賈松陽 ，王朋偉 ，范 強

（1.洛陽LYC軸承有限公司；2.航空精密軸承國家重點實驗室，河南洛陽471039）

在供給側(cè)結(jié)構(gòu)性改革的持續(xù)推進和環(huán)保壓力空前嚴厲的形勢下，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)溫升過高而報警停機。不完全統(tǒng)計，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)計有一定價值。

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)要求符合標準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。軸承摩擦力矩的計算公式有多種，這里應(yīng)用Harris TA摩擦力矩計算公式[2]。

式中：M為總摩擦力距，Nmm；M0為無負荷時軸承的摩擦力距，M1為負荷引起的摩擦力距，Nmm；f0、f1為經(jīng)驗系數(shù)；ν為潤滑油運動粘度，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，無負荷時軸承的摩擦力矩M0增加了19.39%，負荷引起的摩擦力矩M1沒有變化。然而由于負荷較大，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，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)速代入計算，結(jié)果如表2。

表2 軸承發(fā)熱量的變化

從以上計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-滑動摩擦，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

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算十分復(fù)雜[2,5]。從其相關(guān)計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)計的思想是：

1）滑動部位減少接觸面積；

2）滑動部位增設(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，軸承內(nèi)部的各接觸因素并未直接包含在方程內(nèi)?？煽闯鼋档洼S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，滾動體公轉(zhuǎn)通過軸承內(nèi)腔潤滑劑時也會產(chǎn)生摩擦熱。計算方程為[2]

式中，Hrdrag為摩擦發(fā)熱率；ωm為滾子公轉(zhuǎn)速度，rad/s；Fv為粘性拖動力，N；Z為滾子個數(shù)；J是有Nm/s到W的轉(zhuǎn)換常數(shù)?？梢娔Σ涟l(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)進行優(yōu)化，適當減少軸承的節(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)化套圈擋邊與滾動體接觸

圓柱滾子軸承主要承受徑向載荷，同時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摩擦，若滾子兩端的滑動不同，摩擦力較大時甚至導(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摩擦和油膜形成有至關(guān)重要的影響：一般認為相比較面接觸，點接觸時的摩擦效應(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，通過理論計算控制滾子球基面的中心與套圈擋邊接觸點的位置，從而達到最佳的潤滑狀態(tài)。相關(guān)計算如下。

圖2 擋邊與滾子的點接觸

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，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。該方程計算后的接觸點實際上是擋邊的中點，包含了油溝的尺寸，而更準確的計算應(yīng)排除油溝的尺寸，A點H1的中點。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滾子上。實際上，根據(jù)經(jīng)驗總結(jié)，α一般在10'～30'之間[8-11]。當軸承工況為低速重載時，應(yīng)取較大的偏角，便于形成油膜。相比較平面接觸，這種點接觸周邊更易形成油膜。滾子在滑動過程中，油膜可帶走熱量。需說明的是，該算法并不精確，更準確的算法應(yīng)使用彈流潤滑相關(guān)理論[12-14]。對于工程實踐，該算法簡單實用，可大略計算出斜角α的值，況且目前的加工精度較難準確控制10'～30'之間的某個定值，在一定公差范圍內(nèi)，可以認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)計為斜擋邊，并設(shè)計一油槽。起到減少滑動面積，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)生沖擊及滑動摩擦[15]。為改善轉(zhuǎn)動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)生晃動或歪斜，使?jié)L子在滾道內(nèi)產(chǎn)生額外的滑動摩擦，對擋邊的受力和摩擦也有改善作用。

同時，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,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,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-滑動摩擦，降低溫升。采用高端裝備1.6米MAGERLE特大型軸承超精機，加工后滾道粗糙度可達到Ra0.2以下。同時，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。同時，潤滑點也被壓縮空氣冷卻。需油量是油氣潤滑控制的主要參數(shù)，當實際油量小于需油量時，不能形成可靠的潤滑油膜，接觸面間形成邊界潤滑；實際油量大于需油量時，潤滑油高速攪拌生熱，溫升加快[25]。故而存在一個最佳需油量的值，能使?jié)櫥瑺顟B(tài)達到最佳。需油量的計算一般推薦使用經(jīng)驗公式

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。該公式計算結(jié)果僅作為基準參考值，實際供油量應(yīng)擴大數(shù)倍，需根據(jù)經(jīng)驗和試驗確定[26-28]。

本案例在提速后，采取不改變供油量，適當增大油孔直徑、增加油孔數(shù)量的措施。增加油孔數(shù)量可達到軸承內(nèi)部各個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)計中油孔數(shù)量亦不可增加過多，否則可能會造成每個潤滑點油量不足?？傊蜌鉂櫥^依賴經(jīng)驗或?qū)嶒?，需在?yīng)用中逐漸調(diào)整，達到最佳狀態(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-滑動摩擦，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)主動將相關(guān)理論轉(zhuǎn)換為實踐，特別是在軸承開發(fā)設(shè)計階段。