SP軋機主偏心緩沖裝置研究

謝 明 秦志明 儲建軍 劉 暢

(1：寶山鋼鐵股份有限公司熱軋廠 上海200941； 2：中國重型機械研究院股份公司 陜西西安710032)

SP軋機主偏心緩沖裝置研究

謝 明①1秦志明1儲建軍1劉 暢2

(1：寶山鋼鐵股份有限公司熱軋廠 上海200941； 2：中國重型機械研究院股份公司 陜西西安710032)

1580SP軋機為IHI進口設備，對軋線十分重要，其主偏心緩沖裝置狀態較差，曾出現損壞的情況，基于現場的實際情況，對于此主偏心緩沖裝置進行分析和研究，并探討其對主偏心軸承壽命等的影響，進而為現場的定、年修項目進行指導。

主偏心 緩沖裝置 軸承壽命

1 序言

熱軋1580SP大側壓定寬軋機(簡稱SP)是熱軋生產線上的一套關鍵設備，其狀態的穩定性直接影響到1580熱軋生產的順利進行。該設備已經成為1580軋制線帶鋼產量進一步提高和產品質量進一步改善的關鍵因素。由于SP軋機結構上、運動上的特殊性，某些關鍵部位利用常規的檢測手段點檢時根本無法進行相應的測量，因此，軋機整體狀態的把握比較困難。如果較長時間還不能準確掌握關鍵零部件的工作狀態，將給軋機的正常維護帶來太多的盲目性。

例如，曾出現SP傳動側主偏心緩沖裝置(彈簧箱)脫出的現象，周邊壓縮空氣管道被砸壞，主偏心緩沖裝置彈簧箱連桿螺紋處及內部彈簧發生了斷裂。

SP傳動側主偏心緩沖裝置(彈簧箱)自1580開工起投入使用，由于連桿螺栓位于彈簧箱內部，難以觀察，通過定期檢查螺栓緊固和給油脂情況進行維護和保養，至今已使用16年。發生斷裂的連桿與彈簧箱內部彈簧相連，受力情況隨SP主偏心的轉動而不斷發生變化，受力變動范圍在150kN～300kN之間。

由于長時間承受150kN～300kN的拉力變動，導致連桿螺紋處(位于彈簧箱內部)及內部彈簧老化斷裂，使彈簧箱脫開。

基于上面的故障，對于此主偏心緩沖裝置進行分析和研究，并探討其對主偏心軸承壽命等的影響，進而為現場的定、年修項目進行指導。

2 主偏心緩沖裝置受力分析

如圖1所示為主偏心緩沖裝置，主要由彈簧、拉桿、銅套、框架組成。其內部的三層彈簧始終被壓縮，使得整個SP主偏心軸承框架被拉緊，進而消除軸承的徑向間隙，使得軸承均勻受力。

圖1 主偏心和緩沖裝置示意圖

其上面還有兩個彈簧裝置，克服軸承重力，用來消除軸向間隙，這樣，不難將圖1受力情況簡化為圖2(不受鋼坯沖擊的狀態)：

此時，為設計彈簧的最小力，軸承外圈正好靠上滾珠，沒有對軸承座的反作用力，處于下死點位置。

圖2 主偏心裝置受力圖

取研究對象為A,根據力矩平衡原理，有：

-MBg×LBD+MCg×LCD-F2×LAD=0

(1)

對豎直方向根據力的平衡定力可以得到：

F1×cosα-MBg-MCg=0

(2)

(1)式整理可得：

F2=(MCg×LCD-MBg×LBD)/LAD

(3)

(2)式整理可得：

F1=(MBg+MCg)/cosα

(4)

其中，MB、MC分別為臼頭部分和主偏心的質量，LCD、LBD、LAD分別對應相應的力的力臂。經過現場資料計算可以得出：MB≈9.1t,MC≈14.4t,LCD=1020mm,LBD≈845mm,LAD=940mm，代入式(3)、(4)可得：

F2≈7.4t,F1=23.6t

故彈簧力按照安全系數1.25倍區，F2至少1.25×7.4=9.3t，按照動載荷計算為9.3/0.8=11.6t；F1=23.6t，滿足現場20t～26t的要求。

當SP高速運轉時候，其為n=50r/min，根據n與ω的關系可以得到：

ω=2πn/60=πn/30，因此有

ω=5/3π(rad/s)

式中ω—主偏心運轉的角速度；n—轉數。

如圖3所示，在高速運轉時候，角速度不變，為勻速轉動，此時的運動可以等效曲柄滑塊機構。

圖3 等效運動圖

此時，彈簧提供偏心機構的向心力，因此最大的彈簧力可以粗略計算為：

F彈=M×ω2×R

式中R—剛體繞定軸轉動的半徑，即為偏心量100mm。

因此，有：

F彈=M×ω2×R=14.4×(5/3π)2×0.1≈36t

彈簧的最大力為36t左右，從幾次定修和年修安裝此彈簧箱的實際情況來看，需要千斤頂的力為35t～40t左右，因此，現場應該將彈簧預緊力調整為35t左右。

3 在消除徑向間隙和軸向間隙后軸承的壽命與不消除情況對比

主偏心軸承的受力情況較復雜，根據現場的運動特點來說，主偏心軸承主要受徑向載荷的作用，其余的力相比較而言可以忽略不計，如圖4為某一時段SP軋制力曲線，由圖4可以得到軋制力(兩側)為2×6280=12.56MN。

圖4 SP軋制力曲線圖

軸承的壽命計算公式：

(5)

式中Lh10—軸承的基本額定壽命；C—軸承的額定動載荷，(由軸承的材料和結構決定)；

P—軸承的當量動載荷(由軸承結構和載荷特性決定)；

ε—壽命指數，球軸承為3，滾子軸承為10/3；

ɑ1—可靠度系數；

ɑ2—材料系數；

ɑ3—使用條件系數。

ɑ1的選擇如表1所示。

ɑ2的選擇見表2。

對于使用條件系數ɑ3。軸承在直接影響壽命

表1 試驗數據得出的信賴度系數ɑ1

表2 STLE推薦的性能系數ɑ2

的條件(尤其是潤滑條件)下使用時，用系數ɑ3進行修正。

潤滑條件正常時，可取ɑ3=1,潤滑條件特別良好時，可取ɑ3>1。

表3 材料系數ɑ2的試驗結果(日本軸承工業協會)

因此，基于SP的特殊工況下，取ɑ1=0.62，ɑ2=3，ɑ3=2。

基本額定動載荷C：從現場資料查出C=33.5MN。

當量動載荷

P=fdfmR

(6)

式中fd、fm、R—沖擊載荷系數、力矩載荷系數、徑向力。

經過上面分析，若軸承有彈簧的作用消除徑向、軸向間隙，沖擊較小可取fd=1，不受力矩載荷fm=1，帶入公式(5)、(6)可得受到較小沖擊的軸承壽命為(一年SP運轉時間約為為7807h)：

若無彈簧裝置，沖擊大取fd=1.8，不受力矩載荷fm=1，同樣帶入公式(5)、(6)可得受到較大沖擊的軸承壽命為：

基于此緩沖裝置的重要性、傳動側的緩沖裝置出現過彈簧斷裂現象、以及從未對工作側的緩沖裝置進行檢查，我們在年修時候將傳動側緩沖裝置進行更換，彈簧預緊力達到30t左右。

對工作側的緩沖裝置進行解體檢查，發現其預緊力已經大幅減少，僅有為2t～3t左右，已經達不到要求，因此，對其重新上壓床上進行預緊后進行會裝，預緊力達到30t左右。

從現場來看，緩沖裝置運動正常，傳動側異音明顯比年修前減少。

年修前后的主傳動大電機振動值測試情況來看，數據明顯改善(見表4)。

表4 年修前后大電機振動數據對比(mm/s)

[1]哈爾濱工業大學理論力學教研室.理論力學1(第六版).高等教育出版社，2005.

[2]馮憲章,程俊偉,王英杰等.SP軋機主偏心軸軸承壽命分析.鍛壓技術,2008(3).

[3]馮憲章,張又林等.1580SP軋機襯板受力分析及對策研究.鋼鐵研究學報,2006(1).

[4]孫本榮,率民,楊新法等.熱寬帶鋼連軋機調寬軋制工藝參數研究.鋼鐵,1995(10).

Research of Sizing Press Main Eccentric Buffer Device

Xie Ming1Qin Zhiming1Chu Jianjun1Liu Chang2

(1:Hot rolling plant, Baoshan Iron & Steel Co., Ltd., Shanghai 200941； 2:China National Heavy Machinery Research Institute Co., Ltd, Xi’an 710032)

1580 Sizing Press made by IHI, which is very important for producing line, the main eccentric buffer device status condition is bad, while had appeared damaged condition in early days. Basing on the actual situation, analysis and research for it, and discuss what can it make influence of main bearing life and so on, while provides a certain reference for repairing.

Main eccentric Buffer device Bearing life

謝明，男，1984年出生，2007年畢業于東北大學，獲得工學學士學位，工程師，現在寶山鋼鐵股份有限公司熱軋廠從事設備管理工作

TG335.11

A

10.3969/j.issn.1001-1269.2014.06.006

2014-07-15)