卷取機卷筒漲縮缸液壓參數(shù)的研究

丁 茹，潘 亮，費玉石

(1.沈陽理工大學 機械工程學院，遼寧 沈陽 110159;2.遼寧精誠機械制造有限公司，遼寧 鐵嶺 112611)

0 前言

卷取機是鋁帶冷軋生產(chǎn)線上的關(guān)鍵設(shè)備之一，用來將鋁帶卷取成卷，以便生產(chǎn)、運輸和貯存［1］。卷筒作為卷取機的主要部件，在卷取過程中能使鋁帶材脹緊，不坍縮。目前國內(nèi)卷取機卷筒的漲縮液壓缸設(shè)計主要是通過理論推導的方法來實現(xiàn)的，結(jié)果與實際相差很大［2］。本文按理論推導出的某卷取機液壓缸缸徑偏大，與實際不符，因此有必要研究實用的漲縮液壓缸參數(shù)計算方法。

1 卷筒漲縮結(jié)構(gòu)分析

本文以φ508 mm的鋁帶材卷取機卷筒作為研究對象進行分析。如圖1所示，卷筒主要由輔助軸體、主軸、芯軸、滑柱、扇形板、楔形塊、蝶形彈簧、固定鉗口、活動鉗口等組成。在卷筒漲開時，脹縮缸推動芯軸向左移動，芯軸驅(qū)動滑柱做軸向運動，從而推動楔形塊、固定鉗口和活動鉗口產(chǎn)生徑向位移，楔形塊與扇形板相互作用，推動扇形板做徑向移動，最終楔形塊、固定鉗口、活動鉗口與扇形板構(gòu)成一整圓;當液壓缸撤去推力時，扇形板與活動鉗口在碟形彈簧的恢復力作用下縮回，使芯軸右移。

圖1 卷取軸結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure of reel

2 卷筒的受力計算

因為油缸的作用是為了能頂?shù)米⌒据S，求油缸的推力，也就是求芯軸的軸向力，而芯軸所受到的力主要由鋁帶材的徑向壓力和蝶形彈簧的拉力產(chǎn)生。

2.1 蝶形彈簧的拉力計算

單片蝶形彈簧的計算公式［3］

對于無支承面彈簧K4=1。為滿足使用要求，卷筒使用的蝶形彈簧組合形式是對合組合。

式中，Pz、fz、Hz分別為組合碟簧的載荷、變形量和自由高度［3］。

上述計算得到蝶形彈簧各參數(shù)見表1。

表1 蝶形彈簧的各參數(shù)值Tab.1 Parameter values of belleville spring

2.2 卷筒徑向壓力的計算

對于扇形塊式卷筒，建議取扇形塊最薄處半徑作為當量半徑r當是比較合適的［4］。本文卷筒可取r當=210 mm。

由文獻［4］公式

實際生產(chǎn)中，卷取張力T=1.96×104N;帶材厚度h=0.3 mm·2 mm(本文取 );h=2 mm;b=1 700 mm;r0=245 mm;μ1=0.33;E1=71.1 GPa;μ2=0.29;E2=207 GPa;S扇=700138 mm2;S楔=204224 mm2;卷筒卷取鋁帶材的卷取半徑R＜960 mm。

根據(jù)上述參數(shù)及公式 (3)可得如圖2、圖3關(guān)系曲線圖，橫坐標為鋁帶材卷取半徑，縱坐標為受力大小［5］。

3 模型的簡化

根據(jù)卷取機脹徑的工作狀態(tài)以及計算仿真的硬件的限制，可將固定鉗口、活動鉗口和楔形塊Ⅰ簡化為一個新的楔形塊，因為三者整體運動狀況與另外兩塊楔形塊運動狀況相同。影響芯軸受力的部件就是3塊扇形板、3塊楔形塊、力的傳動部件滑柱以及蝶形彈簧，因此可以去掉其它的輔助部件。因為蝶形彈簧只是使扇形板產(chǎn)生徑向力，故只需在扇形板上添加蝶形彈簧施加的徑向力，略去蝶形彈簧。33根滑柱分成11組 (每組3根成120°均勻布置在一個端面上)均勻布置在芯軸軸向上，故可簡化成中間1組，對這一組進行受力分析，芯軸所受到的軸向力即是這一組施加力的11倍，也就是油缸的推力。簡化模型如圖4。

圖4 力的仿真示意圖Fig.4 Force simulation schematic diagram

4 加載約束

4.1 添加集中力

鋁帶材在扇形板和楔形塊上施加徑向力，蝶形彈簧在扇形板上施加拉力，將卷筒受力計算的結(jié)果處理后，作用在扇形板和楔形塊上。

4.2 添加接觸力

扇形板、楔形塊、滑柱、芯軸之間相互接觸，故兩兩之間添加接觸力。

ADAMS中的接觸力 (contact)可用來描述運動物體接觸時的相互作用力。基于碰撞函數(shù)的接觸算法 (IMPACT-Function-basedcontact)。ADAMS/Solver運用ADAMS函數(shù)庫中的IMPACT函數(shù)來計算接觸力［6］。

由于楔形塊與扇形板，滑柱與芯軸都有滑動摩擦，故需要設(shè)定庫倫摩擦。

各參數(shù)意義如下:

Coulomb Friction-指定摩擦模型為 dynamic friction;

Static Coefficient-接觸點處滑動速度小于Stiction Transition Velocity值時的摩擦系數(shù);

Dynamic Coefficient-接觸點處滑動速度大于Friction Transition Velocity值時的摩擦系數(shù);

Stiction Transition Velocity-當接觸點滑動速度逐漸減小時，摩擦系數(shù)從Dynamic Coefficient到Static Coefficient逐漸變化。當滑動速度等于Stiction Transition Velocity指定值時，摩擦系數(shù)為Static Coefficient;

Friction Transition Velocity-當接觸點滑動速度逐漸增大時，摩擦系數(shù)從Static Coefficient到Dynamic Coefficient逐漸變化。當滑動速度等于Friction Transition Velocity指定值時，摩擦系數(shù)為Dynamic Coefficient。

4.3 添加運動幅

當扇形板和楔形塊受徑向力和蝶形彈簧的拉力時，兩者都向卷筒中心靠攏，故在扇形板和楔形塊上添加徑向的移動副 (Translation);滑柱受到楔形塊的壓力，沿著軸向運動，因此在滑柱上添加沿著軸向運動的移動副 (Translation);芯軸受到3個對稱布置的力，當滑柱在其斜槽上滑移時，推動芯軸作軸向運動，故在芯軸上添加移動副。添加力后的仿真模型如圖4，添加運動副后的仿真模型如圖5所示，仿真結(jié)束后模型如圖6所示。

5 仿真結(jié)果分析

選取當卷取半徑為400 mm、500 mm、600 mm、750 mm、960 mm時，對液壓缸的受力情況進行了研究。芯軸的軸向力仿真結(jié)果曲線如圖7～圖11所示。

圖11 卷取半徑為960 mm時芯軸軸向受力圖Fig.11 Axial force of core shaft when rolling diameter is 960 mm

在后處理的圖中可知五種情況下最大的受力處的峰值Fmax分別為4 027 N、18 127 N、25 888 N、32 464 N、45 121 N，也就是油缸所需要的推力。由此可計算出在33根滑柱作用下油缸的推力 ，擬合后的曲線如圖12所示［5］。

圖12 油缸推力與鋁帶材卷取半徑關(guān)系曲線Fig.12 Cylinder thrust versus aluminum strip coiling radius

6 結(jié)束語

油缸實際缸徑為200 mm～250 mm，油壓為10 MPa，實際油缸推力為3.14×105～4.9×105N，比較圖12中數(shù)值與實際油缸參數(shù)，可知仿真所得的結(jié)果與實際所得結(jié)果相符，故可通過用仿真方法得出的油缸參數(shù)來確定實際油缸的缸徑。

［1］楊小斐.鋁帶閉式四斜楔卷取機脹縮力計算分析［J］.有色金屬加工，2011，40(2):41－43.

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［3］成大先主編.機械設(shè)計手冊 (5版，第3卷)［M］.北京:化學工業(yè)出版社，2008.

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［6］范成建，熊光明，周明飛編.虛擬樣機軟件MSC.ADAMS應用與提高 ［M］.北京:機械工業(yè)出版社，2006.