卷筒楔形軸和活塞桿軸頭頻繁斷裂原因分析

袁玉琴，唐衡意，司馬攀峰

（1.湖南科美達(dá)重工有限公司；2.湖南科美達(dá)電氣股份有限公司，湖南 岳陽 414000）

1 前言

熱軋板帶作為高技術(shù)含量的鋼鐵產(chǎn)品，其產(chǎn)量和性能反映了一個(gè)國家的鋼鐵工業(yè)水平。在生產(chǎn)過程中，提高軋制線設(shè)備的穩(wěn)定性是保證板帶產(chǎn)品質(zhì)量的重要條件。但是，由于各種因素的影響，熱軋生產(chǎn)設(shè)備在工作時(shí)經(jīng)常發(fā)生失效破壞，進(jìn)而對產(chǎn)品的質(zhì)量和生產(chǎn)效率造成影響，因此，對于易損部件進(jìn)行失效機(jī)理分析并提出相應(yīng)的優(yōu)化措施成為當(dāng)前板帶鋼生產(chǎn)研究的熱點(diǎn)之一。

熱軋卷取機(jī)是熱軋帶鋼生產(chǎn)的關(guān)鍵部件，隨著熱帶鋼軋機(jī)的軋制速度提高及快速換輥系統(tǒng)的應(yīng)用，熱軋卷筒的更換周期(即熱軋卷筒的使用壽命)和每次更換所須時(shí)間直接影響熱軋帶鋼生產(chǎn)線的產(chǎn)量。

近期，國內(nèi)某大型鋼廠熱軋卷取機(jī)卷筒在使用過程中，頻繁發(fā)生楔形軸軸頭斷裂或者活塞桿軸頭斷裂，見圖1和圖2，后重新更換楔形軸和活塞桿，使用1～2個(gè)周期又產(chǎn)生裂紋，甚至斷裂，嚴(yán)重影響生產(chǎn)線產(chǎn)量。

圖1 活塞桿軸頭斷裂

圖2 楔形軸軸頭斷裂

請第三方檢測機(jī)構(gòu)對斷口及斷口處試樣進(jìn)行分析，楔形軸和活塞桿非金屬夾雜物為C類細(xì)系2級(jí)，金相組織為回火索氏體，符合要求。本文從核算原始設(shè)計(jì)、實(shí)驗(yàn)分析、熱軋廠使用情況幾方面分析楔形軸和活塞桿斷裂原因，予以警示，并提出了改進(jìn)思路。

2 卷筒工作原理

要想分析卷筒中楔形軸和油缸活塞桿斷裂原因，首先需要清楚卷筒的工作原理。如圖3所示，脹縮油缸在液壓系統(tǒng)作用下往左側(cè)拉動(dòng)楔形軸，楔形軸上的四棱錐面推動(dòng)柱塞沿空心軸軸向布置的兩組的柱塞孔向外頂開扇形板，實(shí)現(xiàn)卷筒張大，脹縮液壓缸將楔形軸推向右側(cè)時(shí)，帶動(dòng)連桿引導(dǎo)著扇形板向卷筒中心收縮，實(shí)現(xiàn)卷筒縮小。

圖3 卷筒工作原理圖

楔形軸斷裂處結(jié)構(gòu)和活塞桿斷裂處結(jié)構(gòu)一樣，楔形軸和活塞桿材料均為2Cr13，受到的軸向拉力相等。

3 核算原始設(shè)計(jì)

3.1 卷筒技術(shù)參數(shù)

卷取鋼種：普通碳素結(jié)構(gòu)鋼、優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼、低合金鋼、管線鋼。

卷筒最大脹徑：Φ762mm；卷筒最小縮徑：Φ727mm；卷筒正圓直徑：Φ745mm；帶鋼厚度：1.2～16mm；帶鋼最大寬度（max）：1520mm；卷取最大張力（max）：180kN；鋼卷最大外徑（max）：Φ2150mm；鋼卷最大重量（max）：30t；機(jī)組最大速度：22.8m/s；脹縮液壓缸：Φ390/Φ180×53.9mm(工作行程)；旋轉(zhuǎn)油缸工作壓力：13MPa。

3.2 核算思路（圖4）

圖4

3.3 受力分析及計(jì)算

鋼卷和卷筒受力分析見圖5，卷筒內(nèi)部受力分析見圖6，對各公式的推導(dǎo)各文獻(xiàn)均有詳解，本文不再贅述。

圖5 鋼卷和卷筒受力分析

圖6 卷筒內(nèi)部受力分析

（1）由最大張力求單位張應(yīng)力

卷取張力值大小取決于客戶提供的軌制品種、軋制的厚度和規(guī)格。設(shè)計(jì)時(shí)，一般可以按下列公式進(jìn)行初步計(jì)算：

式中：T為卷取最大張力，T=180000N；ó0為單位張應(yīng)力，N/mm2；h為帶材最大厚度，h=16mm；B為帶材最大寬度，B=1520mm。

（2）帶卷對卷筒徑向壓力P的計(jì)算

關(guān)于帶卷對卷筒徑向壓力P的計(jì)算公式有很多，比較著名的有英格利斯公式、周國盈公式、武漢鋼鐵設(shè)計(jì)研究院主編的《板帶車間機(jī)械設(shè)備設(shè)計(jì)》一書推薦的公式，英格利斯公式是將帶材和卷筒都看成是彈性厚壁筒，卷層之間無相對滑動(dòng)，周國盈公式在英格利斯公式基礎(chǔ)上考慮卷層之間的摩擦力關(guān)系，《板帶車間機(jī)械設(shè)備設(shè)計(jì)》一書推薦的公式考慮了卷筒自動(dòng)縮徑，比較接近卷筒實(shí)際工作情況，我們用這個(gè)公式核算：

式中，P為帶卷對卷筒徑向壓力，N/mm2；r為卷筒正圓半徑；r=745/2=372.5mm；C為卷筒剛性系數(shù)，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)C=1.4；Rc為帶卷最大外半徑；Rc=2150/2=1075m；f1為帶鋼層間的摩擦系數(shù)，熱軋帶鋼f1=0.1。

（3）計(jì)算帶卷對每塊扇形板的等效壓力

（4）油缸拉力計(jì)算

式中，α為楔形軸斜面夾角，α=18°；f2為卷筒零件摩擦面間的摩擦系數(shù)；f2=0.08（0.08～0.12選擇）。

（5）油缸壓力換算

式中，P缸為油缸壓力，MPa；D為油缸缸體直徑徑，D=390mm；d為油缸活塞桿直徑，d=180mm。根據(jù)卷筒最大張力計(jì)算得出的油缸最大壓力為13.03MPa，參數(shù)中給定的油缸工作壓力為13MPa，符合設(shè)計(jì)要求。因此，在卷取普通碳素結(jié)構(gòu)鋼、優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼、低合金鋼、管線鋼，張力T≤90kN時(shí)，油缸工作壓力設(shè)定為13MPa。

3.4 核算楔形軸和活塞桿強(qiáng)度

用creo5.0軟件建立三維模型，導(dǎo)入有限元分析軟件ANSYS Workbench 19.0中。

設(shè)置材料2Cr13，彈性模量216Gpa，泊松比0.28，密度7770kg/m3，油缸拉力Q=1224.6kN，分析結(jié)果見圖7。從圖中可以看出，楔形軸最大應(yīng)力集中在左端勾頭處，正好是斷裂位置，最大應(yīng)力σmax=448.79MPa。活塞桿分析結(jié)果一樣。

圖7 楔形軸等效應(yīng)力云圖

3.5 核算楔形軸和活塞桿疲勞壽命

楔形軸受油缸拉力完成脹大，油缸泄壓時(shí)，受鋼卷反向拉力完成縮小，楔形軸所受應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，N0次循環(huán)時(shí)的疲勞極限應(yīng)力記為σ-1，查極限應(yīng)力經(jīng)驗(yàn)計(jì)算式表，對稱循環(huán)應(yīng)力下調(diào)質(zhì)剛的極限應(yīng)力為σ-1=0.41σb。

楔形軸材料2Cr13在指定存活率為R=99.9%時(shí)，查表可靠性系數(shù)kR=0.753，查機(jī)械手冊熱處理后2Cr13抗拉強(qiáng)度σb=800MPa，計(jì)算出材料2Cr13在指定存活率為R=99.9%時(shí)，脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力下調(diào)質(zhì)剛的極限應(yīng)力為：

σ-1=kRσ-1=287.12MPa

壽命103≤N＜N0次的零件，（因楔形軸主要為拉伸力，此處只考慮主疲勞應(yīng)力）疲勞曲線方程為：

式中，N為在應(yīng)力σmax作用下的循環(huán)次數(shù)；σmax為當(dāng)前最大應(yīng)力；σmax=448.79MPa；N0為通常金屬材料的疲勞極限是在循環(huán)次數(shù)N0=107下試驗(yàn)得來的；m為指數(shù)，對于鋼，拉應(yīng)力時(shí)m=9。

楔形軸每個(gè)工作周期內(nèi)受到循環(huán)載荷作用次數(shù)

由上面計(jì)算可以看出，楔形軸在最大應(yīng)力σmax=448.79MPa作用下，最大壽命為4.9個(gè)周期，符合設(shè)計(jì)要求。活塞桿計(jì)算結(jié)果一樣。

4 實(shí)驗(yàn)分析

在確定材料非金屬夾雜物符合標(biāo)準(zhǔn)、設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)符合設(shè)計(jì)要求的前提下，對材質(zhì)成分和機(jī)械性能做分析。

利用光譜儀器對楔形軸和活塞桿材質(zhì)進(jìn)行分析，結(jié)果見表1，查設(shè)計(jì)手冊，符合材料2Cr13的材料成分。

表1 材質(zhì)分析報(bào)告

對楔形軸和活塞桿取樣，加工成φ10試棒，做機(jī)械性能分析，結(jié)果見表2。圖紙要求調(diào)質(zhì)處理240HB-280HB，屈服強(qiáng)度sσ≥550MPa，抗拉強(qiáng)度bσ=800～950MPa，沖擊韌性值A(chǔ)Kv=27J，延伸率5δ≥14%。符合設(shè)計(jì)要求。

表2 機(jī)械性能試驗(yàn)報(bào)告

5 熱軋廠使用情況

在找不到楔形軸和活塞桿本身質(zhì)量問題后，特意聯(lián)系熱軋廠設(shè)備負(fù)責(zé)人了解到，該熱軋廠因生產(chǎn)需求，卷取鋼種增加了多種高強(qiáng)度合金鋼，特將油缸壓力提高到16MPa。

計(jì)算得出油缸拉力Q=1503.432kN。

對楔形軸和活塞桿強(qiáng)度分析得出最大應(yīng)力σmax=552.35MPa。

計(jì)算得出楔形軸和活塞桿壽命：

N=30200，N/N周=0.755個(gè)。

圖8 楔形軸等效應(yīng)力云圖

通過上述數(shù)據(jù)可以看出，在不更改設(shè)計(jì)的前提下，油缸壓力提高到16MPa后，楔形軸最大應(yīng)力從448.79MPa增加到552.35MPa，楔形軸使用周期從4.9個(gè)周期降低到0.755個(gè)周期。活塞桿計(jì)算結(jié)果一樣。

6 結(jié)語

由上述分析得出，造成楔形軸和活塞桿頻繁斷裂的原因是該熱軋鋼廠因生產(chǎn)需求，提高了油缸壓力，計(jì)算得出油缸壓力提高到16MPa，楔形軸和活塞桿使用壽命不足一個(gè)周期。在不更改設(shè)計(jì)的前提下，不要提高油缸工作壓力，盲目提高嚴(yán)重縮短楔形軸和活塞桿壽命，延長卷筒維修保養(yǎng)周期，降低生產(chǎn)效率。假如有需求，可以找設(shè)計(jì)單位優(yōu)化設(shè)計(jì)，這里給出幾個(gè)建議：

（1）楔形軸和活塞桿選用材料性能更高的材料，比如40CrNiMo。

（2）優(yōu)化楔形軸和活塞桿應(yīng)力集中部位的結(jié)構(gòu)，針對不同熱軋鋼廠使用情況給出相應(yīng)的優(yōu)化結(jié)構(gòu)。

（3）重新定制大張力卷取機(jī)卷筒。