劉景波，田玉珠，李子俊，劉玉起，陳 瑤

（首鋼京唐鋼鐵聯(lián)合有限責(zé)任公司，河北唐山 063200）

1 故障處理經(jīng)過(guò)

2018 年5 月28 日23：00 機(jī)電工藝聯(lián)合巡檢過(guò)程中聽(tīng)見(jiàn)2#張力輥處有異響，經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)2#張力輥2#輥輥面距驅(qū)動(dòng)側(cè)330 mm 位置有鼓包現(xiàn)象，并且輥面出現(xiàn)裂痕，張力輥鼓包現(xiàn)象如圖1a）所示。經(jīng)過(guò)與生技室協(xié)調(diào)，于5 月29 日8：00 進(jìn)行非計(jì)劃?rùn)z修工作。停機(jī)后，生產(chǎn)方開(kāi)始撤帶，開(kāi)始進(jìn)行拆除2#張力輥的2#輥拆除工作，然后送往機(jī)電廠對(duì)舊輥聯(lián)軸器和軸承座進(jìn)行拆除，將聯(lián)軸器和軸承座裝配到新輥?zhàn)觽浼?，裝配完成運(yùn)回現(xiàn)場(chǎng)進(jìn)行回裝試車(chē)，這次斷輥事故導(dǎo)致產(chǎn)線(xiàn)產(chǎn)量損失慘重。輥?zhàn)拥臄嗔蚜鸭y如圖1b）所示，下線(xiàn)后對(duì)輥?zhàn)娱_(kāi)裂處進(jìn)行除膠處理，測(cè)量開(kāi)裂處距驅(qū)動(dòng)側(cè)邊緣345 mm（圖1c）），其斷口位于位于驅(qū)動(dòng)側(cè)里側(cè)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?zhàn)訑嗔熏F(xiàn)象

2 張力輥的的位置及結(jié)構(gòu)介紹

該輥?zhàn)游挥诶C破鱗機(jī)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(chǎn)生張力，讓帶鋼平穩(wěn)通過(guò)拉矯破鱗機(jī)。張力輥結(jié)構(gòu)如圖2 所示。

圖2 張力輥結(jié)構(gòu)

3 張力輥斷裂的失效分析

3.1 張力輥包角的計(jì)算

兩張力輥輥?zhàn)痈叨炔顬镠，水平距離為L(zhǎng)，理論包角為α，直徑為D，通過(guò)一定的拉力將帶鋼平穩(wěn)地送入張力輥，而后通過(guò)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(shí)際包角越小，根據(jù)設(shè)計(jì)圖紙可知，其參數(shù)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(gè)參數(shù)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(jù)生產(chǎn)鋼種的類(lèi)型，此張力輥?zhàn)畲笄皬埩0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(shù)取μ 為0.18，根據(jù)前張力F0、后張力F2、帶鋼包角α 和歐拉公式，可以求得輥?zhàn)拥淖畲蠓糯笙禂?shù)、放大系數(shù)和中間張力F1。

3.3 張力輥的受力分析

帶鋼經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)向輥出來(lái)后，進(jìn)入該張力輥組，然后通過(guò)拉矯破鱗機(jī)。在此期間帶鋼以一定的包角α 繞過(guò)兩根輥，輥?zhàn)虞侒w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(chǎn)鋼種的要求，F(xiàn)1的最大值為572 kN，F(xiàn)2的最大值為600 kN。根據(jù)產(chǎn)線(xiàn)輥?zhàn)臃植继攸c(diǎn)，按照力的合成原理和幾何類(lèi)別求得作用于張力輥的最大合力F 為1060 kN。由于輥?zhàn)釉谶\(yùn)行過(guò)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(duì)輥面的力，以及各個(gè)腹板對(duì)輥筒的支撐反作用力。由于帶鋼通過(guò)輥?zhàn)訒r(shí)有一定的寬度，默認(rèn)為帶鋼對(duì)輥面的作用力是均勻分布在輥面上的。另外，根據(jù)生產(chǎn)經(jīng)驗(yàn)可知，當(dāng)產(chǎn)線(xiàn)帶鋼使用的最大張力固定時(shí)，帶鋼的寬度越窄，對(duì)輥筒受到的最大彎曲應(yīng)力也越大。由生產(chǎn)線(xiàn)物料規(guī)格參數(shù)可知，帶鋼日常生產(chǎn)的最窄寬度為900 mm，因此在計(jì)算張力輥輥筒的受力時(shí)，選取帶鋼的極限規(guī)格，寬度為900 mm。此時(shí)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(jì)算結(jié)果可知，最大張力時(shí)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(cè)內(nèi)腹板之間，因此具體到驅(qū)動(dòng)側(cè)和操作側(cè)的受力可以腹板中心線(xiàn)為準(zhǔn)對(duì)受力進(jìn)行分配，兩側(cè)對(duì)稱(chēng)的幾何關(guān)系可得到驅(qū)動(dòng)側(cè)的受力F3為530 kN，操作側(cè)受也為530 kN。對(duì)其進(jìn)行簡(jiǎn)化后，得出驅(qū)動(dòng)側(cè)的集中受力點(diǎn)。

3.3.2 張力輥驅(qū)動(dòng)側(cè)輥筒的受力分析

由張力輥的結(jié)構(gòu)可知，其傳動(dòng)側(cè)和操作側(cè)均為雙腹板結(jié)構(gòu)，在這種結(jié)構(gòu)形式下，當(dāng)寬度為900 mm 的帶鋼以最大張力作用于張力輥輥面時(shí)，其驅(qū)動(dòng)側(cè)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(shí)驅(qū)動(dòng)側(cè)的集中受力點(diǎn)。

圖5 張力輥驅(qū)動(dòng)側(cè)的受力分析

經(jīng)過(guò)計(jì)算，F(xiàn)4為-825 kN，說(shuō)明方向與圖5 中的方向相反，F(xiàn)4的方向垂直向下，F(xiàn)5為1355 kN。根據(jù)受力方向可知，張力輥驅(qū)動(dòng)側(cè)的受力情況相當(dāng)于一個(gè)杠桿機(jī)構(gòu)，其中張力輥內(nèi)腹板的角焊縫處即相當(dāng)于杠桿機(jī)構(gòu)的支點(diǎn)。由此可以得出，此處為張力輥驅(qū)動(dòng)側(cè)的應(yīng)力集中點(diǎn)，即張力輥驅(qū)動(dòng)側(cè)內(nèi)腹板角焊縫部位外圓截面的最大合力為1335 kN。

4 張力輥結(jié)構(gòu)的有限元分析和優(yōu)化

4.1 張力輥的有限元分析

針對(duì)機(jī)組張力輥腹板斷裂情況，對(duì)輥?zhàn)訖C(jī)構(gòu)進(jìn)行有限元的分析，優(yōu)化各個(gè)參數(shù)的結(jié)果，使其結(jié)果達(dá)到最優(yōu)值，來(lái)滿(mǎn)足后續(xù)高強(qiáng)鋼的順?lè)€(wěn)生產(chǎn)。對(duì)其輥?zhàn)釉贏NSYS軟件中建模，進(jìn)行相應(yīng)的動(dòng)態(tài)分析，考慮的分析結(jié)果的明顯性和簡(jiǎn)化性，根據(jù)實(shí)際情況對(duì)輥?zhàn)舆M(jìn)行切割分塊，把輥?zhàn)臃殖伤姆种?，?duì)四分之一的部分進(jìn)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(zhǔn)確的分析結(jié)構(gòu)，然后對(duì)建模以后的結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元的網(wǎng)格劃分，劃分后如圖6b）所示。

圖6 有限元模型和網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分以后，需要對(duì)其進(jìn)行邊界條件的設(shè)定，由于把輥?zhàn)臃指畛闪似瑺罱Y(jié)構(gòu)且腹板下端為軸的部件，所以把腹板與軸的接觸部分設(shè)置成固定約束，把輥?zhàn)邮艿降牧ψ饔迷谳伱嫔?，認(rèn)為力在輥面上是均勻分布的載荷。由于輥?zhàn)臃指畛闪怂姆种唬枰獙?duì)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(jié)果，邊界條件的施加如圖7 所示。

圖7 邊界條件的施加

對(duì)其施加完邊界以后，對(duì)結(jié)果進(jìn)行求解，查看輥?zhàn)涌偟淖冃魏偷刃?yīng)力情況。從圖8 可以看出，內(nèi)腹板與滾筒的接觸焊接部位應(yīng)力最大部位，在交變載荷的作用下，此處最容易發(fā)生開(kāi)焊乃至斷裂，和現(xiàn)場(chǎng)輥?zhàn)訑嗔亚闆r相符。

圖8 輥筒有限元分析

4.2 張力輥的結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析

針對(duì)上述這種輥?zhàn)娱_(kāi)裂情況，對(duì)輥?zhàn)訁?shù)變量進(jìn)行優(yōu)化，目標(biāo)函數(shù)為內(nèi)腹板厚度和內(nèi)腹板距輥?zhàn)虞伱嬷行牡木嚯x，優(yōu)化后的結(jié)果如圖9 所示。

圖9 優(yōu)化后結(jié)果

經(jīng)過(guò)最終優(yōu)化以后，得到上述3 種結(jié)果，參考值為腹板厚度為25 mm、腹板距輥筒中心線(xiàn)的距離為697.5 mm 時(shí)，結(jié)果最優(yōu)。所以對(duì)最優(yōu)結(jié)果繼續(xù)分析，查看輥?zhàn)涌偟淖冃魏偷刃?yīng)力的情況如圖10 所示，和優(yōu)化前的應(yīng)力和變形進(jìn)行對(duì)比，對(duì)比結(jié)果見(jiàn)表1。

表1 對(duì)比結(jié)果

圖10 優(yōu)化后分析結(jié)果

5 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)計(jì)算和分析可知，輥?zhàn)痈拱彘_(kāi)裂的實(shí)際情況與理論計(jì)算及有限元分析結(jié)果基本吻合，在交變載荷的作用下，輥?zhàn)娱_(kāi)裂符合實(shí)際。對(duì)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化以后，從表1 可以看出，最大變形量大約減小了1/2，輥?zhàn)优c腹板之間的應(yīng)力減小了近20%。在輥?zhàn)雍罄m(xù)的加工中，按照優(yōu)化結(jié)果參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)加工，同時(shí)腹板與輥筒之間的焊接一定要保證焊接質(zhì)量，這樣才能延長(zhǎng)輥?zhàn)拥氖褂脡勖?/p>