处的挠度，即中间小车轮处的挠度。

得出：

Fa作用下，直径∅356 mm小车轮处的挠度ωa=-1.83 mm

Fb作用下，直径∅356 mm小车轮处的挠度ωb=-0.25 mm

Fc作用下，直径∅356 mm小车轮处的挠度ωc=-0.04 mm

q作用下，直径∅356 mm小车轮处的挠度ωq=-1.22 mm

则直径∅356 mm小车轮处的总挠度为：

ω=ωa+ωb+ωc+ωq=-3.33 mm

(6)

从公式(6)的计算结果可以看出，实际换辊大车车体发生挠度变形超过2 mm，中间小车轮处已经承力，分担了一部分重量。所以实际驱动轮的受力要比由公式(1)和(2)得出的F1值小。

分两种情况，分别计算驱动轮的压力F1值。

(1)使换辊大车车体变形挠度为2 mm时，驱动轮处受力F11。

根据挠度计算公式(3)、(4)、(5)得出换辊大车各处的受力情况。再根据图3受力分析图，由平衡方程得出F11=161.7 kN

(2)使换辊大车车体变形挠度为2 mm后，驱动轮处受力F12。

此时换辊大车变成三点受力，受力图见图4。

图4 换辊大车受力图

F3为中间小车轮处的支反力，即此处车轮承受的压力。

采用静不定补充方式和平衡方程得出：F12=31.1 kN，则实际驱动轮处的总压力F1为：

F1=F11+F12=192.8 kN

按照静摩擦系数0.15考虑驱动轮所能提供的动力F动为：

F动=F1×0.15=28.9 kN

按照滚动摩擦系数0.05考虑，换辊大车行走所需的动力F需为：

F需=G×0.05=32.5 kN

(7)

因F动

现场的临时整改措施是：将直径∅356 mm的中间小车轮车削至∅354 mm，减少中间小车轮处的受力，增大驱动轮处的正压力F1。

重复上面的计算过程，得出中间小车轮直径为∅354 mm时，驱动轮处的正压力F1：

F1=F11+F12=245.3 kN

此时，按照静摩擦系数0.15考虑，驱动轮所能提供的动力F动为：

F动=F1×0.15=36.8 kN

因F动>F需，所以中间辊小车能驱动大车前进，但安全系数较小，仅为36.8/32.5=1.13。所以，对设备的加工制造精度、现场设备的安装精度要求比较高。一旦驱动轮处发生变形，或者轨道安装不平，就会出现打滑现象。

将直径∅356 mm的小车轮车削至∅354 mm后，解决了4台换辊大车的打滑现象，但仍有1台换辊大车存在打滑现象。现场已不具备把中间小车轮直径继续加工减小的条件，中间小车轮车削至∅354 mm后，由于换辊大车发生挠度变形增加3 mm，使换辊大车上放置横移装置的窗口收缩变形，导致横移装置的横移框架与换辊大车的固定窗口框架发生干涉。

1.3.2 干涉问题理论分析

大车车体挠度变形3 mm，大车车体框架发生内收，见图5，单侧内收均大于2 mm。而原设计横移装置与换辊大车框架之间单侧间隙只有2 mm。变形大于自身间隙，所以导致干涉。

图5 大车车体框架

综上所述，导致大车打滑的原因是：驱动轮处压力小，不足以提供换辊大车前进所需的动力。

2 解决方案

由上述理论分析和现场实际情况可知，换辊大车打滑的原因是：驱动轮处的压力小，不足以提供换辊大车前进所需动力。

两种解决方案：

方案一：保持原设计车轮距不变，提高换辊大车车体刚性，使中间小车轮不受力，所有力均由大车前后两端的大车轮承受，提高驱动轮的受力。

由公式(1)得知，换辊大车刚性无限大时，即中间小车轮不受力时，驱动轮处受力：F1=269.3 kN。

按照静摩擦系数0.15考虑，此时驱动轮所能提供的动力F动为：

F动=F1×0.15=40.4 kN

因F动>F需，所以驱动轮能驱动大车行走，并且安全系数也有较大提高，安全系数提升至40.4/32.5=1.24。但由于提高车体刚性，最直接的方式就是加高H型钢的腹板高度，可以明显提高车体的惯性矩。

加大车体高度后，导致换辊装置总体高度上升，大车行走轨道标高不再是基础零标高，给换辊区域操作带来不便，所以建议不采用此方案。

方案二：重新优化换辊大车的车轮布置方案，增大驱动轮上承受的压力，满足换辊大车所需的动力要求，并且加大横移装置与换辊大车之间的间隙，由单侧2 mm的间隙调整至单侧间隙5 mm。

结合设备结构，将驱动轮尽量向横移装置移动，最大可移动1090 mm，使得两侧直径∅360 mm大车轮之间的距离由5820 mm调整至4730 mm。将大车中间直径∅356 mm的小车轮移至横移装置的中心位置(此处换辊大车的车体变形挠度最大)。优化后的车轮布置如图6。

1—大车轨道 2—换辊大车 3—牵引车 4—横移装置 5—被动轮 6—驱动轮

根据换辊大车车体结构，假设中间小车轮不接触轨道(即不受力)，则可以将车体简化成简支梁受力，受力分析图如图7。

图7 方案二车体受力图

F1为驱动轮处的支反力，即此处车轮承受的压力；F2为被动的大车轮处的支反力，即此处车轮承受的压力；Fa为横移装置作用点1的压力，作用力为横移装置和工作辊中间辊装配重量之和的一半，即Fa=20250 kg；Fb为横移装置作用点2的压力，作用力为横移装置和工作辊中间辊装配重量之和的一半，即Fb=20250 kg；Fc为牵引车的作用点的压力，其值等于为牵引车重量，即Fc=3500 kg；q为换辊大车重量的均布载荷，q=21000/4730=4.44 kg/mm；x为中间小车轮距离驱动轮之间的距离，x=2552 mm。

根据公式(3)、(4)、(5)计算，中间直径为∅356 mm车轮处的挠度分别为：

直径∅356 mm车轮，Fa作用下的挠度ωa=-0.79 mm；Fb作用下，挠度ωb=-0.20 mm；Fc作用下，挠度ωc=0 mm；q作用下，挠度ωq=-0.72 mm。则直径∅356mm车轮处的总挠度为：

ω=ωa+ωb+ωc+ωq=-1.71 mm

即中间小车轮没有接触轨道，所以中间车轮没有承受压力。根据图7，由力的静平衡方程得出：

F1=300.3 kN(约承受整个换辊装置重量的300.3/650=46.2%)

按照静摩擦系数0.15考虑，驱动轮所能提供的动力F动为：

F动=F1×0.15=45.0 kN

而换辊大车行走所需的动力F需(按照静摩擦系数0.05考虑)：

F需=G×0.05=32.5 kN

因F动>F需，所以驱动轮能驱动大车行走，并且安全系数也有较大提高，提升至1.38。