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）

1 問題提出

900單卷重水平纏繞機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。

2 軸承壽命計算

繪制傳動簡圖（圖1）。其中，電機額定功率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。

2.1 軸承載荷分析

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

2.2 軸承載荷計算

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。

2.3 軸承壽命計算

3 問題改進(jìn)分析

根據(jù)《機械零件》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。

4 結(jié)論

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)。