帶鋼清洗機(jī)組橫梁斜楔式卷取機(jī)卷筒的改造設(shè)計(jì)與計(jì)算

胡世標(biāo)

（湖南科美達(dá)重工有限公司，湖南 岳陽 414000）

臺(tái)灣某鋼鐵公司冷軋廠清洗機(jī)組原為國際某冶金設(shè)備工程公司供貨，其卷取機(jī)卷筒結(jié)構(gòu)形式為三棱錐橫梁斜楔式。因卷筒鋼卷板形和鋼卷內(nèi)圈折痕問題，要求在原設(shè)備基礎(chǔ)上對(duì)卷筒進(jìn)行改造設(shè)計(jì)，要求增加卷筒強(qiáng)度及漲縮靈活性，同時(shí)確保卷取機(jī)傳動(dòng)和連接部分與原卷筒具有可更換性。

根據(jù)原在線卷筒的卷取張力，以及帶鋼厚度、帶鋼寬度，推導(dǎo)出卷筒徑向壓力、軸向斜楔所受的推力，設(shè)計(jì)出脹縮油缸缸徑。保證新設(shè)計(jì)卷筒的脹縮油缸所產(chǎn)生的推力可以滿足卷取的需要，避免大張力卷取時(shí)造成帶鋼在卷取過程中出現(xiàn)塌卷現(xiàn)象。

1 技術(shù)參數(shù)

帶 鋼厚度：0．15～3．0mm；帶 鋼寬度：600～1600 mm；鋼卷內(nèi)徑：ф508mm；

鋼卷外徑：ф1600mm；卷取張力：T=34kN；脹縮油缸工作壓力：14MPa。

2 卷筒直徑確定和結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

對(duì)于冷軋帶鋼卷取機(jī)卷筒直徑的選擇一般以卷取過程中內(nèi)層帶鋼不產(chǎn)生塑性變形為設(shè)計(jì)原則，由于受卷筒強(qiáng)度和生產(chǎn)工序互相銜接的限制，卷筒直徑不宜過小或過大。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)方法：D=（150～200）hmax=450～600mm（hmax帶鋼最大厚度），取卷筒常用的規(guī)格：φ508mm。

根據(jù)卷筒工藝要求，選用四棱錐封閉斜楔式卷筒（圖1）。該卷筒由主軸、拉桿、扇形板、徑向斜楔、軸向斜楔、脹縮油缸等組成，通過拉桿帶動(dòng)軸向斜楔沿卷筒主軸軸向移動(dòng)，通過徑向斜楔與扇形板之間的連鎖斜面的相對(duì)滑動(dòng)，使得卷筒直徑上產(chǎn)生脹縮，并依靠彈簧使扇形板復(fù)位。卷筒的扇形板除兩翼由徑向斜楔支持外，中部還有橫梁支承，因而剛度比較大。但由于斜楔都裝在主軸上，減少了主軸的有效截面積，對(duì)主軸的剛度有所影響，此外，扇形板與徑向斜楔有兩個(gè)配合面要求嚴(yán)格協(xié)調(diào)，加工比較復(fù)雜。

圖1 四棱錐斜楔式卷筒

3 卷筒徑向壓力計(jì)算

卷筒的徑向壓力根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：

式中，σ0——單位張力，；T——卷取最大張力；H——帶材最大厚度；B——帶材最大寬度。

式中，Rc——帶鋼最大卷取半徑(Rc=D/2=800 mm)；r2——卷筒外半徑(r2=254mm)；f1——帶鋼層間磨擦系數(shù)(f1=0．1)；K——卷筒壓力系數(shù)。

式中，C為卷筒剛性參數(shù)，取C=1．6。

卷筒的徑向壓力：

4 脹縮油缸平衡力計(jì)算

（1）帶卷對(duì)每塊扇形板的壓力可用等效力P（圖2）表示：

圖2 扇形板受力圖

（2）徑向斜楔承受兩側(cè)扇形板的合力P＇。

（3）徑向斜楔錐面反力N。

根據(jù)(圖3）徑向斜楔的受力分析列出平衡方程式為：

圖3 徑向斜楔受力簡圖

圖4 軸向斜楔受力簡圖

式中，S——徑向斜楔左端所受的壓力；N——斜面上的正壓力；f2——滑動(dòng)摩擦系數(shù)，取f2=0．1；α——棱錐角，α=22o。

解方程式，得：

軸向斜楔平衡力Q(圖4）所示：卷取時(shí)，軸向斜楔的平衡力方程式為：

四塊軸向斜楔受到的推力為：

5 脹縮油缸缸徑確定

脹縮油缸脹緊力與卷筒脹縮所需的力的關(guān)系為：

式中，D0——脹縮油缸缸徑，d——活塞桿直徑，p1——脹縮油缸工作壓力。

活塞桿直徑取120mm，則脹縮油缸缸徑D0≥242mm，故脹縮油缸缸徑可取D0=245mm。

6 彈簧計(jì)算

因卷筒結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，每塊扇形板上裝配了十個(gè)復(fù)位圓柱螺旋彈簧，每塊扇形板重量為283kg，卷筒脹縮范圍40mm(φ468mm～φ508mm)。彈簧根據(jù)卷筒扇形板結(jié)構(gòu)設(shè)定d1=4．5mm（鋼絲直徑），D1=28（彈簧中直徑），彈簧的最小工作載荷下的高度和最大工作載荷下的高度必須滿足扇形板的結(jié)構(gòu)要求，同時(shí)要求最少最小工作載荷P1＞G/10，（G為每塊扇形板重量），選定為310N。

式中，G——材料的彈性模量（彈簧材料選取60Si2MnA ，G=78．5Gpa）；n——彈簧有效圈數(shù)。

彈簧的最大工作載荷：Pn=P1+P”×△H（△H為彈簧的壓縮量為20mm）

=310+24×20=790N。

彈簧的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)圖（見圖5）。

圖5 彈簧的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)圖

（1）穩(wěn)定性驗(yàn)算（兩端固定）。根據(jù)手冊(cè)兩端固定的彈簧細(xì)長比b＜5．3，則滿足彈簧制造和使用的穩(wěn)定性。

（2）疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算（作用次數(shù)＞103）。當(dāng)彈簧受變負(fù)荷作用次數(shù)＞103，應(yīng)進(jìn)行疲勞強(qiáng)度的驗(yàn)算。

式 中，s—— 許 用 安 全 系 數(shù)， 取 s=1．3～1．7；τmax——最大工作載荷所產(chǎn)生的最大切應(yīng)力，

式中，K1為曲度系數(shù)。

式中，C1為旋繞比。

式中，τmin——最小工作載荷所產(chǎn)生的最小切應(yīng)力。

式中，τ0——彈簧材料的脈動(dòng)循環(huán)剪切疲勞極限。

對(duì)優(yōu)質(zhì)鋼絲，變載荷作用次數(shù)＞104。

τ0取0．45σb，（σb為材料的抗拉強(qiáng)度）。

經(jīng)上述計(jì)算彈簧滿足強(qiáng)度驗(yàn)算要求。

7 結(jié)語

該卷筒在空載高速度運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)因離心力作用要求加安全箍，以防設(shè)備事故發(fā)生。在用戶現(xiàn)場(chǎng)上機(jī)后使用數(shù)年效果良好，鋼卷內(nèi)圈消除了折痕現(xiàn)象，滿足了用戶的要求，證明改造是成功的。該卷筒還可以增設(shè)橡膠套筒，卷取φ610mm鋼卷。