鄧惠文　陸國(guó)敢　杜仲明

我公司一臺(tái)350制粒機(jī)(環(huán)模直徑為350 mm，孔徑2.5 mm)專用于生產(chǎn)顆粒乳豬料。

2004年新機(jī)使用后，環(huán)模內(nèi)固定壓輥的支承軸 頻繁出現(xiàn)斷軸故障，平均20 d換軸一次，Z短2 d一次，每次1~2根。設(shè)備生產(chǎn)廠家人員分析故障原因后認(rèn)為：頻繁發(fā)生斷軸是由于顆粒料含乳清粉成分偏大所引起。

斷軸問題不僅影響顆料飼料正常生產(chǎn)，還增大制粒生產(chǎn)成本。為解決頻繁斷軸故障，2年多來，廠家先后采用增大支承軸軸徑(從φ=18 mm增大至22 mm)，更換壓輥軸套等多種改進(jìn)措施，使斷軸頻率稍有降低，但故障一直沒有得到根本解決。

為找到消除斷軸辦法，2007年我們對(duì)故障原因進(jìn)行分析，依據(jù)分析結(jié)果，加工2支有彈性的支承軸并安裝上機(jī)試用，結(jié)果表明：在制粒工藝參數(shù)相同情況下，彈性支承軸壽命超過210 d（至2008年6月21止），尚未發(fā)生斷軸現(xiàn)象，很好地解決了斷軸問題，且產(chǎn)量不下降。

同時(shí)我們了解到同行的制粒機(jī)也存在類似的問題。為給同型號(hào)制粒機(jī)用戶提供一個(gè)參考，現(xiàn)將解決支承軸斷裂方法介紹如下。

1　支承軸的作用與環(huán)模、壓輥的結(jié)構(gòu)關(guān)系（見圖1a、圖1b）

從圖1a、圖1b 可見，制粒裝置的環(huán)模內(nèi)有2個(gè)壓輥（含壓輥軸），2根支承軸和一塊前板；支承軸的一端分別以螺紋緊固在座板上，另一端分別穿接前板中間2個(gè)孔位對(duì)前板起支撐作用，前板對(duì)2個(gè)壓輥的懸臂端起固定作用（壓輥懸臂軸端有擺動(dòng)的角度y₁，所以需由前板固定）。2個(gè)壓輥與環(huán)模有裝配間隙β₁、β₂。當(dāng)環(huán)模轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，兩個(gè)壓輥隨環(huán)模轉(zhuǎn)動(dòng)，當(dāng)粉料被喂入環(huán)模和壓輥形成的擠壓區(qū)即被逐步擠壓，并從環(huán)?？讛D出形成顆粒料。

2　斷軸原因分析

我們分析，擠壓粉料過程壓輥是有振動(dòng)的，而振動(dòng)結(jié)果引起支承軸斷裂。造成壓輥振動(dòng)的原因是2個(gè)壓輥受到往復(fù)變化擠壓力而引起的。從圖1a中可見，當(dāng)粉料被壓輥擠壓出環(huán)模過程中，粉料對(duì)壓輥同樣產(chǎn)生很大的擠壓力；由于喂入到兩個(gè)壓輥間隙粉料量瞬間不能相等，因此間隙β₁、β₂所形成的擠壓力（X軸向）分別對(duì)2個(gè)壓輥產(chǎn)生方向相反、大小不等的推力F₂和－F₁，由于F₂－F₁≠0，所以動(dòng)態(tài)推力差ΔF=F₂－F₁隨之產(chǎn)生；若ΔF足夠大且在往復(fù)變化的條件下，2個(gè)壓輥（與前板）便發(fā)生X軸方向振動(dòng)。

壓輥振動(dòng)還與環(huán)模轉(zhuǎn)速有關(guān)，環(huán)模每轉(zhuǎn)動(dòng)一定角度都可能使ΔF方向和大小發(fā)生變化，如按環(huán)模轉(zhuǎn)速=360 r/min分析，壓輥振動(dòng)頻率應(yīng)遠(yuǎn)大于6 Hz。

由于壓輥和前板（見圖1a）產(chǎn)生X軸方向振動(dòng)，而起支撐前板作用的支承軸體強(qiáng)度不足以抑制振動(dòng)的發(fā)生，所以其懸臂端也隨前板一起振動(dòng)；振動(dòng)使軸體產(chǎn)生反復(fù)彎折作用，而軸體揉性又不夠，一段時(shí)間后，材料產(chǎn)生應(yīng)力疲勞，繼而引起斷軸，這是支承軸斷裂的主要原因(見圖2)。

除X方向的振動(dòng)外，如果考慮到擠壓粉料時(shí)環(huán)模會(huì)有微小的彈性變形和徑向跳動(dòng)，前板（因壓輥擠壓粉料而產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)矩M），壓輥軸與襯套間隙磨損增大等因素影響，壓輥與前板振幅會(huì)更大，支承軸受力狀況更為復(fù)雜，更容易發(fā)生斷軸情況。

3　解決斷軸方法

斷軸的發(fā)生證明支承軸是處于振動(dòng)受力狀態(tài)的,而解決斷軸簡(jiǎn)易方法是改變支承軸的結(jié)構(gòu)以適應(yīng)振動(dòng)的要求。據(jù)此分析我們重新設(shè)計(jì)支承軸并滿足以下要求:

① 支承軸的尺寸符合原軸裝配要求；

② 支承軸固定后能承受前板產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)矩M；

③ 支承軸的截面積S≥原軸S₁，保證支承軸的強(qiáng)度要求；

④ 考慮支承軸自振頻率遠(yuǎn)大于6 Hz；

⑤ 保證軸端的Z大振幅處于材料的彈性極限范圍內(nèi)。在環(huán)模的約束下,支承軸懸臂端振動(dòng)的幅度β是有限的(β≤1.5 mm),設(shè)計(jì)支承軸端點(diǎn)撓度y_max≥β_max。按軸懸臂梁撓度公式（參見《機(jī)械工程設(shè)計(jì)手冊(cè)》）計(jì)算：

式中：P——軸端載荷（N）；

L——桿長(zhǎng)（mm）；

E——材料彈性模數(shù)（MPa）；

I——截面軸慣性矩（mm4）。

按上要求，我公司所加工的彈性支承軸在使用中達(dá)到了預(yù)期效果并驗(yàn)證上述分析和計(jì)算是正確?。圖3所示是外形圖，圖3中彈性段具體結(jié)構(gòu)是以多薄片組合而成。

通過改變支承軸結(jié)構(gòu)解決斷軸難題，我們的體會(huì)是，有上述類似現(xiàn)象的350制粒機(jī)用戶，如將原有支承軸改為彈性軸后，軸體壽命可延長(zhǎng)5倍以上，甚至可消除斷軸現(xiàn)象；這對(duì)降低制粒成本和穩(wěn)定生產(chǎn)均有明顯效果。

來源：《飼料工業(yè)》