冷軋卷取機中空軸損壞原因分析與改進

賀戰馬，強艷麗

(中冶陜壓重工設備有限公司，陜西 富平 710119)

0 前言

普碳鋼帶材單機架、雙機架可逆冷軋機組的張力卷取機卷筒常用四棱錐軸式結構。生產中卷筒上的中空軸法蘭豁口經常產生開裂，導致中空軸損壞。更換中空軸必須拆除卷取機上的壓輥裝置、推板裝置、漲縮油缸及回轉接頭，并打開張力卷取機的傳動箱箱蓋，拆卸中空軸上的大齒輪及其兩端的卷筒軸承，將卷筒的四棱錐軸從中空軸中抽出。因此，拆卸和裝配的操作過程繁瑣，影響帶鋼的軋制生產效率。

中空軸為合金鋼鍛件，結構為細長型空心薄壁圓筒，端部為帶豁口的法蘭式形狀，熱處理工藝復雜，鍛造和機械制造難度大，成品率低，成本造價很高。因此，本文分析中空軸法蘭豁口開裂損壞的原因，計算其受力變形產生角位移，提出改進結構設計的方案，以解決中空軸法蘭豁口開裂損壞問題，有效地提高軋機的正常生產時間。

1 卷取機卷筒結構及參數

1.1 卷筒結構及組成

某1 150 mm單機架六輥可逆冷軋機的張力卷取機卷筒的結構如圖1所示。卷筒安裝在卷取機箱體內，其主要由中空軸9、四棱錐軸2、卷筒端部支撐頭1、四塊扇形板3、滑塊4(安裝在扇形板上)等組成。卷筒傳遞卷取扭矩的過程:箱體內的大齒輪通過雙鍵驅動中空軸轉動，中空軸通過右側的雙鍵驅動四棱錐軸轉動，四棱錐軸通過四棱錐及滑鍵帶動四塊扇形板轉動從而使卷筒產生卷取帶材的張力。

1.2 卷取機力能參數

卷筒直徑/mm φ510(正圓)

卷筒漲縮范圍 mm φ510～φ495

帶卷直徑mm φ510 ～φ1 900

鉗口開口度/mm 10

卷取張力/kN 140～14 (v＜495 m/min)80～8 (v≥495 m/min)

最大卷取速度/m·min－1768

卷取電機 Z560～4B

功率/kW 790×2

電壓/V 660

轉速/r·min－1406/1 200

速比 i總1=3.884，i總2=2.503

圖1 卷筒裝配示意圖Fig.1 Schematic of the reel assembly

2 中空軸結構及故障分析

如圖2所示，安裝在扇形板端部上的滑塊呈“凸”字形狀，位于滑槽內，沿著中空軸左端法蘭盤上的滑槽豁口，隨著扇形板漲縮沿滑槽作徑向滑動，主要起到扇形板軸向定位的作用，不應承受或輕負載承受卷取帶材的扭矩。但是，在傳動過程中，中空軸、四棱錐軸產生的扭轉變形較大時，扭轉變形量超過滑塊與滑槽之間的單邊隙時，滑塊就形同一個傳動滑鍵，按照傳動方向朝著滑槽豁口施加推力，直接驅動扇形板旋轉，而且中空軸與四棱錐軸間的雙鍵則大大減少了所傳遞的扭矩，而滑槽豁口在機械強度和結構形狀上屬于薄弱環節，難以承受較大的扭矩載荷。

圖3為中空軸的剖面圖和法蘭端面圖。

圖2 改進前后滑塊與豁口的間隙Fig.2 Gap around the slider and the notch

圖3 中空軸結構簡圖Fig.3 Structure diagram of the hollow shaft

3 卷筒受力分析及計算

在實際工作情況下，零件在受力時都會產生彈性變形，中空軸和四棱錐軸因受力變形產生角位移。卷筒所受扭矩最大扭矩是按卷取最大張力乘以帶材卷最大卷徑得出的。即

3.1 中空軸扭轉角位移計算

中空軸受大齒輪作用的主動扭矩T，同時受四棱錐軸作用的從動扭矩T，這兩個扭矩大小相等，方向相反，形成一對外力偶矩Me。

假設中空軸材料符合胡克定律，剪切模量G=80 MPa，計算中將中空軸近似視為壁厚均勻的等直空心圓截面桿，外徑為D=0.397 m，內徑為d=0.322 m，中空軸兩力矩間距離為L1=0.45 m，如圖4所示。當等直空心圓截面桿僅在兩端受一對外力偶作用時，則所有截面上的扭矩T均相同，且等于桿端的外力偶矩Me。外力偶矩Me=T。此外，對于用同一材料制成的的等直空心圓截面桿，G和Ip亦為常量。于是，中空軸旋轉時兩扭矩作用的兩個橫截面繞中空軸軸線轉動的。

圖4 中空軸受力圖Fig.4 Force diagram of hollow shaft

相對角位移即相對扭轉角φ1為

法蘭豁口處產生的相對扭轉角φ2為

法蘭豁口φ680處產生周向變形位移為

式中，R1為法蘭豁口半徑，R1=340 mm。

因此，中空軸在一對外力偶的作用下，法蘭豁口φ680處的圓周方向上產生有0.194 mm的變形位移。

3.2 四棱錐軸扭轉角位移計算

四棱錐軸與中空軸類似，受兩個扭矩大小相等，方向相反，形成一對外力偶矩Me。由于四棱錐軸為不規則形狀，一段近似為實心圓柱形，一段近似為四棱錐軸形，如圖5所示。于是將四棱錐視為一段等圓截面的圓柱形和一段等四棱錐截面的非等圓截面的四棱錐形，分別進行扭轉角位移計算。

(1)圓柱形段扭轉角位移計算。四棱錐軸實心圓柱直徑為d=320 mm，則四棱錐軸圓柱形段繞中心軸的相對扭轉角位移φ3為

圖5 四棱錐軸結構Fig.5 Structure diagram of quarto-prism mandrels

式中，It為截面的相當極慣性矩，It=αb4;L4為四棱錐軸兩扭矩之間的四棱錐段長度，取卷筒筒身中間位置到圓柱L4=0.6 m。

α可查表得出，其值隨矩形截面的長、短邊尺寸h和b的比值m=h/b而變化。由于四棱錐軸的等效截面為正方形，所以m=1，通過查表得 α=0.140。

扇形板最大直徑端(也就是滑塊)的扭轉角位移為

滑塊產生周向變形位移為

式中，R2為滑塊最大外輪廓半徑，R2=340 mm。

四棱錐軸反映到滑塊處的角變形產生的周向變形位移為x2=1.088 mm。

(3)中空軸法蘭豁口與滑塊間扭轉變形的總值。中空軸法蘭豁口與滑塊間扭轉變形總值應該是中空軸扭轉角位移、四棱錐軸圓柱形段扭轉角位移和四棱錐軸四棱錐形段扭轉角位移之和。即

4 中空軸豁口與扇形板的角位移差

中空軸法蘭豁口與扇形板滑塊之間的角位移差值主要由從卷筒驅動用大齒輪雙鍵、中空軸驅動四棱錐軸用雙鍵、四棱錐軸拖動扇形板用滑鍵、扇形板上安裝的滑塊與中空軸法蘭豁口之間產生的機械制造間隙構成角位移差。

由零部件圖紙知:齒輪箱中大齒輪、雙鍵和中空軸之間為過盈配合，因此沒有間隙;中空軸、鍵和四棱錐軸之間配合為70D10/f9、70H9/f 9，四棱錐軸、鍵和扇形板三者之間配合為40N9/h9、40H11/h9;因此，由中空軸到四棱錐軸、扇形板之間所有配合的累計最大間隙為0.546 mm，最小間隙為0.222 mm。其平均間隙值為0.384 mm;該平均間隙值基本上處在φ322～φ397 mm之間，反映到φ680 mm滑塊處時可產生平均值為0.725 mm的位移。扇形板端部與滑塊之間的配合為160H9/f9，最大間隙為0.243 mm，最小間隙為0.043 mm，平均間隙值為0.143 mm。因此，所有機械配合間隙最終反映到中空軸法蘭滑槽內的滑塊處，可形成平均間隙為0.725－0.143=0.582 mm。

本文不考慮各個鍵及滑鍵、滑槽擠壓變形產生的間隙值。則中空軸法蘭豁口與扇形板滑塊之間的角位移差值總和實際上等于:∑=0.582+δ+1.282=1.864+δmm。

扇形板滑塊與中空軸法蘭豁口之間原設計間隙配合160H9/f9，最大間隙遠遠小于總和角位移差值(1.864+δmm)，導致扭矩傳遞直接由中空軸傳遞給法蘭豁口內的滑塊，滑塊再拖動扇形板旋轉，在最大張力的扭矩作用下，法蘭豁口中的滑塊將法蘭豁口底部有劈裂的趨勢，本應主要承擔傳遞扭矩的四棱錐軸反倒承載很小。

5 改進措施

扭矩的分配與滑塊和豁口間的間隙值緊密相關，合理地將總傳遞扭矩分配到四棱錐軸傳遞和中空軸法蘭傳遞。將法蘭豁口與滑塊之間的間隙按照上述計算值∑予以適當增大的設定，讓滑塊主要起到在軸線方向上使扇形板定位，不承受張力卷取的扭矩或者在產生一定的扭轉變形后滑塊與中空軸法蘭豁口壓緊，適當承受少量扭矩不至于將法蘭豁口劈開，且能夠在滑槽內靈活滑動。因此，滑塊與中空軸法蘭滑槽間的單側間隙應設定為1.0～1.5 mm較為宜。一般軋制情況下，卷徑、張力都不在最大值時，扭矩靠雙鍵傳遞，滑塊與法蘭豁口無需扭矩傳遞;卷徑、張力都處在最大值附近時，大量扭矩通過雙鍵經四棱錐軸傳遞給扇形板，少量扭矩通過法蘭豁口內的滑塊傳遞給扇形板，避免了中空軸法蘭豁口的開裂。

6 結束語

通過計算傳遞扭矩環節的角位移和機械間隙等總體形成的錯位值，進而增大中空軸法蘭豁口與滑塊間的間隙，避免滑塊受傳動扭矩，改善了中空軸法蘭的受力狀況，防止了中空軸的損壞，延長了使用壽命。

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