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某廠地下卷取機有三個助卷輥，在圓周方向均勻分布，其開合是由三個液壓缸分別控制助卷輥支臂的轉(zhuǎn)動實現(xiàn)的。在實際工作中，助卷輥支臂多處焊縫開裂，根據(jù)現(xiàn)場卷取X70管線鋼時進行的測試數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，助卷輥承受的載荷最大，因此對助卷輥支臂進行三維有限元分析。
助卷輥支臂的結(jié)構(gòu)和載荷均對稱于截面，因此從截面切開，取其1/2作為研究對象。由于支臂在工作過程中，兩邊用于裝定位銷的耳環(huán)及安裝導衛(wèi)板的托架不受力，因此將其省略，不會影響整個支臂結(jié)構(gòu)的應力分布。計算模型只選取原結(jié)構(gòu)的1/2，因此其對稱面上Z方向的位移為零，支臂懸掛在銷軸上，取與銷軸配合的圓柱面在X方向、Y方向的位移為零。卷取機卷取帶鋼時，助卷輥只在卷取帶鋼的頭部和尾部工作，即僅在卷頭和卷尾時對鋼卷施加力。通常狀態(tài)下，助卷輥在卷取尾部時施加的力最大，因此在計算中，采用在卷尾時的實際載荷進行計算。由于助卷輥施加的力無法直接測量，將油缸工作時施加的力折算到助卷輥上，對于不同卷徑的鋼卷，助卷輥施加的力與油缸施加的力相對于固定銷軸的力臂比值不是恒定的，因此對于不同卷徑應分別計算它們之間的力臂比值。計算載荷采用卷取X70，管線鋼時的最大載荷，卷取終止時鋼卷直徑為1900mm，對應此卷徑和卷取機的初始狀態(tài)，用軟件找出助卷力與油缸驅(qū)動力分別對固定銷軸的力臂以及助卷力和油缸驅(qū)動力的方向。
由圖可知，油缸驅(qū)動力與助卷力相對于固定銷軸的力臂之比為125f，即助卷力為油缸驅(qū)動力的1256倍。據(jù)設計資料，現(xiàn)場測試中，助卷力最大時刻對應的則油缸驅(qū)動力F=84399kN，助卷輥施加力由于計算模型只取原結(jié)構(gòu)的1/2，因此油缸驅(qū)動力與助卷力也只取其1/2，連桿的平面光彈性試驗證明，油缸連桿施力沿耳環(huán)周向呈余弦分布。如圖所示，表面力F'作用在油缸耳環(huán)圓弧AB上，圓弧AB所張的圓心角，A,B兩點關(guān)于Y'軸(油缸驅(qū)動力方向)對稱，F(xiàn)'在圓弧AB上是按余弦規(guī)律分布的，即將pu分解到垂直與水平方向，計算其在角度內(nèi)的各分量總和PY,Px，分配到相應的節(jié)點上。這樣，就可得到在圓弧AB上各節(jié)點處的表面力向量，助卷輥通過軸承座安裝在支臂上，助卷力的反作用力通過軸承座傳遞到支臂上，軸承座與支臂接觸處的尺寸。將助卷力的反作用力分解到X方向和Y方向上，圖中A面承受X方向的分力，B面承受Y方向的分力，兩者均可視作均布載荷。
三維有限元計算表明，整個結(jié)構(gòu)既存在三向受拉應力狀態(tài)，又存在三向應力其他狀態(tài).三向受拉區(qū)主要分布在支臂的后面板和油缸耳環(huán)背板，應力值為200MPa左右，其最大值發(fā)生在耳環(huán)背板與支臂箱形梁面板的過渡區(qū)域，為27151MP。其他區(qū)域為非三向受拉區(qū)，等效應力值大部分在100MPa以下，應力較大的區(qū)域集中在油缸耳環(huán)筋板上，有很小一塊區(qū)域應力超過225MP，在應力集中處應力值高達66459MPa卷取機在卷取過程中，助卷輥不參加工作；只有在卷頭和卷尾時，助卷輥施加助卷力。由現(xiàn)場測試卷取X70管線鋼情況知，在卷尾時每卷鋼對助卷輥平均拍打5次。因此，助卷輥支臂的受力實際上是一種脈動疲勞問題，應按疲勞強度進行校核。
循環(huán)次數(shù)按生產(chǎn)管線鋼計算，每卷鋼約重30t，每卷鋼對助卷輥的拍打平均為5次，因此其循環(huán)次數(shù)為10s，支臂受力狀況實際上是一個彎曲過程，因此應取彎曲疲勞極限作為評價標準。助卷輥支臂主要是由兩種材料的鋼板焊接而成，支臂前后面板為16Mr，其余部位均為Q235A。材料的S-N曲線可表示為妙為循環(huán)次數(shù)；由有限元計算可知，助卷輥支臂的面板上既存在三向受拉應力狀態(tài)區(qū)域，又存在三向應力其它狀態(tài)區(qū)域。在三向受拉區(qū)域，應用其最大主應力作為強度校核標準，其最大值為271MPa，小于16Mr的彎曲疲勞極限，此區(qū)域是安全的。
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