550短应力线轧机拉杆设计计算与强度校核

辛星

摘要 拉杆是短应力线轧机上最重要的零件之一。针对550型棒线材轧机，分别用理论计算和有限元分析方法对拉杆进行了设计计算和强度校核，所得结果可作为今后优化设计的依据。

关键词 短应力线轧机 拉杆 理论计算 有限元分析

ABSTRACT The tie rod is one of the most important parts on the short stress line rolling mill. For the 550-type bar and wire mill, the design calculation and strength check of the tie rods were carried out by theoretical calculation and finite element method, the results can be used as the basis for future optimization design.

KEYWORDS short stress line rolling mill ,tie rod,theoretical calculation ,finite element analysis

1. 引言

短应力线轧机是20世纪40年代，瑞典在短应力线理论的指导下研制出来的。它取消了传统轧机的牌坊，用拉紧丝杆将两个轴承座连在一起，悬挂在三角架上。60年代，瑞典又用反螺纹的拉杆取代了压下螺丝，对称调节轧辊，应力回路更短，轧机的刚度得到了进一步提高。我们如今所使用的短应力线轧机，虽然外形与细节有所不同，但基本原理都是如此^[1]。

对于短应力线轧机，拉杆的两端设置有正反螺纹，分别与调整螺母配合，再通过球面垫，将拉力传递到轴承座上，再由轴承座通过轴承，传递到轧辊上，从而提供令轧件变形的巨大轧制力。所以，拉杆是轧机上最重要的零件之一，其强度和刚度等性能在一定程度上决定了轧机的性能发挥。

本文主要针对550型棒线材轧机，分别用理论计算和有限元方法对拉杆进行了设计计算和强度校核。

2. 参数设计

   1. 初始受力条件

某厂550短应力线轧机，图1，用于热轧带肋钢筋16mm～40mm的粗轧，轧制力为2000kN。拉杆沿轧辊轴向跨距1150mm，轧辊长度760mm；上辊装配3700kg，重心在轧辊中心；下辊装配3600kg，重心在轧辊中心；拉杆装配1540kg，重心在轧辊中心；压下装配1540kg，重心在轧辊中心；万向联轴器从动端（两根）1800kg，重心距轧辊中心1600mm。

图1 短应力线轧机

1. 2. 拉杆受力计算

对拉杆进行初步受力分析可知，轧制力的作用位置，也对拉杆的受力有极大的影响；对于平轧机来说，上轴承座的重力与轧制力方向相反，下轴承座的重力与轧制力方向相同；传动侧拉杆需要多承受一个万向联轴器的重力，受力要比操作侧更大。因此对于拉杆来说，轧件处于最靠近传动侧一端时（取极限情况为轧辊边缘），拉杆的下端受力最大，为最危险情况。

根据静力学平衡方程，计算出此时操作侧单根拉杆上端受力为813kN，下端受力为848kN。

1. 3. 拉杆设计

根据经验，拉杆材质选为42CrMo，调质处理后屈服强度650MPa，抗拉强度900MPa，压下螺母的材质选为ZCuAl10Fe3，屈服强度180MPa，抗拉强度490MPa。压下螺丝外径d由拉杆最大受力和拉杆材质决定：

118mm (1)

其中：为压下螺丝最小截面积；P为拉杆最大受力848kN；为许用应力650MPa，n为许用应力的安全系数，取8。

另外，从轧机整体强度观点分析，拉杆与轧辊辊颈均承受同样大小的轧制力，因此二者之间存在着一定的比例关系^[2]：

150mm (2)

其中：d为压下螺丝外径；为轧辊辊颈，取为260mm。

以上两种计算方法中，第二种方法较为保守，能够保证拉杆强度比轧辊辊颈强度更大，可以保证轧辊辊颈不失效的情况下，拉杆也不会失效，更加安全。

压下螺丝外径d和H确定之后，确定压下螺丝的螺距。螺距选定时需要平衡考虑两个方面的因素：第一，为保证轧制过程中，轧辊受到轧制力冲击时，压下螺纹副不发生自动旋松，螺纹升角必须满足自锁条件，即螺距不能过大；第二为了满足快速压下的要求，螺距又不能过小^[3]。综合考虑之后，选定螺纹升角：

8mm (3)

其中：t为螺纹螺距；为螺纹升角。

压下螺丝的螺纹，有锯齿形和梯形两种可选，前者主要用于快速压下装置，只可传递单向载荷，后者主要用于轧制力比较大的轧机，并且可以传递双向载荷

^[4]。由于该轧机轧制力特别大，为提高螺纹承载能力，选用梯形螺纹，螺纹规格Tr150×8。

根据经验，对于材质为钢（42CrMo）和青铜（ZCuAl10Fe3）来说，大直径螺纹连接的旋合长度H不小于：

H=（1.1~1.15）d=168mm (4)

再根据压下量等工艺要求，确定拉杆上螺纹长度为335mm。

综合以上计算结果，初步设计出拉杆，如图2 a）。

3. 强度校核

   1. 理论计算校核

1. 校核拉杆强度

根据理论计算，拉杆最小截面处应力为：

50MPa (5)

其中：为压下螺丝最小截面积；P为拉杆最大受力848kN。

计算应力远小于材料的许用应力，故拉杆强度满足要求。

2. 校核螺纹连接强度

对于螺纹连接，螺牙牙底处为危险截面，螺牙牙底受剪切载荷应力为：

30MPa (6)

其中：n为旋合螺纹圈数=H/t=168/8=21；为外螺纹小径141mm，b为螺牙根部宽度3mm。

螺牙牙底受最大弯曲应力为：

121MPa (7)

其中：l为螺牙高度的一半=2mm。

螺牙根部所受的主应力为：

小于材料的许用应力，故螺纹连接强度满足要求。

1. 2. 有限元计算校核

要对拉杆进行受力分析，首先要建立分析模型。Inventor建模软件与ANSYS workbench有限元分析软件可以实现无缝连接，即Inventor建立的三维模型可以直接导入ANSYS workbench中进行有限元分析，模型不会失真。这种利用专业建模软件建立模型，再利用专业的有限元分析软件进行受力分析的方法，既节省了三维建模时间，又提高了计算分析的精度，对于计算分析复杂模型，优点尤为突出^[5]。

1. 校核拉杆强度

利用Inventor建立模型如图：

a) b)

图2 拉杆

设置材料属性为42CrMo，弹性模量206GPa，泊松比0.3，抗拉强度930MPa。

利用ANSYS workbench自带的网格划分工具，划分四面体网格，并且在结构不连续处细化网格划分，得到网格划分结果如图3 a）。

施加载荷与约束：作用于拉杆上端辊缝调整装置的重力集中力；作用于上下螺纹处轧制力与辊子装配的重力合力；机架支撑面处添加支撑约束（无摩擦），如图3 b）。

a) b)

图3 网格划分与载荷施加

通过有限元计算，得到静力学分析结果如图 和图4：可见最大应力出现在支撑面处和螺纹根部这两个应力集中处，最大应力值为253MPa，远小于材料的许用应力。

图4 Mises等效应力

2. 校核螺纹连接强度

利用Inventor建立模型并划分四面体网格如图5。设置拉杆材料属性为42CrMo，弹性模量206GPa，泊松比0.3，抗拉强度930MPa，压下螺母材料属性为ZCuAl10Fe3，弹性模量103GPa，泊松比0.3，抗拉强度490MPa。

1. b)

图5 网格划分

施加载荷、约束与交界面条件：作用于拉杆上的拉力，球面垫对压下螺母的支撑约束（无摩擦），内外螺纹之间的无摩擦接触，如图6。

a) b)

图6 载荷施加

a) b)

图7 Mises等效应力

通过有限元计算，得到静力学分析结果如图。与理论计算基本相同，拉杆与压下螺母的最大应力值均出现在靠近螺母支撑面的一圈螺纹的根部。拉杆最大应力为188MPa，安全系数约为5倍，压下螺母的最大应力为119MPa，安全系数约为4倍，均满足使用要求。

4. 结束语

本文通过理论计算与有限元计算方法相结合的方法，对550轧机拉杆及压下螺母进行了参数设计与强度校核。得出结论如下：

1. 对于最大轧制力为2000kN的550轧机，拉杆材质选为42CrMo，压下螺母的材质选为ZCuAl10Fe3，其螺纹可取为Tr150×8；

2. 此时，理论计算强度和有限元计算强度都满足使用要求，其中有限元计算的结果更为精准，可以用于优化细部结构；

3. 此时，拉杆螺纹的最大应力比压下螺母的最大应力值更高，但由于拉杆材料抗拉强度高很多，综合考虑拉杆安全系数高一些。故实际应用中，压下螺母通常为设计为易损件。

参考文献

1. 周建男.轧钢机[M].北京：冶金工业出版社，2009

2. 邹家祥.轧钢机械（第三版）[M].北京：冶金工业出版社，2007

3. 黄庆学.轧钢机械设计[M].北京：冶金工业出版社，2007

4. 孙宝录. Φ650短应力线棒材轧机机芯设计[D].大连理工大学,2017.

5. 柯尊凤,邓华容.短应力线轧机拉杆有限元分析[J].冶金设备,2010(06):35-37+46.