蘇健

來源：裝備制造技術(shù)

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摘　要：針對冷軋酸軋機組軋機減速機輸入軸軸承點蝕的問題進行分析與優(yōu)化處理，解決其在運行過程中出現(xiàn)的軸承損壞問題，提高設備運行可靠性。

1、 引言

唐山瑞豐冷軋線為名義寬度950mm、酸洗、連 軋生產(chǎn)線，于2015年由中冶某公司和中國某重型機械研究院共同設計制造。年設計產(chǎn)能55萬噸。軋機出口設計速度為800m/min，軋制寬度620~860mm，軋制鋼種Q195、Q235、Q345、08Al，來料帶材厚度2~4mm，成品厚度0.25~2.0mm，目前已達到設計產(chǎn)能。其中連軋機為5組軋機，自2016年6月投產(chǎn)，使用不到一年，F(xiàn)2、F3減速機輸入軸固定端軸承多次出現(xiàn)高溫、點蝕損壞現(xiàn)象，并多次在正常生產(chǎn)狀態(tài)下出現(xiàn)故障，被迫更換軸承，嚴重制約正常生產(chǎn)。本文通過對 F1、F2、F3 架軋機減速器輸入軸固定端軸承的受力分析及壽命校核來分析故障原因， 并提出一個可行而又低成本的優(yōu)化方案。

2、 目前的情況及問題

軋鋼用減速機使用壽命一般在10年以上，減速機用軸承壽命一般不低于4×104h。自2015年6月份投產(chǎn)至今，軋機主傳動減速機軸承滾動體出現(xiàn) 不同程度磨損及點蝕。故障出現(xiàn)后，技術(shù)人員先后排查了潤滑油路是否通暢、油量為否合適、軸承間隙是否合理，有無頂死現(xiàn)象，鼓形齒連軸器軸向是否游動、箱體軸承位公差是否在要求范圍內(nèi)，均未發(fā)現(xiàn)問題。到目前 F1、F2、F3高速軸共更換7盤軸承（詳見表1，軸承更換及使用數(shù)據(jù)），高速軸固定端軸承平均使用壽命約7600h。

我廠酸連軋機使用的軋機減速機，形式如圖1所示，其輸入軸位置上固定端和游動端各使用一個23952C3游隙雙列調(diào)心滾子軸承的方案（見圖2：原方案結(jié)構(gòu)圖），一般情況下，一級傳動齒輪螺旋角在6° ~ 9°之間，軸向力與徑向力之比在15% ～ 20%之間，經(jīng)分析，本減速機一級傳動齒輪螺旋角為15°，軸向力與徑向力之比高達71%。采用兩端雙列調(diào)心滾子軸承的設計方案所能承載的軸向力較差，作用在該軸上的軸向力較大，這也正是輸入軸固定端軸承頻繁損壞的原因。

2017年11月大修期間，拆解減速機時發(fā)現(xiàn)F1、F2、F3架減速機出現(xiàn)輸入軸軸固定端軸承點蝕的現(xiàn)象，且損壞的都是固定端軸承承載軸向力的一列產(chǎn)生點蝕（見圖3：軸承點蝕的情況）

因此必須要考慮其他的固定端的軸承方案來提高性能和可靠性。

基于以上原因，考慮在F1、F2、F3架軋機減速機輸入軸固定位置一端增加一對29244E的推力調(diào)心滾子軸承，另一端仍采用雙列調(diào)心滾子軸承的方案，以提高該處在承受高速重載情況下承受軸向力的能力。

3、優(yōu)化策略

徹底的方案是改變一級傳動螺旋角至6°~7°，可改變軸向力與徑向力之比到20%，這樣將對齒輪系、傳動比、箱體等重要部件都要重新制作，主電機位置重新定位，其冷卻水管重新布局，以及電控系統(tǒng)也要重新調(diào)試，大大增加改造周期及成本。因此， 將固定端軸承增加一對29244E推力調(diào)心滾子軸承（見圖4：改進方案結(jié)構(gòu)圖），以改善固定端軸承點蝕問題。同時為在現(xiàn)有基礎上以的改動幅度對該 輸入軸進行改進，改進所選用的固定端軸承型號為NSK29244E，將高速軸加長160mm，同進將箱體和潤滑系統(tǒng)進行優(yōu)化，這樣對二軸、三軸可以不作改變，箱體、電機以及電控系統(tǒng)均無需改動，大大縮短了調(diào)試周期及程度上降低了成本。

3.1、 受力分析

F1、F2、F3架軋機減速機主要性能參數(shù)以F3為例：主電機額定功率P= 2500kW，輸入軸轉(zhuǎn)速n=636r/min，齒輪壓力角α=20°、螺旋角β= 15°、輸出轉(zhuǎn)矩M0=9550P/n=26294N·m，分度圓直徑d=0.501m。

平均分度圓上的圓周力：F ′t =2T÷d=104950N

徑向力 Fr= Ft′ × tanα÷cosβ=39546N

軸向力 Fa= Ft′ × tanβ= 28122N

軸承支反力計算：

軸承徑向力 FrA=Fr÷2=19773N

軸承軸向力 FaA=Fa÷2=14061N

3.2 、原設計軸承壽命校核

3.2.1、 固定端的計算

根據(jù)NSK軸承選型手冊，固定端選用23952雙列調(diào)心滾子軸承。

（1）動負荷，代入數(shù)據(jù)得：P=X×Fr+Y×Fa= 89175N

（2）速度系數(shù)，代入數(shù)據(jù)得：Fn=（0.03n）-10/3=0.41

（3）疲勞壽命系數(shù)計算：針對使用工況，選取力矩載荷系數(shù) fm=1.5選取沖擊載荷數(shù)fd=1.5選取溫度系數(shù)fT=1.0fh=fn×ft×C÷（fm×fd×P）= 1.91

（4）計算軸承的壽命

P=X×Fr+Y×Fa=89.81kNC=930kN（查NSK軸承選型手冊得該數(shù)據(jù)）Lh= 1000000 ÷ （60n × fh10/3）=4351h（約合0.5年）其設計壽命遠不能滿足使?需求。

3.3、 改進后的軸承壽命校核 

（1）動負荷的計算：P=X×Fr+Y×Fa=13248N

（2）疲勞壽命系數(shù)計算：fh = fn×ft×C÷（fm×fd×P）=12.88

（3）計算軸承的壽命Lh= 1000000 ÷（60n）×fh10/3= 2505519h（約合290年）能滿足現(xiàn)場使用的要求。

4、 結(jié)束語 

通過理論分析及實踐，推力調(diào)心滾子軸承加雙列調(diào)心滾子軸承的方案是可行的，且改進方案相比一端固定一端游動兩個調(diào)心滾子軸承的方案有著很大的優(yōu)勢，推力調(diào)心滾子軸承提供了非常好軸向承載能力，從而更好地分配了載荷，提高調(diào)心滾子軸承的壽命。此方案還有如下優(yōu)勢：通過控制固定端推力調(diào)心滾子軸承的軸向游隙可以比較精確的控制減小主軸的軸向竄動量；同時由于未改變原來一軸的結(jié)構(gòu)形式，齒輪系及游動端的軸承型號也未改變，可以利用原來遺留的軸承、齒輪備件，減少了技改的資金投入，同時大大縮短了改造周期。