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真空压榨辊传动侧故障分析及预防措施

- ORCID：
王志文 ¹
- ORCID：
李超 ²
✉
- ORCID：
武丽影 ³
- ORCID：
孙馥明 ^4,5
- ORCID：
张宝岩 ⁶
✉
- ORCID：
王海祥 ⁶
- ORCID：
李志强 ⁵

1. 黑龙江林业职业技术学院机电工程学院，黑龙江牡丹江，157000； 2. 哈尔滨工程大学机电工程学院，黑龙江哈尔滨，150001； 3. 牡丹江医学院图书馆，黑龙江牡丹江，157000； 4. 黑龙江家简互联网科技有限公司，黑龙江牡丹江，157000； 5. 牡丹江恒丰纸业股份有限公司机修分厂，黑龙江牡丹江，157013； 6. 佳木斯大学机械工程学院，黑龙江佳木斯，154007

中图分类号： TS73； TH17

最近更新：2021-09-22

DOI：10.11980/j.issn.0254-508X.2021.09.011

摘要

针对造纸机发生真空压榨辊传动侧螺栓断裂情况进行故障诊断。通过实际测量真空压榨辊辊筒和轴，对纸机压榨部石辊、真空压榨辊、下压榨胶件之间受力分析，计算传动侧电机提供的扭矩和真空压榨辊传动侧螺栓所承受的抗剪切强度，研究了真空压榨辊螺栓断裂的原因。结果表明，真空压榨辊螺栓断裂的原因如下：①真空压榨辊筒与轴发生间隙配合；②真空压榨辊所承受的线压力过大；③螺栓实际承受的剪切强度大于其对应材料的许用切应力。本文还提出了防止真空压榨辊螺栓断裂的相关预防措施，应在纸机停机检修期间做好对真空压榨辊的维护与改造，为今后纸机安全运行提供必要的保障。

关键词

真空压榨辊; 受力分析; 线压力; 抗剪切强度; 预防措施

造纸机压榨部是纸机的关键组成部分，纸浆通过网部脱水后进入压榨部，借助纸机上各个辊件的机械压力进一步脱水^[

1]。纸机压榨部大多由真空压榨组成，真空压榨多用于中、高速纸机，而真空压榨中必不可少的就是真空压榨辊^{[参考文献 2

百度学术}2]。在本文所述的纸机压榨部结构中，位于真空压榨辊上侧的压辊为石辊，位于真空压榨辊下侧的压辊为下压榨胶辊。真空压榨辊的构造与真空伏辊基本相同^{[参考文献 3

百度学术}3]，辊壳由青铜或不锈钢铸成，厚度由需要的刚度和强度决定。纸机的其他工作参数如车速、真空度等不变，辊壳愈厚，脱水能力愈小。高速抄纸时，毛毯和湿纸的水分被吸出后，经过辊壳上眼孔，未到达真空室便经过真空吸水区，然后通过离心力抛入白水盘。真空室的作用仅用于抽吸辊壳上眼孔中的空气，辊壳越厚，抽吸空气的体积越多。本文以纸机压榨部真空压榨辊为例，剖析其在生产过程中发生螺栓断裂的原因及今后将采取的预防措施。

1 真空压榨辊螺栓断裂故障分析

真空压榨辊传动侧螺栓多处折断时，真空压榨辊振动较大，真空压榨辊螺栓断裂照片如图1所示。由图1可以看出，部分螺栓和螺杆已经发生剪切式断裂，部分螺栓由于震动产生松动掉落现象，此时真空压榨辊连接端面产生较大裂缝，无法保证其在机台上继续安全使用，应停机更换相应辊件。

图1 真空压榨辊螺栓断裂处与裂缝处

Fig. 1 Breaking and cracks of vacuum press roll bolts

2 螺栓断裂原因分析

2.1　真空压榨辊辊筒与轴发生间隙配合

在拆卸真空压榨辊辊筒，更换断裂螺栓的过程中，设备维护人员测量了真空压榨辊辊筒内径及与之配合的轴直径，辊筒内径为 $ϕ$ $422_{0}^{+ 0.7}$ 和 $ϕ$ $422_{0}^{+ 0.9}$ ，与之配合的轴直径为 $ϕ$ $422_{0}^{+ 0.1}$ 和 $ϕ$ $422_{0}^{+ 0.2}$ ，说明辊筒和轴的圆度均发生变形。测量后发现辊筒内径与轴直径的配合已变成间隙配合，且配合表面出现磨损及划痕，表面粗糙度大于6.3。因此辊筒和轴的圆度变形，且二者间配合变为间隙配合，可能是导致螺栓断裂的原因之一。

2.2　真空压榨辊所承受的线压力过大

纸机的压榨部由石辊、真空压榨辊和下压榨胶辊组成，真空压榨辊位于石辊与下压榨胶辊之间，图2为压榨部中辊位置关系图。从图2可以看出，石辊和下压榨胶辊分别通过压缩空气给各自的气胎加压装置充气加压^[

4]，再通过气胎给真空压榨辊施加压力，施加力方向与力臂如图2所示，气胎对真空压榨辊的压强均为0.45 MPa。下机后对真空压榨辊传动侧的辊筒与内芯轴进行了测量，发现配合尺寸类型为间隙配合，所以其上机自转时辊筒容易松动，所承受的来自气胎压力部分将被端面负责固定的24个M16螺栓承担。对真空压榨辊所承受的线压力^{[参考文献 5

百度学术}5]及传动侧螺栓抗剪切强度进行计算分析^{[参考文献 6-7}6-7]。

图2 压榨部中辊位置关系

Fig. 2 Roll position relationship in the press section

针对图2真空压榨辊所处位置及受力情况，绘制真空压榨辊受力简图，如图3所示。由图3可知，单侧石辊对真空压榨辊的压力F₁可由式(1)~式(3)计算。

F_{1} = \frac{O_{1} A_{1}}{O_{1} B_{1}} \cdot F_{q 1}

（1）

F_{q 1} = P \cdot A_{1}

（2）

A_{1} = π \cdot {(\frac{d_{1}}{1})}^{2}

（3）

式中，O₁A₁为石辊气胎施加力F_q1力臂，取1.15 m；O₁B₁为真空压榨辊被石辊施加力F₁力臂，取0.48 m；P为气胎压强，取0.45 MPa；d₁为气胎直径，取0.38 m。

图3 真空辊受力简图

Fig. 3 Force diagram of vacuum press roll

通过计算可得F₁=118.6 kN。石辊轴承底座面积为0.0675 m²，通过计算可知，单侧真空压榨辊受到石辊的压强P₁=1.75 MPa。

同理，单侧压榨下压榨胶辊对真空压榨辊的压力F₂可由式(4)~式(6)计算。

F_{2} = \frac{O_{2} A_{2}}{O_{2} B_{2}} \cdot F_{q 2}

（4）

F_{q 2} = P \cdot A_{2}

（5）

A_{2} = π \cdot {(\frac{d_{2}}{2})}^{2}

（6）

式中，O₂A₂为下压榨胶辊气胎施加力F_q2力臂，取0.86 m；O₂B₂为真空压榨辊被下压榨胶辊施加力F₂力臂，取0.27 m；P为气胎压强，取0.45 MPa；d₂为气胎直径，取0.36 m。

通过计算可得F₂=143.3 kN。下压榨胶辊的轴承底座面积与石辊面积相同，为0.0675 m²，通过计算可得，单侧真空压榨辊受到下压榨胶辊的压强P₂=2.12 MPa。

真空压榨辊长度为1.6 m，通过计算可得，其承受线压力分别为F_x1=F₁/1.6=74 kN/m，F_x2=F₂/1.6=89 kN/m。真空压榨辊设计承受线压力分别为60 kN/m和90 kN/m。因此石辊和下压榨胶辊对真空压榨辊施加的线压力过大，是导致连接螺栓断裂的原因之一。

2.3　螺栓实际承受的剪切强度大于其对应材料的许用切应力

通过式(7)可以计算减速机输出扭矩T。计算得出传动侧电机的输出扭矩T=1557.12 N·m。

T = 9550 \cdot \frac{Q}{N} \cdot i \cdot k

（7）

式中，Q为驱动真空压榨辊的电机功率，取15 kW；N为电机转数，取1472 r/min；i为减速机速比，取16∶1；k为使用系数。

当真空压榨辊一侧端面受到转矩T的作用时，端面将围绕通过螺栓组的圆心与接合面相垂直的轴线转动。为了防止端面转动，需靠螺栓预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T。假设各个螺栓的预紧程度相同，即各螺栓的预紧力均为F₀₁，则各个螺栓连接处产生的摩擦力均相等，并假设摩擦力集中作用在螺栓中心处。为阻止接合面发生相对转动，各摩擦力应与该螺栓的轴线到螺栓组对称中心的连线（即力臂r_i）垂直。根据作用在端面上的力矩平衡及连接轻度的条件，可得各螺栓所需的预紧力如式(8)所示^[

8]。通过计算可得各螺栓预紧力F₀₁≥2.2 kN。

F_{01} \geq \frac{K_{S} T}{f \sum_{i = 1}^{z} r_{i}}

（8）

式中，f为接合面摩擦系数，取0.15；r_i为第i个螺栓的轴线到螺栓组对称中心的距离，取0.235 m；z为螺栓数目，取24；K_S为防滑系数，取1.2。

由上述可知，电机提供的扭矩对于螺栓的断裂存在一定的影响，考虑到与真空压榨辊的配合方式为间隙配合，当真空压榨辊工作转动起来时，受传动侧电机驱动的影响，间隙处必然存在碰撞，因此端面固定螺栓易产生疲劳断裂。

螺栓杆的抗剪切强度可由式(9)、式(10)计算。

τ = \frac{F}{\frac{π}{4} d_{0}^{2}} \leq [τ]

（9）

F = \sqrt[]{{F_{1}}^{2} + {F_{2}}^{2} - 2 F_{1} F_{2} c o s (π - α)}

（10）

式中，F为螺栓所受的工作剪切力，由前文计算为213 kN；α为石辊与真空压榨辊圆心连线与垂直方向夹角，取70°；d₀为螺栓剪切面的直径，取0.016 m；[τ]为螺栓材料的许用切应力，MPa。

通过计算，当真空压榨辊件实际运行受到压力时，螺栓实际承受的剪切强度τ=83 MPa，该数值大于M16螺栓的许用切应力[τ]=65.5 MPa，因此螺栓在上机运行时会发生断裂。

3 结　论

本文通过测量、受力分析和相关计算，研究了真空辊螺栓断裂的原因，并提出了今后应采取的预防措施。

3.1　真空压榨辊下机维护更换断裂螺栓时，通过测量辊筒内径与其配合的轴径，判断此时的配合类型为间隙配合。在生产过程中，由于辊筒自转，引起其自身辊件配合处发生碰撞，导致螺栓断裂。

3.2　经过受力分析，石辊和下压榨胶辊在给真空压榨辊加压的过程中导致真空压榨辊所承受的线压力过大，其受力不均，导致螺栓断裂。

3.3　通过对螺栓杆的剪切强度进行计算，M16螺栓实际承受的剪切强度大于其对应材料的许用切应力，导致螺栓断裂。

3.4　防止真空压榨辊螺栓断裂的相应预防措施如下：①可将真空压榨辊内芯车削镶套，使之与辊筒形成公差范围内的过盈配合，使辊筒与内芯配合更紧密，并将辊筒和辊芯配合的圆周均分成4份，配作圆键，降低辊件所承受的螺栓的横向载荷；②新真空压榨辊件上机时，调校速差时压力尽量控制在可控范围内，以避免因加压状态调校速差对辊件线压力及扭矩发生变化，对相关各部位造成损坏；③利用停机待产时间将辊件端面螺栓定期更换，防止因螺栓锈蚀造成螺栓材料屈服极限下降，从而避免螺栓折断。

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CPP [百度学术]

真空压榨辊传动侧故障分析及预防措施

摘要

关键词

1 真空压榨辊螺栓断裂故障分析

2 螺栓断裂原因分析

2.1 真空压榨辊辊筒与轴发生间隙配合

2.2 真空压榨辊所承受的线压力过大

2.3 螺栓实际承受的剪切强度大于其对应材料的许用切应力

3 结 论

参考文献

2.1　真空压榨辊辊筒与轴发生间隙配合

2.2　真空压榨辊所承受的线压力过大

2.3　螺栓实际承受的剪切强度大于其对应材料的许用切应力

3 结　论