皮带输送机转轴轴承快速拆装装置的技术研究与应用

刘鸿，冯焕芬，袁春风，王明杰，赵吕银，冯刚

（贵州中烟工业有限责任公司遵义卷烟厂，贵州 遵义 563000）

皮带输送机被广泛地应用在烟草行业制丝生产线中，它主要是由传动轴带动输送带高速运转的，传动轴的两端各由一盘带座轴承连接并支撑。皮带输送机的主轴和传动轴与轴承的配合精度要求高，而且主轴和传动轴的动平衡要求高，安装和拆卸时稍有不慎，就会将主轴和传动轴的动平衡损坏，从而导致输送皮带在运行过程中出现跳动、跑偏等不稳定现象，造成输送皮带被撕坏。因此，皮带输送机对拆卸和安装轴承的过程要求比较高。然而，传统的皮带输送机的拆装方式有两种：第一种是用撬棍、榔头敲打的方式进行拆装，这种方式属于暴力拆装方式，整个拆装过程会造成主轴和传动轴轴承端弯曲；第二种是采用切割机把轴承切割，但是，在使用切割机进行切割时，又容易割伤转轴。因此，使用传统的拆装方式拆装轴承都无法保证主轴和传动轴的平衡度和稳定性。

1 轴承与轴之间的受力计算

皮带输送机转轴两端由轴承作为旋转支撑，轴承内圈与轴的配合为过盈配合，为方便计算，本次轴与轴承受力分析以常见的深沟球轴承为计算依据，轴的材料为304不锈钢，选用轴承的型号为6011，内圈材料为GCr15，轴材料牌号为1Cr18Ni9Ti。其中，轴与内圈接触区宽度B，取21mm；装配前轴承内径d，取55mm；过盈配合过盈量a，取0.03mm；装配后轴承实际内径d，，取（55-0.03×2）mm；装配前轴的直径d1，取55mm；装配后轴的直径d2，取（55-0.03×2）mm；内圈弹性模量E1，取2.08×105MPa；轴的弹性模量E2，取2.06×105MPa；装配后内圈受到的周向张力F，单位为N；轴与内圈过盈配合产生的静摩擦力F摩，单位为N；内圈壁厚H，取8.44mm；装配后轴的表面压应力Δ1，单位为MPa；装配后内圈的周向张应力Δ2，单位为MPa；内圈与轴的之间摩擦系数（钢-钢）μ，取0.2；泊松比ν，取0.3。

根据轴承与轴过盈配合轴受内圈压应力公式

轴承过盈配合与轴内圈受周向张应力公式：

轴承与轴过盈配合内圈作用在轴上的压力为：

则过盈装配后内圈与轴的静摩擦力为：

2 转轴轴承采用撬动拆卸方式受力分析

当皮带输送机转轴轴承损坏，需要更换轴承时，在传统的轴承座拆卸过程中，往往是通过利用“楔形”工具（锲形角设为15°）对轴承座底部撬动拆卸，一般情况下，该方式在刚开始拆卸时，轴承座安装面与轴承安装面之间几乎无间隙，此时，需撬动轴承座，则撬动时需要的力较大。拆卸时，工具有效长度AD设为330mm，类似杠杆原理，C点为受力支点。由于轴承座松脱的过程中受力不是均匀分布的，而是依靠单侧受力来克服轴承紧配合产生的摩擦力，此时，轴承与轴的最大受力点位于轴承内圈处与撬动点A相对立的B点，力的传递路径AB可近似为连接支杆。为了便于计算，将拆卸受力图简化为图1所示(图中角度为近似设定值）。

图1 撬动拆卸轴承座受力分析图

在未拆卸前，B点仅仅具有内圈对轴的内应力δ1和静摩擦F摩，但在撬动时，传递来的力F2再作用于B点。该力分解在轴的径向产生新的正压力F压，从而导致新的摩擦力Fm，分解在轴的轴向对轴承脱落的推力F推。

根据图解关系可得：

要成功地将轴承推出配合轴，需满足

将F2的最小值代入（3）、（4）式得出：

根据图示关系可知，A点最小作用力F1为：

根据杠杆定理得出，D点最小作用力F为：

以上分析得出的数据结果是，理论上采用撬动法能将轴承座拆卸下来的最小作用力。以下将利用理论数据对拆卸结构作静态受力变形仿真，基于ANSYS Workbench作有限元受力分析，为了便于系统得计算，简化轴承座直接受力，即以上分析案例中A点的作用力F1为708.4N，受力角度与轴向夹角为15°。受力分析结果显示：在该力作用下，产生的最大应变为0.44mm，未见明显塑性变形，但从变形云图结果来看，具有单侧变形的趋势。

由于撬动作用单边受力，在实际应用中，轴与轴承座在受力作用时会产生微小形变，尤其是作用于配合面最大作用力B点处，多次反复拆卸还会使轴面受损，拆卸时，轴面与内圈过盈量会加大，微小变化的过盈量会导致摩擦力急剧加大。拆卸时，需要的作用力F也会增大，而增大的F又会增大正压方向的F压，这会导致拆卸受力的恶性循环，在以后的拆卸过程中，将会导致一次比一次的拆卸难度更大，周而复始，最终将会破坏轴面结构才能使拆卸力逐渐变小。

现假设该组转轴与轴承配合经过多次拆卸，B点已经产生过盈凹痕，设拆卸作用力F1为3000N，仍然在静态作用力下分析拆卸变形情况，作用点同上为A点，受力角度与轴向夹角为15°。受力分析结果显示，轴承座与转轴均发生了明显变形，最大变形达到了4.9mm，转轴也发生较小的塑性变形，且云图云斑趋于受力侧深的特点，变形方向为受力侧向非受力侧偏移，该状态下产生的内应力明显出现非均匀性。

因此，传统的撬动拆卸方式不能很好地保护皮带输送机转轴的刚性结构，非均匀性的受力特点容易造成配合段发生侧向变形。

3 转轴轴承快速拆装装置的设计

3.1 转轴轴承快速拆装装置构成

为了在轴承拆装过程中保护好皮带输送机转轴的刚性结构，通过轴承拆装过程的受力分析设计出一种新型的转轴轴承快速拆装装置，转轴轴承快速拆卸装置由顶出螺钉（即丝杆）、顶板、支撑杆、底板（即轴承座固定板）四部分组成。转轴轴承快速装配装置由压板、螺母、支撑螺杆、底板四部分组成。

3.2 利用快速拆装装置拆卸轴承座受力分析

如图2所示，为皮带输送机转轴轴承座快速拆卸装置的拆卸过程，拆卸时，通过顺时针旋动顶出螺钉作用于转轴端面A点，同时，转轴反作用力F推作用于顶出螺钉，此力再通过顶出螺钉与顶板间的螺纹传递到顶板上，顶板与支撑杆、底板间固定连接，从而可推动装置向上移动，此过程轴承座与底板始终紧密接触，轴承座被底板推出装配轴区。

图2 快速拆卸装置拆卸轴承座受力分析

根据以上各部件受力情况分析可以看出，采用该模式对轴承座进行拆卸时，轴承的装配面受到底板对称且分布均匀的推力，额外施加的作用力F与拆卸方向同轴，因此，轴承与轴的装配面除了原有的内应力和摩擦力外，没有新增其他作用力，整个拆卸过程对配合面无径向冲击，对轴承座和轴面无破坏性损伤。

根据以上受力关系图，要使轴承成功被拆卸，需满足：

通过以上受力分析，使用ANSYS Workbench对机构作有限元受力分析。将转轴作固定支撑，以静态结构模式分析，为了简化系统计算过程，将受力点直接作用于顶板端面，F推取最小值162.8N。弹性应变求解结果显示：在该拆卸方式中，原始结构的黑线框与变形后的结构基本重合，部件的受力变形最大值为3.25×10-4mm，此值远小于撬动拆卸变形量值0.44mm。此外，该模式的最大变形处非皮带输送机高精度配合的转轴和轴承座，云图云斑显示在轴和轴承座上的变形量基本接近“0”，且变形在周向分布均匀，无偏置现象。

通过拆卸装置拆卸轴承座受力后产生内应力的云图情况可以看出，所产生的内应力主要集中于轴颈与轴承的配合面处，产生内应力的主要原因是轴承脱落过程需克服过盈配合产生的静摩擦，数值显示内应力较小，且应力在周向分布对称均匀，不会引起转轴或轴承偏心变形。

3.3 利用快速拆装装置装配轴承座受力分析

图3为快速装配装置安装轴承座过程，快速装配装置的底板与快速拆卸装置底板为同一零件，底板与支撑螺杆固定连接，轴承座与压板紧密接触，压板在均匀分布的螺母旋动下压带动下，逐渐将轴承座压入皮带输送机转轴内，当轴承座下端面与底板接触时，带上轴承座固定螺钉，完成轴承座装配。

图3 快速装配装置轴承座受力分析

此过程压板受到螺母的作用力F，压板将此力传递给轴承座形成下压力F压，轴承被下压的同时，受到转轴配合面的摩擦力F摩，摩擦力方向与压力方向相反，能够完成装配的必要条件为下压力F压能够克服配合面的摩擦力，即：

该结构装配时，施加的压力F压和配合面摩擦力F摩均与转轴轴线同轴，且均匀分布于各受力体，因此，配合面除了受到本身的过盈内应力和摩擦力外，不会受到其他新的受力。现将以上受力情况对机构作ANSYS Workbench有限元分析，为了简化分析求解的计算过程，皮带输送机转轴部分只分析受力配合面轴颈处。将转轴作固定支撑，以静态结构模式分析，将压力F压=162.8N直接作用于压板端面。通过变形云图观察到原始结构的黑线框与变形后的结构基本重合，部件的受力变形最大值为4.09×10-4mm（此值极小），主要分布于压板边沿。云图云斑显示在转轴和轴承座上的变形量基本接近“0”，且变形在周向分布均匀，无偏置现象。

通过快速装配装置安装轴承座受力后产生内应力的云图情况可以看出，所产生的内应力主要集中于轴颈与轴承的配合面和轴承座与压板接触面。轴颈与轴承产生内应力的主要原因是轴承装配过程需克服过盈配合产生的摩擦力，轴承座与压板接触面产生内应力主要是螺母对压板的挤压导致压板产生弹性形变而具有弹力。产生应力较小且分布均匀对称，不会引起轴和轴承存在偏心变形。

4 结语

通过以上受力计算和结构仿真的结果可以看出，运用皮带输送机转轴轴承快速拆装装置进行轴承拆装，相对传统的撬动拆装方式，最显著的优点是能使作用力均匀分散，对高精度配合的轴及轴承有较好的保护作用，极大地增大了轴及轴承的使用寿命。此外，该装置在使用时所施加的作用力远小于运用传统撬动方式所施加的作用力，使得轴承拆装过程更加省力，拆装效率也得到了较大的提升。