寬厚板軋機主傳動萬向節裂紋分析與優化

張宇軒， 龍劍群

（寶鋼湛江鋼鐵有限公司， 廣東 湛江 524072）

引言

當前，國內寬厚板軋機主傳動機構較多采用萬向節設計，具有傳動效率高、傳遞轉矩大、傳動平穩噪聲低、潤滑條件良好等特點[1]，由于占用空間小、重量輕，可以在一定程度上提高維修效率，降低維修成本。萬向節結構裝配緊湊、形狀復雜，強度相對薄弱，因此其屬于主傳動系統中的薄弱環節[2]。實際生產中，主傳動系統的故障主要發生在萬向節部位，經常出現叉頭變形及斷裂等問題[3]。戴照寶等[4]、熊杰、成沛祥等學者均對大型寬厚板軋機萬向節疲勞失效分析進行了頗為深入的研究。

在設計萬向節階段，特別是零部件校核中，有時為了便于理論計算，通常會有選擇性地簡化掉一些局部結構細節，在這個環節中如果簡化后模型未考慮到對萬向節結構強度影響比較重要局部細節，將會導致本應納入設計校核的局部細節在實際負載工作中實際承受超越機械性能的情況，這些實際高于危險截面的計算應力，是導致萬向節零部件失效的重要原因，是降低主傳動機構壽命的重要因素。對于寬厚板軋機主傳動機構，作為關鍵部件的萬向節在生產中一旦損壞失效，將會引發較大的生產事故、設備損壞、機械傷害，影響生產穩定的同時造成無法挽回的后果及經濟損失。

1 設備背景

1.1 結構原理

某廠寬厚板4200 軋機主傳動機構萬向節屬于十字萬向軸剖分式聯軸器，萬向節叉頭材料選用30Cr2Ni4MoV，該材料長期服役后的試驗屈服強度σp0.2≥793 MPa，萬向節叉頭主要由底座叉頭、軸承壓蓋、聯結螺栓組成，萬向節叉頭結構示意圖如圖1所示。

圖1 萬向節叉頭結構示意圖

1.2 理論校核

對萬向節叉頭的理論校核，采用法蘭叉頭傳遞最大工作扭矩時，按照彎曲應力和扭轉應力來校核其強度。按照彎-扭組合強度條件第三強度理論[5]，危險截面最大等效應力：

式中：σ 為彎曲應力，MPa；τ 為扭轉應力，MPa。

彎曲應力σ 和扭轉應力τ 計算公式為：

式中：Wn為抗彎截面系數，mm3；Wd為抗扭截面系數，mm3；a 為抗彎力矩，N·m；c 為抗扭力矩，N·m；F為萬向節的受力，N。

文獻[2]中熊杰等學者經過對萬向節的失效分析以及承載力矩現場實測和統計、計算分析，得出萬向節應力最大值出現在叉頭孔45°方向。萬向節叉頭危險截面可簡化為橢圓斷面進行計算，抗彎截面系數Wn和抗扭截面系數Wd計算公式：

式中：b 為橢圓斷面短軸，mm；h 為橢圓斷面長軸，mm。

萬向節受的力F 計算公式：

式中：Mmax為最大傳遞扭矩，kN·m；H 為十字軸端部間距，mm；l 為滾針工作長度，mm。

將（2）—（4）式代入（1）式得：

根據設計參數，寬厚板軋機最大軋制力即最大傳遞扭矩Mmax=8 000 kN·m，十字軸端部間距H=970 mm，滾針工作長度l=192.5 mm，橢圓斷面長軸h=780 mm，橢圓斷面短軸b=330 mm，抗彎力矩a=0.210 N·m，抗扭力矩c=0.275 N·m，將以上參數代入（5）式計算危險截面最大等效應力σe≈295 MPa。

2 問題分析

2.1 主要問題

經設計校核，萬向節叉頭危險截面最大等效應力σe＜σp0.2，按照理論校核結果，萬向節原本應能夠滿足正常工況條件下的使用。但是，某機組萬向節在上機使用一段時間后，同一萬向叉節相同部位多處裂紋，主要表現為萬向節叉頭本體裂紋位置距離端面齒中心線向下約200 mm，裂紋肉眼清晰可見，如圖2 所示。

以上情況說明原設計理論校核的危險截面并非實際危險截面，從裂紋所在位置看，萬向節叉頭的實際危險部位即薄弱點近似位于萬向節叉頭螺紋孔所在部位，需要進一步分析萬向節開裂原因，找到裂紋源。

2.2 原因分析

使用線切割技術對萬向節叉頭螺紋孔裂紋位置分別進行縱向和橫向剖切，如圖2 所示。

由圖2-1 中螺紋孔縱向剖面的形貌清晰可見，裂紋沿外側螺栓螺紋副聯結底部貫穿內側螺栓螺紋孔底部，并延伸至叉頭本體中；由圖2-2 中螺紋孔橫向剖面的形貌清晰可見，裂紋源起蒙于于外側螺栓螺紋孔底部附近，并逐漸向兩個內側螺栓螺紋孔延伸。疲勞源出現在外側最深的螺紋孔，距孔底部約35 mm 的部位。這表明了螺紋孔較深且與叉頭負載大應力區重合，叉頭螺紋副底部應力幅值大，在交變載荷作用下，產生疲勞裂紋。

圖2 萬向節叉頭螺紋孔剖面裂紋形貌

3 優化

鑒于進口萬向節，在材料及熱處理工藝上都優于國內，結合現有國產工藝，考慮從結構優化及加工制造兩個方面對萬向節進行優化。

3.1 結構優化

1）減小叉頭內螺紋深度，螺紋孔遠離叉頭大應力區，避免應力疊加現象。通過減小叉頭螺紋孔深度。壓蓋總高290 mm 改為280 mm，寬度740 mm 改為730 mm，厚度260 mm 改為250 mm，把合臺階厚度由115 mm、150 mm 優化為200 mm。

2）優化端面齒結構，提高端面齒的定位效果。軸承壓蓋與叉頭的端面齒改為20°角梯型齒，齒距改為6.5，做成細齒。

3）適當減小螺栓規格，加強叉頭強度。可將壓蓋螺栓由3-M60×3 長320 mm 優化為1-M56×4 長300 mm、2-M48×3 長290 mm。

4）改善螺紋副兩端齒的載荷，降低兩端螺紋應力集中。加長螺紋兩端過渡區長度、螺栓端部鉆孔，螺紋兩端導角過渡區加長，螺栓端部增加空心段，降低螺紋集中應力。

5）增加萬向節叉頭薄弱處壁厚，避免壁厚太薄對螺紋應力影響。主要通過調整螺栓孔位置，螺栓孔定位由距離外圓19 mm 改為29 mm，調整螺栓孔位置，使其盡量遠離外徑和內腔，軸承孔直徑按Φ390/432 mm 不變。叉頭螺紋孔深度由235 mm、200 mm 優化為116 mm，同時對型腔結構調整，增加扳手空間。

6）防止軸承外圈在叉頭孔中相對轉動發生磨損，通過在叉頭、軸承壓蓋與軸承外圈之間增加定位鍵實現。

7）降低螺栓預緊力對螺紋副受力影響，通過對螺紋部位涂膠填充螺紋間隙，消除螺紋偏載，螺栓頭部采用機械防松。

3.2 加工優化

1）優化螺紋孔加工。通過采用精銑螺紋底孔、旋風銑加工螺紋后絲錐二次攻絲。

2）優化叉頭型腔加工。通過數控型腔銑削后，鉗工打磨拋光，去除刀紋后熱處理。

3）優化軸承孔把合加工預緊。對螺栓把合前涂抹防研劑，按裝配預緊力矩預緊，再精加工軸承孔。

4）螺孔粗加工后，還應增加消除內應力處理，以減小螺孔部位的加工殘余應力。

5）螺栓裝配時螺紋副涂膠、螺栓對稱循環預緊、預緊力矩數值等關鍵節點，要對照標準實施裝配并記錄好過程數據。

6）裝配完成后增加危險截面MT 探傷。

4 結論

1）零部件設計過程由于因為簡化計算模型而忽略零部件局部重要結構細節，將導致零部件在實際生產中壽命降低、提早失效。

2）通過使用線切割技術有助于分析判斷萬向節叉頭裂紋的形成機理，螺紋副底部應力幅值大并在交變載荷作用下產生疲勞裂紋。

3）經現場應用表現出來的零部件結構強度薄弱問題，可以追溯到零部件結構設計和加工制造兩個環節進行改善，提供了針對該問題的相應優化對策，對于同類產品在結構設計與加工制造上提供一定參考意義。