Φ380托輥的疲勞斷裂分析

陳 勇，景群社，王 東

(山西百一機械設備制造有限公司，山西 太原 030003)

0 前言

太鋼不銹煉鋼廠在線使用的1 280立式板坯連鑄機是由西安重型機械研究所為總負責設計和改造的國內第一臺不銹鋼板坯連鑄機，2004年對鑄機主體部分進行了改造，設計年產量從改造前最高的39.7萬t提高到48.4萬t。但是由于Φ380托輥的疲勞斷裂，影響了設備能力的充分發揮。本文通過研究托輥裝置的實際運行情況，對Φ380托輥的受力進行分析，計算托輥的疲勞安全系數，在SolidWorks Simulation軟件中對托輥進行靜態和疲勞分析，認為高溫、腐蝕、摩擦、尺寸等因素對托輥輥身的疲勞強度有很大的影響，隨著應力循環次數的增加，托輥輥身的疲勞強度不斷下降，最終導致托輥突然斷裂。

1 托輥裝置

托輥裝置設于二冷第六段之下，引錠存放車之上，用于接送引錠和夾送鑄坯，托輥通水冷卻，防止熱變形，托輥裝置示如圖1所示。

工作時，三對托輥夾緊鑄坯，依靠夾緊時產生的摩擦力夾送鑄坯。二冷段鑄坯的表面溫度大約在800～1000℃，托輥與鑄坯直接接觸，托輥同時承受對稱循環應力和熱應力，其斷裂失效位置發生在輥身中部附近 (圖2)。

托輥電動機功率N=15kW，電動機的額定轉速n=1 500 r/min，減速機速比i=710;液壓缸直徑d2=250 mm，液壓缸桿徑d1=140 mm，二冷段液壓系統正常的工作壓力P=12 MPa，液壓缸中心距2 200 mm;托輥輥徑D=380 mm，輥身長L=1 400 mm;托輥材質為鍛鋼42CrMo，淬火+回火硬度HB270～330(換算成強度約為σb=920～1 115 MPa);連鑄坯斷面: (160，180，200)mm× (950～1 280)mm。

本文托輥的受力分析按夾送180mm×970mm規格連鑄坯計算。

2 托輥的受力分析

鑄坯受到托輥裝置的液壓夾緊力，根據作用力與反作用力的原理，托輥受到的鑄坯對它的反作用力與液壓夾緊力相等，而且方向相反。托輥在與鑄坯接觸的面上受到的力可簡化為均布載荷，用“q”表示;托輥軸承支點跨距換算后是2 160 mm;液壓缸推力用“N1”和“N2”表示。

2.1 計算彎矩

式中，P為液壓系統正常的工作壓力;S為液壓缸截面積，S=π (d2/2)2。

均布載荷q=2×5.89×105/970=1 214.43 N/mm;最大彎矩 M1=5.89×105×1 080－1 214.43× (970/2)× (970/4)=4.93×108N·mm;最小截面處彎矩M2=5.89×105×144=8.48×107N·mm;彎矩圖如圖3所示。

圖3 托輥彎矩Fig.3 Bending moment of holding roller

2.2 扭矩的影響

鑄坯被接坯小車接住前長度約25 m，重量約35 t，G=3.5×105N。

假設鑄坯以勻速向下運動，則重力矩和托輥電動機－減速機的輸出力矩相等。

重力力矩

托輥裝置共有六根Φ380托輥成對布置，一根托輥電動機－減速機的輸出力矩T1=TG/6≈1.11×107N·mm。

所以托輥的扭矩Mn=T1=1.11×107N·mm

托輥工作時承受彎曲和扭轉的組合作用，按第三強度理論計算應力。

式中，M為彎矩，M=4.93×108N·mm;Mn為扭矩，Mn=1.11×107N·mm;Mn/M≈0.02;W為抗彎截面模量 (mm3);α為修正系數 (按材料小試樣抗拉強度為980MPa計算，修正系數α=0.6)。

代入第三強度理論公式化簡得

扭矩與彎矩相比對應力計算的影響完全可以忽略，所以托輥的疲勞分析計算按轉動心軸進行，忽略扭矩和附加載荷的影響。

3 疲勞強度安全系數計算

根據托輥的實際尺寸，考慮托輥的表面質量、應力集中、尺寸影響以及材料的疲勞極限等因素，計算托輥的危險截面1和2處的疲勞安全系數。

3.1 應力計算

托輥截面1的抗彎截面模量

式中，d為托輥內徑，d=50 mm;D為托輥外徑，D=380 mm;

托輥截面2的抗彎截面模量為

式中，d'為托輥截面2直徑，d'=200 mm;

截面1處的彎曲應力為

截面2處的彎曲應力為

3.2 疲勞安全系數計算

式中，σ－1為對稱循環應力下的材料彎曲疲勞極限(MPa)，σ－1=295 MPa;Kσ為彎曲時的有效應力集中系數，截面1處，取Kσ=1;截面2處，查表Kσ=2;β為表面質量系數;σb=1 000 MPa時;β=0.85;εσ為彎曲時尺寸影響系數，合金鋼 εσ=0.54;σa為彎曲應力的應力幅(MPa)，σa=σmax;σm為彎曲應力的平均應力(MPa)，σm=0;ψσ為材料拉伸的平均應力折算系數;(車削狀態Ra=3.2～0.8)，ψσ=0.34。

把σ1=91.5 MPa和σ2=108.4 MPa代入式(6)計算得:截面1安全系數Sσ≈1.5;截面2安全系數Sσ≈0.6。

3.3 分析

托輥的斷裂發生在安全系數較高的輥身截面1附近，結合使用工況，說明高溫使托輥輥身處材料的疲勞極限下降，而且下降幅度超過60%。

托輥與連鑄坯接觸面的工作溫度可達到800℃，高溫情況下金屬原子間的結合力減弱，強度下降，在再結晶溫度以上金屬會緩慢地發生塑性變形，且變形量隨時間的增長而增長，最后導致斷裂失效。

4 基于Simulation的疲勞分析

Solidworks?Simulation中的疲勞分析是基于應力－壽命 (S－N)的方法。在實踐中發現，按S－N曲線進行設計和選材，并且考慮安全系數的受力構件，仍然產生過早的破壞，出現這種情況的主要原因是S－N曲線是用經過精心拋光并無任何宏觀裂紋的光滑試件在特定環境條件下通過試驗得出來的，然而實際情況并非如此。由于腐蝕、溫度、負載模式、摩擦、切口效應、尺寸因子等因素的影響，經過加工和使用的構件，都會存在各種形式的裂紋，含有這種裂紋的構件承受交變載荷作用時，表面裂紋會立即開始擴展，最后導致破壞。

Simulation中的疲勞分析使用了“疲勞強度縮減因子Kf”來解決實際情況疲勞破壞與S－N曲線 (理想狀態)的矛盾。通過對托輥疲勞安全系數計算結果的分析，結合托輥實際斷裂的位置，判斷托輥輥身處實際安全系數小于0.6，據此針對輥身取Kf=0.35。圖4是靜力分析結果，截面1處最大應力93.278 MPa，截面2處最大應力175 MPa。

圖4 靜態分析Fig.4 Static analysis

在靜力分析基礎上，創建疲勞研究進行分析。Kf=0.35時，輥身疲勞分析的結果如圖5所示，輥身最小循環次數1.7 979×105。以0.75 m/min的拉速為例，24 h托輥的循環次數是905次，托輥輥身達到疲勞失效的時間大約是198天。

托輥截面2處不與連鑄坯接觸，而且有隔熱防護板保護，所以疲勞強度縮減因子Kf取0.9，據此得到的疲勞壽命周期大于106次 (分析過程略)。

圖5 疲勞壽命圖Fig.5 Life cycle of fatigue

5 防止托輥突然斷裂的措施建議

進行簡單的疲勞分析，給出一個壽命結果對托輥的疲勞壽命進行評價是不完善的，還要分析疲勞損傷對各種影響因素的敏感度，找出影響疲勞壽命的最為重要的因素，通過修改結構尺寸、另選材質、進行表面處理、調整載荷水平等實現壽命優化;或者在疲勞分析結論的基礎上，采用安全使用期限設計法，保證零件在有限壽命時間內可靠工作。

(1)減小系統壓力。二冷段液壓系統正常的工作壓力是12 MPa，按拉制最大規格鑄坯計算，鑄坯和托輥之間的靜摩擦力是鑄坯最大重力的2.8倍，鑄坯和托輥表面之間不會產生相對滑動。實踐已證明:在較低的交變應力下，零件不容易發生疲勞裂紋，而且即使一旦產生裂紋，其擴展速度也較慢。所以在不影響鑄機正常運行的前提下，適當降低二冷段液壓系統的工作壓力，從而延長托輥的使用壽命。

(2)選用高溫強度較高的托輥材質。金屬在高溫下長期承受載荷有兩個特點:一是溫度升高，金屬原子間結合力減弱，強度下降;二是在再結晶溫度以上，它會緩慢地發生塑性變形，且變形量隨時間的增長而增長，最后導致金屬破壞。35CrMoV是一種熱強鋼，相比42CrMo，含碳量降低有助于提高托輥的塑性和抗熱疲勞性能;采用正火加高溫回火的處理，得到鐵素體+珠光體組織，利用鐵素體的高熔點和珠光體組織穩定的特點獲得良好的耐熱性。此外，在托輥輥身堆焊1Cr13等耐熱不銹鋼也可以達到很好的效果。

(3)定期更換托輥。準確估計托輥的疲勞壽命，當托輥達到使用壽命時，強制更換。

6 結束語

Φ380托輥突然斷裂的原因主要是托輥材料的強度在高溫下降低，在對稱循環應力的作用下疲勞失效。要解決這個問題，首先是合理選擇托輥材質，采用適當的熱處理工藝，提高托輥材料的高溫強度;其次是合理調整系統壓力，降低交變應力;最后結合連鑄機產品規格和產量變化，積累載荷和材料試驗數據，制定托輥的強制更換周期，保證托輥在設計的疲勞壽命期內和使用條件下安全運行，避免連鑄機因托輥異常斷裂而停機造成的損失。

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