成沛祥

（湖南華菱湘潭鋼鐵有限公司，湖南湘潭，411101）

某鋼鐵公司寬厚板廠3 800 mm可逆式軋機自投產(chǎn)以來，生產(chǎn)運行不足兩年，其主傳動系統(tǒng)下輥萬向接軸輥端滑塊式萬向聯(lián)軸器扁頭就發(fā)生斷裂，極大地影響了該廠的正常生產(chǎn)，并造成重大的經(jīng)濟損失。為此，本文采用系統(tǒng)有限元法模擬滑塊式萬向聯(lián)軸器受扭轉(zhuǎn)沖擊載荷時的應(yīng)力狀況，結(jié)合扁頭斷口分析找出其斷裂原因，并對其原結(jié)構(gòu)進行改進設(shè)計，從而改善其應(yīng)力狀況，避免了生產(chǎn)事故的再次發(fā)生。

1 滑塊式萬向聯(lián)軸器

軋機輥端滑塊式萬向聯(lián)軸器主要由扁頭、叉頭、銷軸和滑塊等部分組成[1]，如圖1所示。扁頭通過滑塊將扭矩傳遞給叉頭，然后由叉頭傳遞給萬向接軸。該滑塊式萬向聯(lián)軸器原設(shè)計的疲勞扭矩為2 438 k N·m，扁頭、叉頭和銷軸材料均為25Cr2Ni4Mo V，滑塊材料為ZCuZn25Al6Fe3Mn3，其結(jié)構(gòu)的主要尺寸如圖2和表1所示。

圖1 滑塊式萬向聯(lián)軸器示意圖Fig.1 Schematic diagram of the sliding universal joint spindle

圖2 滑塊式萬向聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)各主要尺寸示意圖Fig.2 Dimensional schematic diagram of the sliding universal joint spindle

表1 滑塊式萬向聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)的主要尺寸Table 1 Main dimensions of the sliding universal joint spindle

2 系統(tǒng)有限元分析

2.1 有限元模型

采用系統(tǒng)有限元法將滑塊式萬向聯(lián)軸器各部分組成裝配體進行整體建模。在建模過程中對應(yīng)力影響不大的細節(jié)部分進行了一定的簡化，其叉頭、扁頭、銷軸、滑塊的幾何模型如圖1所示。系統(tǒng)各組成部分的材料屬性如表2所示。

表2 滑塊式萬向聯(lián)軸器各部分材料屬性Table 2 Material properties of the sliding universal joint spindle

劃分網(wǎng)格離散后共有89 101個單元，150 615個節(jié)點，劃分網(wǎng)格后的模型如圖3所示。

圖3 劃分網(wǎng)格后的模型Fig.3 Meshed model of the sliding universal joint spindle

對系統(tǒng)各部件之間的連接采用通用接觸，接觸屬性法向為硬接觸，切向摩擦系數(shù)為0.16[2]。根據(jù)滑塊式萬向聯(lián)軸器的實際運行情況，共設(shè)置了14對接觸對，如表3所示。

表3 滑塊式萬向聯(lián)軸器的接觸對Table 3 Contacts in the sliding universal joint spindle

滑塊式萬向聯(lián)軸器原設(shè)計的疲勞扭矩為2 438 k N·m，但由現(xiàn)場測試數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，其實際承受的最大扭矩為3 900 k N·m，故在有限元分析過程中，按照實際最大工作扭矩施加載荷，并將其載荷通過主節(jié)點施加到扁頭端面。叉頭端面約束為x、y、z三方向位移。

圖5 叉頭應(yīng)力Fig.5 Stress of the fork head

2.2 分析結(jié)果

系統(tǒng)有限元分析結(jié)果如圖4、圖5所示。由圖4可看出，扁頭過渡圓弧處應(yīng)力最大，該處最大應(yīng)力部位的第一主應(yīng)力為478.4 MPa，第三主應(yīng)力為49.75 MPa，處于三向受拉應(yīng)力狀態(tài)，應(yīng)按其最大拉應(yīng)力進行強度分析。扁頭過渡圓弧三向受拉處的對稱部位處于三向受壓應(yīng)力狀態(tài)，其第一應(yīng)力為－48.90 MPa，第三主應(yīng)力為－525.2 MPa。由于此軋機為可逆式軋機，因此扁頭過渡圓弧處受到r≈－1的對稱循環(huán)應(yīng)力作用。由圖5可看出，叉頭后部圓弧與軸線呈45°方向處，處在危險區(qū)域，該處的第一主應(yīng)力為333.0 MPa、第三主應(yīng)力為9.37 MPa，處于三向受拉應(yīng)力狀態(tài)，應(yīng)按其最大拉應(yīng)力進行強度分析。由于其對稱部位的應(yīng)力很小，因此叉頭該處受到r＝0的脈動循環(huán)應(yīng)力作用。

3 扁頭斷裂分析

3.1 斷口分析

圖6為滑塊式萬向聯(lián)軸器扁頭斷口照片。由圖6可看出，扁頭斷口位于扁頭根部過渡圓弧處，其截面有明顯的疲勞斷面。疲勞斷面始于過渡圓弧處（靠近圓軸外表面），并逐漸向圓柱中心伸延，其寬度逐漸變窄。從斷口形態(tài)可以推測，斷裂是由疲勞破壞引起的[3－5]。疲勞斷口處存在嚴重的應(yīng)力集中，只有較大的載荷作用，扁頭才發(fā)生突然斷裂。

圖6 滑塊式萬向聯(lián)軸器扁頭斷口照片F(xiàn)ig.6 Photograph of the fracture of the flat head

3.2 斷裂原因分析

由有限元分析結(jié)果和聯(lián)軸器扁頭斷口特征可知，扁頭斷裂是由于其根部過渡圓弧處（靠近圓軸外表面）應(yīng)力過大產(chǎn)生裂紋，并在拉壓應(yīng)力不斷循環(huán)作用下，該裂紋才不斷向圓柱中心擴展，直至斷裂。

文獻[3]認為，當(dāng)扁頭、叉頭材料在置信度為99.9%時，其光滑小試件對稱應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為107時，疲勞極限σ－1為462.4 MPa，考慮尺寸等因素的影響，扁頭對稱循環(huán)疲勞極限[σ－1]為310.6 MPa；叉頭脈動循環(huán)疲勞極限[σ0]為413.2 MPa。

原滑塊式萬向聯(lián)軸器所設(shè)計的疲勞扭矩僅為2 438 k N·m，但根據(jù)其實際運行情況，應(yīng)將咬鋼時的沖擊扭矩載荷譜作為可逆式軋機萬向聯(lián)軸器的疲勞設(shè)計載荷[5]。由現(xiàn)場測試數(shù)據(jù)得到的下輥萬向接軸峰值扭矩載荷譜直方圖如圖7所示。由圖7可看出，30%以上的沖擊扭矩均超過了原設(shè)計的疲勞扭矩2 438 k N·m，同時計及低于疲勞極限應(yīng)力對疲勞壽命的影響[6]，在置信度為99.9%時，其扁頭的疲勞壽命僅為2.44年，而叉頭又有足夠的疲勞強度，這就是扁頭提前斷裂的主要原因，因此原設(shè)計是不合理的。

圖7 滑塊式萬向聯(lián)軸器載荷譜Fig.7 Load spectra of the sliding universal joint spindle

4 改進設(shè)計

為了防止滑塊式萬向聯(lián)軸器在運行時再次出現(xiàn)斷裂事故，根據(jù)聯(lián)軸器實際載荷譜對其結(jié)構(gòu)進行改進設(shè)計，設(shè)計后的主要尺寸如表4所示。對改進設(shè)計的聯(lián)軸器進行系統(tǒng)有限元分析，其結(jié)果如圖8、圖9所示。

表4 改進后的滑塊式萬向聯(lián)軸器各主要尺寸Table 4 Main dimensions of the optimized sliding universal joint spindle

圖8 改進設(shè)計后扁頭應(yīng)力Fig.8 Stress of the optimized flat head

由圖8可看出，改進設(shè)計后的扁頭過渡圓弧處最大應(yīng)力部位第一主應(yīng)力最大值為416.5 MPa，比原設(shè)計降低了12.94%；由圖9可看出，改進后的叉頭后部圓弧處第一主應(yīng)力最大值為341.7 MPa，比原設(shè)計提高了2.61%，但小于其脈動循環(huán)應(yīng)力極限413.2 MPa，說明叉頭仍具有足夠的疲勞強度。

圖9 改進設(shè)計后叉頭應(yīng)力Fig.9 Stress of the optimized fork head

根據(jù)Miner線性累計損傷理論，并考慮尺寸等因素的影響，對改進設(shè)計后的扁頭進行疲勞壽命分析，在置信度為99.9%時，其疲勞壽命為11.72年，比原設(shè)計增加了3.8倍，從而延長了滑塊式萬向聯(lián)軸器的整體壽命。

5 結(jié)論

（1）應(yīng)以沖擊峰值扭矩載荷譜作為可逆式軋機主傳動系統(tǒng)的疲勞設(shè)計負荷。

（2）采用系統(tǒng)有限元法對滑塊式萬向聯(lián)軸器整體進行分析，可使各零件之間的接觸關(guān)系更符合實際。

（3）原滑塊式萬向聯(lián)軸器扁頭根部過渡圓弧處疲勞強度不足是扁頭發(fā)生斷裂的主要原因。

（4）改進設(shè)計后的扁頭根部過渡圓弧處最大主應(yīng)力降低了12.94%，疲勞壽命增加了3.8倍，而叉頭仍具有足夠的疲勞強度。

[1] 黃華清.軋鋼機械[M].北京：冶金工業(yè)出版社，1986：229.

[2] 北京有色冶金設(shè)計研究院.機械設(shè)計手冊[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1998：1－8.

[3] 趙少汴，王忠保.抗疲勞設(shè)計——方法與數(shù)據(jù)[M].北京：機械工業(yè)出版社，1996：203－205.

[4] 李舜酩.機械疲勞與可靠性設(shè)計[M].北京：科學(xué)出版社，2006：167－169.

[5] 李友榮，喻維綱，肖涵.熱軋機主傳動系統(tǒng)疲勞設(shè)計負荷選取原則與方法[J].武漢科技大學(xué)學(xué)報，2011，34（1）：47－51.

[6] 劉安中，李友榮.軋機主傳動萬向接軸隨機疲勞設(shè)計[J].武漢科技大學(xué)學(xué)報，2008，31（1）：32－36.