SP轧机主偏心缓冲装置研究

谢 明 秦志明 储建军 刘 畅

(1：宝山钢铁股份有限公司热轧厂 上海200941； 2：中国重型机械研究院股份公司 陕西西安710032)

SP轧机主偏心缓冲装置研究

谢 明①1秦志明1储建军1刘 畅2

(1：宝山钢铁股份有限公司热轧厂 上海200941； 2：中国重型机械研究院股份公司 陕西西安710032)

1580SP轧机为IHI进口设备，对轧线十分重要，其主偏心缓冲装置状态较差，曾出现损坏的情况，基于现场的实际情况，对于此主偏心缓冲装置进行分析和研究，并探讨其对主偏心轴承寿命等的影响，进而为现场的定、年修项目进行指导。

主偏心 缓冲装置 轴承寿命

1 序言

热轧1580SP大侧压定宽轧机(简称SP)是热轧生产线上的一套关键设备，其状态的稳定性直接影响到1580热轧生产的顺利进行。该设备已经成为1580轧制线带钢产量进一步提高和产品质量进一步改善的关键因素。由于SP轧机结构上、运动上的特殊性，某些关键部位利用常规的检测手段点检时根本无法进行相应的测量，因此，轧机整体状态的把握比较困难。如果较长时间还不能准确掌握关键零部件的工作状态，将给轧机的正常维护带来太多的盲目性。

例如，曾出现SP传动侧主偏心缓冲装置(弹簧箱)脱出的现象，周边压缩空气管道被砸坏，主偏心缓冲装置弹簧箱连杆螺纹处及内部弹簧发生了断裂。

SP传动侧主偏心缓冲装置(弹簧箱)自1580开工起投入使用，由于连杆螺栓位于弹簧箱内部，难以观察，通过定期检查螺栓紧固和给油脂情况进行维护和保养，至今已使用16年。发生断裂的连杆与弹簧箱内部弹簧相连，受力情况随SP主偏心的转动而不断发生变化，受力变动范围在150kN～300kN之间。

由于长时间承受150kN～300kN的拉力变动，导致连杆螺纹处(位于弹簧箱内部)及内部弹簧老化断裂，使弹簧箱脱开。

基于上面的故障，对于此主偏心缓冲装置进行分析和研究，并探讨其对主偏心轴承寿命等的影响，进而为现场的定、年修项目进行指导。

2 主偏心缓冲装置受力分析

如图1所示为主偏心缓冲装置，主要由弹簧、拉杆、铜套、框架组成。其内部的三层弹簧始终被压缩，使得整个SP主偏心轴承框架被拉紧，进而消除轴承的径向间隙，使得轴承均匀受力。

图1 主偏心和缓冲装置示意图

其上面还有两个弹簧装置，克服轴承重力，用来消除轴向间隙，这样，不难将图1受力情况简化为图2(不受钢坯冲击的状态)：

此时，为设计弹簧的最小力，轴承外圈正好靠上滚珠，没有对轴承座的反作用力，处于下死点位置。

图2 主偏心装置受力图

取研究对象为A,根据力矩平衡原理，有：

-MBg×LBD+MCg×LCD-F2×LAD=0

(1)

对竖直方向根据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分别为臼头部分和主偏心的质量，LCD、LBD、LAD分别对应相应的力的力臂。经过现场资料计算可以得出：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

故弹簧力按照安全系数1.25倍区，F2至少1.25×7.4=9.3t，按照动载荷计算为9.3/0.8=11.6t；F1=23.6t，满足现场20t～26t的要求。

当SP高速运转时候，其为n=50r/min，根据n与ω的关系可以得到：

ω=2πn/60=πn/30，因此有

ω=5/3π(rad/s)

式中ω—主偏心运转的角速度；n—转数。

如图3所示，在高速运转时候，角速度不变，为匀速转动，此时的运动可以等效曲柄滑块机构。

图3 等效运动图

此时，弹簧提供偏心机构的向心力，因此最大的弹簧力可以粗略计算为：

F弹=M×ω2×R

式中R—刚体绕定轴转动的半径，即为偏心量100mm。

因此，有：

F弹=M×ω2×R=14.4×(5/3π)2×0.1≈36t

弹簧的最大力为36t左右，从几次定修和年修安装此弹簧箱的实际情况来看，需要千斤顶的力为35t～40t左右，因此，现场应该将弹簧预紧力调整为35t左右。

3 在消除径向间隙和轴向间隙后轴承的寿命与不消除情况对比

主偏心轴承的受力情况较复杂，根据现场的运动特点来说，主偏心轴承主要受径向载荷的作用，其余的力相比较而言可以忽略不计，如图4为某一时段SP轧制力曲线，由图4可以得到轧制力(两侧)为2×6280=12.56MN。

图4 SP轧制力曲线图

轴承的寿命计算公式：

(5)

式中Lh10—轴承的基本额定寿命；C—轴承的额定动载荷，(由轴承的材料和结构决定)；

P—轴承的当量动载荷(由轴承结构和载荷特性决定)；

ε—寿命指数，球轴承为3，滚子轴承为10/3；

ɑ1—可靠度系数；

ɑ2—材料系数；

ɑ3—使用条件系数。

ɑ1的选择如表1所示。

ɑ2的选择见表2。

对于使用条件系数ɑ3。轴承在直接影响寿命

表1 试验数据得出的信赖度系数ɑ1

表2 STLE推荐的性能系数ɑ2

的条件(尤其是润滑条件)下使用时，用系数ɑ3进行修正。

润滑条件正常时，可取ɑ3=1,润滑条件特别良好时，可取ɑ3>1。

表3 材料系数ɑ2的试验结果(日本轴承工业协会)

因此，基于SP的特殊工况下，取ɑ1=0.62，ɑ2=3，ɑ3=2。

基本额定动载荷C：从现场资料查出C=33.5MN。

当量动载荷

P=fdfmR

(6)

式中fd、fm、R—冲击载荷系数、力矩载荷系数、径向力。

经过上面分析，若轴承有弹簧的作用消除径向、轴向间隙，冲击较小可取fd=1，不受力矩载荷fm=1，带入公式(5)、(6)可得受到较小冲击的轴承寿命为(一年SP运转时间约为为7807h)：

若无弹簧装置，冲击大取fd=1.8，不受力矩载荷fm=1，同样带入公式(5)、(6)可得受到较大冲击的轴承寿命为：

基于此缓冲装置的重要性、传动侧的缓冲装置出现过弹簧断裂现象、以及从未对工作侧的缓冲装置进行检查，我们在年修时候将传动侧缓冲装置进行更换，弹簧预紧力达到30t左右。

对工作侧的缓冲装置进行解体检查，发现其预紧力已经大幅减少，仅有为2t～3t左右，已经达不到要求，因此，对其重新上压床上进行预紧后进行会装，预紧力达到30t左右。

从现场来看，缓冲装置运动正常，传动侧异音明显比年修前减少。

年修前后的主传动大电机振动值测试情况来看，数据明显改善(见表4)。

表4 年修前后大电机振动数据对比(mm/s)

[1]哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学1(第六版).高等教育出版社，2005.

[2]冯宪章,程俊伟,王英杰等.SP轧机主偏心轴轴承寿命分析.锻压技术,2008(3).

[3]冯宪章,张又林等.1580SP轧机衬板受力分析及对策研究.钢铁研究学报,2006(1).

[4]孙本荣,率民,杨新法等.热宽带钢连轧机调宽轧制工艺参数研究.钢铁,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

谢明，男，1984年出生，2007年毕业于东北大学，获得工学学士学位，工程师，现在宝山钢铁股份有限公司热轧厂从事设备管理工作

TG335.11

A

10.3969/j.issn.1001-1269.2014.06.006

2014-07-15)