三輥軋管機(jī)軋輥強(qiáng)度分析計(jì)算

李慧斌

(中冶京誠(chéng)工程技術(shù)有限公司 北京100176)

1 前言

三輥軋管機(jī)機(jī)芯包括三個(gè)單獨(dú)傳動(dòng)的軋輥，軋輥軸線夾角為120°，相鄰軋制機(jī)芯中的軋輥成60°交錯(cuò)布置，每個(gè)軋輥兩側(cè)有可滑動(dòng)軸承座。軋輥為分體式結(jié)構(gòu)，包括輥環(huán)和輥軸，相互之間采用過(guò)盈配合連接。軋輥的強(qiáng)度和剛度直接影響鋼管的軋制精度，因此，在對(duì)軋輥進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，必須滿足以下兩點(diǎn)要求：1)要有足夠的強(qiáng)度。在設(shè)計(jì)上要求絕對(duì)安全，軋輥斷裂會(huì)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(qiáng)度分析

2.1 影響軋輥強(qiáng)度的因素論述

軋輥報(bào)廢的原因主要有熱沖擊裂紋、脆性剝落、帶狀剝落、輥頸粘結(jié)和正常磨損，其中磨損占有很大比重。具體來(lái)說(shuō)，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(shí)的應(yīng)力狀態(tài)有關(guān)，如剝落就是在交變應(yīng)力作用下經(jīng)過(guò)一定的時(shí)間后產(chǎn)生的一種局部疲勞破壞。

2)軋輥的形狀設(shè)計(jì)不合理或設(shè)計(jì)強(qiáng)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(guò)程中使用不合理。熱軋軋輥在冷卻不足或冷卻不均勻時(shí)，會(huì)因熱疲勞造成輥面熱裂，軋熱的軋輥驟然冷卻，會(huì)因溫度應(yīng)力過(guò)大，導(dǎo)致軋輥表面剝落甚至斷輥；壓下量過(guò)大或因工藝過(guò)程安排不合理造成過(guò)負(fù)荷軋制也會(huì)造成軋輥破壞等[2]。

軋輥的破壞決定于各種應(yīng)力，其中包括彎曲應(yīng)力、扭轉(zhuǎn)應(yīng)力、接觸應(yīng)力、由于溫度分布不均或交替變化引起的熱應(yīng)力等。鑒于影響軋輥強(qiáng)度的某些因素如：軋輥的鑄造缺陷、熱應(yīng)力、軋輥計(jì)算斷面的應(yīng)力集中系數(shù)等難以精確確定，軋制時(shí)的沖擊載荷也只有通過(guò)一定的測(cè)試手段才能獲得，軋輥又是軋鋼車間的主要耗件，軋輥的強(qiáng)度通常只按靜載荷驗(yàn)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(yīng)力狀態(tài)和水平對(duì)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(jī)機(jī)芯包括軋輥裝配和軋輥滑座，如圖1所示。三輥軋管機(jī)軋輥在軋制過(guò)程中，受力主要包括軋制力和軋制力矩，且同時(shí)作用在軋輥上。

以下采用工程材料力學(xué)計(jì)算方法和有限元分析的方法對(duì)軋輥強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算。軋輥軋制過(guò)程中的受力簡(jiǎn)圖如圖2所示，為了便于分析計(jì)算，軋輥模型進(jìn)行一定簡(jiǎn)化。

圖1 機(jī)芯和軋輥裝配

圖2 軋輥受力示意圖

2.3 工程材料力學(xué)計(jì)算

軋制過(guò)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(jié)構(gòu)特點(diǎn)，初步判斷軋輥輥環(huán)的危險(xiǎn)斷面通常在軋槽中部，輥軸的危險(xiǎn)斷面在輥軸與輥環(huán)的交接面。因此主要校核如下的強(qiáng)度：(1)輥環(huán)中部的彎曲強(qiáng)度；(2)輥頸的彎曲和扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度；(3)傳動(dòng)端輥頭的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度[3]。

表1 軋輥的主要結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)

1)軋輥各截面的力學(xué)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(qiáng)度σb-D=800MPa；

輥軸材料抗拉強(qiáng)度σb-d=1000MPa；

根據(jù)抗拉強(qiáng)度和安全系數(shù)得出抗拉及扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力：

(5)

(6)

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

(7)

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

(8)

3)輥環(huán)強(qiáng)度校核

輥環(huán)中間危險(xiǎn)斷面彎矩，

(9)

(10)

(11)

彎扭組合應(yīng)力，對(duì)于球墨鑄鐵軋輥，合成應(yīng)力應(yīng)按第二強(qiáng)度理論計(jì)算：

(12)

4)輥軸強(qiáng)度校核

輥軸危險(xiǎn)截面彎矩，

(13)

(14)

(15)

彎扭組合應(yīng)力，對(duì)于合金鋼軋輥軸，合成應(yīng)力應(yīng)按第四強(qiáng)度理論計(jì)算：

(16)

5)傳動(dòng)軸頭強(qiáng)度

(17)

表2 輥環(huán)、輥軸及軸頭應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

根據(jù)表2軋輥強(qiáng)度分析計(jì)算結(jié)果，計(jì)算應(yīng)力小于材料的許用應(yīng)力。

2.4 采用有限元計(jì)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(shí)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(jì)算機(jī)自動(dòng)劃分網(wǎng)格。機(jī)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(yīng)力圖

c)加載及約束

鋼管軋制時(shí)，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(shí)，每個(gè)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(jì)算;

P—軋制力;

H—接觸弧長(zhǎng)度，按照角度為120°，半徑為R的圓弧長(zhǎng)計(jì)算;

L—接觸弧寬度，按照角度為20°，半徑為D的圓弧長(zhǎng)計(jì)算。

任何設(shè)備都需要受到一定的約束條件來(lái)保持運(yùn)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(shè)置Y、Z方向位移約束，軸肩端面設(shè)置X方向位移約束。

2.5 有限元計(jì)算結(jié)果分析

通過(guò)ANSYS程序求解，得到軋輥的等效應(yīng)力圖，如圖4所示。

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

圖5 危險(xiǎn)截面應(yīng)力圖

3 結(jié)論

通過(guò)采用兩種方法對(duì)輥環(huán)及輥軸的強(qiáng)度分析，得出以下結(jié)論：

1)輥環(huán)上的彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力均較小，但是與軋件接觸的弧面接觸應(yīng)力較大；輥環(huán)所受接觸應(yīng)力為主要應(yīng)力。該工作狀態(tài)是軋輥軋制瞬時(shí)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(yīng)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(yīng)力水平高于兩側(cè)斷面。在生產(chǎn)過(guò)程中需優(yōu)化冷卻水管理，確保輥面及時(shí)冷卻，避免輥面裂紋[4]。

3)輥軸上的最大應(yīng)力點(diǎn)位于輥環(huán)外側(cè)與輥軸銜接的位置。此位置屬于危險(xiǎn)截面，設(shè)計(jì)時(shí)需要進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，避免應(yīng)力集中，可增大輥軸過(guò)渡圓角進(jìn)而提高輥軸強(qiáng)度。

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