石少玉，王先云，彭鐵輝，羅志仁

(泰爾重工股份有限公司，安徽 馬鞍山 243000)

0 前言

隨著我國鋼鐵工業(yè)不斷發(fā)展，鋼鐵產(chǎn)能規(guī)模已經(jīng)占全球一半以上，國內(nèi)各大鋼鐵企業(yè)為了提高自身的競爭力，正加緊發(fā)展特鐘鋼、高強鋼。特別是隨著石油工業(yè)的發(fā)展，石油及天然氣管線布局不斷增加，高強度管線鋼需求量也不斷增加。為了軋制高強鋼板，越來越多的鋼廠上線強力卷取機卷筒以滿足更大卷取張力和強度要求。強力卷筒比常規(guī)卷筒強度更高，可以提供更大的脹緊力，能夠卷取X100以上高強鋼種[1]。但強力卷筒在卷取超寬、超厚高強鋼時仍會因卷取張力過大而導(dǎo)致卷筒自縮徑量增加進而產(chǎn)生鋼卷塌卷、抽芯、卸卷困難等生產(chǎn)事故，此時通常做法為通過提升卷筒脹縮油缸壓力來增加卷筒扇形板對鋼卷內(nèi)徑的脹緊力以降低卷筒的自縮徑量保障帶鋼正常卷取。不過隨著脹縮油缸壓力的提高，卷筒內(nèi)芯軸的使用壽命會大幅降低，甚至出現(xiàn)芯軸在設(shè)計壽命內(nèi)發(fā)生斷裂的情況，導(dǎo)致現(xiàn)場事故停機嚴重影響生產(chǎn)，因此研究芯軸斷裂的原因并加以改進對保障鋼廠產(chǎn)線平穩(wěn)運行具有極為重要的意義。

某鋼廠2250熱軋線上的強力卷筒(該卷筒由國外某冶金設(shè)備制造公司生產(chǎn))在提高脹縮油缸壓力后連續(xù)出現(xiàn)芯軸斷裂事故，本文通過對該生產(chǎn)線卷筒實際使用工況及芯軸斷裂情況進行研究，結(jié)合有限元進行分析，探究卷筒芯軸斷裂原因、提出改進方案并進行效果驗證，最終解決了芯軸斷裂的問題，極大的延長了芯軸的使用壽命。

1 卷筒的構(gòu)成和工作原理

1.1 卷筒的構(gòu)成

卷筒由空心軸、芯軸、扇形板、延伸軸、連桿、柱塞及脹縮油缸等零件組成，如圖1所示。空心軸中心有貫通的軸向內(nèi)孔，左側(cè)有多處徑向孔，芯軸安裝在其軸向孔內(nèi)，能實現(xiàn)軸向移動，柱塞安裝在其徑向孔內(nèi)，能實現(xiàn)徑向移動；空心軸右端通過連接體與脹縮油缸相連接；芯軸左端有多節(jié)棱錐面，棱錐面與柱塞斜面接觸，柱塞內(nèi)裝有彈簧使柱塞斜面始終壓緊芯軸棱錐面，芯軸右端通過聯(lián)軸器與脹縮油缸的活塞桿相連接。扇形板通過連桿與芯軸相連，扇形板的下平面與柱塞接觸，左端延伸軸通過螺栓與空心軸相連接。

圖1 熱軋強力卷筒

1.2 工作原理

工作時，傳動機構(gòu)通過脹縮油缸右端組裝的外齒軸套向卷筒輸入扭矩，卷筒開始旋轉(zhuǎn)。芯軸在脹縮油缸的作用下沿空心軸內(nèi)孔向右移動，芯軸左端的棱錐面推動與其斜面相配合的柱塞向外移動，柱塞外端面推動扇形板向外擴張實現(xiàn)卷筒的脹大，當卷筒的直徑脹大到設(shè)定值時進入預(yù)卷狀態(tài)，在助卷輥及助卷導(dǎo)板協(xié)助下，開始卷取帶鋼。卷取3～5圈帶鋼后，助卷輥及助卷導(dǎo)板打開，芯軸在脹縮油缸的作用下繼續(xù)向右移動，卷筒進行二次脹大以保證卷緊帶鋼，之后卷筒進入正常工作速度快速卷取帶鋼，并與末架精軋機建立卷取張力。當卷完一卷帶鋼后，傳動系統(tǒng)制動，卷筒停止旋轉(zhuǎn)。芯軸在油缸的作用下向左移動，柱塞向內(nèi)移動，同時芯軸通過連桿拉住扇形板向內(nèi)收縮，卷筒直徑縮小到卸卷狀態(tài)，開始卸卷[2,3]。

2 芯軸斷裂原因分析

2.1 芯軸斷裂情況

本次出現(xiàn)芯軸斷裂的2250熱軋強力卷筒技術(shù)性能參數(shù)見表1，卷筒每次上機過鋼量達120萬噸后下線進行常規(guī)維修，此為一個使用周期，芯軸設(shè)計壽命要求不低于4個使用周期。

表1 技術(shù)性能參數(shù)表

用戶在使用原設(shè)計13 MPa壓力卷取某些特殊高強鋼種時會出現(xiàn)卷筒脹緊力不足現(xiàn)象 ，因此一直是將脹縮油缸壓力調(diào)至16 MPa進行使用，芯軸在第二個使用周期出現(xiàn)斷裂。芯軸斷裂位置位于右側(cè)第一節(jié)棱錐斜面根部，如圖2所示為斷裂位置示意圖，如圖3所示為斷裂后實物。

圖2 芯軸斷裂位置示意圖

圖3 芯軸斷裂實物

2.2 芯軸材質(zhì)分析及機械性能試驗

本芯軸設(shè)計材質(zhì)為2Cr13，調(diào)質(zhì)處理，設(shè)計要求機械性能為：σs≥550 MPa，σb=800～950 MPa，δ5≥14%，ψ≥37%，Akv≥27 J。

對芯軸取樣做材質(zhì)分析，使用火花直讀光譜儀，分析依據(jù)GB/T 4336-2016,結(jié)果如表2所示。

表2 材質(zhì)分析報告

對芯軸取樣做機械性能試驗,使用微機控制電子萬能試驗機/金屬擺錘沖擊試驗機，拉伸性能試驗依據(jù)GB/T 228.1-2010,沖擊依據(jù)GB/T 229-2007，結(jié)果見表3。

表3 機械性能試驗報告

由分析及試驗結(jié)果可知芯軸材質(zhì)及機械性能均符合設(shè)計要求。

2.3 斷口宏觀形貌分析

如圖4所示為芯軸斷口，從斷口截面上可以看到明顯的貝殼狀條紋，整個斷口清晰的分為疲勞源區(qū)、疲勞裂紋擴展區(qū)、瞬斷區(qū)三個區(qū)域，符合典型的疲勞斷口形貌特征，疲勞源位于相鄰兩斜面根部相接處R位置表面。

圖4 斷口形貌

2.4 金相組織分析

使用金相顯微鏡分別在100×、500×下對斷口處試樣進行分析(圖5～圖7)，芯軸非金屬夾雜物為C 類細系2 級，金相組織為回火索氏體，符合設(shè)計要求。

圖5 非金屬夾雜物100×

圖6 金相組織100×

圖7 金相組織500×

2.5 基于NX Nastran對芯軸做有限元分析

脹縮油缸壓力為16 MPa時，芯軸所受軸向力

(1)

式中，P為脹縮油缸壓力，MPa；D為脹縮油缸缸徑，mm；d為脹縮油缸桿徑，mm。

2.5.1 建立有限元模型

(1)對芯軸模型進行簡化，去除芯軸左端棱錐段對分析結(jié)果影響不大的油孔、油槽等細節(jié)特征，簡化后理想化模型如圖8所示。

圖8 理想化模型

(2)指定材料后使用十節(jié)點四面體單元(CTETRA(10))進行網(wǎng)格劃分，并在右側(cè)第一節(jié)棱錐位置進行網(wǎng)格加密控制。網(wǎng)格劃分后生成171 307個十節(jié)點四面體單元以及267 297個節(jié)點，芯軸網(wǎng)格劃分模型如圖9所示。

圖9 網(wǎng)格劃分

2.5.2 添加邊界條件

柱塞沿芯軸周向?qū)ΨQ布置，卷筒在工作狀態(tài)時(卷筒處于最大脹徑并卷緊帶鋼)柱塞對芯軸徑向作用力合力為0，芯軸在軸向分別受到柱塞對棱錐面的軸向分力及脹縮油缸作用在芯軸右端接手位置的軸向拉力兩者為一對平衡力。對芯軸右端接手部位施加固定約束，左端各斜面施加等效軸向合力F，如圖10所示。

圖10 添加邊界條件

2.5.3 靜強度有限元分析結(jié)果

打開后處理平均開關(guān)，芯軸在軸向力作用下Von Mises應(yīng)力分布云圖如圖11所示，從圖中可以看出芯軸最大應(yīng)力點位于右側(cè)第一節(jié)棱錐兩斜面相交根部R位置，σmax=457.61 MPa，安全系數(shù)n=σs/σmax=550/457.61=1.2，安全系數(shù)偏小，機械設(shè)計手冊中推薦的抗疲勞斷裂安全系數(shù)取值為1.5～3[3]。

圖11 Von Mises應(yīng)力分布云圖

2.5.4 疲勞壽命分析

芯軸每個使用周期內(nèi)受到循環(huán)載荷作用次數(shù)N1=120×10 000/40=30 000次。

芯軸材料在指定存活率為99.9%時S-N曲線雙對數(shù)函數(shù)表達式為：

lgNp=26.5827-8.2536lgσ

(2)[4]

式中，Np為疲勞壽命，次；σ為應(yīng)力，MPa。

將本文σ=457.61 MPa代入式(2)得

Np=10(23.58266-8.2536lg457.61)=42075，Np/N1=1.4，芯軸疲勞壽命無法滿足使用4個周期的設(shè)計要求，且極大概率會在第二個使用周期內(nèi)出現(xiàn)疲勞斷裂，分析結(jié)果與芯軸實際情況一致。

經(jīng)本文分析，本次芯軸斷裂為疲勞斷裂。在將脹縮油缸壓力提高至超過設(shè)計工作壓力使用時，芯軸疲勞危險區(qū)應(yīng)力增大，疲勞壽命降低，以致在第二個使用周期內(nèi)產(chǎn)生疲勞斷裂。

3 解決措施

3.1 提高材料性能

將芯軸材料改為40CrNiMo，調(diào)質(zhì)后機械性能為σs≥850 MPa，σb≥930 MPa，δ5≥12%，ψ≥37%，Akv≥59 J。

3.2 優(yōu)化芯軸結(jié)構(gòu)

受卷筒左端脹縮部分空間限制，無法對芯軸的整體結(jié)構(gòu)尺寸進行加大。為提高危險區(qū)域強度，將芯軸右側(cè)第一節(jié)棱錐斜面優(yōu)化為圓弧形斜面，不再去除相鄰兩斜面間材料以避免產(chǎn)生強度薄弱區(qū)域，改進后芯軸結(jié)構(gòu)如圖12所示，使用此改進方案不需要對空心軸等其他零件做結(jié)構(gòu)改動。

圖12 改進后芯軸三維圖

對改進后的芯軸按前述有限元分析步驟在16 MPa工作壓力下做靜強度分析，求解得到Von Mises應(yīng)力云圖如圖13所示。

圖13 Von Mises應(yīng)力分布云圖

改進后芯軸靜強度最大應(yīng)力點位于中間銷孔位置，最大應(yīng)力σmax=380.52 MPa，安全系數(shù)n=σs/σmax=850/380.52=2.23，靜強度滿足設(shè)計要求。

改進后材料在指定存活率為99.9%時，S-N曲線雙對數(shù)函數(shù)表達式為：

lgNp=40.0482-13.2446lgσ

(3)[4]

將σ=380.52 MPa代入式(3)得

Np=10(40.0482-13.2446lg380.52)=744958，Np/N1=24.83，芯軸疲勞壽命滿足設(shè)計壽命要求。

3.3 合理調(diào)節(jié)脹縮油缸壓力

根據(jù)卷取鋼種的不同通過調(diào)節(jié)閥臺上的減壓閥為卷筒脹縮油缸設(shè)置不同工作壓力，在卷取特殊高強鋼種時將壓力調(diào)高，當卷取普碳鋼時再將壓力及時調(diào)低，以進一步提高芯軸使用壽命。

泰爾重工于2018年11月按改進后材料及結(jié)構(gòu)為用戶新制芯軸并裝配卷筒上機使用，目前已使用滿4個周期并返廠進行常規(guī)維修(圖14)，使用效果良好。

圖14 使用4個周期后的芯軸

4 結(jié)束語

本次通過對芯軸實物斷口形貌分析與有限元分析相結(jié)合的方式確定了熱軋強力卷筒芯軸的斷裂形式及原因，并針對性的對原有材料、結(jié)構(gòu)進行改進，提高芯軸疲勞危險區(qū)強度。改進后的芯軸經(jīng)上線運行驗證，完全滿足用戶的使用需求和壽命要求。同時本次分析、改進也為后續(xù)其他卷筒出現(xiàn)類似問題的處理提供了解決思路。