黃 強

（江陰興澄特種鋼鐵有限公司，江蘇無錫 214400）

1 概述

興澄特鋼中板產(chǎn)線主要設備是意大利達涅利公司設計生產(chǎn)的進口設備，一臺軋制力為80000 kN的軋機，年產(chǎn)120萬t鋼板。軋機萬向軸為十字軸式，主電機端回轉(zhuǎn)直徑為1000 mm，軋輥端回轉(zhuǎn)直徑為 860 mm。軋機萬向軸總長度為 11640（＋205/-210）mm，軋機主電機功率為8000 kW，主電機轉(zhuǎn)速為0/85/220 r/min，最大傾角5°。萬向軸分上下水平布置，分別與上下輥配套使用，上下尺寸均相同。萬向軸輥端軸套、輥端十字包、短軸、中間軸、電機端十字包、電機端連接法蘭6部分組成。其中十字包又包括十字軸、叉頭等關鍵部件，這些部件通常選用優(yōu)質(zhì)合金結構鋼鍛件，經(jīng)多種熱處理工序和機加工工序制成。它所具備高強度、高硬度和耐磨的特性，是保證主傳動萬向軸扭矩傳遞和工作壽命的關鍵。萬向軸采用單元模塊化結構，將十字包、軸套等設計成獨立單元，各單元間使用端面齒和12.9級強度螺栓連接，各單元可以單獨更換，拆裝方便。

2 關鍵零件選型計算

根據(jù)主電機功率轉(zhuǎn)速、扭矩和電機與軋輥端距離，萬向軸水平布置能滿足軋制扭矩要求。

2.1 十字軸材料、強度分析計算

2.1.1 材料參數(shù)

十字軸材質(zhì)：20Cr2Ni4A；

表面光潔度：1.6 μm；

單根軸傳遞最大理論轉(zhuǎn)矩公式：T=9.55Pw/n

式中，Pw——驅(qū)動功率，Pw=8000 kW；

n——最小工作轉(zhuǎn)速，n=80 r/min；

計算得出：T=955 kN·m。

2.1.2 十字軸強度計算

主要研究回轉(zhuǎn)直徑860 mm十字包組件的十字軸。

十字軸主要失效形式為軸頸在軸肩處彎曲強度不足，此處應力最大（見圖1十字軸有限元分析）。十字軸最大應力發(fā)生在截面A-A處（見圖2十字軸受力分析），已知萬向軸傳遞最大轉(zhuǎn)矩T，可求出作用在十字軸軸頸中部的力P。

圖1 十字軸有限元分析

圖2 十字軸受力分析

（1）P=T/2R

式中，十字軸中心到軸頸中部的距離R=299 mm；

萬向軸傳遞最大轉(zhuǎn)矩T=955 kN·m=9.55×108N·mm。

計算得出：P=1.6×106N。

（2）A-A截面彎矩MW=P×S

式中，軸頸中部到軸肩的距離S=105 mm。

計算得出：MW=1.6×106×105=1.68×108N·mm。

（3）A-A截面彎曲應力為σW=MW/W

式中，A-A截面抗彎截面系數(shù)W=πd3/32；

危險A-A截面直徑d=290 mm。

計算得出：σW=MW/W=1.68×108×32/πd3=70.1 N/mm2。

（4）許用彎曲應力[σ]：[σ]=σb/n式中，σb——材料抗拉強度；

n——安全系數(shù)（考慮軋機萬向軸受循環(huán)應力和較大沖擊，一般取n=5）。

故 [σ]=1483 N/mm2/5=296.6 N/mm2。

根據(jù)危險截面所受應力計算結果，σW＜[σ]。

由此可見，選用該型號尺寸萬向軸十字軸符合使用要求。

2.2 叉頭材料、強度分析計算

2.2.1 材料參數(shù)

叉頭材質(zhì)：34CrNi3MoA；

σb=805 MPa（經(jīng)調(diào)質(zhì)處理）；

單根軸傳遞最大理論轉(zhuǎn)矩公式：T=9.55Pw/n

式中，Pw——驅(qū)動功率，Pw=8000 kW；

n——最小工作轉(zhuǎn)速，n=80 r/min。

計算得出：T=955 kN·m。

2.2.2 叉頭強度計算

主要研究回轉(zhuǎn)直徑860 mm十字包組件的叉頭。

叉頭與十字軸組成的十字包組件，在工作過程中，產(chǎn)生支承反力，叉頭體受到彎曲和剪切，一般在與十字軸軸頭中心線成45°的Ⅰ-Ⅰ截面上產(chǎn)生的應力最大，可作為強度計算的危險截面，見圖3十字軸式叉頭有限元分析和圖4十字軸式叉頭受力圖。在危險截面Ⅰ-Ⅰ處，已知萬向軸傳遞最大轉(zhuǎn)矩T,可求出作用在叉頭鏜孔上的力P。

圖3 十字軸式叉頭有限元分析

圖4 十字軸式叉頭受力分析

（1）P=2T/L；

式中，十字軸端作用力P的力臂L=588 mm；

萬向軸傳遞最大轉(zhuǎn)矩T=955 kN·m=9.55×108N·mm。

計算得出：P=3.2×106N。 圖中被計算的Ⅰ-Ⅰ截面與叉頭軸線間夾角θ=45°，叉頭孔所受的力P，Ⅰ-Ⅰ截面承受彎曲力矩和扭轉(zhuǎn)力矩。為簡化計算，在計算危險截面抗彎模量和抗扭模量時，把斷面轉(zhuǎn)化為相似的梯形斷面。

（2）Ⅰ-Ⅰ截面彎矩MW=P×x1

式中，叉頭孔中部作用點到Ⅰ-Ⅰ截面的距離x1=200 mm。

計算得出：MW=3.2×106×200=6.4×108N·mm。（3）Ⅰ-Ⅰ截面彎曲應力為σW=MW/W

式中，Ⅰ-Ⅰ截面抗彎截面系數(shù)W=

危險Ⅰ-Ⅰ截面 C1=250 mm；C2=150 mm；C3=300 mm。

計算得出：σW=MW/W=6.4×108/7.3×106=87.7 N/mm2。

（4）Ⅰ-Ⅰ截面剪切應力為τW=P×x2/WK

式中，叉頭孔中部作用點到Ⅰ-Ⅰ截面對稱中心線距離x2=180 mm。

Ⅰ- Ⅰ截面抗扭截面系數(shù)

系數(shù) γ=（C2+C3）/C1；斷面長寬比，取 γ=0.415。

危險Ⅰ-Ⅰ截面 C1=250 mm；C2=150 mm；C3=300 mm。

計算得出：τW=P×x2/WK=3.2×106×180/1.17×107=49.2 N/mm2。

（5）由強度理論，可以得出強度條件：

（6）許用彎曲應力[σ]：[σ]=σb/n

式中，σb為材料抗拉強度，n為安全系數(shù)（考慮軋機萬向軸受循環(huán)應力和較大沖擊，一般取n=5）。

故[σ]=805/5=161 N/mm2。

根據(jù)危險截面所受應力計算結果，σ＜[σ]。

由此可見，選用該型號尺寸萬向軸符合使用要求。

2.3 軸承接觸疲勞壽命計算

為了保證萬向軸在長期不同的環(huán)境下工作，在設計制造上采用了不同形式的密封結構和軸承滾動體布置。裝在十字軸上的滾動軸承是十字軸式萬向軸的又一關鍵設部件，在萬向軸選型時要對軸承接觸疲勞壽命進行校核。軸承接觸疲勞壽命LN按下式校核：

式中，KL——軸承容量系數(shù)，KL=16.18×106；

K1——原動機系數(shù)，電動機K1=1；

n——最小工作轉(zhuǎn)速，n=80 r/min；

T——理論轉(zhuǎn)矩，T=955 kN·m；

β——最大工作傾角，β=5°；

LNmin——設計要求最短壽命。

計算得：LN=KL×1010/K1×n×β×T10/3=4.7×104h

根據(jù)軸承接觸疲勞壽命計算結果符合設計要求的最短壽命。

3 結束語

通過對國產(chǎn)萬向軸的結構組成的分析，對主要部件十字軸、叉頭的受力分析計算以及軸承疲勞壽命計算，能夠滿足大扭矩板材軋機的設計壽命要求。興澄中板生產(chǎn)線自投產(chǎn)使用至今，萬向軸使用狀況良好，滿足軋鋼工藝要求，未出現(xiàn)各類重大設備事故，實踐證明了國產(chǎn)化萬向軸能夠滿足大扭矩板材軋機的的使用。

[參考文獻]

[1]馬鞍山鋼鐵設計院等.中小型軋鋼機械設計與計算[M].北京：冶金工業(yè)出版社，1979.

[2]鄒家祥.軋鋼機械[M].北京：冶金工業(yè)出版社，1999.

[3]成大先.機械設計手冊（第5版）[M].北京：化學工業(yè)出版社，2014.