劉運(yùn)橋，褚文龍，趙 禮，趙永劭

(河北鋼鐵集團(tuán)承德鋼鐵有限公司，河北 承德 067002)

棒材軋機(jī)粗軋軋輥材質(zhì)優(yōu)化

劉運(yùn)橋，褚文龍，趙 禮，趙永劭

(河北鋼鐵集團(tuán)承德鋼鐵有限公司，河北 承德 067002)

棒材軋機(jī)在粗軋生產(chǎn)階段斷輥頻次較高，不但增加了輥耗，也給生產(chǎn)造成了不利影響。本文進(jìn)行了軋輥強(qiáng)度校核計算，對軋輥材質(zhì)重新界定，解決了軋輥強(qiáng)度不足的問題。

軋輥；強(qiáng)度；力矩；應(yīng)力；斷裂

河北鋼鐵集團(tuán)承德鋼鐵有限公司棒材生產(chǎn)線由意大利的達(dá)尼利公司設(shè)計，設(shè)計產(chǎn)能為80萬t/a，該生產(chǎn)線由18架平立布置的短應(yīng)力線軋機(jī)組成，采用截面積為165 mm×165 mm的方坯作為主要原料，產(chǎn)品設(shè)計規(guī)格為螺紋鋼φ12～φ50 mm，圓鋼φ18～φ60 mm。目前，以φ22～φ50 mm螺紋鋼及φ18～φ60 mm圓鋼為主要軋制產(chǎn)品。

在粗軋生產(chǎn)階段，軋機(jī)的斷輥頻次較高，輥身和輥頸都有斷裂，這不但增加了輥耗，也給生產(chǎn)造成了不利影響。粗軋機(jī)共計6架，前4架軋機(jī)的輥徑為φ750 mm，后2架軋機(jī)的輥徑為φ550 mm，斷輥架次集中在第1、第2和第3架次。為此，通過對軋輥進(jìn)行了強(qiáng)度校核計算，并對軋輥材料進(jìn)行了優(yōu)化，解決了軋輥強(qiáng)度不足的問題。

1 軋制力計算

1)單位軋制壓力p＇。粗軋機(jī)采用通用孔型系統(tǒng)，各規(guī)格產(chǎn)品粗軋時在料型選擇上一致，僅在速度設(shè)定上有所差別。軋制力最大的產(chǎn)品規(guī)格為φ32 mm螺紋鋼筋。單位軋制壓力p＇可采用艾克隆德公式[1]進(jìn)行計算，其公式為：

(1)

式中，f=a(1.05-0.000 5t)，其中a是軋輥材質(zhì)相關(guān)系數(shù)，鋼軋輥a=1，鑄鐵軋輥a=0.8；t是軋制溫度，單位為℃；R是工作輥徑半徑，單位為mm；Δh是平均壓下量，單位為mm；H是軋件軋前平均厚度，單位為mm；h是軋件軋后平均厚度，單位為mm；K=9.8(14-0.01t)(1.4+C+Mn+0.3Cr)，單位為MPa·s；η=0.1(14-0.01t)C′，單位為MPa·s，其中C′是軋制速度系數(shù)；V是軋制速度，單位為m/s。

2)接觸面積F為：

(2)

式中，B是軋件變形區(qū)平均寬度，單位為mm。

3)軋制力P為：

Ρ=p′F

(3)

4)軋制力矩T為：

(4)

式中，x是力臂系數(shù)，取值0.4～0.6。

軋制力相關(guān)參數(shù)計算結(jié)果見表1。

表1 軋制力相關(guān)參數(shù)計算結(jié)果

2 軋輥受力分析

軋輥受力情況如圖1所示。

圖1 軋輥受力簡圖

圖1中，P是軋制力；R1和R2是支座反作用力；X是支座反作用力與軋制力的距離；C是支座反作用力與邊輥環(huán)的距離；a是支座反作用力之間的距離；M是轉(zhuǎn)矩；Mω是彎矩。

2.1 力學(xué)計算

2.1.1 輥身力學(xué)計算

針對1～6架軋機(jī)壓輥輥身，選擇最小輥徑進(jìn)行彎曲計算，輥身最大彎曲正應(yīng)力[2]為：

(5)

式中，Mmax是最大彎矩；W是抗彎截面系數(shù)。

實(shí)心圓截面的抗彎截面系數(shù)為：

W=IZ/(d/2)

(6)

式中，d是為受力軋槽輥徑，IZ是慣性矩。

實(shí)心圓截面的慣性矩為：

(7)

由式5～式7可得輥身最大彎曲正應(yīng)力，計算結(jié)果見表2。其強(qiáng)度要求為σmax≤[σ]，[σ]是材料許用應(yīng)力。軋機(jī)在軋輥材料優(yōu)化前，使用鑄鐵軋輥，其極限抗拉強(qiáng)度Rm為450 MPa。

表2 輥身力學(xué)計算結(jié)果

2.1.2 輥頸力學(xué)計算

軋輥輥頸需進(jìn)行彎曲、扭轉(zhuǎn)及彎扭合成應(yīng)力校核。輥頸彎曲正應(yīng)力計算同輥身計算方法相同。

扭轉(zhuǎn)形成的最大剪切應(yīng)力為：

(8)

式中，T是軋制力矩；Wt是抗扭截面系數(shù)。

實(shí)心圓截面的抗扭截面系數(shù)為：

Wt=Ip/(d/2)

(9)

式中,d是輥頸直徑；Ip是極慣性矩。

實(shí)心圓截面的極慣性矩為：

(10)

由式8～式10，可得扭轉(zhuǎn)造成的最大剪切應(yīng)力。

彎扭合成應(yīng)力計算方法使用第4強(qiáng)度理論進(jìn)行計算。輥頸力學(xué)計算結(jié)果見表3。

表3 輥頸力學(xué)計算結(jié)果

2.2 強(qiáng)度校核

2.2.1 輥身強(qiáng)度校核

由表2可以發(fā)現(xiàn)，使用鑄鐵軋輥，輥身受到的最大彎曲正應(yīng)力均小于軋輥許用應(yīng)力，但第1～第3架軋機(jī)輥身的應(yīng)力安全系數(shù)僅為3～3.5，所以相應(yīng)道次易出現(xiàn)輥身疲勞性斷裂。

2.2.2 輥頸強(qiáng)度校核

由表3可以發(fā)現(xiàn)，各道次輥頸受到的剪切應(yīng)力安全系數(shù)均>5，處于安全狀態(tài)。對于所受最大彎曲正應(yīng)力，第3架的應(yīng)力安全系數(shù)僅為3.4，較為突出，所以該道次易出現(xiàn)輥徑疲勞性斷裂。

3 結(jié)語

在粗軋生產(chǎn)階段，軋機(jī)軋輥的強(qiáng)度較低，應(yīng)力安全系數(shù)不足是其斷裂的主要原因。通過與軋輥制造廠家合作， 把鑄鐵軋輥改為強(qiáng)度更高的石墨鋼及半鋼軋輥，使其安全系數(shù)均>4.5，改造后在正常使用時未出現(xiàn)斷輥現(xiàn)象。

[1] 鄒家祥.軋鋼機(jī)械[M].北京:冶金工業(yè)出版社，1989.

[2] 劉鴻文.材料力學(xué)[M].北京:高等教育出版社，1992.

責(zé)任編輯彭光宇

OptimizingonMaterialofRoughRollerforRollingMachineofBarinChengdeIron-steelCompany

LIU Yunqiao，CHU Wenlong，ZHAO li，ZHAO Yongshao

(Chengde Branch Hebei Iron Steel Group, Chengde 067002，China)

Given rough roller is frequently broken, so it makes consumption of rough roller increased, and causes serious influence on production. So this article has recalculated the roll material strength, and solves the problem of insufficient strength of roller.

roller, strength, moment, strain, breaks

TG 333

：A

劉運(yùn)橋(1971-)，男，工程師，大學(xué)本科，主要從事生產(chǎn)技術(shù)管理等方面的研究。

2014-12-09