崔軍川
(新鄉(xiāng)市金龍精密銅管制造有限公司,河南新鄉(xiāng) 453000)
900單卷重水平纏繞機(jī)是金龍精密銅管制造有限公司2015年自主設(shè)計的一種用于銅管纏繞的超大卷寬設(shè)備,收卷機(jī)卷寬設(shè)計900 mm,單盤卷重約500 kg。目前實際調(diào)整卷寬380 mm,單盤卷重約220 kg。自運行以來,主軸靠近卷筒一側(cè)向心深溝球軸承6030經(jīng)常發(fā)生疲勞損壞。為此,針對頻繁損壞的軸承(主軸左端軸承)進(jìn)行理論壽命計算,而后提出改進(jìn)分析。
繪制傳動簡圖(圖1)。其中,電機(jī)額定功率Ped=33 W,額定轉(zhuǎn)速 n0=2719 r/min;Z1=28,Z2=40,Z3=21,Z4=36,Z5=23,Z6=37,Z7=21,Z8=53(Z1和Z2分別代表主動和從動同步帶輪齒數(shù);Z3和Z4分別代表自傳軸上的斜輪齒輪;Z5,Z6,Z7和Z8分別代表各傳動軸上的錐齒輪);Z7端面模數(shù) m8=6.581,琢n=20°,啄=21°36'53",大端分度圓直徑dm=138.201 mm。
如圖2所示,2個支點分別為左端向心球軸承6030和右端軸承組合向心球軸承6030和推力球軸承51130,由于錐齒輪7(Z7)和錐齒輪8(Z8)嚙合產(chǎn)生齒面法向力可以分解為3個分力:圓周力Ft、徑向力Fr和軸向力Fa,其中根據(jù)徑向力和軸向力計算軸承的當(dāng)量動載荷;力的作用點模擬在錐齒輪齒寬中點。另外,由于主軸左端伸出,可簡化為外伸梁形式。已知主軸及裝置自重 G1=308.5 kg,卷筒部分自重G2=367.3 kg,380 m卷寬時盤料重約G3=220 kg。外伸梁由于自重太大,自然下垂,對軸承產(chǎn)生支反力矩,簡化為單一載荷。
圖1 傳動簡圖
根據(jù)主軸結(jié)構(gòu)及載荷作用位置繪制主軸簡化外伸梁計算簡圖(圖 2),其中K1和K2分別表示2個軸承支點,K3表示主軸外伸梁末端,N1代表錐齒輪Z8受力作用點位置,其余字母代表相應(yīng)力作用點位置。計算軸承支承反力即為軸承載荷。
圖2 計算簡圖
僅計算頻繁損壞的左端軸承6030,其軸承載荷即支承反力為RK2。
(1)錐齒輪Z8受力計算。首先,計算錐齒輪Z7受力。軸芋轉(zhuǎn)速計算 i=(Z2/Z1)×(Z4/Z3)×(Z6/Z5)=n0/nIII[1],nIII=687.8 r/min。軸芋功率 PIII=Ped×01×12×23[2]。取01=0.975(同步帶傳動),12=0.98×0.97(滾動軸承和齒輪傳動),23=0.98×0.97(滾動軸承和齒輪傳動),PII=29.07 kW。軸芋轉(zhuǎn)矩 TIII=9550×PIII/nIII=403.6 N·m[1]。
(2)錐齒輪 Z7處受力計算[3]。Ft7=2TIII/dm=2×403.6×1000/138.201=5840.8 N,F(xiàn)r7=ft7×tan琢n×cos啄=1976.6 N,F(xiàn)a7=ft7×tan琢n×sin啄=783.24 N。
(3)錐齒輪Z8處受力計算,力作用點位置在N1處(負(fù)數(shù)代表二者方向相反)。Ft=-Ft7=-5840.8 N,F(xiàn)r=-Fa7=-783.24 N,F(xiàn)a=-Fr7=-1976.6 N。
(4)軸承K2處支反力計算。根據(jù)平衡方程列出方程式[2],移MK1=0,即 Fr×875.8-RK2×1031.5+G1×1504.25+G2×(1650.5+875.8)+G3×(1977+1031.5-150.75)=0,則 RK2=19 862.9 N。
根據(jù)《機(jī)械零件》第302頁表12-5推薦的軸承預(yù)期計算壽命,連續(xù)使用24 h的機(jī)械軸承預(yù)期計算壽命(50 000~60 000)h。該設(shè)備在旺季(年平均10個月以上)連續(xù)24 h使用,而實際使用壽命比預(yù)期使用壽命短,建議重新設(shè)計考慮主軸結(jié)構(gòu)及軸承選型,延長軸承預(yù)期使用壽命。
通過軸承壽命計算與對比,認(rèn)為原主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計存在缺陷,外伸梁部分長度過長、自重過大,導(dǎo)致軸承支承反力大,從而導(dǎo)致軸承預(yù)期壽命短。因此,下一步計劃從減小主軸軸承載荷、延長預(yù)期計算壽命出發(fā),對主軸結(jié)構(gòu)改進(jìn)。