真空壓榨輥傳動側故障分析及預防措施

王志文 李 超 武麗影 孫馥明 張寶巖 王海祥 李志強

（1.黑龍江林業職業技術學院機電工程學院，黑龍江牡丹江，157000；2.哈爾濱工程大學機電工程學院，黑龍江哈爾濱，150001；3.牡丹江醫學院圖書館，黑龍江牡丹江，157000；4.黑龍江家簡互聯網科技有限公司，黑龍江牡丹江，157000；5.牡丹江恒豐紙業股份有限公司機修分廠，黑龍江牡丹江，157013；6.佳木斯大學機械工程學院，黑龍江佳木斯，154007）

造紙機壓榨部是紙機的關鍵組成部分，紙漿通過網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構中，位于真空壓榨輥上側的壓輥為石輥，位于真空壓榨輥下側的壓輥為下壓榨膠輥。真空壓榨輥的構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，經過輥殼上眼孔，未到達真空室便經過真空吸水區，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，剖析其在生產過程中發生螺栓斷裂的原因及今后將采取的預防措施。

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發生剪切式斷裂，部分螺栓由于震動產生松動掉落現象，此時真空壓榨輥連接端面產生較大裂縫，無法保證其在機臺上繼續安全使用，應停機更換相應輥件。

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，設備維護人員測量了真空壓榨輥輥筒內徑及與之配合的軸直徑，輥筒內徑為?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生變形。測量后發現輥筒內徑與軸直徑的配合已變成間隙配合，且配合表面出現磨損及劃痕，表面粗糙度大于6.3。因此輥筒和軸的圓度變形，且二者間配合變為間隙配合，可能是導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的輥筒與內芯軸進行了測量，發現配合尺寸類型為間隙配合，所以其上機自轉時輥筒容易松動，所承受的來自氣胎壓力部分將被端面負責固定的24個M16螺栓承擔。對真空壓榨輥所承受的線壓力[5]及傳動側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，單側真空壓榨輥受到石輥的壓強P1=1.75 MPa。

同理，單側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，Fx2=F2/1.6=89 kN/m。真空壓榨輥設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材料的許用切應力

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

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

當真空壓榨輥一側端面受到轉矩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動。為了防止端面轉動，需靠螺栓預緊后在接合面間產生的摩擦力矩來抵抗轉矩T。假設各個螺栓的預緊程度相同，即各螺栓的預緊力均為F01，則各個螺栓連接處產生的摩擦力均相等，并假設摩擦力集中作用在螺栓中心處。為阻止接合面發生相對轉動，各摩擦力應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緊力如式(8)所示[8]。通過計算可得各螺栓預緊力F01≥2.2 kN。

式中，f為接合面摩擦系數，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為螺栓數目，取24；KS為防滑系數，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，當真空壓榨輥工作轉動起來時，受傳動側電機驅動的影響，間隙處必然存在碰撞，因此端面固定螺栓易產生疲勞斷裂。

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力，MPa。

通過計算，當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，該數值大于M16螺栓的許用切應力[τ]=65.5 MPa，因此螺栓在上機運行時會發生斷裂。

3 結論

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

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。在生產過程中，由于輥筒自轉，引起其自身輥件配合處發生碰撞，導致螺栓斷裂。

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

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材料的許用切應力，導致螺栓斷裂。

3.4 防止真空壓榨輥螺栓斷裂的相應預防措施如下：①可將真空壓榨輥內芯車削鑲套，使之與輥筒形成公差范圍內的過盈配合，使輥筒與內芯配合更緊密，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，調校速差時壓力盡量控制在可控范圍內，以避免因加壓狀態調校速差對輥件線壓力及扭矩發生變化，對相關各部位造成損壞；③利用停機待產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。