孫熙釗 劉振立

(1.中鋼集團邢臺機械軋輥有限公司，河北054025；2.軋輥復合材料國家重點實驗室，河北054025)

軋輥(包括工作輥和支承輥)是軋機的關鍵零件之一，裝在軋機牌坊窗口當中。在帶鋼生產中，軋輥始終與紅熱鋼坯直接接觸，損耗量很大。找出軋輥的損壞原因并提出相應的解決措施，提高軋輥壽命，降低輥耗，是軋機制造商和用戶十分關注的問題。

某鋼廠平整機支承輥在使用過程中，裝環(huán)軸頸部位發(fā)生斷裂，如圖1所示，斷裂軋輥材質為86CrMoV7鍛造支承輥，發(fā)生斷裂時輥身直徑為?641.05 mm。輥身長為850 mm，單重3.2 t。為了分析斷裂原因，利用ANSYS Workbench對該支承輥進行模擬計算。

1 原支承輥結構模擬計算

1.1 模型建立

支承輥軸如圖1所示，主軸頸根部圓弧為R20 mm，利用ANSYS Workbench中的DM幾何建模模塊建立模型，在DM中建立幾何模型，可方便地利用參數(shù)化管理，對部分幾何量進行參數(shù)化處理，提高計算效率。

1.2 原始結構模擬計算

根據(jù)提供資料，該支承輥的軋制力為300 t，利用有限元軟件ANSYS進行計算，對支承輥兩端端面固定約束，最大應力為104.58 MPa，如圖2所示，根據(jù)該鍛鋼支承輥材質和輥頸硬度，輥頸的抗拉強度按Rm=900 MPa，安全系數(shù)n=5，則許用應力[σ]=180 MPa，根據(jù)模擬計算結果，最大應力104.58 MPa，小于許用應力，正常使用情況下，軋輥不會出現(xiàn)斷裂。

(a)主軸斷裂位置(b)局部放大圖圖1 支承輥主軸Figure 1 Main shaft of back-up roll

2 理論計算

2.1 危險截面最大彎矩

輥頸支反力F=300×1000×102=1.5×106N

截面最大彎矩Mmax=FL=318750N·m

式中，L為支反力距所求截面的距離，該支軋輥L=0.2125 m；F為輥頸支反力，單位為N。

圖2 原結構應力分布Figure 2 Stress distribution of the original configuration

2.2 危險截面最大彎曲應力

抗彎模量W為：

式中，d為直徑，單位m，該支軋輥d=0.32 m。

最大彎曲應力σmax為：

最大彎曲應力小于許用應力180 MPa，滿足安全要求。模擬計算和理論計算比較接近，誤差在要求的范圍內。

3 結構改進優(yōu)化方案

3.1 結構改進方案一

在原始結構基礎上，主軸頸根部細節(jié)圖如圖3所示，將主軸頸根部圓弧由R20 mm改為R25 mm、R30 mm，應力分布情況如圖2所示，利用參數(shù)化管理，建立圓弧大小跟最大應力之間的關系，得到的應力如圖4所示。

圖3 主軸頸根部細節(jié)圖Figure 3 Detail sketch of main shaft neck root

圖4 不同圓弧大小應力Figure 4 Stress of different sized circle arc

根據(jù)圖4得出，圓弧越大，應力越小，若將原始結構圓弧R20 mm改為R25 mm、R30 mm，應力大小分別為102.02 MPa、93.728 MPa，增大圓弧，可提高軋輥的使用安全性。

3.2 改進方案二

對主軸頸根部圓弧過渡改為斜面+圓弧過渡，如圖5所示，斜面寬度為24 mm，軋制力和邊界條件跟前述相同，應力分布如圖6所示。改變斜面角度A和圓弧大小R，得到不同斜面角度、不同圓弧的應力大小，如圖7所示，由圖7可以看出，改為斜面結構后，應力比圓弧結構大，最小的斜面角度為45°，圓弧為R20 mm。

圖5 斜面+圓弧結構細節(jié)圖Figure 5 Detail sketch of bevel and circle arc configuration

圖6 斜面+圓弧結構應力分布Figure 6 Stress distribution of bevel and circle arc configuration

圖7 不同斜面過渡應力大小Figure 7 Stress values of different bevel transition

3.3 改進方案三

在主軸頸根部增加一裝環(huán)臺，如圖8所示，裝環(huán)臺直徑為?322 mm，長度為48 mm，經計算，最大等效應力為147.72 MPa，見圖9。

圖8 增加裝環(huán)臺細節(jié)圖Figure 8 Detail sketch of mounted ringing table

圖9 增加裝環(huán)臺應力分布Figure 9 Stress distribution of mounted ringing table

4 結論

(1)經過計算，原始結構的強度是滿足安全要求的，說明圖紙設計本身不存在問題。在原始結構過渡圓弧R20 mm的基礎上，將圓弧改為R25 mm、R30 mm，可進一步降低應力水平，提高軋輥的安全性。

(2)為了進一步提高軋輥的安全性，對軋輥斷裂部位結構進行改進，經過計算，應力水平均比原始結構大，說明原始結構較科學合理。

(3)綜合分析，在原結構基礎上，建議將現(xiàn)在的圓弧R20 mm改為R30 mm，同時將推力環(huán)里孔圓弧作相應的改進，應力可減小15.6 MPa。軋輥設計本身不存在問題，若要保證軋輥使用過程輥頸不發(fā)生斷裂，建議從軋輥使用、裝配等方面繼續(xù)查找輥頸斷裂的原因，制定相應措施。