2000鋁箔軋機(jī)工作輥推力軸承的失效分析

李雪飛，徐芳，張闐

(1.河南科技大學(xué) a.車輛與交通工程學(xué)院；b.機(jī)電工程學(xué)院，河南 洛陽(yáng) 471003；2.洛陽(yáng)軸承研究所有限公司，河南 洛陽(yáng) 471039)

國(guó)內(nèi)某鋁箔廠近期頻繁發(fā)生鋁箔軋機(jī)工作輥推力軸承過(guò)早失效事故。該軋機(jī)設(shè)計(jì)速度為1 200 m/min，但當(dāng)軋制速度達(dá)到800 m/min后，工作輥推力軸承(四點(diǎn)接觸球軸承)發(fā)熱，出現(xiàn)振動(dòng)和異常聲，檢修發(fā)現(xiàn)推力軸承內(nèi)圈、鋼球出現(xiàn)麻點(diǎn)、剝落，甚至有的鋼球出現(xiàn)嚴(yán)重磨損變形。通過(guò)檢查軋機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)、調(diào)整軸承安裝軸向間隙、更換軸承等多種手段均未能解決問(wèn)題，多數(shù)軸承壽命維持在5～10天，個(gè)別軸承僅為1～2天，頻繁停產(chǎn)檢修對(duì)廠家造成了很大的經(jīng)濟(jì)損失。

由于鋁箔加工時(shí)軋制力相對(duì)軋鋼要小得多，工作輥直徑較小，軸承空間受限，同時(shí)鋁箔軋機(jī)軋制速度和精度要求較高，因此與軋鋼的板帶軋機(jī)相比，鋁箔軋機(jī)工作輥軸承過(guò)早失效的問(wèn)題更加突出，已成為鋁加工行業(yè)普遍問(wèn)題。因此急需分析工作輥軸承損壞的原因，從而找到解決問(wèn)題的辦法。

1 工作輥軸承的配置形式

該鋁箔軋機(jī)工作輥軸承配置形式如圖1所示，采用四列圓柱滾子軸承和四點(diǎn)接觸球軸承組合的配置形式。其中四列圓柱滾子軸承承受徑向力；四點(diǎn)接觸球軸承作為推力軸承承受軸向力，其外圈與軸承座內(nèi)孔有0.5 mm左右的間隙，保證不承受徑向力。與采用四列圓錐滾子軸承的配置形式相比，這種軸承配置形式具有軋制速度高、成品精度高、易控制等優(yōu)點(diǎn)，是目前鋁箔軋機(jī)工作輥常用的軸承配置形式。也有將四點(diǎn)接觸球軸承換為配對(duì)角接觸球軸承及雙列角接觸球軸承的情況。

圖1 軸承配置形式

2 軸承失效特點(diǎn)

軸承異常后拆機(jī)發(fā)現(xiàn)軸承的失效形式如圖2所示。從圖中可以看出，內(nèi)圈溝道和鋼球表面磨損嚴(yán)重，且都已經(jīng)變色。更換其他軸承廠家的同型號(hào)軸承，壽命和破壞形式也基本相同。

圖2 內(nèi)圈與鋼球失效形式

圖2中軸承損壞較為嚴(yán)重，難以對(duì)失效的原因進(jìn)行分析。圖3為軸承工作2天后拆機(jī)的失效形式。從圖中可以看到，鋼球只有輕微的壓痕，沒(méi)有剝落，而內(nèi)圈靠近擋邊的位置多處出現(xiàn)壓痕和凹坑，表面發(fā)生剝落。檢查軋輥和軸承座與軸承相關(guān)的安裝位置，沒(méi)有發(fā)現(xiàn)異常；檢查軋機(jī)的油氣潤(rùn)滑系統(tǒng)，一切正常，軸承潤(rùn)滑充分，且無(wú)異物進(jìn)入。

圖3 軸承初期失效形式

3 軸承失效原因分析

3.1 經(jīng)驗(yàn)分析

首先校核軸承理論壽命。軸承工況條件為：軸向力30 kN(最大軋制力3 000 kN的1%)，轉(zhuǎn)速為1 136 r/min(最高軋制速度 1 000 m/min，工作輥直徑280 mm)。軸承徑向額定動(dòng)載荷為148 kN，當(dāng)量載荷系數(shù)Y為1.07，因而得軸承的計(jì)算壽命為1 438 h，理論壽命與實(shí)際壽命相差很大。

文獻(xiàn)[1-2]所描述的情況與2000鋁箔軋機(jī)工作輥推力軸承損壞情況十分相似，認(rèn)為軸向力過(guò)大是造成該軸承損壞的主要原因，并指出軸向力產(chǎn)生的主要原因是輥系間的軸線交叉(即2支承輥軸線及2工作輥軸線不平行)。文獻(xiàn)[2]通過(guò)試驗(yàn)的方法測(cè)試了軋機(jī)軋制過(guò)程中軸向力的變化過(guò)程，可知軸向力隨軋輥轉(zhuǎn)動(dòng)而波動(dòng)，隨軋制速度的增大而增大，且存在較大的偏載。

由圖3可知，軸承最初發(fā)生剝落的位置均靠近內(nèi)圈擋邊，說(shuō)明實(shí)際工作過(guò)程中該處應(yīng)力最大，因此懷疑軸承實(shí)際工作中的軸向力超過(guò)了其極限軸向力，從而在擋邊位置產(chǎn)生了應(yīng)力集中，加速了軸承的失效。鋁箔軋機(jī)軋制過(guò)程中的軸向力無(wú)法通過(guò)理論精確計(jì)算，軸承選型時(shí)按照經(jīng)驗(yàn)系數(shù)(即軋制力的1%～5%)確定。但實(shí)際工作過(guò)程中，由于設(shè)備制造、安裝和使用過(guò)程中的累積誤差以及軋制工藝的改變等諸多原因都會(huì)導(dǎo)致軋輥軸向力過(guò)大，一旦超過(guò)軸承的軸向承載能力就會(huì)加速軸承損壞。

3.2 軸向承載能力校核

對(duì)于四點(diǎn)接觸球軸承，若軸向力過(guò)大，套圈擋邊與溝道的交線將進(jìn)入彈性接觸區(qū)域。極限接觸狀態(tài)如圖 4所示，此時(shí)鋼球與溝道間的接觸橢圓剛好到達(dá)擋邊邊緣。通常依據(jù)此極限狀態(tài)計(jì)算軸承的極限軸向力。圖中，αl為極限位置的接觸角；θ為擋邊邊緣與溝道中心線的夾角；φ為接觸橢圓長(zhǎng)軸與鋼球中心所對(duì)應(yīng)的中心角；F，E分別為內(nèi)、外溝道直徑；d2，D2分別為內(nèi)、外圈擋邊直徑；Dw為鋼球直徑；a，b分別為接觸橢圓長(zhǎng)、短半軸。

圖4 軸承極限接觸狀態(tài)

由圖中幾何關(guān)系可得

對(duì)于外圈，

φ=θe-αl，

對(duì)于內(nèi)圈，

φ=θi-αl，

由文獻(xiàn)[1]可知，極限軸向力Fa為

(1)

式中：Z為鋼球數(shù)；Σρ為曲率和；na為與接觸點(diǎn)主曲率差函數(shù)F(ρ)有關(guān)的系數(shù)。

αl可由(2)式迭代求出

(2)

式中：B為總曲率半徑系數(shù)；Kn為載荷-變形常數(shù)；α0為原始接觸角。

由于軸承存在軸向游隙Ga，α0不等于公稱接觸角，α0可根據(jù)文獻(xiàn)[4]求得

(3)

式中：Xi，Xe分別為內(nèi)、外圈溝曲率中心偏移量；ri，re分別為內(nèi)、外圈溝曲率半徑。

對(duì)于四點(diǎn)接觸球軸承QJ1024，鋼球直徑Dw=18.256 mm；鋼球數(shù)Z=20；公稱接觸角α=35°；軸向游隙Ga=0.15 mm；球組節(jié)圓直徑Dpw=150 mm；內(nèi)、外圈擋邊直徑d2=140 mm，D2=160 mm；內(nèi)、外圈溝曲率半徑系數(shù)fi=0.525，fe=0.54；內(nèi)、外圈溝曲率中心偏移量Xi=0.259 mm，Xe=0.42 mm；內(nèi)、外圈溝道直徑F=131.588 mm，E=168.503 mm。

通過(guò)(1)～(3)式，可以對(duì)四點(diǎn)接觸球軸承的極限軸向力進(jìn)行求解，由于內(nèi)圈的極限軸向力小于外圈的極限軸向力，故只需對(duì)內(nèi)圈進(jìn)行計(jì)算，可得軸承受載前接觸角α0=39.555°；極限接觸角αl=41.770°；極限軸向力Fa=42 kN。

即使當(dāng)軋機(jī)輥系各軸線調(diào)整平行時(shí)，軸向力一般也能夠達(dá)到軋制力的0.8%～2%[1]。對(duì)于該2000鋁箔軋機(jī)，軸向力為(24～60) kN，最大值已經(jīng)超出四點(diǎn)接觸球軸承的極限軸向力(42 kN)；同時(shí)由于軋制過(guò)程中存在較大的軸向偏載[2]，軋輥實(shí)際軸向力極易超出軸承的極限軸向力，從而導(dǎo)致軸承提早失效。

4 改進(jìn)措施

針對(duì)此問(wèn)題，為提高軸承的軸向承載能力，軋機(jī)設(shè)計(jì)單位聯(lián)合軸承廠家采取了以下改進(jìn)方案，但效果不甚理想。

(1)軸承配置形式改為四列圓錐滾子軸承。但由于內(nèi)圈與軋輥為松配合，高速軋制時(shí)內(nèi)圈經(jīng)常與軋輥發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)，刮傷軋輥，同時(shí)降低了軋制精度，軸承壽命提高也不明顯。

(2)加大承受軸向載荷的球軸承的鋼球直徑、擋邊直徑和軸向游隙，并增加鋼球數(shù)。但最終試驗(yàn)證明，軸承壽命提高并不明顯。

(3)將承受軸向載荷的球軸承換成雙列圓錐滾子軸承。但軋制速度較低，軸承易發(fā)熱、抱死。

因此，只能從軋機(jī)入手，通過(guò)減小輥系軸線夾角以降低輥系的軸向力。目前，還沒(méi)有其他更好的解決方法，軸承使用壽命多在2～3個(gè)月。

5 結(jié)束語(yǔ)

工作輥推力軸承損壞是鋁箔軋機(jī)經(jīng)常遇到的故障。由于鋁箔軋機(jī)軋制力不大，軋制速度高，其推力軸承多選用四點(diǎn)接觸球軸承、配對(duì)角接觸球軸承以及雙列角接觸球軸承的結(jié)構(gòu)形式。而軋機(jī)工作時(shí)，輥系不可避免地會(huì)出現(xiàn)軸線交叉，產(chǎn)生的軸向力極易超出球軸承的極限軸向力，從而導(dǎo)致應(yīng)力集中，加速軸承失效。因此對(duì)于主機(jī)設(shè)計(jì)而言，在該類軸承的選型時(shí)，除了考慮軸承的轉(zhuǎn)速、壽命外，還應(yīng)考慮軸承的軸向承載能力。