真空壓榨輥傳動側(cè)故障分析及預(yù)防措施

王志文 李 超 武麗影 孫馥明 張寶巖 王海祥 李志強

（1.黑龍江林業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院機電工程學(xué)院，黑龍江牡丹江，157000；2.哈爾濱工程大學(xué)機電工程學(xué)院，黑龍江哈爾濱，150001；3.牡丹江醫(yī)學(xué)院圖書館，黑龍江牡丹江，157000；4.黑龍江家簡互聯(lián)網(wǎng)科技有限公司，黑龍江牡丹江，157000；5.牡丹江恒豐紙業(yè)股份有限公司機修分廠，黑龍江牡丹江，157013；6.佳木斯大學(xué)機械工程學(xué)院，黑龍江佳木斯，154007）

造紙機壓榨部是紙機的關(guān)鍵組成部分，紙漿通過網(wǎng)部脫水后進入壓榨部，借助紙機上各個輥件的機械壓力進一步脫水[1]。紙機壓榨部大多由真空壓榨組成，真空壓榨多用于中、高速紙機，而真空壓榨中必不可少的就是真空壓榨輥[2]。在本文所述的紙機壓榨部結(jié)構(gòu)中，位于真空壓榨輥上側(cè)的壓輥為石輥，位于真空壓榨輥下側(cè)的壓輥為下壓榨膠輥。真空壓榨輥的構(gòu)造與真空伏輥基本相同[3]，輥殼由青銅或不銹鋼鑄成，厚度由需要的剛度和強度決定。紙機的其他工作參數(shù)如車速、真空度等不變，輥殼愈厚，脫水能力愈小。高速抄紙時，毛毯和濕紙的水分被吸出后，經(jīng)過輥殼上眼孔，未到達真空室便經(jīng)過真空吸水區(qū)，然后通過離心力拋入白水盤。真空室的作用僅用于抽吸輥殼上眼孔中的空氣，輥殼越厚，抽吸空氣的體積越多。本文以紙機壓榨部真空壓榨輥為例，剖析其在生產(chǎn)過程中發(fā)生螺栓斷裂的原因及今后將采取的預(yù)防措施。

1 真空壓榨輥螺栓斷裂故障分析

真空壓榨輥傳動側(cè)螺栓多處折斷時，真空壓榨輥振動較大，真空壓榨輥螺栓斷裂照片如圖1所示。由圖1可以看出，部分螺栓和螺桿已經(jīng)發(fā)生剪切式斷裂，部分螺栓由于震動產(chǎn)生松動掉落現(xiàn)象，此時真空壓榨輥連接端面產(chǎn)生較大裂縫，無法保證其在機臺上繼續(xù)安全使用，應(yīng)停機更換相應(yīng)輥件。

圖1 真空壓榨輥螺栓斷裂處與裂縫處Fig.1 Breaking and cracks of vacuum press roll bolts

2 螺栓斷裂原因分析

2.1 真空壓榨輥輥筒與軸發(fā)生間隙配合

在拆卸真空壓榨輥輥筒，更換斷裂螺栓的過程中，設(shè)備維護人員測量了真空壓榨輥輥筒內(nèi)徑及與之配合的軸直徑，輥筒內(nèi)徑為?422+0.70和?422+0.90，與之配合的軸直徑為?422+0.10和?422+0.20，說明輥筒和軸的圓度均發(fā)生變形。測量后發(fā)現(xiàn)輥筒內(nèi)徑與軸直徑的配合已變成間隙配合，且配合表面出現(xiàn)磨損及劃痕，表面粗糙度大于6.3。因此輥筒和軸的圓度變形，且二者間配合變?yōu)殚g隙配合，可能是導(dǎo)致螺栓斷裂的原因之一。

2.2 真空壓榨輥所承受的線壓力過大

紙機的壓榨部由石輥、真空壓榨輥和下壓榨膠輥組成，真空壓榨輥位于石輥與下壓榨膠輥之間，圖2為壓榨部中輥位置關(guān)系圖。從圖2可以看出，石輥和下壓榨膠輥分別通過壓縮空氣給各自的氣胎加壓裝置充氣加壓[4]，再通過氣胎給真空壓榨輥施加壓力，施加力方向與力臂如圖2所示，氣胎對真空壓榨輥的壓強均為0.45 MPa。下機后對真空壓榨輥傳動側(cè)的輥筒與內(nèi)芯軸進行了測量，發(fā)現(xiàn)配合尺寸類型為間隙配合，所以其上機自轉(zhuǎn)時輥筒容易松動，所承受的來自氣胎壓力部分將被端面負責(zé)固定的24個M16螺栓承擔(dān)。對真空壓榨輥所承受的線壓力[5]及傳動側(cè)螺栓抗剪切強度進行計算分析[6-7]。

圖2 壓榨部中輥位置關(guān)系Fig.2 Roll position relationship in the press section

針對圖2真空壓榨輥所處位置及受力情況，繪制真空壓榨輥受力簡圖，如圖3所示。由圖3可知，單側(cè)石輥對真空壓榨輥的壓力F1可由式(1)～式(3)計算。

圖3 真空輥受力簡圖Fig.3 Force diagram of vacuum press roll

式中，O1A1為石輥氣胎施加力Fq1力臂，取1.15 m；O1B1為真空壓榨輥被石輥施加力F1力臂，取0.48 m；P為氣胎壓強，取0.45 MPa；d1為氣胎直徑，取0.38 m。

通過計算可得F1=118.6 kN。石輥軸承底座面積為0.0675 m2，通過計算可知，單側(cè)真空壓榨輥受到石輥的壓強P1=1.75 MPa。

同理，單側(cè)壓榨下壓榨膠輥對真空壓榨輥的壓力F2可由式(4)～式(6)計算。

式中，O2A2為下壓榨膠輥氣胎施加力Fq2力臂，取0.86 m；O2B2為真空壓榨輥被下壓榨膠輥施加力F2力臂，取0.27 m；P為氣胎壓強，取0.45 MPa；d2為氣胎直徑，取0.36 m。

通過計算可得F2=143.3 kN。下壓榨膠輥的軸承底座面積與石輥面積相同，為0.0675 m2，通過計算可得，單側(cè)真空壓榨輥受到下壓榨膠輥的壓強P2=2.12 MPa。

真空壓榨輥長度為1.6 m，通過計算可得，其承受線壓力分別為Fx1=F1/1.6=74 kN/m，F(xiàn)x2=F2/1.6=89 kN/m。真空壓榨輥設(shè)計承受線壓力分別為60 kN/m和90 kN/m。因此石輥和下壓榨膠輥對真空壓榨輥施加的線壓力過大，是導(dǎo)致連接螺栓斷裂的原因之一。

2.3 螺栓實際承受的剪切強度大于其對應(yīng)材料的許用切應(yīng)力

通過式(7)可以計算減速機輸出扭矩T。計算得出傳動側(cè)電機的輸出扭矩T=1557.12 N·m。

式中，Q為驅(qū)動真空壓榨輥的電機功率，取15 kW；N為電機轉(zhuǎn)數(shù)，取1472 r/min；i為減速機速比，取16∶1；k為使用系數(shù)。

當(dāng)真空壓榨輥一側(cè)端面受到轉(zhuǎn)矩T的作用時，端面將圍繞通過螺栓組的圓心與接合面相垂直的軸線轉(zhuǎn)動。為了防止端面轉(zhuǎn)動，需靠螺栓預(yù)緊后在接合面間產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉(zhuǎn)矩T。假設(shè)各個螺栓的預(yù)緊程度相同，即各螺栓的預(yù)緊力均為F01，則各個螺栓連接處產(chǎn)生的摩擦力均相等，并假設(shè)摩擦力集中作用在螺栓中心處。為阻止接合面發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，各摩擦力應(yīng)與該螺栓的軸線到螺栓組對稱中心的連線（即力臂ri）垂直。根據(jù)作用在端面上的力矩平衡及連接輕度的條件，可得各螺栓所需的預(yù)緊力如式(8)所示[8]。通過計算可得各螺栓預(yù)緊力F01≥2.2 kN。

式中，f為接合面摩擦系數(shù)，取0.15；ri為第i個螺栓的軸線到螺栓組對稱中心的距離，取0.235 m；z為螺栓數(shù)目，取24；KS為防滑系數(shù)，取1.2。

由上述可知，電機提供的扭矩對于螺栓的斷裂存在一定的影響，考慮到與真空壓榨輥的配合方式為間隙配合，當(dāng)真空壓榨輥工作轉(zhuǎn)動起來時，受傳動側(cè)電機驅(qū)動的影響，間隙處必然存在碰撞，因此端面固定螺栓易產(chǎn)生疲勞斷裂。

螺栓桿的抗剪切強度可由式(9)、式(10)計算。

式中，F(xiàn)為螺栓所受的工作剪切力，由前文計算為213 kN；α為石輥與真空壓榨輥圓心連線與垂直方向夾角，取70°；d0為螺栓剪切面的直徑，取0.016 m；[τ]為螺栓材料的許用切應(yīng)力，MPa。

通過計算，當(dāng)真空壓榨輥件實際運行受到壓力時，螺栓實際承受的剪切強度τ=83 MPa，該數(shù)值大于M16螺栓的許用切應(yīng)力[τ]=65.5 MPa，因此螺栓在上機運行時會發(fā)生斷裂。

3 結(jié)論

本文通過測量、受力分析和相關(guān)計算，研究了真空輥螺栓斷裂的原因，并提出了今后應(yīng)采取的預(yù)防措施。

3.1 真空壓榨輥下機維護更換斷裂螺栓時，通過測量輥筒內(nèi)徑與其配合的軸徑，判斷此時的配合類型為間隙配合。在生產(chǎn)過程中，由于輥筒自轉(zhuǎn)，引起其自身輥件配合處發(fā)生碰撞，導(dǎo)致螺栓斷裂。

3.2 經(jīng)過受力分析，石輥和下壓榨膠輥在給真空壓榨輥加壓的過程中導(dǎo)致真空壓榨輥所承受的線壓力過大，其受力不均，導(dǎo)致螺栓斷裂。

3.3 通過對螺栓桿的剪切強度進行計算，M16螺栓實際承受的剪切強度大于其對應(yīng)材料的許用切應(yīng)力，導(dǎo)致螺栓斷裂。

3.4 防止真空壓榨輥螺栓斷裂的相應(yīng)預(yù)防措施如下：①可將真空壓榨輥內(nèi)芯車削鑲套，使之與輥筒形成公差范圍內(nèi)的過盈配合，使輥筒與內(nèi)芯配合更緊密，并將輥筒和輥芯配合的圓周均分成4份，配作圓鍵，降低輥件所承受的螺栓的橫向載荷；②新真空壓榨輥件上機時，調(diào)校速差時壓力盡量控制在可控范圍內(nèi)，以避免因加壓狀態(tài)調(diào)校速差對輥件線壓力及扭矩發(fā)生變化，對相關(guān)各部位造成損壞；③利用停機待產(chǎn)時間將輥件端面螺栓定期更換，防止因螺栓銹蝕造成螺栓材料屈服極限下降，從而避免螺栓折斷。