（机械设计及理论专业论文）r2可逆式轧机主传动系统强度分析.pdf

武汉科技大学硕士学位论文第1 页 摘要 本文以武钢二热轧厂r 2 可逆式轧机为研究对象，采用理论分析与试验研究相结合的 方法，对r 2 轧机主传动系统的强度进行了分析，找出了接轴断裂破坏的原因，并提出了 相应的改进措施。 针对该厂r 2 可逆式轧机主传动系统万向接轴断裂的严重事故，首先进行了轧机力能 参数的现场测试，为揭示主传动系统的动态特性，系统的强度分析和扭振研究提供了重要 依据。其次对该主传动系统进行理论动态分析，求出上、下辊传动系统的t a f ，并提出减 小t a f 的措施。最后运用三维有限元方法对其强度进行了分析，确定了接轴装平衡轴承处 为最薄弱部位，接轴的断裂原因是由于内部存在疲劳源而产生疲劳断裂，平衡力不是接轴 断裂的主要原因，不过降低平衡力可使接轴从单向受力状况转变为双向受力状况，可明显 提高接轴的承载能力；增大装平衡轴承处的过渡圆角可明显降低应力集中；增大装平衡轴 承处宽度对应力影响不大。 本文的研究结果为轧机主传动系统的强度理论分析提供了一种可通用的分析计算方 法，对同类轧机的力能参数计算、工艺参数设计以及设备的维护、改造具有重要的参考价 值。 关键词：主传动系统强度t a f 有限单元法平衡力 武汉科技大学硕士学位论文 a b s t r a c t t h i sa r t i c l eb a s e do nt h et h e o r ya n a l y s e sa n df i e l de x p e r i e n c es t u d yo nt h er 2r e v e r s i b l e m i l lo ft h ew i s c on o 2h o ts t r i pm i l l ，i tg i v e sad e t a i l e da n dr o u n d e da n a l y s i so ft h es t r e n g t h 订i 也m i l lm a i nd r i v es y s t e m ，f i n do u tt h er e a s o no ft h eb r o k e ns p i n d l ea n dg i v e st h ec o n c e r n e d m o d i f i e dm e t h o df o rt h em a i nd r i v es y s t e mo f t h er 2m i l l f o rt h er 2r e v e r s i b l em i l lm a i nd r i v es y s t e mc r o s su n i v e r s a lc o u p l i n go f t e nb r e a kd o w n ， f i r s to fa l lw ec a r r yo nt h ef i e l dt e s to ft h em i l le n e r g e t i cp a r a m e t e r s ，i tg i v e sa ni m p o r t a n tf a c t o r f o rt h ea n a l y s e so ft h es t r e n g t ho fm a i nd r i v es y s t e ma n ds t u d yf o rm i l lv i b r a t i o n s e c o n d l y ， s t u d yo nt h ed y n a m i cc h a r a c t e r so ft h em i l lm a i nd r i v es y s t e m ，w eg e tm ev a l u eo ft a f , a n d s u g g e s tt h em e t h o d s t or e d u c et h et a f f i n a l l y , a n a l y s i st h es t r e n g t ho f m a i nd r i v es y s t e mw i t h3 d i m e n s i o nf i n i t ee l e m e n tm e t h o d ，f i n do u tt h ew e a k e s tp o s i t i o ni st h ep l a c eo fi n s t a l l e db a l a n c e b e a r i n g ，t h e r ei s af a t i g u ec o r ei nt h ei n n e rs p i n d l e ，i ti st h er e a s o no ft h eb r o k e ns p i n d l e ， c o u n t e r b l a l a n c ei sn o tt h em a i nb r o k e nr e a s o n b u ti fw er e d u c et h ec o u n t e r b a l a n c e ，w ec a n i m p r o v et h ec a r r y i n gc a p a c i t yo ft h em a i nd r i v es y s t e m e n l a r g i n gt h er o u n da n g l eo ft h e i n s t a l l e db a l a n c eb e a t i n gc a nr e d u c et h es t r e s sc o n c e n 僦i o n e n l a r g i n gt h ew i d t ho f t h ei n s t a l l e d b a l a n c eb e a r i n gh a sal i t t l ei n f l u e n c eo nt h es t r e s s t h ec o n c l u s i o nb r i n g san e ws t r e n g t ht h e o r yo fm a i nd r i v es y s t e m a n dt h ed e t a i l e dd a t ai s ar e f e r e n c ei nt h eo t h e rm i l l se n e r g e t i cp a r a m e t e rc a l c u l a t e ，t e c h n o l o g i c a lp a r a m e t e r s d e s i g n ， d e v i c ep r o t e c ta n dm o d i f y k e yw o r d s ：s t r e n g t ho fm a i nd r i v es y s t e mt o r q u ea m p l i t u d ef a c t o r f i n “ee l e m e n tm e t h o d c o u n t e r b a l a n c e 武汉科技大学硕士学位论文第1 页 第一章概论 冶金工业在国民经济中起着重要的作用，而各种冷、热轧机是重要的冶金设备。近年 来，轧钢工业迅速向大型化、高速化、自动化方向发展，随着轧件重量、轧制速度、电机 功率的不断增加和产品质量要求的不断提高，设备与载荷、设备与产品质量的矛盾日益突 出。 国内外轧机主传动系统在生产过程中曾多次发生传动零件的破坏事故，严重影响了生 产。如某钢铁公司1 7 0 0 带钢热轧厂的粗轧机于1 9 9 5 年5 月发生上下联接轴虎口断裂、齿 轮座上盖止口破坏、人字齿轮轴头弯曲及齿轮轴承座端盖螺栓断裂事故“1 。另外某钢铁公 司1 4 5 0 精轧机组由于当时设计时的缺陷，加之近年来产量的增加，使轧制负荷增大，轧 机主传动系统显得薄弱，系统发生故障的频率很高，9 6 年到9 8 年共发生9 次事故，直接 经济损失就达到2 4 8 万元，仅1 9 9 8 年就发生了5 次事故，直接经济损失达到1 6 4 万元， 每次发生故障都伴随着万向接轴的断裂0 1 。据不完全统计，近年来国内大型轧机出现过十 几起严重事故，造成数亿元的经济损失。轧机主传动系统发生剧烈振动是导致事故发生的 主要原因。因此，从保证生产的正常进行考虑，迫切的要求全面掌握和了解轧机主传动 系统的振动特性。 1 1 课题的提出及意义 武铜二热轧厂拥有我国装备水平最高、板宽最宽的现代化宽带钢热连轧机组。该机组 主要装备和关键技术从德国西马克一德马克公司及西门子公司引进，主体机械、电气设备 采取合作制造方式由国外设计、国内制造，其代表了我国热轧技术目前的最高水平“1 。 该厂的r 2 四辊可逆式粗轧机于2 0 0 5 年1 月发生主传动轴断裂的严重事故”，随后不 久又发现新换的下传动轴出现裂纹，严重影响了设备安全和生产能力。因此急需对此轧机 主传动系统的强度进行校核，分析故障机理，诊断出其故障产生的原因，并就故障产生的 原因提出解决措施，减少故障发生的频率，迸一步研究轧机的振动，使理论和实际两方面 进行有益的结合和补充，具有重要的工程实际意义和理论研究意义。 1 2 轧机振动的类型”叫町 根据动力学的观点，任何机械振动按其产生的原因都可以分为以下三种： ( 一) 自由振动一在机械系统受到干扰而破坏其平衡状态后，由系统的弹性恢复力来 维持的振动。当系统有阻尼时，由于在振动过程中只有能量的消耗而无输入，振动将逐渐 衰减。自由振动的频率就是系统的固有频率。 ( 二) 受迫振动一由外界持续激振力引起和维持的振动。振动的频率就是激振频率。 ( - - ) 自激振动一系统在一定条件下没有外部激振力而由系统本身产生的交变力激发 的种周期性振动。振动的频率接近系统的固有频率。 第2 页武汉科技大学硕士学位论文 根据轧钢机的受力特点，可以将轧钢机部件按两种不同的载荷传递系统进行振动分 析。一种是轧钢机的主传动系统，包括轧辊、连接轴、齿轮座、减速机、主电机电枢等。 这个系统的外载荷主要是轧制力矩以及作用在电枢上的扭矩。另一种是轧机工作机座系 统，包括轧辊、轴承座、压下螺丝、压下螺母( 或液压压下油缸系统) 、弯辊装置、机架 牌坊等。这个系统的外载荷主要是轧制力、弯辊力、平衡力等。轧机主传动系统的振动形 式主要是扭转振动，而轧机工作机座的振动形式主要是垂直振动。 1 3 轧机系统振动研究的现状“町叫“1 1 3 1 轧机主传动系统的扭转振动 轧机扭振不是典型的稳定振动，而是随机的和非线性振动，其发生的频率和强度，不 仅与传动轴系弹性一惯性系统、阻尼系数有关，而且还与轧机的布置形式、轧制工艺及操 作方法有关。在轧钢过程中发生的振动现象常常表现为： ( 一) 轧机在承受冲击载荷时产生的扭转振动。轧机的主传动系统可简化为一个由若 干个惯性元件，包括电机、连轴器、轧辊等连接组成的“质量弹簧系统”。在稳定运转时 该系统不会发生振动，连接轴中的转矩变化是静态平稳的。但是在轧制负荷扰动，如咬钢、 抛钢、变速等作用下，质量弹簧系统会发生不稳定的扭振，这时连接轴上的扭矩就随着扭 转角的周期变化而变化。扭矩周期变化的频率就是质量弹簧系统的扭振固有频率，由扭振 造成的连接轴上的最大扭矩值比正常$ l f 矧j 时的静态扭矩要大得多，严重时会超过传动元件 材料的强度，造成轧机设备的破坏，影响生产的进行。这种振动与正常的稳态振动不同， 它伴随冲击负荷出现，冲击负荷每出现一次，就会激起一次振动，随即衰减消失。 ( 二) 轧机机械系统固有频率与传动系统电气频率吻合产生机电共振。根据对轧机主 电机电流振荡引起的轧机传动系统共振现象的实测和研究，发现当具有快速响应的现代轧 机电气传动控制系统的某些电气参数和机械设备的固有频率相吻合时，会引起共振，即产 生所谓的“拍”现象。 ( 三) 轧机的自激振动。通过对轧机振动与系统稳定性的研究发现了轧机自激振动的 三种基本模式，即扭转自激振动( ，：5 2 0 h z ) ，三倍频自激振动( ，- ：1 2 5 2 4 0 h z ) ，五 倍频自激振动( f = 5 0 0 7 0 0 h z ) 。 1 3 2 轧机系统的垂直振动“”叫”1 过去，人们对轧机的研究主要集中在传动系统方面，但是随着用户对产品质量如板形、 尺寸公差、表面光洁度的要求提高，国内外开始把眼光投到和产品质量有关的轧辊垂直方 向的振动研究。在现代带钢轧机中经常出现的垂直振动，按振频及后果分为两大类： ( 一) 垂振的频率在1 5 0 2 5 0 h z 之问，称为第三倍频程颤振，又称三音频颤振，其 结果是造成较明显的带材厚度波动，其厚度波动严重时可达到目标厚度的3 0 5 0 ，造 成废品、断带并危及设备安全。 武汉科技大学硕士学位论文第3 页 ( 二) 垂振的频率在5 0 0 7 0 0h z 之间，称为第五倍频程颤振，又称五音频颤振，这 时带材没有可测的厚度变化，但在带材表面有垂直于轧向的明暗交替的条纹，影响产品的 质量。 目前，由于后张力的波动导致轧制压力的改变从而使轧机失稳的颤振理论获得比较一 致的认同。在工业实践中还发现，当轧机轧制焊缝时，常常会出现以三倍频颤振频率为主 的阻尼振动，该振动由于系统的阻尼效应将渐渐衰减掉。然而，它会在轧件表面留下一定 的振纹，该振纹将在随后的轧制过程中成为对下一轧机的外部激励，从而导致类似机床振 动中的再生颤振现象。在五倍频颤振研究方面，r o b e r t s 等认为轧机的工作辊相对其各自 的支撑辊振动而使轧件表面形成振纹，振纹的形成与轧辊的直径和轧制速度等密切相关； 随着检测技术的发展，h o f m a n n 等通过在轧机上安装轧件表面质量激光监测器发现五倍频 颤振使轧件表面形成形波。候福祥通过对某冷轧厂平整机支撑辊表面振纹的研究发现了平 整机振动频率，轧制速度和振纹间距三者之间的对应关系和轧辊表面之间的速差现象。 1 3 3 轧机主传动系统的扭振研究现状啪卜伽 早在六十年代，国外的钢铁公司就注意到了扭振对轧机主传动系统的影响，并进行了 大量的实验性研究，当时的研究水平只局限在实验测量和建立简单的力学模型，在理论上 始终没有进行较为深入的探究。如本世纪6 0 年代，美国伯利恒钢铁公司对轧机进行的现 场测试和理论分析，分析了由于轧机传动系统的频率和电机升高片的自振频率相耦合而产 生的共振问题。1 9 7 3 年美国钢铁工程师协会和j o n e s & l a u h l i n 钢铁公司系统的研究了轧机 扭转振动，他们得出了如下结论：保温帽头部有利于降低t a f 值：消除传动环节中的间隙， 对降低t a f 有重要意义；剪切键不宜作为机械保险件。 到七十年代，国内才对轧机的扭振问题引起重视，特别是过去的十年里国内几家轧钢 厂先后发生几起严重的与系统扭振有关的设备事故，更引起人们对扭振动载荷对系统影响 的研究。如北京科技大学林鹤教授对包头钢铁公司初轧厂和鞍山钢铁公司第二初轧厂的主 传动系统的研究，发现轧辊打滑造成的自激振动是引起主传动扭振破坏的主要原因；北京 科技大学陈先霖院士和邹家祥教授采用了轧机轴系参数优化设计方法在设计中预测及降 低扭矩放大系数；武汉科技大学对武汉钢铁公司1 7 0 0 冷连轧机传动系统的弧形接轴的振 动进行研究得出轧制速度对接轴振动影响很大，弧形齿接轴不对中而造成偏振以及齿轮箱 啮合激振。 近年来，尽管在振动机理上有所研究，但大多数仍局限在线性系统的动力学研究，在 力学模型的简化上与实际的轧制系统仍有一定的差距。在轧制系统中，由于制造工艺，装 配等因素，常使得系统中的连接处存在一定的间隙，这就会使主传动系统的刚度表现为非 线性，因此不能简单地用线性模型来描述这个系统。现在，针对轧钢过程中常发生的扭振 现象，国内外对轧机主传动系统扭振的研究主要集中在以下几个方面： ( 一) 避免系统工作过程中的共振合拍现象 机械振动中始终存在共振和拍的问题，轧机主传动系统的扭转振动也不例外，如何避 免轧机轧制过程中的共振和拍现象，是轧机设计和操作过程的一个重要问题。邹家祥，林 第4 页武汉科技大学硕士学位论文 鹤提出如何设计轧机主传动系统避免外界激励的频率与系统固有频率相同或接近的方法， 用轧机机座及相关部件的速度谱，速度谱含轧机系统的各阶固有频率与振型的数值，其固 有频率是不随轧制速度变化而变化的。速度谱中包括轧机各相关部件( 如电机、支撑辊、 工作辊等) 的运动频率，这些频率是随轧制速度而变化的。 ( 二) 轧机主传动系统t a f 的合理控制 通常用t a f ( f l p 扭矩放大系数) 来衡量轧机主传动系统对载荷的响应，在设计主传动系统 时要尽可能的使扭矩放大系数最小。c h a r l e sw t h o m a s 根据理论计算和实践验证，提出了 合理控制主传动系统t a f 时要注意以下几点： ( 1 )轧机主传动系统的固有频率应在2 0 h z 以下。第二阶固有频率为第一阶固有频率的两 倍以上，二阶以上的高阶频率要比它的前一阶频率高3 0 以上。这样设计出主传动系统的 扭矩放大系数才能得到合理控制。 ( 2 )根据轧机主传动系统的主振型图，处于节点处的截面对该阶振型的响应最大，即扭矩 放大系统t a f 最大。所以，系统中有齿轮传动时，节点的位置不能设计在齿轮部位，否则 由于齿轮的制造误差将引起很大的扭振；在电机直接驱动轧辊的主传动系统中，节点的位 置应设计在轧辊与电机之间。 ( 3 )如果设计的主传动系统扭矩放大系数t a f 大于2 5 ，则需要对系统进行修改。可以通 过增加系统的柔性( 如增加传动轴的长度或采用弹性联轴节) 来降低系统的固有频率；如 果要提高二阶以上的固有频率，可以通过提高主联轴器处的刚度。 h i s a s h il t o n j y o 和h a j i m ew a t a n a b e 对c h a r l e sw t h o m a s 的研究做了一些修改，主 要是考虑到了轧机的工作特点，将工艺和设备的影响因素都考虑在内，用系数法来表示的 扭矩放大系数t a f 为： ， t a f = 位口日+ 1 ) 口口+ 口c + 口d + 口e + ( 办+ 以+ 忍) 挚 ( 式1 1 ) h z 式1 1 中考虑了纯冲击因素，如口。为咬入速度系数( t h r e a d i n gs p e e df a c t o r s ) 与系统自 激振动频率，板坯头部形状，咬入速度有关；口日为传动机械结构参数( m e c h a n i c a ls t r u c t u r e o f d r i v ef a c t o r s ) 与传动系统惯性质量的分布，传动轴的刚度有关；凸0 为电机响应系数 ( m o t o rd r i v er e s p o n s ef a c t o r s ) 与控制系统的响应有关。式1 1 中还考虑到了操作和维 护引起的冲击因素，如轧辊轧件不同步系数( f a c t o r so fs y n c h r o n i z i n gb e t w e e nr o l l a n d m a t e r i a l 卜与轧辊打滑、辊道与轧件的速度差有关：岛为机座问不同步系数( f a c t o r so f s y n c h r o n i z i n gb e t w e e nn e i g h b o r i n gm i l l ) ，艮为传动间隙系数( f a c t o r so f b a c k l a s hi nd r i v e ) ，口d 为轧件头尾温差系数( f a c t o r so f t e m p e r a t u r ed e c r e m e n ta tt h et o pa n dt h et a i l ) ，g t 为上下轧辊 负荷不均匀系数( f a c t o r so ft o r q u eu n b a l a n c eb e t w e e nt o pa n db o t t o mr o l l 卜一与轧件表面温 武汉科技大学硕士学位论文第5 页 差、压下量、板坯翘曲程度等有，式1 1 中m 。为电机额定力矩，m ：为平均轧制力矩。 ( 三) 建立振动仿真力学模型 由于经典的力学方法过于简单，不能描述复杂的轧制过程，轧机动力分析大多采用系 统仿真的方法。当前，在大型轧机的设计过程中，建立相应的仿真模型，对影响轧机振动 的主要因素进行分析。轧机动力学仿真，包括建立一般的力学模型、扭振和弯曲振动的数 学模型的建立、影响轧机振动的主要因素分析、构成轧机振动的参数识别、转化成计算机 模型以及分析结果。如蔡敢为做的轧机振动有限元动力特性分析，于辉做的轧钢机机架的 动力学特性及强度研究等。 f 四) 打滑时系统的扭转振动 在干扰力的作用下，可能引起轧辊相对于轧件作周期性的打滑，这种现象称为轧制打 滑。打滑时的扭振，特别是打滑下的自激振动是一种极具破坏性的振动现象，是由干摩擦 引起的自激振动。现在有关这方面的研究只处于建立简单的力学模型来定性分析阶段。 1 4 有限单元法在轧机强度问题中的应用 现代化轧机的主要特点是：大型、重载、高速、连续自动化、精密化及工作条件恶劣 等等，这些特点就要求轧机的主要部件的寿命长久化，为达到这样的目的，采用现代力学方 法并充分利用有限单元法的思想和它产生的软件对经典力学问题进行研究是最有效和方 便的手段，同时应用先进的测试技术进行设备诊断，为分析设备的力学行为提供条件。近十 年来，计算机硬件技术的飞速发展以及计算机成本的迅速下降，极大的带动了有限元计算 软件的发展，显示程序功能也日渐增强，这为利用有限元法解决工程实际问题提供了广阔 的平台。 有限单元法在轧机研究中应用非常广泛，首先它应用于轧机设备的初始设计方面，可 以迅速而准确地分析结构强度和刚度等问题，计算出所设计的复杂零部件各部分的应力分 布情况，从而对结构进行校核计算，以此为优化结构设计提供依据。其次，它应用于现役的 轧机设备的零件断裂事故分析、改造设计、强度分析及零件表面使用特性的研究等等，为 扩大产品适用范围及延长使用寿命提供依据。如武汉科技大学的张显运用a n s y s 软件对可 逆式轧机的十字轴式万向联轴器的辊端叉头进行了三维有限元分析，找出了其危险部位， 确定了其能长期承受的扭矩和短时能承受的最大扭矩【3 l j 。 在有限元分析问题中有一类常见的接触非线性问题，其存在两个较大的难点：其一， 在求解问题之前接触区域，表面之间是接触或是分开未知的，突然变化的，它随载荷、材 料、边界条件和其他因素而定；其二，大多数的接触问题需要计算摩擦，有几种摩擦和模 型可供挑选，它们都是非线性的，摩擦使问题的收敛性变得困难。如文献i j z j 通过6 组磙子 疲劳试验得出，齿面摩擦力对接触应力的影响能否被忽略与齿轮的转速、材质、齿数、模 数及润滑状态等因素有关。 在有限元分析中还往往出现这种情况，即对于用户关心的区域，如应力集中区域，网 格太疏不能得到满意的结果，而对于这些区域之外的部分，网格密度已经足够了。子模型 第6 页武汉科技大学硕士学位论文 技术就是得到模型部分区域中更加精确解的一种有限单元技术。 予模型方法又称为切割边界位移法或特定边界位移法。切割边界就是予模型从整个较 粗糙的模型分割开的边界。整体模型切割边界的计算位移值即为子模型的边界条件。子模 型基于圣维南原理，即如果实际分布载荷被等效载荷代替以后，应力和应变只在载荷施加 的位置附近有改变。这说明只有在载荷集中位置附近才有应力集中效应，如果子模型的切 割边界远离应力集中位置，则子模型内就可以得到较精确的结果。子模型切割边界上的所 有结点，程序用原整体模型网格中相应的单元确定自由度数值，然后这些数值用单元形状 功能插值到切割边界上。整个模型切割边界的计算位移值即为子模型的边界条件，然后将 原整体模型上所有其他载荷和边界条件复制到子模型上。如文献1 3 驯中运用a n s y s 软件对可 逆式轧机的十字轴式万向联轴器的辊端叉头的危险部位运用了子模型技术，精确确定了其 能危险部位的最大和最小应力。 1 5 本文开展的主要工作 针对轧机主传动系统常发生的断裂事故和疲劳破坏，本课题以武钢二热轧r 2 四辊可 逆式粗轧机为研究对象，在现场测试的基础上，结合国内外对轧机主传动系统的扭振研究， 对r 2 轧机主传动系统进行动态特性分析，并利用有限元分析软件a n s y s 对r 2 轧机主传动 系统十字轴式万向联轴器进行三维有限元分析，主要包括以下几个方面的内容： ( 一) r 2 轧机主传动系统的现场力能参数测试 利用应变测试原理，对r 2 轧机主传动系统进行现场测试，测试内容包括上下传动轴 扭矩m 。、m ，下接轴应力盯，轧制力p ，获得主传动系统的固有频率，上下接轴扭矩 和下接轴应力的统计分布及扭矩放大系数t a f 。 ( 二) r 2 轧机主传动系统的动力特性分析 将r 2 轧机主传动系统简化为上、下两个质量弹性扭转振动系统，分别对其建立扭振 力学模型和数学模型，求出其固有频率、主振型和扭矩放大系数t a f ，并且将得到的结果 和测试结果相比较，从动力学的角度看轧机的轴系配置是否合理，并提出降低r 2 轧机主 传动系统扭矩放大系数t a f 的措施。 ( 三) r 2 轧机主传动系统万向接轴三维有限元分析 以r 2 轧机下万向接轴为研究对象。首先对接轴整体进行研究，确定约束条件，加载 载荷后得到接轴外表面的应力分布状况：接着根据粗糙模型得出的等效应力和主应力绝对 值最大点、及其相对应的点和应力最小点的位置，建立起包括这三点且边界远离它们的三 个子模型，加载不同载荷后得到接轴此处的应力分布状况；最后对计算结果进行分析，找 出应力破坏的原因和对接轴进行疲劳校核，在现场测试和理论研究的基础上提出合理化的 设备结构和工艺参数改进意见。 武汉科技大学硕士学位论文 第7 页 第二章r 2 轧机主传动系统力能参数测试 为了全面的了解轧机振动的实际特性，为下一步理论分析和有限元计算提供可靠的参 照，利用应力应变测试方法于2 0 0 5 年1 1 月3 日和1 1 月7 号两次对武钢二热轧厂r 2 轧机 的力能参数进行了现场测试，并根据这些数据分析得出该轧机的力能参数状况，作为建立 力学数学计算模型和有限元分析的试验基础。 2 1r 2 可逆式轧机主传动系统 ( 一) r 2 可逆式轧机主传动系统简图 r 2 可逆式轧机主传动系统采用两台同步电机直接驱动上下轧辊的驱动方式，其结构简 图如图2 1 。 下电机 上电机 母i 坚 图2 1r 2 可逆式轧机主传动系统结构简图 ( 二) r 2 可逆式轧机主要技术参数 工作辊直径1 2 0 0 11 0 0m 支持辊直径1 6 0 0 1 4 4 0 姗 辊身长度 2 2 5 0m 轧制力45000 k n 电机功率 2 7 5 0 0k w 电机转速0 4 5 1 0 0r p m 平衡缸平衡系数1 1 ( 测试工况) ，1 3 ( 破坏工况) 2 2 现场测试内容 ( 一) 上、下传动轴扭矩肘上、mp ( 二) 下连接轴应力c r ( 三) 轧制力p 第8 页武汉科技大学硕士学位论文 2 3 测试方案 2 3 1 测点布置 现场测试应力及扭矩测点布置简图如图2 2 所示。 主轴托臂 中心线 上传动轴 扭矩测点 江| 7 l r j 图2 21 2 轧机主传动系统测点布置图 2 3 2r 2 轧机主传动扭矩测点位景及测试方法m “ 上传动轴扭矩m 及下传动轴扭矩m f 的测试位置如图2 2 所示。测点所在位置为外 径d = 9 3 0 m m ，内径为d = 7 3 6 m m 的空心轴段。在该轴段上沿与轴线成4 5 0 方向粘贴四片电阻 片( 如图2 3 示) ，按图2 4 组成全桥测试电路。信号经集流环输入y d - 2 8 a 型动态应变仪， 再经a d 变换后由计算机记录。采用等强度刻度梁进行标定。等强度梁上( 受拉) 、下( 受 压) 两面各贴两片电阻应变片r 。、r 。和r 。、毗，同样按图2 4 组成全桥测试电路，用标准 砝码加载进行标定。得到上传动轴扭矩标定值为k = 2 4 2 3 7 m p a v ，下传动轴扭矩标定值为 k = 2 4 1 9 0 m p a v 。 图2 3 扭矩贴片示意图 图2 4 全桥测试电路 测试轴段的抗扭截面系数“7 1 为： 形：wf：z(_d4-一d4)一z(930-7364)960107小朋3 ( 式2 1 ) 1 1 6 d1 6 9 3 0 m 上= k 1 + u “1 ：矽j ：x 1 0 3 ( 树删) ：2 4 2 3 7 x u 9 6 0 1 07 1 0 ：1 8 1 7 7 8 uj (柳m)102 8+ 1 、 ( 式2 2 ) 武汉科技大学硕士学位论文第9 页 m t = 而k u v 酥l 。3 ( 埘。州) ：2 4 1 9 0 x u 9 6 0 1 0 7 1 0 6 l + o 2 8 = 1 8 1 4 2 5 u t ( k n m ) ( 式2 3 ) 式中，。，已下扭矩信号的电压( 由计算机记录) ，单位v p 轴段材料的泊松比，取_ = 0 2 8 2 3 31 1 2 轧制力p r 2 轧机轧制力p 经隔离器隔离后，通过屏蔽电缆由主电室引到测试现场接入计算机。 轧制力标定值为4 5 0 t v ( 由二热轧电气车间提供) 。 2 3 4r 2 轧机主传动应力测点位置及测试方法 采用电阻应变方式测试应力。由于该轴受力情况较复杂，主应力方向未知，故采用应 变花来测该处应力。如图2 2 所示，主传动轴l 应力测点距主轴托臂中心线的距离为 7 9 3m m ，水平方向( o 。) 、4 5 。方向与垂直方向( 9 0 。) 的应变片对应的信号分别为3 、矿、 5 。；主传动轴2 。应力测点距主轴托臂中心线的距离为6 4 3 m m ，水平方向( 0 。) 、4 5 。方向与 垂直方1 句( 9 0 。) 的应变片对应的信号分别为2 。、r 、矿。贴片示意图如图2 5 。考虑到在轧 制工作过程中测点温度会发生变化，为了补偿温度变化造成的测试误差，在测点附近放置 一小钢块( 不受力) 作为温度补偿块( 与测点温度相同) 。每个温度补偿块上贴上三片电 阻应变片，分别与该测点应变花的三个工作片按图2 6 组成半桥测试电路。 采用等强度刻度梁进行标定。在等强度梁上面贴一片电阻应变片r l 、在测点附近放置 温度补偿块，温度补偿块上贴上电阻应变片r ：，r 和同样按图2 6 组成半桥测试电路。 用标准砝码加载进行标定，可得到各测点的应力标定值，3 。标定值为k = 9 7 0 8 7 m p a v ，4 # 标定值为k = 9 7 2 7 6 m p a v ，5 4 标定值为k = 9 6 7 1 2 m p a v ，2 。标定值为k = 9 6 9 0 0 m p a v ，7 标定值为k = 9 7 4 6 6 m p a v ，6 标定值为k = 9 7 0 8 7 m p a v 。 图2 5 应变花贴片示意图图2 6 半桥测试电路 根据检测信号，按以下公式计算出传动轴测点的最大主应力c r n 。、最小主应力。 和最大主应力方向角曰： 第1 0 页武汉科技大学硕士学位论文 = 卦1 瞥+ 南瓜丽可i 鬲丽 c 龀a ， 一乏i 降一击瓜丽硒丽 c 龀s ， 拈纠掣 c 船e ， 式中a = 0 2 8 为主轴材料泊松比；盯。、盯。，、盯9 0 分别为水平( o 。) 方向、4 5 。方向与垂 直( 9 0 。) 方向的应力测试值。 2 4 测试系统框图 各测点应力信号接入动态应变仪，经a d 变换后由计算机记录，每通道的采样频率为 1 0 0 h z 。系统测试框图如图2 7 。 圭垫丝卜_ + y d 一2 8 a 匝囹一 动 l j p i i i a d计 打 态 数算 应 据机 巨囹一 变 采广1分 印 仪 集析 机 厂i 习- 磐 ；“ 8 1 万i i 一 图2 7测试系统框图 2 5 测试材质 2 0 0 5 年1 1 月3 日和1 1 月7 日，两次对武钢二热轧的1 1 个轧制品种的1 7 4 块钢坯轧 制过程中主传动系统的力能参数进行了测试。1 1 月3 日测试钢坯规格及数量如表2 1 所示， 1 1 月7 日测试钢坯规格及数量如表2 2 所示。 表2 11 1 月3 日测试钢坯规格及数量 材质产品规格( 厚宽长) ( m m )板坯数量( 块) d c 0 12 5 0 13 0 0 x 8 6 0 02 q 2 3 5 a 2 3 0 x15 5 0 8 6 0 0 2 r c l 3 8 02 3 0 xl5 5 0 8 0 0 05 q 2 3 5 a 2 3 0 x 1 5 5 0 1 0 8 0 03 s t 5 2 3 2 3 0 ) ( 1 7 0 0 ) ( 】0 0 0 03 武汉科技大学硕士学位论文第1 1 页 q 3 4 5 a 2 3 0 x1 5 9 7 x 1 0 5 0 0l q 2 3 5 a 2 3 0 x 1 5 5 0 x 1 0 8 0 08 q 2 3 5 b 2 3 0 x 1 5 5 0 9 9 5 01 4 s a e l 0 0 82 3 0 x 1 6 0 0 x 9 9 5 02 2 s p h c2 3 0 x 1 5 5 0 x 1 0 8 0 05 0 8 a l 2 3 0 x 1 5 5 0 x 1 0 8 0 0 4 r c l 3 8 02 3 0 x 1 5 5 0 x 1 0 8 0 06 表2 21 1 月7 日测试澍试钢坯规格及数量 材质产品规格( 厚宽长) ( m m )板坯数量( 块) q 2 3 5 a 2 3 0 2 0 5 0 9 9 5 04 1 q 3 4 5 b 2 3 0 x 1 8 5 0 x 9 1 0 04 q 3 4 5 a 2 3 0 x1 8 5 0 x 9 0 5 06 q 3 4 5 b 2 3 0 x 1 8 5 0 x 1 0 6 0 03 q 3 4 5 a 2 3 0 x 1 8 5 0 x 1 0 8 0 0 2 q 3 4 5 a 2 3 0 x 1 9 5 0 x 8 4 0 01 1 q 3 4 5 b 2 3 0 x1 9 5 0 x 1 0 6 0 09 a p l 5 l b2 3 0 x 1 9 5 0 x 8 4 0 02 3 2 6 记录曲线及测试数据 2 g 1 扭矩和轧制力记录曲线 图2 8 2 1 0 为2 0 0 5 年1 1 月0 7 日轧制计划号为8 3 2 4 d 中钢号为5 2 9 2 3 5 3 2 ( q 3 4 5 b ， 2 3 0 x 1 8 5 0 1 0 6 0 0 ) 的板坯时r 2 轧机上下传动轴扭矩m 上，m 下及轧制力p 的记录曲线。 e 曼 一 聚 嗣 i 凡l 、 k il 1i 孤山n 叶：p卜一l牯 讪岬 ， 一 档 卵 r r 田 i 【8 ) 图2 8 上扭矩记录曲线( q 3 4 5 b ，2 3 0 x1 8 5 0 x1 0 6 0 0 ) 锄 锄 。 锄 啪 锄 第1 2 页武汉科技大学硕士学位论文 1 0 0 0 卜i io b 擐o r 辑，ml - 。1 5 0 0 e ： 0 纂1 # 加帕叩1 0 01 加1 加 t f , b i 图2 9 下扭矩记录曲线( q 3 4 5 b 。2 3 0 x1 8 5 0 1 0 6 0 0 ) _ _ 一 。 _ | - _， 二； h v v 7 d 一 _ 1 0 01 2 01 柏伯口 图2 1 0 轧制力记录曲线( 0 3 4 5 b 。2 3 0 x1 8 5 0 1 0 6 0 0 ) 对实测的上、下主传动系统扭振波形进行功率谱分析可得上、下主传动系统的第一阶 固有频率( 基频) 如图2 1 1 和图2 1 2 。 。付 图2 1 1r 2 轧机上主传动系统扭振功率谱圈 1 7 5 厂叫 一 i |7、， 、 7留 “ 、 频率日 图2 1 2p , 2 轧机下主传动系统扭振功率谱图 2 6 2 应力记录曲线 图2 1 1 2 1 4 为2 0 0 5 年1 1 月0 3 同轧制计划e 8 2 6 4 中钢号为5 2 0 8 1 7 7 9 ( _ r c l 38 0 ， 武汉科技大学硕士学位论文第1 3 页 2 3 0 1 7 0 0 x 1 0 0 0 0 ) 的板坯时r 2 轧机下传动轴l 存测点的应力记录曲线，及l # 测点第四道次 的应力记录曲线。 ： ： 艮 。 j i。 峄；： 谳 毗：删霪 矬； 蝴：薄 二 - h 制1 0加加1 叩1 t 图2 1 11 # 测点最大主应力( r c l 3 8 0 ，2 3 0 x 1 7 0 0 1 0 0 0 0 ) 硼 秤二： ；r 1 i l f 御稚芝蟠撇嘶惩： 瓣 l -_ 越 t _ i t 卜嚣 i l l ； 0柏即1 0 0 t n 图2 1 21 # 测点最小主应力( r c l 3 8 0 ，2 3 0 x 1 7 0 0 x 1 0 0 0 0 ) 飞厂、 厂、 、u 弋产弋=f 、7 c - i ：气 口 是， 弋：7 一、 t ( 8 ) 图2 1 31 # 测点第四道次最大主应力( r c l 3 8 0 ，2 3 0 1 7 0 0 1 0 0 0 0 ) i 广7眵一 了 | 力 、 i，仝 ? v 、 u 、 k s ) 图2 1 41 # 测点第四道次最小主应力( r c l 3 8 0 ，2 3 0 1 7 0 0 1 0 0 0 0 ) ；日 侣 m 5 o 与 霄正苫r趟卅k 5 d占坩信衢弱 (1堇茕埙州 一芒舌r瑷卅 第1 4 页武汉科技大学硕士学位论文 2 7 测试数据分析 2 7 1 扭矩和轧制力峰值分布概率图 图2 1 5 是轧制力峰值分布概率图。 ： 曼 歌 凹晒 西夏 蛐 1 17 0 监 h ，加 l i 广h 马吗h 圈2 1 5 轧制力峰值分布概率图 图2 1 6 是轧制力均值分布概率图。 图2 1 6 轧制力均值分布概率图 武汉科技大学硕士学位论文第1 5 页 图2 1 7 是上扭矩峰值分布概率图。 逝 2 2 5 4 趔 6 7 7 、叨 厂 。卫冽 5 0 06 劬09 5 01 1 1 2 5 01 4 0 0 1 5 5 0 1 7 0 01 8 5 02 0 0 0 上扭矩峰值( 川m ) 图2 1 7 上扭矩峰值分布概率图 图2 1 8 是上扭矩均值分布概率图。 1 9 1 1 76 5 1 42 3 蛆 9 2 5 _ _ _ _ - 一 驾18 0 一广 o 2 0 0 3 5 05 0 06 5 0 咖9 5 01 1 0 01 2 5 0 1 4 0 01 5 5 0 t 7 0 0 上扭矩均值u , nm l 图2 1 8 上扭矩均值分布概率图 r ；日 挪 佰 坩 0 0 g * 孽m 暴 答 加 侣 加 静肇静求 第1 6 页武汉科技大学硕士学位论文 图2 1 9 是下扭矩峰值分布概率图。 1 韭 1 7 1 2 1 65 4 1 3 6 1 1 2 1 4 6 7 6 6 朋。 _ _ _ 一 l c t 4 1 5 0 f l6 5 0 8 0 09 印1 1 1 2 5 0 f 4 0 01 5 5 01 7 0 0 1 8 5 02 0 下扭矩峰值o “m ) 图2 1 9 下扭矩峰值分布概率图 图2 2 0 是下扭矩均值分布概率图。 图2 2 0 下扭矩均值分布概率图 2 7 2 实测的t a f 值 通常用扭矩放大系数t a f 来评定轧机主传动系统对外加载荷的响应，扭矩放大系数用 式2 7 表示。 扭矩放大系数( t a f )= 器( 式2 7 ) 根据现场测试的上、下扭矩峰值和均值可以得到t a f 的实测值见表2 3 。 0 8 5 4 2 0 8 6 4 2 0 (一斟鞋器末 武汉科技大学硕士学位论文第1 7 页 表2 3 实测t a f 值 l 内容 m t ( k m m )mf ( k n m ， 峰值平均值 t a f 峰值平均值 t a f l 平均值 1 1 4 0 7 4 0 1 5 41 0 6 08 0 01 _ 3 3 2 7 3 应力峰值分布概率图 金属结构疲劳与结构应力的主循环特征密切相关，应力的微小波动对疲劳寿命影响甚 微。将轧制过程中各测点应力的幅值变化( 略去微小波动) 做出，形成各测点的应力等效 曲线。 图2 2 l 是1 4 测点( 近传动侧) 的最大主应力峰值分布概率图。 卫l 王亟卫皿 仡j 卿 -40 4 应力峰值( m p a ) 图2 2 11 4 测点( 近传动侧) 的最大主应力峰值分布概率图 图2 2 2 是1 4 测点( 近传动侧) 最小主应力峰值分布概率图。 j 丑监 _ 1 赳 8 醯 多 o4 5o4 5l 应力峰值m p a ) 图2 2 2l4 测点( 近传动侧) 的最小主应力峰值分布概率图 第1 8 页武汉科技大学硕士学位论文 图2 2 3 是1 “测点( 近传动侧) 的最大主应力峰值分布概率图。 图2 2 31 # 测点( 近传动侧) 的最大主应力峰值分布概率图 图2 2 4 是2 4 测点( 远传动侧) 最小主应力峰值分布概率图。 3 4 9 8 2 2