蘇健

來源(yuán)：裝備制造(zào)技術

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

1、 引言

唐山瑞豐冷軋線為名義寬度(dù)950mm、酸洗(xǐ)、連 軋生産線，于2015年由中冶某公司和中國某重(zhòng)型機(jī)械研究(jiū)院共同(tóng)設計制造。年(nián)設計産能55萬噸。軋機出口設(shè)計速度為800m/min，軋(zhá)制寬度620~860mm，軋制鋼種Q195、Q235、Q345、08Al，來料帶材(cái)厚度2~4mm，成品厚度0.25~2.0mm，目前已達到設計産能。其(qí)中(zhōng)連軋機為5組(zǔ)軋機，自2016年6月投産，使用不(bú)到一年(nián)，F2、F3減速機輸入軸固定端軸承多次出現高溫、點蝕損壞現象，并多次在正常(cháng)生産狀态下出現故(gù)障(zhàng)，被迫更換軸承，嚴重制約(yuē)正常生産。本文通過對(duì) F1、F2、F3 架軋機減速器輸入(rù)軸固定端軸(zhóu)承的受力(lì)分析及壽命校(xiào)核來分析故障原(yuán)因， 并提出一個(gè)可行而又低成本的(de)優化方案。

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(dī)于4×104h。自(zì)2015年6月份投産至今，軋機主傳動減速機軸承滾動體出現 不同程度磨損及點(diǎn)蝕。故障出(chū)現後，技術人員先後排查了潤滑油路是否通暢、油量為否合适、軸承間(jiān)隙是否合理，有無頂(dǐng)死現象，鼓(gǔ)形齒連軸器軸向是否遊(yóu)動、箱體軸承位公差是否在要求範圍内，均未發現問題。到目前 F1、F2、F3高速軸(zhóu)共更換7盤軸(zhóu)承（詳見表1，軸承更換及(jí)使用數據(jù)），高速軸固(gù)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(sù)機，形式如圖1所示(shì)，其(qí)輸入軸位置上固定端和遊動端各使用(yòng)一個23952C3遊隙雙列調心滾子軸承(chéng)的方案（見圖2：原方案結構圖），一般情況下(xià)，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(chǐ)輪螺旋角為15°，軸(zhóu)向力與徑向力之比高達71%。采用兩端雙列調心滾子軸承的設計方案(àn)所能承載的軸向力(lì)較差，作用在該軸(zhóu)上的軸向力較大，這也正(zhèng)是輸入軸(zhóu)固定端軸承頻(pín)繁損壞的原因。

2017年11月大修(xiū)期間，拆解減速機時發現(xiàn)F1、F2、F3架減(jiǎn)速機出現輸入軸(zhóu)軸固(gù)定端軸承點(diǎn)蝕的現象(xiàng)，且損壞的都是固定端(duān)軸(zhóu)承承(chéng)載軸向力的一列産生點蝕（見圖3：軸承點蝕的情況）

因此必須要考慮其他的固定(dìng)端的軸承方案(àn)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(shū)入軸固定位置一端增加一對29244E的(de)推力(lì)調心(xīn)滾子(zǐ)軸承，另一端仍采用雙列調心滾子(zǐ)軸承的方案，以(yǐ)提高該處在承受高速重(zhòng)載情況下承受軸向(xiàng)力的能(néng)力。

3、優化策略

最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%，這樣将對齒輪系、傳動比(bǐ)、箱體等重要部件都要重新制作，主電機位置重新(xīn)定位，其冷卻水管重新布(bù)局(jú)，以及電控系統也要重(zhòng)新調(diào)試，大大增加改(gǎi)造周期及成本。因此， 将固定端軸承增加一對29244E推力(lì)調心滾子軸承（見圖4：改進方案結構圖），以改善固定端軸承點蝕問題。同(tóng)時為在(zài)現有基礎上以最小的改動幅度對該 輸入軸進行改進，改進所選用的固定端軸(zhóu)承型号為NSK29244E，将高速(sù)軸加(jiā)長160mm，同進将(jiāng)箱體和潤滑系統進行優化，這樣對二軸、三軸可以不作改變，箱體、電機以及電控系統均無需改動，大大縮短了調試周期及最大程度上降低了成本。

3.1、 受力分析

F1、F2、F3架(jià)軋機減速機主要性(xìng)能參數以F3為例：主電機額定功率(lǜ)P= 2500kW，輸入軸轉速n=636r/min，齒輪壓力角α=20°、螺旋角β= 15°、輸(shū)出轉矩M0=9550P/n=26294N·m，分度圓直徑(jìng)d=0.501m。

平均分度圓(yuán)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(chéng)徑向力 FrA=Fr÷2=19773N

軸承軸向力 FaA=Fa÷2=14061N

3.2 、原設計軸(zhóu)承壽命校核

3.2.1、 固定端的計算

根據NSK軸承選型手冊，固定端(duān)選(xuǎn)用23952雙列調心滾子軸承。

（1）動負荷，代入數據得(dé)：P=X×Fr+Y×Fa= 89175N

（2）速度系數，代(dài)入數據得：Fn=（0.03n）-10/3=0.41

（3）疲勞壽(shòu)命系(xì)數計(jì)算：針對使(shǐ)用工(gōng)況，選取力矩載荷系數 fm=1.5選取沖擊載荷數fd=1.5選取溫度系數fT=1.0fh=fn×ft×C÷（fm×fd×P）= 1.91

（4）計算軸承(chéng)的壽命

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

3.3、 改進(jìn)後的(de)軸承壽命校核 

（1）動負荷的(de)計算：P=X×Fr+Y×Fa=13248N

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

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

4、 結束語 

通過理(lǐ)論分析及實踐，推力調心滾子軸承(chéng)加雙(shuāng)列調心滾子軸承的(de)方案是可行的，且改進方案相比一端固定一端遊(yóu)動兩個調心滾子軸承的方案有着很大的優勢，推力調(diào)心滾子軸承提供了(le)非常好軸向承載能力，從(cóng)而更好地(dì)分配了載荷，提(tí)高調心滾子軸承的(de)壽命。此方案還(hái)有如下優(yōu)勢：通過控制固定端推力調心滾子軸承的(de)軸向遊隙可(kě)以比較精确的控制減小主軸的(de)軸向竄動量；同時由于未改(gǎi)變原來一軸的結(jié)構形(xíng)式，齒輪系及遊動(dòng)端的軸承型号(hào)也未改變，可以利用原來遺留(liú)的(de)軸承、齒輪備件，減(jiǎn)少了技改的資金投(tóu)入，同時大大縮短了(le)改造周期。