連軋管機(jī)組軋機(jī)系統(tǒng)強(qiáng)度的綜合評(píng)價(jià).pdf

1、某廠180無縫機(jī)組MIN—MPM 連軋管機(jī)組由五架軋機(jī)組成。初始設(shè)計(jì)時(shí)，第一架軋機(jī)主電機(jī)功率為1700KW，第二架軋機(jī)的主電機(jī)功率2000KW，在軋制普通規(guī)格產(chǎn)品時(shí)基本能滿足要求。但是在軋制薄壁鋼管時(shí)，1號(hào)水平軋機(jī)和2號(hào)立輥軋機(jī)的電機(jī)其能力明顯不足經(jīng)常出現(xiàn)電刷燒損現(xiàn)象，給現(xiàn)場(chǎng)維護(hù)帶來了很大的困難，為此該廠對(duì)1號(hào)和2號(hào)軋機(jī)的主電機(jī)進(jìn)行了擴(kuò)容改造。具體的改造方案如下：利用原來的兩臺(tái)電機(jī)，再增加一臺(tái)1700KW電機(jī)，將1號(hào)軋機(jī)主電機(jī)功率擴(kuò)大到

2、2000KW，2號(hào)軋機(jī)主電機(jī)功率由2000KW改為兩個(gè)1700KW電機(jī)串聯(lián)，這樣從根本上解決了現(xiàn)場(chǎng)存在的問題。電機(jī)擴(kuò)容改造后，尤其是2號(hào)軋機(jī)，其動(dòng)力可以提供的軋制能力得到了很大提高，但另一方面隨著軋制能力的提高，原來的傳動(dòng)系統(tǒng)和機(jī)架的強(qiáng)度成為該廠十分關(guān)注的問題，本文就是在這樣的背景下產(chǎn)生的。 本文運(yùn)用振動(dòng)理論和有限元分析技術(shù)，對(duì)軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)和軋機(jī)機(jī)架強(qiáng)度做了深入細(xì)致的探討。首先借助振動(dòng)理論建立了扭振系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，并應(yīng)用Sol

3、idworks軟件和傳統(tǒng)計(jì)算公式計(jì)算出轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和扭轉(zhuǎn)剛度，進(jìn)而將該扭振系統(tǒng)簡(jiǎn)化為四質(zhì)量扭振系統(tǒng)并計(jì)算出該扭振系統(tǒng)的固有頻率和主振型。關(guān)于對(duì)扭矩響應(yīng)計(jì)算，本文采用振型疊加法作為理論依據(jù)，應(yīng)用龍格庫(kù)塔法并結(jié)合初始條件和載荷條件計(jì)算出各軸段的扭矩響應(yīng)波形和扭矩放大系數(shù)。以傳動(dòng)系統(tǒng)所計(jì)算出的扭矩放大系數(shù)為基礎(chǔ)并結(jié)合傳動(dòng)系統(tǒng)的尺寸和材質(zhì)進(jìn)行了強(qiáng)度分析，找出軋輥與減速機(jī)之間軸段為系統(tǒng)的薄弱環(huán)節(jié)。在此基礎(chǔ)上，由于軋機(jī)機(jī)架的不可更換性，它的強(qiáng)度和剛度直

4、接制約著設(shè)備所允許的最大軋制力，所以需要將系統(tǒng)薄弱環(huán)節(jié)所承受的扭矩轉(zhuǎn)換為軋制力以確定機(jī)架在此時(shí)的受力狀態(tài)。根據(jù)帶心棒軋制變形區(qū)的受力狀態(tài)，將最大軋制力矩乘以扭矩放大系數(shù)得出最大動(dòng)態(tài)扭矩值并將其轉(zhuǎn)換為軋制力，將此軋制力作為載荷條件加到軋機(jī)機(jī)架上，最后應(yīng)用ANSYS8.0計(jì)算出此時(shí)的機(jī)架強(qiáng)度和剛度，得出此載荷狀態(tài)下機(jī)架的強(qiáng)度和剛度足夠，機(jī)架在此載荷下安全。 根據(jù)動(dòng)靜態(tài)分析結(jié)果，本文對(duì)改進(jìn)后的系統(tǒng)進(jìn)行了綜合評(píng)價(jià)，最終的評(píng)價(jià)結(jié)果是：該廠