陳 兵，張 雷，趙慶林

(北京科技大學機械工程學院，北京 100083)

1 前言

某鋼企新建寬幅冷軋線自2009年5月投產(chǎn)半年以后，生產(chǎn)線機組核心設備——六輥冷連軋機操作側(cè)上工作輥止推軸承開始出現(xiàn)燒毀，至今已達數(shù)十套，嚴重影響機組生產(chǎn)的順利進行，使企業(yè)蒙受了嚴重的經(jīng)濟損失。本文利用有限元分析軟件Ansys對在軋制力和彎輥力作用下，受中間輥軸向竄動量的影響時上下工作輥在止推軸承段的撓曲度和曲線形態(tài)進行分析，探索上工作輥止推軸承燒損的原因，進而對結(jié)構(gòu)進行相應的改進。

2 工作輥軸承配置方式及特點

圖1為軋機工作輥操作側(cè)軸承裝配圖，工作輥采用復合軸承結(jié)構(gòu)，即用兩種軸承分別承受徑向和軸向載荷。四列圓錐滾子軸承承受徑向載荷，軸向載荷由雙列圓錐滾子止推軸承承受。

軋機工作輥的各相關(guān)參數(shù)如下:

工作輥四列圓錐滾子徑向軸承 φ220.662 mm/φ314.323 mm/239.712 mm;工作輥兩列圓錐滾子止推軸承φ180 mm/φ330/73 mm;工作輥φ435 mm/φ385 mm×1 420 mm;工作輥彎輥力+360 kN/－180 kN，軋機軋制速度范圍為300～1 700 m/min，最大軋制力Pmax=1 800 kN。工作輥和中間輥上的軸承都采用人工填充干油脂潤滑的潤滑方式，支撐輥上的軸承采用稀油循環(huán)潤滑的方式。

圖1 工作輥操作側(cè)軸承裝配圖Fig.1 Assembly drawing of side bearings of working roll

3 影響因素分析

工作輥軸承是軋鋼機主要易損部件之一，軸承的使用壽命對軋制成本和生產(chǎn)效率有著重要的影響。在以往生產(chǎn)實踐中，工作輥軸承經(jīng)常發(fā)生在線燒損而被迫中斷生產(chǎn)，嚴重時甚至損壞軋輥，造成較大經(jīng)濟損失［4］。通過現(xiàn)場觀察測試發(fā)現(xiàn)軋機工作時工作輥止推軸承溫度在短時間劇烈升高，導致軸承燒損。在調(diào)查研究并查閱了國內(nèi)外文獻［1-3］基礎上，初步認為冷軋機組各輥在正常工作情況下，并不是表現(xiàn)為剛體，而是柔性體，在中間輥發(fā)生竄輥時，柔性變形尤為明顯。工作輥止推軸承在工作輥柔性變形作用下開始承受徑向載荷，工作輥止推軸承因承受徑向載荷是導致軸承燒損的主要原因。

為了研究不同工藝參數(shù)情況下，工作輥操作側(cè)止推軸承位置處的撓曲程度，以六輥軋機工作輥為研究對象，利用有限元軟件對該型軋機輥系變形進行了研究，分析計算其承載及變形，解決軸承的燒損問題。

3.1 仿真模型的建立

利用有限元軟件Ansys建立了全輥系1/2仿真模型，模型中使用二維桿單元代替軋件，建立的有限元模型如圖2所示。

3.2 仿真工況的設計

針對軋制過程中不同帶鋼寬度、不同工作輥和工作輥彎輥力及不同的中間輥竄輥量設計了6個仿真計算工況，各工況對應的參數(shù)值見表1。

圖2 有限元模型示意圖Fig.2 Schematic diagram of finite element model

表1 仿真計算工況表Table 1 Parameters corresponding to each working condition of simulation calculation

3.3 仿真計算結(jié)果

(1)帶鋼寬度1 300 mm，中間輥無竄動，中間輥彎輥力+500 kN，工作輥彎輥力+360 kN，上下工作輥撓曲曲線如圖3所示。

圖3 上下工作輥撓曲曲線Fig.3 Deflection curves of upper and lower working roll

(2)帶鋼寬度700 mm，中間輥竄動量366 mm，中間輥彎輥力+500 kN，工作輥彎輥力+360 kN，上下工作輥撓曲曲線如圖4所示。

圖4 上下工作輥撓曲曲線Fig.4 Deflection curves of upper and lower working roll

圖4中上下工作輥的撓度曲線不再是反對稱，這主要是因為，在帶鋼較短時，小桿與帶鋼間的接觸力很大，使得工作輥在軸向的位移增加，而模型中對工作輥傳動側(cè)端部進行了軸向位移約束，工作輥存在向工作側(cè)的剛性位移，造成上下工作輥撓度曲線的不對稱。

(3)帶鋼寬度1 300 mm，中間輥竄動量108 mm，中間輥彎輥力+500 kN，工作輥彎輥力+360 kN，上下工作輥撓曲曲線如圖5所示。

圖5 上下工作輥撓曲曲線Fig.5 Deflection curves of upper and lower working roll

(4)帶鋼寬度700 mm，中間輥竄動量366 mm，中間輥彎輥力+500 kN，工作輥彎輥力為0，上下工作輥撓曲曲線如圖6所示。

圖6 上下工作輥撓曲曲線Fig.6 Deflection curves of upper and lower working roll

(5)帶鋼寬度1 300 mm，中間輥竄動量108 mm，中間輥彎輥力+500 kN，工作輥彎輥力為0，上下工作輥撓度曲線如圖7所示。

圖7 上下工作輥撓曲曲線Fig.7 Deflection curves of upper and lower working roll

(6)帶鋼寬度700 mm，中間輥竄動量366 mm，中間輥彎輥力為0，工作輥彎輥力－18 N，上下工作輥撓度曲線如圖8所示。

圖8 上下工作輥撓曲曲線Fig.8 Deflection curves of upper and lower working roll

根據(jù)仿真計算結(jié)果，可以整理得到各個工況下上下工作輥軸線在操作側(cè)止推軸承段的撓度差見表2。

表2 上下工作輥軸心線在操作側(cè)止推軸承段的撓度差 mmTable 2 Deflection difference of axial lines of upper and lower working rolls in side thrust bearing section

3.4 仿真結(jié)果分析

通過上述仿真計算結(jié)果可以得出以下結(jié)論:

(1)在正常生產(chǎn)中，由于UCM軋機結(jié)構(gòu)的不對稱性，操作側(cè)上工作輥止推軸承處的撓曲程度大于下工作輥的對應位置的撓曲程度，且之間的差值與中間輥竄動量、工作輥彎輥力和帶鋼寬度有密切關(guān)系。

(2)隨著中間輥竄動量的增加，或工作輥彎輥力的增大，上下工作輥操作側(cè)止推軸承位置處的撓度差也隨之增加。

(3)在某些工況下，止推軸承段的撓度值的差值達到接近1 mm，即止推軸承的內(nèi)圈的傾斜量達到接近1 mm，而其外圈在軸承座(因受軸承座側(cè)向鎖緊板、彎輥缸活塞桿T型端和徑向軸承寬度的制約而不能自由彎曲)和外蓋板的阻擋下不能完全隨內(nèi)圈彎曲，這將導致止推軸承會承受一定的徑向力，即工作輥彎輥力。因此，止推軸承分擔的工作輥彎輥力的大小取決于工作輥撓曲度、外蓋板的預壓緊力(擰緊力)、止推軸承外圈與軸承座內(nèi)孔間的間隙、工作輥彎輥缸活塞桿T型端上下圓柱表面的曲率、軸承座側(cè)向鎖緊板間隙、徑向軸承對軸承座的制約能力。

3.5 徑向載荷定量影響分析

工作輥所受軸向力為最大軋制力的0.5～1%［5］，這里假定軸承承受軸向力不變，徑向承載量變化對軸承壽命影響見表3。

表3 徑向承載量對軸承壽命影響Table 3 Influence of oad carrying capacity in radial direction on bearing lifetime

由表3可以得到，軸承壽命隨著徑向承載量的增加而顯著降低，可見徑向承載對止推軸承壽命影響很大。

4 改進措施

針對以上分析原因，提出了以下改進措施:

(1)操作端軸承座和軋機牌坊一定要無間隙固定，降低軋制過程中軋制反力對工作輥軸承的沖擊。

(2)保證工作輥止推軸承外圈和軸承座內(nèi)孔之間擁有適量的游隙，防止工作輥發(fā)生撓曲變形時止推軸承外圈和軸承座接觸而承受徑向載荷。

(3)軸承安裝過程中要保證軸承和工作輥同軸度要求，減小由于工作輥和軸承孔同軸度不高引起的額外撓度。

(4)冷卻水的進入也會造成潤滑脂的乳化導致潤滑脂失效，從而引發(fā)軸承燒損事故［4］，故要定期加注軸承潤滑油脂。

5 結(jié)束語

通過分析得出止推軸承承受徑向載荷是導致其燒損的主要原因，對此提出了以上4點改進措施。同時軸承燒毀是一個系統(tǒng)原因，要多方面綜合考慮才能有效地解決問題。

［1］ Roger L．Ebaugh，Edward F．Nowak，Chock and roll maintenance and its effect on work roll bearings［J］．I-ron and Steel Engineer，1978，55(11):64 －68．

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［3］ 饒靜．軋機軸承燒損事故分析及改進措施［J］．河南冶金，2006，14(5):49－50．

［4］ 王金元，鄧效忠．四輥軋鋼機工作輥軸力計算［J］．軸承，2006，(10):1－3．

［5］ 陳占福，申光憲．2350鋁箔軋機工作輥止推軸承壽命及事故分析［J］．重型機械，1999，(2):36－38．