H1000包裝機組卷盤架驅動機構改進

吳瀟　蔡冠輝　張國智　溫華國

摘 要

H1000超高速包裝機組的卷盤架驅動齒形帶輪與電機主軸的連接方式為平鍵連接，針對目前GDH1000超高速包裝機組的卷盤架驅動齒形帶輪與電機主軸的連接處經常出現(xiàn)莫順比較嚴重地影響了設備效率，本文提出了采用錐形脹套連接替代原有的鍵槽連接，較好地解決了電機主軸與同步帶輪磨損較快的問題，大大減輕了時間成本和維修成本，提高了設備的有效作用率，降本增效的效果顯著。

關鍵詞

H1000包裝機組;卷盤架組件;平鍵連接;脹套連接

中圖分類號： TB486 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標識碼： A

DOI：10.19694/j.cnki.issn2095-2457.2020.11.057

1 前言

1.1 背景

G.D H1000超高速包裝機組是由意大利G.D公司生產的目前世界上生產速度最快的包裝機組之一，機組的生產速度最快可以達到1000包/分鐘[4]。其中卷盤架組件是實現(xiàn)卷筒包裝材料的松卷和輸送，同樣也是又獨立電機驅動，松卷的速度由電機轉速控制，電機轉速根據(jù)設備的生產速度變化，以實現(xiàn)材料的供給。卷盤架的驅動動力傳遞路線是永磁同步電機的動力帶動齒形帶輪，通過齒形帶將動力傳動到滾筒支架軸上的帶輪，帶輪帶動滾筒支架軸，在經過減速機帶動滾筒支架，支架帶動滾筒材料轉動實現(xiàn)材料的松卷輸送。

1.2 故障現(xiàn)象

在機組開機或停機時，內襯紙卷盤架組件上的驅動機構會產生急加速或者急減速的動作。另外當內襯紙自動裝載及放卷裝置自動更換內襯紙卷的過程中，機器也會適當減速以順利接駁內襯紙，然后再重新加速至生產速度，這些都會對主軸及與其連接的齒形帶輪產生一定的沖擊[1]。在設備實際生產過程中設備正常生產約半年左右，卷盤架組件的電機主軸及同步帶輪的連接位置上會發(fā)生嚴重的磨損，磨損會增加傳動間隙，導致材料供給故障。

2 卷盤架組件驅動機構的故障形式

2.1 永磁同步電機主軸與同步帶輪的失效形式

首先，對正常生產半年后的卷盤架組件拆卸后進行檢查，通過對比可以發(fā)現(xiàn)拆卸下來的永磁同步電機主軸的鍵槽處幾乎磨損殆盡，磨損量遠遠超過1%的軸徑。觀察同步帶輪的結構，可以發(fā)現(xiàn)同步帶輪上有一對稱布置的突耳部分，在此設計中，凸耳部分實際上代替了平鍵的功能?？梢钥吹酵綆У耐苟糠帜p同樣非常嚴重，磨損程度同樣超出了鍵寬的1%。

分析永磁同步電機主軸及同步帶輪的結構，可以知道，永磁同步電機主軸與同步帶輪現(xiàn)有的連接形式為對稱布置的平鍵連接。

3 故障分析及改進方案

3.1 故障分析

我們知道，一般平鍵連接的失效形式主要由兩種。一種是靜連接狀態(tài)下，鍵、軸或輪中較弱的零件工作面被壓饋，嚴重過載時可能會被剪斷。另外一種是動連接狀態(tài)下，鍵、軸或輪中較弱的零件的工作面的磨損。

首先我們需要確定機組在正常運行時，主軸與同步帶輪之間傳遞轉矩T的大小。通過查閱《機械設計手冊》，我們知道普通平鍵連接在校驗其連接強度時，是以兩個連接件之間所需傳遞的轉矩來進行校驗的。因此，我們可以采用鍵連接的強度校驗公式，來倒推主軸與同步帶輪之間所能傳遞的最大轉矩T。

由以上分析可知，主軸與同步帶輪之間屬于靜連接。通過查閱相關設計手冊（《機械設計手冊》），普通平鍵連接以靜連接進行強度校核時，通常只按工作面上的擠壓應力進行條件性強度校核。

假設載荷沿鍵長度和鍵高均勻分布，雙鍵布置時的連接強度檢驗公式為：

小組人員對拆卸下來的主軸測量后得出數(shù)據(jù)如下：主軸直徑d為20mm，鍵的高度h為4mm，鍵的工作長度l為10mm。已知鍵所使用的材料為45鋼，通過查閱《機械設計手冊》并結合卷盤架組件的工作狀態(tài)可知，永磁同步電機主軸及同步帶輪間的鍵連接的許用擠壓應力值不能超過120MPa。將所測數(shù)據(jù)代入公式二中，稍加變形，可以得到主軸與同步帶輪所需傳遞的轉矩T：

可以證實的是此連接在使用過程中已出現(xiàn)明顯磨損，由此可見，主軸與同步帶輪之間所需傳遞的轉矩至少超過了36000N.mm。

3.2 提出改進方案

由上述分析可知，1#永磁同步電機主軸及同步帶輪磨損的主要原因是由于它們之間的連接強度不足。針對“1#永磁同步電機主軸與同步帶輪連接強度不足”這一現(xiàn)象，研究人員提出以下兩種種對策方案，并對所提出的對策方案進行了對比評價及可行性分析。

方案一：改變主軸及同步帶輪的結構，將主軸與同步帶輪的連接形式改為過盈配合連接。

方案二：改變主軸及同步帶輪的結構，將主軸與同步帶輪的連接形式改為錐形脹套連接。

小組人員為保證設計安全可靠，重新設計的連接方式所能傳遞的最大轉矩Tq需在原連接形式所能傳遞的轉矩T的基礎上乘以一個安全系數(shù)q?？紤]到上述計算過程中材料的力學性能、實驗值和計算值與實際值的差別，本文中的計算模式存在估算等情況，q值應盡可能偏大。在此取q值為10，即：

代入數(shù)據(jù)后，可以得到T 應為360000N.mm。

經分析，方案一雖能夠達到所需求的轉矩，但后期維修困難，加工精度要求較高亦不做考慮。最終，決定選擇第二個方案，即將主軸與同步帶輪的連接方式改為錐形脹套連接。

4 方案實施與效果驗證

4.1 實施方案分析

經研究，根據(jù)主軸及同步帶輪的現(xiàn)有的結構形式，將它們之間的連接方式改為Z3型脹套連接[3]最為簡單方便。其原理即是：在高強度螺栓的作用下，同步帶輪與錐形脹套開始軸向收縮，由于兩者之間的存在一定的錐度，迫使錐形脹套發(fā)生徑向變形，從而使錐形脹套內環(huán)與軸之間、錐形脹套外環(huán)與同步帶輪之間產生巨大的抱緊力，實現(xiàn)無鍵連接[5]。

將主軸與同步帶輪的連接方式加以改進，改進后的連接方式裝配示意圖如圖1所示。高強度螺釘?shù)臄?shù)量為4顆，軸徑為20mm，鑒于同步帶輪的厚度限制，此脹套連接的有效長度為18.6mm。

但是本文中的有效連接強度L-2與標準脹套連接所要求的并不一致，因此需重新進行計算。

在此，我們以錐形脹套為研究對象，對其進行靜力學受力分析[6]。圖2所示為錐形脹套的受力分析示意圖。FN1為高強度螺栓的拉力作用下，對錐形脹套的正壓力;FN2為同步帶輪對錐形脹套的反作用力;FN3為永磁同步電機主軸作用在錐形脹套上的正壓力。

由錐形脹套的受力簡圖可知：FN1、FN2、FN3三者相互組成一平衡力系。因此可以得到如下兩個平衡力系方程：

其中，α為錐形面的錐度。

可以看出，錐形脹套連接的有效連接面及錐形面的應力是均勻分布的，則錐形脹套與永磁同步電機主軸的有效連接面處所受的應力σz，由壓應力計算公式：

式中，A為錐形脹套與永磁同步電機主軸的有效連接面的面積。

A=π*d*有效咬合長度=≈3.14*20*18.6=1168.08mm

在此有效咬合長度下所能傳遞的最大轉矩Te為：

式中f為錐形脹套與同步電機主軸的靜摩擦系數(shù)。查閱相關機械設計手冊可知，材料均為45鋼間無潤滑劑情況下的靜摩擦系數(shù)取值通常為0.15。

代入數(shù)據(jù)后，得到改進后的脹套連接方式在其有效咬合長度下所能傳遞的最大轉矩Te為：

由以上分析可知，改進后的脹套連接方式，其能夠傳遞的最大轉矩與螺栓的拉力成正比，與錐形面的正切值成反比。也就是說，螺栓的拉力越大，轉矩越大;錐形面的角度越小，轉矩越大。因此，錐形脹套的設計關鍵參數(shù)即為螺栓的抗拉強度及錐形面的角度。

4.2 螺栓選用及錐形脹套錐度計算

螺栓的拉力FN1可以根據(jù)螺栓的抗拉強度計算公式來確定。式中：n為螺栓的數(shù)量，σa為螺栓的抗拉強度，Aa為螺栓的有效截面。

在此，為提高轉矩Te的大小，本文選用強度等級為12.9的螺栓。由公式（6），可以得出錐形脹套在不同螺釘數(shù)量，不同錐度下的所能夠傳遞的最大轉矩Te，如表1所示。

由表1可知，錐形角度越小，所能傳遞的轉矩越大。在錐形脹套的錐形角為5度的情況下，均滿足傳遞轉矩的要求。但是錐形角并不是越小越好。研究發(fā)現(xiàn)錐形角度過小，會降低錐套本身的強度。另外，錐形脹套的螺栓應為對稱布置，以使錐形面上的壓力分布更加均勻，螺栓數(shù)量越多，壓力分布越均勻。在此，本文在安全系數(shù)取值為10的情況下，選用6顆M4的，強度等級為12.9的高強度螺栓。錐形脹套的錐形角度選為8度即能夠滿足機組正常運行所需要傳遞的轉矩，證明此設計安全可靠。

5 結束語

經過改造后H1000包裝機組卷盤架驅動機構經過實際生產運行測試近一年時間檢查無明顯的磨損痕跡。

本文針對G.D H1000卷盤架組件的主要故障進行分析，設計并試改進了內襯紙卷盤架組件的1#電機主軸與同步帶輪的連接方式，得出以下結論：

（1）1#電機主軸與同步帶輪易發(fā)生磨損的主要原因是主軸與同步帶輪之間的鍵連接強度不足與正反轉的沖擊力。

（2）在不改變1#電機主軸的軸徑的情況下，采用錐形脹套連接之后的主軸與同步帶輪之間傳遞的扭矩達到了300N.m，遠遠超出了主軸所需傳遞的最大扭矩，滿足使用要求。延長了主軸及同步帶輪的使用壽命，還增加了一個過載保護。

同時為了使得此次改進措施能在車間得到更好的應用，進一步提高設備有效作用率，筆者還對此次設計資料整理后形成標準化文件，上報車間貯存。將此次改進應用到相似結構的其他卷盤架組件上去，例如內框紙卷盤架組件及小包玻璃紙卷盤架組件。

參考文獻

[1]王道臣，王征宇，宋偉，周華.擺動液壓缸鍵連接和脹套連接的對比分析[J].液壓與氣動，2011（06）：20-22.

[2]何章濤，杜靜，何玉林，?；塾ⅲT博.MW級風力發(fā)電機組主軸脹套連接的結構強度分析*[J].機械設計，2011，（5）：69-74.

[3]楊亞，徐小兵，張宇航.絞車滾筒軸脹套聯(lián)接的強度分析[J].制造業(yè)信息化，2015，（02）：65-67.