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        開卷機卷筒銅楔塊不良問題及對策分析①

        2016-09-24 02:32:12董春光
        現(xiàn)代冶金 2016年2期
        關(guān)鍵詞:斜楔楔塊軸套

        董春光

        (常州寶菱重工機械有限公司, 江蘇 常州 213019)

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        開卷機卷筒銅楔塊不良問題及對策分析①

        董春光

        (常州寶菱重工機械有限公司, 江蘇 常州213019)

        闡述了開卷機卷筒銅楔塊的設(shè)計、使用中出現(xiàn)的問題及其解決措施,同時研究了具體的設(shè)計和計算方法。建立了上述主要參數(shù)的計算模型,為開卷機卷筒的設(shè)計和控制提供了理論基礎(chǔ)。

        開卷機; 卷筒; 銅楔塊; 斷裂故障

        引 言

        銅楔塊是開卷機卷筒的重要機械零件,開卷機的性能能否正常發(fā)揮主要取決于卷筒的開卷能力,銅楔塊的質(zhì)量保證是卷筒正常運轉(zhuǎn)的必要條件,對于卷筒的承載能力和使用壽命起著重要作用。銅楔塊的使用壽命受到設(shè)計、計算、潤滑、使用和零件制造等較多因素影響。

        1 銅楔塊故障現(xiàn)象

        銅楔塊的制造質(zhì)量、結(jié)構(gòu)設(shè)計和使用方法直接影響卷筒的性能,若某個環(huán)節(jié)出現(xiàn)問題,會造成開卷機故障。

        常州寶菱重工機械有限公司為國內(nèi)某大型鋼鐵公司提供了多條連退機組開卷機,有幾臺開卷機卷筒的銅楔塊頭部發(fā)生斷裂故障。斷裂圖片如圖1所示,銅楔塊外形如圖2所示。

        經(jīng)過分析,在正常設(shè)計和使用條件下,該零件的使用壽命較長;而發(fā)生故障的零件使用壽命較短,且失效形式都是斷裂,說明問題一定存在于設(shè)計、潤滑、使用和零件制造等環(huán)節(jié)中。

        圖1 斷裂形狀

        圖2 銅楔塊外形

        2 故障分析

        2.1設(shè)計輸入條件

        2.1.1零件參數(shù)

        材料為ZCuAl10Ni6Fe5,化學(xué)成分如表1所示;抗拉強度>600 MPa,屈服強度>250 MPa,脈動疲勞彎曲極限304 MPa,循環(huán)彎曲疲勞極限183 MPa,疲勞特性曲線如圖3所示,彈性模量E=10300 kg/mm2。

        表1 銅楔塊化學(xué)成分表

        2.1.2設(shè)備相關(guān)參數(shù)

        馬達(dá):400 kW,435/1800 r/min;速比:i=4.1;開卷張力:T=36 kN;鋼卷外徑:D= 2100 mm;旋轉(zhuǎn)油缸規(guī)格:Φ250 mm×(115~175) mm ;旋轉(zhuǎn)油缸油壓:P=140 kg/cm2;銅楔塊摩擦系數(shù):μ=0.1(正常時),μ=0.15(異常時);鋼板與卷筒摩擦系數(shù):μ1=0.2(正常時);斜楔角度:α=10°;卷筒結(jié)構(gòu)外形圖:如圖4所示;銅楔塊受力模型:如圖5所示,得出油缸力、斜楔角度和徑向力的關(guān)系;銅楔塊頭部受力情況:如圖6所示。

        圖3 青銅疲勞特性曲線

        2.2計算分析

        在最大開卷張力、最大鋼卷直徑條件下,必須的油缸拉力Fb=Fr×tan(2ρ+λ)=40000 kg,旋轉(zhuǎn)油缸可提供最大拉力F=π(D2-d2)/4×P=54180 kg>40000 kg,油缸拉力滿足開卷要求。在油缸最大拉力時形成的卷筒徑向壓力Fr=F/tan(2ρ+λ)=138102 kg,正常情況下卷筒縮小時必須的油缸推力T=Fr×tan(2ρ-λ)=3426 kg(取μ=0.1正常時),此時每塊斜楔勾頭承受力Fg=T/4×1.4(沖擊系數(shù))=1199 kg;異常情況下卷筒縮小時必須的油缸推力T=Fr×tan(2ρ-λ)=17107 kg(取μ=0.15異常時),此時每塊斜楔勾頭承受力Fg=T/4×1.4(沖擊系數(shù))=5987 kg,卷筒脹開時端部哈夫環(huán)可提供推力Fh=螺栓預(yù)緊力×0.3=1155 kg。由此,銅楔塊頭部受油缸力及打開自鎖條件比較清楚。

        圖4 卷筒結(jié)構(gòu)外形圖

        圖5 銅楔塊受力模型

        圖6 楔塊頭部受力

        其中P=W×1375/2625×Kf=34000×1375/2625×1.35=24043kg(如圖9所示);

        L=461 mm,F(xiàn)=54180 kg,S=167 mm,O=334 mm。

        圖7 軸套配合間隙

        圖8 軸套受力模型

        圖9 外支撐受力分析

        圖10 軸套受力分析

        2.3有限元分析

        正常情況下,楔塊頭部受拉,Simulation分析情況如圖11,12所示。應(yīng)力情況,根部達(dá)到103 MPa,安全系數(shù)183/103=1.8。X方向頭部最大變形0.038 mm。

        圖11 正常情況下楔塊應(yīng)力

        圖12 正常情況下楔塊變形

        異常情況下,斜楔勾頭受拉,Simulation分析情況如圖13,14所示。應(yīng)力情況,根部達(dá)到492 MPa,大概壽命131968次(脈動),1379次(對稱循環(huán))。X方向勾頭部最大變形0.17 mm,在寬度方向上的變形分布情況如圖15所示。

        圖13 異常情況下楔塊應(yīng)力

        圖14 異常情況下楔塊變形

        2.4實物分析

        從楔塊斷裂實物上取三組試樣,取樣位置如圖16所示,進(jìn)行機械性能分析,報告如圖17所示。實物的機械性能與設(shè)計要求有一定差距。

        圖15 寬度方向的變形情況

        圖16 斷裂實物取樣位置

        3 原因分析和對策措施

        從材料的符合性方面來看,實際所用材料從化學(xué)成分到機械性能未能滿足設(shè)計要求,需要在今后的制作過程中引起足夠重視。

        從設(shè)計角度分析,雖然正常情況下使用沒有問題,但當(dāng)滑動面潤滑異常,頭部的哈夫環(huán)對楔塊頭部受力引起對稱循環(huán)應(yīng)力,負(fù)載縮徑時頭部易斷裂;扇形板交錯齒處若有垃圾存在,會阻礙縮徑,也會引起斜楔頭部斷裂;軸套間隙偏大,使頭部外支撐力作用在楔塊頭部也易使楔塊斷裂。楔塊頭部R2圓角設(shè)計得偏小,應(yīng)力集中效果明顯。

        編號工令號產(chǎn)品名稱及圖號屈服強度(ReL)MPa抗拉強度(Rm)MPa規(guī)定非比例延伸強度(Rp)斷后伸長率(A)斷面收縮率(Z)%AKJ第1個20620111斜契塊2223199746022513第2個20620111斜契塊2223199749522016.5第3個20620111斜契塊2223199751523018

        圖17 試樣分析情況

        改進(jìn)措施有:加強楔塊材料及尺寸方面驗收時的符合性檢查,增加超聲波探傷;改善楔塊潤滑條件,確保按時加注潤滑脂;減小軸套與軸的配合間隙,避免外支撐力直接作用在楔塊上;適當(dāng)降低旋轉(zhuǎn)油缸無桿腔油壓;適當(dāng)增大有桿腔油壓,避免外支撐力對楔塊頭部形成的負(fù)載縮徑力;盡量避免負(fù)載狀態(tài)下的縮徑;合理安裝哈夫環(huán),保證其與楔塊間隙>0.2 mm,避免循環(huán)應(yīng)力效應(yīng);適當(dāng)增大楔塊頭根部圓角R2。

        4 結(jié)束語

        通過開卷機卷筒銅楔塊的分析和研究,給出了確定卷筒銅楔塊的計算方法、設(shè)計原則和制造要點,從而保證了開卷機的有效工作,這對于提高設(shè)備工作效率和開卷質(zhì)量具有重要的意義。

        2016-01-23

        董春光(1974—),男,高級工程師。電話:13861024336

        TG333.2

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