軋機(jī)提速對四列圓柱滾子軸承的影響和優(yōu)化措施研究

賈松陽 ，王朋偉 ，范 強(qiáng)

（1.洛陽LYC軸承有限公司；2.航空精密軸承國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，河南洛陽471039）

在供給側(cè)結(jié)構(gòu)性改革的持續(xù)推進(jìn)和環(huán)保壓力空前嚴(yán)厲的形勢下，大量鋼廠紛紛被列入去產(chǎn)能行列，而國內(nèi)大型鋼廠暫時(shí)出現(xiàn)了供不應(yīng)求的情況，故而采取了提高軋制速度來達(dá)到增效的目的。某鋼廠冷軋1250線支撐輥四列圓柱滾子軸承，在軋制力及潤滑方式不變的情況下，轉(zhuǎn)速由197r/min提高到257r/min。提速后軸承多次出現(xiàn)溫升過高而報(bào)警停機(jī)。不完全統(tǒng)計(jì)，此型號在國內(nèi)近20家鋼廠約200條線上使用，市場使用率很高，對其優(yōu)化設(shè)計(jì)有一定價(jià)值。

該四列圓柱滾子軸承結(jié)構(gòu)如圖1所示，外形尺寸Φ690×Φ980×750，材料G20Cr2Ni4A，保持架為支柱焊接，精度等級P5級，承載能力Cr為20700kN，Cor為56500kN。軸承的相關(guān)要求符合標(biāo)準(zhǔn)JB/T5389.1[1]。

圖1 四列圓柱滾子軸承

1 提速后的影響

1.1 摩擦力矩的變化

軸承的溫升主要來源于工作過程中軸承內(nèi)部的摩擦。軸承摩擦力矩的計(jì)算公式有多種，這里應(yīng)用Harris TA摩擦力矩計(jì)算公式[2]。

式中：M為總摩擦力距，Nmm；M0為無負(fù)荷時(shí)軸承的摩擦力距，M1為負(fù)荷引起的摩擦力距，Nmm；f0、f1為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)；ν為潤滑油運(yùn)動(dòng)粘度，mm2/s（潤滑脂取基油的粘度）；n為軸承轉(zhuǎn)速，r/min；P為當(dāng)量載荷，N；Dpw為節(jié)圓直徑，mm。

查詢樣本[3]，各參數(shù)取值為：f0取2，f1取0.0003，ν取12mm2/s，提速前n為197r/min，提速后為257r/min，Dpw為836mm，應(yīng)用工況最大軋制力約為1 000噸，取P為5×106N。計(jì)算結(jié)果如表1所示。

表1 軸承摩擦力矩變化

從上表可以看出，轉(zhuǎn)速增加30.46%時(shí)，無負(fù)荷時(shí)軸承的摩擦力矩M0增加了19.39%，負(fù)荷引起的摩擦力矩M1沒有變化。然而由于負(fù)荷較大，M1在總摩擦力矩中所占的比重較大，結(jié)果總摩擦力矩僅增加了0.32%。明顯，該軸承屬于低速重載工況，此時(shí)，載荷是引起軸承摩擦力矩大的主要因素，速度變化對軸承總摩擦力距變化的影響不大。

1.2 軸承發(fā)熱量的變化

軸承發(fā)熱量的計(jì)算公式為[4]

式中，Q為發(fā)熱量，W。將摩擦力矩和轉(zhuǎn)速代入計(jì)算，結(jié)果如表2。

表2 軸承發(fā)熱量的變化

從以上計(jì)算可以看出提速的結(jié)果是，軸承的總摩擦力矩增加了0.32%，而軸承發(fā)熱量增加了30.87%，由于摩擦力矩變化不大，發(fā)熱量（增加30.87%）與轉(zhuǎn)速（增加30.46%）近似成比例增加。

該結(jié)果也表明，雖然軸承發(fā)熱來自于內(nèi)部各種滾動(dòng)-滑動(dòng)摩擦，但是僅理解為減小軸承摩擦力矩可以解決軸承發(fā)熱是不準(zhǔn)確的。本案例可以看出軸承發(fā)熱主要與載荷和轉(zhuǎn)速關(guān)系較大。

2 軸承的優(yōu)化設(shè)計(jì)

從以上分析可以看到，軸承的發(fā)熱量增加較多，應(yīng)采取措施使熱量散發(fā)出去。軸承傳熱模式主要為熱傳導(dǎo)、熱對流和熱輻射三種形式。軸承發(fā)熱效率和散熱效率的計(jì)算十分復(fù)雜[2,5]。從其相關(guān)計(jì)算方程中可以看出接觸表面間影響散熱效率的主要參數(shù)有接觸應(yīng)力、滑動(dòng)速度、油膜相關(guān)參數(shù)和接觸面積等。因此為滿足工況改變后的使用要求，優(yōu)化設(shè)計(jì)的思想是：

1）滑動(dòng)部位減少接觸面積；

2）滑動(dòng)部位增設(shè)散熱油路；

3）降低接觸面粗糙度，優(yōu)化加工紋理；

4）優(yōu)化軸承油孔，數(shù)量增多、直徑增大。

2.1 優(yōu)化軸承節(jié)圓尺寸

從摩擦力矩和發(fā)熱量的計(jì)算方程，能夠調(diào)整的參數(shù)僅為節(jié)圓直徑。這是由于該方程是基于試驗(yàn)，軸承內(nèi)部的各接觸因素并未直接包含在方程內(nèi)。可看出降低軸承節(jié)圓尺寸Dpw對減少摩擦力矩有益。尤其是M0與節(jié)圓直徑的3次方正相關(guān)，改變較大。

此外，滾動(dòng)體公轉(zhuǎn)通過軸承內(nèi)腔潤滑劑時(shí)也會產(chǎn)生摩擦熱。計(jì)算方程為[2]

式中，Hrdrag為摩擦發(fā)熱率；ωm為滾子公轉(zhuǎn)速度，rad/s；Fv為粘性拖動(dòng)力，N；Z為滾子個(gè)數(shù)；J是有Nm/s到W的轉(zhuǎn)換常數(shù)。可見摩擦發(fā)熱率與節(jié)圓直徑呈正比關(guān)系，與滾子公轉(zhuǎn)速度呈正比關(guān)系，提速后內(nèi)腔潤滑劑對滾子的發(fā)熱率呈正比增大，間接說明了潤滑劑并非越多越好。

綜合以上，對軸承內(nèi)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，適當(dāng)減少軸承的節(jié)圓尺寸。節(jié)圓直徑還與軸承承載、壽命等有關(guān)，減小量是有限的。

2.2 優(yōu)化套圈擋邊與滾動(dòng)體接觸

圓柱滾子軸承主要承受徑向載荷，同時(shí)依靠套圈擋邊也承受軸向載荷。在接觸面，由于速度差導(dǎo)致滾子端面與擋邊之間存在滑動(dòng)摩擦，若滾子兩端的滑動(dòng)不同，摩擦力較大時(shí)甚至導(dǎo)致工作過程中的滾子歪斜。滾子端面和套圈擋邊的幾何形狀對于兩者之間滑動(dòng)摩擦和油膜形成有至關(guān)重要的影響：一般認(rèn)為相比較面接觸，點(diǎn)接觸時(shí)的摩擦效應(yīng)最好[6-7]。為改善滾子端面與擋邊之間的接觸狀態(tài)，滾子端面采用球基面，套圈擋邊采用斜擋邊，通過理論計(jì)算控制滾子球基面的中心與套圈擋邊接觸點(diǎn)的位置，從而達(dá)到最佳的潤滑狀態(tài)。相關(guān)計(jì)算如下。

圖2 擋邊與滾子的點(diǎn)接觸

圖2中，H為擋邊的高度，H1為不含油孔尺寸的擋邊的高度，A為中點(diǎn)，R為滾子端面圓弧，接觸角為α，S為最大間隙。圖2a中存在關(guān)系式

式中，Dw為滾子直徑，mm。在已知滾子直徑和擋邊高度的情況下，確定角度α即可確定滾子端面R的值。該方程計(jì)算后的接觸點(diǎn)實(shí)際上是擋邊的中點(diǎn)，包含了油溝的尺寸，而更準(zhǔn)確的計(jì)算應(yīng)排除油溝的尺寸，A點(diǎn)H1的中點(diǎn)。因此應(yīng)修正為下式

擋邊受力

為保證受力均勻，在滾子端面壓縮變形后，與擋邊邊緣的接觸間隙應(yīng)為大于等于0。鋼-鋼點(diǎn)接觸接觸壓縮量為

式中ηδ系數(shù)，可查表[4]；∑ρ為主曲率和函數(shù)，其計(jì)算方程為

式中，R1,R2為兩接觸面的圓弧半徑。該處滾子端面的圓弧半徑為R，擋邊面為平面，即R2無窮大。得到

由圖2b幾何關(guān)系得最大間隙為

應(yīng)使δ≤S。令相等時(shí)由式（5）～（10）可得出α和R的值，滾子所受軸向力Fa可簡化為軸承總軸向力平均分配到每個(gè)滾子上。實(shí)際上，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)總結(jié)，α一般在10'～30'之間[8-11]。當(dāng)軸承工況為低速重載時(shí)，應(yīng)取較大的偏角，便于形成油膜。相比較平面接觸，這種點(diǎn)接觸周邊更易形成油膜。滾子在滑動(dòng)過程中，油膜可帶走熱量。需說明的是，該算法并不精確，更準(zhǔn)確的算法應(yīng)使用彈流潤滑相關(guān)理論[12-14]。對于工程實(shí)踐，該算法簡單實(shí)用，可大略計(jì)算出斜角α的值，況且目前的加工精度較難準(zhǔn)確控制10'～30'之間的某個(gè)定值，在一定公差范圍內(nèi)，可以認(rèn)為上述算法是正確的。

2.3 優(yōu)化中擋圈接觸面

中擋圈和外圈和滾子端面有較大面積的接觸，在中擋圈的下半部分設(shè)計(jì)為斜擋邊，并設(shè)計(jì)一油槽。起到減少滑動(dòng)面積，增加散熱油路的作用。如圖3所示。

圖3 中擋圈油槽

2.4 優(yōu)化保持器組件

保持器仍選用支柱焊接保持器。在軸承工作過程中，由支柱對滾子進(jìn)行引導(dǎo)扶正，防止?jié)L子出現(xiàn)歪斜等，所以支柱與滾子支柱孔的接觸面會產(chǎn)生沖擊及滑動(dòng)摩擦[15]。為改善轉(zhuǎn)動(dòng)過程中支柱表面與滾子支柱孔之間的接觸狀態(tài)，減少其間產(chǎn)生的摩擦，對滾子支柱孔進(jìn)行精鉸加工，提高滾子支柱孔表面的粗糙度登記，增加滾子運(yùn)轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性。該措施也是防止支柱和滾子配合不好，滾子產(chǎn)生晃動(dòng)或歪斜，使?jié)L子在滾道內(nèi)產(chǎn)生額外的滑動(dòng)摩擦，對擋邊的受力和摩擦也有改善作用。

同時(shí)，在滾子支柱孔兩端留有斜坡或做較大的倒角處理，即可減少支柱與滾子孔兩者之間的接觸面積，降低滾子對支柱的剪切應(yīng)力；同時(shí)控制墊圈上支柱孔直徑公差、圓周方向任意相鄰兩支柱孔間距的公差，支柱頭的焊接質(zhì)量，從而保證滾子與支柱的裝配精度。

如圖4所示，在與滾子端面相接觸的保持架墊圈內(nèi)外徑端面處加工成斜面，裝配后此斜面與滾子端面形成楔形空間，便于潤滑油的進(jìn)入，改善支柱與滾子支柱孔之間的發(fā)熱；

圖4 契型保持架墊圈

2.4 優(yōu)化套圈滾道粗糙度

工作表面粗糙度對耐磨性能影響較大。表面質(zhì)量越好，越利于油膜的形成[16]，從而降低摩擦系數(shù)，減少摩擦發(fā)熱，也減緩了滾道面的磨損。在該重載工況下，軸承承受較大徑向載荷，極易導(dǎo)致工作面上出現(xiàn)很高的接觸應(yīng)力。若工作表面粗糙度不好，波峰波谷就像尖角缺口和裂紋一樣，對應(yīng)力集中很敏感，從而影響零件的疲勞強(qiáng)度。研究表明粗糙度峰高參數(shù)對壓力分布和油膜厚度的影響最為明顯。隨著粗糙峰高的增大,壓力峰的個(gè)數(shù)及其幅值均在增加,而最小油膜厚度的數(shù)值在減小。波長較小時(shí),峰高的微小變化會引起油膜最大溫升的急劇增大。而波長較大時(shí),油膜的最大溫升對峰高的變化并不敏感[17]。從相關(guān)研究中可以看到表面粗糙度對油膜形成、溫升的影響十分復(fù)雜[18-21]。

在該案例中，選擇對套圈滾道進(jìn)行超精加工。不僅可以降低表面粗糙度，也可形成較好的紋理，充分改善滾道的彈流潤滑特性，降低滾動(dòng)-滑動(dòng)摩擦，降低溫升。采用高端裝備1.6米MAGERLE特大型軸承超精機(jī)，加工后滾道粗糙度可達(dá)到Ra0.2以下。同時(shí)，對滾道的超精也可以形成凸度輪廓，對滾道的接觸應(yīng)力有明顯改善[22-24]。

2.5 優(yōu)化潤滑油孔，改善散熱效果

在該工況下軸承采用油氣潤滑。在壓縮空氣的作用下，潤滑油以油膜形式粘附在油氣管壁四周，并以緩慢速度前移，以滴狀噴至潤滑點(diǎn)。同時(shí)，潤滑點(diǎn)也被壓縮空氣冷卻。需油量是油氣潤滑控制的主要參數(shù)，當(dāng)實(shí)際油量小于需油量時(shí)，不能形成可靠的潤滑油膜，接觸面間形成邊界潤滑；實(shí)際油量大于需油量時(shí)，潤滑油高速攪拌生熱，溫升加快[25]。故而存在一個(gè)最佳需油量的值，能使?jié)櫥瑺顟B(tài)達(dá)到最佳。需油量的計(jì)算一般推薦使用經(jīng)驗(yàn)公式

式中，Q為軸承的耗油量，mm3/h；D為軸承外徑，mm；B為軸承列寬，mm；c為系數(shù)，一般取0.00002～0.00005。該公式計(jì)算結(jié)果僅作為基準(zhǔn)參考值，實(shí)際供油量應(yīng)擴(kuò)大數(shù)倍，需根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和試驗(yàn)確定[26-28]。

本案例在提速后，采取不改變供油量，適當(dāng)增大油孔直徑、增加油孔數(shù)量的措施。增加油孔數(shù)量可達(dá)到軸承內(nèi)部各個(gè)位置供油量更為均勻，有利于形成均勻且完整的潤滑油膜。油孔直徑增大可使氣體通過均勻分布且數(shù)量更多的油孔帶走更多的熱量。綜合目的是改善軸承內(nèi)部潤滑油的分布狀態(tài)和散熱效果。設(shè)計(jì)中油孔數(shù)量亦不可增加過多，否則可能會造成每個(gè)潤滑點(diǎn)油量不足。總之油氣潤滑較依賴經(jīng)驗(yàn)或?qū)嶒?yàn)，需在應(yīng)用中逐漸調(diào)整，達(dá)到最佳狀態(tài)。

3 優(yōu)化效果

通過以上優(yōu)化措施，優(yōu)化后的軸承在鋼廠裝機(jī)試用，跟蹤記錄軸承使用情況，在最大轉(zhuǎn)速250r/min，最大軋制力約1000t的工況下，截止目前（已使用5個(gè)月）軸承未出現(xiàn)溫度過高的現(xiàn)象。優(yōu)化后的軸承滿足提速后的工況。

4 結(jié)論

提速增效已成為未來鋼鐵行業(yè)發(fā)展的趨勢，四列圓柱滾子軸承的設(shè)計(jì)也應(yīng)向降低溫升方向發(fā)展。采取的措施為一方面降低接觸面的滾動(dòng)-滑動(dòng)摩擦，另一面要研究軸承散熱的有效措施。目前軸承的發(fā)熱散熱理論仍待更深入更系統(tǒng)的研究，工程應(yīng)用上也應(yīng)主動(dòng)將相關(guān)理論轉(zhuǎn)換為實(shí)踐，特別是在軸承開發(fā)設(shè)計(jì)階段。