GDX2/ZB45包装机一号轮凸轮从动轮的改进设计

摘 要：gdx2/zb45包装机一轮中心凸轮依靠凸轮从动轮驱动曲轴，进而推动护烟爪执行开启和关闭动作。在使用过程中，凸轮从动滚承载力小，受力大，造成从动滚故障率非常高，使用寿命非常有限。为了解决这一问题，设计制造了一种新型的非标轴承，具有承载大，寿命长的特点，有效解决了现实问题。

关键词：一轮；凸轮从动轮；凸轮；曲轴

GDX2/ZB45包装机原一轮的模盒为三面封闭结构，为了防止烟支在随一轮旋转过程中被甩出，在一轮模盒的第四面设计了一个可以开闭的护烟爪。当烟组在推入推出一轮的过程时，护烟爪开启，防止烟支在推入推出过程中被刮破；当烟组随一轮转动时，护烟爪闭合，护住侧面的烟支防止被甩出。一轮护烟爪的准确开闭是保证一轮烟支质量的关键因素，一旦护烟爪的开闭时间或者动作幅度出现异常，就会导致烟支划破、触头和缺支问题，进而造成质量投诉。而一轮护烟爪的开闭动作由一轮中心凸轮和凸轮从动轮进行控制。在整个动力传递过程中，凸轮从动轮是最薄弱环节，一旦凸轮从动轮出现磨损、滚珠掉落等问题，就会导致一轮摆臂的工作异常，给质量造成巨大风险。

1 结构组成及工作原理

当一轮中心凸轮转动时，推动凸轮从动轮做一定角度的摆动。凸轮从动轮安装在曲轴的末端，因此，凸轮从动轮摆动时会带动曲轴绕其旋转中心转动。摆臂采用抱紧联接安装在曲轴的中部，曲轴摆动时会驱动摆臂跟着做摆动。护烟爪安装在摆臂的末端，这样摆臂的摆动就最终形成了护烟爪的开闭动作。

原一轮的凸轮为组合结构，分为上下部分，上下两部分刚好成180度相反布置。在凸轮转动过程中，上凸轮和下凸轮刚好做相反的运动，从而推动左右两侧的摆臂执行相反的动作。当右侧摆臂开启时，左侧摆臂刚好闭合，反之则亦然。

一轮的凸轮为外凸轮结构，在凸轮的推程中，把凸轮从动轮向外推动，当凸轮从动轮向外运动时，摆臂和护烟爪执行护住烟支的闭合动作。一轮在左右两个摆臂之间设计了一个复位弹簧。弹簧的一端安装在左侧摆臂上，另一端安装在右侧摆臂上，在凸轮的回程中，依靠弹簧的拉力，摆臂从闭合状态转换成开启，而凸轮从动轮紧贴在凸轮的外轮廓上，随着凸轮转动向内运动，回到起点位置。

2 存在的问题

一轮凸轮从动轮采用的是624轴承，其外形尺寸为4mm×13mm×5mm。一轮的凸轮曲线设计采用的是非冲击曲线，凸轮的推程和回程曲线非常的陡峭，冲击十分大。而且由于一轮的摆臂采用弹簧进行复位，在一轮打开和关闭的过程中，凸轮从动轮都要克服弹簧巨大的阻力，在一轮高速运转下，弹簧在往复伸缩过程中会引入巨大的冲击，造成凸轮从动轮的运转工况比较恶劣。某厂共有包装机17台，其凸轮从动轮的故障数据统计数据结果如下：

表1

从统计结果可以看出，该厂凸轮从动轮平均每月故障11次，差不多每台机每两个月换一次从动轮。由此可见，凸轮从动轮易损坏，故障率高。

凸轮从动轮故障频率高，维修复杂，给维修人员带来了繁重的维修压力，同时也存在着巨大的质量隐患，稍有不慎就可能造成质量投诉。

3 问题分析

3.1 弹簧拉力计算

一轮依靠两摆臂之间的弹簧进行复位。其采用的弹簧为普通拉簧，材质为弹簧钢SUP。弹簧的初始长度为38mm，拉伸到最长时弹簧的长度为52mm。即弹簧在工作过程中的变形量S为：

S=52-38=14mm

根据拉伸弹簧弹力与伸长量之间的关系，则有：

F=■

其中：

G为弹簧的弹性模量；d为弹簧的钢丝直径；n为弹簧的工作圈数；D为弹簧的中径。

其中，弹簧钢的弹性模量取8000kg/mm^2，钢丝的直径为1.2mm，工作圈数为20圈，弹簧的中径为7mm，也即各参数的取值情况为：

G=8000d=1.2n=20D=7

把上式代入，计算得到弹簧的最大受力F的值为：

F=41.5N

3.2 凸轮从动轮的寿命分析

通过对一轮凸轮、曲轴和摆臂组成的力学系统进行简化。可以看出，曲轴和摆臂围绕共同的转动中心旋转，凸轮对曲轴的作用力F1和弹簧对摆臂的拉力互为作用力与反作用力。假设，凸轮对曲轴上从动轮的作用力为F1，弹簧对摆臂的拉力为F2，在摆臂闭合的过程中，曲轴需要克服弹簧拉力对曲轴和摆臂组成的结合体做功，从而推动曲轴和摆臂加速旋转实现闭合。为了简化模型，这里取最小值，则有：

Fr1×L1=F×L2

其中，L1=25，L2=36mm，因此可以计算得出：

Fr1=59.8N

由于，弹簧为挠性原件，其在往复运动的过程中对凸轮从动轮的冲击较大，凸轮从动轮受到的冲击力要远远高于实际计算值。在冲击作用下，实际受力为计算值的3～5倍。因此，可以计算得到凸轮从动轮的实际值为：

Fr=3×Fr1=179.3N

凸轮从动轮在运动过程中，只受凸轮对其的径向作用力，其轴向作用力可以忽略不计。因此根据轴承的寿命公式可以得到：

其中，P为当量动负荷，其计算公式为：

P=XFr+YFa

式中，Fr为径向负荷，Fa为周向负荷，X和Y分别为径向系数和轴向系数。由于凸轮从动轮只承受径向负荷，且查表可得X=1，因此把上式简化为：

P=Fr

C为额定动载荷，对一个特定的轴承来说，其为定值，一轮选用的624轴承的额定动载荷为1150。n为转速，根据一轮的实际情况，n=1000。为载荷系数，根据实际情况其取值为2。为温度系数，在温度不超过120度的情况下，取值为1。由此可以计算得到：

Lh=1303小时

所调查工厂每天工作16小时，因此凸轮亩轮的寿命约为2.7个月，实际使用寿命为2个月，因此可以看出，凸轮从动轮的实际工况比预期的更加恶劣。

由轴承的寿命计算公式可以看出，在相同的条件下，Lh仅受额定动载荷C和寿命系数ξ两个参数的影响，其余的影响因子皆为定值。而额定动载荷C和寿命系数ξ两个参数仅受轴承型号的影响，因此要提高轴承的使用寿命，只能更换其他更大的承载力更高的轴承或者在不改变尺寸的条件下提升额定动载荷C和寿命系数ξ。受一轮箱体空间所限，在狭小的空间内无法使用更大的轴承，因此更换其他更大的轴承的思路不可行。所以只能尝试在不改变轴承尺寸的情况下，提升额定动载荷C和寿命系数ξ。

4 改进方案

通过对比滚针轴承和滚子轴承得到，在相同的条件下，滚针轴承的承载能力和寿命系数要比滚子轴承提升1.5～3倍，而且凸轮从动轮不承受轴向载荷，为把原来的滚子轴承改为滚针轴承提供了可能。在改进过程中，对原轴承结构进行了三大改进，从而转换为非标滚针轴承：

（1）改进轴承外圈尺寸

在改进过程中，为了保持整个轴承的外观尺寸不变，新轴承的外圈尺寸依然保持为13mm，而内圈尺寸则改为9mm，这样外圈厚度为2mm，保证承载能力，防止在冲击作用下裂开损坏。

（2）把滚子更换为滚针

取消原滚子结构，全部更换为滚针，滚针的直径为标准值2mm，所有滚针与外圈的厚度尺寸一致，滚针轴向方向不设置任何挡圈，以节省空间放置更多的滚针，提升承载能力。

（3）取消轴承内圈结构

把轴承内圈结构取消，把新轴承设置为无内圈结构，直接利用轴承旋转轴挡住所有的滚针。无内圈结构可以大大节省空间，改进后轴承旋转轴的直径由原来的4mm增加到5mm，轴承的支撑强度得到进一步提升。

（4）改进曲轴尺寸

把曲轴的安装轴承的销钉孔直径由4mm增加到5mm，同时把曲轴端部形状改为圆形，端部的直径为8mm，刚好可以挡住所有的滚针，起到轴向挡板的作用，防止滚针在运动过程中滑出。

5 应用效果

方案实施后，新一凸轮从动轮的使用寿命得到了大幅度提升，目前新一轮已经在各大烟厂进行试验，在试验过程中，技术人员对凸轮从动轮的使用情况进行了长时间的跟踪，以下是凸轮从动轮的故障率统计数据：

由故障率统计可以看出，新一轮在各烟厂的运行状态非常稳定，在不同地方使用的三个一轮最高已经稳定运行了8个月之久，没有发生过凸轮从动轮的故障。在拆机检查过程中，发现一轮从动轮状态良好，无须更换。

由此可见改进之后，凸轮从动轮的使用寿命得到了大幅的提升，保养时间间隔也有较大的延长，改进效果十分明显。

GDX2/ZB45包装机一轮凸轮从动轮的成功改进，成功降低了烟支的质量风险和一轮的保养频次，同时也对降低车间的备件消耗有着十分重要的意义。

参考文献

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