GDX2/ZB45包裝機一號輪凸輪從動輪的改進設計

侯惠林++蒲林++田銳++劉瀅　張秦江

摘 要：GDX2/ZB45包裝機一輪中心凸輪依靠凸輪從動輪驅動曲軸，進而推動護煙爪執(zhí)行開啟和關閉動作。在使用過程中，凸輪從動滾承載力小，受力大，造成從動滾故障率非常高，使用壽命非常有限。為了解決這一問題，設計制造了一種新型的非標軸承，具有承載大，壽命長的特點，有效解決了現(xiàn)實問題。

關鍵詞：一輪；凸輪從動輪；凸輪；曲軸

GDX2/ZB45包裝機原一輪的模盒為三面封閉結構，為了防止煙支在隨一輪旋轉過程中被甩出，在一輪模盒的第四面設計了一個可以開閉的護煙爪。當煙組在推入推出一輪的過程時，護煙爪開啟，防止煙支在推入推出過程中被刮破；當煙組隨一輪轉動時，護煙爪閉合，護住側面的煙支防止被甩出。一輪護煙爪的準確開閉是保證一輪煙支質量的關鍵因素，一旦護煙爪的開閉時間或者動作幅度出現(xiàn)異常，就會導致煙支劃破、觸頭和缺支問題，進而造成質量投訴。而一輪護煙爪的開閉動作由一輪中心凸輪和凸輪從動輪進行控制。在整個動力傳遞過程中，凸輪從動輪是最薄弱環(huán)節(jié)，一旦凸輪從動輪出現(xiàn)磨損、滾珠掉落等問題，就會導致一輪擺臂的工作異常，給質量造成巨大風險。

1 結構組成及工作原理

當一輪中心凸輪轉動時，推動凸輪從動輪做一定角度的擺動。凸輪從動輪安裝在曲軸的末端，因此，凸輪從動輪擺動時會帶動曲軸繞其旋轉中心轉動。擺臂采用抱緊聯(lián)接安裝在曲軸的中部，曲軸擺動時會驅動擺臂跟著做擺動。護煙爪安裝在擺臂的末端，這樣擺臂的擺動就最終形成了護煙爪的開閉動作。

原一輪的凸輪為組合結構，分為上下部分，上下兩部分剛好成180度相反布置。在凸輪轉動過程中，上凸輪和下凸輪剛好做相反的運動，從而推動左右兩側的擺臂執(zhí)行相反的動作。當右側擺臂開啟時，左側擺臂剛好閉合，反之則亦然。

一輪的凸輪為外凸輪結構，在凸輪的推程中，把凸輪從動輪向外推動，當凸輪從動輪向外運動時，擺臂和護煙爪執(zhí)行護住煙支的閉合動作。一輪在左右兩個擺臂之間設計了一個復位彈簧。彈簧的一端安裝在左側擺臂上，另一端安裝在右側擺臂上，在凸輪的回程中，依靠彈簧的拉力，擺臂從閉合狀態(tài)轉換成開啟，而凸輪從動輪緊貼在凸輪的外輪廓上，隨著凸輪轉動向內(nèi)運動，回到起點位置。

2 存在的問題

一輪凸輪從動輪采用的是624軸承，其外形尺寸為4mm×13mm×5mm。一輪的凸輪曲線設計采用的是非沖擊曲線，凸輪的推程和回程曲線非常的陡峭，沖擊十分大。而且由于一輪的擺臂采用彈簧進行復位，在一輪打開和關閉的過程中，凸輪從動輪都要克服彈簧巨大的阻力，在一輪高速運轉下，彈簧在往復伸縮過程中會引入巨大的沖擊，造成凸輪從動輪的運轉工況比較惡劣。某廠共有包裝機17臺，其凸輪從動輪的故障數(shù)據(jù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)結果如下：

表1

從統(tǒng)計結果可以看出，該廠凸輪從動輪平均每月故障11次，差不多每臺機每兩個月?lián)Q一次從動輪。由此可見，凸輪從動輪易損壞，故障率高。

凸輪從動輪故障頻率高，維修復雜，給維修人員帶來了繁重的維修壓力，同時也存在著巨大的質量隱患，稍有不慎就可能造成質量投訴。

3 問題分析

3.1 彈簧拉力計算

一輪依靠兩擺臂之間的彈簧進行復位。其采用的彈簧為普通拉簧，材質為彈簧鋼SUP。彈簧的初始長度為38mm，拉伸到最長時彈簧的長度為52mm。即彈簧在工作過程中的變形量S為：

S=52-38=14mm

根據(jù)拉伸彈簧彈力與伸長量之間的關系，則有：

F=■

其中：

G為彈簧的彈性模量；d為彈簧的鋼絲直徑；n為彈簧的工作圈數(shù)；D為彈簧的中徑。

其中，彈簧鋼的彈性模量取8000kg/mm^2，鋼絲的直徑為1.2mm，工作圈數(shù)為20圈，彈簧的中徑為7mm，也即各參數(shù)的取值情況為：

G=8000d=1.2n=20D=7

把上式代入，計算得到彈簧的最大受力F的值為：

F=41.5N

3.2 凸輪從動輪的壽命分析

通過對一輪凸輪、曲軸和擺臂組成的力學系統(tǒng)進行簡化?？梢钥闯?，曲軸和擺臂圍繞共同的轉動中心旋轉，凸輪對曲軸的作用力F1和彈簧對擺臂的拉力互為作用力與反作用力。假設，凸輪對曲軸上從動輪的作用力為F1，彈簧對擺臂的拉力為F2，在擺臂閉合的過程中，曲軸需要克服彈簧拉力對曲軸和擺臂組成的結合體做功，從而推動曲軸和擺臂加速旋轉實現(xiàn)閉合。為了簡化模型，這里取最小值，則有：

Fr1×L1=F×L2

其中，L1=25，L2=36mm，因此可以計算得出：

Fr1=59.8N

由于，彈簧為撓性原件，其在往復運動的過程中對凸輪從動輪的沖擊較大，凸輪從動輪受到的沖擊力要遠遠高于實際計算值。在沖擊作用下，實際受力為計算值的3～5倍。因此，可以計算得到凸輪從動輪的實際值為：

Fr=3×Fr1=179.3N

凸輪從動輪在運動過程中，只受凸輪對其的徑向作用力，其軸向作用力可以忽略不計。因此根據(jù)軸承的壽命公式可以得到：

其中，P為當量動負荷，其計算公式為：

P=XFr+YFa

式中，F(xiàn)r為徑向負荷，F(xiàn)a為周向負荷，X和Y分別為徑向系數(shù)和軸向系數(shù)。由于凸輪從動輪只承受徑向負荷，且查表可得X=1，因此把上式簡化為：

P=Fr

C為額定動載荷，對一個特定的軸承來說，其為定值，一輪選用的624軸承的額定動載荷為1150。n為轉速，根據(jù)一輪的實際情況，n=1000。為載荷系數(shù)，根據(jù)實際情況其取值為2。為溫度系數(shù)，在溫度不超過120度的情況下，取值為1。由此可以計算得到：

Lh=1303小時

所調(diào)查工廠每天工作16小時，因此凸輪從動輪的壽命約為2.7個月，實際使用壽命為2個月，因此可以看出，凸輪從動輪的實際工況比預期的更加惡劣。

由軸承的壽命計算公式可以看出，在相同的條件下，Lh僅受額定動載荷C和壽命系數(shù)ξ兩個參數(shù)的影響，其余的影響因子皆為定值。而額定動載荷C和壽命系數(shù)ξ兩個參數(shù)僅受軸承型號的影響，因此要提高軸承的使用壽命，只能更換其他更大的承載力更高的軸承或者在不改變尺寸的條件下提升額定動載荷C和壽命系數(shù)ξ。受一輪箱體空間所限，在狹小的空間內(nèi)無法使用更大的軸承，因此更換其他更大的軸承的思路不可行。所以只能嘗試在不改變軸承尺寸的情況下，提升額定動載荷C和壽命系數(shù)ξ。

4 改進方案

通過對比滾針軸承和滾子軸承得到，在相同的條件下，滾針軸承的承載能力和壽命系數(shù)要比滾子軸承提升1.5～3倍，而且凸輪從動輪不承受軸向載荷，為把原來的滾子軸承改為滾針軸承提供了可能。在改進過程中，對原軸承結構進行了三大改進，從而轉換為非標滾針軸承：

（1）改進軸承外圈尺寸

在改進過程中，為了保持整個軸承的外觀尺寸不變，新軸承的外圈尺寸依然保持為13mm，而內(nèi)圈尺寸則改為9mm，這樣外圈厚度為2mm，保證承載能力，防止在沖擊作用下裂開損壞。

（2）把滾子更換為滾針

取消原滾子結構，全部更換為滾針，滾針的直徑為標準值2mm，所有滾針與外圈的厚度尺寸一致，滾針軸向方向不設置任何擋圈，以節(jié)省空間放置更多的滾針，提升承載能力。

（3）取消軸承內(nèi)圈結構

把軸承內(nèi)圈結構取消，把新軸承設置為無內(nèi)圈結構，直接利用軸承旋轉軸擋住所有的滾針。無內(nèi)圈結構可以大大節(jié)省空間，改進后軸承旋轉軸的直徑由原來的4mm增加到5mm，軸承的支撐強度得到進一步提升。

（4）改進曲軸尺寸

把曲軸的安裝軸承的銷釘孔直徑由4mm增加到5mm，同時把曲軸端部形狀改為圓形，端部的直徑為8mm，剛好可以擋住所有的滾針，起到軸向擋板的作用，防止?jié)L針在運動過程中滑出。

5 應用效果

方案實施后，新一輪凸輪從動輪的使用壽命得到了大幅度提升，目前新一輪已經(jīng)在各大煙廠進行試驗，在試驗過程中，技術人員對凸輪從動輪的使用情況進行了長時間的跟蹤，以下是凸輪從動輪的故障率統(tǒng)計數(shù)據(jù)：

由故障率統(tǒng)計可以看出，新一輪在各煙廠的運行狀態(tài)非常穩(wěn)定，在不同地方使用的三個一輪最高已經(jīng)穩(wěn)定運行了8個月之久，沒有發(fā)生過凸輪從動輪的故障。在拆機檢查過程中，發(fā)現(xiàn)一輪從動輪狀態(tài)良好，無須更換。

由此可見改進之后，凸輪從動輪的使用壽命得到了大幅的提升，保養(yǎng)時間間隔也有較大的延長，改進效果十分明顯。

GDX2/ZB45包裝機一輪凸輪從動輪的成功改進，成功降低了煙支的質量風險和一輪的保養(yǎng)頻次，同時也對降低車間的備件消耗有著十分重要的意義。

參考文獻

[1]楊潔，張曉東.滾動軸承壽命計算方法的分析與應用[J].石油機械，2004（5）：27-29.

[2]韓曉娟.不同條件下滾動軸承壽命的分析計算方法[J].機械設計與制造，2005（9）：31-32.

[3]聞邦椿.機械設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2008：ISBN978-7-111-29225-8.