趙 崠
(太原重工股份有限公司矯直機研究所, 山西 太原 030024)
矯直輥具有輥徑與輥身長度之比很小的特點,造成矯直輥的強度與剛度都很低,因此在矯直輥上設(shè)置了多排支承輥以增加強度和剛度。寬厚板矯直輥承受矯直力大,支承輥在過大的支反力作用下會造成輥面裂紋與表面剝落的發(fā)生。
以下以1 臺9 輥寬厚板矯直機為例,計算各排支承輥受力,按最大支反力分析支承輥強度。
支承輥參數(shù)見表1。
表1 支承輥參數(shù)
矯直輥身半徑為110 mm;矯直輥身長度L2為3600 mm。
各排支承輥布置與所受的支反力見圖1 所示。
圖1 支承輥布置與受力(mm)
由圖1 可以看出,在得出整個矯直輥上各支點的彎曲力矩Mi后,就可進(jìn)一步求出各支點的支反力Ri;各支點的支反力Ri可通過分段求出各段的支反力,再將相同支點的支反力相加得出。如:支反力R1由0~1 段的支反力R1'和1~2 段的支反力R1"組成。
通過計算已知各支點的彎曲力矩:M1=M6=-0.5×108N·mm,M2=M5=-0.65×108N·mm,M3=M4=-0.61×108N·mm,M7=M0=0[1]
式中:A1'、A1" 為只考慮由該段外載荷對支點1 產(chǎn)生的支反力,N;A1'=q·l1'-A0=2428.72×275-144396.19=N;q=2428.72 N/mm[1];l1=275 mm[1]。
由圖1 可以看出,1-2 排、2-3 排、3-4 排的作用載荷相同,故A2'+A2"=A3'+A3"=A1'=667898 N。
由于R7=R0,R6=R1,R5=R2,R4=R3,故求出R1、R2、R3后,可得出整個矯直輥上各支點的支反力,其中R2為最大支反力。
支承輥垂直布置于矯直輥上,輥間接觸區(qū)主要應(yīng)力分布見圖2 所示;由于支承輥采用簡支式結(jié)構(gòu),除應(yīng)對輥間接觸區(qū)應(yīng)力進(jìn)行校核外,也需對兩軸頸所受剪切應(yīng)力進(jìn)行校核。
圖2 支承輥與矯直輥接觸區(qū)主要應(yīng)力分布(mm)
式中:E 為鋼質(zhì)彈性模量,2.1×105N/mm2;q1為支承輥與矯直輥接觸表面單位長度上的負(fù)荷,N/mm。
在輥間接觸區(qū)需按最大支反力R2校核最大壓應(yīng)力σmax、輥體內(nèi)最大切應(yīng)力τ1max、最大反復(fù)切應(yīng)力τ2max。
3.1.1 計算最大壓應(yīng)力σmax
支承輥受彎矩產(chǎn)生的支反力沿軸向均布作用在輥面上,輥間接觸區(qū)內(nèi)產(chǎn)生局部的彈性壓扁,材料變形處于三向壓縮狀態(tài),形成半橢圓形分布的壓應(yīng)力,沿法向壓應(yīng)力最大。
3.1.2 計算輥體內(nèi)最大切應(yīng)力τ1max
輥體內(nèi)最大切應(yīng)力在接觸點處其值為零,沿著Y 方向逐漸增大,在距接觸表面Y=0.78b 處達(dá)到最大切應(yīng)力τ1max。
3.1.3 計算最大反復(fù)切應(yīng)力τ2max
最大反復(fù)切應(yīng)力τ2max沿著X 方向反復(fù)交變存在,也是造成輥面剝落的原因,在距接觸表面Y=0.56,X=±0.856b 處達(dá)到最大反復(fù)切應(yīng)力τ2max。
τ2max=0.256σmax=0.256×1664.95=426.23 MPa≤[τ1]
支承輥兩軸頸受剪,剪力之和等于支反力。
支承輥強度滿足使用要求。
以上各項分析得出,雖然輥間接觸區(qū)中法向壓應(yīng)力最大,但材料變形處于三向壓縮狀態(tài),故能承受較高的壓應(yīng)力,不致造成影響;而切應(yīng)力的影響更容易造成輥面的開裂和輥面剝落;軸頸剪應(yīng)力雖然較小,但軸頸相對輥徑差值很大,截面突變很容易在軸頸根部形成應(yīng)力集中,因此需要設(shè)計相應(yīng)的過渡區(qū)防止應(yīng)力集中而造成斷裂。
寬厚板矯直機矯直輥受力大,通過增加支承輥的數(shù)量可提升矯直輥的剛度和承載能力,但在有限的矯直輥身長度上,過多增加支承輥的數(shù)量也必然會相應(yīng)的減少支承輥身長度,造成接觸應(yīng)力增加,在設(shè)計中需兼顧兩者的平衡關(guān)系。