COMAS-A1 型切絲機下排鏈傳動系統的改進

焦躍層，徐建燎，廖仲生，蔡志堅，陳昆海，薛智勇，王昭焜

廈門煙草工業有限責任公司，福建省廈門市海滄區新陽路1 號 361022

A1 型切絲機是意大利COMAS 公司生產的水平直刃滾刀式切絲機，結構簡單，自動化程度高，在卷煙生產企業中應用廣泛［1］。A1 型切絲機的物料輸送系統采用的是銅排鏈輸送形式，所采用的銅排鏈屬于單鉸鏈式平頂鏈，具有結構緊湊、不易脫鉤等特點。銅排鏈分為上下兩部分，由于下排鏈的主動輥與耐磨板之間存在設計缺陷，當銅排鏈反轉時容易發生下排鏈卡滯故障，導致耐磨板變形和銅排鏈損壞等問題。針對此，戴宇昕［2］設計了一種銅排鏈水霧潤滑施加裝置，通過改善工作條件，降低銅排鏈與耐磨板之間的磨損；魯中甫［3］通過在銅排鏈上方設置具有專用潤滑油進口的噴嘴，實現銅排鏈的自潤滑，降低切絲機送料機構的故障率；王桂松［4］設計了一種采用平滑大圓角過渡的間隙補償支撐塊，對耐磨板與主動輥的間隙進行補償，防止銅排鏈在間隙處下垂，避免銅排鏈與耐磨板端面發生干涉；韋斌［5］通過改進下排鏈托條材料，改善了下排鏈磨損情況。上述改進方法雖在一定程度上降低了銅排鏈磨損程度，但仍未能解決耐磨板變形等問題。有限元仿真分析是利用數學近似的方法對真實物理系統進行模擬，計算精度高且能適應各種復雜形狀，是解決復雜工程分析計算問題的有效途徑，在工程設計、機械制造、土木工程等領域廣泛應用［6］。為此，以COMAS-A1 型切絲機為研究對象，對其下排鏈傳動系統進行改進，并進行有限元仿真分析驗證，以期解決下排鏈卡滯問題，減少設備故障次數，降低生產成本，提高制絲設備生產效率。

1 問題分析

1.1 存在問題

COMAS-A1 型切絲機主要由進料小車、輸送系統、電控系統、氣動系統、切削與磨刀系統5 部分組成，見圖1。其中，輸送系統中的上下銅排鏈形成一個楔形通道，當物料落入通道后，在上下銅排鏈的同步運動下，物料被輸送至刀門，升降氣缸帶動上刀門對物料施加壓力，使物料被壓實形成具有一定密度的“煙餅”，便于切絲［7］。在生產中，A1 型切絲機因下排鏈卡滯容易引起耐磨板變形向上拱起，進而造成耐磨板上螺栓被拉斷；變形后的耐磨板擠壓下排鏈，造成下排鏈拱起并擠壓兩側銅壓條，導致下排鏈兩端開裂損壞。維修時需要停機更換銅排鏈、耐磨板等備件，且銅排鏈拆裝難度大，影響生產效率。

圖1 A1 型切絲機結構示意圖Fig.1 Structure of A1 tobacco cutter

1.2 原因分析

COMAS-A1 型切絲機下排鏈傳動系統主要由主動輥、弧度護板、支撐板、耐磨板、銅排鏈等部件組成，見圖2。運行過程中，在主動輥的嚙合帶動下，銅排鏈正轉（或反轉）運動。為降低摩擦力，支撐板上設有耐磨板，兩者間采用沉頭螺栓連接。切絲機主體采用焊接件組合而成，在靠近主動輥的一端安裝有弧度護板。分析可見，下排鏈傳動系統主要存在以下問題：

（1）為防止雜物進入耐磨板與弧度護板間的空隙，弧度護板表面向上翹起1.5°，導致安裝在弧度護板上的耐磨板長度較短（25 mm）；為使銅排鏈與主動輥嚙合脫離后順利滑入耐磨板上方，將耐磨板頭部倒角18.5°，導致耐磨板厚度變薄（最薄處為5 mm）。上述情況造成弧度護板與耐磨板之間無法用螺栓進行連接固定，使耐磨板前段固定強度降低，當下排鏈傳動系統發生故障時，耐磨板前段容易產生變形。

圖2 改進前下排鏈傳動系統結構示意圖Fig.2 Structure of bottom band transmission system before modification

（2）由于耐磨板長度較短，在銅排鏈運行方向上，主動輥與耐磨板間會形成一個長約32 mm，深約10 mm 的空隙。因空隙長度大于銅排鏈鏈節的圓弧直徑（18 mm），在銅排鏈自重和物料壓力作用下，銅排鏈會在空隙區域產生下垂，下垂高度30～35 mm。當切絲機處于生產狀態時，主動輥逆時針轉動，帶動下排鏈將物料送至刀門，此時銅排鏈逆時針與主動輥輥齒進行嚙合，嚙合狀況良好，無卡滯現象；當切絲機處于退料狀態時，主動輥順時針轉動，帶動下排鏈將物料運離刀門，銅排鏈順時針與主動輥輥齒脫離后進入空隙區域，在此過程中下垂的銅排鏈與耐磨板產生摩擦，并容易造成下排鏈卡滯，對耐磨板產生沖擊，導致耐磨板變形、銅排鏈和銅壓條組件損壞等問題。

2 改進方法

為消除主動輥與耐磨板間的空隙，提高耐磨板的固定強度，對主動輥、弧度護板結構進行了改進，并將耐磨板前段由直線型改為直齒型，通過增加主動輥輥齒的寬度，為緊固螺栓提供安裝空間。改進后下排鏈傳動系統結構見圖3。

圖3 改進后下排鏈傳動系統結構圖Fig.3 Structure of bottom band transmission system after modification

2.1 主動輥

2.1.1 輥齒的失效方式

在嚙合傳動過程中，輥齒可能存在輥齒折斷、齒面點蝕、齒面膠合、齒面磨損等失效方式［8］。由于銅排鏈與輥齒嚙合屬于開式低速傳動，且輥齒為硬齒面（硬度＞350 HBS），不易出現齒面點蝕和齒面膠合現象［9-10］。但嚙合面間容易落入非金屬等磨料性物質，因此可能出現齒面磨損和輥齒折斷現象。針對齒面磨損，一般近似認為其約束條件為輥齒的彎曲疲勞強度。

2.1.2 輥齒的受力分析

主動輥輥齒由銅排鏈緊邊進入嚙合，因此進行嚙合的第一個輥齒承受的作用力最大，隨后作用力逐步減少直至脫離嚙合［11-12］。在銅排鏈與輥齒嚙合過程中，可近似地認為發生嚙合的銅排鏈鏈節緊貼輥齒表面，將鏈節簡化為二力桿，在不計摩擦力及自身重力情況下，可知緊邊側與輥齒嚙合的第一節鏈節受到的作用力有緊邊拉力P0、第二節鏈節拉力P1以及齒面法向作用力N，其中P0、P1與主動輥圓心（O 點）連線的夾角相同，P0與P1反向延長線的夾角為360°/z，見圖4。根據鏈節在O 點的受力情況，可得：

在不考慮摩擦力、構件重力和慣性力情況下，輥齒壓力角可近似等于驅動力N 和運動方向v 之間的夾角α：

式（1）～式（3）中：P0—鏈節受到的緊邊拉力，N；P1—第二節鏈節拉力，N；N—齒面法向作用力，N；z—主動輥齒數；θ—P1與N 反向延長線的夾角，（°）；α—輥齒壓力角，（°）。

圖4 鏈節受力分析圖Fig.4 Load analysis diagram of band

2.1.3 輥齒的強度計算

由圖5 可見，在嚙合過程中輥齒受到與作用力N 方向相反、大小相等的壓力N′。其中，懸臂梁高度為h（即BD），寬度為b（即齒寬b，圖中未示出），長度為L（即AC），σN為輥齒彎曲應力。

圖5 輥齒載荷及應力分析圖Fig.5 Load and stress analysis diagram of roller tooth

將輥齒所受壓力N′分解為切向力和徑向力，前者對輥齒形成彎曲應力和剪應力，后者使其產生壓應力。由于剪應力和壓應力比彎曲應力小得多，故輥齒的彎曲疲勞強度按危險截面拉伸側的彎曲應力計算［13］：

式中：σN—輥齒彎曲應力，Pa；N′—齒面法向作用力的反力，N；L—懸臂梁長度，m；b—齒寬，m；h—懸臂梁高度，m。

將式（2）代入式（4），可得：

圖6 改進前后主動輥結構示意圖Fig.6 Structure of drive roller before and after modification

2.1.4 主動輥的有限元仿真分析

已知：①切絲機下排鏈減速電機最大輸出扭矩為9 780 Nm；②銅排鏈在主動輥上的包角接近半個輥輪，輥輪齒數為15 齒，受力齒數選定為7齒；③主動輥材料為3Cr13，屈服強度為735 MPa。根據已知條件對改進后主動輥進行有限元應力分析，結果（圖7）顯示：①改進后主動輥所受最大應力為6.878×107N/m2，小于屈服強度，最小安全系數為73.5÷6.878=10.69，應變情況能夠滿足使用需求；②主動輥所受最大應變量為2.288×10-4mm，應變量非常小，符合設計要求。

圖7 主動輥的有限元應力和應變分析結果Fig.7 FEA results of stress and strain on drive roller

2.2 弧度護板

2.2.1 護板結構

改進后將弧度護板的平滑圓弧面改為凹槽面，使之能夠嵌入主動輥輥齒的橫向空間，并在嵌入部分的上端面增加螺栓孔用于固定耐磨板，提高耐磨板前段的固定強度，見圖8。

2.2.2 弧度護板的有限元仿真分析

切絲機的物料壓實裝置主要由上下排鏈組成，上排鏈在氣缸的作用下向下運動，在上下排鏈的共同作用力下物料在料倉內被壓實為“煙餅”，因此下排鏈受到的作用力包括氣缸產生的壓實力以及物料自重。A1 型切絲機使用的氣缸直徑為250 mm，氣缸最大壓強為0.4 MPa，單個氣缸產生的壓實力F=PS=4×105×3.14×0.1252=19 625 N，上排鏈產生的壓實力F上=2F=2×19 625=39 250 N。

圖8 改進前后弧度護板結構示意圖Fig.8 Structure of arc guard plate before and after modification

分析可見，下排鏈受到的壓實力主要分布在銅排鏈輥輪、弧度護板和下排鏈支撐板上。假設壓實力全部施加在弧度護板上，弧度護板所用材料為3Cr13，對弧度護板進行有限元仿真分析，結果（圖9）顯示：①弧度護板所受最大應力為1.6×107N/m2，小于屈服強度，安全系數為7÷1.6=4.375，應變情況能夠滿足使用需求；②弧度護板所受最大應變量為6.18×10-3mm，應變量非常小，符合設計要求。

圖9 弧度護板的有限元應力和應變分析結果Fig.9 FEA results of stress and strain on arc guard plate

2.3 耐磨板

改進后將耐磨板前段由直線型改為直齒型，新增直齒延伸至主動輥輥齒的橫向空間，并在此部分增加螺栓孔，利用緊固螺栓將耐磨板固定在弧度護板上，提高耐磨板前段的固定強度，見圖10。改進后耐磨板受力情況未發生改變，機械性能穩定，運行不受影響。

圖10 改進前后耐磨板結構示意圖Fig.10 Structure of wear strip before and after modification

2.4 銅排鏈

假設銅排鏈所受最大拉力為P0，銅排鏈在主動輥上的包角接近半個滾輪，受力齒數為7 齒。改進前以相鄰兩節銅排鏈嚙合處為分析點，則銅排鏈所受最大拉力P0均勻分布在整個銅排鏈長度L1=446 mm 范圍內，單位長度銅排鏈所受拉力F1=P0/L1，此時銅排鏈可正常運行；改進后以主動輥輥齒與銅排鏈嚙合處為分析點，理想狀態下拉力P0均勻分布在主動輥與銅排鏈的嚙合總長度上，此時主動輥與7 根銅排鏈同時嚙合，單根銅排鏈與主動輥的嚙合長度b=206 mm，即P0均勻分布在L2=7b=7×206=1 442 mm 范圍內，嚙合處單位長度銅排鏈所受拉力F2=P0/L2。分析可見，L1＜L2，故F1＞F2，當下排鏈反轉時，避免了鏈節脫離嚙合后出現下排鏈卡滯問題。

3 應用效果

3.1 試驗設計

材料：“七匹狼（藍）”“七匹狼（軟紅）”“金橋（軟混）”等卷煙煙絲（由廈門煙草工業有限責任公司提供）。

設備：COMAS-A1 型切絲機6 臺（意大利COMAS 公司）。其中，1#～4#設備未進行下排鏈傳動系統改進，5#和6#設備進行了下排鏈傳動系統改進。

方法：分別統計改進前后6 臺切絲機在不同生產批次下出現的下排鏈卡滯故障頻次，取平均值。下排鏈卡滯故障較輕時僅需調整或更換耐磨板，下排鏈卡滯故障嚴重時需更換銅排鏈、耐磨板、銅壓條等備件，故統計改進前后6 臺切絲機因下排鏈卡滯故障產生的更換備件及維修費用，取平均值。采用每天兩班制生產，每班工作8 h，測試周期為2 年。

3.2 數據分析

由表1 可見，改進后切絲機出現下排鏈卡滯故障頻次由改進前的0.55 次/百批次減少為0，即改進后切絲機未再出現下排鏈卡滯問題，節約備件及維修費用約3.40 萬元/年，設備運行穩定，提高了生產效率。

表1 改進前后切絲機下排鏈卡滯頻次、備件及維修費用對比Tab.1 Frequency of bottom band stagnation and costs of spare parts and maintenance before and after modification

4 結論

通過分析COMAS-A1 型切絲機下排鏈傳動系統存在的設計缺陷，對下排鏈傳動系統的主動輥、弧度護板、耐磨板等部件進行優化改進，并進行了有限元仿真分析驗證。以廈門煙草工業有限責任公司生產的“七匹狼”等卷煙為對象進行測試，結果表明：改進后COMAS-A1 型切絲機下排鏈發生卡滯故障頻次由改進前的0.55 次/百批次降低為0，節約備件及維修費用約3.40 萬元/年，有效解決了下排鏈卡滯故障及相關構件損壞等問題，降低了生產成本，提高了設備安全性和工作效率。