劉少朋，李玉貴

(太原科技大學重型機械教育部工程研究中心，山西 太原 030024)

0 前言

滾切式鋼板剪切機作為最終鋼材的產品設備，在各工廠中的作用不言而喻，無論是作為成品直接提供給客戶，還是作為下道工序再處理的坯料，鋼板剪切機都發(fā)揮著重要的作用，而作為其核心裝置的夾送系統當然不能忽視。一方面我國對夾送系統的研究相對較少，致使大部分鋼廠很少使用夾送輥，另一方面由于引進的夾送輥未能完全消化、國外一直對夾送系統的技術壟斷等原因，安裝使用的夾送輥經常出現鋼板跑偏、送板偏差大等問題。我國關于夾送輥的研究起步較晚，整體水平與國際仍有一定差距。為此，本文就夾送輥的運行狀況進行了系統分析，為夾送輥的設計、改造和生產提供理論依據。

1 夾送輥的結構和動作原理

1.1 夾送輥的結構

滾切式鋼板剪切機的夾送輥位于剪切機的前后兩側，總共四組，每組呈上下布置，每側的兩組為一套，一組固定，另一組則隨夾送板材的寬度不同而移動，如圖1所示。每組夾送輥的上下軸承座間安有一臺液壓缸，當需要進行夾送時，通過液壓缸設置初始輥縫來壓緊板材。且每個夾送輥都配有單獨的電機，經減速器直接驅動夾送輥的旋轉，從而帶動鋼板的前進。每組夾送輥主要有夾送輥輥身、軸承座、移動側和固定側機架、中心軸及同步軸組成。中心軸通過兩端的軸承和軸承座裝配在一起(圖2)，且液壓缸通過軸承座控制夾送輥的壓下量，通過軸承傳遞到中心軸以及輥身，不影響中心軸的撓度變化，避免了夾送輥的初始彎曲誤差。

每一組夾送輥的下夾送輥通過剛性同步軸聯接，以保證下側夾送輥的旋轉速度的一致。在每個下夾送輥的軸承座下部設有限位螺栓，以保證安裝時對位置偏差的矯正。每根夾送輥的內側均設有帶心軸的軸承座(包含外套筒通稱為軸承座)，軸承座兩端穿在中心軸上，在工作側的軸承座內裝有內、外偏心套，在輥身端內裝有雙列圓柱調心滾子軸承，當上下夾送輥的軸心不平行時，可以通過調整內外偏心套的位置來矯正。

圖2中O點為軸承座與支架的鉸接點;A、B點為軸承座與中心柱的接觸點;C點為中心軸上外端點。

1.2 夾送輥的動作原理

滾切式鋼板剪切機夾送輥起著夾緊待剪鋼板并以步進的方式輸送鋼板的作用。夾送輥在工作時，將來料鋼板夾緊送往下道工序的鋼板剪切機。當鋼板達到預定的長度等要求時，夾送輥停止夾送，等待剪切機工作;當剪切機完成預定的動作后，夾送輥隨即繼續(xù)運行，準備下一次的剪切。夾送輥很與其他設備的協、自身的結構、液壓缸的位置、制造及安裝精度決定了鋼板質量。當夾送輥安裝精度不夠時，很容易使鋼板出現側移、送板長度不夠、鋼板規(guī)律性跑偏等，導致最終剪切的鋼板出現各種問題。

2 夾送輥上輥的微變形分析

根據夾送輥的結構，下夾送輥基本上可看做剛體，故需著重分析上輥的工況。夾送輥對鋼板的正壓力F與液壓缸及其位置有關。液壓缸的安裝位置如圖2，可簡化為一端鉸接的梁，故軸承座所受液壓缸的力F為液壓缸施加力的二倍。由圖3可將上輥進行簡化分析。則F=2P，P為液壓缸的壓力。

圖3 液壓缸的安裝位置及其簡化Fig.3 Mounting position and its simplification of hydraulic cylinder

當夾送輥運行時，來自鋼板的力的傳導為鋼板→輥身→錐套→中心軸→軸承→軸承座→支架。

而實際上是由液壓缸施加主動力即壓力P，故不妨采用逆向力傳導的方式進行分析。首先分析軸承座的彎曲變形情況，其結構見圖2。并對其進行簡化，以軸承為支撐點，將中心軸、錐套以及輥身看做一個整體，如圖4所示。將圖4拆分成4a、4b分別進行求解。

對于圖4a，由正壓力引起撓度為

圖4 中心軸受力計算圖Fig.4 Force calculation of central axis

B點的撓度和轉角為

對于圖4b來說，由轉距引起B(yǎng)點的撓度方程為

由于這一轉角最終會導致C點向上的撓度發(fā)生變化，其大小為

式中，r1、r1為分別為軸承座的外徑和內徑;c為軸承中心至輥身中心的距離

然后再來考慮中心軸的撓度情況，將其簡化為簡支梁，如圖5所示。仍然采用疊加法，將圖拆分成單獨的受力情況，分別進行求解。

圖5 中心軸受力簡圖Fig.5 Diagram for force situation of central axis

在夾送輥夾送鋼板的過程中，由于輥徑、鋼板厚度等各種原因，致使輥身的受力不一致。假設輥身受力為不均布的載荷，采用疊加法求解。實際輥身所受到的力為光滑弧線形分布，但由于輥身兩端的差距并不是很大，又由于輥身本身的寬度有限，故采用以線代弧法，簡化計算。對其之間的直線進行擬合的方程為

按照疊加法，如圖5載荷作用下，自由端C點的撓度應為dωC2的積分，即

將微分載荷式代入撓度積分式中，經計算整理可得

其中，輥寬為c－d=l′;輥身兩邊的受力差qnq1= Δf。

對于第二種單獨所受的轉矩，由材料力學可知，其撓度方程為

C點的撓度為兩者之和。即，ωC2= ωC21+ ωC22。

最終的撓度還應把BC部分看作是整體旋轉了一個θB的懸臂梁，于是C點的撓度最終應為ωC1和 ωC2的疊加之和:

此撓度僅為中心軸自由端的撓度，再考慮輥身自身的重力產生的抵消一部分原先的撓度，在實際中應考慮到這種影響。

輥子自身重力G輥產生的撓度為

式中，E為彈性模量，碳鋼的 E=196～216 GPa;I為慣性矩，其中圓形;qi為鋼板相對于輥身的單位力載荷;l'為輥身寬度(即均布載荷長度);l為集中力載荷距軸承的位置。

必須保證 θC＜(0.25～0.5)(°/m)(精密機械許用精度)，使扭轉剛度足夠，滿足生產需要。

從以上分析可知，夾送輥運行時發(fā)生的輥身撓度變化與輥身寬度a，中心軸伸出軸承座的長度c，夾送輥所受壓力F以及輥身寬度l'等有關。

由于輥身安裝在中心軸的錐形軸套上，隨中心軸的撓度發(fā)生變化，其受力簡圖見圖6。由于當發(fā)生撓度變化時其受力也發(fā)生變化的影響，以及受夾送輥整體剛度影響。中心軸理論轉角為θ，實際轉角僅為α，設輥身與鋼板相接觸的長度為輥身邊部(此為輥身撓度放大圖，實際撓度很小)。

圖6 輥身受力簡圖Fig.6 Diagram for carrying force of roll body

由于轉角都很小，假設θC≈a，其受力方式變?yōu)閳D6所示。由于上夾送輥整體受向下的力N，沿徑向方向，故其產生的使鋼板跑偏的力為Nsinθ，假設下輥道對鋼板偏轉總的阻力為F1=fmg，兩個夾送輥所產生的阻力為F2=2fN，當鋼板未發(fā)生跑偏應滿足:

以上諸式是以平面假設為基礎導出的。實驗結果表明，只有對橫截面不變的軸類，平面假設才是正確的。所以這些公式只能近似進行計算，但完全可以滿足工程要求。

3 模擬結果分析

從工程實際來看，鋼板在夾送輥中不可避免地會受到夾送輥輥身彎曲的影響，特別是當鋼板寬度方向有厚度差的時候，左右兩側的夾送輥撓度產生差異，導致輥身邊部受力變大，瞬間增大鋼板跑偏的力及力矩，使鋼板跑偏成為可能;特別是輥身的彎曲越嚴重鋼板的跑偏力就越大，嚴重時會使鋼板邊部翹曲，直接造成鋼板報廢。

為了驗證上式計算撓度的準確性，利用分析軟件對上夾送輥進行了建模和仿真模擬。每組夾送輥根據不同的板厚設計不同的壓力值:當板厚小于10 mm時，液壓缸的壓力為5 MPa，當板厚大于10 mm時，液壓缸的壓力為10 MPa。如果壓力過大就會產生邊浪的缺陷。夾送輥的參數有:a=1500 mm;b=336 mm;c=464 mm;l=1836 mm;l'=350 mm。測量時，夾送輥處于抬起狀態(tài)，且以中心軸的端部為測量點。模擬計算和測量時上夾送輥施加10 MPa壓力的輥身變形如圖7所示。圖8為計算公式和實測結果隨壓力增大的對照圖。

理論上，上夾送輥撓度為0.001 m/m。而由本文計算可得0.001 1 m/m，實測結果為0.000 48 m/m。將理論計算的微變形與多次模擬值進行比較，可以發(fā)現兩者誤差小于5%，而于理想狀態(tài)也比較吻合，符合應用要求，證實所推導模型具有可信度。由圖8還可以推出，隨著液壓缸壓力的增大，發(fā)生微變形的程度成線性增大，較大壓下(薄板)時，尤其嚴重，故如何選擇合適的壓力，還需要進一步的探討。

4 結論

當前，國內引進消化的夾送輥裝置，由于存在結構不合理，調整方法不當，調整精度達不到要求等原因，導致剪切出的鋼板經常出現邊浪、錯口、S形等缺陷，造成鋼板必須回切改尺，使不合格產品增多，嚴重時一天會出現100多t的不合格產品，不得不臨時停產檢修。嚴重制約著鋼板成材率和生產作業(yè)率，使得誤軋時間居高不下。本文推導出的計算模型完全符合工業(yè)生產要求，對夾送過程中出現的鋼板跑偏等各種問題進行力學分析和影響因素的討論，可有效預防在設計或改造中出現的鋼板跑偏問題，提高產品質量和工作效率，對生產順利進行具有重要的借鑒和指導意義。

［1］ 張建軍，黃新，王磊，等．雙邊剪－剖分剪夾送輥運送鋼板狀態(tài)分析［J］．寬厚板，2007(8):34－36．

［2］ 鐘曉兵．三軸傳動滾切式雙邊剪夾送輥的整改［J］．重型機械科技，2002(3)．