張俊峰

(寶鋼工程技術集團有限公司，上海 201900)

開卷機銅斜鍥勾頭斷裂原因分析及問題處理

張俊峰

(寶鋼工程技術集團有限公司，上海 201900)

簡要介紹了寶鋼股份冷軋廠某生產線上使用的開卷機卷筒的結構，通過對開卷機銅斜鍥勾頭斷裂后數(shù)據(jù)進行現(xiàn)場測繪，對扇形板漲縮過程中的芯軸、斜楔、扇形板進行受力分析，找出要因：扇形板因調質和加工不當而變形，造成扇形板與芯軸配合間隙超差，芯軸漲縮過程中扇形板被芯軸咬住，從而使銅斜鍥勾頭部分應力集中而勾頭斷裂。最終解決方案：扇形板與芯軸配合間隙做放大調整及銅斜鍥勾頭材質調整，使銅斜鍥勾頭斷裂問題得以很好的解決，正常生產得以延續(xù)，證明理論計算是正確的。

開卷機卷筒；銅斜楔； 受力分析；間隙超差；應力集中

0 前言

開卷機是連續(xù)帶鋼生產線上的重要設備，用來將鋼卷展開，為生產線提供連續(xù)運行的帶鋼。2015年，寶鋼某鍍鋅機組生產調試時，操作工發(fā)現(xiàn)2#開卷機2塊扇形板無法回縮，造成2#開卷機無法卸卷，設計方現(xiàn)場調試人員及時聯(lián)系制造廠現(xiàn)場服務人員到場檢查，發(fā)現(xiàn)對稱2根銅斜鍥勾頭處斷裂，經(jīng)過一系列有效措施，修復的2只銅斜鍥及4塊扇形板回裝，2#開卷機開始恢復使用至今，一切正常。

1 開卷機卷筒結構及動作分析

如圖1所示，開卷機卷筒主要由拉桿、卷筒帽、芯軸、扇形板、銅斜楔、十字銷軸等零部件組成。脹縮時芯軸和十字銷軸相對地面參照系靜止不動；拉桿尾部連接有液壓缸，在液壓缸的作用下拉桿在芯軸內部可橫向滑動；銅斜楔通過梯形槽與芯軸連接，拉桿通過卷筒帽與銅斜楔連接，拉桿橫向移動時可帶動斜楔沿芯軸橫向移動；扇形板通過燕尾槽與斜楔連接，同時扇形板與十字銷軸滑動連接，當銅斜楔軸向移動時，在十字銷軸的共同作用下，扇形板完成徑向的脹縮，實現(xiàn)卷筒的外徑的變化。本次銅斜鍥設計時考慮了石墨潤滑和干油潤滑雙保險，排除了因潤滑不足造成的勾頭受力集中的現(xiàn)象。

圖1 開卷機卷筒的基本結構Fig.1 Basic structure of the pay-off reel drum

2 銅斜鍥斷裂情況及各部件受力分析

2.1 銅斜鍥斷裂情況

圖2為卷筒斜鍥勾頭斷裂后的照片，卷筒各個配合面的公差數(shù)據(jù)見表1。

圖2 卷筒銅斜鍥勾頭斷裂后的照片F(xiàn)ig.2 Photo of fractured drum miter dovetail head

mm

表1的數(shù)據(jù)可以看出，銅斜楔與芯軸配合面公差帶(0.4～1.0)大于扇形板與芯軸配合面公差帶 (0.054～ 0.121)，當卷筒收縮時一旦受到非徑向載荷發(fā)生偏載，扇形板必然會與芯軸配合面頂部的棱相干涉。即便芯軸導向面與扇形板導向面的重合量為1 mm，偏載時，二者之間的導向面也會成一定的角度，見圖3。

(1)

隨著芯軸的膨脹，重疊量L0隨之減小，當芯軸達到522.5時，L0=-0.225mm；

設芯軸導向面與扇形板導向面的重合量為a，二平面平行時的最大間隙為b，兩個平面之間所成角度為α，則

α =arctan(b/a)

(2)

圖3 偏載時扇形板配合面與芯軸配合面所成角度Fig.3 Angle of the mating surface of the fan-shaped plate and the core shaft under the offset load

由于設備運行一定的時間后，扇形板與芯軸的側面均有磨損，因此二平面最大間隙為b以實際測量公差平均值為準，得b=0.08-(-0.06)=0.14mm，當重疊量為1mm時，芯軸導向面與扇形板導向面之間的角度為α=arctan(0.14/1)=8°，當重疊量為0.5mm時，α=arctan(0.14/0.5)=16°。

2.2 卷筒脹開時芯軸與扇形板受力分析

芯軸脹開時扇形A-A剖面受力情況如圖4所示。

圖4 芯軸脹開時扇形A-A 剖面受力情況Fig.4 The force condition of the fan-shaped A-A profile when the mandrel is expanding

當卷筒四塊扇形板同時膨脹，其中一塊扇形板受到限制時，針對圖4列力學平衡方程

N3+f1sin12°-N1cos12°=0

(3)

N1sin12°+f1cos12°-N2=0

(4)

N2=π(R2-r2)P1G

(5)

f1=μ1N1

(6)

其中，R指的是漲縮油缸活塞直徑，r指的是漲縮油缸活塞桿直徑，P1指的是液壓壓力，G指的是計量單位，R=11cm，r=5.75cm，P1=8.0MPa，G=9.8N/kg，μ1=0.05，帶入式(3)到式(6)，聯(lián)立方程，解出

N1= 2.17×105N

N2=5.41×104N

N3=2.11×105N

當開卷機的卷筒張開時，由于墊橡膠墊的位置是隨機的，當橡膠墊放置在兩塊扇形板中間接縫位置時，扇形板受力情況最為惡劣，如圖5所示。

圖5 芯軸脹開時扇形板的軸面受力圖Fig.5 The axial force picture of the fan-shaped plate when the mandrel is expanding

針對圖5中的受力情況，對扇形板列力學平衡方程

f4L1+N7L3+N5L5-N4L4-f5L2=0

(7)

N7+f4-f5-N6cosβ=0

(8)

N4+N7sinβ-N5=0

(9)

f4=μ4N4

(10)

f5=μ5N5

(11)

N5=N1cos12°

(12)

式中，β=44°，L1=121mm，L2=231mm，L3=176mm，L4=11mm，L5=10mm，μ4=μ5= 0.1[2]，帶入式(7)到式(11)，聯(lián)立方程，解出

N4=4169047 ≈4.17×106N

N5=4227340≈4.23×106N

N6=291925≈2.92×105N

旋轉油缸產生的壓力為

N7=πR2P1G

(13)

其中，R=11cm，P1=8.0MPa，G=9.8N/kg，帶入式(13)可得，N7=291916N

扇形板導向面長度為L4=270×4=1080mm。

假設在偏載的情況下，扇形板與芯軸二者中較硬的一個部件會壓入較軟的一個部件，由于芯軸的材質為50CrMo4，調質處理，扇形板的材質為42CrMo4V，滲氮處理，后者的硬度明顯高于前者。因此，假設底部棱邊會壓入芯軸與之的配合面內，設壓入芯軸的深度為0.2mm，即式(2)中，b=0.2mm，由(2)可得壓入面積為

S=1080 btanα

(14)

則可得， 扇形板底部棱邊對芯軸側面產生的壓強為

P2=N5/S

(15)

分別區(qū)α=8°及16°，見圖6。

圖6 扇形板壓入芯軸示意圖Fig.6 Schematic diagram of the fan-shaped plate pressing into the core shaft

聯(lián)立式 (14)及 (15)可得

P21=2.4×103MPa，P22=3.92×103MPa

而一般的鋼材的許用應力為1 000MPa左右，而P21及P22及遠遠大于剛才的許用接觸應力，因此假設成立，即在上述工況下，扇形板底部棱邊會壓入芯軸與之的配合面內。

綜上可得，即當芯軸以9MPa壓力收縮時，一旦扇形板變形量增加超過許用范圍，扇形板棱邊必然壓入芯軸上與扇形板的配合面，進一步當卷筒收縮時，扇形板的收縮會因此受阻，并在芯軸與扇形板的配合面上產生明顯的壓印及劃痕，實物照片如圖7所示。

圖7 芯軸與扇形板配合的導向面上留下的壓印及劃痕Fig.7 Impression and scratch on the guide surface of the core shaft and the fan-shaped plate

2.3 卷筒收縮時銅斜楔塊受力分析

當一塊扇形板受到卡阻時，并非4個斜楔塊均勻受力，而是所有的負載均由受到卡阻的斜楔塊承擔，具體的受力情況如圖8所示。

圖8 芯軸收縮時斜楔塊受力分析Fig.8 Force analysis of inclined dovetail when the core shaft is contracting

針對圖8列力學平衡方程

0.5L7WL7[σ]壓max+0.5L6WL6[σ]壓max=
N7(L6+L8)

(16)

[σ]拉W(L7+L6)= N7

(17)

式中，W=75mm，L6=L7=11.5mm，L8=19.5mm，H=L6+L7，N7=291916N，將上述數(shù)據(jù)帶入式(16)及(17)可得

鋼環(huán)對勾頭[σ]壓max= [σ]拉max=621MPa

扇形板阻力[σ]拉max=169MPa

應力最大的點應該為在斜楔塊鉤頭的根部，這是拉應力及壓應力方向相同，因此最大應力[σ]max=[σ]拉max+[σ]壓max=621MPa+169MPa=790MPa

斜楔塊材質為ZCuAl10Ni6Fe5，是為此設備定制的材料，查手冊可得與其最為相近的材料為，ZCuAl9Fe4Ni4Mn2，其的抗拉強度為630MPa，當扇形板受到卡阻時銅斜楔的最大應力達到其抗拉強度的125%，如考慮到銅斜楔鉤頭根部的應力集中情況，可以認為銅斜楔已經(jīng)超過了使用強度的極限，發(fā)生斷裂并非僅僅是銅斜楔本身的制造問題。

3 斜楔勾頭斷裂改進方案

通過以上分析，有兩個改進措施：(1)將勾頭斷裂處進行重新設計，切除原先斷裂部分，模擬裝配運行狀態(tài)下，勾頭部分在與扇形板不干涉的情況之下，過渡圓弧處加厚5mm處理，同時新的勾頭材質改為42CrMo4V,增大勾頭強度(圖9)；(2)將4塊扇形板返廠檢測，數(shù)控機床二次加工，保證其平面度及與芯軸的配合間隙(圖10)。

圖9 改進后的銅斜鍥Fig.9 miter dovetail improved

圖10 返廠修磨后的扇形板Fig.10 Fan-shaped plate after modified mould

采取改進措施后，使銅斜鍥勾頭斷裂問題得以很好的解決，生產運行良好。

4 結論

對卷取機勾頭斷裂的原因進行分析，主要原因是扇形板變形，當上卷調試之后，負荷增加，扇形板變形加劇，遠遠超出了扇形板與芯軸配合面公差帶 (0.054～ 0.121mm)。經(jīng)過理論計算，采取了措施，勾頭部分在與扇形板不干涉的情況之下，過渡圓弧處加厚5mm處理，勾頭材質改為42CrMo4V,增大勾頭強度。使得銅斜楔勾頭斷裂問題得到了很好的解決，生產運行良好。

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Reason analysis and problem solution for pay-off miter dovetail fracture

ZHANG Jun-feng

(Baosteel Engineering & Technology Group Co., Ltd., Shanghai 201900,China)

This article gave a brief description of the pay-off reel drum structure used on Baosteel cold rolling mill production line, through on-site mapping of a series of data analyzes after pay-off miter dovetail head fracture, and did the load analysis for core, miter dovetail and fan-shaped plate during fan-shaped plate expanding and contracting process, then found the reason that the fan-shaped plate was deformed, due to improper tempering and processing, resulted in the gap between fan-shaped plate and the core shaft was overproof, and the fan-shaped plate was locked by core shaft during fan-shaped plate expanding and contracting process, so that miter dovetail head fractured as the stress concentration. Finally, the gap between fan-shaped plate and the core shaft was amplified and the material of miter dovetail head also was changed, which solved the problem of miter dovetail head and continued the production, and theoretical calculation and analysis view formed a very good proof.

pay-off reel drum；miter dovetail head；load analysis；gap overproof；stress concentration

2016-03-03；

2016-06-15

張俊峰(1981-)，男，東北大學在讀工程碩士，寶鋼工程技術集團有限公司工程師。

TG333

A

1001-196X(2016)04-0074-05