酸軋線輥子斷裂分析及優(yōu)化

劉景波，田玉珠，李子俊，劉玉起，陳 瑤

（首鋼京唐鋼鐵聯(lián)合有限責(zé)任公司，河北唐山 063200）

1 故障處理經(jīng)過

2018 年5 月28 日23：00 機(jī)電工藝聯(lián)合巡檢過程中聽見2#張力輥處有異響，經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)2#張力輥2#輥輥面距驅(qū)動側(cè)330 mm 位置有鼓包現(xiàn)象，并且輥面出現(xiàn)裂痕，張力輥鼓包現(xiàn)象如圖1a）所示。經(jīng)過與生技室協(xié)調(diào)，于5 月29 日8：00 進(jìn)行非計劃檢修工作。停機(jī)后，生產(chǎn)方開始撤帶，開始進(jìn)行拆除2#張力輥的2#輥拆除工作，然后送往機(jī)電廠對舊輥聯(lián)軸器和軸承座進(jìn)行拆除，將聯(lián)軸器和軸承座裝配到新輥子備件上，裝配完成運(yùn)回現(xiàn)場進(jìn)行回裝試車，這次斷輥事故導(dǎo)致產(chǎn)線產(chǎn)量損失慘重。輥子的斷裂裂紋如圖1b）所示，下線后對輥子開裂處進(jìn)行除膠處理，測量開裂處距驅(qū)動側(cè)邊緣345 mm（圖1c）），其斷口位于位于驅(qū)動側(cè)里側(cè)腹板輥筒上方位置，并沿輥筒輥壁周向方向斷裂，斷口光滑平齊。

圖1 張力輥鼓包和輥子斷裂現(xiàn)象

2 張力輥的的位置及結(jié)構(gòu)介紹

該輥子位于拉矯破鱗機(jī)的入口處，該組張力輥采用雙輥式形式，其主要作用是使帶鋼產(chǎn)生張力，讓帶鋼平穩(wěn)通過拉矯破鱗機(jī)。張力輥結(jié)構(gòu)如圖2 所示。

圖2 張力輥結(jié)構(gòu)

3 張力輥斷裂的失效分析

3.1 張力輥包角的計算

兩張力輥輥子高度差為H，水平距離為L，理論包角為α，直徑為D，通過一定的拉力將帶鋼平穩(wěn)地送入張力輥，而后通過張力輥組，與張力輥形成一定的包角（圖3a））。一般情況下，帶鋼越厚，實際包角越小，根據(jù)設(shè)計圖紙可知，其參數(shù)H=200 mm，L=1450 mm，D=1250 mm。

圖3 帶鋼包角和2#輥受力分析

由圖3a）可知：

將以上各個參數(shù)帶入式（1）～式（3）中，可得帶鋼包角α 為4 rad/s。

3.2 張力輥組的張力情況

根據(jù)生產(chǎn)鋼種的類型，此張力輥最大前張力F0為550 kN，最大后張力F2為600 kN，由于輥面為聚氨酯橡膠材料，與帶鋼的摩擦因數(shù)取μ 為0.18，根據(jù)前張力F0、后張力F2、帶鋼包角α 和歐拉公式，可以求得輥子的最大放大系數(shù)、放大系數(shù)和中間張力F1。

3.3 張力輥的受力分析

帶鋼經(jīng)過轉(zhuǎn)向輥出來后，進(jìn)入該張力輥組，然后通過拉矯破鱗機(jī)。在此期間帶鋼以一定的包角α 繞過兩根輥，輥子輥體所受的外力即為帶鋼作用在輥身上的力，其受力情況如圖3b）所示。

依照生產(chǎn)鋼種的要求，F(xiàn)1的最大值為572 kN，F(xiàn)2的最大值為600 kN。根據(jù)產(chǎn)線輥子分布特點(diǎn)，按照力的合成原理和幾何類別求得作用于張力輥的最大合力F 為1060 kN。由于輥子在運(yùn)行過程中有一定的磨損，在不考慮尺寸變化影響的條件下，張力輥需要傳遞的最大扭矩Mmax為：

3.3.1 張力輥輥筒的受力分析

張力輥輥筒受力分為帶鋼對輥面的力，以及各個腹板對輥筒的支撐反作用力。由于帶鋼通過輥子時有一定的寬度，默認(rèn)為帶鋼對輥面的作用力是均勻分布在輥面上的。另外，根據(jù)生產(chǎn)經(jīng)驗可知，當(dāng)產(chǎn)線帶鋼使用的最大張力固定時，帶鋼的寬度越窄，對輥筒受到的最大彎曲應(yīng)力也越大。由生產(chǎn)線物料規(guī)格參數(shù)可知，帶鋼日常生產(chǎn)的最窄寬度為900 mm，因此在計算張力輥輥筒的受力時，選取帶鋼的極限規(guī)格，寬度為900 mm。此時張力輥輥筒的受力如圖4 所示。

圖4 張力輥輥筒的受力分析

由計算結(jié)果可知，最大張力時張力輥輥面所受的最大合力為1060 kN，且此力在900 mm 寬的輥面上均勻分布。但考慮到帶鋼作用在輥筒上的受力主要集中在兩側(cè)內(nèi)腹板之間，因此具體到驅(qū)動側(cè)和操作側(cè)的受力可以腹板中心線為準(zhǔn)對受力進(jìn)行分配，兩側(cè)對稱的幾何關(guān)系可得到驅(qū)動側(cè)的受力F3為530 kN，操作側(cè)受也為530 kN。對其進(jìn)行簡化后，得出驅(qū)動側(cè)的集中受力點(diǎn)。

3.3.2 張力輥驅(qū)動側(cè)輥筒的受力分析

由張力輥的結(jié)構(gòu)可知，其傳動側(cè)和操作側(cè)均為雙腹板結(jié)構(gòu)，在這種結(jié)構(gòu)形式下，當(dāng)寬度為900 mm 的帶鋼以最大張力作用于張力輥輥面時，其驅(qū)動側(cè)的受力情況如圖5 所示，其中F3所示位置為帶鋼作用于輥面時驅(qū)動側(cè)的集中受力點(diǎn)。

圖5 張力輥驅(qū)動側(cè)的受力分析

經(jīng)過計算，F(xiàn)4為-825 kN，說明方向與圖5 中的方向相反，F(xiàn)4的方向垂直向下，F(xiàn)5為1355 kN。根據(jù)受力方向可知，張力輥驅(qū)動側(cè)的受力情況相當(dāng)于一個杠桿機(jī)構(gòu)，其中張力輥內(nèi)腹板的角焊縫處即相當(dāng)于杠桿機(jī)構(gòu)的支點(diǎn)。由此可以得出，此處為張力輥驅(qū)動側(cè)的應(yīng)力集中點(diǎn)，即張力輥驅(qū)動側(cè)內(nèi)腹板角焊縫部位外圓截面的最大合力為1335 kN。

4 張力輥結(jié)構(gòu)的有限元分析和優(yōu)化

4.1 張力輥的有限元分析

針對機(jī)組張力輥腹板斷裂情況，對輥子機(jī)構(gòu)進(jìn)行有限元的分析，優(yōu)化各個參數(shù)的結(jié)果，使其結(jié)果達(dá)到最優(yōu)值，來滿足后續(xù)高強(qiáng)鋼的順穩(wěn)生產(chǎn)。對其輥子在ANSYS軟件中建模，進(jìn)行相應(yīng)的動態(tài)分析，考慮的分析結(jié)果的明顯性和簡化性，根據(jù)實際情況對輥子進(jìn)行切割分塊，把輥子分成四分之一，對四分之一的部分進(jìn)行切片分析，在ANSYS 中的建模如圖6a）所示，尺寸如圖2 所示。為了準(zhǔn)確的分析結(jié)構(gòu)，然后對建模以后的結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元的網(wǎng)格劃分，劃分后如圖6b）所示。

圖6 有限元模型和網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分以后，需要對其進(jìn)行邊界條件的設(shè)定，由于把輥子分割成了片狀結(jié)構(gòu)且腹板下端為軸的部件，所以把腹板與軸的接觸部分設(shè)置成固定約束，把輥子受到的力作用在輥面上，認(rèn)為力在輥面上是均勻分布的載荷。由于輥子分割成了四分之一，需要對輥筒的邊界施加位移約束，X 方向位移為0，Y 方向位移自由，只有這樣才能接近仿真的結(jié)果，邊界條件的施加如圖7 所示。

圖7 邊界條件的施加

對其施加完邊界以后，對結(jié)果進(jìn)行求解，查看輥子總的變形和等效應(yīng)力情況。從圖8 可以看出，內(nèi)腹板與滾筒的接觸焊接部位應(yīng)力最大部位，在交變載荷的作用下，此處最容易發(fā)生開焊乃至斷裂，和現(xiàn)場輥子斷裂情況相符。

圖8 輥筒有限元分析

4.2 張力輥的結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析

針對上述這種輥子開裂情況，對輥子參數(shù)變量進(jìn)行優(yōu)化，目標(biāo)函數(shù)為內(nèi)腹板厚度和內(nèi)腹板距輥子輥面中心的距離，優(yōu)化后的結(jié)果如圖9 所示。

圖9 優(yōu)化后結(jié)果

經(jīng)過最終優(yōu)化以后，得到上述3 種結(jié)果，參考值為腹板厚度為25 mm、腹板距輥筒中心線的距離為697.5 mm 時，結(jié)果最優(yōu)。所以對最優(yōu)結(jié)果繼續(xù)分析，查看輥子總的變形和等效應(yīng)力的情況如圖10 所示，和優(yōu)化前的應(yīng)力和變形進(jìn)行對比，對比結(jié)果見表1。

表1 對比結(jié)果

圖10 優(yōu)化后分析結(jié)果

5 結(jié)束語

通過計算和分析可知，輥子腹板開裂的實際情況與理論計算及有限元分析結(jié)果基本吻合，在交變載荷的作用下，輥子開裂符合實際。對參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化以后，從表1 可以看出，最大變形量大約減小了1/2，輥子與腹板之間的應(yīng)力減小了近20%。在輥子后續(xù)的加工中，按照優(yōu)化結(jié)果參數(shù)進(jìn)行設(shè)計加工，同時腹板與輥筒之間的焊接一定要保證焊接質(zhì)量，這樣才能延長輥子的使用壽命。