机架改进（共4篇）
机架改进 篇1
作为关键设备的机架辊是φ650轧机轧制过程中必不可少的设备, 它也是与轧机联系最紧密的设备之一。机架辊为独立传动的辊道, 位于轧机前端, 紧靠轧辊。高温轧件的轧制是在轧机上进行多道次穿梭轧制, 机架辊的作用就是将轧件顺利送入轧机并从轧机接受轧件, 其工作时随轧件频繁正、反转。机架辊因位于轧机前端, 受强烈冲击, 同时受轧辊冷却水及氧化铁皮的影响, 其工作条件也非常恶劣。
1 机架辊存在的问题分析
机架辊的装配图, 其主要参数如下:
辊颈×辊长:φ300×1 800 mm;辊子间距:550 mm;辊子个数:3根;辊子线速度:1.93 m/s
减速机速比i:3.5;电动机型号:YJC252-84 kw
该机架辊辊子与减速机通过万向联轴节相连。由于机架辊运行时受冲击及负荷大, 就导致万向联轴节故障频繁。万向联轴节在机架辊的运行过程中会发生以下问题:
(1) 万向联轴节中的左、右接头极易发生变形。如图1所示, 万向联轴节中的左、右接头为“叉口”形状, 由于机架辊在生产过程中随轧件频繁来回启动频率高, 受冲击力大, 这就导致左、右接头的端部极易发生变形, 一旦端部变形就会致使套在左、右接头上的叉口套被卡死, 这时若要取下叉口套就相当困难, 只能用气焊将其切割报废。
(2) 左、右接头中的垫板易断裂。由于垫板在原设计中没有设计注油孔, 在生产过程中无法向垫板的表面加润滑油, 从而造成垫板磨损严重, 容易断裂。据统计, 每月消耗的垫板数量在20件左右。
(3) 减速机输出轴及地辊辊颈易被折断。万向联轴节中的连接轴两端的“扁头”因处于同一平面, 这就要求减速机输出轴中心线与地辊的中心线在安装时必须在同一直线上。如若两者的偏差较大, 或者在生产过程中两者产生了较大的偏差, 这都将致使连接轴在机架辊频繁的来回运转中对左、右接头产生弯曲力, 该弯曲力的存在就能将减速机输出轴或地辊辊颈折断。
2 改进方案
针对前面所述的问题, 经过分析研究, 对万向联轴节进行了以下改进 (改进后的万向联轴节示意图如图2所示) :
(1) 将左接头、法兰盘与叉口套加工成一个零件, 将右接头与叉口套加工成一个零件。改进后的左、右接头没有了“叉口”形状, 这不仅解决了机架辊来回频繁转动而导致其端部变形的问题, 同时还减少了万向联轴节中的零件数量和种类。
(2) 在新设计的垫板中设计了一个伸向外端的注油孔。采用手提式气动泵就可直接对垫板进行定期加润滑油, 从而提高了垫板的使用寿命。
(3) 将连接轴两端的“扁头”部分加工成互成90°角, 这样它就相当于一个简易的万向联轴器, 在机架辊的高速运转过程中, 它不仅可以消除因减速机输出轴中心线与地辊中心线不在同一直线上而产生的弯曲力, 同时还有效地避免了断轴及断颈现象的发生。
3 改进后的效果
按上述方法改进后, 机架辊正常使用可达3个月以上, 现在一般是在使用3个月左右才更换万向联轴节中磨损严重的垫板, 其左、右接头在改进后已使用了一年多时间, 至今没发生变形及断裂现象。
(1) 实现了机架辊的计划检修。以前因机架辊经常发生在生产中突然损坏造成生产中断, 每月3台机架辊平均发生3起机架辊损坏故障, 造成停产约3 h, 损失约3 h×10 t/h×400元/t=1.2万元。
(2) 减少了备件的消耗。以前机架辊平均使用周期为4周, 每月需要更换机架辊3台次。改进后平均3个月更换2台次, 更换一次机架辊需要更换轴承、左、右接头、垫板、叉口套等备件费用约2 000元。改进后每年可节省备件费约: (12×3-8) ×2 000元=5.6万元。
(3) 减少了维护工人工作量。因所需要拆装机架辊的次数减少了, 故工人可有更多的时间和精力将机架辊修好, 使设备维修进入良性循环。
4 结语
在轧钢生产中, 辊道是数量最多的设备, 机架辊是工况最恶劣也是最重要的辊道。如何使用维护好机架辊对轧钢的正常连续生产非常重要。以上对机架辊的改进, 结构简单, 投入很小, 但效果却非常好。在同类型生产线的相关设备上很有推广价值。
摘要：针对650轧机机架辊故障频繁, 严重影响生产的问题, 通过对机架辊工作环境及结构特点的系统分析, 提出了新的机架辊万向联轴节的改造方案, 经过一年多的运行证明, 改进后其综合性能得到大幅度提升, 故障次数和时间直线下降, 大大满足了生产的需要。
关键词：650轧机,机架辊,万向联轴节,改进
参考文献
[1]邱宣杯.机械零件手册[M].北京:高等教育出版社, 1965.
[2]徐灏.机械设计手册, 第3卷[M].北京:机械工业出版社, 1992.
[3]徐灏.机械设计手册, 第4卷[M].北京:机械工业出版社, 1992.
[4]濮良贵, 纪名刚.机械设计 (第七版) [M].北京:高等教育出版社, 2001.
浅论法塔轧机机架起吊护铁的改进 篇2
1 一重的产品结构
一重的产品结构主要以核能设备、重型容器、冶炼设备、轧制设备、锻压设备等生产为主, 而轧制设备又分冷、热带钢连轧机、中宽厚板轧机、型钢轧机、棒线材轧机、单双机架冷轧机、平整机、镀锌、酸洗、重卷、纵切、横切等精整设备 (机组) ;有色金属 (铝、铜、锌等) 板、带、箔轧机。其中最主要的设备是轧机的机架, 如何保护机架尤其是在吊装中不把机架损坏是包装设计的关键所在。
2 法塔机架的包装设计
法塔机架是一重集团公司出口阿曼轧机中的关键部件, 按以往的包装方式采用内衬塑料布, 起到防雨作用, 用胶合板全封闭包装, 起吊护铁和钢板焊接的方式, 形成框架 (见图1) 。该包装设计能很好的保护机架在存放、运输过程中磕碰划伤, 但是其弱点在于起吊过程中起吊点的不正确造成包装损坏, 同时由于机架形状复杂, 重心难以确定, 而在把起吊护铁和钢板焊接的方式, 形成框架的时候, 现场焊接量比较长, 用材成本高, 需在窗口处用4个起吊护铁,
8块钢板进行连接, 人工时间长, 该起吊护铁焊接后不易挪动等缺点。
3 机架的起吊保护设计
机架把合式的起吊保护 (见图2) 就是先形成2个框架, 在用螺栓进行百合, 所有的焊接工作量在委托加工时完成, 不留着在现场。该包装设计节约包装时间, 同时在现场只进行把合, 节约焊接工作量, 起吊护铁只用2个, 节约了包装成本。该包装设计最大的优点是在重心难以确定时, 通过起吊, 如果重心不对, 可以松开螺栓, 重新窜动起吊护铁, 把起吊护铁窜到一个合适的位置, 就可以平稳起吊。
4 经济性对比
经济性对比, 焊接式的起吊保护用钢材1吨, 价格7500元;而把合式的起吊保护用钢材0.5吨, 价格3500元, 比之省3500元, 而且大大提高了包装时间, 省去了很多人工成本。
5 包装的发展趋势
该包装设计的成功改进, 使一重在包装大型产品的起吊有了新的认识, 随着一重产能的不断提升, 一重的包装势必发生着巨大的变化, 一重今后的包装更应向专业化、标准化的方向发展。
5.1 包装专业化, 根据重型机电产品特点, 开发出属于自己的包
装领域, 产品的外部防锈、涂漆、包装、运输应统一归口, 现阶段包装设计部应重点研究机电产品的防锈、包装。同时在包装材料应用、大件运输及吊装方案上有所突破, 开发涉及到包装、运输、吊装系统软件, 创造出国内一流水平的包装, 通过这些系统软件开发, 达到降低包装成本, 保证安全运输, 增加企业经济效益。
5.2 包装标准化, 集团公司主要产品有冶金设备、重型容器、核
岛设备、大型发电设备铸锻件、工矿配件、重型锻压设备、矿山设备和专项产品等八大类。针对这八大类产品的特点, 每一类产品都实行标准化管理, 例如核岛设备, 先后攻克快中子增殖堆的包装运输难点, 出口巴基斯坦C2, 30万千瓦核电压力容器充氮密封难点, 斗山AP1000大型锻件的包装运输难点, 这些产品的包装运输的定型化, 为核电产品的标准化包装运输铺平了道路, 同时, 节约了包装成本, 缩短了包装周期。
结束语
冷轧轧机机架优化设计 篇3
以往对机架的分析大多停留在机架的力学校核上, 而没有考虑机架的优化, 最终导致了某些机架过于庞大、笨重, 给制造、运输、装配、维修带来了诸多不便;另一些机架则由于太过于追求成本利益的最大化而过于轻量化, 造成实际轧制过程中机架因瞬时过载而发生塑性变形甚至断裂。因此, 对轧机机架进行优化设计是必要的。
1 设计思路
通过收集整理各种机型机架的相关参数, 建立机架参数化结构模型, 编写基于ANSYS的APDL分析程序进行模拟加载分析[2]。
通过实际反复的力学分析, 得出影响机架尺寸、强度、刚度、重量的敏感设计变量, 并以此确定设计变量、状态变量及目标变量进行零阶优化, 获得可行域全范围内的最优值, 然后以零阶优化的最优值作为初始值进行一阶优化, 最终得出机架优化的精确最优值。
2 参数整理
通过对太钢RAP300、包钢连退等项目的轧机机架资料进行整理, 得出在不同开口度、轧辊直径、轧辊数量、压下量、斜楔调整量、轧制力下的机架相关参数 (见表1) 。
3 优化设计
轧机机架的窗口宽度W及窗口高度H应由如下参数决定
其中:W为机架窗口宽度;Dmax为支撑辊最大直径;H为机架窗口高度;H1为轧辊接触时, 上下轴承座间的最大距离;H2为斜楔调整最大高度;H3为压下装置高度;H4为最大开口度;H5为机架窗口高度尺寸裕量[3]。
3.1 参数化模型及分析程序
轧机机架参数化结构模型见图1, 并以此建立其三维模型。实际的轧制过程中, 机架受力很复杂, 包括轧制力、摩擦力、附加力、冲击力等, 但纵观所有外部载荷, 尤以作用于机架的纵向轧制力为最大, 其他力的合力相比轧制力而言, 可以忽略不计。故只考虑机架所受的轧制力及自身重力。为便于说明, 以太钢RAP300机架为例进行说明。
3.2 零阶优化
常用的优化方法主要有零阶方法、一阶方法。零阶方法的本质是采用最小二乘法逼近, 求解一个函数面来拟合解空间, 然后再对该函数面求极值, 该方法可以很有效地处理大多数的工程问题, 但优化精度不高, 多用于粗优化阶段。一阶方法是在零阶方法基础上改进的方法, 它是基于目标函数对设计标量的敏感程度进行寻优, 因此更加适合于精确的优化分析。
笔者采用零阶优化与一阶优化相结合的方法, 先采用零阶优化方法在设计变量的可行域内寻优, 然后再将该最优值作为一阶优化的初始值进行再优化, 既克服了零阶优化精度不高的问题, 又避免了一阶优化发生局部收敛的风险。选取不同的几何参数后, 通过反复执行分析程序, 可以初步得出对机架力学性能敏感的参数 (见表2) , 并据此确定优化变量。
1) 设计变量 (DV) :将表2敏感参数作为设计变量。即X=[L4L11W9T1D2W11R4]。其中, 各变量的取值范围如下:L4∈[1, 2];L11∈[1, 2];W9∈[1.8, 3];T1∈[0.3, 0.8];D2∈[0.06, 0.15];W11∈[0.03, 0.09];R4∈[0.1, 0.25]。
2) 状态变量 (SV) :机架的最大应力及纵向刚度。即Seqv≤[Seqv];Uy≤[Uy]。其中, Seqv, Uy, [Seqv], [Uy]分别为机架受载后的等效应力、纵向刚度及其许用等效应力及许用纵向刚度。
3) 目标函数 (OBJ) :机架的重量。经过零阶优化, 可以得出图2部分的设计变量、状态变量及目标函数在零阶优化过程中的变化曲线。从图2可以看出, 几乎所有变量并不是朝一个方向发展而是呈现上下波动的现象, 这是因为零阶优化过程中会出现不合理的设计序列。由于设置了变量在可行域外寻优的条件和次数, 因此变量变化曲线可能出现超出可行域的现象。
经过多次迭代, 最终在第31次迭代后得到最优解 (见表3) 。
(mm)
3.3 一阶优化
为得到更精确的优化解而又避免出现局部收敛的风险, 现将表3所得的零阶优化最优解作为一阶优化的初始值, 再进行重新迭代运算, 得到部分设计变量、状态变量、目标函数的变化曲线图 (见图3) 。从图3可以明显看出, 各变量的变化趋势基本单一、规整, 没有明显的波动, 这是因为一阶优化使用约束函数和目标函数的一阶偏导数, 在每次迭代中, 用梯度计算方法确定搜索方向, 并用线性搜索法对非约束问题进行最小化, 以便能够快速地按照正确方向寻到最优解。而且, 从结果可以看出, 真正对机架优化起约束作用的是机架的纵向刚度, 而机架的最大等效应力则一直在许用应力范围内;每个设计变量的变化曲线都没有达到可行域范围的最低限或最高限, 说明设计变量的可行域范围设定足以满足其优化结果。
在一阶优化的第12次迭代后得到最优解, 通过零阶优化及一阶优化可以得出优化前后各变量的数值 (见表4) 。
4 结论
以太钢十八辊轧机为例进行了优化设计。从表4可以看出, 机架经过优化实现了减重4 949 kg, 约占总重的6.4%。同时可以发现在相同力学性能下, 如果实现轧机机架的重量的最小化, 机架下横梁厚度L4、机架宽度W9、位置传感器安装孔径D2应在现有的基础上减小, 分别应减小34.6%, 21.5%, 8.8%;机架上横梁厚度L11、机架厚度T1、机架窗口圆角X向位置W11应在现有基础上增大, 分别应增大10.1%, 13.8%, 10%;机架窗口圆角半径R4则变化不大, 约1.3%, 说明除机架窗口圆角半径R4外, 其余设计变量均有很大的优化空间, 特别是机架上横梁、下横梁、宽度、厚度的优化将对机架的重量产生很大的影响。而且, 从该结果可以看出, 传统的设计方法将机架上横梁厚度与下横梁厚度设计得完全一样的做法是不合理的。
参考文献
[1]孙占刚, 韩志凌, 魏建芳.轧机闭式机架的有限元分析及优化设计[J].冶金设备, 2004 (6) :8-11.
[2]龚曙光, 谢桂兰, 黄云清.ANSYS参数化编程与命令手册[M].北京:机械工业出版社, 1981.
轧机机架装载加固方案 篇4
9468mm×4000mm×730mm、货重121t、重心高1843mm。
(1) 重车综合重心高H
装载车:D17A落下孔, 自重Q车=44.5 t, 重心高920 m m;货物重量:Q1=121.5t, 货物重心高h1=2200 (2260) mm,
重车综合重心高
H= (Q车h车+Q1h1) / (Q车+Q1) =1843 (1900mm 20091204修改计算存在疑问) mm
2 准用货车:D17A
3 加固装置:支撑梁、纵向钢挡梁、横向顶固装置。
4 加固材料:横向钢挡、10mm厚橡胶垫。
5 装载方法
每车装载1件, 货物吊装在车辆两侧承载梁间, 利用两根钢制支撑梁穿过机架长方空担起货件, 支撑梁的两端分别落在两侧承梁指定位置上, 机架于支撑梁间加垫10mm厚的橡胶垫, 货物重心落在车辆的纵横中心线交叉点上。
6 加固方法:
6.1 支撑梁两端分别焊于车辆侧承梁上, 焊缝长度为10mm。
6.2 纵向在货物两端分别用钢挡架进行加固, 每个钢挡梁两端分别焊在车辆侧承梁上, 焊缝长度为10mm。
6.3 横向在货物支撑梁两侧分别用钢挡顶紧靠牢货件进行焊接加固每个钢挡焊缝长度10mm。
6.4 在货物下部与车辆间装有横向顶固装置, 横向顶固装置一端焊在车辆侧承梁上, 焊缝长度为10mm.另一端与货件顶紧靠牢。
7 货物加固
各种力的计算 (见图2)
7.1纵向惯性力
采用钢性加固
t0=26.69-0.13Q总=26.69-0.13×130=9.79 (k N/t)
T=t0Q=9.79×121=1184.59 (k N)
7.2横向惯性力
n0=2.82+2.2
N=n0Q=2.82×121=341.22k N
7.3垂直惯性力
Q垂=q垂Q=4.53×121=548.13 (k N)
q垂-每吨货物的垂直惯性力, 使用长大货物车装载时,
7.4风力
W=q F=0.49×11.24=5.51 (k N)
Q-侧向计算风压。受风面为平面q=0.49k N/m2;
F-侧向迎风面的投影面积, m2。
7.5摩擦力
纵向F摩纵=9.8μQ=9.8×0.5×121=592.9 (k N) 横向F摩横=μ (9.8Q-Q) =
横向F摩横=μ (9.8Q-Q垂) =0.5× (9.8×121-548.13) =318.83
0.5× (9.8×121-548.13) =318.835 (k N)
7.6货物水平移动的稳定性纵
在纵方向:ΔT=T-F摩纵=1184.59-592.9=591.69 (KN)
在横方向:ΔN=1.25 (N+W) -F摩横=1.25 (341.22+5.51) -318.835=114.578 (k N)
7.7根据计算, 货物纵向、横向均需加固。采用纵向、横向紧固装置加固。
货物每侧各安装4个横向装置。横向紧固装置采用外径为168mm、厚度为12mm的钢管和外径为140mm、厚度为12的钢管连接而成。连接焊缝高度为1cm, 长度为45cm, 许用剪切应力为141Mpa。
每侧两个横向紧固装置连接焊缝最大许用横向力:
R2=2×0.7×1×141×90/10=1776.6 341.22 (k N)
钢管最大允许压力:
因此货物横向不会移动, 是安全可靠的。
货物每端各安装1个纵向紧固装置。纵向紧固装置与车体的连接焊缝高度为0.6cm, 总长度为256cm, 许用剪切应力为141Mpa。
每个纵向紧固装置连接焊缝最大许用纵向力:
R1=0.7×0.6×141×256/10=15160 1184.59 (k N)
因此, 货物纵向不会移动, 是安全可靠的。
8 承载梁部分
8.1承载梁强度校核 (见图3)
承载梁材质为Q235-A
以承载梁为对象:
垂向静载荷为P=121/2=60.5 (MPa)
根据该车动力学试验结果, 大底架最大动荷系数为0.35, 承载梁取0.4偏于安全。
则垂向总载荷=60.5× (1+0.4) =84.7t=84700N
梁中部弯矩:M=L/4=84700×2.65/4=56113.75N.M
梁中部断面惯性距:
J=2 (0.55×0.0163/12+0.55×0.8542+0.012×1.6933/12) =0.0225m4
所以=Mh/J= (56113.75×1.125/2) /0.0225=14MPa<=147 MPa
因此, 承载梁强度满足要求。
9 横向紧固装置强度计算
横向紧固装置自身强度计算见3.1.7;
横向紧固装置于车体连接焊缝强度:
连接焊缝焊角高度为0.8cm, 焊缝长度为119cm, 纵向紧固装置重量为30kg
10纵向紧固装置强度计算
纵向紧固装置由Q235-A.F的钢板组焊而成, 许用应力=147Mpa
纵向紧固装置与车体连接焊缝强度见第3.1.7条;
因此, 承载梁强度满足要求。
11结论