某厂地下卷取机有三个助卷辊，在圆周方向均匀分布，其开合是由三个液压缸分别控制助卷辊支臂的转动实现的。在实际工作中，助卷辊支臂多处焊缝开裂，根据现场卷取X70管线钢时进行的测试数据发现，助卷辊承受的载荷最大，因此对助卷辊支臂进行三维有限元分析。
       助卷辊支臂的结构和载荷均对称于截面，因此从截面切开，取其1/2作为研究对象。由于支臂在工作过程中，两边用于装定位销的耳环及安装导卫板的托架不受力，因此将其省略，不会影响整个支臂结构的应力分布。计算模型只选取原结构的1/2，因此其对称面上Z方向的位移为零，支臂悬挂在销轴上，取与销轴配合的圆柱面在X方向、Y方向的位移为零。卷取机卷取带钢时，助卷辊只在卷取带钢的头部和尾部工作，即仅在卷头和卷尾时对钢卷施加力。通常状态下，助卷辊在卷取尾部时施加的力最大，因此在计算中，采用在卷尾时的实际载荷进行计算。由于助卷辊施加的力无法直接测量，将油缸工作时施加的力折算到助卷辊上，对于不同卷径的钢卷，助卷辊施加的力与油缸施加的力相对于固定销轴的力臂比值不是恒定的，因此对于不同卷径应分别计算它们之间的力臂比值。计算载荷采用卷取X70，管线钢时的最大载荷，卷取终止时钢卷直径为1900mm，对应此卷径和卷取机的初始状态，用软件找出助卷力与油缸驱动力分别对固定销轴的力臂以及助卷力和油缸驱动力的方向。
       由图可知，油缸驱动力与助卷力相对于固定销轴的力臂之比为125f，即助卷力为油缸驱动力的1256倍。据设计资料，现场测试中，助卷力最大时刻对应的则油缸驱动力F=84399kN，助卷辊施加力由于计算模型只取原结构的1/2，因此油缸驱动力与助卷力也只取其1/2，连杆的平面光弹性试验证明，油缸连杆施力沿耳环周向呈余弦分布。如图所示，表面力F'作用在油缸耳环圆弧AB上，圆弧AB所张的圆心角，A,B两点关于Y'轴(油缸驱动力方向)对称，F'在圆弧AB上是按余弦规律分布的，即将pu分解到垂直与水平方向，计算其在角度内的各分量总和PY,Px，分配到相应的节点上。这样，就可得到在圆弧AB上各节点处的表面力向量，助卷辊通过轴承座安装在支臂上，助卷力的反作用力通过轴承座传递到支臂上，轴承座与支臂接触处的尺寸。将助卷力的反作用力分解到X方向和Y方向上，图中A面承受X方向的分力，B面承受Y方向的分力，两者均可视作均布载荷。
       三维有限元计算表明，整个结构既存在三向受拉应力状态，又存在三向应力其他状态.三向受拉区主要分布在支臂的后面板和油缸耳环背板，应力值为200MPa左右，其最大值发生在耳环背板与支臂箱形梁面板的过渡区域，为27151MP。其他区域为非三向受拉区，等效应力值大部分在100MPa以下，应力较大的区域集中在油缸耳环筋板上，有很小一块区域应力超过225MP，在应力集中处应力值高达66459MPa卷取机在卷取过程中，助卷辊不参加工作；只有在卷头和卷尾时，助卷辊施加助卷力。由现场测试卷取X70管线钢情况知，在卷尾时每卷钢对助卷辊平均拍打5次。因此，助卷辊支臂的受力实际上是一种脉动疲劳问题，应按疲劳强度进行校核。
       循环次数按生产管线钢计算，每卷钢约重30t，每卷钢对助卷辊的拍打平均为5次，因此其循环次数为10s，支臂受力状况实际上是一个弯曲过程，因此应取弯曲疲劳极限作为评价标准。助卷辊支臂主要是由两种材料的钢板焊接而成，支臂前后面板为16Mr，其余部位均为Q235A。材料的S-N曲线可表示为妙为循环次数；由有限元计算可知，助卷辊支臂的面板上既存在三向受拉应力状态区域，又存在三向应力其它状态区域。在三向受拉区域，应用其最大主应力作为强度校核标准，其最大值为271MPa，小于16Mr的弯曲疲劳极限，此区域是安全的。

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