軋機(jī)卷取機(jī)卷筒花鍵套的失效分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)

呂曉兵，葉乃威

(寧波寶新不銹鋼有限公司，浙江 寧波 315807)

1 前言

多輥(12輥和20輥)軋機(jī)由于其獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)，在全世界范圍內(nèi)冷軋不銹帶鋼生產(chǎn)中被廣泛應(yīng)用。卷取機(jī)是軋機(jī)中最重要的組成設(shè)備，具有強(qiáng)度高、張力大、運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定等特點(diǎn)?；ㄦI套在卷取機(jī)中的功能主要是傳遞卷取扭矩并允許卷筒芯軸在套內(nèi)做軸向運(yùn)動(dòng)。在大張力、大力矩的作用下不同結(jié)構(gòu)的花鍵套失效形式也有所差異。

2 花鍵套結(jié)構(gòu)和失效形式

某不銹鋼冷軋帶鋼廠同時(shí)擁有十二輥軋機(jī)、森吉米爾軋機(jī)和四立柱20輥軋機(jī)等3類多輥可逆式不銹鋼冷軋機(jī)，每臺(tái)軋機(jī)配2臺(tái)卷取機(jī)。三類軋機(jī)的卷取機(jī)都采用花鍵套傳遞扭矩，但花鍵套的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)和材料不同，因此出現(xiàn)了不同程度的損傷及失效。

2.1 十二輥軋機(jī)花鍵結(jié)構(gòu)和失效形式

十二輥軋機(jī)卷取機(jī)的花鍵部分直接在齒輪空心軸內(nèi)孔中加工成形，因此，齒輪軸即為花鍵套，內(nèi)、外花鍵材質(zhì)均為鋼材質(zhì)。這類結(jié)構(gòu)花鍵套的優(yōu)點(diǎn)是花鍵強(qiáng)度高，不需要承受軸向力，只傳遞扭矩。最大的缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造加工困難，成本高。鋼質(zhì)花鍵與同為鋼質(zhì)的卷取機(jī)芯軸上的花鍵構(gòu)成運(yùn)動(dòng)副導(dǎo)致鋼與鋼摩擦，如果潤(rùn)滑不良非常容易造成兩敗俱傷的情況且一旦失效，難以修復(fù)，損失巨大。從軋機(jī)運(yùn)行10余年的情況看，鋼質(zhì)花鍵的失效形式主要是齒形磨損減薄和齒面點(diǎn)蝕，如圖1所示。

圖1 鋼質(zhì)花鍵齒點(diǎn)蝕(左)、減薄(右)

2.2 二十輥軋機(jī)花鍵套結(jié)構(gòu)和失效形式

森吉米爾和四立柱二十輥軋機(jī)卷取機(jī)的花鍵結(jié)構(gòu)均為單獨(dú)花鍵套形式，安裝在齒輪空心軸內(nèi)，其端部通過(guò)螺栓與空心軸聯(lián)接。花鍵套的材質(zhì)有所不同，森吉米爾軋機(jī)的花鍵套為鋼質(zhì)，也與同為鋼質(zhì)的卷取機(jī)芯軸上的花鍵構(gòu)成運(yùn)動(dòng)副導(dǎo)致鋼與鋼摩擦。四立柱二十輥軋機(jī)的花鍵套材質(zhì)為銅，其結(jié)構(gòu)如圖2所示。獨(dú)立結(jié)構(gòu)花鍵套的最大優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)較為簡(jiǎn)單，制造容易，成本較低，檢修更換相對(duì)前一種形式容易些。鋼質(zhì)花鍵套失效形式與12輥軋機(jī)花鍵套基本相同，銅質(zhì)花鍵套失效的形式則主要是本體斷裂，如圖3所示。圖3中光亮部分為突發(fā)斷裂，灰暗部分為突發(fā)斷裂前就已出現(xiàn)的疲勞斷口。銅花鍵套的主要優(yōu)點(diǎn)是耐磨性能好，運(yùn)行了7年左右花鍵部分基本完好無(wú)損。

圖2 卷筒結(jié)構(gòu)圖

3 銅花鍵套主要參數(shù)及受力分析

四立柱二十輥單機(jī)架可逆式軋機(jī)，由德國(guó)SUNDWIG公司設(shè)計(jì)制造。該軋機(jī)主要設(shè)備有本體及左、右大張力卷取機(jī)組成，其主要技術(shù)參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 四立柱20輥軋機(jī)及卷取機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

該軋機(jī)卷取機(jī)電機(jī)功率為4 250 kW，軋制生產(chǎn)時(shí)的最大速度為800 m/min，產(chǎn)生的帶鋼最大張力可達(dá)到5.7×105N。

卷取帶鋼時(shí)電機(jī)輸出的扭矩是通過(guò)固定在減速齒輪箱末級(jí)齒輪空心軸上的花鍵套內(nèi)花鍵齒與卷筒芯軸中部的外花鍵齒的嚙合來(lái)傳遞給卷筒的。芯軸的傳動(dòng)側(cè)端部安裝了卷筒漲縮液壓缸的活塞，液壓缸缸體本身則安裝在空心軸端部。當(dāng)液壓缸活塞動(dòng)作時(shí)推動(dòng)芯軸使其可在花鍵套內(nèi)做軸向移動(dòng)以使卷筒上扇形板膨漲或收縮。

花鍵套的原設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)如圖4所示，三維視圖如圖5所示。卷筒芯軸材料為30CrNiMo8V，調(diào)質(zhì)處理后機(jī)械強(qiáng)度為900～1 050 N/mm2。為了保護(hù)卷筒芯軸的外花鍵齒，同時(shí)減少花鍵嚙合部位的摩擦力，花鍵套采用整體黃銅制造，材料牌號(hào)為CuZn34Mn3Al1Fe1－C，砂型鑄造，σ0.2=250 MPa，σb=600 MPa?；ㄦI套最大外徑670 mm，長(zhǎng)度達(dá)500 mm，屬于高價(jià)值重負(fù)荷重要部件。

在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中，花鍵套的花鍵部分需要傳遞扭矩，法蘭側(cè)則要承受卷筒漲縮缸產(chǎn)生的巨大軸向拉力并在花鍵套法蘭根部產(chǎn)生彎矩。銅材質(zhì)的結(jié)構(gòu)件在此復(fù)合應(yīng)力的頻繁作用下，非常容易疲勞，最終會(huì)在法蘭根部產(chǎn)生裂紋而被拉裂。該花鍵套自軋機(jī)投產(chǎn)后實(shí)際工作時(shí)間僅680天即出現(xiàn)了法蘭開(kāi)裂或斷裂情況(見(jiàn)圖3)，而拆卸檢查、檢修或更換花鍵套又非常費(fèi)力費(fèi)時(shí)，嚴(yán)重影響軋機(jī)生產(chǎn)。

因此，如何提高花鍵套的強(qiáng)度，同時(shí)又必須保證其耐磨性能及對(duì)卷筒芯軸的保護(hù)，提高使用壽命，成為其整體優(yōu)化改進(jìn)的目標(biāo)。在進(jìn)行改進(jìn)的同時(shí)既要考慮其原有優(yōu)點(diǎn)，即對(duì)卷筒芯軸的良好保護(hù)，又必須考慮提高其抗拉、抗剪的強(qiáng)度。

3.1 花鍵套與卷筒芯軸和扇形板的相互關(guān)系及受力情況

花鍵套、卷筒芯軸和扇形板關(guān)系如圖6所示?；ㄦI套安裝在卷取機(jī)齒輪箱末級(jí)大齒輪空心軸內(nèi)，端部帶孔的大法蘭采用6個(gè)M30的高強(qiáng)度螺栓和4塊150 mm×100 mm×100 mm的平鍵與空心軸端部聯(lián)接。這樣，卷取機(jī)電機(jī)的扭矩通過(guò)齒輪箱末級(jí)大齒輪傳遞給空心軸，再通過(guò)螺栓和平鍵傳遞給花鍵套，最后再通過(guò)花鍵套花鍵本身傳遞到卷筒芯軸進(jìn)行帶鋼卷取。因此，花鍵套主要承受的力是軸向拉伸力和扭矩。主要受扭力部位為花鍵、螺孔及平鍵槽?；ㄦI套法蘭部分承受的軸向力主要是在卷筒脹縮時(shí)，利用法蘭限制扇形塊做軸向移動(dòng)所產(chǎn)生的拉力或壓力，特別是要承受扇形板收縮時(shí)產(chǎn)生巨大的拉力及該拉力在法蘭根部產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力。因此花鍵套的薄弱部位位于法蘭根部。卷取機(jī)正常工作時(shí)，卷筒脹縮油缸的最大軸向可輸出力為7 000 kN，最大扭矩可達(dá)5.1×105N·m。

圖6 花鍵套、芯軸和扇形板的相互關(guān)系

按照卷取機(jī)的工作原理，卷取機(jī)的最大扭矩和最大軸向力不在同一時(shí)刻出現(xiàn)。比較直觀地分析，最大軸向力輸出時(shí)，卷取速度為零。此時(shí)無(wú)扭矩輸出，因此對(duì)花鍵套強(qiáng)度影響的主要力是軸向力。而在卷取機(jī)啟動(dòng)時(shí)，其輸出扭矩則是最大的。

3.2 受力過(guò)程分析

由圖7可知(圖中1為卷筒芯軸斜面，2為扇形板斜面)，在正常情況下，在卷取結(jié)束后卷筒收縮時(shí)，只要芯軸上斜面與扇形板相應(yīng)斜面之間潤(rùn)滑良好，當(dāng)芯軸向操作側(cè)移動(dòng)時(shí)在其斜面上“T”型鍵的帶動(dòng)下扇形板應(yīng)順利收縮。此時(shí)，花鍵套端部法蘭受力也較小。但事實(shí)上，因?yàn)樾据S與扇形板之間存在多個(gè)斜面接觸面，且由于卷取機(jī)的連續(xù)長(zhǎng)時(shí)間大張力運(yùn)行以及卷取帶鋼過(guò)程中軋制帶鋼時(shí)產(chǎn)生的熱量也由帶鋼傳遞到卷筒上而導(dǎo)致卷筒溫度非常高，使扇形板斜面上的潤(rùn)滑油脂非常容易老化或劣化甚至被擠出斜面使斜面缺少潤(rùn)滑，最終導(dǎo)致該運(yùn)動(dòng)副的潤(rùn)滑無(wú)法得到完全保證。因此，兩者之間隨時(shí)都可能發(fā)生局部干摩擦，使扇形板不能隨芯軸移動(dòng)而順利收縮。嚴(yán)重時(shí)，扇形板與芯軸粘在一起被強(qiáng)制帶動(dòng)隨芯軸向操作側(cè)移動(dòng)。由圖6可知，由于在花鍵套法蘭與扇形板之間的限位塊作用下限制了四塊扇形板向操作側(cè)做軸向移動(dòng)，因此，芯軸的巨大軸向力就通過(guò)限位塊傳遞給花鍵套法蘭使花鍵套受軸向拉力作用。

在臨界狀態(tài)下，即扇形板與芯軸之間潤(rùn)滑良好時(shí)，只要滿足條件μ≤tgα，花鍵套承受的軸向拉力F就應(yīng)該為零。如圖7受力分析圖所示，F(xiàn)與卷筒徑向壓力等有如式1所表達(dá)的平衡關(guān)系。一般情況下，四棱錐卷筒芯軸斜面設(shè)計(jì)傾角α＞7.5度，以避免自鎖。對(duì)于本卷筒芯軸斜面傾角 α =8°±20″。

圖7 卷筒芯軸及扇形塊受力

式中，F(xiàn)為軸向拉力(由卷筒漲縮液壓缸產(chǎn)生);μ為斜面間摩擦系數(shù)，α為斜面傾角，P為鋼卷對(duì)卷筒的徑向壓力。

此時(shí)卷筒及扇形塊整體受最大徑向壓力為

式中，q為單位徑向壓力;B為帶鋼寬度;L為鋼卷外圈周長(zhǎng)。q可由下式得到［1］:

根據(jù)本文所涉軋機(jī)的實(shí)際工況:壓力系數(shù)K=0.24;單位張力σ0=200 N/mm2;帶鋼層間摩擦系數(shù)f=0.12;卷取結(jié)束時(shí)鋼卷外半徑Rmax=1 050 mm;卷筒外半徑rmin=305 mm。計(jì)算得q=50 MPa;P0=4.02×108N。

根據(jù)有關(guān)資料，干摩擦條件下可取摩擦系數(shù)μ＞0.15［2］，本例中實(shí)際工況為局部干摩擦，因此取值μ=0.145。由上面各式可得，此時(shí)花鍵套法蘭承受的理論軸向力為F=1.97×106N，如果芯軸與扇形板兩者斜面之間出現(xiàn)咬死情況時(shí)，其軸向力將達(dá)到油缸的最大輸出力7×106N。

4 花鍵套失效分析

4.1 結(jié)構(gòu)建模

用solidworks三維實(shí)體軟件對(duì)花鍵套進(jìn)行建模仿真，Solidworks軟件在實(shí)體建模方面有簡(jiǎn)單、實(shí)用等優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)它又具有有限元分析計(jì)算的能力，利用軟件自帶的有限元工具進(jìn)行有限元分析，對(duì)原結(jié)構(gòu)進(jìn)行必要的強(qiáng)度和安全性分析。

為使模型盡可能真實(shí)地接近實(shí)物，在建模時(shí)按照零件圖按1∶1的比例在計(jì)算機(jī)中進(jìn)行模型轉(zhuǎn)換，但為了減少計(jì)算機(jī)不必要的計(jì)算過(guò)程，對(duì)某些不影響分析結(jié)果的局部結(jié)構(gòu)作了適當(dāng)簡(jiǎn)化。

4.2 有限元分析

有限元分析法將實(shí)際結(jié)構(gòu)通過(guò)離散化形成單元網(wǎng)格，每個(gè)單元具有簡(jiǎn)單形態(tài)并通過(guò)節(jié)點(diǎn)相連，每個(gè)單元上的未知量就是節(jié)點(diǎn)的位移。將這些單個(gè)單元的剛度矩陣相互組合起來(lái)形成整個(gè)模型的總體剛度矩陣，并給予已知力和邊界條件求解該剛度矩陣，從而得出未知位移，通過(guò)節(jié)點(diǎn)上位移的變化計(jì)算出每個(gè)單元的應(yīng)力。

對(duì)模型進(jìn)行有限元分析時(shí)，首先要對(duì)其施加夾具進(jìn)行定位，并應(yīng)用材料(黃銅)和施加載荷。根據(jù)實(shí)物安裝形式，定義花鍵套大法蘭部分為固定點(diǎn)，軸向載荷則施加在前端法蘭部位，大小為1.97×106N，花鍵套自身重量忽略不計(jì)。對(duì)模型以一定精確程度對(duì)花鍵套進(jìn)行網(wǎng)格劃分并運(yùn)算，以利于清楚地顯示各節(jié)點(diǎn)應(yīng)力應(yīng)變狀況，本次計(jì)算將模型劃分為22299個(gè)網(wǎng)格單元、39508個(gè)節(jié)點(diǎn)。經(jīng)過(guò)多次迭代運(yùn)算出各部分應(yīng)力分布情況，模型應(yīng)力分布如圖8。由圖可見(jiàn)，該花鍵套的應(yīng)力集中點(diǎn)處于法蘭根部斷面上。

圖8 花鍵套應(yīng)力分布圖

在該斷面上取值發(fā)現(xiàn)，最大應(yīng)力達(dá)到288 MPa，以該材質(zhì)銅的抗拉強(qiáng)度為250 MPa計(jì)，最小安全系數(shù)僅為0.83，最大安全系數(shù)為2.5，變形時(shí)法蘭端面發(fā)生最大位移量0.5 mm?？梢?jiàn)該構(gòu)件的安全性偏低，設(shè)計(jì)上對(duì)工況過(guò)于理想化為潤(rùn)滑完全良好，因此強(qiáng)度富余量不足;按理想工況計(jì)算，最小安全系數(shù)均應(yīng)在2.0以上。

5 結(jié)構(gòu)改進(jìn)及驗(yàn)證

5.1 優(yōu)化結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

從上述分析計(jì)算及該花鍵套法蘭斷裂而花鍵本身狀況良好的失效現(xiàn)象可知，要提高花鍵套結(jié)構(gòu)的整體強(qiáng)度，必須提高法蘭部位的承載能力。由于與圖8組合式花鍵結(jié)構(gòu)花鍵套相關(guān)的卷筒其他部件或零件尺寸已不能改變，因此不能通過(guò)增加法蘭尺寸來(lái)提高承載能力，而只能通過(guò)提高花鍵套部件材質(zhì)強(qiáng)度來(lái)提高花鍵套的強(qiáng)度和壽命。但對(duì)于銅材料本身已經(jīng)無(wú)法再提高其抗拉強(qiáng)度。從原始設(shè)計(jì)思路上，該花鍵套部件設(shè)計(jì)為銅的目的是傳遞扭矩的同時(shí)還要允許卷筒芯軸在其孔內(nèi)做軸向滑動(dòng)。同時(shí)也是為了保護(hù)卷筒芯軸上的花鍵。因此該花鍵套被設(shè)計(jì)為銅件，理論上應(yīng)承受較小的軸向拉力。所以，在優(yōu)化改進(jìn)的思路上考慮了如何減輕或消除銅花鍵套本身的軸向力以及不改變其所有相關(guān)安裝尺寸?？紤]到花鍵套與齒輪空心軸聯(lián)接的帶孔法蘭有足夠的厚度，因此提出了將整體花鍵套在帶孔法蘭處分為前后剖分式結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。剖分式結(jié)構(gòu)的前部法蘭材質(zhì)使用高強(qiáng)度合金鋼，使其抗拉強(qiáng)度達(dá)到724 MPa，后部仍采用原銅材料結(jié)構(gòu)。前后兩者之間通過(guò)圓柱面和定位銷進(jìn)行定位，組合成功能與原設(shè)計(jì)花鍵套相同的組合式花鍵套，如圖9所示。

圖9 組合式花鍵套

5.2 改進(jìn)后的安全系數(shù)

采用此優(yōu)化改進(jìn)的結(jié)構(gòu)后，原銅花鍵套帶孔法蘭剩余部分被壓裝在前部鋼法蘭和齒輪空心軸端面之間，使銅花鍵部分只傳遞扭矩，在卷筒收縮時(shí)銅部件基本不受軸向力。而原由銅花鍵套法蘭承受的軸向拉力則由鋼法蘭承受了。用上述同樣分析方法對(duì)此組合式花鍵套進(jìn)行有限元分析，應(yīng)力集中區(qū)域發(fā)生在鋼制法蘭根部，其最小安全系數(shù)達(dá)到了2.0，變形時(shí)法蘭端面最大位移量為0.25 mm，法蘭內(nèi)孔面最大位移量(即直徑減小)為0.07 mm。由此可見(jiàn)，該組合式花鍵套的安全性首先在理論上已經(jīng)得到保證。并且在卷取機(jī)上應(yīng)用了一年半，實(shí)踐驗(yàn)證徹底解決了原花鍵套設(shè)計(jì)存在的問(wèn)題。

6 結(jié)論

(1)由于多種原因銅花鍵套在實(shí)際運(yùn)行中承受了拉應(yīng)力，與材料的承載能力不相符，致使斷裂失效、壽命縮短。

(2)利用有限元分析方法對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行離散化解析，為結(jié)構(gòu)的失效原因分析和改進(jìn)提供了必要的理論支撐。

(3)將花鍵套設(shè)計(jì)成組合式結(jié)構(gòu)，直接承受拉力和彎曲應(yīng)力的部位更改材質(zhì)為高強(qiáng)度合金鋼，傳遞力矩的花鍵套部分仍使用銅，部件功能完全相同，但受力情況和強(qiáng)度得到顯著提高。經(jīng)過(guò)1年多的實(shí)際運(yùn)行檢驗(yàn)，證明新設(shè)計(jì)花鍵套是可行的，徹底解決了原設(shè)計(jì)存在的問(wèn)題。

［1］ 鄒家祥．軋鋼機(jī)械［M］．北京:冶金工業(yè)出版社，1995．

［2］ 機(jī)械工程師手冊(cè)(第二版)編輯委員會(huì)．機(jī)械工程師手冊(cè)2版［M］．北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2000．