劉丕群

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瓦線橫切機刀軸偏心質(zhì)量對切刀磨損影響的研究

劉丕群

（廣州賽寶認證中心服務有限公司，廣東 廣州 510610）

瓦線橫切機的刀軸結構由于存在偏心質(zhì)量，在轉(zhuǎn)動時會產(chǎn)生彎曲變形或者徑向振動。通過ANSYS有限元計算和ADAMS仿真分析分別得到了刀軸的徑向最大變形和振動幅值，通過比較兩組數(shù)據(jù)的大小，得到分析刀軸偏心質(zhì)量對切刀磨損的影響時可忽略其引起的刀軸振動，只考慮刀軸徑向變形的影響。

瓦線橫切機；刀軸結構；徑向變形；刀軸振動

當今社會，越來越多的商品要用到瓦楞紙包裝[1-2]，橫切機作為瓦楞紙板生產(chǎn)線的關鍵設備之一，其性能、功能受到了越來越多的關注，國內(nèi)外許多專家學者也對此開展了大量的研究。而切刀刀軸作為其最重要的功能性部件也具有重大研究價值[3]。

目前生產(chǎn)中廣泛使用的瓦楞紙板生產(chǎn)線橫切機如圖1所示，其刀軸結構主要由刀軸1、刀座2和切刀3組成。每臺橫切機具有上下平行安裝的兩組刀軸結構，工作時兩刀軸同時轉(zhuǎn)動，瓦楞紙板在兩切刀之間的縫隙穿過，通過兩把切刀對瓦楞紙板共同作用的剪切力進行瓦楞紙板的裁切[4]。刀軸在橫切機上安裝時兩切刀之間的間隙很小，如果兩刀刃不平行，則兩切刀在裁切紙板時可能會發(fā)生接觸，并受到較大接觸力而加快切刀磨損，使得切刀壽命變短、失效快，需要經(jīng)常換刀維修，生產(chǎn)成本加大。圖1可以看出該刀軸存在不對稱結構，具有偏心質(zhì)量，工作過程中由于離心力的作用，刀軸結構將會產(chǎn)生彎曲變形或者徑向振動，有可能導致切刀在工作過程中出現(xiàn)接觸或碰撞加劇，這將大大加速切刀的磨損甚至導致其直接失效。

圖1 橫切機上下刀軸安裝結構圖

本文將分別研究由偏心質(zhì)量引起的刀軸彎曲變形和徑向振動，進而對這兩種現(xiàn)象對切刀磨損影響的大小作出判定，并提出相應的改善意見。

1 轉(zhuǎn)動時刀軸應變的有限元計算

根據(jù)瓦楞紙板生產(chǎn)線橫切機刀軸結構的特點，考慮實際工況，以求解過程所需的時間及結果精度等為基本尺度[5]，在進行刀軸轉(zhuǎn)動工況下彎曲應變計算時的要求為：①由于刀軸結構形狀較為復雜，有限元建模時以不影響其結構動特性為原則進行簡化；②有限元模型的網(wǎng)格密度要求適中，在保證計算結果精度的前提下，盡可能節(jié)省計算時間。

1.1 刀軸有限元模型的建立

橫切機刀軸結構的刀軸、刀座和裁紙飛刀是通過螺栓鏈接安裝的，在建立有限元模型時認為其是剛性連接的，同時，可以忽略結構中的倒角、螺孔以及相對整體結構而言尺寸很小且對計算結果影響不大的結構。刀軸和刀座的材料類型設定為45號鋼，裁紙飛刀的材料類型為合金鋼，計算時彈性模量統(tǒng)一設定為2.1×1011N/m2，泊松比為0.29.

由于該刀軸模型較大，計算時網(wǎng)格劃分不宜過小，所以，設定全局單元邊界長度為20 mm進行自由網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分完成后得到節(jié)點總數(shù)7 328個，劃分單元總數(shù)21 953個。網(wǎng)格劃分結果如圖2所示。

圖2 刀軸有限元網(wǎng)格劃分

1.2 約束和加載

根據(jù)刀軸結構的實際安裝特點，刀軸兩端的支撐條件可認為是一端固定鉸支，一端滑動鉸支。在ANSYS中施加邊界條件時，約束一端的移動自由度X，Y，Z以及另一端的移動自由度X，Y即可。

本文研究刀軸轉(zhuǎn)動時偏心質(zhì)量引起的刀軸應變大小，則其載荷即為離心力。在ANSYS中，利用施加角速度的功能直接將刀軸的轉(zhuǎn)速施加在模型上，ANSYS可以自動計算離心力的大小。

根據(jù)生產(chǎn)要求，=300 m/min=5 m/s，取裁切長度=1 m，則可計算得刀軸角速度=31.415 rad/s，將該轉(zhuǎn)速施加在已經(jīng)劃分好網(wǎng)格的模型上即可進行計算。

1.3 計算結果

通過計算可得裁切紙板長度為1 m時，刀軸在方向的應變?nèi)鐖D3所示，可見最大應變發(fā)生在刀軸中點處，其值為0.053 6 mm，可見工作時由偏心質(zhì)量引起的刀軸應變比較大，對切刀的磨損影響不容忽視。

同時，計算裁切一系列不同長度的瓦楞紙板所對應的刀軸轉(zhuǎn)速和刀軸的最大應變?nèi)绫?所示，可見當紙板長度為0.2 m時，最大應變?yōu)?.339 mm，這對切刀的磨損影響非常大，甚至有可能直接造成切刀的破壞。當紙板長度由0.2 m增加至0.5 m時，刀軸的最大應變快速減小至0.214 mm，之后最大應變值隨裁切紙板的長度變化較為緩慢。此時，最大應變雖然相對較小，但是其對裁紙切刀磨損失效的影響仍然不容忽視。

表1 裁切不同長度的瓦楞紙板對應的刀軸轉(zhuǎn)速和向最大應變

裁切紙板長度L/m0.20.51.01.52.02.5 刀軸角速度ω/（rad/s）157.0862.8331.4220.9415.7112.57 Y向最大應變/mm1.3390.2140.536E-010.238E-010.134E-010.857E-02

2 轉(zhuǎn)動時刀軸徑向振動的仿真分析

橫切機安裝結構如圖4所示，刀軸1以軸承3支撐在軸承套2上面，進而通過軸承套安裝在機架上。在進行轉(zhuǎn)動條件下刀軸徑向振動的分析時，需要考慮軸承套的彈性作用對橫切機刀軸的振動的影響，軸承套的彈性影響是通過兩個軸承傳遞到刀軸的。模型簡化時刀軸機構與實際一樣，只是在原來剛性支撐的兩軸承處代以兩個彈性支撐以模擬中間軸承套的彈性對刀軸支撐的影響，假設每個彈性支撐均由四個均布的彈簧組成[6-7]，如圖5所示，1為刀軸，2為四個均布彈簧。

圖4 橫切機安裝結構圖

圖5 彈簧的分布示意圖

此時，橫切機刀軸的安裝結構可以簡化為如圖6所示結構，刀軸與支撐之間添加轉(zhuǎn)動副，給其賦裁切1 m長瓦楞紙板時刀軸的轉(zhuǎn)速值=31.415 rad/s，支撐與ground之間添加固定副，彈簧剛度和阻尼根據(jù)文獻分別設定為2.0E8 N/m和1.0E7 N/m/s和，設定仿真時間和步長分別為5.0 s和0.01 s。振動幅值為3.6E-0.4 mm。同時，計算裁切一系列不同長度的瓦楞紙板所對應的刀軸轉(zhuǎn)速和刀軸的振動幅值如表2所示。裁切1 m長瓦楞紙板時刀軸振動曲線如圖7所示。

圖6 刀軸安裝結構簡化模型

圖7 裁切1 m長瓦楞紙板時刀軸振動曲線

表2 裁切不同長度的瓦楞紙板對應的刀軸振動幅值

裁切紙板長度L/m0.20.51.01.52.02.5 刀軸振動幅值/mm1.4E-038.0E-043.6E-042.1E-041.4E-049.4E-05

3 結論

本文通過ANSYS有限元分析和ADAMS動態(tài)仿真分別得到了由偏心質(zhì)量引起的刀軸轉(zhuǎn)動時的徑向最大變形以及刀軸振動幅值。對比表1和表2的兩組數(shù)據(jù)可知，裁切相同長度的瓦楞紙板時，刀軸的徑向最大變形比刀軸的振動幅值大3個數(shù)量級，因此，在分析刀軸偏心質(zhì)量對切刀磨損的影響時可將其引起的刀軸振動的影響忽略，只考慮其引起的刀軸徑向最大變形的影響。

由表1可以看出，刀軸轉(zhuǎn)動時徑向變形較大，其對刀軸磨損的影響不容忽視，另外，裁切長度短的紙板時，比如紙板長度為0.2 m時，轉(zhuǎn)速較大，這時刀軸徑向變形可以達到1.339 mm，這一變形有可能直接導致切刀破壞失效。因此，在刀軸設計安裝時，應盡量減小或消除偏心質(zhì)量的存在；在生產(chǎn)使用時，應盡量減小偏心質(zhì)量的影響。

［1］胡志鵬.我國瓦楞紙行業(yè)發(fā)展趨勢及存在的問題［J］.印刷工業(yè)，2009（03）：52-54.

［2］張學中.國內(nèi)外瓦楞紙箱的發(fā)展和未來趨勢［J］.湖北造紙，2006（04）：42-44.

［3］葛飛，謝小興，侯西方.瓦楞紙板生產(chǎn)線LXDNHQ-1800螺旋刀橫切機的研制［J］.鄭州大學學報，2001，25（04）： 86-89.

［4］王澤天.瓦楞紙板生產(chǎn)線中橫切機的設計與探討［J］.上海造紙，1989（Suppl 1）：113-118.

［5］張朝暉，李樹奎.ANSYS11.0有限元分析理論與工程應用［M］.北京：電子工業(yè)出版社，2008.

［6］劉劍釗，黨建軍，張進軍.基于ADAMS的擺盤機構動力學仿真分析［J］.機械設計與制造，2012（04）：76-78.

［7］李莉.廢鋼破碎機的轉(zhuǎn)子動力學分析及配錘優(yōu)化研究［D］.長春：吉林大學，2009.

2095－6835（2019）03－0055－02

TQ325.14

A

10.15913/j.cnki.kjycx.2019.03.055

劉丕群（1989—），男，山東聊城人，科研工程師，碩士研究生，主要研究方向為智能制造及工業(yè)互聯(lián)網(wǎng)等。

〔編輯：張思楠〕