1880热轧SSP定宽机结构特点分析

时间：2024-07-28

刘松，廖永锋

(宝钢股份公司热轧厂，上海 200941)

1 前言

目前，世界上生产的热轧大侧压定宽机(SSP)主要由MH、IHI、SMSD三家公司生产，结构特点各有不同。90年代中期，宝钢1580热轧是首次引进日本IHI设计制造的大侧压定宽机，随后在鞍钢、武钢等厂分别引进了德国SMSD生产的大侧压定宽机。宝钢1880热轧引进了日本MH(三菱日立生产的走停式大侧压定宽机，其结构、功能等都与IHI、SMSD有很大不同。因此，本文对MH设计制造轧机的结构包括牌坊定位、曲轴连接、减速机间隙控制进行分析，制定维修技术标准，保证设备稳定运行。

2 SSP主要技术参数

侧压方式走停式侧压方式

最大侧压量 350 mm

主马达 1－AC3300 kW×550/650 r/min

最大轧制力 24.5 MN

侧压频率 52次/min

最大板坯步进长度 386.5 mm

减速机传动比 1∶12.7

噪音＜95 dB

3 设备结构特点

3.1 SSP牌坊

1880轧机SSP定宽机牌坊定位方式非常特殊，牌坊直接放置在底座上面，通过底座四块止挡定位，无地脚螺栓固定。为预防牌坊断裂故障发生，对牌坊定位的可行性进行了理论分析，并对牌坊间隙提前加以跟踪、控制。

出口侧牌坊靠死牌坊底座止挡，入口侧牌坊通过调整预留1～1.2 mm余量，保证牌坊热胀冷缩变形。工作侧牌坊靠死牌坊底座止挡，传动侧牌坊通过调整预留1～1.2 mm间隙，保证牌坊本体在轧制过程中的变形。

轧制力通过模块、内块、外块、曲轴完全作用在牌坊本体上，牌坊在轧制过程中发生弹性变形。假设牌坊结构为实体，本体材料为SC450(JIS)，根据弹性变形阶段虎克定律公式

式中，F为SSP牌坊在轧制过程中最大轧制力，F=24.5 MN;牌坊材料为SC450(JIS)，弹性模量E=206 GPa;L为牌坊长度，L=17.36 m;A为牌坊截面积，A=2.57×0.41=1.0537 m2。

计算得 ΔL=0.95 mm

SSP牌坊受力如图1所示，牌坊在轧制过程中处于最大轧制力时，牌坊双边产生的变形量为0.95 mm。设备安装时传动侧牌坊通过调整垫片预留1～1.2 mm间隙，而SSP牌坊通常轧制力为15 MN左右，所以SSP牌坊预留间隙是可以保证牌坊本体变形量的。由于定位挡块安装位置为牌坊中部，所以该部分预留间隙量并不考虑牌坊本体由于热胀冷缩引起的变形量。

图1 SSP牌坊受力图Fig.1 Free-body diagram of stress for SSP housing

此种中间定位、两边控制牌坊变形量的控制方式，可以满足轧机正常工作。同时此种牌坊在牌坊定位安装间隙控制非常关键。如果间隙控制不良，将直接造成挡块异常受力。

3.2 曲轴

曲轴组件由偏心轴、扇形齿、弧形板、连接臂、齿接手等几个关键部件组成。曲轴通过连接臂、外块、内块将大电机上的动力转换成模块的轧制力。曲轴弧形板、扇形齿是曲轴连接的关键机构，其结构及受力情况分析非常重要。在外方某厂曾发生过由于尺侧间隙控制不良，外块弧形板异常磨损，造成扇形齿发生根切现象，并异常断裂。有必要对曲轴弧形板、扇形齿的受力及运动情况进行分析，了解其受力及运动特性，避免扇形齿根切情况发生。

3.2.1 弧形板、扇形齿结构

弧形板、扇形齿结构是实现曲轴转动转化为外块往复直线运动的关键部件，外块弧形板与曲轴弧形板通过外块平衡油缸紧紧贴在一起。在曲轴转动过程中，由于两弧形板之间的摩擦力存在，实现了曲轴连接臂由转动向直线运动的转化。

如图2所示，两边弧形板之间的曲率分别为1792(外块侧)和1408(曲轴侧)。扇形齿曲率与对应弧形板曲率相等。扇形齿之间间隙通过碟簧调整，调整后在弧形板紧贴的情况下，保证扇形齿之间的间隙为0～0.858 mm。

图2 扇形齿结构图Fig.2 Structure diagram of sector gear

3.2.2 弧形板、扇形齿运动分析

(1)摆动。在曲轴转动过程中，由于弧形板摩擦力的存在，实现了曲轴连接臂由转动向直线运动的转化，而由于曲轴本身偏心量为86 mm，所以当曲轴由上死点转动到下死点的过程中，随着曲轴弧形板上下摆动，曲轴扇形齿也做上下摆动往复运动。按照相对运动理论，曲轴弧形板相对于外块弧形板做上下摆动。

(2)直线运动。曲轴在左右死点交替转动过程中，实现了整个部件的直线往复运动。

(3)复合运动。在曲轴转动过程中，弧形板、扇形齿运动为摆动与直线运动的复合运动。

3.2.3 受力分析

(1)轧制间歇中，弧形板之间由于外块平衡油缸作用，产生摩擦力，实现曲轴连接臂由转动向直线运动的转化。此时，弧形板之间仅仅承受摩擦力作用，扇形齿之间由于间隙的存在，本身并不承受力作用。受力分析如图3所示。

式中，Fa为外块平衡油缸产生的作用力，压力设定为10.8 MPa，经过计算Fa=0～80 MN;f为弧形板之间摩擦系数，取0.1。

图3 等钢时弧形板受力简图Fig.3 Forced diagram of arc plate in idle interval

在轧制间歇，弧形板之间的摩擦力为FR=0.04 MN。

(2)轧制过程中，由于轧制力分力FP的存在(FP=Fa/2×sinγ)，导致弧形板之间可能出现打滑现象。所以在弧形板之间设置扇形齿，其受力分析如图4所示。

图4 轧制过程中弧形板受力简图Fig.4 Forced diagram of arc plate in rolling period

(3)弧形板之间的滑动摩擦力

式中，Fa1为油缸平衡力，假设油缸平衡力保持不变;Fa2为轧制力，最大轧制力为24.5 MN。单块弧形板受力12.25 MN;

弧形板在轧制过程中承受的摩擦力为FR=1.23 MN。

(4)打滑条件

以最大轧制力作用为例，在轧制某瞬间轧制力产生的分力为

式中，sinγ=(0～86)/1270;取 sinγmax=0.0677。

弧形板之间的最大静摩擦力(与滑动摩擦力近似相等)为FR=1.23 MN

弧形板发生打滑的条件为FP≥FR，所以弧形板之间的摩擦力保证了弧形板之间不发生打滑现象。

在轧制过程中，如果发生打滑现象，扇形齿的受力计算公式为

计算得扇形齿单齿受力0.205 MN

扇形齿在曲轴动作过程中并不承受轧制力作用，也不是保证曲轴动作转化的主要部件，扇形齿之间的啮合有效地制止了弧形板之间的打滑现象。由于弧形板本体存在磨损、挤压失效形式，当弧形板本体发生磨损、挤压变形之后，扇形齿磨损会随之加大(由于碟簧的存在扇形齿之间不会发生猛烈冲击)，同时由于弧形板磨损后扇形齿间不断靠近，甚至发生根切，所以制定弧形板磨损量为4 mm，同时制定扇形齿的磨损极限是0.7 mm。

3.3 主减速机

SSP主减速机通过两级齿轮传动，传动总速比为1∶12.27，两齿轮箱通过同步中间轴连接，同步轴两端设置飞轮，减少扭振。基于1580轧机SSP定宽机主减速机在齿轮侧隙方面的经验，其噪音主要来自上部主传动减速机，主要原因是主减速机齿侧间隙过大。齿侧间隙为0.8～1.6 mm。因此，热轧主减速机设计时在齿轮制造精度、间隙的控制上进行了改进，确定齿轮精度为JIS 2级，齿侧间隙按以下控制:伞齿轮0.48～1.00 mm;一级斜齿轮0.48～1.00 mm;二级斜齿轮0.60～1.00 mm。