呂陽陽，劉睿平，張志娜，馬續(xù)創(chuàng)，鞠 航

(中國重型機械研究院股份公司，陜西 西安 710032)

0 前言

開卷機是冷軋連續(xù)帶材生產(chǎn)中的關(guān)鍵設備之一，廣泛應用于主機和各種精整機組當中，主要用于對帶材進行開卷和產(chǎn)生后張力，對精整機組的穩(wěn)定高效生產(chǎn)起著重要的作用。然而，開卷機由于其結(jié)構(gòu)設計不合理以及受力復雜等原因，在實際使用過程中，極易出現(xiàn)主軸斷裂，軸承損壞，扇形板開裂等問題，極大的阻礙了正常的生產(chǎn)[1-3]。此外，隨著我國制造業(yè)的高速發(fā)展，帶材高精度和高質(zhì)量的要求也對相應的開卷機等生產(chǎn)設備穩(wěn)定可靠運行提出了更高的要求。因此準確分析開卷機各主要零件受力情況及存在問題，進而對其結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設計，對帶材的安全高效生產(chǎn)具有重要的意義。

針對開卷機張力建模計算、工藝參數(shù)優(yōu)化、卷筒和扇形板結(jié)構(gòu)設計等方面，國內(nèi)外相關(guān)學者和工作人員已經(jīng)開展了廣泛的研究[4-6]。開卷機在工作過程中，主軸承受了長期循環(huán)的交變載荷，且由于主軸結(jié)構(gòu)特點的原因，在工作過程中主軸不同位置受力不均勻以及極易產(chǎn)生應力集中的現(xiàn)象，這也容易引起主軸在設備運行過程中發(fā)生斷裂失效的事故。王秀霞[7]等針對主軸軸承頻繁粉碎損壞的故障，通過計算分析和優(yōu)化尺寸，提高了設備的使用壽命。葛國軍等[8]對通過對脹縮缸推力的計算和主軸受力情況的分析，根據(jù)主軸承受的彎矩和扭矩對主軸進行強度校核來驗證所設計的主軸是否可靠。有限元分析技術(shù)也被廣泛應用在開卷機結(jié)構(gòu)受力以及失效原因分析當中[9-11]。房慶華等[12]采用解析方法得到了影響兩種結(jié)構(gòu)主軸力學性能的關(guān)鍵參數(shù)與主軸槽深之間的函數(shù)關(guān)系，并利用ANSYS 軟件進行了建模，分析驗證與補充了解析方法計算結(jié)果。李傳江等[13]基于OptiStruct對開卷機主軸進行了靜力學和疲勞分析并對主軸尺寸進行了改進。王巖[14]基于Workbench 軟件中目標驅(qū)動優(yōu)化模塊對開卷機主軸進行優(yōu)化設計實現(xiàn)了對主軸的減重。目前大部分研究分析過程中多將主軸的彎矩、扭矩作為主要討論目標，重點關(guān)注了主軸的剛度和強度以及結(jié)構(gòu)尺寸，并且對很多受力情況進行了簡化，很多情況下很難完全反應實際情況以及解決主軸斷裂問題[15, 16]。

本研究針對某鋼廠實際生產(chǎn)機組中出現(xiàn)的主軸斷裂事故，分析其問題產(chǎn)生原因，通過參數(shù)對比和理論計算，首先校核主軸材料與漲縮缸結(jié)構(gòu)的合理性，基于有限元仿真分析主軸受力特點及主軸斷裂原因，在此基礎(chǔ)上通過對結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化改進，并根據(jù)改進方案建立新的有限元分析模型進行分析，驗證了改進方案的合理性和可行性。

1 主軸斷裂原因分析

某鋼廠精整機組生產(chǎn)時發(fā)現(xiàn)開卷機無法實現(xiàn)卷筒的漲縮，經(jīng)停機檢查發(fā)現(xiàn)卷筒與漲縮缸連接處出現(xiàn)斷裂問題，嚴重影響了生產(chǎn)效率。開卷機整體結(jié)構(gòu)如圖1所示，其中A處為主軸斷裂位置，主軸詳細尺寸如圖中放大部分所示，該開卷機采用的是四棱錐軸結(jié)構(gòu)，通過帶旋轉(zhuǎn)接頭的漲縮缸作用主軸實現(xiàn)卷筒的漲縮。

圖1 開卷機整體結(jié)構(gòu)

如圖2所示為開卷機主軸斷口形貌，該主軸的斷裂位置處于主軸臺階轉(zhuǎn)接的根部，臺階處過渡圓角R為3 mm，從圖中斷口形貌可以看到靠近表面的部位有摩擦和擠壓的痕跡，同時裂紋呈現(xiàn)多個同時發(fā)生和擴展的情況。

圖2 主軸斷裂圖片

通過掃描電鏡分別對主軸斷口處初始斷裂區(qū)和終斷區(qū)的微觀組織形貌進行分析，結(jié)果如圖3所示，從圖中可以看出，在靠近表面附近的初始斷裂區(qū)塑性變形量較大，如圖3a所示，斷口呈現(xiàn)韌性斷裂的特征，主軸心部終斷區(qū)的塑性變形量較小，斷口形態(tài)類似于解理斷裂的形態(tài)，如圖3b所示，斷面顏色較亮且具有短的河流花樣，呈現(xiàn)出脆性斷裂的特征。

圖3 主軸斷裂處微觀形貌

通過對主軸斷裂事故進行初步分析，可能的原因包括：(1)主軸材料在制造過程中化學成分及力學性能未達到技術(shù)標準要求；(2)漲縮缸選型錯誤，軸頭受力過大而發(fā)生斷裂；(3)圖1中R處圓角選取不合理，致使圓角處應力幾種超過安全系數(shù)從而引起該部位發(fā)生微小裂紋從而導致后期長時間使用后斷裂。

1.1 主軸材料化學成分及力學性能分析

為確定主軸材料化學成分及力學性能是否符合要求，分別對材料進行了化學成分檢測分析，以及截取主軸材料進行了力學性能測試?；瘜W成分和力學性能檢測結(jié)果分別如表1和表2所示，由表1可知，該主軸的元素成分均在技術(shù)要求的范圍之內(nèi)。由表2可知，主軸材料各項力學性能指標均超過技術(shù)標準的范圍。這也說明材料化學成分及力學性能滿足使用要求，并非引起主軸斷裂的原因。

表1 化學成分檢測結(jié)果/%

表2 力學性能檢測結(jié)果

1.2 卷筒漲縮缸直徑校核

為判定主軸斷裂是否由于漲縮缸選型錯誤而導致，進而對卷筒漲縮缸直徑進行校核。計算卷筒漲縮缸直徑，首先要計算帶材作用于卷筒表面上的徑向壓力[17]。計算徑向壓力應用較多的是蔣昭公式，將包緊在卷筒上的帶材看作是多層圓筒，其中徑向壓緊程度可變。而安曼的關(guān)于板材卷取的壓力計算中，認為當卷層厚度達到一個臨界值后，就不再對卷筒增加壓力，產(chǎn)生“支承筒”，從而計算出徑向壓力。本文結(jié)合兩種算法來計算徑向壓力。計算結(jié)果如表3所示，由表中結(jié)果可知卷筒漲縮缸選型正確，能夠滿足漲徑縮徑要求且裕量符合設計標準，不存在受力過大情況。

表3 漲縮缸工作參數(shù)

(1)

式中，σ為單位卷曲張力；r當為卷取當量半徑；r0為卷取初始半徑；R為鋼卷最大卷半徑；A為棱錐軸斷面邊長的平均值；T為卷取張力；B為鋼卷寬度；h為帶材厚度。

卷筒漲緊力可表示為

(2)

式中，f1為斜楔與卷筒軸面間的摩擦系數(shù)；f2為封閉楔與扇形版面間的摩擦系數(shù)；α為斜楔傾角；d1為卷筒直徑。

漲縮缸提供的漲緊力計算公式

(3)

式中，p為漲縮缸工作油壓，工作壓力14 MPa；D為漲縮缸缸徑，360 mm；d為漲縮缸桿徑，140 mm。

1.3 軸頭圓角受力分析

1.3.1模型建立

本文基于ANSYSY workbench 15.0商用軟件對主軸斷裂處進行有限元受力分析，為了降低模型的復雜程度，減少運算時間，僅選擇主軸斷裂處進行分析，建模時簡化軸頭處螺紋和螺母的作用。主軸材料為34CrNi3Mo鋼，材料屬性：密度為7 850 kg/m3，彈性模量為210 GPa，泊松比為0.3，其余力學性能參數(shù)采用表2中測試獲得的參數(shù)。首先基于Pro/E軟件，對主軸進行幾何建模，并導入有限元軟件中，為提高計算精度，對主軸采用六面體實體網(wǎng)格進行劃分，并對圓角處進行網(wǎng)格細化處理。

邊界條件施加是有限元分析中的關(guān)鍵步驟，在本模型中，將漲縮缸壓力F施加在軸頭界面B處，方向為-X即平行于主軸軸線方向，其中漲縮缸工作油壓為14 MPa，相應的漲縮缸壓力F為120.89 kN，此外對A界面施加固定約束，約束和載荷施加如圖4所示。

圖4 模型的約束及載荷施加

1.3.2 結(jié)果分析

當圓角半徑為3 mm以及漲縮缸工作油壓為14 MPa時，通過有限元計算得到的主軸應力分布結(jié)果如圖5所示，從圖中可以看出，通過應力探針顯示主軸最大應力出現(xiàn)在圓角處，最大應力達到473.15 MPa，要明顯高于其他位置所受應力，出現(xiàn)了顯著的應力集中效應。

圖5 主軸等效應力分布云圖

在此基礎(chǔ)上分別建立了圓角為6 mm、9 mm和10 mm的有限元模型，分析對比不同圓角半徑對所受應力大小以及應力集中的影響，并根據(jù)軸靜強度安全技術(shù)計算方法計算得到不同圓角半徑對應的主軸靜強度安全系數(shù)[18]，進而得到不同圓角半徑對最大等效應力和安全系數(shù)的影響如圖6所示。從圖中6可以看出，隨著圓角半徑的增大，圓角處最大等效應力呈顯著下降的趨勢，且應力集中效應也明顯減弱，同時主軸安全系數(shù)呈提高的趨勢。當漲縮缸工作油壓為14 MPa時，結(jié)合表2結(jié)果可知，主軸材料的δs/δb=0.859，處于0.7～0.9范圍之內(nèi)，相應的許用安全系數(shù)S范圍為1.7～2.2，如圖中陰影范圍所示，從圖6中結(jié)果還可以看出，當圓角半徑為現(xiàn)有的3 mm時，該主軸圓角處的安全系數(shù)僅為1.55，不滿足使用要求。主軸斷裂的原因為R處圓角選取過小，導致圓角處產(chǎn)生應力集中現(xiàn)象且受力過大超過安全系數(shù)從而導致主軸發(fā)生斷裂。

圖6 不同圓角半徑下最大等效應力和安全系數(shù)計算結(jié)果

2 主軸結(jié)構(gòu)改進設計

2.1 主軸結(jié)構(gòu)改進方案

為了改善主軸圓角處應力集中現(xiàn)象以及解決主軸斷裂的問題，本研究對主軸結(jié)構(gòu)進行改進，改進方案如圖7所示。將原結(jié)構(gòu)的A處更改如B處所示，即將原有一體式主軸結(jié)構(gòu)改為螺紋連接式主軸結(jié)構(gòu)，在主軸端面添加內(nèi)螺紋，軸頭結(jié)構(gòu)改為外螺紋，同時對軸頭螺紋部分進行加粗，螺紋規(guī)格為M110，通過該方案改進后可有望有效避免主軸在工作過程中發(fā)生應力集中現(xiàn)象，又方便安裝檢修，降低主軸發(fā)生事故的成本。

圖7 主軸結(jié)構(gòu)改進方案

2.2 改進后主軸結(jié)構(gòu)有限元分析

為了驗證改進方案的可行性，同樣通過ANSYSY workbench 15.0對新結(jié)構(gòu)進行有限元受力分析。為了準確分析改進后結(jié)構(gòu)受力狀況，不再忽略軸頭處螺紋和螺母的作用，模型由鎖緊螺母、螺母、軸頭和主軸4個部分構(gòu)成，如圖8所示，將不同部件進行三維建模后導入有限元軟件中裝配，對主軸采用六面體實體網(wǎng)格進行劃分，并對鎖緊螺母、螺母和主軸的內(nèi)螺紋，以及軸頭外螺紋處進行網(wǎng)格細化分，以提高螺紋計算精度。根據(jù)改進方案，將漲縮缸壓力F施加在螺母端面C處，漲縮缸工作油壓為14 MPa，相應的漲縮缸壓力F為120.89 kN，方向為-X，并對A界面施加固定約束，同時考慮鎖緊螺母的預緊力B。

圖8 有限元模型及邊界條件施加

對改進后結(jié)構(gòu)有限元模型計算結(jié)果進行分析，如圖9所示為新結(jié)構(gòu)主軸部分應力分布云圖，從圖中可以看出最大應力出現(xiàn)在主軸內(nèi)螺紋處，且最大應力為123.38 MPa，相比原有一體式主軸圓角處最大應力473.15 MPa有了顯著下降。如圖10為新結(jié)構(gòu)軸頭部分應力分布云圖，相比原有結(jié)構(gòu)，最大應力也下降到358.99 MPa。結(jié)果表明，通過對主軸結(jié)構(gòu)進行改進后，明顯改善了應力集中現(xiàn)象，減小了主軸最大應力。

圖9 主軸的應力分布

圖10 軸頭的應力分布

將改進前后主軸所受最大應力值與計算得到的靜強度安全系數(shù)進行對比，結(jié)果如圖11所示，從圖中也可以看出，改進后結(jié)構(gòu)最大應力下降且安全系數(shù)由了顯著提升，改進后主軸安全系數(shù)在許用安全系數(shù)1.7～2.2范圍之內(nèi)，滿足設計要求。通過有限元結(jié)果分析也可以表明針對主軸結(jié)構(gòu)的改進設計，可以有效減輕主軸在工作過程中的破壞可能和程度，有利于其使用穩(wěn)定性、安全性和工作效率的提高。

圖11 改進前后最大應力與安全系數(shù)對比

3 結(jié)論

(1)通過對開卷機主軸材料化學成分及力學性能進行檢測，縮缸選型校核以及利用有限元分析開卷機主軸圓角半徑對應力集中的綜合分析，確定主軸斷裂的原因為圓角選取過小，導致圓角應力集中顯著且受力過大超過安全系數(shù)所致。

(2)對主軸結(jié)構(gòu)進行改進，并根據(jù)新結(jié)構(gòu)建立有限元模型，分析驗證了新結(jié)構(gòu)的可行性。新結(jié)構(gòu)大大減小了主軸和軸頭的應力集中，增大了主軸和軸頭的安全系數(shù)。并且新結(jié)構(gòu)更有經(jīng)濟性，將主軸受力最大的軸頭與主軸分開，在軸頭發(fā)生斷裂等事故時，只需要更換軸頭部分，大大提高了生產(chǎn)效率。