冷軋薄板平整生產線卷取機設計研究

張振營，郭利華，嚴裕寧

(中冶南方工程技術有限公司，湖北 武漢 430223)

0 前言

冷軋平整生產線作為將冷軋帶鋼處理成接近交貨產品的重要機組，其卷取質量好壞直接決定產品的質量。卷取機是冷軋薄板平整線的重要設備，在軋制過程中提供合適的卷取張力，實現了穩(wěn)定軋制;同時將帶鋼卷取成卷，以便生產、運輸和貯存［1］。因此，卷取機的設計和研究一直受到重視。本文對國內某冷軋薄板平整線卷取機的參數設計進行了分析，探討。

1 卷取機的結構和工作原理

1.1 卷取機的結構

冷軋薄板平整生產線卷取機主要由卷筒、傳動電機、傳動軸和減速箱等組成，其結構如圖1所示。

圖1 卷取機結構Fig.1 Structure of the tension reel

卷筒是卷取機的核心部分，需承受卷取張力和鋼卷自重。卷筒的結構型式較多，其中封閉楔式卷筒結構簡單，形狀對稱，動平衡性能好，斜楔頂面和扇形塊表面構成一整圓，卷取薄帶不易產生壓痕，適用于高速卷取的薄板平整機組。卷筒主要由卷筒軸、拉桿、脹縮滑塊、脹縮楔塊、扇形塊和脹縮液壓缸等組成，其結構如圖2所示。

圖2 卷筒結構Fig.2 Structure of the mandrel

1.2 卷取機的工作原理

卷取機的傳動電機通過傳動軸帶動減速箱高速齒輪軸運動，卷筒軸是減速箱的低速輸出軸。電機的動力傳遞給卷筒，從而輸出合適的卷取速度和動力。傳動電機作為卷取機的動力來源，必須滿足機組運行的張力和速度等工藝要求，同時具有較好的經濟性。

卷取機卷筒的脹縮是通過卷筒端部的脹縮液壓缸實現。工作時脹縮液壓缸帶動拉桿和脹縮滑塊軸向縮回，驅動脹縮楔塊和扇形塊產生了徑向位移，使得卷筒脹徑。同理，脹縮液壓缸做反向動作，拉桿和脹縮滑塊軸向伸出，脹縮楔塊和扇形塊在彈簧恢復力的作用下收縮，卷筒縮徑。

2 卷取機的設計計算

根據某冷軋薄板平整機組工藝要求，卷取機主要工藝參數如表1所示。

表1 卷取機工藝參數Tab.1 Parameters of the tension reel

2.1 卷筒的主要參數設計和強度校核

卷筒的主要參數包括卷筒的直徑，徑向壓力和脹縮液壓缸的尺寸等。正確選擇卷筒的參數對卷取機的結構尺寸、重量等有重要影響。

2.1.1 卷筒徑向壓力的計算

卷筒的徑向壓力計算不僅是卷筒零件強度和脹縮液壓缸推力計算的先決條件，而且與卷取質量直接相關，一般認為卷筒徑向壓力與卷取張力和帶卷直徑、帶卷和卷筒的徑向剛度、帶卷層間雜質及表面狀態(tài)、層間滑動與摩擦及帶寬等因素有關 。

對于封閉楔式卷筒的卷取機，其徑向壓力計算公式

結合本文卷取機的工藝要求，C=1.5，f=0.15，則其徑向壓力P=8.16 MPa。

2.1.2 脹縮液壓缸的參數

卷筒脹縮液壓缸為卷筒的脹縮提供動力，因此，應首先確定脹縮液壓缸對脹縮滑塊的拉力，根據文獻［3］的闡述，在工程實際中，對于封閉楔式卷取機，脹縮液壓缸的最小臨界拉力:

式中，f'為帶鋼與卷筒的摩擦系數;μ為脹縮楔塊與扇形塊、脹縮滑塊的摩擦系數;α為脹縮滑塊的傾角，(°)。

根據最小臨界拉力Q，易得脹縮液壓缸的直徑Dg應大于

式中，p0為液壓系統(tǒng)的工作壓力，MPa;η為液壓缸的效率;dg活塞桿直徑。

式中，Δr為扇形板的徑向位移量，mm。

本文中，考慮到檢修后卷筒表面有潤滑油時摩擦系數較小，因此f'取0.1，μ取0.09，α為15°，得脹縮液壓缸的最小臨界拉力Q=110.4 kN。p0取12 MPa，η取0.8，設計脹縮液壓缸時應考慮一定的安全系數，按設計經驗通常取1.5～2.2，因此取脹縮液壓缸的直徑Dg=230 mm，活塞桿直徑dg=110 mm，脹縮油缸的行程H=66 mm。

2.1.3 卷筒的強度校核

卷筒參數的選取、結構的設計是否合理，必須對其進行校核才能確定。本文對卷筒的強度校核，采用有限元分析的方法。首先根據卷筒的結構分析其受力狀況，建立卷筒主要零部件有限元模型，并對模型中一些無關緊要的部位進行合理的簡化，從而分析得到卷筒的應力狀況。卷筒的受力狀況如圖3所示。

圖3 卷筒受力分析Fig.3 Force analysis of the mandrel

扇形板的支反力為:

脹縮滑塊的支反力為:

每塊扇形板受到的軸向推力為:

將扇形板的支反力和脹縮滑塊的支反力代入上式，得

式中，μ'為脹縮滑塊與卷筒軸的摩擦系數，取0.13。根據以上分析，可得P1=3 809.9 kN，P2=2 451.9 kN，S=98 kN。

在計算中，卷筒軸、脹縮滑塊、扇形塊的材料為合金結構鋼，取彈性模量E=206 GPa，泊松比v=0.3，采用8節(jié)點的SOLID185六面體單元劃分網格［4］。脹縮楔塊的材料為鋁青銅，取彈性模量 E=113 GPa，泊松比 v=0.3［5］，采用 20 節(jié)點的SOLID186六面體單元劃分網格［4］。各零部件的邊界條件及載荷施加如下:卷筒軸端部有外支撐和減速箱支撐，卷筒軸的兩端軸承接觸面固定，卷筒軸上作用力主要為脹縮滑塊對其的壓力，扇形塊和脹縮楔塊的外表面承受徑向壓力作用，脹縮滑塊主要承受脹縮液壓缸的軸向拉力，對各零件接觸面施加垂直于該面的固定約束。

圖4～7分別為卷筒軸、扇形塊、脹縮楔塊和脹縮滑塊的應力云圖，從圖中可知，卷筒軸的最大應力為89.7 MPa，扇形塊的最大應力為45.3 MPa，脹縮楔塊的最大應力為15.3 MPa，脹縮滑塊的最大應力為75.6 MPa，最大應力點多發(fā)生在零件的尖角處。對于合金結構鋼，其許用應力［σ］≥196 MPa，對于鋁青銅，其許用應力［σ］≥163 MPa［6］。因此，卷筒的主要零件滿足強度要求。

圖7 脹縮滑塊的應力云圖Fig.7 Von-Mises stress map of the slider

2.2 卷筒傳動系統(tǒng)的設計

2.2.1 傳動電機的選取

卷取帶材所需的傳動功率應由帶材的張力、塑性彎曲變形、卷取的速度和及摩擦阻力等因素確定，因此，卷取機功率主要由卷取張力所需功率、帶鋼彎曲功率、摩擦功率組成［7］，其功率計算公式為

式中，TR為卷取張力產生的力矩，∑F為卷筒軸承處的合力;d0為卷筒軸承直徑，mm;γ為軸承處摩擦系數，η'為傳動效率，一般取值為0.85～0.9。實際生產中，張力力矩占主要作用，帶鋼的彎曲力矩和摩擦力矩占的比例很小，因此卷取機傳動電機功率計算時只需考慮卷取張力和卷取速度，則電機功率可按下式初步計算:

式中，K為彈塑性變形系數，可取K≈1.1。

由于冷軋平整線中卷取電機功率一般比較大，且大多為非標設計電機，綜合考慮經濟性等因素，初步選定傳動電機的功率為720 kW，電機的轉速330～1 300 r/min，電機力矩5.29～20.84 kNm。

2.2.2 減速箱的減速比

減速比是減速箱設計中的最重要參數，確定減速比應考慮兩個因素，第一，為了保證恒張力卷取，卷取的線速度應保持恒定;第二，滿足機組運行速度的變化范圍［1］。減速箱的減速比為:

根據上式，選取減速箱的減速比為2.5。減速箱采用一級減速，其結構如圖1所示。

2.2.3 電機力矩的校核

根據確定的電機和減速箱的參數，可以校核電機的選型是否滿足工藝和生產實際要求。校核的關鍵是電機的公稱輸出力矩能否滿足實際卷取力矩 的要求［1］。

式中，n為電動機的輸出轉速;Ne為電動機的額定功率。

根據卷取機工藝要求，最大張力T為55 kN時，卷取速度為760 m/min，此時，電機能提供的力矩為M=125 kN·m，帶鋼張力需要的卷取力矩M實，電機的輸出轉速n為121 r/min。顯然，電機所能提供的力矩大于帶鋼張力需要的力矩，且電機的實際工作速度均小于電機的最高轉速。所選電機滿足工藝要求。

3 結語

本文結合國內某鋼廠新建一條冷軋薄板平整機組項目，對其卷取機的結構和工作原理進行闡述，通過理論計算確定了卷筒的徑向壓力、脹縮液壓缸和傳動系統(tǒng)的主要參數，并采用有限元分析方法校核卷筒主要零部件的強度，驗證了設計的合理性。目前該卷取機已經投產，運行效果良好，滿足用戶的生產需求，且結構簡單，重量相對較輕，節(jié)約了項目成本，為后續(xù)類似機組卷取機的設計提供了參考依據。

［1］冶金部有色金屬加工設計研究院主編.板帶車間機械設備設計［M］.北京:冶金工業(yè)出版社，1983.

［2］鄒家祥.軋鋼機械［M］.北京:冶金工業(yè)出版社，2006.

［3］嚴裕寧，楊韶光.卷取機卷筒脹縮液壓缸參數確定方法［J］.重型機械，2008(4).

［4］郝文化.ANSYS7.0實例分析與應用［M］.北京:清華大學出版社，2004.

［5］成大先.機械設計手冊.(第五版)［M］.北京:化學工業(yè)出版社，2008.

［6］徐灝.安全系數和許用應力［M］.北京:機械工業(yè)出版社，1982.

［7］周國盈.帶鋼精整設備［M］.北京:冶金工業(yè)出版社，1992.