軋機機架輥損壞原因分析及改造

張洪峰 白世軍 葉青 （邯鄲鋼鐵集團公司,河北邯鄲 056000)

軋機機架輥損壞原因分析及改造

張洪峰 白世軍 葉青 （邯鄲鋼鐵集團公司,河北邯鄲 056000)

針對邯鋼中板軋機機架輥存在的輥徑斷裂、輥面粘鋼等問題，通過輥子載荷計算及輥面粘鋼機理的研究，確定了機架輥損壞的原因。提出機架輥改造方案，輥徑由?190 mm增加到?220 mm，提高了承載能力;改用滾動軸承;改進輥面材料提高輥面的耐磨性和強度。經過多次運行證明，改造后其使用壽命及其它綜合性能得到大幅度提升,滿足中板線生產的需要。

機架輥 載荷 粘鋼 損壞 使用壽命 改造

1 前言

邯鋼中板線軋機機架輥位于軋機前后兩側,緊靠軋輥,機架輥采用整體鍛造箱體、嵌入式四輥集中轉動，結構緊湊安裝空間有限。機架輥由傳動部分、箱體部分組成。軋機機架輥是軋制開始和結束的關鍵工序，在軋輥兩側，是軋鋼生產的咽喉要道。近年來由于產品品種的增多，鋼坯料不斷增大、產量和質量的提高，而且機架輥工作繁重、頻繁啟動、制動和承受軋件沖擊，機架輥的運轉已不能滿足生產的要求，經常損壞、造成停產，而且輥面經常粘鋼造成板面壓痕。據統計2007年機架輥消耗114套，其中斷輥36套，平均壽命3.2天/套;2008年消耗100套，其中斷輥32套，平均壽命3.65天/套;2009年機架輥消耗78套，其中斷輥26套，平均壽命4.68天/套。近幾年經過多次改進，均未取得明顯效果，嚴重制約著生產。本文分析了機架輥損壞的原因，對改進的情況作介紹。

2 機架輥損壞原因分析

2.1 存在的問題

其存在的問題是：（1)輥子輥徑斷裂;（2)輥子運轉失效;（3)輥面粘鋼造成鋼板壓痕。

2.2 機架輥力學模型

板坯在初軋時其端部有彎曲，端部彎曲撞擊機架輥時，產生的是動載荷，因軋件的溫度較高(1 000℃左右)時，其塑性較好，軋件與機架輥接觸后被強迫矯直，由于開坯為低速（n=45r/min)咬入，據材料力學動載荷計算知其動載荷為1.5—2倍鋼坯重量[1],動載荷小，且軋件的塑性變形吸收了大部分的動載荷，因此可以忽略動載荷，而以靜載荷來簡化建立力學模型，如圖1所示。

由圖1知，軋件頭部彎曲下扣撞擊機架輥時，撞擊水平分力的反力使軋件下彎，加大軋件的彎曲，撞擊垂直分力的反力使軋件上彎起矯直作用，據矯正理論及材料力學[2]并簡化知（公式推算不在詳述)：

圖1

式中:

L——撞擊點到軋輥中心的水平距離1 150 mm;

h——軋件的出口厚度185 mm;

α——撞擊力方向與水平方向的夾角極限點為45°;

σs——屈服強度，鋼坯進入軋機的溫度為1000℃左右，σs=100 MPa;

b——為軋件的寬度2 200 mm;

邯鋼中板熱軋鋼坯第一道次最大規格為：2 200 mm×1 800 mm×185 mm，由以上公式計算:

事實上其撞擊點遠遠高于其極限點（α=45°點)，也就是說其載荷遠小于Nxmax。

2.3 損壞原因

2.3.1 輥子軸徑斷裂原因分析

輥子力學模型簡化為以輥子兩軸承為支點，中心點作用集中載荷的簡支座，如圖2。

圖2

機架輥輥子存在兩個危險截面，其截面I為輥身與輥徑過度處，其輥徑直徑為190 mm,其截面II為輥身中心位，直徑為400 mm，經計算：

式中：L1——力臂值為174 mm,

L2——力臂值為1 008 mm;

D1——實心輥軸徑直徑190 mm;材質為42CrMo，其[σs]=640 MPa;

D2——實心輥輥身直徑400 mm;從計算結果上看截面I應為危險截面，在一般情況下其撞擊點遠遠高于其極限點（α=45°點)，σⅠ值小于[σs]，輥子軸徑不會斷裂，但因其值接近于[σs]，經長期運轉會發生疲勞損壞斷裂，另一個原因當撞擊點處于α=45°的極限情況時，會出現頂死，此時機架輥受力最大，會造成機架輥斷裂。

2.3.2 輥子運轉失效原因分析

主動輥上使用的是滑動軸承34134，被動輥上使用的是鋼套和尼龍瓦，負荷大頻繁正反轉、磨損快，造成嚙合齒中心距變化，當磨損間隙達頂間隙3.8 mm時，嚙合兩齒齒根和齒頂沒有間隙，載荷直接作用介輪軸承7616上，造成軸承損壞引起打齒、密封潤滑失效，造成輥子運轉失效。

2.3.3 輥面粘鋼原因分析

粘鋼的機理為輥面材質耐磨性及硬度不高，鋼板在軋制過程中導致輥面變得凹凸不平，產生蠕變和細小裂紋，軋制中的氧化鐵皮壓入輥面細小的裂紋中并使裂紋逐漸擴大，氧化皮粘結層慢慢變厚，產生粘鋼。輥面材質為42CrMo，合金化元素含量低，材質不耐磨，輥面硬度低（HRC28左右)達不到工藝要求造成輥面沾鋼板面出現壓痕[3]。

3 改進方案

鑒于機架輥安裝空間和傳動形式已不可改變，在保持結構形式不變的基礎上對機架輥進行整體改進，針對軋機機架輥損壞的原因，提出改造方案。

3.1 將原輥徑由Φ190 mm增大到Φ220 mm，其危險截面σⅠ=385.5 MPa，遠遠小于許用屈服極限，提高承載能力。

3.2 針對主動輥使用的是滑動軸承34134，被動輥使用的是鋼套和尼龍瓦的情況，由于安裝空間非常有限只能將其改為滾動軸承4053736,其軸承在此作業狀態下的壽命：

中度沖擊，滾子軸承，公式中：

fT——軸承工作溫度=1. 0;

Cr——軸承當量動載荷=1 170 kN;

fP——軸承載荷系數fP=1. 5;

ε——軸承壽命指數ε=10/ 3;

n——軋制第一道次時的轉速n=45 r/min;

Lh——僅只軋制第一道次時的壽命，

計算得：Lh=370 h;

隨著軋制道次的增加，其輥承受的載荷大幅降低，另外當量動載荷要遠小于Pmax,所以軸承壽命遠大于Lh，經實際生產驗證軸承壽命在3個月以上。并相應對箱體、密封改進。

3.3 針對輥面材質耐磨性及硬度達不到工藝要求造成輥面粘鋼板面出現壓痕問題，將輥面材質42CrMo改為含Cr在12%左右、有效合金元素達到百分之二十幾的高鉻中碳鋼，機體仍用42CrMo，輥面堆焊層10 mm。堆焊前預熱至350℃，保溫4～8 h，堆焊時層間溫度控制在300℃左右嚴防過冷、過熱，堆焊后升溫至400℃做保溫回火。這樣的材質既耐熱、耐磨又具有高強度高硬度，其硬度值達到HRC46～52，具有較高的耐磨性有效防止了輥面粘鋼。

4 使用效果

改造后的機架輥經過多次運行，證明改造方案是可行的，其使用壽命及其它綜合性能得到大幅度提升。改造后的機架輥運轉靈活、平穩可靠，使用壽命提高了數十倍，壽命在3月以上，并杜絕粘鋼事故，滿足中板線生產的需要。

[1]劉鴻文.材料力學[M].北京：高等教育出版社，2005:95-102.

[2]王立勝.四輥軋機板坯下彎撞擊機架輥載荷分析[J].冶金設備.2004(4):22-24.

[3]張洪峰.淺談熱矯正機輥面粘鋼機理及防治[J].冶金設備.2009(1):77-78.

[4]吳宗澤,劉瑩.機械設計教程[M].北京：機械工業出版社.2003：170-176.

Mill Feed Roll Damage Cause Analysis and Modification

Zhang Hongfeng,Bai Shijun,Ye Qing

In order to address the problems of roller radical breakage and steel pick-up at roller surface for the feed roll of plate rolling mill of Hangang,the damage causes of feed roll were determined by roller load calculation and study on the mechanism of steel pickup at roller surface.A modification plan for feed roll was proposed:the roller diameter changed from 190 mm to 220 mm to raise the load-bearing capability;roller bearing was adopted;the material of roller surface was changed to improve the wear resistance and strength of roller surface.Several-time running proved that after modification,the service life and other comprehensive properties were all improved substantially and the requirement posed by the production of plate rolling mill was met.

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（收稿 2010-06-29 責編 趙實鳴)

張洪峰,1999年畢業于安徽工業大學機械系，學士學位，工程師?，F在邯鄲鋼鐵集團工作。