熱軋卷取機(jī)卷筒芯軸的設(shè)計(jì)與分析

（湖南科美達(dá)電氣股份有限公司，湖南岳陽(yáng) 414000）

0.引言

以1700連桿柱塞式熱軋卷取機(jī)卷筒為對(duì)象，該結(jié)構(gòu)形式是國(guó)內(nèi)外最最常用的結(jié)構(gòu)，其工作原理由芯軸在脹縮油缸的拉動(dòng)下，芯軸上的四棱錐面通過柱塞頂開扇形板，使卷筒脹開，從而開始卷取工作[1]，反之，芯軸在脹縮油缸的推動(dòng)下，使卷筒縮小，芯軸頭部與油缸活塞桿通過哈弗接手連接，在實(shí)際使用過程中往往芯軸頭部出現(xiàn)斷裂或出現(xiàn)裂紋，芯軸的斷裂會(huì)使整個(gè)卷筒無法正常工作而停機(jī)，所以芯軸是十分重要的，設(shè)計(jì)中需充分注意，保證其強(qiáng)度和剛度。

造成芯軸出現(xiàn)上述問題的原因主要有以下幾點(diǎn)：

（1）芯軸頭部圓弧特征處沒有光滑過渡或是光潔度沒有達(dá)到要求，導(dǎo)致應(yīng)力集中而出現(xiàn)裂紋或斷裂。（2）卷筒脹縮油缸的工作壓力在13MPa左右，一般不允許長(zhǎng)時(shí)間高于18MPa，如果因卷高強(qiáng)度鋼等特殊原因須將工作壓力調(diào)高至18MPa甚至20MPa，則有拉斷活塞桿頭或卷筒芯軸頭部的風(fēng)險(xiǎn)。（3）由于芯軸材料屬于鍛造合金鋼，在鍛造后可能存在一定的內(nèi)部鍛造缺陷沒有發(fā)現(xiàn)而導(dǎo)致芯軸性能下降出現(xiàn)問題。（4）芯軸結(jié)構(gòu)特征的區(qū)別，見圖1、圖2。

圖1 結(jié)構(gòu)1

圖2 結(jié)構(gòu)2

下面將針對(duì)芯軸進(jìn)行靜應(yīng)力強(qiáng)度分析和疲勞強(qiáng)度分析。

1.靜應(yīng)力強(qiáng)度計(jì)算

在靜應(yīng)力時(shí)工作的零件，其強(qiáng)度失效將是塑性變形或斷裂，并通過下面兩種方法來判斷零件的強(qiáng)度[2]。

方法一：通過判斷危險(xiǎn)截面的最大應(yīng)力是否小于或等于許用應(yīng)力[2]。方法二：通過判斷危險(xiǎn)截面的實(shí)際安全系數(shù)是否大于或等于許用安全系數(shù)[2]。

簡(jiǎn)化模型，減少計(jì)算量，忽略其他因素，按照不發(fā)生塑性變形的條件進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算[2]，已知脹縮油缸型缸徑為φ390mm，桿徑直徑180mm，正常工作壓力13MPa，芯軸材料為2Cr13鍛件，許用應(yīng)力[σ]=184MPa，許用安全系數(shù)[S]=2.5～3[3]（計(jì)算忽略一些因素，將許用安全系數(shù)進(jìn)行適量增大），調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度σb=800MPa～950MPa，屈服強(qiáng)度σs≥ 550MPa，結(jié)構(gòu)1最小截面處φ130mm(圖1所示)，結(jié)構(gòu)2最小截面處φ120mm（圖2所示），計(jì)算如下：

根據(jù)本計(jì)算，當(dāng)脹縮油缸工作壓力由13MPa上升至20MPa時(shí)，靜應(yīng)力和安全系數(shù)也均能滿足，所以危險(xiǎn)截面靜應(yīng)力分析滿足需求。

2.疲勞強(qiáng)度計(jì)算

在變應(yīng)力時(shí)工作的零件，其強(qiáng)度失效將是疲勞斷裂[2]。簡(jiǎn)化模型，減少計(jì)算量，忽略其他因素，單獨(dú)使用安全系數(shù)校核的方法來驗(yàn)證芯軸的疲勞強(qiáng)度，芯軸頭部受脈動(dòng)循環(huán)拉力F=0N-1220kN（最小循環(huán)拉力假設(shè)為0），r=常數(shù)，材料2Cr13，調(diào)質(zhì)處理240HB-280HB，屈服強(qiáng)度σs≥550MPa，抗拉強(qiáng)度σb=800MPa～950MPa，計(jì)算如下：

查手冊(cè)得出疲勞理論系數(shù)，見表1[2]。

表1 疲勞理論系數(shù)

本次按照1700熱軋卷取機(jī)作為輸入?yún)?shù)進(jìn)行計(jì)算，按照當(dāng)期卷鋼量達(dá)產(chǎn)100萬噸作為周期指標(biāo)，一般芯軸質(zhì)保3個(gè)周期，往往芯軸頭部出現(xiàn)裂紋也是在3周期以后，按照平均每卷鋼卷20t來計(jì)算。

同理，當(dāng)工作壓力上升至15MPa甚至20MPa時(shí)，不同周期數(shù)經(jīng)過計(jì)算得出周期—安全系數(shù)，見表2。

表2 周期—安全系數(shù)

從表2可以推導(dǎo)出：13MPa時(shí)，疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)Sσ＞[S]=2.5～3，15MPa時(shí)，疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)Sσ≈[S]，20MPa時(shí)，疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)Sσ＜[S]，并且安全系數(shù)隨著芯軸使用周期的變大而變小，安全系數(shù)隨著脹縮油缸的工作壓力變大而變小，安全系數(shù)隨著應(yīng)力集中系數(shù)的變大而變小。

3.有限元分析

將芯軸頭部?jī)煞N結(jié)構(gòu)用三維Creo簡(jiǎn)化建模并導(dǎo)入ansys workbench19.0中，設(shè)置材料2Cr13，彈性模量216GPa，泊松比0.28，材料密度7770kg/m3，油缸工作壓力13MPa，然后觀察兩種結(jié)構(gòu)的應(yīng)力云圖，見圖3和圖5。

從圖3、圖4、圖5、圖6應(yīng)力云圖可以得出，圖3所示結(jié)構(gòu)1芯軸頭部應(yīng)力主要集中在圓角R5處，最大應(yīng)力440MPa；圖4所示結(jié)構(gòu)1芯軸頭部危險(xiǎn)截面應(yīng)力云圖，平均應(yīng)力100.1MPa；圖5所示結(jié)構(gòu)2芯軸頭部應(yīng)力主要集中在R15處，最大應(yīng)力281MPa；圖6所示結(jié)構(gòu)2芯軸頭部危險(xiǎn)截面應(yīng)力云圖，平均應(yīng)力97.3MPa；從靜強(qiáng)度有限元分析驗(yàn)證表3平均應(yīng)力均小于許用應(yīng)力值，且結(jié)構(gòu)2優(yōu)于結(jié)構(gòu)1。

圖3 結(jié)構(gòu)1應(yīng)力云圖

圖4 結(jié)構(gòu)1危險(xiǎn)截面應(yīng)力云圖

圖5 結(jié)構(gòu)2應(yīng)力云圖

圖6 結(jié)構(gòu)2危險(xiǎn)截面應(yīng)力云圖

表3 平均應(yīng)力

4.結(jié)語(yǔ)

由于卷取機(jī)卷筒在實(shí)際生產(chǎn)過程中工況惡劣，受力復(fù)雜，所以本文通過簡(jiǎn)化模型在理想狀態(tài)下進(jìn)行上述計(jì)算，其計(jì)算結(jié)果通過一定的規(guī)律可以發(fā)現(xiàn)，為了保證芯軸最大化使用壽命必須在額定的工作壓力下進(jìn)行卷筒脹縮，不得長(zhǎng)時(shí)間超過13MPa工作壓力進(jìn)行工作，芯軸使用滿3個(gè)周期后必須對(duì)危險(xiǎn)薄弱區(qū)域進(jìn)行無損探傷，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)盡可能的將過渡圓角增加并且拋光處理，降低其應(yīng)力集中的危險(xiǎn)，以上為芯軸設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供了可靠依據(jù)。