司馬攀峰，袁玉琴，余峰

（1.湖南科美達(dá)電氣股份有限公司；2.湖南科美達(dá)重工有限公司，湖南 岳陽(yáng) 414000）

1 前言

卷筒是熱軋生產(chǎn)線上卷取機(jī)的關(guān)鍵設(shè)備，用來將精軋機(jī)輸送過來的帶鋼卷取成卷方便轉(zhuǎn)運(yùn)轉(zhuǎn)移，而扇形板是卷筒上的重要零部件，其為鍛造成型后加工，具有材料成本高、生產(chǎn)制造周期長(zhǎng)等特點(diǎn)。近期我公司維修檢測(cè)時(shí)，發(fā)現(xiàn)多家熱軋鋼廠卷取機(jī)卷筒扇形板側(cè)導(dǎo)向凸臺(tái)根部均出現(xiàn)開放性裂紋導(dǎo)致報(bào)廢，具體見圖1所示。

圖1 扇形板實(shí)物裂紋圖

其直接導(dǎo)致扇形板報(bào)廢更換，影響卷筒的使用壽命，并造成卷筒修復(fù)周期增長(zhǎng)，嚴(yán)重制約鋼廠產(chǎn)能，針對(duì)這一現(xiàn)象利用ANSYSY Workbech有限元軟件進(jìn)行對(duì)比分析，找出裂紋出現(xiàn)的原因，并盡可能提供合理的解決方案。

2 卷筒結(jié)構(gòu)及關(guān)鍵參數(shù)

（1）卷筒本體是卷取設(shè)備的關(guān)鍵，內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖2所示，主要由連桿、空心軸、芯軸、扇形板、柱塞、脹縮油缸組成。卷筒卷取時(shí)，扇形板外圓表面直接與熱軋帶鋼接觸，需要承受急冷急熱循環(huán)沖擊，承載鋼卷重量及卷取帶鋼的卷取張力。

圖2

（2）卷筒關(guān)鍵參數(shù)見表1。

表1 1700卷筒關(guān)鍵參數(shù)

3 現(xiàn)場(chǎng)工況及受力分析

在帶鋼的卷取過程中，扇形板外圓受到帶鋼卷沿徑向方向分布的徑向壓力及與卷取張力。卷筒內(nèi)部則由脹縮油缸提供的脹緊力拉動(dòng)芯軸，芯軸外圓上斜面帶動(dòng)斜面上設(shè)置的柱塞上移將扇形板沿徑向向外推動(dòng)從而抵消扇形板所承受徑向壓力。因扇形板承載受到的徑向壓力直接傳遞到柱塞，對(duì)柱塞及芯軸等卷筒關(guān)鍵部件進(jìn)行受力分析，具體如圖3所示。

圖3

圖中符號(hào)含義：F1為扇形板傳遞到柱塞的徑向壓力；fF阻為柱塞周邊支撐摩擦阻力；F阻為柱塞周邊支撐力；N1為芯軸與柱塞之間的支撐作用力；fN1為芯軸與柱塞之間的摩擦力；a為芯軸傾角18°；Q1為脹縮油缸脹緊力。

以1700熱軋卷筒為例，分析扇形板極限狀態(tài)下應(yīng)力應(yīng)變情況取脹縮缸最大壓力狀態(tài)時(shí)分析計(jì)算F1值。

根據(jù)表11700卷筒關(guān)鍵參數(shù)得到脹縮油缸缸徑為φ390mm，桿徑φ180mm，正常工作壓力13MPa，實(shí)驗(yàn)壓力18MPa。因目前鋼廠普遍存在設(shè)備老化、鋼種品質(zhì)提升等問題，實(shí)際油缸工作壓力一般取15～16MPa。根據(jù)公式

求得脹縮油缸脹緊力：

Q1=F=16π(1952-902)=1504.195kN

（1）以芯軸為分析對(duì)象，有：

水平方向：Q1=fN1cos a+N1sin a=N1f1cos a+N1sin a

（2）以柱塞為分析對(duì)象，有：

垂直方向：N1cos a=fN1sin a+fF阻+F1

即：N1cos a=N1f1sin a+F阻f2+F1

水平方向：FZ=N1sin a+N1f1cos a

式中，f1，f2為為芯軸與柱塞之間以及柱塞與空心軸之間的摩擦系數(shù)，因卷筒內(nèi)部各零部件之間均設(shè)置有高效潤(rùn)滑脂，計(jì)算時(shí)取0.1；F1為為負(fù)載時(shí)扇形板傳遞到柱塞面的徑向壓力；將各參數(shù)代入可求得F1=4017kN，考慮四塊扇形板均勻受力單塊扇形板所承受徑向壓力為1004.25kN。

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式對(duì)卷取機(jī)卷筒張力進(jìn)行計(jì)算：

式中，σ0為單位張力(MPa)；以常用碳鋼Q235為列取σS=235MPa；b為帶鋼的寬度(mm)；h為帶鋼的厚度(mm)；K為張力系數(shù)，取K=0.1～0.2。

對(duì)于帶寬b=1430mm，帶材厚度h=10mm，取K=0.1，卷取速度為22m/s，大于3m/s，所以最大卷取張力為252kN。

4 扇形板靜態(tài)結(jié)構(gòu)有限元分析

4.1 建立有限元分析模型并設(shè)置約束與載荷

以扇形板為主要研究對(duì)象采用Creo Parametric 5.0建立扇形板及與其直接接觸關(guān)鍵零部件柱塞、耐磨板三維實(shí)體模型并將各零部件按配合關(guān)系裝配，確定彼此之間無干涉。將裝配后組件導(dǎo)入ANSYSY Workbech 19.0軟件中，并對(duì)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化處理及網(wǎng)格劃分。

根據(jù)卷筒設(shè)計(jì)圖紙扇形板材料為2Cr12NiMoWV，柱塞及耐磨襯板為鋼銅復(fù)合材料，基材為42CrMo，耐磨層為ZCuAL10Fe3Mn2厚度約3mm。將表2各材料屬性分別匹配到相應(yīng)分析模型。根據(jù)前面工況分析及受力分析結(jié)果建立扇形板簡(jiǎn)化后載荷及約束模型，耐磨板安裝面及柱塞斜面設(shè)置固定約束，扇形板表面施加徑向軸承載荷1004.25kN模擬鋼卷徑向壓力，切向設(shè)置252kN軸承載荷模擬鋼帶卷取張力，具體如圖4所示。

圖4 扇形板約束及載荷圖

表2 工程材料屬性

4.2 有限元計(jì)算結(jié)果分析

計(jì)算結(jié)束后，對(duì)結(jié)果進(jìn)行觀察分析可以得到扇形板導(dǎo)向凸臺(tái)根部出現(xiàn)應(yīng)力集中點(diǎn)，與實(shí)際產(chǎn)生裂紋位置一致，應(yīng)力值約為90MPa，如圖5所示。

圖5 扇形板局部等效應(yīng)力云圖

通過受力情況分析扇形板此位置為彎曲切應(yīng)力，將有限元分析結(jié)果與材料的許用切應(yīng)力做對(duì)比分析，材料的許用切應(yīng)力[τ]：

式中，[σ]為許用屈服強(qiáng)度；σμ為極限應(yīng)力；n為安全因數(shù)（此處取2.2）；計(jì)算得出[τ]=(167-233)MPa。

由以上有限元分析及計(jì)算得出靜應(yīng)力值遠(yuǎn)小于材料許用切應(yīng)力值，安全系數(shù)也基本滿足工況使用需求，靜應(yīng)力值不是造成此位置裂紋的主因。因卷取機(jī)在生產(chǎn)過程中的工作模式為卷取-卸卷循環(huán)，扇形板在卷取過程中承受鋼卷徑向壓力及卷取機(jī)卷取張力載荷，卸卷后處于空載狀態(tài)無載荷，即扇形板在工作中承受循環(huán)載荷，裂紋考慮高周疲勞產(chǎn)生。

卷筒扇形板一般要求使用三個(gè)周期以上，卷筒使用周期按每次過鋼量100萬噸，平均每卷鋼重量按20噸，一個(gè)修復(fù)周期內(nèi)約卷鋼5萬次。利用ANSYS Workbench計(jì)算扇形板在四個(gè)卷鋼周期靜應(yīng)力循環(huán)載荷下的安全系數(shù)如圖6所示，裂紋產(chǎn)生位置抗疲勞斷裂安全系數(shù)約為1.5。

圖6 安全系數(shù)云圖

采用部分系數(shù)法計(jì)算扇形板的安全系數(shù)S，目前比較簡(jiǎn)單的方法是只取三個(gè)部分系數(shù)，即：

式中，S1為考慮材料的可靠性，取S1=1.1；S2為考慮扇形板是卷取機(jī)卷筒正常工作中的關(guān)鍵零件且在工作過程中連續(xù)承受急冷急熱循環(huán)沖擊，故取S2=1.3；S3為考慮計(jì)算的準(zhǔn)確性，取S3=1.3。

通過以上數(shù)據(jù)對(duì)比可得出，有限元分析應(yīng)力集中點(diǎn)抗疲勞斷裂安全系數(shù)低于扇形板安全系數(shù)要求，無法滿足使用要求，有可能會(huì)產(chǎn)生裂紋及斷裂現(xiàn)象，與實(shí)際使用情況相符。

5 扇形板結(jié)構(gòu)優(yōu)化及改進(jìn)

通過前面的受力分析可以將扇形板的實(shí)際受力情況簡(jiǎn)化成簡(jiǎn)支梁結(jié)構(gòu)其簡(jiǎn)化模型及剪力圖與彎矩圖，如圖7所示。

圖7 簡(jiǎn)支梁剪力圖及彎矩圖

式中，Qmax為最大剪力；q為均布載荷；l為支點(diǎn)間距離；Mmax為最大彎矩。

從公式可以看出，要降低剪力Qmax值和彎矩Mmax值都只能通過降低載荷q或者縮小支點(diǎn)間距l(xiāng)來實(shí)現(xiàn)，而卷取載荷q卷取張力顯然是卷取機(jī)的關(guān)鍵參數(shù)，調(diào)整后勢(shì)必會(huì)影響鋼帶卷取效果，只能考慮縮小支架間的距離l來降低Qmax值和彎矩Mmax值，對(duì)熱軋卷取機(jī)卷筒結(jié)構(gòu)研究分析發(fā)現(xiàn)，扇形板中間位置可以考慮再增加一處鋼銅復(fù)合襯板，即將l值降低到l/2,通過公式可以算出Qmax可以降低到Qmax/2，Mmax則可以降低到Mmax/4。通過以上推導(dǎo)建立優(yōu)化后有限元分析模型，如圖8所示，中間增加一對(duì)鋼銅復(fù)合襯板。

圖8 增加中間襯板結(jié)構(gòu)圖

利用ANSYSY Workbech 19.0有限元軟件對(duì)優(yōu)化后模型重新進(jìn)行計(jì)算。

優(yōu)化后裂紋位置等效應(yīng)力如圖9所示應(yīng)力值降低到了31.6MPa。

圖9 優(yōu)化后局部等效應(yīng)力云圖

優(yōu)化后裂紋位置抗疲勞斷裂安全系數(shù)如圖10所示，增加到了2.88。

圖10 優(yōu)化后局部安全系數(shù)云圖

6 結(jié)語(yǔ)

通過有限元分析得到了扇形板工作狀態(tài)時(shí)應(yīng)力分布情況，驗(yàn)證了頻繁出現(xiàn)裂紋位置存在應(yīng)力集中問題，通過疲勞計(jì)算后，發(fā)現(xiàn)該位置安全系數(shù)偏低存在安全隱患。

為提高扇形板使用壽命避免裂紋出現(xiàn)，提出了可以降低裂紋位置應(yīng)力值的方案，并通過有限元分析驗(yàn)證了改進(jìn)方案，為后續(xù)改善扇形板裂紋問題提供了理論依據(jù)。