李慧斌

(中冶京誠工程技術有限公司 北京100176)

1 前言

三輥軋管機機芯包括三個單獨傳動的軋輥，軋輥軸線夾角為120°，相鄰軋制機芯中的軋輥成60°交錯布置，每個軋輥兩側有可滑動軸承座。軋輥為分體式結構，包括輥環(huán)和輥軸，相互之間采用過盈配合連接。軋輥的強度和剛度直接影響鋼管的軋制精度，因此，在對軋輥進行設計時，必須滿足以下兩點要求：1)要有足夠的強度。在設計上要求絕對安全，軋輥斷裂會引起生產(chǎn)安全事故，一般情況下不允許破壞；2)要有足夠的剛度。軋輥剛度越大產(chǎn)品精度越高。

2 軋輥強度分析

2.1 影響軋輥強度的因素論述

軋輥報廢的原因主要有熱沖擊裂紋、脆性剝落、帶狀剝落、輥頸粘結和正常磨損，其中磨損占有很大比重。具體來說，軋輥破壞可能由下列四方面原因造成：

1)軋輥的破壞與其工作時的應力狀態(tài)有關，如剝落就是在交變應力作用下經(jīng)過一定的時間后產(chǎn)生的一種局部疲勞破壞。

2)軋輥的形狀設計不合理或設計強度不夠。

3)軋輥的材質(zhì)、熱處理或加工工藝不合要求[1]。

4)軋輥在生產(chǎn)過程中使用不合理。熱軋軋輥在冷卻不足或冷卻不均勻時，會因熱疲勞造成輥面熱裂，軋熱的軋輥驟然冷卻，會因溫度應力過大，導致軋輥表面剝落甚至斷輥；壓下量過大或因工藝過程安排不合理造成過負荷軋制也會造成軋輥破壞等[2]。

軋輥的破壞決定于各種應力，其中包括彎曲應力、扭轉應力、接觸應力、由于溫度分布不均或交替變化引起的熱應力等。鑒于影響軋輥強度的某些因素如：軋輥的鑄造缺陷、熱應力、軋輥計算斷面的應力集中系數(shù)等難以精確確定，軋制時的沖擊載荷也只有通過一定的測試手段才能獲得，軋輥又是軋鋼車間的主要耗件，軋輥的強度通常只按靜載荷驗算，并將上述因素的影響納入安全系數(shù)中，因此，研究軋輥的應力狀態(tài)和水平對提高軋輥的抗事故性是很重要的。

2.2 軋輥受力分析

三輥軋管機機芯包括軋輥裝配和軋輥滑座，如圖1所示。三輥軋管機軋輥在軋制過程中，受力主要包括軋制力和軋制力矩，且同時作用在軋輥上。

以下采用工程材料力學計算方法和有限元分析的方法對軋輥強度進行計算。軋輥軋制過程中的受力簡圖如圖2所示，為了便于分析計算，軋輥模型進行一定簡化。

圖1 機芯和軋輥裝配

圖2 軋輥受力示意圖

2.3 工程材料力學計算

軋制過程中軋件受力變形，軋制力作用在軋輥表面，根據(jù)受力及結構特點，初步判斷軋輥輥環(huán)的危險斷面通常在軋槽中部，輥軸的危險斷面在輥軸與輥環(huán)的交接面。因此主要校核如下的強度：(1)輥環(huán)中部的彎曲強度；(2)輥頸的彎曲和扭轉強度；(3)傳動端輥頭的扭轉強度[3]。

表1 軋輥的主要結構尺寸參數(shù)

1)軋輥各截面的力學特性：

(1)

(2)

(3)

(4)

2)軋制力能參數(shù)及材料性能參數(shù)

軋制力P=3500kN；

軋制力矩Mn=171000kN·mm；

許用安全系數(shù)n=5；

輥環(huán)材料抗拉強度σb-D=800MPa；

輥軸材料抗拉強度σb-d=1000MPa；

根據(jù)抗拉強度和安全系數(shù)得出抗拉及扭轉許用應力：

(5)

(6)

輥環(huán)扭轉許用應力，[τb-D]=(0.55～0.62)[σb-D]=96MPa;

(7)

輥軸扭轉許用應力，[τb-d]=(0.55～0.62)[σb-d]=120MPa;

(8)

3)輥環(huán)強度校核

輥環(huán)中間危險斷面彎矩，

(9)

(10)

(11)

彎扭組合應力，對于球墨鑄鐵軋輥，合成應力應按第二強度理論計算：

(12)

4)輥軸強度校核

輥軸危險截面彎矩，

(13)

(14)

(15)

彎扭組合應力，對于合金鋼軋輥軸，合成應力應按第四強度理論計算：

(16)

5)傳動軸頭強度

(17)

表2 輥環(huán)、輥軸及軸頭應力計算結果

根據(jù)表2軋輥強度分析計算結果，計算應力小于材料的許用應力。

2.4 采用有限元計算

a)模型的建立

軋輥受力條件如圖2所示。

b)網(wǎng)格劃分

有限元模型采用四面體實體單元，輥軸的彈性模量E為2×1011Pa，泊松比為0.3，輥環(huán)的彈性模量E為1.8×1011Pa，泊松比為0.27。

建立幾何模型后，由計算機自動劃分網(wǎng)格。機架的幾何模型及載荷和約束如圖3所示[4]。

圖3 軋輥有限元模型網(wǎng)格劃分

圖4 軋輥等效應力圖

c)加載及約束

鋼管軋制時，軋件與軋輥接觸面為一段弧面，因此軋制力采用面載荷的方法施加于軋輥的弧面上。

在正常軋制時，每個壓下裝置所受的軋制力P，按均布載荷方式作用于軋輥接觸接觸弧面上，此面載荷為：

(18)

式中：A—軋輥接觸面積，按照近似為矩形面積計算;

P—軋制力;

H—接觸弧長度，按照角度為120°，半徑為R的圓弧長計算;

L—接觸弧寬度，按照角度為20°，半徑為D的圓弧長計算。

任何設備都需要受到一定的約束條件來保持運行的穩(wěn)定性。如圖2軋輥的受力條件圖，在輥軸與軸承中心線的接觸面處，設置Y、Z方向位移約束，軸肩端面設置X方向位移約束。

2.5 有限元計算結果分析

通過ANSYS程序求解，得到軋輥的等效應力圖，如圖4所示。

根據(jù)仿真計算結果，可以看出輥軸最大應力截面位于輥環(huán)與輥軸的銜接部位(圖5)，最大應力為136MPa，計算應力小于軋輥材料的許用應力值。

圖5 危險截面應力圖

3 結論

通過采用兩種方法對輥環(huán)及輥軸的強度分析，得出以下結論：

1)輥環(huán)上的彎曲和扭轉應力均較小，但是與軋件接觸的弧面接觸應力較大；輥環(huán)所受接觸應力為主要應力。該工作狀態(tài)是軋輥軋制瞬時受力狀態(tài)，接觸面為載荷施加位置，因而具有較大的表面應力集中。

2)輥環(huán)在圓周方向受力不均，輥環(huán)孔型底部的接觸應力水平高于兩側斷面。在生產(chǎn)過程中需優(yōu)化冷卻水管理，確保輥面及時冷卻，避免輥面裂紋[4]。

3)輥軸上的最大應力點位于輥環(huán)外側與輥軸銜接的位置。此位置屬于危險截面，設計時需要進行結構優(yōu)化，避免應力集中，可增大輥軸過渡圓角進而提高輥軸強度。

4)兩種方法計算結果接近，計算應力均小于軋輥材料的許用應力值，且最大應力位置及應力分布狀態(tài)與前期假設分析一致；正常軋制條件下軋輥是安全的，軋輥結構設計參數(shù)滿足現(xiàn)有生產(chǎn)要求。