バックアップロール破損の解析と構造最適化

概要：バックアップロール破損事故の原因 冷間圧延機 を分析し、最適化計画を提案しました。最適化計画の分析と計算には有限要素ソフトウェアが使用されました。最適化計画の実施後、ロール破損事故は再発しませんでした。

キーワード: バックアップロール; 構造最適化; 有限要素

冷延鋼板の生産能力は、国の鉄鋼業の発展レベルを示す重要な指標です。鉄鋼業の継続的な発展に伴い、大手および中堅鉄鋼会社は主に連続酸洗圧延複合ユニットを使用して冷延鋼板を生産していますが、小規模な鉄鋼会社は依然として主に単スタンド可逆冷延ユニットを使用しています。

冷間圧延工場は現在、生産状況が良好な 1050 mm シングルスタンド冷間圧延ユニットを所有しています。市場の需要に適応するために、圧延工場は製品範囲を広げるように改造されました。改造後、幅 1200 mm の鋼板を生産する能力を備えています。ユニットの改修とアップグレード後、幅 1200 mm の鋼板を生産し始めましたが、生産プロセス中にバックアップローラーの破損事故が頻繁に発生しました。

そこで、企業のニーズに応えて、ローラー破損事故を分析し、最適化計画を提案した。

圧延機の基本パラメータ

1050mmシングルスタンド可逆冷間圧延機の主な設備には、コイリングカー、スターティングマシン、フロントコイラー、フロントアンローディングカー、6段圧延機、

機械後油圧せん断機、機械後コイラー、機械後荷降ろし台車、圧延機の主要伝動装置などを備えています。厚さ0.16～1.4mm、幅950～1200mmの帯鋼を生産しています。製品材質には炭素構造用鋼、高品質炭素構造用鋼、低合金鋼などがあり、代表グレードはQ215、08Al、SPCC、SPCD、SPCE、IFなどです。生産能力は22万t/年です。ブランク厚さ：3～3.5mm、幅：950～1200mm、最大材料強度σs≤590N/mm2、最大σb≤900N/mm2。最大圧延力は12500kN、最大圧延速度は850m/mmです。

ロール破損の原因分析

現場の理解によれば、ロール破損事故が発生する特定の作業条件はありません。ロール破損事故は圧延中に発生する場合もあれば、ロール同士が押し付けられた直後に発生する場合もあります。破損したローラーの位置は比較的固定されており、すべてロールネックの小さな溝にあります（図1、図2を参照）。最初は「溝」の応力集中が大きすぎると判断されます。

図1 現場で破損したローラーの写真

図2 現行構造支持ローラーの構造図

構造解析 バックアップロール

改造前のバックアップローラーの長さは1040mmです（図3参照）。ユーザーは改造時に元の部品を最大限に活用するという原則を堅持しているため、ロール本体を長くする一方で、他の構造の形状とサイズは可能な限り変更せず、ロールの全長は最大限に変更しないようにする必要があります。最終的に、サポートローラー本体の長さは1040mmから1200mmに延長され、全長は3336mmから3356mmに増加しました。また、ロールネックとロール本体の接合部における従来の「丸角+ベベル」の移行方法はキャンセルされ、フィレットの直接移行に変更されました（図4と図5を参照）。

図3 改造前のバックアップロールの構造図

図4 変更前のバックアップロール遷移領域の詳細図

図5 現在の構造におけるバックアップロールの遷移領域の詳細図

「溝」は応力集中部であり、圧延力が加わると応力集中が発生することがわかります。しかし、元の構造では使用中にロール破損事故は発生しませんでした。改造後、ロールネックとロール本体の接合部の材料の一部が除去され、ロールネックの曲げ抵抗が低下しましたが、「溝」構造はそのまま残されました。応力集中のリスクが強まり、事故の可能性が高まります。

バックアップローラーアセンブリの分析

著者は、改造前のバックアップ ローラーの組立図と、ユーザーによる改造後のバックアップ ローラー部品図に基づいて、改造後のバックアップ ローラー アセンブリを検討しました (図 6 を参照)。バックアップ ローラー、バックアップ ローラー ベアリング シート、ショルダー リングを除き、図に写っている部品はすべて元の部品であり、元のアセンブリ技術要件に従って実行されています。

図6 現行構造支持ローラーの組立図

検討の過程で、著者は、バックアップローラーの組み立て工程中に、構造上の制限により、4列円筒ころ軸受の内輪の丸い角がバックアップローラーの面取りに接触し、肩輪とぴったりとフィットできないことを発見しました（図7を参照）。その結果、4列円筒ころ軸受の内輪と外輪は軸方向に固定できません。軸受の内輪と肩輪は熱組み立てによって支持ローラーと組み立てられるため、支持ローラーに対して移動できません。このようにして、4列円筒ころ軸受の内輪と肩輪の間に隙間が形成され、その位置はバックアップローラーの「溝」の位置とほぼ一致します。製造工程では、転がり力の作用により、ここでの応力がさらに高まります。

図7 バックアップローラーアセンブリの拡大図

最適化計画

上記の分析を通じて、著者は次の 2 つの最適化ソリューションを提案します (図 8 を参照)。

図8 バックアップローラー最適化計画

2つの最適化計画では、ロールの長さは同じです。変換要件を満たすために、元の設計の「溝」構造をキャンセルし、丸みを帯びたR10遷移に変更することをお勧めします。ロールネックとロール本体の接合部の遷移領域のみが異なります（図8（b）、（c）を参照）。スキーム1の遷移領域はR30大円弧遷移を採用し、スキーム2の遷移領域はR40円弧と25.ベベル-R20円弧総合遷移を採用しています。

有限要素解析と計算

この記事では、大規模エンジニアリング解析ソフトウェア Ansys/Workbench を使用して、ユーザーのオリジナル設計、ユーザーの修正設計、最適化された設計 1、最適化された設計 2 の 4 つのオプションを解析および計算します。

モデルを構築する

（１）３次元立体モデルの構築

支持ローラーの構造と荷重特性に基づいて、支持ローラーの4分の1をモデル化し、適用される荷重と拘束を実際の作業条件に近づけるために、4列円筒ベアリングの内輪とバックアップローラーを統合し、中間ローラーとバックアップローラーベアリングシートのソリッドモデルを確立しました（図9を参照）。

図9 3Dソリッドモデル

（２）メッシュ分割

メッシュは空間六面体要素で分割し、応力集中が発生する可能性のある領域を細分化しました。合計1,674,559ノード、460,071要素が得られました（図10参照）。このモデルは、複数の接触体の非線形解析モデルです。

図10 元の設計スキームのメッシュ分割

（３）境界条件

1) 中間ローラーとバックアップローラー間、およびバックアップローラーとベアリングシート間の接触を確立します。

2) 対称面に対称拘束を適用します。中間ローラーの下には垂直に固定された拘束が適用されます。

3) ベアリングシートに312.5tの1/4転がり力を加えます。

著者は、元の設計スキームの境界条件を示しています (図 11 を参照)。境界条件は同じであるため、他の 3 つのスキームの境界条件は示されていません。

図11 元の設計スキームの境界条件

境界条件が追加されると、モデルは基本的に確立され、計算条件を満たします。

分析と計算

元の設計構造を計算および分析した後、フォンミーゼスの応力分布雲図が得られました。最大応力は 358.57 MPa で、「溝」に現れました (図 12 を参照)。

図12 元の構造の応力雲図

既存構造の計算と解析を行った結果、フォンミーゼス応力分布雲図が得られました。最大応力は 377.67 MPa で、「溝」部分に現れました (図 13 参照)。

図13 既存構造物の応力雲図

最適化設計スキーム 1 の計算と解析の後、フォンミーゼス応力分布クラウド図が得られました。最大応力は 325.3 MPa で、ロールネックとロール本体の接合部の遷移領域に現れました (図 14 を参照)。最適化設計スキーム 2 の計算と解析の後、フォンミーゼス応力分布クラウド図が得られました。最大応力は 287.85 MPa で、ロールネックとロール本体の接合部の遷移領域に現れました (図 15 を参照)。

バックアップローラーに選択された材料はYB-65で、降伏強度σs = 650 MPaであり、そこからマンドレルの最大応力と安全係数が得られます（表1を参照）。ユーザーの変更後、バックアップローラーの安全係数が大幅に低下し、バックアップローラーの使用リスクが増加したことがわかります。一方、最適設計2は最適設計1よりも構造安全係数が高く、エンドユーザーは最適設計2を最終ソリューションとして決定しました。

図14 最適化された設計ソリューション1の応力クラウド図

図15 最適化された設計オプション2の応力クラウド図

表1 異なる荷重下でマンドレルによって発生する最大応力

プラン	最大応力（MPa）	安全係数
オリジナルデザイン	358.57	1.81
既存の構造	377.67	1.72
最適化された設計 1	325.3	2
最適化された設計 2	287.85	2.26

結論

この最適化計画は実際の生産・適用に導入され、ローラー破損事故は再発していません。