宽厚板轧机主传动万向节裂纹分析与优化

张宇轩， 龙剑群

（宝钢湛江钢铁有限公司， 广东 湛江 524072）

引言

当前，国内宽厚板轧机主传动机构较多采用万向节设计，具有传动效率高、传递转矩大、传动平稳噪声低、润滑条件良好等特点[1]，由于占用空间小、重量轻，可以在一定程度上提高维修效率，降低维修成本。万向节结构装配紧凑、形状复杂，强度相对薄弱，因此其属于主传动系统中的薄弱环节[2]。实际生产中，主传动系统的故障主要发生在万向节部位，经常出现叉头变形及断裂等问题[3]。戴照宝等[4]、熊杰、成沛祥等学者均对大型宽厚板轧机万向节疲劳失效分析进行了颇为深入的研究。

在设计万向节阶段，特别是零部件校核中，有时为了便于理论计算，通常会有选择性地简化掉一些局部结构细节，在这个环节中如果简化后模型未考虑到对万向节结构强度影响比较重要局部细节，将会导致本应纳入设计校核的局部细节在实际负载工作中实际承受超越机械性能的情况，这些实际高于危险截面的计算应力，是导致万向节零部件失效的重要原因，是降低主传动机构寿命的重要因素。对于宽厚板轧机主传动机构，作为关键部件的万向节在生产中一旦损坏失效，将会引发较大的生产事故、设备损坏、机械伤害，影响生产稳定的同时造成无法挽回的后果及经济损失。

1 设备背景

1.1 结构原理

某厂宽厚板4200 轧机主传动机构万向节属于十字万向轴剖分式联轴器，万向节叉头材料选用30Cr2Ni4MoV，该材料长期服役后的试验屈服强度σp0.2≥793 MPa，万向节叉头主要由底座叉头、轴承压盖、联结螺栓组成，万向节叉头结构示意图如图1所示。

图1 万向节叉头结构示意图

1.2 理论校核

对万向节叉头的理论校核，采用法兰叉头传递最大工作扭矩时，按照弯曲应力和扭转应力来校核其强度。按照弯-扭组合强度条件第三强度理论[5]，危险截面最大等效应力：

式中：σ 为弯曲应力，MPa；τ 为扭转应力，MPa。

弯曲应力σ 和扭转应力τ 计算公式为：

式中：Wn为抗弯截面系数，mm3；Wd为抗扭截面系数，mm3；a 为抗弯力矩，N·m；c 为抗扭力矩，N·m；F为万向节的受力，N。

文献[2]中熊杰等学者经过对万向节的失效分析以及承载力矩现场实测和统计、计算分析，得出万向节应力最大值出现在叉头孔45°方向。万向节叉头危险截面可简化为椭圆断面进行计算，抗弯截面系数Wn和抗扭截面系数Wd计算公式：

式中：b 为椭圆断面短轴，mm；h 为椭圆断面长轴，mm。

万向节受的力F 计算公式：

式中：Mmax为最大传递扭矩，kN·m；H 为十字轴端部间距，mm；l 为滚针工作长度，mm。

将（2）—（4）式代入（1）式得：

根据设计参数，宽厚板轧机最大轧制力即最大传递扭矩Mmax=8 000 kN·m，十字轴端部间距H=970 mm，滚针工作长度l=192.5 mm，椭圆断面长轴h=780 mm，椭圆断面短轴b=330 mm，抗弯力矩a=0.210 N·m，抗扭力矩c=0.275 N·m，将以上参数代入（5）式计算危险截面最大等效应力σe≈295 MPa。

2 问题分析

2.1 主要问题

经设计校核，万向节叉头危险截面最大等效应力σe＜σp0.2，按照理论校核结果，万向节原本应能够满足正常工况条件下的使用。但是，某机组万向节在上机使用一段时间后，同一万向叉节相同部位多处裂纹，主要表现为万向节叉头本体裂纹位置距离端面齿中心线向下约200 mm，裂纹肉眼清晰可见，如图2 所示。

以上情况说明原设计理论校核的危险截面并非实际危险截面，从裂纹所在位置看，万向节叉头的实际危险部位即薄弱点近似位于万向节叉头螺纹孔所在部位，需要进一步分析万向节开裂原因，找到裂纹源。

2.2 原因分析

使用线切割技术对万向节叉头螺纹孔裂纹位置分别进行纵向和横向剖切，如图2 所示。

由图2-1 中螺纹孔纵向剖面的形貌清晰可见，裂纹沿外侧螺栓螺纹副联结底部贯穿内侧螺栓螺纹孔底部，并延伸至叉头本体中；由图2-2 中螺纹孔横向剖面的形貌清晰可见，裂纹源起蒙于于外侧螺栓螺纹孔底部附近，并逐渐向两个内侧螺栓螺纹孔延伸。疲劳源出现在外侧最深的螺纹孔，距孔底部约35 mm 的部位。这表明了螺纹孔较深且与叉头负载大应力区重合，叉头螺纹副底部应力幅值大，在交变载荷作用下，产生疲劳裂纹。

图2 万向节叉头螺纹孔剖面裂纹形貌

3 优化

鉴于进口万向节，在材料及热处理工艺上都优于国内，结合现有国产工艺，考虑从结构优化及加工制造两个方面对万向节进行优化。

3.1 结构优化

1）减小叉头内螺纹深度，螺纹孔远离叉头大应力区，避免应力叠加现象。通过减小叉头螺纹孔深度。压盖总高290 mm 改为280 mm，宽度740 mm 改为730 mm，厚度260 mm 改为250 mm，把合台阶厚度由115 mm、150 mm 优化为200 mm。

2）优化端面齿结构，提高端面齿的定位效果。轴承压盖与叉头的端面齿改为20°角梯型齿，齿距改为6.5，做成细齿。

3）适当减小螺栓规格，加强叉头强度。可将压盖螺栓由3-M60×3 长320 mm 优化为1-M56×4 长300 mm、2-M48×3 长290 mm。

4）改善螺纹副两端齿的载荷，降低两端螺纹应力集中。加长螺纹两端过渡区长度、螺栓端部钻孔，螺纹两端导角过渡区加长，螺栓端部增加空心段，降低螺纹集中应力。

5）增加万向节叉头薄弱处壁厚，避免壁厚太薄对螺纹应力影响。主要通过调整螺栓孔位置，螺栓孔定位由距离外圆19 mm 改为29 mm，调整螺栓孔位置，使其尽量远离外径和内腔，轴承孔直径按Φ390/432 mm 不变。叉头螺纹孔深度由235 mm、200 mm 优化为116 mm，同时对型腔结构调整，增加扳手空间。

6）防止轴承外圈在叉头孔中相对转动发生磨损，通过在叉头、轴承压盖与轴承外圈之间增加定位键实现。

7）降低螺栓预紧力对螺纹副受力影响，通过对螺纹部位涂胶填充螺纹间隙，消除螺纹偏载，螺栓头部采用机械防松。

3.2 加工优化

1）优化螺纹孔加工。通过采用精铣螺纹底孔、旋风铣加工螺纹后丝锥二次攻丝。

2）优化叉头型腔加工。通过数控型腔铣削后，钳工打磨抛光，去除刀纹后热处理。

3）优化轴承孔把合加工预紧。对螺栓把合前涂抹防研剂，按装配预紧力矩预紧，再精加工轴承孔。

4）螺孔粗加工后，还应增加消除内应力处理，以减小螺孔部位的加工残余应力。

5）螺栓装配时螺纹副涂胶、螺栓对称循环预紧、预紧力矩数值等关键节点，要对照标准实施装配并记录好过程数据。

6）装配完成后增加危险截面MT 探伤。

4 结论

1）零部件设计过程由于因为简化计算模型而忽略零部件局部重要结构细节，将导致零部件在实际生产中寿命降低、提早失效。

2）通过使用线切割技术有助于分析判断万向节叉头裂纹的形成机理，螺纹副底部应力幅值大并在交变载荷作用下产生疲劳裂纹。

3）经现场应用表现出来的零部件结构强度薄弱问题，可以追溯到零部件结构设计和加工制造两个环节进行改善，提供了针对该问题的相应优化对策，对于同类产品在结构设计与加工制造上提供一定参考意义。