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)軋機由于其獨特的優(yōu)點，在全世界范圍內(nèi)冷軋不銹帶鋼生產(chǎn)中被廣泛應用。卷取機是軋機中最重要的組成設備，具有強度高、張力大、運轉(zhuǎn)穩(wěn)定等特點?；ㄦI套在卷取機中的功能主要是傳遞卷取扭矩并允許卷筒芯軸在套內(nèi)做軸向運動。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擁有十二輥軋機、森吉米爾軋機和四立柱20輥軋機等3類多輥可逆式不銹鋼冷軋機，每臺軋機配2臺卷取機。三類軋機的卷取機都采用花鍵套傳遞扭矩，但花鍵套的設計結(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 十二輥軋機花鍵結(jié)構(gòu)和失效形式

十二輥軋機卷取機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)點是花鍵強度高，不需要承受軸向力，只傳遞扭矩。最大的缺點是結(jié)構(gòu)復雜，制造加工困難，成本高。鋼質(zhì)花鍵與同為鋼質(zhì)的卷取機芯軸上的花鍵構(gòu)成運動副導致鋼與鋼摩擦，如果潤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，損失巨大。從軋機運行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蝕，如圖1所示。

圖1 鋼質(zhì)花鍵齒點蝕(左)、減薄(右)

2.2 二十輥軋機花鍵套結(jié)構(gòu)和失效形式

森吉米爾和四立柱二十輥軋機卷取機的花鍵結(jié)構(gòu)均為單獨花鍵套形式，安裝在齒輪空心軸內(nèi)，其端部通過螺栓與空心軸聯(lián)接?；ㄦI套的材質(zhì)有所不同，森吉米爾軋機的花鍵套為鋼質(zhì)，也與同為鋼質(zhì)的卷取機芯軸上的花鍵構(gòu)成運動副導致鋼與鋼摩擦。四立柱二十輥軋機的花鍵套材質(zhì)為銅，其結(jié)構(gòu)如圖2所示。獨立結(jié)構(gòu)花鍵套的最大優(yōu)點是結(jié)構(gòu)較為簡單，制造容易，成本較低，檢修更換相對前一種形式容易些。鋼質(zhì)花鍵套失效形式與12輥軋機花鍵套基本相同，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)點是耐磨性能好，運行了7年左右花鍵部分基本完好無損。

圖2 卷筒結(jié)構(gòu)圖

3 銅花鍵套主要參數(shù)及受力分析

四立柱二十輥單機架可逆式軋機，由德國SUNDWIG公司設計制造。該軋機主要設備有本體及左、右大張力卷取機組成，其主要技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 四立柱20輥軋機及卷取機主要技術(shù)參數(shù)

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

卷取帶鋼時電機輸出的扭矩是通過固定在減速齒輪箱末級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傳遞給卷筒的。芯軸的傳動側(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。當液壓缸活塞動作時推動芯軸使其可在花鍵套內(nèi)做軸向移動以使卷筒上扇形板膨漲或收縮。

花鍵套的原設計結(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)處理后機械強度為900～1 050 N/mm2。為了保護卷筒芯軸的外花鍵齒，同時減少花鍵嚙合部位的摩擦力，花鍵套采用整體黃銅制造，材料牌號為CuZn34Mn3Al1Fe1－C，砂型鑄造，σ0.2=250 MPa，σb=600 MPa?；ㄦI套最大外徑670 mm，長度達500 mm，屬于高價值重負荷重要部件。

在實際運行過程中，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)件在此復合應力的頻繁作用下，非常容易疲勞，最終會在法蘭根部產(chǎn)生裂紋而被拉裂。該花鍵套自軋機投產(chǎn)后實際工作時間僅680天即出現(xiàn)了法蘭開裂或斷裂情況(見圖3)，而拆卸檢查、檢修或更換花鍵套又非常費力費時，嚴重影響軋機生產(chǎn)。

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

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套安裝在卷取機齒輪箱末級大齒輪空心軸內(nèi)，端部帶孔的大法蘭采用6個M30的高強度螺栓和4塊150 mm×100 mm×100 mm的平鍵與空心軸端部聯(lián)接。這樣，卷取機電機的扭矩通過齒輪箱末級大齒輪傳遞給空心軸，再通過螺栓和平鍵傳遞給花鍵套，最后再通過花鍵套花鍵本身傳遞到卷筒芯軸進行帶鋼卷取。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，利用法蘭限制扇形塊做軸向移動所產(chǎn)生的拉力或壓力，特別是要承受扇形板收縮時產(chǎn)生巨大的拉力及該拉力在法蘭根部產(chǎn)生的彎曲應力。因此花鍵套的薄弱部位位于法蘭根部。卷取機正常工作時，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

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

3.2 受力過程分析

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，只要芯軸上斜面與扇形板相應斜面之間潤滑良好，當芯軸向操作側(cè)移動時在其斜面上“T”型鍵的帶動下扇形板應順利收縮。此時，花鍵套端部法蘭受力也較小。但事實上，因為芯軸與扇形板之間存在多個斜面接觸面，且由于卷取機的連續(xù)長時間大張力運行以及卷取帶鋼過程中軋制帶鋼時產(chǎn)生的熱量也由帶鋼傳遞到卷筒上而導致卷筒溫度非常高，使扇形板斜面上的潤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滑，最終導致該運動副的潤滑無法得到完全保證。因此，兩者之間隨時都可能發(fā)生局部干摩擦，使扇形板不能隨芯軸移動而順利收縮。嚴重時，扇形板與芯軸粘在一起被強制帶動隨芯軸向操作側(cè)移動。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，因此，芯軸的巨大軸向力就通過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滑良好時，只要滿足條件μ≤tgα，花鍵套承受的軸向拉力F就應該為零。如圖7受力分析圖所示，F(xiàn)與卷筒徑向壓力等有如式1所表達的平衡關(guān)系。一般情況下，四棱錐卷筒芯軸斜面設計傾角α＞7.5度，以避免自鎖。對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為鋼卷對卷筒的徑向壓力。

此時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。q可由下式得到［1］:

根據(jù)本文所涉軋機的實際工況: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)束時鋼卷外半徑Rmax=1 050 mm;卷筒外半徑rmin=305 mm。計算得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，其軸向力將達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三維實體軟件對花鍵套進行建模仿真，Solidworks軟件在實體建模方面有簡單、實用等優(yōu)點，同時它又具有有限元分析計算的能力，利用軟件自帶的有限元工具進行有限元分析，對原結(jié)構(gòu)進行必要的強度和安全性分析。

為使模型盡可能真實地接近實物，在建模時按照零件圖按1∶1的比例在計算機中進行模型轉(zhuǎn)換，但為了減少計算機不必要的計算過程，對某些不影響分析結(jié)果的局部結(jié)構(gòu)作了適當簡化。

4.2 有限元分析

有限元分析法將實際結(jié)構(gòu)通過離散化形成單元網(wǎng)格，每個單元具有簡單形態(tài)并通過節(jié)點相連，每個單元上的未知量就是節(jié)點的位移。將這些單個單元的剛度矩陣相互組合起來形成整個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，通過節(jié)點上位移的變化計算出每個單元的應力。

對模型進行有限元分析時，首先要對其施加夾具進行定位，并應用材料(黃銅)和施加載荷。根據(jù)實物安裝形式，定義花鍵套大法蘭部分為固定點，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。對模型以一定精確程度對花鍵套進行網(wǎng)格劃分并運算，以利于清楚地顯示各節(jié)點應力應變狀況，本次計算將模型劃分為22299個網(wǎng)格單元、39508個節(jié)點。經(jīng)過多次迭代運算出各部分應力分布情況，模型應力分布如圖8。由圖可見，該花鍵套的應力集中點處于法蘭根部斷面上。

圖8 花鍵套應力分布圖

在該斷面上取值發(fā)現(xiàn)，最大應力達到288 MPa，以該材質(zhì)銅的抗拉強度為250 MPa計，最小安全系數(shù)僅為0.83，最大安全系數(shù)為2.5，變形時法蘭端面發(fā)生最大位移量0.5 mm?？梢娫摌?gòu)件的安全性偏低，設計上對工況過于理想化為潤滑完全良好，因此強度富余量不足;按理想工況計算，最小安全系數(shù)均應在2.0以上。

5 結(jié)構(gòu)改進及驗證

5.1 優(yōu)化結(jié)構(gòu)設計

從上述分析計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，因此不能通過增加法蘭尺寸來提高承載能力，而只能通過提高花鍵套部件材質(zhì)強度來提高花鍵套的強度和壽命。但對于銅材料本身已經(jīng)無法再提高其抗拉強度。從原始設計思路上，該花鍵套部件設計為銅的目的是傳遞扭矩的同時還要允許卷筒芯軸在其孔內(nèi)做軸向滑動。同時也是為了保護卷筒芯軸上的花鍵。因此該花鍵套被設計為銅件，理論上應承受較小的軸向拉力。所以，在優(yōu)化改進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)化設計方案。剖分式結(jié)構(gòu)的前部法蘭材質(zhì)使用高強度合金鋼，使其抗拉強度達到724 MPa，后部仍采用原銅材料結(jié)構(gòu)。前后兩者之間通過圓柱面和定位銷進行定位，組合成功能與原設計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 改進后的安全系數(shù)

采用此優(yōu)化改進的結(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此組合式花鍵套進行有限元分析，應力集中區(qū)域發(fā)生在鋼制法蘭根部，其最小安全系數(shù)達到了2.0，變形時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，該組合式花鍵套的安全性首先在理論上已經(jīng)得到保證。并且在卷取機上應用了一年半，實踐驗證徹底解決了原花鍵套設計存在的問題。

6 結(jié)論

(1)由于多種原因銅花鍵套在實際運行中承受了拉應力，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結(jié)構(gòu)進行離散化解析，為結(jié)構(gòu)的失效原因分析和改進提供了必要的理論支撐。

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

［1］ 鄒家祥．軋鋼機械［M］．北京:冶金工業(yè)出版社，1995．

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