謝真成，譚嘉樂，梁 岳，吳 鋼

廣東中煙工業(yè)有限責(zé)任公司廣州卷煙廠，廣州市荔灣區(qū)東沙環(huán)翠南路88 號(hào) 510385

TOBSPIN 切絲機(jī)是德國(guó)HAUNI 公司研制的一種新型切絲設(shè)備，與國(guó)內(nèi)廣泛使用的滾刀切絲機(jī)不同，其采用的是旋轉(zhuǎn)式柔性切絲原理，能夠有效提高煙絲質(zhì)量穩(wěn)定性。生產(chǎn)中發(fā)現(xiàn)由于磨損造成TOBSPIN 切絲機(jī)刀盤軸承間隙增大，導(dǎo)致刀盤前后竄動(dòng)，進(jìn)而影響切絲質(zhì)量。而采用HAUNI公司提供的調(diào)整工具需要反復(fù)拆卸調(diào)試和安裝設(shè)備，費(fèi)時(shí)費(fèi)力，且無法觀察調(diào)整效果，影響設(shè)備生產(chǎn)效率。近年來針對(duì)TOBSPIN切絲機(jī)已開展了大量研究，蔣卓芳等［1］設(shè)計(jì)了TOBSPIN 切絲機(jī)進(jìn)刀電機(jī)拆卸工具，在不損傷設(shè)備的前提下實(shí)現(xiàn)了進(jìn)刀電機(jī)的快速拆卸；李立勛等［2］設(shè)計(jì)了TOBSPIN切絲機(jī)氣動(dòng)反吹式煙葉回收單元，解決了原除塵器濾棒使用壽命短、維修費(fèi)用高等問題；陳雪梅等［3］對(duì)TOBSPIN 切絲機(jī)加工控制原理及特征進(jìn)行了分析；李秀芳等［4］設(shè)計(jì)了一種用于解決TOBSPIN 切絲機(jī)揚(yáng)塵的方法；楊秉宇等［5］研究了高轉(zhuǎn)速低料位技術(shù)在TOBSPIN 切絲機(jī)中的應(yīng)用，但對(duì)于TOBSPIN切絲機(jī)刀盤軸承間隙調(diào)整的研究及改進(jìn)則鮮見報(bào)道。為此，基于TOBSPIN切絲機(jī)研制了一種刀盤軸承間隙快速調(diào)整裝置，并運(yùn)用SolidWorks simulation 軟件對(duì)其合理性進(jìn)行驗(yàn)證，以期提高切絲設(shè)備生產(chǎn)效率，保證卷煙產(chǎn)品質(zhì)量。

1 問題分析

TOBSPIN 切絲機(jī)刀盤采用旋轉(zhuǎn)式結(jié)構(gòu)，刀盤及刀盤電機(jī)分別通過7230 型和7228 型兩個(gè)軸承安裝在刀盤主軸上，同樣進(jìn)刀電機(jī)也安裝在刀盤主軸上。隨著工作時(shí)間增加，刀盤軸承內(nèi)鋼珠出現(xiàn)磨損，導(dǎo)致刀盤軸承間隙增大而引起刀盤竄動(dòng)，進(jìn)而影響切絲質(zhì)量的穩(wěn)定。采用HAUNI 公司提供的刀盤軸承間隙調(diào)整工具存在以下問題：①需要拆裝電氣線路、編碼器及相關(guān)防護(hù)罩、進(jìn)刀電機(jī)等部件，并完成動(dòng)平衡等操作，整個(gè)拆裝過程耗時(shí)27～30 h/臺(tái)，影響設(shè)備生產(chǎn)效率；②刀盤軸承間隙調(diào)整鎖緊螺釘位于進(jìn)刀電機(jī)及相關(guān)防護(hù)罩后方，需借助叉車和專業(yè)搬運(yùn)工才能完成拆卸，工作強(qiáng)度大、難度高；③通過扭力扳手的扭矩來控制軸承調(diào)整范圍，在操作中可能存在偏差；④主軸軸套內(nèi)套位置及尺寸限制了軸承調(diào)整范圍。

2 系統(tǒng)設(shè)計(jì)

2.1 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

TOBSPIN 切絲機(jī)刀盤軸承間隙快速調(diào)整裝置主要是由平端緊定螺釘（1）、平端調(diào)整螺釘（2）、刀盤軸承（3）、主軸軸套（4）以及刀盤主軸（5）等部分組成，見圖1。通過平端調(diào)整螺釘向內(nèi)推動(dòng)刀盤軸承的內(nèi)圈，使其向主軸軸套的內(nèi)套偏移，以減小刀盤軸承間隙；再利用平端緊定螺釘固定平端調(diào)整螺釘，實(shí)現(xiàn)從外部調(diào)整刀盤軸承間隙的目的。

圖1 刀盤軸承間隙快速調(diào)整裝置結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure of adjustment device for bearing clearance of cutting blade carrier

2.2 刀盤主軸

在刀盤主軸上加工4 個(gè)M16 的調(diào)整螺孔，螺孔外切角為40°，見圖2。采用螺釘進(jìn)行調(diào)節(jié)，第一級(jí)為型號(hào)GB578M16的1.5 mm×25 mm平端緊定螺釘，采用8 mm內(nèi)六角匙調(diào)整；第二級(jí)為型號(hào)GB578M16的1.5 mm×15 mm平端調(diào)整螺釘，采用10 mm內(nèi)六角匙鎖緊。經(jīng)塞尺檢測(cè)，通過平端調(diào)整螺釘調(diào)節(jié)刀盤軸承間隙后，刀盤軸承間隙由原來的0.35 mm 減小到設(shè)定值0.05 mm。

圖2 刀盤主軸結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Structure of main shaft of blade carrier

2.3 刀盤機(jī)架

重新設(shè)計(jì)了刀盤機(jī)架。以刀盤主軸上的4 個(gè)調(diào)整螺孔為基準(zhǔn)，在機(jī)架上加工2 個(gè)直徑為13 mm 的圓孔，見圖3。利用工具通過圓孔對(duì)螺釘進(jìn)行調(diào)節(jié)和鎖緊，可以實(shí)現(xiàn)刀盤軸承間隙的快速調(diào)整。

圖3 刀盤機(jī)架結(jié)構(gòu)示意圖Fig.3 Structure of frame of blade carrier

2.4 主軸軸套

由于刀盤軸承內(nèi)圈與主軸軸套內(nèi)套相對(duì)位置固定，當(dāng)軸承內(nèi)鋼珠出現(xiàn)磨損時(shí)無法調(diào)整軸承間隙大小。因此，將內(nèi)套長(zhǎng)度由190 mm縮短為160 mm，見圖4。當(dāng)軸承內(nèi)鋼珠出現(xiàn)磨損時(shí)，推動(dòng)刀盤軸承內(nèi)圈向主軸軸套內(nèi)套偏移，即可調(diào)整軸承間隙。

圖4 主軸軸套結(jié)構(gòu)示意圖Fig.4 Structure of main shaft sleeve

2.5 刀盤軸承間隙

刀盤軸承間隙分為徑向間隙和軸向間隙，見圖5。由于主軸的徑向由刀盤軸承固定，故產(chǎn)生的是軸向間隙。為保證刀盤與機(jī)架相對(duì)位置固定，當(dāng)?shù)侗P軸承內(nèi)鋼珠出現(xiàn)磨損時(shí)需要及時(shí)調(diào)整軸向間隙。

圖5 刀盤軸承間隙示意圖Fig.5 Schematic diagram of bearing clearance of blade carrier

2.6 強(qiáng)度校核

2.6.1 主軸受力計(jì)算

在生產(chǎn)中主軸同時(shí)受到刀盤壓力和切絲刀切削物料時(shí)的切削力。查閱TOBSPIN 切絲機(jī)相關(guān)資料，可知刀盤質(zhì)量約為350 kg，主軸受到的刀盤壓力為：

根據(jù)文獻(xiàn)［6］的方法計(jì)算切削力：

式中：Ft為切削力，N；K況為切絲機(jī)的工況系數(shù)；a、b為物料截面的長(zhǎng)和寬，mm；ξ力為單位切削力，N/mm2。

根據(jù)制絲工藝規(guī)范要求［7］以及TOBSPIN切絲機(jī)相關(guān)參數(shù)，可知刀門高度40 mm，寬度200 mm，切絲機(jī)工況系數(shù)在1.1～1.5 之間，單位切削力在0.01～0.04 N/mm2之間。取K況最大為1.5，ξ力最大為0.04 N/mm2，則：

主軸承受的最大作用力為：

2.6.2 主軸應(yīng)力計(jì)算

主軸材質(zhì)選用AISI 4340 鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)［8］查得，材料的許用正應(yīng)力為170 MPa，屈服強(qiáng)度σs≥835 MPa。已知主軸承受的最大作用力為3 910 N，作用力由刀盤軸承傳遞給主軸，主軸受力處直徑140 mm，受力長(zhǎng)度90 mm，其受力面積為：

式中：S為主軸受力面積，mm2；d為主軸受力處直徑，mm；h為主軸受力處長(zhǎng)度，mm。

主軸的內(nèi)部應(yīng)力為：

式中：σ為主軸的內(nèi)部應(yīng)力，MPa；F為主軸承受的最大作用力，N。

查閱相關(guān)資料可知，AISI 4340 鋼的抗疲勞系數(shù)為1.5～3.0，抗變形系數(shù)為1.2～3.0，抗斷裂系數(shù)為2.5～4.0。取最大系數(shù)進(jìn)行計(jì)算，得到安全系數(shù)為：

主軸的最大應(yīng)力［9］為：

計(jì)算結(jié)果表明，主軸的最大應(yīng)力小于材料的許用正應(yīng)力170 MPa 和屈服強(qiáng)度835 MPa，符合設(shè)計(jì)要求。

2.6.3 SolidWorks靜應(yīng)力校核

利用SolidWorks simulation 軟件對(duì)主軸進(jìn)行靜應(yīng)力校核。對(duì)主軸施加刀盤壓力和最大切削力時(shí)，主軸受到的最大作用力為3 910 N，在此條件下主軸的網(wǎng)格劃分見圖6。由主軸的整體靜應(yīng)力受力變形分布（圖7）可見，變形部分主要位于中間，最大變形量為1.242×10-6mm。由主軸的變形量分布（圖8）可見，主軸在Y 軸上的最大形變量為1.525×10-2mm。由主軸受到的靜應(yīng)力分布（圖9）可見，主軸承受的最大應(yīng)力為4.564×106Pa（約為4.56 MPa），遠(yuǎn)小于材料的許用正應(yīng)力170 MPa和屈服強(qiáng)度835 MPa。

圖6 主軸網(wǎng)格劃分圖Fig.6 Meshing diagram of main shaft

圖7 主軸整體靜應(yīng)力應(yīng)變圖Fig.7 Overall static stress-strain diagram of main shaft

圖8 主軸變形量分布圖Fig.8 Deformation distribution diagram of main shaft

圖9 主軸靜應(yīng)力受力圖Fig.9 Static stress diagram of main shaft

3 應(yīng)用效果

3.1 實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)

材料：A 牌號(hào)和B 牌號(hào)卷煙煙絲（由廣東中煙工業(yè)有限責(zé)任公司廣州卷煙廠提供）。

設(shè)備：兩臺(tái)TOBSPIN切絲機(jī)以及刀盤軸承拆卸工具（德國(guó)HAUNI公司）。

方法：選兩組工作人員，分別采用HAUNI 公司調(diào)整工具和快速調(diào)整裝置對(duì)兩臺(tái)切絲機(jī)刀盤軸承間隙進(jìn)行調(diào)整并統(tǒng)計(jì)調(diào)整時(shí)間，重復(fù)測(cè)試2次，取平均值；取A 牌號(hào)和B 牌號(hào)卷煙煙絲各6 批次，依據(jù)企業(yè)相關(guān)工藝技術(shù)要求，統(tǒng)計(jì)快速調(diào)整裝置應(yīng)用前后的切絲合格率。

3.2 數(shù)據(jù)分析

由表1可知，與HAUNI調(diào)整工具相比，采用快速調(diào)整裝置后刀盤軸承間隙調(diào)整時(shí)間由平均27.63 h/臺(tái)減少到0.30 h/臺(tái)，縮短27.33 h/臺(tái)，工作效率提高91.10%，有效解決了刀盤軸承間隙調(diào)整困難等問題。由表2可知，采用快速調(diào)整裝置后切絲平均合格率由81.69%提高到90.17%，增幅8.48 百分點(diǎn)。其中，A 牌號(hào)和B 牌號(hào)切絲合格率標(biāo)準(zhǔn)差分別降低77.02%和57.80%，表明切絲機(jī)運(yùn)行穩(wěn)定性得到顯著提升。

表1 切絲機(jī)刀盤軸承間隙調(diào)整時(shí)間對(duì)比Tab.1 Comparison of adjustment time of bearing clearance of blade carrier in tobacco cutter（h·臺(tái)-1）

表2 調(diào)整前后切絲合格率對(duì)比Tab.2 Comparison of qualified rate of cut tobacco before and after adjustiment （%）

4 結(jié)論

研制了一種TOBSPIN 切絲機(jī)刀盤軸承間隙快速調(diào)整裝置，通過調(diào)節(jié)平端調(diào)整螺釘可以快速將刀盤軸承間隙由0.35 mm減少到0.05 mm，有效解決了刀盤竄動(dòng)及調(diào)整困難等問題。將HAUNI 調(diào)整工具與快速調(diào)整裝置進(jìn)行對(duì)比測(cè)試，結(jié)果表明：采用快速調(diào)整裝置后，調(diào)整時(shí)間平均縮短27.33 h/臺(tái)，切絲平均合格率提高8.48 百分點(diǎn)，有效提升了切絲機(jī)維修保養(yǎng)工作效率，提高了切絲質(zhì)量穩(wěn)定性。