陳 龍，方 威

（湖南湘潭鋼鐵有限公司，湖南 湘潭 411101）

四輥可逆精軋機(jī)是寬厚度軋制生產(chǎn)線(xiàn)的最主要設(shè)備，用于將展寬后的板坯軋制到成品厚度和長(zhǎng)度的鋼板[1]。精軋機(jī)由牌坊、主電機(jī)、主傳動(dòng)軸、上下工作輥系統(tǒng)、上下支撐輥系統(tǒng)、壓下系統(tǒng)、AGC系統(tǒng)、導(dǎo)衛(wèi)系統(tǒng)、機(jī)架輥、支撐輥平衡系統(tǒng)、彎輥系統(tǒng)及竄輥系統(tǒng)等組成。其中竄輥系統(tǒng)又是精軋機(jī)的重要部件之一，通常與彎輥系統(tǒng)一起使用，其使用好壞直接影響軋制后鋼板的厚度均勻性及平直度[2]。某寬厚板廠(chǎng)竄輥油缸在使用過(guò)程中出現(xiàn)活塞桿斷開(kāi)的事故，初步分析為軋制軸向力過(guò)大導(dǎo)致，本文將對(duì)竄輥系統(tǒng)進(jìn)行分析研究。

1 竄輥系統(tǒng)介紹

鋼板在軋制過(guò)程中由于工作輥的彎曲彈性變形及彈性壓扁等因素會(huì)導(dǎo)致輥縫形狀的變化，導(dǎo)致鋼板凸度[3]。彎輥就是用于減小鋼板的凸度的，其布局見(jiàn)圖1。

圖1 彎輥系統(tǒng)

但彎輥也有其局限性，其彎輥力有上限，無(wú)法消除鋼板的中部浪形，對(duì)鋼板的厚度自動(dòng)控制也會(huì)產(chǎn)生干擾[4]。所以通常除了彎輥系統(tǒng)外還會(huì)同時(shí)使用竄輥系統(tǒng)。而CVC軋制技術(shù)就是在此基礎(chǔ)上發(fā)展而來(lái)的，CVC軋制技術(shù)是指工作輥可以沿軸線(xiàn)竄動(dòng)，從而改善鋼板的凸度。但由于CVC竄輥系統(tǒng)只能在沒(méi)有軋鋼的情況下預(yù)先調(diào)節(jié)，在軋制過(guò)程中是不能調(diào)節(jié)的，在實(shí)際使用過(guò)程中并不能保證軋制出良好的板形，因此通常情況下精軋上會(huì)帶有彎輥系統(tǒng)，配合CVC竄輥系統(tǒng)一起調(diào)節(jié)工作輥的輥縫形狀，從而改善鋼板質(zhì)量，參考圖2。

圖2 CVC竄輥系統(tǒng)

竄輥系統(tǒng)采用四個(gè)竄輥油缸，布置在換輥側(cè)，上、下工作輥的入出口各一個(gè)竄輥油缸。竄輥油缸的活塞直徑為280mm，活塞桿直徑為180mm，竄輥行程為±150mm，加上工作輥的布置的±50mm，共有400mm的竄輥量。竄輥缸工作壓力為25.5MPa，按此計(jì)算可以得出竄輥油缸推力為157噸，而拉力為64.9噸。

2 工作輥軸向力分析

竄輥油缸活塞桿除了要承受竄輥油缸的推力和拉力外，還會(huì)承受軋CVC軋制過(guò)程中的工作輥軸向竄動(dòng)力，因此有必要對(duì)工作輥軸向力進(jìn)行分析。工作輥受力圖見(jiàn)圖3，工作輥軸向力產(chǎn)生的原因主要為：工作輥軸線(xiàn)水平交叉和豎直交叉、傳動(dòng)萬(wàn)向軸產(chǎn)生的周期性周向力。其中工作輥水平交叉和豎直交叉是軸向力過(guò)大的主要原因，而交叉的主要原因是牌坊窗口磨損導(dǎo)致的間隙過(guò)大造成的。根據(jù)1978年美國(guó)提出的工作輥軸向力取決于軋制力P和交叉角θ。當(dāng)工作輥裝配的零部件制造裝配良好且牌坊窗口尺寸合適時(shí)，軸向力Ft約為軋制力P的0.5%～1%，如果工作輥交叉，工作輥的軸向力Ft約為軋制力P的5%[5]。軸向力FT的計(jì)算經(jīng)驗(yàn)公式為：FT=K×P，上式中：P——軋制力；K——軸向力系數(shù)，，θ——工作輥水平交叉角；r——壓下率；f——軋制摩擦系數(shù)。顯然當(dāng)θ=0時(shí)，K=1，F(xiàn)T=0，隨著θ的增加軸向力也隨之增加。

圖3 工作輥受力圖

實(shí)際應(yīng)用過(guò)程中由于牌坊安裝耐磨板部位的磨損及耐磨板本身的磨損，在磨損嚴(yán)重時(shí)總磨損量接近于10mm，而兩個(gè)軸承座間距為6905mm。因此交叉角θ=arctan(10/6905)=0.083°。根據(jù)黃傳清博士[6]的研究認(rèn)為軸向力系數(shù)在交叉角在0.083°時(shí)約為0.07，參考圖4。該精軋機(jī)設(shè)計(jì)軋制力為10000噸，通過(guò)對(duì)軋機(jī)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)歷史信號(hào)的追溯可見(jiàn)軋制力一般在2500噸～6000噸之間的次數(shù)較多，見(jiàn)圖5，本文按8000噸軋制力進(jìn)行計(jì)算。因此軸向力：FT=K×P=0.07×8000t=560t。軸向力主要由支撐輥的摩擦阻力承受，但極端情況下竄輥鉤頭也會(huì)承受軸向力部分分力的沖擊力作用。

圖4 軸向力與交叉角的關(guān)系

圖5 軋制力監(jiān)控?cái)?shù)據(jù)

3 竄輥油缸活塞桿鉤頭有限元分析

為了了解竄輥油缸活塞桿鉤頭的承載極限，本文采用有限元分析對(duì)竄輥油缸活塞桿鉤頭的能力進(jìn)行分析計(jì)算?；钊麠U鉤頭采用整體鍛造法制造而成，為了節(jié)省計(jì)算時(shí)間僅單獨(dú)對(duì)活塞桿鉤頭進(jìn)行分析而不采用裝配體模式分析，將鉤頭上的墊板去除，對(duì)計(jì)算結(jié)果影響不大的活塞桿鉤頭上的特征去除并建立簡(jiǎn)化模型。鉤頭材料選用42CrMo，抗拉強(qiáng)度σb=1080MPa，σs=930MPa。在有限元分析前應(yīng)對(duì)模型進(jìn)行初步處理，對(duì)活塞桿靠活塞處進(jìn)行固定約束，對(duì)活塞桿桿體進(jìn)行圓柱圓徑向位移為零約束，鉤頭靠傳動(dòng)側(cè)方向與工作輥軸承座接觸面處施加壓力。采用六面體單元對(duì)活塞桿劃分網(wǎng)格并對(duì)鉤頭卡槽內(nèi)兩個(gè)R圓角及桿體與鉤頭的軸頸R圓角處細(xì)劃網(wǎng)格，單元尺度為2mm。共劃分431697個(gè)節(jié)點(diǎn)和289812個(gè)單元，單元平均尺度為30.9mm，最小尺度為2mm。將施加載荷從140t按每次遞減20t至到40t進(jìn)行變化分次進(jìn)行加載，以40t載荷為例得到圖6的主應(yīng)力云圖，應(yīng)力最大處為活塞桿鉤頭軸頸R圓角，反應(yīng)出活塞桿鉤頭在薄弱點(diǎn)在此，與事故發(fā)生時(shí)的斷裂部位相吻合。此外加載處與油缸軸線(xiàn)有較大偏離，存在力矩情況，此類(lèi)設(shè)計(jì)有較大缺陷。（a）顯示為第一主應(yīng)力，大小為520.5MPa，（b）顯示為第三主應(yīng)力，大小為47.6MPa，是處于三向拉應(yīng)力狀態(tài)，應(yīng)以第一主應(yīng)力進(jìn)行校核。將每次計(jì)算結(jié)果統(tǒng)計(jì)到表1，從表中可見(jiàn)當(dāng)假定軸向力由四個(gè)竄輥缸活塞桿平均承受時(shí)其最大第一主應(yīng)力為1822MPa，大幅超過(guò)材料本身抗拉強(qiáng)度。此外隨著施加的載荷逐漸變小時(shí)，相應(yīng)的第一主應(yīng)力也相應(yīng)減小。

圖6 活塞桿鉤頭主應(yīng)力云圖

表1 不同軸向力下的活塞桿鉤頭軸頸R圓角處應(yīng)力水平

將表1數(shù)據(jù)形成圖7的第一主應(yīng)力與軸向力關(guān)系曲線(xiàn)，可見(jiàn)其曲線(xiàn)呈直線(xiàn)變化，其斜率約為13MPa/t，根據(jù)線(xiàn)性原則大約在71.54t載荷時(shí)達(dá)到材料的屈服強(qiáng)度。

圖7 第一主應(yīng)力隨載荷變化曲線(xiàn)

以71.54t作為竄輥油缸的載荷反推桿側(cè)的液壓壓力約為198bar，該壓力低于最大工作壓力。圖8反應(yīng)了在軋制薄板時(shí)的竄輥油缸壓力曲線(xiàn)，藍(lán)色代表的是活塞側(cè)壓力曲線(xiàn)，紅色代表的是桿側(cè)壓力曲線(xiàn)。軋制薄板時(shí)的軋制力通常較大，從曲線(xiàn)中可以看出僅在竄輥缸動(dòng)作時(shí)桿側(cè)壓力較高，而在正常軋制時(shí)數(shù)據(jù)較低。且上、下竄輥的壓力在正常軋制時(shí)并不一致，下竄輥偏高，但未達(dá)到上面計(jì)算的198bar壓力，監(jiān)控曲線(xiàn)對(duì)應(yīng)的軋機(jī)牌坊窗口尺寸良好，但從曲線(xiàn)上看竄輥缸仍承受了一部分軸向力，也間接表明了軸向力主要由支撐輥摩擦力承受的結(jié)論。

圖8 竄輥油缸監(jiān)控壓力曲線(xiàn)

4 結(jié)語(yǔ)

本文以某寬厚板廠(chǎng)精軋機(jī)竄輥系統(tǒng)為研究對(duì)象，針對(duì)使用情況及事故情況分析了竄輥系統(tǒng)及工作輥軸向力，并對(duì)竄輥油缸活塞桿鉤頭進(jìn)行了有限元分析，本文得出如下結(jié)論：①工作輥軸向力與軋機(jī)牌坊窗口間隙導(dǎo)致的輥系交叉有較大關(guān)系，目前對(duì)軸向力研究的相關(guān)文獻(xiàn)較多，但大多結(jié)論公式仍?xún)H只能用于參考，與實(shí)驗(yàn)檢測(cè)數(shù)據(jù)仍有一定偏差。②軸向力主要由支撐摩擦力承受，而竄輥系統(tǒng)也承擔(dān)了一部分軸向力，但在牌坊窗口尺寸良好的情況下相對(duì)安全，實(shí)際應(yīng)用中應(yīng)注意牌坊窗口尺寸的變化以便于及時(shí)修復(fù)。③竄輥油缸活塞桿鉤頭的薄弱點(diǎn)在鉤頭與桿體的軸頸R圓角處，此處應(yīng)力較大，原因是載荷部位與油缸軸線(xiàn)有較大偏離而形成力矩，設(shè)計(jì)中應(yīng)盡量避免此類(lèi)情況，另外應(yīng)加強(qiáng)對(duì)R圓角處的探傷，提前發(fā)現(xiàn)裂紋以避免事故發(fā)生。④在實(shí)際應(yīng)用中對(duì)竄輥油缸軋制時(shí)的壓力曲線(xiàn)的變化趨勢(shì)進(jìn)行監(jiān)控非常有必要，可提前發(fā)現(xiàn)隱患以避免事故。⑤該設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)中竄輥油缸尺寸偏小，且活塞桿鉤頭處受力部位與油缸有較大偏離，對(duì)油缸受力不利，應(yīng)加以改造。