孫宗浩

(中色科技股份有限公司，河南 洛陽 471039)

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銅帶卷取機倒四棱錐卷筒主要零部件的分析與計算

孫宗浩

(中色科技股份有限公司，河南 洛陽 471039)

文章分析了銅帶可逆冷軋機卷取機倒四棱錐卷筒的結構特點，對其主要零部件的設計計算進行了探討，并給出應用實例供同行參考。

卷取機；倒四棱錐卷筒；主軸；扇形板

近年來，隨著電子、裝飾、交通運輸、軍工等行業(yè)的發(fā)展，對銅板帶產(chǎn)品的質(zhì)量提出了越來越高的要求，新材料、高表面質(zhì)量、高精度成為銅板帶產(chǎn)品的發(fā)展方向。為了滿足冷軋銅板帶更高的質(zhì)量要求，生產(chǎn)出板形更好，卷形更整齊的帶卷，銅帶冷軋機卷取機卷筒設計優(yōu)先選用倒四棱錐結構卷筒。本文以我公司設計的一臺銅帶冷軋機的卷取機為例，對倒四棱錐卷筒的結構特點及主要零部件的強度計算進行分析探討。

1 倒四棱錐卷筒結構特點

倒四棱錐卷筒(圖1)主要由脹縮缸、主軸、扇形板及液壓鉗口等組成。倒四棱錐卷筒脹徑時，由脹縮液壓缸拉動主軸，使扇形塊產(chǎn)生徑向位移，實現(xiàn)卷筒脹大，結構與其它形式的卷筒相比更加簡單可靠，剛性大。

圖1 卷筒圖Fig.1 Mandrel structure diagram

由于主軸與扇形板之間沒有其它零件，在外徑尺寸相同的情況下，倒四棱錐卷筒主軸相較于其它結構的卷筒截面尺寸可以做得更大，因此強度更高，剛度更大，可承受的卷重和張力更大。倒四棱錐卷筒結構對稱，零件簡單，動平衡精度高，可提高卷取機啟制動、升降速性能，適用于高速冷軋機卷取機，可提高卷取加速度并減少帶材變速段的質(zhì)量問題。倒四棱錐卷筒為開式卷筒，卷筒脹徑時，扇形板之間存在縫隙。如果縫隙過大，卷筒卷取時會壓傷內(nèi)層帶卷，因此把扇形板之間設計為牙嵌式結構(圖2)，卷筒脹大時卷筒外表面形成一個連續(xù)的圓柱面，這樣就避免了卷筒壓傷內(nèi)層帶卷。主軸與扇形板大面積直接接觸，中間用鍵進行連接，相較于閉式三斜楔卷筒空心主軸與扇形板之間由導柱及碟簧連接，能通過裝配和修磨得到更高的卷筒外圓精度。卷筒鉗口高效可靠，對卷取帶材有著非常重要的作用，考慮倒四棱錐卷筒扇形板斷面大的特點，采用軸向液壓缸鉗口夾緊方式，可實現(xiàn)零鉗口，有效夾緊薄料。同時在油路設計時，將鉗口液壓缸與卷筒脹縮缸的油路串聯(lián)起來，使卷筒脹徑時鉗口夾緊，卷筒縮徑時鉗口張開。

圖2 扇形板圖Fig.2 Jaw structure of segments

2 主要零部件的設計計算與校核

分析卷筒的工作原理及結構特點，在卷筒設計中需要重點考慮卷筒直徑、卷筒脹縮缸拉力、主軸和扇形塊錐面的擠壓應力、鉗口液壓缸缸徑等，現(xiàn)對相關計算進行分析探討。

以我公司設計的一臺銅帶冷軋機的卷取機為例，冷軋機主要技術參數(shù)：來料厚度0.3～3.0mm，成品厚度0.15～1.5mm，寬度300～450mm，卷材外徑1600mm，卷重6000kg，卷取速度528m/min，最大卷取張力56kN。

2.1 卷筒直徑的計算與選取

對于冷軋機卷取機，卷筒直徑的設計，通常以卷取過程中內(nèi)層帶材不產(chǎn)生塑性變形為設計原則?？紤]到冷軋機卷取工藝特點，按照彈塑性彎曲理論，卷筒直徑與被卷帶材的厚度與機械性能之間應滿足：

式中：

D—卷筒直徑，mm；

E—帶材的彈性模量，MPa，按加工帶材，查相關手冊E=108000MPa；

hmax—帶材的最大厚度，mm，按第一道次軋制后的帶厚hmax=2.1mm；

σs—帶材的屈服極限，MPa，第一道次軋制后σs=460MPa；

設計時考慮工廠卷材生產(chǎn)，采用統(tǒng)一規(guī)格的卷筒直徑，在滿足強度和剛度情況下盡量選用較小直徑的卷筒，我公司設計的這臺銅帶冷軋機采用直徑為500mm的卷筒，大于計算值493mm，可滿足設計使用要求。

2.2 脹縮缸的設計計算與分析

脹縮缸的選取對卷取機來說至關重要，卷取機工作時，帶卷對卷筒有個徑向正壓力，這個徑向正壓力通過脹縮缸的拉力平衡。因此必須先計算出卷筒所受的徑向正壓力，由力的平衡計算出油缸缸徑。

主軸棱錐面與扇形板錐面間靜摩擦系數(shù)一般取0.12，摩擦角為6°50′，設計中主軸與扇形板棱錐角α采用8°，此棱錐角大于摩擦角不會自鎖，卷取過程中卷筒通過脹縮來釋放部分層間壓力。

以卷筒自動縮徑、徑向壓力可控為條件，單位徑向壓力經(jīng)驗公式為：

f1—帶材層間摩擦系數(shù)，對于銅帶冷軋機，取f1=0.1；

K—卷筒壓力系數(shù)，

Rc—最大帶卷半徑，mm；

r2—卷筒半徑(D/2)，D為卷筒直徑，mm；

C—卷筒剛性系數(shù)。對于銅帶冷軋機四棱錐卷筒，由圖3查出，當棱錐角α=8°時，C=2.1；

計算求得：p=39.89MPa。

圖3 卷筒剛性系數(shù)C(棱錐角α=7°～8°)Fig.3 Mandrel rigidity coefficient C (pyramid angle α in the range of 7° to 8°)

圖4 單塊扇形板徑向受力圖Fig.4 Radial force diagram of a single segment

卷筒主軸與扇形板錐面受力如圖5所示，主軸相對扇形板向右移動，則卷筒脹大，圖5中(b)、(c)是卷筒脹大時扇形板和主軸的受力圖。

根據(jù)其平衡條件，可得：

圖5 卷筒主軸與扇形板錐面受力圖Fig.5 Force diagrams showing forces acting on mandrel spindle and pyramid surface

由Q值，計算所需脹縮缸最小直徑Dg，

式中：p0—脹縮缸工作壓力，p0=7MPa；

η—脹縮缸的效率，取η=0.85；

dg—活塞桿直徑，dg=130mm；

計算求得：Dg=358mm，圓整后取脹縮缸直徑為360mm，可滿足使用要求。

2.3 主軸與扇形板錐面的強度校核

2.4 液壓鉗口油缸缸徑的計算

四棱錐卷筒一般采用液壓鉗口夾緊裝置，我公司設計的四棱錐卷筒采用的是軸向液壓缸鉗口夾緊裝置，該裝置易于加工、工作條件好且性能可靠，可實現(xiàn)零鉗口，對薄料也能加緊。

軸向液壓缸鉗口夾緊裝置在軸向液壓缸拉力Pq的作用下，使活動鉗口板移動夾緊帶卷，其受力分析如圖6。

圖6 鉗口軸向受力圖Fig.6 Axial force diagram of jaw

圖6-(b)為鉗口活動塊受力圖，圖6-(c)為鉗口夾緊塊受力圖，由力的平衡條件，可得：

Pq-N1sinβ-fN1cosβ=0；

Q1-N1cosβ+fN1sinβ=0；

式中，β為活動塊斜角，β=16°；f為主軸錐面與扇形板錐面間摩擦系數(shù)，取f=0.12。

圖7 鉗口徑向受力圖Fig.7 Radial force diagram of jaw

式中：f′—為鉗口板與帶卷的摩擦系數(shù)，一般在鉗口板上刻制有花紋槽，此時，f′取0.5～0.8；

σs—帶材屈服極限，MPa，σs值取第一道次軋制后的帶材的屈服極限；

B，h—帶材的寬度及厚度，mm，h值取第一道次軋制后的帶厚；

D—卷筒直徑，mm；

綜上計算可得，液壓鉗口缸的拉力Pq應大于1199N，設計中鉗口缸缸徑取50mm，桿徑22mm，工作壓力7MPa，可供的最大拉力11078N，完全可以滿足鉗口夾料的要求。

3 結論

通過對可逆銅帶冷軋機卷筒主要部件的分析計算，可為相關銅帶冷軋機卷筒的設計提供計算依據(jù)，優(yōu)化設計卷取機結構。

[1] 王艷麗.四棱錐卷筒在銅帶冷軋機中的應用[J]. 有色金屬加工，2008，(2)：

[2] 鄒家祥.主編.軋鋼機械[M].北京：冶金工業(yè)出版社，2000.

[3] 周國盈.編著.帶鋼卷取設備(第二版)[M].北京：冶金工業(yè)出版社，1992.

Analysis and Calculation of Main Parts of Reverse Pyramid Mandrel of Copper Strip Coiler

SUN Zonghao

(China Nonferrous Metals Processing Technology Co., Ltd., Luoyang 471039, China)

The paper analyzed the structural features of coiler mandrel in reversing copper cold rolling mill, it discussed the design calculation of main parts of the mandrel and it presented a case study for reference.

coiler; reverse pyramid mandrel; spindle; segment

2014-08-20

孫宗浩(1982-)，男，工程師，主要從事冶金設備設計及研發(fā)工作。

TG333.2+4

A

1671-6795(2015)01-0047-04