苗志強(qiáng)

(洛陽有色金屬加工設(shè)計(jì)研究院，河南 洛陽 471039)

隨著市場經(jīng)濟(jì)的要求，現(xiàn)代鋁帶冷軋機(jī)組正朝著高速、大張力、大卷徑和寬幅方向發(fā)展，三大主機(jī)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)極為關(guān)鍵。卷筒是鋁帶冷軋機(jī)組開卷機(jī)和卷取機(jī)的重要組成部分。改善卷筒的工作狀況，減少它的故障率即會大大提高設(shè)備的生產(chǎn)效率。在傳統(tǒng)的鋁帶冷軋機(jī)組中，開卷機(jī)和卷取機(jī)卷筒的芯桿和十字叉頭間、漲縮缸活塞桿和活塞間通常采用傳統(tǒng)的普通螺母聯(lián)接方式。近幾年來設(shè)計(jì)上逐漸采用了液壓螺母的聯(lián)接方式。

1 卷筒上傳統(tǒng)的普通螺母聯(lián)接方式

1.普通螺母、2.十字叉頭、3.芯桿

1.芯桿、2.活塞桿、3.活塞、4.普通螺母、5.卡板

卷筒上傳統(tǒng)的普通螺母聯(lián)接方式由圖1、圖2可以清楚地看出?；钊c活塞桿通過普通單螺母加卡板聯(lián)接，芯桿的另一端用普通雙螺母(一厚、一薄)與十字叉頭聯(lián)接。這種結(jié)構(gòu)的卷筒有兩方面的缺點(diǎn)：(1)在正常卷取過程中，芯桿所受的拉應(yīng)力一直進(jìn)行著變化。當(dāng)卷完一卷料卸卷時，脹縮缸的活塞腔供油，芯桿由拉應(yīng)力轉(zhuǎn)變到壓應(yīng)力。不斷的變化使芯桿承受非對稱循環(huán)變應(yīng)力，工作中在脹縮缸大負(fù)荷的拉伸作用下，易產(chǎn)生疲勞甚至折斷；(2)脹縮缸裝拆不方便，不能整體裝拆。為了將活塞桿與芯桿聯(lián)接，必須把脹縮缸拆散開來，逐個零件進(jìn)行裝配。而當(dāng)拆卸時，工序相反。在維修脹縮缸中某一零件時，仍然同樣麻煩。這不僅增加了工人勞動強(qiáng)度，而且也增加了卷筒的在線維修時間，從而降低了機(jī)組的生產(chǎn)效率。

2 液壓螺母的工作原理及性能特點(diǎn)

1.活塞、2.螺母主體、3.墊片、4.密封

2.1 工作原理

液壓螺母由螺母主體、活塞、密封和墊片組成，見圖3。

整套系統(tǒng)包括液壓泵、高壓油管、快速接頭及液壓螺母。

液壓螺母的操作步驟：(1)將液壓螺母擰在頭部帶螺紋的芯桿上；(2)通入超高壓液壓油使活塞和螺母主體間產(chǎn)生間隙；(3)插入需要厚度為h的墊片，使芯桿預(yù)拉伸，然后卸掉液壓力。液壓螺母是一種先進(jìn)的液壓螺栓拉伸器。其工作原理是利用液壓螺母油腔中的超高油壓對芯桿施加拉伸力，使芯桿在彈性變形區(qū)內(nèi)被拉長，由插入的墊片厚度來控制芯桿的予伸長量。

2.2 性能特點(diǎn)

(1)由于采用超高壓液壓系統(tǒng)，具有很大的拉伸力；(2)液壓螺母的尺寸與原有傳統(tǒng)螺母匹配，無需修改原有螺紋副設(shè)計(jì)；(3)無需扳手及套筒的操作空間，螺紋副的尺寸更緊湊；(4)芯桿工作為純拉伸狀態(tài)，預(yù)緊力比正常工作時載荷高出20%左右，螺紋副工作中更安全；(5)通過液壓拉伸螺栓，預(yù)緊載荷更精確，聯(lián)接更可靠；(6)先進(jìn)的聚氨酯/金屬復(fù)合密封的整體密封結(jié)構(gòu)，密封性能好，結(jié)構(gòu)簡單，特別適于超高壓狀態(tài)下工作。

3 卷筒上新型的液壓螺母聯(lián)接方式

1.液壓螺母、2.壓環(huán)、3.芯桿、4.半開式聯(lián)接套、5.活塞桿、6.活塞、7.液壓螺母

卷筒上新型的液壓螺母聯(lián)接方式由圖4可以明顯的看出。芯桿和活塞桿間采用了半開式聯(lián)接套進(jìn)行聯(lián)接，中間加墊片進(jìn)行調(diào)整。芯桿及活塞桿的另一端則采用液壓螺母聯(lián)接。這種結(jié)構(gòu)的卷筒具有兩大優(yōu)點(diǎn)：(1)芯桿和活塞桿間采用了半開式聯(lián)接套進(jìn)行聯(lián)接，脹縮缸可整體進(jìn)行裝拆；(2)液壓螺母使芯桿在裝配時被施加一定的予應(yīng)力進(jìn)行予伸長，這樣芯桿在工作過程中因軸向載荷引起的拉應(yīng)力始終小于它的予應(yīng)力，故芯桿不會再繼續(xù)拉伸變形，也不會產(chǎn)生松動現(xiàn)象。從而不僅改善了芯桿的工作狀況，延長了壽命，而且能準(zhǔn)確實(shí)現(xiàn)卷筒徑向脹縮。

4 液壓螺母的設(shè)計(jì)計(jì)算

(1)計(jì)算脹縮缸的最大拉力S總

以開卷機(jī)卷筒常用的開式四斜楔結(jié)構(gòu)為例分析

1.卷筒、2.帶卷

a)按張力計(jì)算作用于扇形板上的壓力

由圖5 ∑M=0時

TR=Pr=4μGr

式中：

T — 帶材張力，N；

R — 帶卷半徑，mm；

μ— 帶卷與卷筒間摩擦系數(shù)， 一般取μ=0.15～0.18；

G — 帶卷作用于一塊扇形板上的正壓力，N；

r — 卷筒半徑，mm；

P — 由壓力4G產(chǎn)生的總摩擦力，N；

b) 計(jì)算脹縮缸的最大拉力S總

由圖6 ∑Y=0時(不考慮扇形塊端部止推力S1引起的摩擦力F3時)

G=Ncosα-Nf1sinα

1.扇形板、2.軸向斜楔

式中：

f1— 扇形板和軸向斜楔間滑動摩擦系數(shù)；

1.軸向斜楔、2.空心主軸

由圖7 ∑X=0時

S=Nsinα+ Nf1cosα+ G f2

式中：

f2— 軸向斜楔和空心主軸間滑動摩擦系數(shù)；

從而 S總=4S

(2)液壓螺母的技術(shù)參數(shù)計(jì)算

a) 液壓螺母中加入墊片厚度(芯桿予伸長量)計(jì)算

液壓螺母中通入超高壓油后芯桿產(chǎn)生予伸長，需要在液壓螺母中加入一定厚度h的墊片來控制最終的予伸長量。予伸長量根據(jù)脹縮缸的最大拉力S總計(jì)算確定。芯桿在彈性拉伸時，符合胡克定律，所以芯桿的予伸長量△L可按胡克定律公式計(jì)算：

式中：

S總— 芯桿所受的拉力，N；

L — 芯桿的總長度，mm；

式中：

d— 芯桿最長段的直徑，mm；

E — 芯桿材料的彈性模量，N/mm2。

b) 螺紋直徑的確定

初選芯桿頭部螺紋直徑和螺距，并校核螺紋退刀槽處危險(xiǎn)截面的拉伸強(qiáng)度。

強(qiáng)度條件：

式中： d1— 螺紋退刀槽直徑，mm；

[σP]—芯桿材料的許用拉伸應(yīng)力，Mpa；

式中： σS— 芯桿材料屈服限，Mpa；

n— 安全系數(shù), 建議取3；

c) 超高壓油液工作壓力p的確定 一般取150Mpa。

d) 最大承載能力Q的確定 理論上取等于或稍大于脹縮缸的最大拉力,安全起見，取脹縮缸的拉力的1.2～1.5倍。

f) 活塞最大移動量的確定 理論上取稍大于液壓螺母應(yīng)加入的墊片厚度，安全起見，取應(yīng)加入的墊片厚度的2倍。

5 結(jié)束語

實(shí)際生產(chǎn)運(yùn)行表明，整個系統(tǒng)工作穩(wěn)定可靠，有效地消除了傳統(tǒng)螺紋系統(tǒng)在工作中容易松動，芯桿易被拉斷的問題，大大提高了生產(chǎn)效率及經(jīng)濟(jì)效益，受到用戶良好評價(jià)。