摘 要: 以某1580mm熱軋精軋工作輥推力軸承為例，通過分析PDA曲線初步推斷推力軸承的失效是由異常軸向力造成。通過對軸向力來源進(jìn)行分析，得出軋輥交叉是造成推力軸承失效的主要原因;進(jìn)一步分析軋機(jī)平衡塊和軸承座結(jié)構(gòu)對軸承偏載的影響，提出軋機(jī)彎竄系統(tǒng)和軸承座的改造方案，并提出在推力軸承上增加隔圈以提高推力軸承的承載能力，防止?jié)L動體被擠壓變形。經(jīng)驗(yàn)證，改進(jìn)方案滿足工程應(yīng)用需求。

1 故障產(chǎn)生

某1580 mm 熱軋生產(chǎn)線精軋機(jī)組由7架4輥軋機(jī)組成，其板形控制采用CVC工作輥軸向移動加液壓彎輥技術(shù)實(shí)現(xiàn)。使用期間，F(xiàn)5機(jī)架發(fā)生2起工作側(cè)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。

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(gòu)成，傳動側(cè)軸承由一組徑向軸承 (NSK四列圓錐滾子軸承STF409KVS5451BEGAS3CG140)構(gòu)成。推力軸承裝配(圖3)時，首先向壓蓋施加3500N的預(yù)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(diǎn)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(+0.3mm)，用螺栓將壓蓋固定量主在軸承座上。此時推力軸承安裝游隙為 0.3 mm。

在推力軸承的外圈上均布著 12 個彈簧預(yù)緊銷，其作用是向軸承施加預(yù)緊力，使軸承工作游隙為微負(fù)值，從而提高軸承的疲勞壽命。經(jīng)使用，推力軸承的安裝游隙符合 NSK 技術(shù)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(jī)自動控制系統(tǒng)帶有一套PDA自動診斷控制分析系統(tǒng)吊車公司，可以按設(shè)定要求在線記錄軋機(jī)運(yùn)行過程中的技術(shù)數(shù)據(jù)，包括主電動機(jī)電流、速度、扭矩、軋制力以及其他軋機(jī)運(yùn)行參數(shù)。1580mm精軋F(tuán)5機(jī)架工作輥推力軸承發(fā)生失效前的一段PDA曲線如圖4所示，主要包括軋機(jī)工作狀態(tài)和空載狀態(tài)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(jī)工作狀態(tài)下的 PDA 曲線，在軋機(jī)咬鋼瞬間，彎輥力、軋制力和軋制電流發(fā)生振蕩，然后逐漸趨于平穩(wěn)，當(dāng)某一軋制單元結(jié)束帶鋼“成產(chǎn)緊拋鋼”的瞬間，彎輥力、軋制力和軋制電流再次發(fā)生振蕩;圖中b處為軋機(jī)空載狀態(tài)下的PDA 曲線，軋機(jī)“拋鋼”以后控制系統(tǒng)會重新調(diào)整CVC輥縫的凸度，此時軋制電流曲線和竄輥位置曲線會發(fā)生變化。

從軋機(jī)PDA 監(jiān)測數(shù)據(jù)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(wěn)。在軋制第5塊帶鋼的過程中，當(dāng)帶鋼即將拋鋼時(圖中c處)軋制電流陡然升高；當(dāng)?shù)?塊帶鋼軋制完成后，軋機(jī)空載運(yùn)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(dāng)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(dǎo)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(jìn)行精確測量，只能根據(jù)現(xiàn)場軋制數(shù)據(jù)和軋機(jī)工況條件對軸承座的受力進(jìn)行推導(dǎo)。

3 軸向力分析

3.1 傳動軸產(chǎn)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(jī)側(cè)的狀態(tài)，以保證同軋輥良好連接。傳動軸的橫移量為300mm，最小彈簧力為 5.9kN，最大彈簧力為 9.6 kN。3.2 CVC 輥形產(chǎn)生的軸向力Fa2由于CVC輥形采用非對稱設(shè)計(jì)，在應(yīng)用中存在軸向力，最大約196kN，給軋制穩(wěn)定性帶來不助推力良影響。為了降低軸向力，需要減小CVC輥形曲率和半徑差。

3.3 軋輥彎竄產(chǎn)生的軸向力 Fa3

調(diào)整彎輥力與CVC預(yù)設(shè)定輥縫相結(jié)合起來是CVC 板形控制技術(shù)的一個特點(diǎn)。工作輥彎輥受力示意圖如圖5所示，在軋制過程中，為了實(shí)現(xiàn)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(dāng)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(tài)(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(fā)生偏離，作用在工作輥上的彎輥力產(chǎn)生偏心力矩，使軸承承受徑向力和軸向力的聯(lián)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。

文獻(xiàn)［3］采取直接測量法得到接觸應(yīng)力分布，并與間接測量法對比，結(jié)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(jù)文獻(xiàn)［3］可知，由于彎輥力所產(chǎn)生的軸向力最大值約為167 kN。

3.4 軋輥交叉所產(chǎn)生的軸向力 Fa4

為了保證工作輥的穩(wěn)定性，四輥軋機(jī)在設(shè)計(jì)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(jī)架對工作輥軸承座的水平支反力Fr永遠(yuǎn)大于零，且力的方向不變，如圖6a所示。當(dāng)軋機(jī)空載運(yùn)行時，工作輥在平衡力FB (大約 550kN)的作用下與支承輥接觸，通過摩擦力帶動支承輥轉(zhuǎn)動。由于偏移量，工作輥軸承座被頂向牌坊窗口的出口側(cè)，支承輥軸承座被頂向牌坊窗口的入口側(cè)，此時工作輥和支承輥之間處于穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)。在軋鋼時，軋制力(大約12 500kN)通過支承輥?zhàn)饔迷诠ぷ鬏伾希捎诠ぷ鬏伜椭С休佒g的接觸應(yīng)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(cè)，支承輥軸承座被牢牢頂在牌坊窗口的入口側(cè)，此時工作輥和支承輥之間處于更加穩(wěn)定的運(yùn)行狀態(tài)，如圖 6b 所示。一般情況下，軋輥不會交叉，但當(dāng)輥縫位置發(fā)生變化時，輥系之間的平衡狀態(tài)變化，由于竄輥前輥縫打開，竄輥結(jié)束后輥縫回到預(yù)擺位置;竄輥過程中軋制電流會發(fā)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(fā)生變化(圖 4a)，這是因?yàn)樵谝т摵蛼佷摰乃查g軋輥發(fā)生彈跳，工作輥穩(wěn)態(tài)被打破，若輥系裝配間隙較大，則發(fā)生軋輥交叉(圖 6c)。

由于工作輥與傳動軸之間有一定的夾角nsk帶座軸承，當(dāng)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(zhuǎn)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(wěn)定性降低，甚至失穩(wěn)，最終形成兩軋輥交叉。

軋輥交叉會產(chǎn)生很大的軸向力 ［5-6］ ，當(dāng)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 1580 mm 軋機(jī)，當(dāng)軸承座和牌坊窗口之間的承載間隙達(dá)到 1.27 mm 時，軋輥的交叉角可達(dá)到 0.05°;經(jīng)測量，F(xiàn)5 軋機(jī)的實(shí)際裝配間隙已超出該極限值，發(fā)生軋輥交叉。推力軸承失效時的最大軋制力為15000 kN，依據(jù)上述結(jié)論推斷作用在軸承座上的軸向力約為 1323 kN。

4 軸承使用壽命

當(dāng)軸向力 F a1 ，F(xiàn) a2 ，F(xiàn) a3 ，F(xiàn) a4 方向相同時，作用在操作側(cè)軸承座上的軸向力 F a 最大，F(xiàn) a 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(dá)到 850kN，作用在操作側(cè)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(dāng)量動載荷為P= XFr+YFa ， (1)

式中:P 為當(dāng)量動載荷;X 為徑向載荷系數(shù)；Fr 為徑向載荷;Y 為軸向載荷系數(shù);F a 為軸向載荷。

疲勞壽命為L = (C/P) 10/3 ， (2)

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

四列圓錐滾子軸承的常數(shù) e 取 0.42，在工作過程中主要以承受徑向載荷為主，F(xiàn)a / F r＜e；經(jīng)查表，徑向載荷系數(shù)X取1，軸向載荷系數(shù)Y取1.6。根據(jù)(1)，(2)式可求得四列圓錐滾子(徑向)軸承疲勞壽命為 2.704 ×109r。雙列圓錐滾子軸承的常數(shù)e取 0.38，在工作過程中主要以承受軸向載荷為主，F(xiàn)a/ F r＞e;經(jīng)查表，徑向載荷系數(shù)X取 0.67，軸向載荷系數(shù) Y 取2.7。根據(jù)(1)，(2)式可求出雙列圓錐滾子(推力)軸承疲勞壽命為 7.8 ×104 r?？梢钥闯?，在極端的工況條件下，推力軸承的壽命遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于徑向軸承，故可以進(jìn)一步驗(yàn)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(chǎn)生彎曲變形(圖5c)，軋輥軸徑的素線與軸承內(nèi)、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(qū)載荷較大，非承載區(qū)載荷較小。有學(xué)者研究指出彎輥力造成工作輥軸向載荷偏載，最大偏載達(dá) 45%，對組合軸承壽命影響較大。

軋輥交叉時，工作輥的中心線偏離機(jī)架窗口的中心線(圖 6c)，軸承內(nèi)圈隨軋輥一起發(fā)生傾斜;軸承座受到機(jī)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(fā)生傾斜、偏載。

由于滾子受力不均，當(dāng)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(chǎn)生的軸向力，最大可達(dá) 1700 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吊車，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(shí)現(xiàn)，平衡塊安裝在軋機(jī)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(cè)軸承座和傳動側(cè)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。

6 改進(jìn)措施

綜上所述，造成軸承損壞的主要原因是軋輥交叉所產(chǎn)生的軸向力nsk帶座軸承，另外由于軸承座和平衡塊結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理，導(dǎo)致滾子受力不均，出現(xiàn)偏載，這也是造成軸承損壞的另一主要原因。通過調(diào)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(nèi)，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(jī)彎竄系統(tǒng)和軸承座結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)(圖8):

1)改進(jìn)竄輥形式，將平衡塊固定在軋機(jī)牌坊上，通過工作輥和平衡塊之間的相對軸向移動來實(shí)現(xiàn)竄輥功能;

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

3)改進(jìn)軸承座結(jié)構(gòu)，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(yīng)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(dú)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(diào)整牌坊窗口的尺寸，將輥系裝配間隙控制在合理的范圍內(nèi)。

改進(jìn)后，進(jìn)行實(shí)踐驗(yàn)證：軋制穩(wěn)定性提高，軋制薄規(guī)格帶鋼時很少發(fā)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(jié)束語

通過對熱軋工作輥推力軸承損毀原因進(jìn)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(jìn)措施。軋機(jī)彎竄系統(tǒng)和軸承座改造的實(shí)踐證明:控制輥系在軋機(jī)中的裝配間隙是防止軋輥交叉、提高軋制穩(wěn)定性的關(guān)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?jié)L動體擠壓變形，降低軸承的損毀率。