卷取機旋轉油缸損壞原因分析及設計優化

張俊峰

(寶鋼工程技術集團有限公司，上海 201900 )

0 前言

寶鋼股份某熱拉伸平整機組(FCL機組)于2018年9月底熱負荷試車成功進入試生產階段，工藝技術由寶鋼自主集成。出口段雙卷取，設置有1#2#卷取機，其中旋轉油缸成套供貨商為奧地利某公司，機組試生產3個月后，生產方提出質量異議，2#卷取機旋轉油缸活塞桿頭部斷裂，斷口特征為受到大應力作用的一次性脆性斷裂，現場立即由設備方成立問題應急處理小組，通過對硅鋼一期至三期類似機組進行橫向比對，同樣位置的旋轉油缸，另外三條機組使用過程中未遇到類似問題，通過對國內同行某鋼廠FCL機組使用跟蹤情況也未發現類似問題。

1 機組生產能力及故障

原料為環形爐退火料(厚度0.15～0.30 mm，寬度900～1270 mm)，成品取向硅鋼NSGO(厚度0.15～0.30 mm，寬度900～1270 mm)，最大抗拉強度450 N/mm2，機組主要工藝包括清洗、烘干、切邊、酸洗、涂層和退火、激光刻痕等，設計年產能力10萬噸。2#卷取機旋轉油缸活塞桿頭部斷裂如圖1所示，斷口宏觀檢查：兩個配對斷口呈現杯錐狀，斷口表面較為粗糙，斷口上存在裂紋快速擴展的撕裂棱，斷口表面一圈存在較多微小的從表面向內擴展的裂紋擴展臺階，但是未見明顯的裂紋擴展區域，90%的斷口為瞬斷區，斷口宏觀檢查如圖2所示。同時對1#卷取機旋轉油缸相同部位進行檢查，表面著色探傷有裂紋。

圖1 卷取機活塞桿頭部斷裂

圖2 斷口宏觀檢查

2 卷取機旋轉油缸結構及工作原理

卷取機旋轉油缸的基本結構如圖3所示，旋轉油缸主要用于卷取機芯軸的漲縮從而達到穿帶和卸卷的目標，主要由伸縮油缸、旋轉給油器、磁尺編碼器以及配套的液壓軟管等組成。工作原理：助卷模式下，由程序設定磁尺編碼器行程，當卷取機扇型板真圓狀態下(Ф468 mm)，橡膠套筒外徑達到Ф508 mm，皮帶助卷器處于投入狀態，此時可以進行穿帶。卸卷模式下，旋轉油缸無桿腔進油，芯軸收縮到最小值(Ф428 mm)，相應的橡膠套筒外徑縮小至Ф468 mm，可以完成手動或者自動模式下的卸卷。由助卷模式及卸卷模式來看，助卷模式直到機組建張運行時，旋轉油缸有桿腔始終處于給油狀態，活塞桿頭部始終受拉應力，一旦達到或者超過材質的抗拉強度，就有斷裂的可能。卸卷模式下，旋轉油缸無桿腔處于給油狀態，活塞桿頭部受壓應力，此時斷裂的可能性極小。

圖3 卷取機旋轉油缸的基本結構

3 卷取機旋轉油缸活塞桿斷裂原因分析

圖4為斷裂的活塞桿(此活塞桿為旋轉油缸與芯軸拉桿結合部位)原設計結構示意圖，外形尺寸規格如圖，材質為C45E，執行標準EN10083-1，原材料相當于國內的45#鋼正火處理。斷口宏觀形貌圖如圖5所示，兩個配對斷口呈現杯錐狀，斷口表面較粗糙，斷口上存在裂紋快速擴散的撕裂棱，斷口表面一圈存在較多微小的從表面向內擴展的裂紋擴展臺階，但是未見明顯的裂紋擴展區域，90%的斷口為瞬斷區，斷口特征為受到大應力作用的一次性脆性斷裂。

圖4 斷裂的活塞桿結構示意圖

圖5 斷裂件宏觀形貌圖

3.1 金屬材料理化分析

由于懷疑活塞桿材料不能達到設計要求，所以及時將斷裂的活塞桿送到具有國家級檢測資質的專業檢測機構進行了理化檢測，檢測報告結論如下：

(1)硬度測試。斷口處從表面到芯部硬度值無明顯差異，硬度值范圍在147～157 HBW；

(2)力學性能。斷口下取樣的沖擊試驗常溫沖擊功在3.9～4.3 J，該材料的沖擊韌性較差；屈服強度σp≤235 MPa，極限抗拉強度σm≤526 MPa，低于設計標準值；

(3)金相檢測。材料中存在較多的非金屬氧化、硫化等非金屬夾雜物，如圖6所示，斷口處與機體組織相同，組織為：粗片狀珠光體+大塊狀鐵素體，局部鐵素體呈現網狀、針狀分布，如圖7所示，組織具有鑄態特征，未經調質等熱處理；

圖6 復合夾雜物形貌100×

圖7 斷口處金相組織形貌200×

3.2 小組技術討論

故障處理小組通過頭腦風暴，列出了一系列可能造成活塞桿斷裂的有關因素，驗證過程如下：

(1)活塞桿安裝與芯軸拉桿同心度超差，(模擬圖如圖8所示，造成活塞桿法蘭處在芯軸膨脹時受力不均，正反作用力下產生疲勞斷裂。現場驗證：通過對連接罩打百分表，測試跳動在設計范圍之內，此原因排除；

圖8 活塞桿與芯軸拉桿同心度超差模擬圖

(2)芯軸膨脹壓力過大，超過了設計理論值14 MPa，造成芯軸膨脹時候活塞桿過載。現場驗證，出口液壓系統自帶壓力變送和安全卸荷功能，系統壓力從來沒有高于設計壓力14 MPa，此原因排除；

(3)活塞桿自身的材質沖擊功和抗拉強度達不到設計值，而設計值又不能滿足現場使用工況，造成了疲勞斷裂。理論驗證，經兩次有限元分析，一次是按照設計標準條件下，對活塞桿施加14 MPa液壓力，一次是按照理化檢測實際值條件下，對活塞桿施加14 MPa液壓力，兩次得到的活塞桿端部的薄弱點的安全系數分別是0.30和0.26。顯然這會給使用帶來巨大的安全隱患。

3.3 有限元應力分析

(1)活塞桿采用45#鋼，正火處理。使用AUTODESK有限元分析軟件，采用如表1的參數進行靜態應力分析，得到設計值狀態下的安全系數，顯示活塞桿端部倒角處的安全系數值為0.30，圖9所示為設計值狀態下有限元分析。

表1 活塞桿設計理論參數

圖9 設計值狀態下有限元分析

(2)使用AUTODESK有限元分析軟件，采用如表2的參數進行靜態應力分析，得到理化檢測實際值狀態下的安全系數，顯示活塞桿端部倒角處的安全系數值為0.26,如圖10所示理化檢測值狀態下有限元分析。

表2 活塞桿理化檢測實際參數

圖10 理化檢測值狀態下有限元分析

3.4 旋轉油缸活塞桿斷裂原因

旋轉油缸廠家在旋轉油缸活塞桿設計和材料選型中產生了兩處失誤。

(1)活塞桿與芯軸拉桿結合處倒角容易造成應力集中，從多次的有限元分析中可以明顯看到，此處的安全系數往往最低；

(2)材質選型時采用C45E+H+N正火的棒材(棒材直徑Ф310 mm)，二次加工后活塞桿最小處加工到直徑Ф80 mm，按照國內生產工藝，此時應該對粗加工后的棒材做調質等熱處理，但是廠家未做相應的熱處理(始終未能夠提供正式的熱處理報告)，且廠家提供的原材料棒材材質報告值明顯與現場實物金屬理化檢測值存在差距，如表3所示。

表3 各項參數報告值

旋轉油缸在使用過程中，不可避免的發生了活塞桿斷裂事故，此旋轉油缸供貨商應當負有主要責任。

4 旋轉油缸后續改進措施

結合現場使用工況，采取改進措施：

(1)旋轉油缸活塞桿進行改進，采用材質42CrMo4+QT，原先芯軸膨脹時的應力集中點倒角由R1修改為R8,與之配套的聯軸器倒角做相應的調整，要求具體參數如圖11所示；

(2)優化卷取機芯軸膨脹時候的液壓壓力，參考以往硅鋼同類機組，芯軸膨脹壓力設定為10 MPa，優化后的卷取機芯軸膨脹情況進行了有限元分析，使用安全系數不低于1.37，如圖12所示，證明新設計的活塞桿是安全可靠的。

圖11 改進后的活塞桿結構圖

圖12 改進后的活塞桿有限元分析

改進措施完成后，新設計的旋轉油缸活塞桿由國內某油缸廠完成制作，替換掉原損壞的1#2#卷取機旋轉油缸活塞桿，并經過試壓和裝機調試完成。經過后續5個多月的生產跟蹤，FCL機組出口卷取機生產狀況良好，再也沒有發生同類的旋轉油缸故障。

5 結 論

開卷機及卷取機的旋轉油缸，是冷軋及硅鋼處理線入出口段的關鍵設備，旋轉油缸的使用情況直接關系到機組生產是否順利，目前國內鋼廠多選擇進口旋轉油缸如GAT、格力樂、漢斯、密特斯、杜博林等廠家的及國內幾個廠家的旋轉油缸，質量上參差不齊。在設計過程中，應充分考慮旋轉油缸的使用工況和活塞桿材質的變化、旋轉接頭密封形式、接口的尺寸、熱處理的方式等，恰當地進行選擇。通常情況下，對于活塞桿直徑較大的，至少選擇45#鍛鋼+調質處理，如果對于旋轉油缸采購成本沒有嚴格控制可以選擇42CrMo4+QT，對于旋轉油缸制造廠家，要求其必須提供所有的熱處理報告和材質合格報告。設計角度來看，通過不斷地改進和優化旋轉油缸，其在冷軋處理線中，將發揮越來越重要的作用。