厚板軋機導衛裝置受力分析

姚利松，范 群

(寶山鋼鐵股份有限公司研究院，上海 201900)

設計計算

厚板軋機導衛裝置受力分析

姚利松，范 群

(寶山鋼鐵股份有限公司研究院，上海 201900)

針對厚板軋機在生產過程中，經常發生因鋼板翹頭撞擊導衛而造成鋼板頭部缺陷，進行了軋機導衛裝置有限元仿真計算，對比分析了導衛板和連接螺栓在鋼板不同撞擊位置、不同撞擊角度和不同撞擊力大小情況下的有限元計算結果，明確了導衛板和連接螺栓受力狀態與撞擊位置、角度和撞擊力大小之間的對應關系，找到了導衛裝置在鋼板撞擊情況下發生事故的原因和最薄弱區域。

寬厚板軋機；軋機導衛；有限元；受力分析

0 前言

厚板軋機在生產過程中，經常發生因板坯翹頭[1]撞擊軋機導衛，造成鋼板頭部缺陷；尤其在軋制厚板坯情況下，曾發生因軋制板坯頭部上翹量過大，撞擊軋機導衛裝置前沿，導致軋機導衛裝置斷裂現象。停機更換損壞的軋機導衛裝置須耗時十余小時，嚴重影響軋機產能。

厚板軋機導衛裝置[2-5]與安裝在工作輥軸承座上的切水板緊密貼合，對軋制板坯進行導向。在長期生產使用條件下，因導向銅板磨損等原因，引起軋機導衛裝置偏轉，造成導衛裝置前端與切水板間產生縫隙。軋制過程中的板坯因頭部上翹量較大，在該處撞擊軋機導衛裝置前端，造成鋼板頭部缺陷。為明確軋機導衛裝置的斷裂原因，擬通過有限元仿真分析方式對軋機導衛裝置的受力情況進行分析。

1 厚板軋機導衛裝置材料

某厚板軋機導衛裝置斷裂失效照片如圖1所示。該厚板軋機導衛為焊接件，材質為S355 J2G3，相當于國內的低合金高強度結構鋼Q345D，抗拉強度σb約為450～600 MPa、屈服強度σs約為300 MPa。軋機導衛連接螺栓材質為34CrNiMo6，經調質熱處理，抗拉強度σb約1 100 MPa。

圖1 厚板軋機導衛斷裂失效照片

2 有限元模型

利用abaqus有限元軟件建立了厚板軋機導衛裝置的簡化模型，如圖2所示。與軋機導衛前端接觸的切水板和與軋機導衛兩側導向槽接觸的軋機牌坊導向簡化為剛體。在切水板和軋機牌坊導向上施加固定約束，在軋機導衛的兩個提升油缸基座上施加1 MN提升載荷，在軋機導衛的前端或軋機導衛下表面施加板坯撞擊載荷。

圖2 厚板軋機導衛裝置模型

如圖3所示，采用四面體網格對模型進行有限元網格劃分，共計劃分393 732個單元，640 695個節點。

圖3 厚板軋機導衛裝置有限元網格劃分

3 計算結果

3.1 軋機導衛前端施加水平撞擊載荷

軋機導衛前端水平撞擊載荷通過與軋機導衛前端垂直平面耦合的參考點RP3施加軋機導衛上，如圖4所示。在水平撞擊載荷作用下，軋機導衛的等效應力和最大拉應力如圖5所示，軋機導衛連接螺栓的等效應力和最大拉應力如圖6所示。

圖4 軋機導衛前端水平撞擊載荷施加位置

圖5 軋機導衛前端水平撞擊載荷5 MN軋機導衛應力分布

圖6 軋機導衛前端水平撞擊載荷5 MN下軋機導衛連接螺栓應力分布

在軋機導衛水平撞擊載荷為0 MN(僅承受1 MN液壓缸提升載荷)、1 MN、2 MN、3 MN、4 MN、5 MN條件下，軋機導衛和軋機導衛連接螺栓承受的最大應力如表1所示。

表1 軋機導衛前端水平撞擊載荷下軋機導衛與軋機導衛連接螺栓的應力

由仿真計算結果可知，在軋機導衛前端不同的水平撞擊載荷作用下，軋機導衛承受最大應力的位置均在圖5中用粗線圈起的焊接區域附近；當水平撞擊載荷大于0.8 MN時，軋機導衛應力集中區域存在開裂風險；當水平撞擊載荷大于2.25 MN時，軋機導衛連接螺栓存在斷裂風險。

3.2 軋機導衛前端施加30°方向撞擊載荷

在軋機導衛前端30°方向撞擊載荷為0 MN(僅承受1 MN液壓缸提升載荷)、1 MN、2 MN、3 MN、4 MN、5 MN條件下，軋機導衛和軋機導衛連接螺栓承受的最大應力如表2所示。

表2 軋機導衛前端30°方向撞擊載荷下軋機導衛與軋機導衛連接螺栓的應力

由仿真計算結果可知，在軋機導衛前端不同的30°方向撞擊載荷作用下，軋機導衛承受最大應力的位置均在焊接區域附近；當30°方向撞擊載荷大于1 MN時，軋機導衛應力集中區域存在開裂風險；當30°方向撞擊載荷大于2.6 MN時，軋機導衛連接螺栓存在斷裂風險。

3.3 軋機導衛前端施加45°方向撞擊載荷

軋機導衛前端45°方向撞擊載荷通過與軋機導衛前端斜面耦合的參考點RP3施加軋機導衛上。在軋機導衛前端45°方向撞擊載荷為0 MN(僅承受1 MN液壓缸提升載荷)、1 MN、2 MN、3 MN、4 MN、5 MN條件下，軋機導衛和軋機導衛連接螺栓承受的最大應力如表3所示。

表3 軋機導衛前端45°方向撞擊載荷下軋機導衛與軋機導衛連接螺栓的應力

由仿真計算結果可知，在軋機導衛前端不同的45°方向撞擊載荷作用下，軋機導衛承受最大應力的位置均在焊接區域附近；當45°方向撞擊載荷大于1.25 MN時，軋機導衛上述應力集中區域存在開裂風險；當45°方向撞擊載荷大于3.2 MN時，軋機導衛連接螺栓存在斷裂風險。

3.4 軋機導衛下表面施加45°方向撞擊載荷

軋機導衛下表面45°方向撞擊載荷通過與軋機導衛下表面耦合的參考點RP3施加軋機導衛上，如圖7所示。在下表面45°方向撞擊載荷作用下，軋機導衛的等效應力和最大拉應力如圖8所示，軋機導衛連接螺栓的等效應力和最大拉應力如圖9所示。

圖7 軋機導衛下表面45°方向撞擊載荷施加位置

在軋機導衛下表面45°方向撞擊載荷為0 MN(僅承受1 MN液壓缸提升載荷)、1 MN、2 MN、3 MN、4 MN、5 MN條件下，軋機導衛和軋機導衛連接螺栓承受的最大應力如表4所示。

圖8 軋機導衛下表面45°方向撞擊載荷(5 MN)下軋機導衛應力分布

圖9 軋機導衛下表面45°方向撞擊載荷(5 MN)下軋機導衛連接螺栓應力分布

撞擊載軋機導衛/MPa軋機導衛連接螺栓MPa荷/MN等效應力最大拉應力等效應力最大拉應力0262.4370235.22171452.6637.1502.8531.92646908.5810857.73842.41184112611934104214641451153851244174817841891

由仿真計算結果可知，在軋機導衛下表面不同的45°方向撞擊載荷作用下，軋機導衛承受最大應力的位置均在焊接區域附近；當45°方向撞擊載荷大于0.9 MN時，軋機導衛上述應力集中區域存在開裂風險；當45°方向撞擊載荷大于2.7 MN時，軋機導衛連接螺栓存在斷裂風險。

3.5 軋機導衛下表面施加60°方向撞擊載荷

軋機導衛下表面60°方向撞擊載荷通過與軋機導衛下表面耦合的參考點RP4施加軋機導衛上。在軋機導衛下表面60°方向撞擊載荷為0 MN(僅承受1 MN液壓缸提升載荷)、1 MN、2 MN、3 MN、4 MN、5 MN條件下，軋機導衛和軋機導衛連接螺栓承受的最大應力如表5所示。

表5 軋機導衛下表面60°方向撞擊載荷下軋機導衛與軋機導衛連接螺栓的應力

由仿真計算結果可知，在軋機導衛下表面不同的60°方向撞擊載荷作用下，軋機導衛承受最大應力的位置均在焊接區域附近；當60°方向撞擊載荷大于1.1 MN時，軋機導衛上述應力集中區域存在開裂風險；當60°方向撞擊載荷大于3.7 MN時，軋機導衛連接螺栓存在斷裂風險。

4 結論

(1)根據仿真計算結果，軋機導衛裝置兩側導向與導衛板焊接區域承受的拉應力最大，與實際軋機導衛裝置在該焊縫附近開裂相符。

(2)在某一固定角度的板坯撞擊力作用下，軋機導衛和軋機導衛連接螺栓承受的最大應力與撞擊載荷呈線性關系，既軋機導衛和軋機導衛連接螺栓承受的最大應力隨板坯撞擊力的增大而增大。

(3)在相同的板坯撞擊力作用下，板坯撞擊力與水平方向的角度越大，則軋機導衛和軋機導衛連接螺栓承受的最大應力越小。

(4)在不同角度和位置的板坯撞擊力作用下，存在相應的板坯撞擊載荷門檻值，超過該板坯撞擊載荷門檻值，軋機導衛和軋機導衛連接螺栓將會開裂或斷裂。

(5)本次軋機導衛裝置受力分析過程中未考慮焊接應力的影響，在焊接應力的影響下，軋機導衛裝置的開裂風險將進一步增大。將該位置的焊接結構改為整體結構可提高導衛裝置的防撞能力。

(6)對軋機導衛和連接螺栓的材質進行優化，提高軋機導衛和連接螺栓的強度，也可減小軋機導衛在使用過程中的失效風險。

[1] 戴杰濤，李烈軍，張祖江. 基于辛彈性力學方法的中厚板板形翹曲行為分析[J]. 固體力學學報，2015，36(03)：215-222.

[2] 劉紹華，宋洪林，孫雙印. 3500 mm精軋機導衛裝置的優化設計[J]. 山東冶金，2008，30(4)：20-21.

[3] 李小猛. 八鋼中厚板3500 mm精軋機導衛結構優化[J]. 新疆鋼鐵，2013(03):38-40.

[4] 宋杰. 中板導衛滑板易損原因分析與對策[J]. 冶金設備，2008(06)：70-73.

[5] 遲愛敏，陳波濤. 中厚板軋機導衛裝置的結構及改進[J]. 設計與計算，2010(01)：21-24.

Force analysis of guide device for heavy plate mill

YAO Li-song，FAN Qun

(Research Institute，Baoshan Iron & Steel Co.，Ltd.，Shanghai 201900，China)

During the production process of heavy plate rolling mill, due to steel plate head warping upward and impacting the guide device, some defects were often found on the plate head. The FEM simulation and analysis on the guide device of the rolling mill were finished. Under different impact positions, different impact angle and different impact force, the stress coming from guide plate and the connecting bolts were analyzed and compared. The corresponding relationship between the stress state and impact position, impact angle and impact force of the guide plate and the connecting bolts were cleared. The causes of the guide plate failure and the weakest region under the condition of steel plate impact were found.

heavy plate mill；guide device；FEM；force analysis

2017-03-09；

2017-04-15

姚利松(1973-)，男，高級工程師，工學碩士，研究方向為軋輥的使用技術及設備能力評價。

TG333

A

1001-196X(2017)03-0064-05