摘 要：通过对某预精轧机传动装置中输入轴上的严重轴承失效以及由此对输入轴上螺旋锥齿轮副的啮合产生的不良影响等故障进行研究, 分析了轴承失效的主要原因, 据此提出了几种相应的结构改进设计方案,并对各改进方案的轴承进行寿命校核及优缺点比较, 找到了的结构改进方案。
1 引言
某轧钢厂的预精轧机系引进国外生产设备,目前所出现的轮齿磨损及轴承寿命缩短等失效形式主要表现为 :在连续使用一年半至两年的周期之后, 轧机的输入轴承多次发生严重的失效故障, 且由于轴承游隙的原因影响了螺旋锥齿轮的啮合位置, 使得作为关键传动装置的螺旋锥齿轮副的主 、从动轮轮齿表面均产生较大面积的磨损, 严重时甚至会发生轮齿折断现象, 严重影响了生产效率和经济效益的提高。因此, 有必要分析在整个传动装置的失效故障中起主要破坏作用的轴承失效原因, 从而找到相应的解决方案,以实现对预精轧机承载性能和疲劳寿命的改进设计。
根据现场提供的实际参数, 对输入轴螺旋锥齿轮副进行了承载能力计算, 对输入轴轴承进行寿命校核计算, 探讨了轴承失效故障的主要因素, 从理论上提出了若干可行的结构改进方案,并根据实际工况筛选出的改进方案。
2 故障分析
现场的实测数据为:功率P=400kW, 输入轴转速n1=1320r/min( 较大转速 n 1max =2200r/min);主、从动轮齿数z1=26、z2=26,主、从动轮节锥角 δ=29.476°、δ=60.524°;主动轮右旋顺指针旋转, 法面模数mn=7.26, 法向压力角 αn =20°, 参考点螺旋角 βm=35°, 原设计选用的轴承型号为SKF32226圆锥滚子轴承, 载荷系数fp=1.5 。
根据现场实测参数, 利用锥齿轮承载能力计算公式可以求出输入轴螺旋锥齿轮副主、从动轮的受力情况, 计算得到:
Fmx1=Fmr2 <0
Fmr1=Fmx2 >0
式中 Fmx1 、Fmx2 ——主 、从动螺旋锥齿轮轴向力 ;
Fmr1、F mr2 ———主 、从动螺旋锥齿轮径向力 。
由于事先约定若mx为正则指向齿轮大端,若Fmr为正则指向齿轮轮心, 所以可知 :在实际工况中, 主动小齿轮由于受指向小端的轴向力而有向内移动趋势, 从动大齿轮由于受指向大端的轴向力而有向外移动的趋势 。
因为目前存在的主要问题是输入轴多次发生严重轴承失效故障, 而输入轴所采用的轴承是引进设备中的原装轴承, 则首先考虑应该根据理论计算公式对实际工况下相应的圆锥滚子轴承进行寿命校核, 看其是否能达到实际所需的寿命要求 。根据轴承寿命校核理论计算公式, 考虑输入轴的常用转速( n1=1320r/min), 求得在实际工况参数下, 原设计中使用的双列圆锥滚子轴承寿命为Lh=9.39 年。可以看出, 根据理论计算公式得到的寿命值远远满足预期的3～5年的寿命要求, 这与在实际使用过程中确实存在轴承使用寿命达不到预期寿命要求的失效故障现象存在矛盾。
因此从实际出发, 重新定位分析轴承失效故障的问题所在, 发现输入轴选用了轴承型号为SKF32226的双列圆锥滚子轴承, 查《轴承手册》可知, 该轴承的额定转速为Nmax =1600r/min, 而从原设计的角度来看, 轧机输入轴较大转 速为2200r/min, 从理论上讲已经超过了这种轴承的额定转速(即极限转速), 这意味着不能再利用传统的寿命计算公式对该轴承进行寿命校核, 因为普遍采用的寿命校核公式是在实际转速不超过轴承额定转速的条件下使用的, 否则会出现上面出现的计算结果与实际不符的矛盾现象 。
因此, 从轴承的额定转速出发, 选用额定转速较高的且同样可以承受轴向和径向复合载荷的轴承组合来达到提高轴承寿命的要求。
此外, 从螺旋锥齿轮副的受力状况分析, 由相关机械设计手册可知, 对螺旋锥齿轮副, 当主动轮齿的凹面与从动轮齿的凸面啮合时, 两轮的轴向力均指向各自的大端, 齿侧间隙有增大的趋势, 轮齿不会卡死, 受力状态。而实际工况中的螺旋锥齿轮副在啮合过程中恰恰相反, 是主动轮的凸面与从动轮的凹面相啮合, 且由计算结果可知, 主动轮的轴向力指向锥顶, 使得相互啮合的轮齿齿侧间隙有逐渐减小的趋势, 从而引起了输入轴上的圆锥滚子轴承的磨损与游隙变化,导致圆锥滚子轴承的游隙在运转过程中逐渐变大, 反过来又势必会影响到螺旋锥齿轮副的相互啮合位置的变化, 产生恶性循环, 齿轮副啮合状态不佳, 甚至有卡死的危险 。
由此可见, 从轧机齿轮所受轴向力出发, 考虑将主动小齿轮的轴向力方向由指向锥顶变为背离锥顶, 使螺旋锥齿轮副的轴向力变为相斥 。通过实际计算分析研究是否确实可以改善主 、从动齿轮的受力, 从而提高螺旋锥齿轮副和相应轴承的寿命。
3 几种改进方案及比较
根据前述分析, 首先从提高轴承的额定转速, 从而提高轴承使用寿命的角度出发 ;又鉴于原来所使用的圆锥滚子轴承在使用过程中承受的是复合负荷, 综合考虑这两个基本因素, 建议改用额定转速较高的具有相同内径的角接触球轴承。
在改用角接触球轴承代替原圆锥滚子轴承SKF32226(d=130mm, D=230mm) 时, 查《轴承手册》可知, 在保证内径不变的情况下, 有两种外径的角接触球轴承, 即 SKF7226BC(D=230mm) 和SKF7326BCB(D=280mm) 从理论上初步满足要求 。考虑到原设计中采用双列圆锥滚子轴承面对面安装, 根据以上各因素, 提出以下几种修改方案。
3.1 方案1
将原来的一对圆锥滚子轴承换为一对角接触球轴承, 仍采用面对面安装 。修改后的轴承装配如图1 所示
1) 分析方案1 :选用轴承型号为SKF7226BCB面对面安装的配对角接触球轴承根据轴承寿命校核理论计算公式, 考虑输入轴的常用转速( n 1 =1320r/min), 可以求得在实际工况参数下, 改进后的双列角接触球轴承寿命为:L h =0.80 年。
(1)此方案的优点是:①额定转速高(Nmax =2400r/min), 满足实际较大转速(n 1max =2200min)要求;② 内径和外径均不变(d=130mm, D =230mm ) , 宽度(2B = 80mm)小于系统中原来使用的圆锥滚子轴承宽度(T=135 .5mm) , 其剩余宽度可通过增加中隔环的宽度来加以补偿, 满足要求;③可承受复合载荷, 即径向载荷和轴向载荷。
(2)此方案的缺点 :轴承寿命不满足要求( 要求改进后的输入轴轴承寿命为 3～ 5 年) 。所以不能选用。
2) 分析方案2 :选用轴承型号为SKF7326BCB面对面安装的配对角接触球轴承根据轴承寿命校核理论计算公式, 考虑输入轴的常用转速(n1=1320r/min), 可以求得在实际工况参数下, 改进后的双列角接触球轴承寿命为:Lh=1.79 年。
(1) 此方案的优点:① 内径不变(d=130mm), 宽度(2B=116mm) 小于系统中原来使用的圆锥滚子轴承宽度(T=135.5mm), 满足要求 ;②可承受复合载荷, 即径向载荷和轴向载荷 。
(2) 此方案的缺点:① 额定转速低(Nmax =2000r/min), 不满足实际较大转速(n 1max =2200r/min)要求;②外径增大(D=280mm>230mm), 需要对轴承座部件进行重新设计, 工作量大 ;③轴承寿命不满足要求(要求改进后的输入轴轴承寿命为3～5年) 。所以不能选用 。
3.2 方案 2
考虑到原系统中轴承所承受的轴向负荷较大, 因此可以将原来的一对圆锥滚子轴承换为由一对同向串联角接触球轴承和一个反向的角接触球轴承, 即由三个角接触球轴承所组成的轴承组合。修改后的轴承装配如图 2 所示 。
此时, 三个角接触球轴承共同分担径向负荷, 即各承担总径向负荷的 1/3, 而轴向负荷则由同向串联的一对角接触球轴承承担 。此时由于不对称性, 必须考虑由径向负荷引起的附加轴向力 S 。
1)分析方案1:选用轴承型号为SKF7226BCB的一对同向串联角接触球轴承和一个反向的角接触球轴承所组成的轴承组合根据轴承寿命校核理论计算公式, 考虑输入轴的常用转速(n1 =1320r/min) , 可以求得在实际工况参数下, 改进后的双列角接触球轴承寿命为 :Lh=5.1 年。
此种方案的优点:① 额定转速高( Nmax =2400r/min) , 满足实际较大转速( n 1max =2200r/min)要求;②内径和外径均不变( d =130mm, D =230mm), 宽度(3B =120mm)小于系统中原来使用的圆锥滚子轴承宽度(T=135.5mm) , 可通过增加中隔环来补偿剩余宽度, 满足要求;③可承受复合载荷, 即径向载荷和轴向载荷;④轴承座部件不需要作任何变动 ;⑤ 满足寿命要求(要求改进后的输入轴轴承寿命为3～5 年) 。所以可以选用 。
2)分析方案2:选用轴承代号为SKF7326BCB的一对同向串联的角接触球轴承和一个反向的角接触球轴承所组成的轴承组合根据轴承寿命校核理论计算公式, 考虑输入轴的常用转速(n1=1320r/min), 可以求得在实际工况参数下, 改进后的双列角接触球轴承寿命为:Lh =12.13 年。
(1) 此种方案的优点 :① 内径 不变(d=130mm) ;②可承受复合载荷, 即径向载荷和轴向载荷;③改进后的轴承寿命有很大的提高, 满足寿命要求( 要求改进后的输入轴轴承寿命为 3 ～ 5年) 。
(2)此种方案的缺点:①额定转速低(Nmax =2400r/min), 不满足实际较大转速(n 1max =2200r/min)要求;②外径增大(D=280mm >230mm) ;宽度(3B=174mm) 大于系统中原来使用的圆锥滚子轴承宽度(T=135.5mm) , 不满足要求;③需要对轴承座部件进行重新设计 。所以不能选用 。
3.3 方案 3
从改善螺旋锥齿轮副得受力状况出发, 将原设计中的主动轮轴向力指向锥顶( 指向小端) 、从动轮轴向力背离锥顶(指向大端) 的受力状况改为主、从动轮轴向力相斥, 均指向各自的大端, 从而改善轮齿受力 。经分析, 可以通过改变主、从动轮的旋转方向或者主 、从轮的旋向来改变螺旋锥齿轮副的受力状况, 由于实际中改变输入轴的旋转方向不具有可行性, 故考虑改变主 、从动轮的旋向, 即将主动小齿轮从右旋变为左旋, 从动大齿轮从左旋变为右旋。
根据改变轮齿旋向后的齿轮受力以及轴承寿命校核理论计算公式, 考虑输入轴的常用转速( n 1 =1320r/min), 在实际工况参数下, 比较改变旋向前后的轴承寿命, 如表 1 所示 。
1) 此种方案的优点:由以上图表, 比较改变主动轮螺旋方向前后的齿轮受力情况可知, 虽然改变螺旋方向后的齿轮受力状况有所改善, 即轴向力方向由指向锥顶变为背离锥顶, 使得轮齿啮合不易出现卡死现象, 且工作面分别为主动轮凹面和从动轮凸面, 符合理论要求 。
2) 此种方案的缺点:轴承所承受的轴向力几乎成倍增加, 从而大幅度降低轴承使用寿命, 这对于提高轴承寿命显然是不可取的。故不选用改变主动轮螺旋方向这一方案 。
为了方便计算分析, 利用VC6.0编制了齿轮受力和轴承寿命校核小程序, 用户可在输入参数用户界面中默认或自定义的输入进行轴承寿命所需的各项参数, 即可方便的在相应的输出界面中得到轴承的寿命计算结果。
4 结论
根据前述各修改方案的优缺点分析, 综合考虑计算结果及相关的结构特性, 建议选用轴承型号为SKF7226的一对同向串联和单个反向安装的轴承组合替换原设计中的一对圆锥滚子轴承(SKF32226)，即前述方案2中的1)方案，不仅具有额定转速高、可以承受复合载荷的特点，而且保证了足够的寿命要求又不增大轴承轴向和径向尺寸，满足使用要求 。
注：本文内容来源上海宝山钢铁股份有限公司条钢部、北京科技大学机械工程学院，由轧机轴承整理发布，版权归原作者所有，如有侵权，请联系我们删除~
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