F4人字齒輪減速機軸承失效分析及改進

賈鋒，丁仕明，宋漢雄，杜宇輝，杜樹濱

（河鋼集團唐鋼公司，河北 唐山 063000）

0 引言

某廠2050熱軋帶鋼生產線，在其投產初期，先后發生3起精軋F4主減速機軸承保持架斷裂事故。該故障及時發現，未引發軸承卡死、齒輪斷齒、斷軸等惡性次生事故。由此造成的故障停機檢修時間高達100 h，直接經濟損失近百萬元，嚴重影響生產線的正常生產和產能發揮。因此，有必要針對軸承保持架失效原因進行分析，找出失效原因，制定改進措施，保障設備安全可靠運行。

1 減速機結構特點及參數

F4主減速機采用單級人字齒輪傳動。減速機高速軸為人字齒輪軸，低速軸為組合式人字大齒輪通過過盈配合及鍵同軸相聯接。人字齒輪傳動可以視為2對旋向相反的斜齒輪成對使用。理想情況下，齒輪的輪齒左右完全對稱，所產生的軸向推力可以互相抵消[1]。減速機軸承僅承受徑向載荷，不承受軸向載荷。因此，該減速機采用了雙列調心滾子軸承作為高、低速軸支撐與固定部件。

人字齒輪在實際運轉中，由于存在齒輪加工誤差及裝配誤差，兩側斜輪齒不可避免地非完全對稱，左右旋的斜齒輪不可能同時達到理想的嚙合狀態，人字齒輪軸向分力不能完全抵消，人字齒輪會產生軸向竄動[2-3]。為了齒輪系軸向穩定，減速機采用低速軸輸出端軸向定位，高速軸浮動的裝配形式。減速機高、低軸軸承裝有偏心套，調整偏心套的相位可以實現對齒面接觸和齒側隙的調整。偏心套內徑采用H7公差，可以實現高速軸的軸向滑動。減速機采用CLP460齒輪油強制潤滑，流量為270 L/min。減速機結構如圖1所示，技術參數如表1所示。

表1 減速機技術參數表

圖1 減速機結構簡圖

2 軸承情況

2.1 軸承基本情況

失效的軸承位于減速機高速軸的輸出端。軸承為240系列的雙列調心滾子軸承，其內徑為500 mm，外徑為720 mm，寬度為218 mm。軸承游隙為C3級（0.41～0.55 mm）。軸承保持架為內圈引導的單片式爪形機削黃銅保持架。此軸承位先后有3盤軸承失效，分別來自3個不同的知名軸承制造商。為了便于描述，將損壞軸承靠近齒輪的那一側命名為內側，靠近軸承端蓋的那一側命名為外側。軸承參數、損壞形式、壽命如表2所示。

表2 失效軸承統計表

2.2 軸承失效情況

軸承從高速軸上拆卸后，對其進行拆解，分別檢查軸承內圈滾道面、外圈滾道面、內圈內孔面、外圈外表面滾動體和保持架情況，各部件磨損及損壞情況如圖2所示。

圖2 軸承磨損及損壞外貌

1）軸承內圈滾道面內側有打滑痕跡及滾動體拖動遺留的擦痕，部分擦痕是由于保持架損壞后滾動體不規則運動所致。滾道面外側除了中間有一條整圈的較窄磨損帶外，其余部位軸承制造時的原始磨削痕跡仍然保留完好，如圖2（a）所示。

2）軸承外圈滾道外側接觸痕跡較明顯，且大于內側，如圖2（b）所示。

3）保持架內側橫梁有5處從根部發生斷裂，未斷裂的橫梁根部可見明顯裂紋，保持架兜口端面有異常磨損痕跡，斷裂的保持架橫梁有明顯磨損不均現象；保持架外側橫梁根部無斷裂及裂紋，如圖2（c）所示。

4）位于軸承內側的滾動體磨痕較重，位于外側的滾動體磨痕正常。內側的滾動體在自轉和公轉時同浮動隔環存在相互摩擦，甚至將浮動隔環磨出了毛刺，如圖2（d）所示。

從軸承失效的外貌可以看出，軸承外側的滾動體在滾道中運行正常；軸承內側滾動體在保持架的兜孔內發生偏擺，對保持架兜孔底部及浮動隔環造成磨損，沖擊保持架根部產生疲勞裂紋甚至斷裂。軸承兩列滾動體受載區不均，外側的滾動體受力要重一些。

3 軸承失效原因分析

3.1 高速軸浮動不良

軸承出現偏載，說明軸承受軸向力且在偏心套中浮動不良。為了驗證高速軸軸向浮動情況，在F4、F5減速機上安裝了電渦流傳感器，測量高速軸輸出端軸承內圈、外圈的位移變化量。傳感器測量精度為1 μm，采樣頻率設置為50 Hz。F4、F5減速機高速軸的軸承內、外圈竄動波形如圖3所示。

圖3 F4、F5減速機高速軸軸承竄動波形圖

從圖4可以看出：

1）F4減速機軸承外圈隨內圈浮動不良。正常軋鋼時，軸承內圈有0.1 mm竄動量，而外圈幾乎沒有與之相應的竄動?？蛰d時，內圈竄動0.2 mm，而外圈幾乎沒動。F5減速機無論在咬鋼、軋制、拋鋼還是空載升降速時，其軸承外圈隨動性良好。F5減速機在實際運行中也穩定可靠，未發生軸承損壞故障。

2）F4減速機高速軸軸向竄動量明顯高于F5減速機。F4最大竄動量為0.471 mm，而F5的竄動量僅為0.13 mm。高速軸竄動量和人字齒輪對稱度偏差、齒距偏差、螺旋角偏差等加工誤差有關[4-6]，竄動量越大表明齒輪的加工誤差越大。

3.2 軸承承載區不均

F4軸承內圈最大的竄動量接近0.5 mm，軸承外圈沒能及時跟隨，軸承內外圈便產生了0.5 mm的錯位量。以電動機實際輸出功率為6000 kW、軋制速度為4.2 m/s的工況為例，利用Timken的Syber軟件分別計算，軸承安裝游隙為最小、最大及中間值3種情況下的兩列滾道的載荷區分布，計算值如表3所示。

表3 軸承兩列滾道承載區分布表

由于軸承運轉時有徑向游隙，因此當滾動體進入承載區和從承載出來時會有短暫的加速和減速，滾動體在承載區的轉速與理論值一致[7]。在非載荷區，滾動體的運動不均勻，滾動體與保持架之間會發生碰撞現象[8]。從計算結果可以看出，軸承兩列滾動體的承載區相差很大，兩列滾動體對保持架的沖擊不同，軸承內側承載區小保持架受到的沖擊較大。軋機在頻繁的咬鋼、軋制、拋鋼過程中，軸承同時承受變載、變速及劇烈的沖擊。因此，進一步加重了非承載區滾動體對保持架的沖擊。在圖2（c）的保持架內側根部的裂紋得到了驗證。

軸承兩列滾道承載區不同，造成兩列滾動體游隙不均，承載區小的那列滾動體游隙大，滾動體運動空間大，偏擺較大。滾子偏擺會引起對保持架磨損[9]。在圖2（c）的保持架兜口磨損得到驗證。

4 改進措施

4.1 優化偏心套設計

針對軸承在偏心套中浮動不良問題，采取了提高偏心套硬度、適當加大軸承外圈同偏心套的配合間隙等改進措施，提高了軸承在偏心套中浮動能力，減少軸承偏載。偏心套改造前后對比如表4所示。

表4 偏心套改造前后對比表

4.2 優化軸承結構

1）保持架由一片式改為兩片式。兩片式保持架，每列保持架可以單獨運動，避免兩列滾動體受力不同、滾動體速度不同對保持架產生的剪切力，提升軸承異常軸向載荷下的生存能力。

2）浮動中擋邊改為固定中擋邊。固定中擋邊對抑制承載區滾動體偏擺影響不大，但對于抑制次承載列滾動體偏擺效果較好[9]。保持架所受的沖擊多來自運行不穩定的非承載區的滾動體。

3）優化軸承游隙范圍。軸承游隙由原C3組改為C3L組，即C3游隙的下半段（0.41～0.48 mm），較小的游隙組可以增大承載區，減少非承載區異常沖擊保持架滾動體的數量。較小的游隙還可以降低傳動系統的反沖力，在軸承中更好地引導非承載區的滾動體。

4）優化了保持架的內部結構。優化保持架橫梁根部設計，降低保持架橫梁在同等載荷作用下受到的應力。

5 結語

F4減速機軸承保持架斷裂后，簡單地更換不同品牌的軸承并未能解決軸承再次失效的問題。對失效軸承的宏觀外貌分析，認為軸承偏載是保持架斷裂的直接原因。用電渦流傳感器測量F4、F5減速機高速軸的浮動量及軸承外圈的浮動能力，確定保持架斷裂的主要原因：1）F4減速機齒輪加工偏差大，造成齒輪嚙合中高速軸的軸向竄動量較大；2）軸承外圈在偏心套中浮動不良。優化偏心套設計并改進軸承結構后，提高了軸承適應減速機高速軸竄動的能力。改進后的F4減速機已連續穩定運行1 a，在線監測無保持架受沖擊頻譜。