,510 北京科技大学学报 第29卷 的质量为21600kg,由自重引起的弯矩大小为 660MPa,传动轴已经屈服并且进入塑性受力状态， 216000/2(两端均分重量)×2（重力作用点到中心 因此易在应力最大截面处出现裂纹， 截面的距离)Nm=216kNm,远远小于扭矩的作 用，该弯矩引起的应力为8.24MPa. 1981×10F 2.3传动轴受弯扭共同作用下的等效应力 1808×10F 当传动轴承受6300kNm扭矩（传动轴的许用 1.636×10 1.463×10 力矩)和216kNm弯矩（传动轴自重引起的弯曲力 1291×10P 矩)时，最大应力值为198.1MPa,出现的部位与只 1118×10P 受6300kNm扭矩下的相同，只是应力值增加了 19459×10 2MPa,因而，两者的作用效果不是简单的线性迭加 7734×10 关系.如果传动轴承受12600kN·m扭矩和 6.009×10 4.285×10 432kNm弯矩（由托起油缸施加的过平衡力为 2.560×10 432kN)的共同作用时，即传动轴承受最大扭矩和最 大弯矩时，轴的等效应力分布不变，最大值为 图6传动轴受弯扭应力分布切片图 396.2MPa,该应力值仍然没有达到材料的屈服应 Fig.6 Stress slice field of the drive spindle under bend and torsion 力 图5和图6分别为传动轴受弯扭三维应力分布 3裂纹传动轴加固措施及有限元分析 图和应力分布切片图.由图可知，传动轴由自重与 托起油缸支持力作用而引起的弯曲应力较小，不到 原设计传动轴支持轴承接触区段与两端轴焊接 最大等效应力的1%；而由正常传动轴的许用扭矩 联接，如果将该区段的空心轴改为实心轴再焊接联 作用引起的等效应力远远大于传动轴自重引起的弯 接后，进行该区段为实心条件下仅受扭矩 6300kNm作用的有限元仿真分析可知：最大应力 1.981×10 的分布基本不变，但最大应力只有155.4MPa,与原 1808×10P 1.636×10 设计传动轴最大应力196.1MPa相比减小了 1463×10P 20.75%.现有裂纹轴在缩颈区段采取加固改进措 1291×10 施的区域图见图7.即在心轴与传动轴缩颈区具有 1118×10P 2mm间隙，在缩颈区心轴两端与传动轴之间依靠斜 9459×10 7.734×10 锲环联接，斜锲环依靠两端的紧固螺杆预紧力加固； 609x10 因而在扭矩传动销的作用下，心轴、斜锲环、扭矩传 4285×10 动销、传动轴成为一个扭矩传动的整体.在仅受扭 2.560×10 矩6300kNm作用的仿真模型当中，将加固改进的 传动轴视为一个扭矩传动的整体。计算结果显示： 图5传动轴受弯扭三维应力分布图 在轴与轴承内圈相接触的外表面上，较大应力中心 Fig.5 3-D stress distribution field of the drive spindle under bend 距离轴承止推截面12.9mm,其大小为176.6MPa and torsion (见图8和9)，与原空心轴计算结果相比减小 曲应力，可以确定导致传动轴出现裂纹，并最终发 9.94%.另外，计算了具有长60mm、深50mm裂纹 生断轴事故的原因是轴承受了巨大的冲击扭矩（如 的传动轴和具有长150mm深85mm裂纹的传动轴 轧件出现较大扣头导致工作辊在轧件之间打滑引起 最大应力，计算结果表明，在许用力矩6300kNm 传动系统的扭振)所致10山，因为扭振发生时扭矩 下60mm长裂纹产生的最大应力将是无裂纹传动 的振动峰值最大可以达到额定值的5倍以上[10]，此 轴最大应力的1.1362倍，150mm长裂纹产生的最 时轴断处的米塞斯应力按照弹性理论计算可以达到 大应力将是无裂纹传动轴最大应力的1.3921倍. 原应力值的5倍以上，即196.1×5MPa= 采取该加固改进措施的传动轴截止2006年9月已 980.5MPa,该应力已经超出传动轴的屈服应力 经投入R2粗轧机生产近1年，且运行正常.的质量为 21600kg‚由自重引起的弯矩大小为 216000／2（两端均分重量）×2（重力作用点到中心 截面的距离）N·m＝216kN·m‚远远小于扭矩的作 用‚该弯矩引起的应力为8∙24MPa． 2∙3 传动轴受弯扭共同作用下的等效应力 当传动轴承受6300kN·m 扭矩（传动轴的许用 力矩）和216kN·m 弯矩（传动轴自重引起的弯曲力 矩）时‚最大应力值为198∙1MPa‚出现的部位与只 受6300kN·m 扭矩下的相同‚只是应力值增加了 2MPa．因而‚两者的作用效果不是简单的线性迭加 关系．如 果 传 动 轴 承 受 12600kN·m 扭 矩 和 432kN·m弯矩 （由托起油缸施加的过平衡力为 432kN）的共同作用时‚即传动轴承受最大扭矩和最 大弯 矩 时‚轴 的 等 效 应 力 分 布 不 变‚最 大 值 为 396∙2MPa‚该应力值仍然没有达到材料的屈服应 力． 图5和图6分别为传动轴受弯扭三维应力分布 图和应力分布切片图．由图可知‚传动轴由自重与 托起油缸支持力作用而引起的弯曲应力较小‚不到 最大等效应力的1％；而由正常传动轴的许用扭矩 作用引起的等效应力远远大于传动轴自重引起的弯 图5 传动轴受弯扭三维应力分布图 Fig．5 3－D stress distribution field of the drive spindle under bend and torsion 曲应力．可以确定导致传动轴出现裂纹‚并最终发 生断轴事故的原因是轴承受了巨大的冲击扭矩（如 轧件出现较大扣头导致工作辊在轧件之间打滑引起 传动系统的扭振）所致［10—11］．因为扭振发生时扭矩 的振动峰值最大可以达到额定值的5倍以上［10］‚此 时轴断处的米塞斯应力按照弹性理论计算可以达到 原 应 力 值 的 5 倍 以 上‚即 196∙1×5 MPa ＝ 980∙5MPa ‚该应力已经超出传动轴的屈服应力 660MPa‚传动轴已经屈服并且进入塑性受力状态‚ 因此易在应力最大截面处出现裂纹． 图6 传动轴受弯扭应力分布切片图 Fig．6 Stress slice field of the drive spindle under bend and torsion 3 裂纹传动轴加固措施及有限元分析 原设计传动轴支持轴承接触区段与两端轴焊接 联接‚如果将该区段的空心轴改为实心轴再焊接联 接 后‚进 行 该 区 段 为 实 心 条 件 下 仅 受 扭 矩 6300kN·m作用的有限元仿真分析可知：最大应力 的分布基本不变‚但最大应力只有155∙4MPa‚与原 设计 传 动 轴 最 大 应 力 196∙1 MPa 相 比 减 小 了 20∙75％．现有裂纹轴在缩颈区段采取加固改进措 施的区域图见图7．即在心轴与传动轴缩颈区具有 2mm 间隙‚在缩颈区心轴两端与传动轴之间依靠斜 锲环联接‚斜锲环依靠两端的紧固螺杆预紧力加固； 因而在扭矩传动销的作用下‚心轴、斜锲环、扭矩传 动销、传动轴成为一个扭矩传动的整体．在仅受扭 矩6300kN·m 作用的仿真模型当中‚将加固改进的 传动轴视为一个扭矩传动的整体．计算结果显示： 在轴与轴承内圈相接触的外表面上‚较大应力中心 距离轴承止推截面12∙9mm‚其大小为176∙6MPa （见图 8 和 9）‚与原空心轴计算结果相比减小 9∙94％．另外‚计算了具有长60mm、深50mm 裂纹 的传动轴和具有长150mm 深85mm 裂纹的传动轴 最大应力．计算结果表明‚在许用力矩6300kN·m 下60mm 长裂纹产生的最大应力将是无裂纹传动 轴最大应力的1∙1362倍‚150mm 长裂纹产生的最 大应力将是无裂纹传动轴最大应力的1∙3921倍． 采取该加固改进措施的传动轴截止2006年9月已 经投入 R2粗轧机生产近1年‚且运行正常． ·510· 北 京 科 技 大 学 学 报 第29卷