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，金相組織為回火索氏體，符合要求。本文從核算原始設(shè)計、實(shí)驗分析、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)拉動楔形軸，楔形軸上的四棱錐面推動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，帶動連桿引導(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

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)計時，一般可以按下列公式進(jìn)行初步計算：

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的計算

關(guān)于帶卷對卷筒徑向壓力P的計算公式有很多，比較著名的有英格利斯公式、周國盈公式、武漢鋼鐵設(shè)計研究院主編的《板帶車間機(jī)械設(shè)備設(shè)計》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，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》一書推薦的公式考慮了卷筒自動縮徑，比較接近卷筒實(shí)際工作情況，我們用這個公式核算：

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）計算帶卷對每塊扇形板的等效壓力

（4）油缸拉力計算

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，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，受鋼卷反向拉力完成縮小，楔形軸所受應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，N0次循環(huán)時的疲勞極限應(yīng)力記為σ-1，查極限應(yīng)力經(jīng)驗計算式表，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，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，計算出材料2Cr13在指定存活率為R=99.9%時，脈動循環(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下試驗得來的；m為指數(shù)，對于鋼，拉應(yīng)力時m=9。

楔形軸每個工作周期內(nèi)受到循環(huán)載荷作用次數(shù)

由上面計算可以看出，楔形軸在最大應(yīng)力σmax=448.79MPa作用下，最大壽命為4.9個周期，符合設(shè)計要求?；钊麠U計算結(jié)果一樣。

4 實(shí)驗分析

在確定材料非金屬夾雜物符合標(biāo)準(zhǔn)、設(shè)計結(jié)構(gòu)符合設(shè)計要求的前提下，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)計手冊，符合材料2Cr13的材料成分。

表1 材質(zhì)分析報告

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)計要求。

表2 機(jī)械性能試驗報告

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。

計算得出楔形軸和活塞桿壽命：

N=30200，N/N周=0.755個。

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個周期降低到0.755個周期?；钊麠U計算結(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周期。在不更改設(shè)計的前提下，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)計單位優(yōu)化設(shè)計，這里給出幾個建議：

（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。