3 800 mm寬厚板軋機主傳動滑塊式萬向聯軸器斷裂原因分析與改進設計

成沛祥

（湖南華菱湘潭鋼鐵有限公司，湖南湘潭，411101）

某鋼鐵公司寬厚板廠3 800 mm可逆式軋機自投產以來，生產運行不足兩年，其主傳動系統下輥萬向接軸輥端滑塊式萬向聯軸器扁頭就發生斷裂，極大地影響了該廠的正常生產，并造成重大的經濟損失。為此，本文采用系統有限元法模擬滑塊式萬向聯軸器受扭轉沖擊載荷時的應力狀況，結合扁頭斷口分析找出其斷裂原因，并對其原結構進行改進設計，從而改善其應力狀況，避免了生產事故的再次發生。

1 滑塊式萬向聯軸器

軋機輥端滑塊式萬向聯軸器主要由扁頭、叉頭、銷軸和滑塊等部分組成[1]，如圖1所示。扁頭通過滑塊將扭矩傳遞給叉頭，然后由叉頭傳遞給萬向接軸。該滑塊式萬向聯軸器原設計的疲勞扭矩為2 438 k N·m，扁頭、叉頭和銷軸材料均為25Cr2Ni4Mo V，滑塊材料為ZCuZn25Al6Fe3Mn3，其結構的主要尺寸如圖2和表1所示。

圖1 滑塊式萬向聯軸器示意圖Fig.1 Schematic diagram of the sliding universal joint spindle

圖2 滑塊式萬向聯軸器結構各主要尺寸示意圖Fig.2 Dimensional schematic diagram of the sliding universal joint spindle

表1 滑塊式萬向聯軸器結構的主要尺寸Table 1 Main dimensions of the sliding universal joint spindle

2 系統有限元分析

2.1 有限元模型

采用系統有限元法將滑塊式萬向聯軸器各部分組成裝配體進行整體建模。在建模過程中對應力影響不大的細節部分進行了一定的簡化，其叉頭、扁頭、銷軸、滑塊的幾何模型如圖1所示。系統各組成部分的材料屬性如表2所示。

表2 滑塊式萬向聯軸器各部分材料屬性Table 2 Material properties of the sliding universal joint spindle

劃分網格離散后共有89 101個單元，150 615個節點，劃分網格后的模型如圖3所示。

圖3 劃分網格后的模型Fig.3 Meshed model of the sliding universal joint spindle

對系統各部件之間的連接采用通用接觸，接觸屬性法向為硬接觸，切向摩擦系數為0.16[2]。根據滑塊式萬向聯軸器的實際運行情況，共設置了14對接觸對，如表3所示。

表3 滑塊式萬向聯軸器的接觸對Table 3 Contacts in the sliding universal joint spindle

滑塊式萬向聯軸器原設計的疲勞扭矩為2 438 k N·m，但由現場測試數據發現，其實際承受的最大扭矩為3 900 k N·m，故在有限元分析過程中，按照實際最大工作扭矩施加載荷，并將其載荷通過主節點施加到扁頭端面。叉頭端面約束為x、y、z三方向位移。

圖5 叉頭應力Fig.5 Stress of the fork head

2.2 分析結果

系統有限元分析結果如圖4、圖5所示。由圖4可看出，扁頭過渡圓弧處應力最大，該處最大應力部位的第一主應力為478.4 MPa，第三主應力為49.75 MPa，處于三向受拉應力狀態，應按其最大拉應力進行強度分析。扁頭過渡圓弧三向受拉處的對稱部位處于三向受壓應力狀態，其第一應力為－48.90 MPa，第三主應力為－525.2 MPa。由于此軋機為可逆式軋機，因此扁頭過渡圓弧處受到r≈－1的對稱循環應力作用。由圖5可看出，叉頭后部圓弧與軸線呈45°方向處，處在危險區域，該處的第一主應力為333.0 MPa、第三主應力為9.37 MPa，處于三向受拉應力狀態，應按其最大拉應力進行強度分析。由于其對稱部位的應力很小，因此叉頭該處受到r＝0的脈動循環應力作用。

3 扁頭斷裂分析

3.1 斷口分析

圖6為滑塊式萬向聯軸器扁頭斷口照片。由圖6可看出，扁頭斷口位于扁頭根部過渡圓弧處，其截面有明顯的疲勞斷面。疲勞斷面始于過渡圓弧處（靠近圓軸外表面），并逐漸向圓柱中心伸延，其寬度逐漸變窄。從斷口形態可以推測，斷裂是由疲勞破壞引起的[3－5]。疲勞斷口處存在嚴重的應力集中，只有較大的載荷作用，扁頭才發生突然斷裂。

圖6 滑塊式萬向聯軸器扁頭斷口照片Fig.6 Photograph of the fracture of the flat head

3.2 斷裂原因分析

由有限元分析結果和聯軸器扁頭斷口特征可知，扁頭斷裂是由于其根部過渡圓弧處（靠近圓軸外表面）應力過大產生裂紋，并在拉壓應力不斷循環作用下，該裂紋才不斷向圓柱中心擴展，直至斷裂。

文獻[3]認為，當扁頭、叉頭材料在置信度為99.9%時，其光滑小試件對稱應力循環次數為107時，疲勞極限σ－1為462.4 MPa，考慮尺寸等因素的影響，扁頭對稱循環疲勞極限[σ－1]為310.6 MPa；叉頭脈動循環疲勞極限[σ0]為413.2 MPa。

原滑塊式萬向聯軸器所設計的疲勞扭矩僅為2 438 k N·m，但根據其實際運行情況，應將咬鋼時的沖擊扭矩載荷譜作為可逆式軋機萬向聯軸器的疲勞設計載荷[5]。由現場測試數據得到的下輥萬向接軸峰值扭矩載荷譜直方圖如圖7所示。由圖7可看出，30%以上的沖擊扭矩均超過了原設計的疲勞扭矩2 438 k N·m，同時計及低于疲勞極限應力對疲勞壽命的影響[6]，在置信度為99.9%時，其扁頭的疲勞壽命僅為2.44年，而叉頭又有足夠的疲勞強度，這就是扁頭提前斷裂的主要原因，因此原設計是不合理的。

圖7 滑塊式萬向聯軸器載荷譜Fig.7 Load spectra of the sliding universal joint spindle

4 改進設計

為了防止滑塊式萬向聯軸器在運行時再次出現斷裂事故，根據聯軸器實際載荷譜對其結構進行改進設計，設計后的主要尺寸如表4所示。對改進設計的聯軸器進行系統有限元分析，其結果如圖8、圖9所示。

表4 改進后的滑塊式萬向聯軸器各主要尺寸Table 4 Main dimensions of the optimized sliding universal joint spindle

圖8 改進設計后扁頭應力Fig.8 Stress of the optimized flat head

由圖8可看出，改進設計后的扁頭過渡圓弧處最大應力部位第一主應力最大值為416.5 MPa，比原設計降低了12.94%；由圖9可看出，改進后的叉頭后部圓弧處第一主應力最大值為341.7 MPa，比原設計提高了2.61%，但小于其脈動循環應力極限413.2 MPa，說明叉頭仍具有足夠的疲勞強度。

圖9 改進設計后叉頭應力Fig.9 Stress of the optimized fork head

根據Miner線性累計損傷理論，并考慮尺寸等因素的影響，對改進設計后的扁頭進行疲勞壽命分析，在置信度為99.9%時，其疲勞壽命為11.72年，比原設計增加了3.8倍，從而延長了滑塊式萬向聯軸器的整體壽命。

5 結論

（1）應以沖擊峰值扭矩載荷譜作為可逆式軋機主傳動系統的疲勞設計負荷。

（2）采用系統有限元法對滑塊式萬向聯軸器整體進行分析，可使各零件之間的接觸關系更符合實際。

（3）原滑塊式萬向聯軸器扁頭根部過渡圓弧處疲勞強度不足是扁頭發生斷裂的主要原因。

（4）改進設計后的扁頭根部過渡圓弧處最大主應力降低了12.94%，疲勞壽命增加了3.8倍，而叉頭仍具有足夠的疲勞強度。

[1] 黃華清.軋鋼機械[M].北京：冶金工業出版社，1986：229.

[2] 北京有色冶金設計研究院.機械設計手冊[M].北京：化學工業出版社，1998：1－8.

[3] 趙少汴，王忠保.抗疲勞設計——方法與數據[M].北京：機械工業出版社，1996：203－205.

[4] 李舜酩.機械疲勞與可靠性設計[M].北京：科學出版社，2006：167－169.

[5] 李友榮，喻維綱，肖涵.熱軋機主傳動系統疲勞設計負荷選取原則與方法[J].武漢科技大學學報，2011，34（1）：47－51.

[6] 劉安中，李友榮.軋機主傳動萬向接軸隨機疲勞設計[J].武漢科技大學學報，2008，31（1）：32－36.