皮帶輸送機(jī)轉(zhuǎn)軸軸承快速拆裝裝置的技術(shù)研究與應(yīng)用

劉鴻，馮煥芬，袁春風(fēng)，王明杰，趙呂銀，馮剛

（貴州中煙工業(yè)有限責(zé)任公司遵義卷煙廠，貴州 遵義 563000）

皮帶輸送機(jī)被廣泛地應(yīng)用在煙草行業(yè)制絲生產(chǎn)線中，它主要是由傳動(dòng)軸帶動(dòng)輸送帶高速運(yùn)轉(zhuǎn)的，傳動(dòng)軸的兩端各由一盤帶座軸承連接并支撐。皮帶輸送機(jī)的主軸和傳動(dòng)軸與軸承的配合精度要求高，而且主軸和傳動(dòng)軸的動(dòng)平衡要求高，安裝和拆卸時(shí)稍有不慎，就會(huì)將主軸和傳動(dòng)軸的動(dòng)平衡損壞，從而導(dǎo)致輸送皮帶在運(yùn)行過程中出現(xiàn)跳動(dòng)、跑偏等不穩(wěn)定現(xiàn)象，造成輸送皮帶被撕壞。因此，皮帶輸送機(jī)對(duì)拆卸和安裝軸承的過程要求比較高。然而，傳統(tǒng)的皮帶輸送機(jī)的拆裝方式有兩種：第一種是用撬棍、榔頭敲打的方式進(jìn)行拆裝，這種方式屬于暴力拆裝方式，整個(gè)拆裝過程會(huì)造成主軸和傳動(dòng)軸軸承端彎曲；第二種是采用切割機(jī)把軸承切割，但是，在使用切割機(jī)進(jìn)行切割時(shí)，又容易割傷轉(zhuǎn)軸。因此，使用傳統(tǒng)的拆裝方式拆裝軸承都無法保證主軸和傳動(dòng)軸的平衡度和穩(wěn)定性。

1 軸承與軸之間的受力計(jì)算

皮帶輸送機(jī)轉(zhuǎn)軸兩端由軸承作為旋轉(zhuǎn)支撐，軸承內(nèi)圈與軸的配合為過盈配合，為方便計(jì)算，本次軸與軸承受力分析以常見的深溝球軸承為計(jì)算依據(jù)，軸的材料為304不銹鋼，選用軸承的型號(hào)為6011，內(nèi)圈材料為GCr15，軸材料牌號(hào)為1Cr18Ni9Ti。其中，軸與內(nèi)圈接觸區(qū)寬度B，取21mm；裝配前軸承內(nèi)徑d，取55mm；過盈配合過盈量a，取0.03mm；裝配后軸承實(shí)際內(nèi)徑d，，取（55-0.03×2）mm；裝配前軸的直徑d1，取55mm；裝配后軸的直徑d2，取（55-0.03×2）mm；內(nèi)圈彈性模量E1，取2.08×105MPa；軸的彈性模量E2，取2.06×105MPa；裝配后內(nèi)圈受到的周向張力F，單位為N；軸與內(nèi)圈過盈配合產(chǎn)生的靜摩擦力F摩，單位為N；內(nèi)圈壁厚H，取8.44mm；裝配后軸的表面壓應(yīng)力Δ1，單位為MPa；裝配后內(nèi)圈的周向張應(yīng)力Δ2，單位為MPa；內(nèi)圈與軸的之間摩擦系數(shù)（鋼-鋼）μ，取0.2；泊松比ν，取0.3。

根據(jù)軸承與軸過盈配合軸受內(nèi)圈壓應(yīng)力公式

軸承過盈配合與軸內(nèi)圈受周向張應(yīng)力公式：

軸承與軸過盈配合內(nèi)圈作用在軸上的壓力為：

則過盈裝配后內(nèi)圈與軸的靜摩擦力為：

2 轉(zhuǎn)軸軸承采用撬動(dòng)拆卸方式受力分析

當(dāng)皮帶輸送機(jī)轉(zhuǎn)軸軸承損壞，需要更換軸承時(shí)，在傳統(tǒng)的軸承座拆卸過程中，往往是通過利用“楔形”工具（鍥形角設(shè)為15°）對(duì)軸承座底部撬動(dòng)拆卸，一般情況下，該方式在剛開始拆卸時(shí)，軸承座安裝面與軸承安裝面之間幾乎無間隙，此時(shí)，需撬動(dòng)軸承座，則撬動(dòng)時(shí)需要的力較大。拆卸時(shí)，工具有效長(zhǎng)度AD設(shè)為330mm，類似杠桿原理，C點(diǎn)為受力支點(diǎn)。由于軸承座松脫的過程中受力不是均勻分布的，而是依靠單側(cè)受力來克服軸承緊配合產(chǎn)生的摩擦力，此時(shí)，軸承與軸的最大受力點(diǎn)位于軸承內(nèi)圈處與撬動(dòng)點(diǎn)A相對(duì)立的B點(diǎn)，力的傳遞路徑AB可近似為連接支桿。為了便于計(jì)算，將拆卸受力圖簡(jiǎn)化為圖1所示(圖中角度為近似設(shè)定值）。

圖1 撬動(dòng)拆卸軸承座受力分析圖

在未拆卸前，B點(diǎn)僅僅具有內(nèi)圈對(duì)軸的內(nèi)應(yīng)力δ1和靜摩擦F摩，但在撬動(dòng)時(shí)，傳遞來的力F2再作用于B點(diǎn)。該力分解在軸的徑向產(chǎn)生新的正壓力F壓，從而導(dǎo)致新的摩擦力Fm，分解在軸的軸向?qū)S承脫落的推力F推。

根據(jù)圖解關(guān)系可得：

要成功地將軸承推出配合軸，需滿足

將F2的最小值代入（3）、（4）式得出：

根據(jù)圖示關(guān)系可知，A點(diǎn)最小作用力F1為：

根據(jù)杠桿定理得出，D點(diǎn)最小作用力F為：

以上分析得出的數(shù)據(jù)結(jié)果是，理論上采用撬動(dòng)法能將軸承座拆卸下來的最小作用力。以下將利用理論數(shù)據(jù)對(duì)拆卸結(jié)構(gòu)作靜態(tài)受力變形仿真，基于ANSYS Workbench作有限元受力分析，為了便于系統(tǒng)得計(jì)算，簡(jiǎn)化軸承座直接受力，即以上分析案例中A點(diǎn)的作用力F1為708.4N，受力角度與軸向夾角為15°。受力分析結(jié)果顯示：在該力作用下，產(chǎn)生的最大應(yīng)變?yōu)?.44mm，未見明顯塑性變形，但從變形云圖結(jié)果來看，具有單側(cè)變形的趨勢(shì)。

由于撬動(dòng)作用單邊受力，在實(shí)際應(yīng)用中，軸與軸承座在受力作用時(shí)會(huì)產(chǎn)生微小形變，尤其是作用于配合面最大作用力B點(diǎn)處，多次反復(fù)拆卸還會(huì)使軸面受損，拆卸時(shí)，軸面與內(nèi)圈過盈量會(huì)加大，微小變化的過盈量會(huì)導(dǎo)致摩擦力急劇加大。拆卸時(shí)，需要的作用力F也會(huì)增大，而增大的F又會(huì)增大正壓方向的F壓，這會(huì)導(dǎo)致拆卸受力的惡性循環(huán)，在以后的拆卸過程中，將會(huì)導(dǎo)致一次比一次的拆卸難度更大，周而復(fù)始，最終將會(huì)破壞軸面結(jié)構(gòu)才能使拆卸力逐漸變小。

現(xiàn)假設(shè)該組轉(zhuǎn)軸與軸承配合經(jīng)過多次拆卸，B點(diǎn)已經(jīng)產(chǎn)生過盈凹痕，設(shè)拆卸作用力F1為3000N，仍然在靜態(tài)作用力下分析拆卸變形情況，作用點(diǎn)同上為A點(diǎn)，受力角度與軸向夾角為15°。受力分析結(jié)果顯示，軸承座與轉(zhuǎn)軸均發(fā)生了明顯變形，最大變形達(dá)到了4.9mm，轉(zhuǎn)軸也發(fā)生較小的塑性變形，且云圖云斑趨于受力側(cè)深的特點(diǎn)，變形方向?yàn)槭芰?cè)向非受力側(cè)偏移，該狀態(tài)下產(chǎn)生的內(nèi)應(yīng)力明顯出現(xiàn)非均勻性。

因此，傳統(tǒng)的撬動(dòng)拆卸方式不能很好地保護(hù)皮帶輸送機(jī)轉(zhuǎn)軸的剛性結(jié)構(gòu)，非均勻性的受力特點(diǎn)容易造成配合段發(fā)生側(cè)向變形。

3 轉(zhuǎn)軸軸承快速拆裝裝置的設(shè)計(jì)

3.1 轉(zhuǎn)軸軸承快速拆裝裝置構(gòu)成

為了在軸承拆裝過程中保護(hù)好皮帶輸送機(jī)轉(zhuǎn)軸的剛性結(jié)構(gòu)，通過軸承拆裝過程的受力分析設(shè)計(jì)出一種新型的轉(zhuǎn)軸軸承快速拆裝裝置，轉(zhuǎn)軸軸承快速拆卸裝置由頂出螺釘（即絲桿）、頂板、支撐桿、底板（即軸承座固定板）四部分組成。轉(zhuǎn)軸軸承快速裝配裝置由壓板、螺母、支撐螺桿、底板四部分組成。

3.2 利用快速拆裝裝置拆卸軸承座受力分析

如圖2所示，為皮帶輸送機(jī)轉(zhuǎn)軸軸承座快速拆卸裝置的拆卸過程，拆卸時(shí)，通過順時(shí)針旋動(dòng)頂出螺釘作用于轉(zhuǎn)軸端面A點(diǎn)，同時(shí)，轉(zhuǎn)軸反作用力F推作用于頂出螺釘，此力再通過頂出螺釘與頂板間的螺紋傳遞到頂板上，頂板與支撐桿、底板間固定連接，從而可推動(dòng)裝置向上移動(dòng)，此過程軸承座與底板始終緊密接觸，軸承座被底板推出裝配軸區(qū)。

圖2 快速拆卸裝置拆卸軸承座受力分析

根據(jù)以上各部件受力情況分析可以看出，采用該模式對(duì)軸承座進(jìn)行拆卸時(shí)，軸承的裝配面受到底板對(duì)稱且分布均勻的推力，額外施加的作用力F與拆卸方向同軸，因此，軸承與軸的裝配面除了原有的內(nèi)應(yīng)力和摩擦力外，沒有新增其他作用力，整個(gè)拆卸過程對(duì)配合面無徑向沖擊，對(duì)軸承座和軸面無破壞性損傷。

根據(jù)以上受力關(guān)系圖，要使軸承成功被拆卸，需滿足：

通過以上受力分析，使用ANSYS Workbench對(duì)機(jī)構(gòu)作有限元受力分析。將轉(zhuǎn)軸作固定支撐，以靜態(tài)結(jié)構(gòu)模式分析，為了簡(jiǎn)化系統(tǒng)計(jì)算過程，將受力點(diǎn)直接作用于頂板端面，F(xiàn)推取最小值162.8N。彈性應(yīng)變求解結(jié)果顯示：在該拆卸方式中，原始結(jié)構(gòu)的黑線框與變形后的結(jié)構(gòu)基本重合，部件的受力變形最大值為3.25×10-4mm，此值遠(yuǎn)小于撬動(dòng)拆卸變形量值0.44mm。此外，該模式的最大變形處非皮帶輸送機(jī)高精度配合的轉(zhuǎn)軸和軸承座，云圖云斑顯示在軸和軸承座上的變形量基本接近“0”，且變形在周向分布均勻，無偏置現(xiàn)象。

通過拆卸裝置拆卸軸承座受力后產(chǎn)生內(nèi)應(yīng)力的云圖情況可以看出，所產(chǎn)生的內(nèi)應(yīng)力主要集中于軸頸與軸承的配合面處，產(chǎn)生內(nèi)應(yīng)力的主要原因是軸承脫落過程需克服過盈配合產(chǎn)生的靜摩擦，數(shù)值顯示內(nèi)應(yīng)力較小，且應(yīng)力在周向分布對(duì)稱均勻，不會(huì)引起轉(zhuǎn)軸或軸承偏心變形。

3.3 利用快速拆裝裝置裝配軸承座受力分析

圖3為快速裝配裝置安裝軸承座過程，快速裝配裝置的底板與快速拆卸裝置底板為同一零件，底板與支撐螺桿固定連接，軸承座與壓板緊密接觸，壓板在均勻分布的螺母旋動(dòng)下壓帶動(dòng)下，逐漸將軸承座壓入皮帶輸送機(jī)轉(zhuǎn)軸內(nèi)，當(dāng)軸承座下端面與底板接觸時(shí)，帶上軸承座固定螺釘，完成軸承座裝配。

圖3 快速裝配裝置軸承座受力分析

此過程壓板受到螺母的作用力F，壓板將此力傳遞給軸承座形成下壓力F壓，軸承被下壓的同時(shí)，受到轉(zhuǎn)軸配合面的摩擦力F摩，摩擦力方向與壓力方向相反，能夠完成裝配的必要條件為下壓力F壓能夠克服配合面的摩擦力，即：

該結(jié)構(gòu)裝配時(shí)，施加的壓力F壓和配合面摩擦力F摩均與轉(zhuǎn)軸軸線同軸，且均勻分布于各受力體，因此，配合面除了受到本身的過盈內(nèi)應(yīng)力和摩擦力外，不會(huì)受到其他新的受力。現(xiàn)將以上受力情況對(duì)機(jī)構(gòu)作ANSYS Workbench有限元分析，為了簡(jiǎn)化分析求解的計(jì)算過程，皮帶輸送機(jī)轉(zhuǎn)軸部分只分析受力配合面軸頸處。將轉(zhuǎn)軸作固定支撐，以靜態(tài)結(jié)構(gòu)模式分析，將壓力F壓=162.8N直接作用于壓板端面。通過變形云圖觀察到原始結(jié)構(gòu)的黑線框與變形后的結(jié)構(gòu)基本重合，部件的受力變形最大值為4.09×10-4mm（此值極小），主要分布于壓板邊沿。云圖云斑顯示在轉(zhuǎn)軸和軸承座上的變形量基本接近“0”，且變形在周向分布均勻，無偏置現(xiàn)象。

通過快速裝配裝置安裝軸承座受力后產(chǎn)生內(nèi)應(yīng)力的云圖情況可以看出，所產(chǎn)生的內(nèi)應(yīng)力主要集中于軸頸與軸承的配合面和軸承座與壓板接觸面。軸頸與軸承產(chǎn)生內(nèi)應(yīng)力的主要原因是軸承裝配過程需克服過盈配合產(chǎn)生的摩擦力，軸承座與壓板接觸面產(chǎn)生內(nèi)應(yīng)力主要是螺母對(duì)壓板的擠壓導(dǎo)致壓板產(chǎn)生彈性形變而具有彈力。產(chǎn)生應(yīng)力較小且分布均勻?qū)ΨQ，不會(huì)引起軸和軸承存在偏心變形。

4 結(jié)語

通過以上受力計(jì)算和結(jié)構(gòu)仿真的結(jié)果可以看出，運(yùn)用皮帶輸送機(jī)轉(zhuǎn)軸軸承快速拆裝裝置進(jìn)行軸承拆裝，相對(duì)傳統(tǒng)的撬動(dòng)拆裝方式，最顯著的優(yōu)點(diǎn)是能使作用力均勻分散，對(duì)高精度配合的軸及軸承有較好的保護(hù)作用，極大地增大了軸及軸承的使用壽命。此外，該裝置在使用時(shí)所施加的作用力遠(yuǎn)小于運(yùn)用傳統(tǒng)撬動(dòng)方式所施加的作用力，使得軸承拆裝過程更加省力，拆裝效率也得到了較大的提升。