寬厚板矯直機支承輥強度分析

趙 崠

（太原重工股份有限公司矯直機研究所， 山西 太原 030024）

矯直輥具有輥徑與輥身長度之比很小的特點，造成矯直輥的強度與剛度都很低，因此在矯直輥上設置了多排支承輥以增加強度和剛度。寬厚板矯直輥承受矯直力大，支承輥在過大的支反力作用下會造成輥面裂紋與表面剝落的發生。

以下以1 臺9 輥寬厚板矯直機為例，計算各排支承輥受力，按最大支反力分析支承輥強度。

1 寬厚板矯直機輥系的主要技術參數

1.1 支承輥

支承輥參數見表1。

表1 支承輥參數

1.2 矯直輥

矯直輥身半徑為110 mm；矯直輥身長度L2為3600 mm。

2 計算各排支承輥支反力

各排支承輥布置與所受的支反力見圖1 所示。

圖1 支承輥布置與受力（mm）

由圖1 可以看出，在得出整個矯直輥上各支點的彎曲力矩Mi后，就可進一步求出各支點的支反力Ri；各支點的支反力Ri可通過分段求出各段的支反力，再將相同支點的支反力相加得出。如：支反力R1由0～1 段的支反力R1'和1～2 段的支反力R1"組成。

通過計算已知各支點的彎曲力矩：M1=M6=-0.5×108N·mm，M2=M5=-0.65×108N·mm，M3=M4=-0.61×108N·mm，M7=M0=0[1]

2.1 計算支點0 的支反力R1

2.2 計算支點1 的支反力R0

式中：A1'、A1" 為只考慮由該段外載荷對支點1 產生的支反力，N；A1'=q·l1'-A0=2428.72×275-144396.19=N；q=2428.72 N/mm[1]；l1=275 mm[1]。

2.3 計算支點2、3 的支反力R2、R3

由圖1 可以看出，1-2 排、2-3 排、3-4 排的作用載荷相同，故A2'+A2"=A3'+A3"=A1'=667898 N。

由于R7=R0，R6=R1，R5=R2，R4=R3，故求出R1、R2、R3后，可得出整個矯直輥上各支點的支反力，其中R2為最大支反力。

3 支承輥強度校核

支承輥垂直布置于矯直輥上，輥間接觸區主要應力分布見圖2 所示；由于支承輥采用簡支式結構，除應對輥間接觸區應力進行校核外，也需對兩軸頸所受剪切應力進行校核。

圖2 支承輥與矯直輥接觸區主要應力分布（mm）

式中：E 為鋼質彈性模量，2.1×105N/mm2；q1為支承輥與矯直輥接觸表面單位長度上的負荷，N/mm。

3.1 校核輥間接觸區應力

在輥間接觸區需按最大支反力R2校核最大壓應力σmax、輥體內最大切應力τ1max、最大反復切應力τ2max。

3.1.1 計算最大壓應力σmax

支承輥受彎矩產生的支反力沿軸向均布作用在輥面上，輥間接觸區內產生局部的彈性壓扁，材料變形處于三向壓縮狀態，形成半橢圓形分布的壓應力，沿法向壓應力最大。

3.1.2 計算輥體內最大切應力τ1max

輥體內最大切應力在接觸點處其值為零，沿著Y 方向逐漸增大，在距接觸表面Y=0.78b 處達到最大切應力τ1max。

3.1.3 計算最大反復切應力τ2max

最大反復切應力τ2max沿著X 方向反復交變存在，也是造成輥面剝落的原因，在距接觸表面Y=0.56，X=±0.856b 處達到最大反復切應力τ2max。

τ2max=0.256σmax=0.256×1664.95=426.23 MPa≤[τ1]

3.2 計算軸頸剪應力

支承輥兩軸頸受剪，剪力之和等于支反力。

支承輥強度滿足使用要求。

4 結論

以上各項分析得出，雖然輥間接觸區中法向壓應力最大，但材料變形處于三向壓縮狀態，故能承受較高的壓應力，不致造成影響；而切應力的影響更容易造成輥面的開裂和輥面剝落；軸頸剪應力雖然較小，但軸頸相對輥徑差值很大，截面突變很容易在軸頸根部形成應力集中，因此需要設計相應的過渡區防止應力集中而造成斷裂。

寬厚板矯直機矯直輥受力大，通過增加支承輥的數量可提升矯直輥的剛度和承載能力，但在有限的矯直輥身長度上，過多增加支承輥的數量也必然會相應的減少支承輥身長度，造成接觸應力增加，在設計中需兼顧兩者的平衡關系。