冷軋連退線開卷機卷筒結構分析與改進

李良洪 李 華 夏念平

(武漢鋼鐵公司研究院 湖北武漢430080)

·革新與改造·

冷軋連退線開卷機卷筒結構分析與改進

李良洪①李 華 夏念平

(武漢鋼鐵公司研究院 湖北武漢430080)

介紹了連退線開卷機卷筒結構及使用情況，運用三維有限元軟件建模分析了卷筒十字頭斷裂的原因，并對改進后圓盤式軸向定位結構卷筒進行了強度校核，改造方案實施后，卷筒運行穩定，斷裂故障消除。

開卷機 卷筒 結構分析 改進

1 引言

開卷機是冷軋帶鋼生產線上的重要設備，其功能是把現存鋼卷在線展開，為軋鋼生產提供連續不斷的帶鋼原料。某大型鋼鐵企業CA連續退火機組自2005年投產以來，其開卷機卷筒芯軸十字頭及相關部位經常發生意外斷裂，故障頻發，僅CA12線開卷機3年間就發生過6次事故，嚴重打亂了正常的生產組織，降低了機組的生產效率。目前，除CA連退線外，CT平整線及CW焊接線的開卷機也大都采用了這種結構，因此，消除這一設備隱患已成為廠家的當務之急。

2 卷筒結構及工作原理[1]

如圖1所示，連退線上開卷機卷筒主要由主軸、扇形板、棱錐體、拉桿、十字頭、弓形板及拉桿橫梁等組成。扇形板與棱錐體通過帶燕尾槽的斜臺面構成卷筒縮機構，棱錐體安裝在主軸上，拉桿通過橫梁與棱錐體尾端螺栓連接；十字頭固定在主軸上，它是扇形板軸向定位裝置，扇形板頭部和弓形板連接后形成的方框與十字頭呈滑動配合。卷筒工作時，油缸帶動拉桿向左移動，橫梁推動棱錐體沿主軸向左移動，在十字頭的軸向定位作用下，扇形板沿徑向向上移動，卷筒脹徑；反之，油缸帶動拉桿向右移動時，卷筒縮徑。卷筒縮徑狀態時，帶卷上卷；脹徑后，卷筒工作，釋放帶鋼。

圖1 開卷機卷筒結構圖

3 卷筒結構分析

在冷軋帶鋼生產中，根據冷軋板厚度不同，卷取機卷筒最大直徑分別為φ450mm、φ510mm、φ610mm等；熱軋板較厚，卷取機卷筒最大直徑相應為φ610mm、φ762mm等?？紤]來料時不同內徑鋼卷的適用性，當熱軋卷作為冷軋的原料時，冷軋開卷機卷筒的工作直徑為適應熱軋卷內徑，往往需要一個過渡套來銜接，這樣開卷機卷筒上就必須有連接套筒的定位裝置。所以φ450mm、φ510mm卷徑的開卷機卷筒十字頭要高于卷筒外徑，其實就是為了方便過渡套的定位[2]。自投產以來，連接套筒在匹配熱軋卷開卷上起到了很好的作用，但采用本廠鋼卷作原料時，連接套筒須卸下，由于連接套筒定位凸緣的存在，給開卷機上卷帶來很大隱患，當卷筒不帶過渡套工作時，上卷小車運送鋼卷停車位置不準，鋼卷就會撞上卷筒十字頭，由于鋼卷慣性大，十字頭就會被撞斷，造成意外設備事故。

為進一步弄清卷筒十字頭斷裂的原因，找出薄弱環節，有針對性解決卷筒故障問題，采用現代有限元軟件對卷筒二種工況下進行結構受力分析：第一種為正常工作狀態；第二種為在上卷過程中鋼卷撞擊十字頭時的狀態。

3.1 開卷機卷筒模型的建立

利用三維實體設計軟件建立的模型如圖2所示，繪圖采取了1∶1的比例，和實體尺寸一樣。

圖2 開卷機卷筒三維模型

由于CA線開卷機卷筒損壞主要表現在十字頭部位，所以建模分析的重點是分析十字頭的受力狀況，因此在導入有限元軟件的模型里只保留了十字頭、棱錐軸、扇形塊(4塊)三個部件，其中十字頭的受力情況是分析的重點，網格劃分設定較小，棱錐軸和扇形塊的網格相對較粗。其簡化后的模型和網格劃分結果如圖3所示。

圖3 模型簡化及網格劃分

3.2 接觸定義、邊界條件及材料設置[3]

1)模型中的主要接觸定義

卷筒運動過程中有十字頭與扇形板端部之間的摩擦副和棱錐體與扇形板斜臺面之間的摩擦副兩對，在這里統一定義摩擦系數為μ=0.1

2)邊界條件設置

十字頭內側圓形面采用固定約束；

棱錐軸內側圓形面積采用在X、Y兩個軸方向上采用固定約束。

3)材料設置

表1 十字頭的材料：42CrMo(AISI 1045 Steel)

4)應力分析

分析采用的方法：線性靜力

CA線開卷機相關計算參數

卷筒脹縮范圍：φ470～φ525mm

卷筒工作直徑：φ510mm

鋼卷重：30000kg

機組速度：240m/min

開卷張力：15000N

油缸參數：φ300mm(缸徑)×φ120mm(桿徑)×115mm(行程)

系統壓力：15MPa

(1)卷筒漲縮時十字頭的應力

由于是棱錐體兩個接觸面受力，則每個接觸面施加的力量為264937.5N，加載運算結果見圖4。

圖4 漲縮時十字頭應力云圖

(2)卷筒十字頭受鋼卷撞擊時的應力

在油缸對棱錐體作用的基礎上，加入鋼卷的撞擊力，鋼卷的撞擊力由牛頓動力學公式Ft=M×△V得出，鋼卷上卷小車速度為V=1.22m/s,鋼卷撞擊時間為t=0.05s，則施加到十字頭上的撞擊力為F=30000×10×1.22/0.05=73200N，分散在四個十字頭的力量為183000N。加載后，卷筒十字頭應力運算結果見圖5。

圖5 十字頭在鋼卷沖擊下的應力云圖

從圖4、圖5應力云圖可以看出，十字頭在有鋼卷撞擊的情況下的應力最大值為538.5MPa，位于十字根部，計算結果與現場十字頭斷裂的部位相符，應力值超過了材料的許用應力530MPa，處于不安全狀態。

4 改進方案及效果

1)改進方案

從上述分析可以看出，卷筒工作時，扇形板脹徑產生的水平推力作用在十字頭端部，十字頭呈現懸臂受力狀態，其根部極易產生應力集中現象，從而發生斷裂。為改進卷筒十字頭受力狀況，選取扇形板傳動端圓盤式軸向定位結構作為改進方案，將十字頭的懸臂受力轉變為圓盤結構的平面受力，避免結構應力集中；同時優化扇形板凸緣結構，提高卷筒強度，減少凸緣對帶鋼有效寬度的影響；另外，為節省備件費用，保留開卷機現有主軸，將定位圓盤采用大過盈量熱裝或填焊方式固定。

卷筒圓盤式軸向定位結構有限元應力分析結果如圖6所示。

圖6 改造后定位圓盤應力云圖

通過應力云圖5、圖6對比可以看出，改造前十字頭最大應力值為538.5MPa，改造后定位圓盤根部最大應力為138.7MPa，而十字頭42CrMo材料的許用安全應力為520MPa，顯然十字頭超過了材料的許用應力，處于不穩定的危險狀態，改進后定位圓盤結構受力合理，滿足卷筒強度要求。

根據圓盤式軸向定位結構設計的開卷機卷筒如圖7所示。

圖7 改造后開卷機卷筒結構

2)實施效果

改造后開卷機于2012年8月上線使用，經過一年多運行，采用扇形板傳動端帶凸緣的圓盤式軸向定位結構改進方案，卷筒結構設計合理，運行穩定，有效解決了卷筒十字頭經常斷裂問題，對提高機組生產效率，降低設備運行成本，具有很好的推廣應用價值。

卷筒改造前后主要技術參數及故障情況對比見表2。

表2 CA線開卷機卷筒改造前后故障率對比

5 結束語

在冷軋連退、縱剪、焊接等生產線上，開卷機卷筒大都采用了十字頭軸向定位的結構形式，這種結構沿用了80年代引進日本懸臂式卷筒的特點，結構簡單，制造成本低，方便連接套筒定位。在此后的國產化改造中，隨著機組產能擴大，卷筒的承載能力增強，但卷筒扇形板的軸向定位方式并沒有因旋轉脹縮缸力能參數的增大而改變，當卷筒不帶過渡套工作時，上卷小車運送鋼卷停車位置不準，鋼卷就會撞上卷筒十字頭，由于鋼卷慣性較大，十字頭就會被撞斷，造成意外設備事故。通過有限元分析軟件，對卷筒十字頭及圓盤式軸向定位結構的對比分析，優化了卷筒結構，完全解決了卷筒斷裂問題。

[1]周國盈.帶鋼卷取設備[M].北京：冶金工業出版社，1982.

[2]文慶明.軋鋼機械[M].北京：化學工業出版社，2004.

[3]張志強.卷取機有限元分析與數字化研究[D].秦皇島：燕山大學，2008:73.

StructureAnalysisandImprovementofPay-offReelMandrelofColdRollingContinuousAnnealingLine

Li Lianghong Li Hua Xia Nianpin)

(Research and Development Center of WISCO, Wuhan 430080)

This paper, introduces the structure for pay-off reel mandrel of cold rolling continuous annealing line and the application situation. By using the three-dimensional finite element software, the reason of abruption on cross head of pay-off reel mandrel is analyzed, and check the intensity of axial direction positioning structure of disk type mandrel of the transformed. The faults have been eliminated successfully finally through the modification, and the mandrel work well.

Pay-off reel Mandrel Structure analysis Modification

李良洪，男，1967年出生，畢業于沈陽大學機械制造與設計專業，高級工程師，主要從事冶金軋鋼機械設備研究工作

TG333.25

B

10.3969/j.issn.1001-1269.2014.05.015

2014-05-20)