酸軋線輥子斷裂分析及優化

劉景波，田玉珠，李子俊，劉玉起，陳 瑤

（首鋼京唐鋼鐵聯合有限責任公司，河北唐山 063200）

1 故障處理經過

2018 年5 月28 日23：00 機電工藝聯合巡檢過程中聽見2#張力輥處有異響，經檢查發現2#張力輥2#輥輥面距驅動側330 mm 位置有鼓包現象，并且輥面出現裂痕，張力輥鼓包現象如圖1a）所示。經過與生技室協調，于5 月29 日8：00 進行非計劃檢修工作。停機后，生產方開始撤帶，開始進行拆除2#張力輥的2#輥拆除工作，然后送往機電廠對舊輥聯軸器和軸承座進行拆除，將聯軸器和軸承座裝配到新輥子備件上，裝配完成運回現場進行回裝試車，這次斷輥事故導致產線產量損失慘重。輥子的斷裂裂紋如圖1b）所示，下線后對輥子開裂處進行除膠處理，測量開裂處距驅動側邊緣345 mm（圖1c）），其斷口位于位于驅動側里側腹板輥筒上方位置，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象

2 張力輥的的位置及結構介紹

該輥子位于拉矯破鱗機的入口處，該組張力輥采用雙輥式形式，其主要作用是使帶鋼產生張力，讓帶鋼平穩通過拉矯破鱗機。張力輥結構如圖2 所示。

圖2 張力輥結構

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，根據設計圖紙可知，其參數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

根據生產鋼種的類型，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，與帶鋼的摩擦因數取μ 為0.18，根據前張力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、放大系數和中間張力F1。

3.3 張力輥的受力分析

帶鋼經過轉向輥出來后，進入該張力輥組，然后通過拉矯破鱗機。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。

依照生產鋼種的要求，F1的最大值為572 kN，F2的最大值為600 kN。根據產線輥子分布特點，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，默認為帶鋼對輥面的作用力是均勻分布在輥面上的。另外，根據生產經驗可知，當產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力也越大。由生產線物料規格參數可知，帶鋼日常生產的最窄寬度為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內腹板之間，因此具體到驅動側和操作側的受力可以腹板中心線為準對受力進行分配，兩側對稱的幾何關系可得到驅動側的受力F3為530 kN，操作側受也為530 kN。對其進行簡化后，得出驅動側的集中受力點。

3.3.2 張力輥驅動側輥筒的受力分析

由張力輥的結構可知，其傳動側和操作側均為雙腹板結構，在這種結構形式下，當寬度為900 mm 的帶鋼以最大張力作用于張力輥輥面時，其驅動側的受力情況如圖5 所示，其中F3所示位置為帶鋼作用于輥面時驅動側的集中受力點。

圖5 張力輥驅動側的受力分析

經過計算，F4為-825 kN，說明方向與圖5 中的方向相反，F4的方向垂直向下，F5為1355 kN。根據受力方向可知，張力輥驅動側的受力情況相當于一個杠桿機構，其中張力輥內腹板的角焊縫處即相當于杠桿機構的支點。由此可以得出，此處為張力輥驅動側的應力集中點，即張力輥驅動側內腹板角焊縫部位外圓截面的最大合力為1335 kN。

4 張力輥結構的有限元分析和優化

4.1 張力輥的有限元分析

針對機組張力輥腹板斷裂情況，對輥子機構進行有限元的分析，優化各個參數的結果，使其結果達到最優值，來滿足后續高強鋼的順穩生產。對其輥子在ANSYS軟件中建模，進行相應的動態分析，考慮的分析結果的明顯性和簡化性，根據實際情況對輥子進行切割分塊，把輥子分成四分之一，對四分之一的部分進行切片分析，在ANSYS 中的建模如圖6a）所示，尺寸如圖2 所示。為了準確的分析結構，然后對建模以后的結構進行有限元的網格劃分，劃分后如圖6b）所示。

圖6 有限元模型和網格劃分

網格劃分以后，需要對其進行邊界條件的設定，由于把輥子分割成了片狀結構且腹板下端為軸的部件，所以把腹板與軸的接觸部分設置成固定約束，把輥子受到的力作用在輥面上，認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，對結果進行求解，查看輥子總的變形和等效應力情況。從圖8 可以看出，內腹板與滾筒的接觸焊接部位應力最大部位，在交變載荷的作用下，此處最容易發生開焊乃至斷裂，和現場輥子斷裂情況相符。

圖8 輥筒有限元分析

4.2 張力輥的結構優化分析

針對上述這種輥子開裂情況，對輥子參數變量進行優化，目標函數為內腹板厚度和內腹板距輥子輥面中心的距離，優化后的結果如圖9 所示。

圖9 優化后結果

經過最終優化以后，得到上述3 種結果，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，結果最優。所以對最優結果繼續分析，查看輥子總的變形和等效應力的情況如圖10 所示，和優化前的應力和變形進行對比，對比結果見表1。

表1 對比結果

圖10 優化后分析結果

5 結束語

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。對參數進行優化以后，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力減小了近20%。在輥子后續的加工中，按照優化結果參數進行設計加工，同時腹板與輥筒之間的焊接一定要保證焊接質量，這樣才能延長輥子的使用壽命。