熱軋工作輥推力軸承失效原因分析及改進

盧曉毅

(首鋼京唐公司，河北 唐山 063200)

1 故障產生

某1 580 mm熱軋生產線精軋機組由7架4輥軋機組成，其板形控制采用CVC工作輥軸向移動加液壓彎輥技術實現。使用期間，F5機架發生2起工作側軸承座推力軸承失效事故，損壞特征一致,滾動體被壓扁且保持架扭曲變形，如圖1所示，而與之相鄰的徑向軸承的損壞程度卻較輕。

圖1 推力軸承的損毀圖

2 故障分析

2.1 推力軸承的裝配

如圖2所示，精軋工作輥軸承由一組推力軸承(NSK雙列圓錐滾子軸承380KDH5702GS8U1)和一組徑向軸承(NSK四列圓錐滾子軸承STF409KVS5451BEGAS3CG140)構成，傳動側軸承由一組徑向軸承(NSK四列圓錐滾子軸承STF409KVS5451BEGAS3CG140)構成。推力軸承裝配(圖3)時，首先向壓蓋施加3 500 N的預緊力，消除軸承的軸向游隙，測量壓蓋與軸承座之間的間隙值(測量4點取平均值)；然后在壓蓋與軸承座之間加墊片，墊片厚度等于間隙值(+0.3 mm)，用螺栓將壓蓋固定在軸承座上。此時推力軸承安裝游隙為0.3 mm。

圖2 軸承裝配示意圖

圖3 推力軸承裝配示意圖

在推力軸承的外圈上均布著12個彈簧預緊銷，其作用是向軸承施加預緊力，使軸承工作游隙為微負值，從而提高軸承的疲勞壽命。經使用，推力軸承的安裝游隙符合NSK技術要求，可以排除軸承安裝誤差的影響。

2.2 軸承工作情況

軋機自動控制系統帶有一套PDA自動診斷控制分析系統，可以按設定要求在線記錄軋機運行過程中的技術數據，包括主電動機電流、速度、扭矩、軋制力以及其他軋機運行參數。1 580 mm精軋F5機架工作輥推力軸承發生失效前的一段PDA曲線如圖4所示，主要包括軋機工作狀態和空載狀態下彎輥力、軋制力、軋制電流、竄輥位置的變化。圖中a處為軋機工作狀態下的PDA曲線，在軋機咬鋼瞬間，彎輥力、軋制力和軋制電流發生振蕩，然后逐漸趨于平穩，當某一軋制單元結束帶鋼“拋鋼”的瞬間，彎輥力、軋制力和軋制電流再次發生振蕩；圖中b處為軋機空載狀態下的PDA曲線，軋機“拋鋼”以后控制系統會重新調整CVC輥縫的凸度，此時軋制電流曲線和竄輥位置曲線會發生變化。

從軋機PDA監測數據可以看出，軋制前4塊帶鋼時，彎輥力、軋制力和軋制電流比較平穩。在軋制第5塊帶鋼的過程中，當帶鋼即將拋鋼時(圖中c處)軋制電流陡然升高；當第6塊帶鋼軋制完成后，軋機空載運行時(圖中d處)軋制電流又一次陡然升高，伴隨而來的是軸承異響、軸承座溫度迅速升高、軸承密封處冒煙；當軋完第7塊鋼以后被迫換下該工作輥。

在軋輥服役過程中軋制力和彎輥力未超過許用值，僅軋制電流在某一時刻瞬間升高。初步推斷：推力軸承在某一時刻受到較大的軸向力，滾動體被壓扁、保持架扭曲變形，推力軸承的失效導致徑向軸承受損，軋制電流瞬間升高。由于無法對軸承座的受力情況進行精確測量，只能根據現場軋制數據和軋機工況條件對軸承座的受力進行推導。

圖4 推力軸承損毀輥期的PDA曲線

3 軸向力分析

3.1 傳動軸產生的軸向力Fa1

為使工作輥軸向移動，傳動軸采用可以作軸向移動的齒接軸。在靠齒輪座一端，通過彈簧使齒接軸始終處于推向軋機側的狀態，以保證同軋輥良好連接[1]。傳動軸的橫移量為300 mm，最小彈簧力為5.9 kN，最大彈簧力為9.6 kN。

3.2 CVC輥形產生的軸向力Fa2

由于CVC輥形采用非對稱設計，在應用中存在軸向力，最大約196 kN，給軋制穩定性帶來不良影響。為了降低軸向力，需要減小CVC輥形曲率和半徑差[2]。

3.3 軋輥彎竄產生的軸向力Fa3

調整彎輥力與CVC預設定輥縫相結合起來是CVC板形控制技術的一個特點[1]。工作輥彎輥受力示意圖如圖5所示,在軋制過程中，為了實現帶鋼的凸度控制、防止軋輥局部磨損量過大，需定期軸向移動上下工作輥(CVC竄輥)，工作輥的軸向竄動量為±150 mm(圖5a)。當工作輥處于零位時，工作輥中心線、支承輥中心線與帶鋼中心線重合，工作輥處于平衡狀態(圖5b)。CVC竄輥時，工作輥離開零位，工作輥中心線與支承輥、帶鋼的中心線發生偏離，作用在工作輥上的彎輥力產生偏心力矩，使軸承承受徑向力和軸向力的聯合作用。在軋制過程中，彎輥力隨軋制力及來料的變化在初始彎輥力值附近變化,軸承所受徑向力與軸向力的合力也隨彎輥力和竄輥位置的變化而變化，如圖5c所示。

圖5 工作輥彎輥受力示意圖

文獻[3]采取直接測量法得到接觸應力分布，并與間接測量法對比，結果表明：在正常軋制情況下，彎輥力為600～900 kN，測得軸向力最大值為200 kN，最小值為100 kN。由圖4可知，推力軸承損毀時的最大彎輥力約為800 kN，根據文獻[3]可知，由于彎輥力所產生的軸向力最大值約為167 kN。

3.4 軋輥交叉所產生的軸向力Fa4

為了保證工作輥的穩定性，四輥軋機在設計時一般使工作輥的中心連線相對于支承輥的中心連線有一個偏移量e，e取值原則為：使機架對工作輥軸承座的水平支反力Fr永遠大于零，且力的方向不變[4]，如圖6a所示。當軋機空載運行時，工作輥在平衡力FB(大約550 kN)的作用下與支承輥接觸，通過摩擦力帶動支承輥轉動。由于偏移量，工作輥軸承座被頂向牌坊窗口的出口側，支承輥軸承座被頂向牌坊窗口的入口側，此時工作輥和支承輥之間處于穩定運行狀態。在軋鋼時，軋制力(大約12 500 kN)通過支承輥作用在工作輥上，由于工作輥和支承輥之間的接觸應力增大20多倍，工作輥軸承座被牢牢頂在牌坊窗口的出口側，支承輥軸承座被牢牢頂在牌坊窗口的入口側，此時工作輥和支承輥之間處于更加穩定的運行狀態，如圖6b所示。一般情況下，軋輥不會交叉,但當輥縫位置發生變化時，輥系之間的平衡狀態變化,由于竄輥前輥縫打開，竄輥結束后輥縫回到預擺位置；竄輥過程中軋制電流會發生變化(圖4b)，在咬鋼和拋鋼的瞬間彎輥力、軋制力和軋制電流發生變化(圖4a)，這是因為在咬鋼和拋鋼的瞬間軋輥發生彈跳，工作輥穩態被打破,若輥系裝配間隙較大，則發生軋輥交叉(圖6c)。

圖6 工作輥交叉受力示意圖

由于工作輥與傳動軸之間有一定的夾角，當輥縫位置變化時，夾角隨之變化，故從主傳動軸輸入到輥系的傳動力矩不等于傳動軋輥所需的軋制力矩、支承輥轉動所需施加的力矩、消耗在工作輥軸承上摩擦力矩之和，多余部分被定義為附加力矩，力矩在水平方向使工作輥一端的軸承支反力變小，造成工作輥穩定性降低，甚至失穩，最終形成兩軋輥交叉[4]。

軋輥交叉會產生很大的軸向力[5-6]， 當軋輥交叉角為0.04°～0.05°時，軸向力最大約為軋制力的8%～9%。對于1 580 mm軋機，當軸承座和牌坊窗口之間的承載間隙達到1.27 mm時，軋輥的交叉角可達到0.05°；經測量，F5軋機的實際裝配間隙已超出該極限值，發生軋輥交叉。推力軸承失效時的最大軋制力為15 000 kN，依據上述結論推斷作用在軸承座上的軸向力約為1 323 kN。

4 軸承使用壽命

當軸向力Fa1，Fa2，Fa3，Fa4方向相同時，作用在操作側軸承座上的軸向力Fa最大，Fa為4個軸向力之和，為1 695.6 kN。

由PDA曲線可以看出，彎輥力最大時達到850 kN，作用在操作側軸承座上的徑向力為425 kN。

四列圓錐滾子軸承和雙列圓錐滾子軸承的當量動載荷為[7]

P=XFr+YFa，

(1)

式中：P為當量動載荷；X為徑向載荷系數；Fr為徑向載荷；Y為軸向載荷系數；Fa為軸向載荷。

疲勞壽命為[7]

L=(C/P)10/3，

(2)

式中：L為軸承額定疲勞壽命；P為當量動載荷；C為基本額定動載荷，四列圓錐滾子軸承C取4 550 kN，雙列圓錐滾子軸承C取2 130 kN。

四列圓錐滾子軸承的常數e取0.42，在工作過程中主要以承受徑向載荷為主,Fa/Fr

雙列圓錐滾子軸承的常數e取0.38，在工作過程中主要以承受軸向載荷為主，Fa/Fr>e；經查表，徑向載荷系數X取0.67，軸向載荷系數Y取2.7。根據(1)，(2)式可求出雙列圓錐滾子(推力)軸承疲勞壽命為7.8×104r。可以看出，在極端的工況條件下，推力軸承的壽命遠遠低于徑向軸承，故可以進一步驗證前面的推斷：組合軸承的失效由推力軸承失效引起。

5 軸承失效原因分析

5.1 彎輥和軋輥交叉造成軸承滾子偏載

軋輥在彎輥力作用下會產生彎曲變形(圖5c)，軋輥軸徑的素線與軸承內、外圈、軸承座鏜孔的素線不平行，徑向軸承和推力軸承滾子各部位的受載情況也不相同，承載區載荷較大，非承載區載荷較小。有學者研究指出彎輥力造成工作輥軸向載荷偏載，最大偏載達45%，對組合軸承壽命影響較大[3]。

軋輥交叉時，工作輥的中心線偏離機架窗口的中心線(圖6c)，軸承內圈隨軋輥一起發生傾斜；軸承座受到機架水平支反力的約束，軸承外圈隨軸承座也受到約束；徑向軸承和推力軸承的滾子會發生傾斜、偏載。

由于滾子受力不均，當某個滾子所受徑向力或軸向力超過滾子許用載荷后，滾子瞬間被壓扁或破碎，軸承損毀。在軋鋼過程中，四列圓錐滾子軸承主要承受彎輥力，大約500～800 kN,而雙列圓錐滾子軸承承受多種因素產生的軸向力，最大可達1 700 kN左右，故推力軸承更易損壞。

5.2 軸承座自位能力較差

工作輥輥系裝配示意圖如圖7所示，推力軸承主要承受軸向力，徑向軸承主要承受彎輥力。工作輥的平衡、軸向移動和彎輥通過8個平衡塊實現，平衡塊安裝在軋機牌坊窗口中，平衡塊上有軸向鎖定裝置(用于軸向固定操作側軸承座和傳動側軸承座)和液壓缸，通過工作輥將軸承座、平衡塊連成一體同步移動，相對位置保持不變。

圖7 工作輥輥系裝配示意圖

6 改進措施

綜上所述，造成軸承損壞的主要原因是軋輥交叉所產生的軸向力，另外由于軸承座和平衡塊結構設計不合理，導致滾子受力不均，出現偏載，這也是造成軸承損壞的另一主要原因。通過調整牌坊窗口的尺寸，將輥系裝配間隙控制在一個合理的范圍內，這是常用的防止軋輥交叉的處理措施，但無法解決軸承受力不均及偏載的問題。鑒于此，對軋機彎竄系統和軸承座結構進行改進(圖8)：

1)改進竄輥形式，將平衡塊固定在軋機牌坊上，通過工作輥和平衡塊之間的相對軸向移動來實現竄輥功能；

2)改進彎輥形式，將平衡塊上的雙液壓缸彎輥裝置改進為單液壓缸彎輥裝置，提高軸承座的自位能力；

3)改進軸承座結構，將軸向鎖緊裝置向外延伸，改變軸承受力位置；

4)在推力軸承上增加隔圈，隔圈寬度應保證雙列圓錐滾子軸承初始游隙為(0.25±0.05) mm，同時通過隔圈將彼此獨立的外圈和滾子(圖2)連到一起，減小偏載對滾子的影響，從而提高止推軸承的整體承載能力；

5)調整牌坊窗口的尺寸，將輥系裝配間隙控制在合理的范圍內。

改進后，進行實踐驗證：軋制穩定性提高，軋制薄規格帶鋼時很少發生甩尾事故,由于輥系裝配間隙得到較好控制，軋輥交叉問題得到解決，在帶鋼咬入和拋鋼的瞬間，輥縫彈跳量很小；工作輥軸承的損毀率大幅降低。

7 結束語

通過對熱軋工作輥推力軸承損毀原因進行分析，得到了造成推力軸承損毀的主要原因，并提出了改進措施。軋機彎竄系統和軸承座改造的實踐證明：控制輥系在軋機中的裝配間隙是防止軋輥交叉、提高軋制穩定性的關鍵因素；提高軸承座的自位能力，防止軸承偏載，是提高軸承使用壽命的重要因素；提高軸承的自身承載能力，可以防止滾動體擠壓變形，降低軸承的損毀率。

圖8 工作輥輥系改造示意圖