某厂?180无缝机组MIN—MPM连轧管机组由五架轧机组成。初始设计时,第一架轧机主电机功率为1700KW,第二架轧机的主电机功率2000KW,在轧制普通规格产品时基本能满足要求。但是在轧制薄壁钢管时,1号水平轧机和2号立辊轧机的电机其能力明显不足经常出现电刷烧损现象,给现场维护带来了很大的困难,为此该厂对1号和2号轧机的主电机进行了扩容改造。具体的改造方案如下:利用原来的两台电机,再增加一台1700KW电机,将1号轧机主电机功率扩大到2000KW,2号轧机主电机功率由2000KW改为两个1700KW电机串联,这样从根本上解决了现场存在的问题。电机扩容改造后,尤其是2号轧机,其动力可以提供的轧制能力得到了很大提高,但另一方面随着轧制能力的提高,原来的传动系统和机架的强度成为该厂十分关注的问题,本文就是在这样的背景下产生的。本文运用振动理论和有限元分析技术,对轧机主传动系统和轧机机架强度做了深入细致的探讨。首先借助振动理论建立了扭振系统动力学模型,并应用Solidworks软件和传统计算公式计算出转动惯量和扭转刚度,进而将该扭振系统简化为四质量扭振系统并计算出该扭振系统的固有频率和主振型。关于对扭矩响应计算,本文采用振型叠加法作为理论依据,应用龙格库塔法并结合初始条件和载荷条件计算出各轴段的扭矩响应波形和扭矩放大系数。以传动系统所计算出的扭矩放大系数为基础并结合传动系统的尺寸和材质进行了强度分析,找出轧辊与减速机之间轴段为系统的薄弱环节。在此基础上,由于轧机机架的不可更换性,它的强度和刚度直接制约着设备所允许的最大轧制力,所以需要将系统薄弱环节所承受的扭矩转换为轧制力以确定机架在此时的受力状态。根据带心棒轧制变形区的受力状态,将最大轧制力矩乘以扭矩放大系数得出最大动态扭矩值并将其转换为轧制力,将此轧制力作为载荷条件加到轧机机架上,最后应用ANSYS8.0计算出此时的机架强度和刚度,得出此载荷状态下机架的强度和刚度足够,机架在此载荷下安全。根据动静态分析结果,本文对改进后的系统进行了综合评价,最终的评价结果是:该厂扩容电机的改造解决了困扰现场生产的重大问题,但由于受到传动系统其它环节的约束对于提升轧制力的效果很不明显,这样限制了电机能力的发挥,若需进一步提升轧制力,需着眼于传动系统薄弱环节的改造。