教學(xué)型四輥軋機(jī)輥系強(qiáng)度校核及三維建?！?/h1>
2019-07-16 13:28秦衛(wèi)偉段小勇程志彥
山西冶金 2019年4期
秦衛(wèi)偉， 段小勇， 程志彥
（山西工程職業(yè)技術(shù)學(xué)院， 山西 太原 030009）
隨著科技水平的進(jìn)步和智能化的提升，軋鋼設(shè)備也向著大型化、智能化的方向發(fā)展。國(guó)內(nèi)外冶金、機(jī)械方面的專(zhuān)家學(xué)者一直致力于軋機(jī)的改進(jìn)和設(shè)計(jì)，通過(guò)大量的理論研究和不斷的實(shí)驗(yàn)，取得了相當(dāng)可觀的科研成果。一直以來(lái)對(duì)軋機(jī)的輥系的研究多是對(duì)鋼鐵冶金企業(yè)的軋機(jī)進(jìn)行的，多數(shù)研究的也是軋機(jī)的內(nèi)部因素及其相關(guān)關(guān)系。但目前，對(duì)教學(xué)型板帶軋機(jī)的研究較少，只有部分學(xué)者對(duì)軋鋼教學(xué)設(shè)備進(jìn)行了相關(guān)研究[1-4]。本文以山西工程職業(yè)技術(shù)學(xué)院教學(xué)型四輥軋機(jī)為研究對(duì)象，對(duì)其輥系進(jìn)行強(qiáng)度校核和三維建模，為以后進(jìn)行教學(xué)型四輥軋機(jī)輥系有限元分析等研究提供了基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。
1 輥系強(qiáng)度校核內(nèi)容
四輥軋機(jī)由2 個(gè)工作輥和2 個(gè)支承輥組成，在使用過(guò)程中，軋輥表面會(huì)發(fā)生正常磨損。通常情況下應(yīng)力集中發(fā)生在支承輥輥身與輥頸處，由于設(shè)計(jì)不合理和操作使用的不規(guī)范，四輥軋機(jī)在軋制中，軋輥可能會(huì)發(fā)生斷裂、輥表面剝離等現(xiàn)象，造成設(shè)備損壞，影響生產(chǎn)。實(shí)際使用過(guò)程中，需要制定壓下規(guī)程，合理分配各道次的壓下量，并驗(yàn)算軋輥強(qiáng)度是否滿足此規(guī)程，以防止軋輥發(fā)生破壞。四輥軋機(jī)進(jìn)行軋制時(shí)，除計(jì)算工作輥、支承輥的彎曲強(qiáng)度以外，四輥軋機(jī)中工作輥和支承輥在軋制中始終接觸在一起，還要計(jì)算工作輥和支承輥的接觸強(qiáng)度。找出軋輥容易變形、發(fā)生斷裂破壞的位置和軋輥之間的疲勞破壞[5-6]。軋輥的參數(shù)如表1 所示。
表1 軋輥參數(shù) mm
2 輥系強(qiáng)度校核
常用強(qiáng)度校核的方法有經(jīng)驗(yàn)公式法和有限元計(jì)算法。本文采用經(jīng)驗(yàn)公式法進(jìn)行輥系強(qiáng)度校核。
2.1 四輥軋機(jī)支承輥強(qiáng)度校核
1）支承輥輥身的彎曲力矩。
為了簡(jiǎn)化計(jì)算，一般按軋制力沿輥身均勻分布計(jì)算支承輥的彎曲應(yīng)力，其受力情況如圖1 所示。
圖1 支承輥受力情況簡(jiǎn)圖
支承輥的彎曲力矩按式（1）計(jì)算。
則支承輥輥身中部最大的彎曲力矩如式（2）所示。
式中：P為軋制力；q為接觸表面單位長(zhǎng)度上的負(fù)荷，q=P/b；L0為壓下螺絲中心距；L為支承輥輥身長(zhǎng)。
最大軋制力P=700 kN，L0=630 mm。
故有支承輥輥身中部最大彎矩如式（3）所示。
2）支承輥輥身中部彎曲正應(yīng)力如式（4）所示。
式中：W為支承輥輥身截面系數(shù)；D為支承輥輥身直徑。
3）輥身的安全系數(shù)如式（5）所示。
支承輥的材質(zhì)選擇合金鍛鋼，本設(shè)計(jì)所選牌號(hào)為：9Cr2Mo，屈服強(qiáng)度σs=930 MPa。
經(jīng)過(guò)計(jì)算可知，支承輥輥身強(qiáng)度符合要求。
4）支承輥輥頸的彎曲力矩Mj如式（6）所示。
式中：C2為支承輥軸承支點(diǎn)到輥身端面的距離（圖1）。
5）支承輥輥頸的彎曲應(yīng)力如式（7）所示。
式中：W2為支撐輥軸頸截面系數(shù)，W2≈0.1d32；d2為支撐軸頸直徑。
6）支承輥傳動(dòng)端輥頸上的扭矩如式8 所示。
式中：Δh為壓下量。
7）支承輥輥頸處的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力和合應(yīng)力分別如
式（9）、（10）所示。
式中：Mn為支撐輥軸頸傳遞的轉(zhuǎn)矩；Wn2為支撐輥軸頸截面抗扭系數(shù)。
8）輥頸的安全系數(shù)如（11）所示。
經(jīng)過(guò)計(jì)算可知，支承輥輥頸強(qiáng)度符合要求。
9）支承輥輥頭扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力和彎曲應(yīng)力分別如式（12）、（13）所示。
10）輥頭安全系數(shù)如式（14）所示。
經(jīng)過(guò)計(jì)算可知，支承輥輥頭強(qiáng)度符合要求。
2.2 四輥軋機(jī)工作輥強(qiáng)度計(jì)算
一般情況下四輥軋機(jī)中的傳動(dòng)輥為工作輥，工作輥強(qiáng)度校核時(shí)需考慮兩種應(yīng)力，一是由帶鋼張力產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力，二是傳遞力矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。本文中的教學(xué)型四輥軋機(jī)，傳動(dòng)輥為支承輥，工作輥不承受扭矩，所以工作輥的強(qiáng)度計(jì)算無(wú)需考慮傳遞力矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。此外，工作輥在軋制力作用下所產(chǎn)生的彎曲力較小，可忽略不計(jì)。故本文不對(duì)工作輥進(jìn)行強(qiáng)度校核。
2.3 四輥軋機(jī)輥間接觸強(qiáng)度校核
在該教學(xué)型四輥軋機(jī)中，工作輥的轉(zhuǎn)動(dòng)由支承輥通過(guò)摩擦力來(lái)帶動(dòng)，故兩輥之間存在較大的摩擦力，需對(duì)此接觸力進(jìn)行強(qiáng)度校核，其中，法線方向的最大應(yīng)力位于接觸面的中部，其大小可按赫茲方程求得，如式（15）所示。
式中：q為接觸表面單位長(zhǎng)度上的負(fù)荷，q=P/b；b為工作錕與支撐錕的接觸長(zhǎng)度，取工作錕的長(zhǎng)度；r1及r2為相互接觸的兩個(gè)軋輥（工作輥和支承輥）的半徑；K1及K2為與軋輥材料有關(guān)的系數(shù)。
式中：μ1、μ2及E1、E2分別為兩軋輥材料的泊松比和彈性模量。
本文軋輥材料所選牌號(hào)為：9Cr2Mo，查表得，[σ]=2 200 MPa，[τ]=670 MPa，因?yàn)? 437 MPa<[σ]，436.9 MPa<[τ]，可見(jiàn)滿足要求。
3 四輥軋機(jī)輥系三維建模
Solidworks 是基于Windows 平臺(tái)開(kāi)發(fā)的軟件，設(shè)計(jì)人員只要使用過(guò)Windows 系統(tǒng)，就可以輕松的在計(jì)算機(jī)上進(jìn)行三維實(shí)體設(shè)計(jì)了。在進(jìn)行復(fù)雜部件進(jìn)行裝配時(shí)，只要將已經(jīng)設(shè)計(jì)好的三維零件導(dǎo)入，通過(guò)Solidworks 的拖移、約束就可輕松完成裝配。本文利用SolidWorks 進(jìn)行輥系的三維實(shí)體建模，先進(jìn)行單個(gè)零件的建模，然后進(jìn)行輥系的裝配。
3.1 工作輥、支承輥的三維模型創(chuàng)建
利用Solidwork 對(duì)工作輥和支承輥進(jìn)行三維建模，教學(xué)型四輥軋機(jī)工作輥和支承輥的結(jié)構(gòu)圖如圖2、圖3 所示，兩種輥的材料均為各向同性，其物理力學(xué)性能見(jiàn)表2。
圖2 工作輥三維模型圖
圖3 支承輥三維模型圖
表2 輥系材料的物理力學(xué)性能
3.2 輥系裝配
該教學(xué)型四輥軋機(jī)由兩個(gè)工作輥和兩個(gè)支承輥組成，且四個(gè)輥布置在同一平面內(nèi)，板帶的軋制是在兩個(gè)工作輥中間進(jìn)行的。支承輥分別位于工作輥的上部和下部，用來(lái)支撐工作輥，直徑比工作輥要大很多。工作輥、上支承輥和下支承輥裝配體如圖4、圖5、圖6 所示。裝配完成后，根據(jù)教學(xué)型四輥軋機(jī)輥系的結(jié)構(gòu)關(guān)系，創(chuàng)建教學(xué)型四輥板帶軋機(jī)輥系的裝配體，如圖7 所示。
4 結(jié)論
通過(guò)對(duì)教學(xué)型四輥軋機(jī)的強(qiáng)度校核，得出了支承輥的輥身、輥頸處的最大彎曲應(yīng)力分別為31.11 MPa、117.6 MPa，安全系數(shù)分別為29.9、7.9；輥身的最大彎曲變形發(fā)生在輥身中部，輥間接觸強(qiáng)度則采用赫茲方程求得，最大接觸應(yīng)力為1 437 MPa。利用Solid－Works 對(duì)工作輥、支承輥和軸承座等零件進(jìn)行三維建模，為后續(xù)進(jìn)行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析奠定了基礎(chǔ)。
圖4 工作輥三維裝配模型
圖5 上支承輥三維裝配模型
圖6 下支承輥三維裝配模型
圖7 輥系三維裝配模型
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5）支承輥輥頸的彎曲應(yīng)力如式（7）所示。
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式中：Δh為壓下量。
7）支承輥輥頸處的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力和合應(yīng)力分別如
式（9）、（10）所示。
式中：Mn為支撐輥軸頸傳遞的轉(zhuǎn)矩；Wn2為支撐輥軸頸截面抗扭系數(shù)。
8）輥頸的安全系數(shù)如（11）所示。
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10）輥頭安全系數(shù)如式（14）所示。
經(jīng)過(guò)計(jì)算可知，支承輥輥頭強(qiáng)度符合要求。
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一般情況下四輥軋機(jī)中的傳動(dòng)輥為工作輥，工作輥強(qiáng)度校核時(shí)需考慮兩種應(yīng)力，一是由帶鋼張力產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力，二是傳遞力矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。本文中的教學(xué)型四輥軋機(jī)，傳動(dòng)輥為支承輥，工作輥不承受扭矩，所以工作輥的強(qiáng)度計(jì)算無(wú)需考慮傳遞力矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。此外，工作輥在軋制力作用下所產(chǎn)生的彎曲力較小，可忽略不計(jì)。故本文不對(duì)工作輥進(jìn)行強(qiáng)度校核。
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式中：q為接觸表面單位長(zhǎng)度上的負(fù)荷，q=P/b；b為工作錕與支撐錕的接觸長(zhǎng)度，取工作錕的長(zhǎng)度；r1及r2為相互接觸的兩個(gè)軋輥（工作輥和支承輥）的半徑；K1及K2為與軋輥材料有關(guān)的系數(shù)。
式中：μ1、μ2及E1、E2分別為兩軋輥材料的泊松比和彈性模量。
本文軋輥材料所選牌號(hào)為：9Cr2Mo，查表得，[σ]=2 200 MPa，[τ]=670 MPa，因?yàn)? 437 MPa<[σ]，436.9 MPa<[τ]，可見(jiàn)滿足要求。
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圖2 工作輥三維模型圖
圖3 支承輥三維模型圖
表2 輥系材料的物理力學(xué)性能
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