一种高刚度六辊轧机机架刚度和模态分析

曾 春 张凤泉 骆忠汉

（国家硅钢工程技术研究中心 湖北 武汉：430080）

轧钢机机架是工作机座的重要部件，用来安装轧辊轴承座及轧辊调整装置并承受轧制力，因此其强度和刚度影响到整个轧机的可靠性、装配关系和轧制精度。对普通轧机而言，增加机架刚度的常用方法是增加机架断面尺寸，这种做法往往使机架异常庞大。本文利用有限元法对一种斜楔液压压下的高刚度六辊轧机进行刚度和模态分析，并与普通六辊轧机机架的分析结果进行了对比，为高刚度机架的设计及抑制轧机振动提供理论依据。

1 斜楔液压压下高刚度六辊轧机的结构和工作原理

轧机压下装置主要用来确定轧辊的位置，以保证轧件按给定的压下量轧出要求的断面尺寸。高刚度轧机压下装置是将液压压下斜楔结合在一起，既有液压压下反应快的优点，又有斜楔调整精度高且带自锁功能的特点，见图1。

该压下系统工作原理是：压下液压缸1固定在机架上，压下时，压下液压缸1通过连接装置2，推动压紧斜楔块3向下移动，压紧斜楔块3通过斜面压下支撑辊轴承座4，完成压下任务后，支撑辊轴承座4与压紧斜楔块3通过斜面牢固贴合，且由于斜面限制，防止了支撑辊轴承座的向上移动。即轧机工作时，支撑辊轴承座、压紧斜楔块与机架形成自锁，成为一个刚性整体，此时液压缸腔内的压力可以为零。抬起支撑辊时，压下液压缸1通过连接装置2，抽回压紧斜楔块3向上移动，支撑辊轴承座4的平衡系统将支撑辊及支撑辊轴承座抬起。斜楔液压压下方式的有益效果是：

图1 斜楔液压压下轧机系统

（1）由于自锁作用，轧机工作时上支撑辊以上的部件（包括压下系统、机架横梁等）可以不承受轧制力，从而减少了机架横梁变形，避免了液压压下系统的控制元件、液压密封件长期在高压油的作用下而导致的使用寿命降低。

（2）由于自锁作用，液压缸腔内的压力为零，轧制应力经支承辊座直接传递给斜楔和机架立柱，而不经过压下系统和机架横梁，从而缩短了轧制应力线长度，机架的纵向变形减小，提高了机座的纵向刚度，实现恒辊缝控制。

2 机架的刚度分析

本文建立了六辊普通轧机机架和六辊高刚度轧机机架模型，采用有限元法对两种机架进行刚度分析，其中高刚度轧机机架模型为机架、斜楔块和上支承辊轴承座的刚性整体。机架主要尺寸参数为：机架总高L＝8380mm，宽B＝2730mm，厚 H＝660mm，支承辊窗口宽度W1＝1570mm，中间辊和工作辊窗口宽度W2＝1620mm，立柱截面积b×h＝580mm×660mm，支承辊辊径φ646mm。

2.1 有限元模型建立

材料弹性模量E＝2.1×1011Pa，泊松比μ＝0.3，密度ρ＝7.8×103kg／m3。将三维建模软件UG建立的机架实体模型通过软件内置接口导入到ANSYS，采用20节点单元类型SOLID95六面体单元，使用自由网格对实体进行划分，得到高刚度轧机和普通轧机机架网格划分如图2所示。

图2 轧机机架网格划分

2.2 施加载荷和约束

轧机最大轧制力为1.0×107N，每个机架所受最大轧制力为5×106N。计算过程中，不计机架所受横向力，只考虑轧制力。对普通机架，轧制力均布于上、下横梁受力面；对高刚度机架，轧制力均布于上支承辊轴承座孔上表面和下横梁受力面。机架地脚螺栓联接处为刚性约束，因此将机架地脚螺栓孔及孔底端面施加X、Y、Z三个方向位移为零的约束。

2.3 变形分析

普通轧机机架和高刚度轧机机架在轧制力作用下的横向、纵向及总变形如图3～图8所示。变形结果汇总见表1。

表1 机架变形结果比较

由表1看出，（1）对于板带轧机，冷轧机机架允许变形［f3］＝0.4mm～0.5mm，故机架变形量在允许范围内［1］；（2）相同轧制力下，高刚度轧机较普通轧机机架变形明显减小，高刚度机架刚度显著提高。

3 机架的模态分析

轧机机架不仅要具有足够的强度和刚度，还要避免冲击力引起的频率共振。通过对机架进行模态分析，计算出其固有频率，为机架设计、避免共振和减少振动幅值提供理论基础［2－3］。

机架模态分析的有限元模型约束形式与刚度分析的约束相同，经ANSYS模态分析模块计算，提取前40阶固有频率如表2和表3所示。观察计算结果中各阶模态的振型变化，引起机架产生较大纵向变形量的模态如表4所示。

表2 普通机架固有频率

表3 高刚度机架固有频率

机架的第1阶固有频率，是该结构最容易发生的振型频率。采用解析法计算机架第1阶固有频率公式为：

表4 机架纵向变形量较大的模态

式中：M11—机架等效质量；

f11—机架的柔度。

单自由度系统中，柔度f11与刚度K11互为倒数。故

式中：K11—机架的刚度。

由表2和表3，普通机架和高刚度机架第1阶固有频率f1和f′1分别为7.8101Hz和7.4483Hz，二者值基本相等。由于高刚度轧机工作中，支撑辊轴承座、压紧斜楔块与机架形成刚性整体，故其机架等效质量M′11包括机架、支承辊轴承座和压紧斜楔在内，因而大于普通机架等效质量M11，故由公式（2）得出，高刚度机架刚度大于普通机架刚度，这与静态分析结果是一致的。

由表4，高刚度轧机机架低频下的纵向变形量小于普通轧机，高频下纵向变形量大于普通轧机。在结构的动力响应中，低阶模态占主要地位，高阶模态对响应的贡献很小，其影响可忽略不计，故高刚度轧机垂向动态刚度高于普通轧机。

4 结 论

（1）本文介绍了一种斜楔液压压下六辊高刚度轧机工作原理，建立了该高刚度轧机和普通六辊轧机的有限元模型，并进行静力学分析和模态分析。

（2）静态分析结果表明，机架变形量在允许范围内；相同轧制力下，高刚度机架刚度明显高于普通轧机。

（3）模态分析结果表明，高刚度轧机产生垂向振动的固有频率阶数较普通轧机少。低阶模态下，高刚度轧机机架的纵向变形量小于普通轧机，故其垂向动态刚度高于普通轧机。通过对斜楔液压压下六辊高刚度轧机的静态和动态特性的计算分析，为该高刚度轧机的设计、应用和抑制振动提供理论依据。

［1］邹家祥.轧钢机械［M］.北京：冶金工业出版社，2000.

［2］邹家祥，徐乐江.冷连轧机系统振动控制［M］.北京：冶金工业出版社，1998.

［3］吴国彦，罗莹艳.2150热连轧机机架强度刚度和振动分析［J］.辽宁科技大学学报，2008，31（6）：589－591.