二十輥軋機用背襯軸承滾子端面與擋圈擦傷原因分析

劉飛航，盛興根，李興林，戴健，辛華鋒

(1.杭州佩靈軸承有限公司，杭州 310021；2.杭州軸承試驗研究中心有限公司 博士后工作站，杭州 310022)

背襯軸承作為二十輥軋機的關鍵部件，直接影響軋機的可靠性、安全性、壽命及軋制鋼板的質量。由于軸承要求的旋轉精度等級需達到P4以上，軸承需定期檢修，以保證其使用質量。某鋼廠在提高軋制力后的試生產階段，軸承檢修時發現其一列滾子端面及擋圈出現了擦傷的異常磨損情況。為此分析磨損原因，提出了改進方案，并通過實際使用驗證了改進的有效性。

1 擦傷方式

二十輥軋機用背襯軸承結構如圖1所示，采用外圈雙滾道帶擋邊、內圈無擋邊、內圈兩側用平擋圈、保持架外引導結構。軸承成組安裝在二十輥軋機支承輥的芯軸上，內圈固定、外圈旋轉，潤滑方式為乳化液潤滑，軸承主要承受軋機軋輥傳遞的徑向軋制力。由于生產的需要，將軋機的軋制力由6 000 kN提高到了8 000 kN，轉速為600 r/min。軸承上機使用2周后，下機檢修時發現軸承一列滾子端面和對應的平擋圈之間出現異常擦傷磨損情況，分別如圖2和圖3所示。將軸承拆解后觀察，內外滾道、外圈中擋邊和另一側的滾子、擋圈以及保持架均無異常。磨損側經輪廓儀檢測，滾子端面和擋圈的磨損痕跡傾角分別約為57′26″和41′40″。

圖1 軸承結構示意圖

圖2 滾子端面擦傷

圖3 擋圈擦傷

2 輥系結構及受力分析

2.1 輥系結構

二十輥軋機的特點是軋制力從工作輥通過中間輥傳到支承輥的背襯軸承，并最終傳到堅固的整體機架上。輥系示意圖如圖4所示。該結構使輥系變形極小，可以在軋制的整個寬度方向獲得非常精確的厚度偏差；具有軸向和徑向輥形調整、輥徑尺寸補償、軋制線調整等機構，并采用液壓壓下及位置自動控制系統，因此產品板形好，尺寸精度高。

圖4 二十輥軋機輥系示意圖

背襯軸承采用雙列圓柱滾子軸承，主要用來承受徑向軋制力。滾子端面與外圈擋邊和擋圈之間為面接觸，滾子外徑為對數凸度修形。該結構能很好地矯正滾子在運動過程中的歪斜，在軸承只承受徑向輕載、低速的工況下能確保軸承的使用壽命。

2.2 受力分析

背襯軸承的額定動載荷為1 040 kN，軋機的軋制力為8 000 kN，每個支承輥芯軸上裝有9套背襯軸承，上下各4個支承輥。損壞的背襯軸承安裝在下支承輥的兩側，由于兩側支承輥受力為軋制力的58%～62.5%，為中間支承輥受力的1.4倍左右，2個中間支承輥受力為軋制力的41.5%～44.4%[1],所以損壞軸承承受的最大載荷約為8 000×62.5%÷2÷9=277.78 kN，占額定動載荷的26.71%，屬于重載。

3 軸承擦傷原因分析

3.1 軸向力來源

實際工作過程中，為了對所軋制板材的板形進行控制，軋機必須按照所軋制板材原料的形狀調整支承輥和中間輥的位置，從而改變工作輥輥形曲線。即對第1、第2中間輥和調彎輥進行軸向調整來控制板形，這會使背襯軸承承受軸向載荷。

1)調彎輥影響。軋機利用徑向輥形調整機構，使支承輥(背襯軸承)的芯軸徑向傾斜一個角度α(圖5)，背襯軸承所受的軸向力為

Faw=Frzsinα。

(1)

圖5 調彎輥引起的軸向力

2)中間輥軸向竄動。為了調整板材邊部形狀，第1中間輥的2個上輥和2個下輥的一端制成錐形，其圓錐段的長度相同，位置相反，調整時上下輥反向移動。第2中間輥居中的非傳動輥有凸度，該軋輥不對稱，上下2個輥的大小頭位置相反，可以軸向移動，從而改變工作輥輥形曲線。此時會對背襯軸承產生軸向拖動力。

3)輥系不平行。當軋機輥系中的任何2個相接觸的軋輥軸線不平行時，其軋輥外徑面的接觸部位會產生軸向力，如圖6所示，中間輥線速度vzjg和支承輥背襯軸承線速度vzc分別垂直于各自軸線，當其軸線不平行時，2個輥徑向接觸處的線速度方向不重合，會在軸向產生相對速度va，引起接觸部位產生軸向運動趨勢，從而產生軸向力。

圖6 輥系不平行引起的軸向力示意圖

3.2 擦傷原因

原背襯軸承在設計時只考慮用來承受徑向軋制力,實際使用時，由于軸承安裝、制造誤差和軸向力的影響，會導致滾子產生一定的歪斜[2]。歪斜角取決于滾子所承受的軸向與徑向力的比值，比值越大歪斜角越大。

當提高軋制力時，軸承承受的軸向力大大增加，滾子歪斜加劇，滾子端面與擋圈倒角接觸，導致應力增加、潤滑條件變差，產生大量摩擦熱，最終導致滾子端面與擋圈之間產生摩擦、磨損痕跡。

而外圈擋邊和另一側滾道的滾子端面均無擦傷，這是因為內圈固定，外圈隨中間輥轉動，外圈在軸向力的作用下向一側運動，外圈中擋邊推向滾子端面。背襯軸承在軸向力和徑向力聯合作用下的受力如圖7所示。由于存在軸承外滾道軸向間隙S1，S2和滾道軸向間隙S3以及徑向游隙Gr，使承受軸向力一側的滾子歪斜，該滾子的兩端面只與外圈中擋邊和擋圈接觸，而外圈中擋邊為圓弧倒角，擋圈的倒角為45°，所以滾子端面與外圈中擋邊之間的潤滑優于滾子端面與擋圈之間的潤滑。擦傷首先出現在滾子與擋圈之間，而外圈擋邊和另一側滾道的滾子端面、擋圈由于不承受軸向力，即使滾子歪斜，也沒有產生擦傷。

圖7 背襯軸承在軸向力和徑向力聯合作用下的受力圖

4 改進措施及使用效果

4.1 改進措施

研究表明，將圓柱滾子軸承由直擋邊改為斜擋邊，滾子端面設計成球基面，使兩者的接觸由面接觸變為點接觸，可以改善擋邊的受力及擋邊與滾子端面的潤滑[3]，從而提高圓柱滾子軸承的軸向承載能力。

4.2 參數選取

4.2.1 擋邊傾角θ

擋邊傾角對軸承軸向承載能力有較大影響,取值多為10′～30′,且存在最優值。隨轉速降低，最優值相應增大；載荷增加，最優值亦相應增大[4]。由于背襯軸承承受的軸向力較大，因此θ取為30′±3′,即將外圈各擋邊和擋圈都加工成傾斜度為30′±3′的斜面，如圖8所示。圖中RSR為滾子球基面半徑；Dw為滾子直徑；H1為滾子球基面與外圈中擋邊的接觸點到滾道的距離；H為外圈中擋邊高度。

圖8 滾子球基面與斜擋邊示意圖

擋邊、擋圈傾角的偏差對滾子球基面的接觸點影響較大，生產時需嚴格控制。設備調整時需用極限樣板法和夾球測量高度的方法進行驗證[5]，最終需在輪廓儀上確認無誤后方可加工。

4.2.2 滾子球基面

考慮到外圈擋邊上油槽的影響，設計時需校驗接觸點，所以選取滾子和外圈中擋邊計算。設計參數若滿足外圈中擋邊，則同時滿足擋圈的要求。由圖8可得滾子球基面半徑為

RSR=(Dw/2-H1)/sinθ，

(2)

已知：Dw=29.5 mm,θ=30′±3′，H=5.475 mm。沒有偏斜時，理想的滾子球基面與擋邊斜面的接觸點位于擋邊中部，有偏斜時位于擋邊偏上部[6]。故接觸點位置H1=H/2=2.737 5 mm，考慮到滾道油槽的影響，接觸點取偏大值，即取H1=2.8 mm，代入(2)式可得RSR≈1 369 mm，為了便于加工檢測，RSR取1 370 mm，上偏差為0，下偏差為-3 mm。

由于RSR和θ存在加工誤差，為保證接觸點在擋邊的有效接觸區域內，必須對接觸點位置進行校核[3]。H1min=Dw/2-Remaxsinθmax=1.599 mm>1.2 mm，H1max=Dw/2-Reminsinθmin=4.014 mm，H-0.5=4.975 mm。表明所取參數的接觸點未超出擋邊的有效接觸區域。

滾子長度公差范圍較大，一般控制在0～0.04 mm范圍內，為了確保軸承的軸向承載能力，裝配時需對滾子長度的尺寸公差重新分選，確保同一套軸承內的滾子長度公差在0～0.01 mm范圍內。

4.3 實際使用情況驗證

改進后的軸承安裝在下支承輥受力較大的兩側支承輥芯軸上，在8 000 kN的軋制力下工作一個周期后下機檢查，發現軸承旋轉靈活，滾子端面和擋圈未出現擦傷、磨損現象。

5 結束語

通過對軸承的結構優化，將軸承的擋邊設計成斜擋邊，滾子端面設計成球基面，使兩者的接觸由面接觸改為點接觸，改善了擋邊的受力及其與滾子端面的潤滑條件，可以滿足二十輥軋機的使用要求，提高了軸承的使用壽命。