蘇健

來源：裝備製造技術

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摘（zhāi）　要（yào）：針對冷軋酸軋機組軋機減速機輸入軸軸承點蝕的（de）問題進行（háng）分析與優化處理，解決其在運（yùn）行過程中出現的軸承（chéng）損壞問題，提高設備運行可靠（kào）性。

1、 引言

唐山瑞豐冷軋線（xiàn）為名義寬度950mm、酸洗、連（lián） 軋生產線，於2015年由（yóu）中冶某公司（sī）和中國某重型機械研究院（yuàn）共同設計製造。年設計（jì）產能55萬噸。軋機出口設計速度為800m/min，軋製寬度620~860mm，軋製鋼種Q195、Q235、Q345、08Al，來料帶材厚度2~4mm，成品厚度0.25~2.0mm，目前已達到設計產能。其中連軋機為5組軋機（jī），自2016年6月投（tóu）產，使用不到一年，F2、F3減速機輸入軸固定端軸承多次出（chū）現高溫（wēn）、點蝕損壞現象，並多次在正常生產狀態下出現故障，被迫更（gèng）換軸承，嚴重製約正常生（shēng）產。本文通過（guò）對 F1、F2、F3 架軋機減速器輸入軸固定端軸（zhóu）承的受力分析及（jí）壽命校核來分析故（gù）障原因， 並提出一個可行而又低成本的優化方案。

2、 目前的情況及問題

軋鋼（gāng）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於4×104h。自（zì）2015年6月份投產至今，軋機主（zhǔ）傳動（dòng）減（jiǎn）速機軸承滾動體出現 不同程度（dù）磨損及點蝕。故障出現後，技術人員先（xiān）後排查了潤滑（huá）油路是否通暢、油量為否合（hé）適、軸承（chéng）間隙（xì）是否合理，有無頂死現象，鼓形齒連軸器軸向是否遊動、箱體軸承位公差是否在要求（qiú）範圍（wéi）內，均未發現問題。到目前 F1、F2、F3高（gāo）速軸共（gòng）更換7盤軸承（詳見表1，軸承更換及（jí）使用數據），高速軸固定端軸承平均使用壽（shòu）命約7600h。

我廠酸連（lián）軋（zhá）機使用（yòng）的軋機減速機，形（xíng）式（shì）如圖（tú）1所示，其輸入（rù）軸位置上固定端和遊動端各使用一個23952C3遊隙雙列調心滾子軸承的方案（見圖（tú）2：原方案（àn）結構圖），一般情況下，一級傳動齒輪螺旋（xuán）角在6° ~ 9°之間，軸向力與徑向（xiàng）力之比在15% ～ 20%之間，經分析，本減速機一級傳動齒輪（lún）螺旋角為15°，軸向力與徑（jìng）向力之比高達71%。采用兩端雙列調（diào）心滾子軸承的設計方（fāng）案所能承載的軸向力（lì）較（jiào）差，作用在該軸上的軸向力較大，這也（yě）正是輸入軸固定（dìng）端軸承頻繁損壞的原因。

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

因此必須要考慮其他的固定端的（de）軸承方案（àn）來提高性能和可（kě）靠性。

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

3、優化策略

徹底的方案是改變一級傳（chuán）動螺旋角至6°~7°，可改變（biàn）軸向力與徑向力之比到（dào）20%，這樣（yàng）將對齒輪係、傳動比、箱體等重要部件都要重（chóng）新製作（zuò），主電機位置重新（xīn）定（dìng）位，其冷卻水管重新布（bù）局，以及電控（kòng）係統也要重新調試，大大增加改造周期及（jí）成本。因此， 將固定端軸承增加一對29244E推力調心滾子軸（zhóu）承（chéng）（見圖4：改進方案結構圖），以改善（shàn）固定端軸承點蝕問題。同（tóng）時（shí）為在現有基礎上以的改動幅（fú）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（jiā）長160mm，同進將箱體和（hé）潤滑係統進行優化，這樣對二軸、三軸可以（yǐ）不作改（gǎi）變，箱體、電機以及電控係統均無需改動，大大縮短了調試周期及程度上（shàng）降低了成本（běn）。

3.1、 受力分析（xī）

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

平均分度（dù）圓上的圓周力：F ′t =2T÷d=104950N

徑向力 Fr= Ft′ × tanα÷cosβ=39546N

軸（zhóu）向力 Fa= Ft′ × tanβ= 28122N

軸承支（zhī）反力計（jì）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（gù）定（dìng）端（duān）的計算

根據NSK軸承選型手冊，固定端選用23952雙列調心滾子軸承。

（1）動負荷，代入數據得：P=X×Fr+Y×Fa= 89175N

（2）速度係數，代入數據得：Fn=（0.03n）-10/3=0.41

（3）疲勞壽（shòu）命係數計算：針對使用工況，選取力矩載荷係數 fm=1.5選取衝擊載（zǎi）荷數fd=1.5選取溫度（dù）係數fT=1.0fh=fn×ft×C÷（fm×fd×P）= 1.91

（4）計（jì）算軸承的壽命

P=X×Fr+Y×Fa=89.81kNC=930kN（查NSK軸承選型手冊（cè）得該數據）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、 改進後的軸承壽命校核 

（1）動負荷的計算（suàn）：P=X×Fr+Y×Fa=13248N

（2）疲勞壽命係數計算：fh = fn×ft×C÷（fm×fd×P）=12.88

（3）計（jì）算軸承的（de）壽（shòu）命（mìng）Lh= 1000000 ÷（60n）×fh10/3= 2505519h（約合290年（nián））能滿足現場使用的（de）要求。

4、 結束（shù）語 

通過（guò）理論分析（xī）及（jí）實踐，推力調心滾子軸承加雙列調心（xīn）滾子軸承的方案是可行的，且改進方案相比一（yī）端固定一端遊（yóu）動兩個（gè）調心滾子軸承的方案有著很大的優勢，推力（lì）調心滾子軸承提供（gòng）了非常好軸向承載能力，從而更好（hǎo）地分配了載荷，提高調（diào）心滾（gǔn）子軸（zhóu）承的壽命。此方（fāng）案還有如下優勢：通過控製（zhì）固定端推力調（diào）心滾子軸承的軸向遊隙可（kě）以比較精確的控製減小（xiǎo）主（zhǔ）軸的軸向竄動（dòng）量；同時由於未改變原來（lái）一（yī）軸（zhóu）的結構形式，齒輪係及遊動端的軸承（chéng）型號也未（wèi）改變（biàn），可（kě）以（yǐ）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（duǎn）了改造周期。