D0I:10.13374/1.issnl00103.2009.11.035 第31卷第11期 北京科技大学学报 Vol.31 No.11 2009年11月 Journal of University of Science and Technology Beijing Nov.2009 油膜轴承倾斜承载对冷连轧机启动的影响 张晓峰)张清东)吴彬王康健) 1)北京科技大学机械工程学院，北京1000832)宝钢股份冷轧厂，上海200941 摘要针对某CVC带钢冷连轧机启动阶段支持辊油膜轴承静压承载能力不足的问题，应用流体润滑理论，建立了轴承倾斜 工作下静压承载能力的全润滑系计算模型，分析了轧机压下倾斜、油泵功率和节流器液阻对轴承静压承载性能的影响·计算 结果表明，压下倾斜过大会造成轴套与衬套的轴线出现倾斜，进而导致轴承的静压承载能力急剧下降，是造成轴承寿命缩短、 连轧机启动频繁失败的根本原因，在实际生产中，限定了轧机压下倾斜设定值上限，增大了润滑油黏度，从而有效提高了轴承 的承载能力，机组启动成功率显著提高， 关键词冷连轧机：油膜轴承：承载能力：计算模型 分类号TG333.7 Influence of misaligned journal bearings on the start-up process of tandem cold rolling mills ZHA NG Xiao-feng),ZHA NG Qing-dong,WU Bin,WANG Kangjian) 1)School of Mechanical Engineering.University of Science and Technology Beijing.Beijing 100083.China 2)Cold Rolling Department.Baoshan Iron and Steel Co.Ltd.,Shanghai 200941.China ABSTRACT In order to solve the poor load capacity of oil film bearings during the start"up process of tandem cold rolling mills. based on the hydrostatic bearing theory.a load bearing capacity model for oil film was established.The influences of screw-down tilt- ing,hydraulic pump power and restrictor's hydraulic resistance on the hydrostatic pressure bearing"spindle system were calculated. The results show screw-down tilting is the basic reason of the problem.When there is an obliquity between the shaft sleeve and bush which is caused by screw-down tilting,the load capacity of the bearing drops suddenly.Minimizing the obliquity between the shaft sleeve and bush is essential to keep the kelmet working constantly.The results of calculation have already served as the guidance to make relative measures and achieved good effect. KEY WORDS tandem cold rolling mills:oil film bearing:load bearing capacity:calculation model 油膜轴承作为冷连轧机支持辊普遍选用的轴承 能力的理论计算、数值仿真以及实验研究上] 设备，在轧机设备中具有突出重要的地位和作用 针对油膜轴承的损伤问题，主要是根据生产中积累 某厂1420cVC冷连轧机是20世纪末从德国SMS- 的经验，通过提高轴承制造精度，改善润滑，提高轴 SIEMENS公司引进的现代化镀锡板轧机，装备了静 套与衬套的对中精度等措施，从而延长轴承的使用 一动压混合型油膜轴承，然而，自投产起该机组就 寿命灯 一直存在支持辊油膜轴承使用寿命短以及支持辊服 本文从轧机启动阶段静压力过低，同一供油系 役后期机组启动困难两个看似无关却又相伴发生的 统中单个轴承损坏（上下支持辊的四个轴承为一组） 问题.2005年以来，这两个问题更加突出，已经严 以及轴套局部磨损严重的现象出发，建立了启动阶 重影响机组正常生产. 段静压承载能力的全润滑系计算模型，考虑了单个 国内外对油膜轴承的研究主要集中在油膜承载 轴承工作状态对整个系统供油压力、供油流量的影 收稿日期：2009-01一12 基金项目：国家自然科学基金与钢铁联合基金资助项目(N。.50675021) 作者简介：张晓蜂(1980一)，男，博士研究生，E mail:me818@me-ustb:ed:cm;张清东(1965一)，男，教授，博士生导师
油膜轴承倾斜承载对冷连轧机启动的影响 张晓峰1） 张清东1） 吴 彬2） 王康健2） 1） 北京科技大学机械工程学院北京100083 2） 宝钢股份冷轧厂上海200941 摘 要 针对某 CVC 带钢冷连轧机启动阶段支持辊油膜轴承静压承载能力不足的问题应用流体润滑理论建立了轴承倾斜 工作下静压承载能力的全润滑系计算模型分析了轧机压下倾斜、油泵功率和节流器液阻对轴承静压承载性能的影响．计算 结果表明压下倾斜过大会造成轴套与衬套的轴线出现倾斜进而导致轴承的静压承载能力急剧下降是造成轴承寿命缩短、 连轧机启动频繁失败的根本原因．在实际生产中限定了轧机压下倾斜设定值上限增大了润滑油黏度从而有效提高了轴承 的承载能力机组启动成功率显著提高． 关键词 冷连轧机；油膜轴承；承载能力；计算模型 分类号 TG333∙7 Influence of misaligned journal bearings on the start-up process of tandem cold rolling mills ZHA NG Xiao-feng 1）ZHA NG Qing-dong 1）W U Bin 2）W A NG Kang-jian 2） 1） School of Mechanical EngineeringUniversity of Science and Technology BeijingBeijing100083China 2） Cold Rolling DepartmentBaoshan Iron and Steel Co．Ltd．Shanghai200941China ABSTRACT In order to solve the poor load capacity of oil film bearings during the start-up process of tandem cold rolling mills based on the hydrostatic bearing theorya load bearing capacity model for oil film was established．T he influences of screw-down tiltinghydraulic pump power and restrictor’s hydraulic resistance on the hydrostatic pressure bearing-spindle system were calculated． T he results show screw-down tilting is the basic reason of the problem．When there is an obliquity between the shaft sleeve and bush which is caused by screw-down tiltingthe load capacity of the bearing drops suddenly．Minimizing the obliquity between the shaft sleeve and bush is essential to keep the kelmet working constantly．T he results of calculation have already served as the guidance to make relative measures and achieved good effect． KEY WORDS tandem cold rolling mills；oil film bearing；load bearing capacity；calculation model 收稿日期：2009－01－12 基金项目：国家自然科学基金与钢铁联合基金资助项目（No．50675021） 作者简介：张晓峰（1980－）男博士研究生E-mail：me818＠me．ustb．edu．cn；张清东（1965－）男教授博士生导师 油膜轴承作为冷连轧机支持辊普遍选用的轴承 设备在轧机设备中具有突出重要的地位和作用． 某厂1420CVC 冷连轧机是20世纪末从德国 SMS－ SIEMENS 公司引进的现代化镀锡板轧机装备了静 －动压混合型油膜轴承．然而自投产起该机组就 一直存在支持辊油膜轴承使用寿命短以及支持辊服 役后期机组启动困难两个看似无关却又相伴发生的 问题．2005年以来这两个问题更加突出已经严 重影响机组正常生产． 国内外对油膜轴承的研究主要集中在油膜承载 能力的理论计算、数值仿真以及实验研究上［1－3］． 针对油膜轴承的损伤问题主要是根据生产中积累 的经验通过提高轴承制造精度改善润滑提高轴 套与衬套的对中精度等措施从而延长轴承的使用 寿命［4］． 本文从轧机启动阶段静压力过低同一供油系 统中单个轴承损坏（上下支持辊的四个轴承为一组） 以及轴套局部磨损严重的现象出发建立了启动阶 段静压承载能力的全润滑系计算模型考虑了单个 轴承工作状态对整个系统供油压力、供油流量的影 第31卷 第11期 2009年 11月 北 京 科 技 大 学 学 报 Journal of University of Science and Technology Beijing Vol．31No．11 Nov．2009 DOI:10．13374／j．issn1001－053x．2009．11．035
.1458 北京科技大学学报 第31卷 响，通过对不同工况和不同约束条件的计算，确定 动过程中的轧制力是恒定的，因此与一般的轴承分 了压下倾斜过大是造成承载能力下降、启动失败的 析中给定轴承的偏心率计算油膜承载能力不同，本 根本原因.进一步通过计算分析还给出了抑制倾斜 文是已知总载荷的前提下求解油膜的承载力，因此 过大、提高承载能力的对策措施 需要通过反复迭代才能确定轴承的实际偏心程度， 同时在计算过程中还需要判断轴套与衬套间是否发 1现场存在的问题及分析 生刚体接触 在实际生产中发现：与其他机组不同]（图1中 2.1单个轴承承载能力的计算 右图所示)，导致此机组支持辊油膜轴承频繁损毁的 单个轴承承载能力的计算思路如下，首先通过 巴氏合金滑移通常只发生在衬套一侧的局部区域 Rey nolds方程计算油膜压力场的等温解，再与表征 (图1中左图所示)，而且在同一供油系统的中通常 单个静压腔中流入与流出质量平衡关系的连续性方 只有上支持辊的轴承更容易出现故障；在支持辊服 程联立求解静压润滑油膜压力场，然后根据油膜的 役后期，轧机启动相对困难，具体表现为在启动之初 承载能力与实际载荷之间的偏差，修正轴承的偏心 4~5s内电机处于堵转工作状态，当电流增大到一 率，从而计算出在对应载荷下，油膜的有效承载能 定程度时个别机架速度突然增加，带钢张力随之在 力、摩擦力以及静压腔的出流流量 短时间内大幅增加而导致带钢断带、轧机启动失败； 2.1.1油膜基本方程 此外，在支持辊服役后期，轧机的压下倾斜设定值也 (1)Reynolds方程的建立.静压状态下的 会逐渐增大， Rey nolds方程为： 品别+号别 =0 (1) 式中，p为油膜压力，h为油膜厚度，”为润滑油动 力黏度，x、z分别为周向与轴向坐标 (2)轴承间隙函数，认为轴承只存在偏心不存 在偏位，间隙函数形式如下： 图1轴承表面巴氏合金滑移对比 h=ho(1十ecos P) (2) Fig-I Comparison of Babbitt slip on the surface of a bearing 式中，ho为半径间隙，e为偏心率，9为位置角. 初步分析认为，可能是由于某种原因导致轴承 (③)油膜压力分布的边界条件.本文采用 轴套与衬套的轴线不再平行，油膜的静压承载能力 Rey nolds边界条件约束Reynolds方程的计算求解. 随之下降，轴套与衬套出现局部接触直至烧毁，同时 pIr=0 pla=po (3) 造成轧机启动困难；而当轴承处于动压工作状态时， 此种程度的倾斜对承载能力的影响侧不大， 式中，T为油膜边界，Ω为静压腔边界 2油膜轴承倾斜状态静压承载能力计算 (4)数值计算方法，轴承静压工作下的 Reynolds方程为齐次二阶变系数椭圆型方程，无法 模型 直接求解出解析解，需要采用数值法进行求解，有 1420轧机支持辊使用的是静一动压混合型油膜 关这一问题的研究已经很多]，本文采用积分差 轴承，当轧机处于启动阶段的低速状态下时，轴 分法离散Rey nolds方程，计算油膜压力场，为方便 承处于静压支承工作状态，其静压系统由一台静压 计算，对各运算变量进行量纲1化处理，然后运用超 泵同时向一个机架上的四个轴承共八个静压腔并联 松驰迭代法求解各节点量纲1的压力值，在求得第 供油 k次近似值p后，可依次构造其第k十1次近似 油膜轴承倾斜承载能力的计算有两个关键：一 值，即： 是对于静压支承供油系统的等效处理，在已发表的 p)=p得+(p)-p9) (4) 研究成果中-7]，通常都将油泵考虑为“恒流量”或 油膜压力场的迭代收敛准则为： “恒压力”方式进行建模，然而从实际情况看，1420 机组油膜轴承静压泵近似处于“恒功率”工作状态， 翌 p)-p周1 ≤61=1X10-4(5) 因此在实际建模过程中，将油泵考虑为“恒功率”供 油：二是在计算过程中偏心率的确定，由于轧机在启 p
响．通过对不同工况和不同约束条件的计算确定 了压下倾斜过大是造成承载能力下降、启动失败的 根本原因．进一步通过计算分析还给出了抑制倾斜 过大、提高承载能力的对策措施． 1 现场存在的问题及分析 在实际生产中发现：与其他机组不同［4］ （图1中 右图所示）导致此机组支持辊油膜轴承频繁损毁的 巴氏合金滑移通常只发生在衬套一侧的局部区域 （图1中左图所示）而且在同一供油系统的中通常 只有上支持辊的轴承更容易出现故障；在支持辊服 役后期轧机启动相对困难具体表现为在启动之初 4～5s 内电机处于堵转工作状态当电流增大到一 定程度时个别机架速度突然增加带钢张力随之在 短时间内大幅增加而导致带钢断带、轧机启动失败； 此外在支持辊服役后期轧机的压下倾斜设定值也 会逐渐增大． 图1 轴承表面巴氏合金滑移对比 Fig．1 Comparison of Babbitt slip on the surface of a bearing 初步分析认为可能是由于某种原因导致轴承 轴套与衬套的轴线不再平行油膜的静压承载能力 随之下降轴套与衬套出现局部接触直至烧毁同时 造成轧机启动困难；而当轴承处于动压工作状态时 此种程度的倾斜对承载能力的影响则不大． 2 油膜轴承倾斜状态静压承载能力计算 模型 1420轧机支持辊使用的是静－动压混合型油膜 轴承［5］当轧机处于启动阶段的低速状态下时轴 承处于静压支承工作状态．其静压系统由一台静压 泵同时向一个机架上的四个轴承共八个静压腔并联 供油． 油膜轴承倾斜承载能力的计算有两个关键：一 是对于静压支承供油系统的等效处理在已发表的 研究成果中［6－7］通常都将油泵考虑为“恒流量”或 “恒压力”方式进行建模然而从实际情况看1420 机组油膜轴承静压泵近似处于 “恒功率”工作状态 因此在实际建模过程中将油泵考虑为“恒功率”供 油；二是在计算过程中偏心率的确定由于轧机在启 动过程中的轧制力是恒定的因此与一般的轴承分 析中给定轴承的偏心率计算油膜承载能力不同本 文是已知总载荷的前提下求解油膜的承载力因此 需要通过反复迭代才能确定轴承的实际偏心程度 同时在计算过程中还需要判断轴套与衬套间是否发 生刚体接触． 2∙1 单个轴承承载能力的计算 单个轴承承载能力的计算思路如下．首先通过 Reynolds 方程计算油膜压力场的等温解再与表征 单个静压腔中流入与流出质量平衡关系的连续性方 程联立求解静压润滑油膜压力场然后根据油膜的 承载能力与实际载荷之间的偏差修正轴承的偏心 率从而计算出在对应载荷下油膜的有效承载能 力、摩擦力以及静压腔的出流流量． 2∙1∙1 油膜基本方程 （1） Reynolds 方 程 的 建 立．静 压 状 态 下 的 Reynolds 方程为： ∂ ∂x h 3 η · ∂p ∂x ＋ ∂ ∂z h 3 η · ∂p ∂z ＝0 （1） 式中p 为油膜压力h 为油膜厚度η为润滑油动 力黏度x、z 分别为周向与轴向坐标． （2） 轴承间隙函数．认为轴承只存在偏心不存 在偏位间隙函数形式如下： h＝h0·（1＋ε·cosφ） （2） 式中h0 为半径间隙ε为偏心率φ为位置角． （3） 油膜压力分布的边界条件．本文采用 Reynolds 边界条件约束 Reynolds 方程的计算求解． p｜Γ＝0 p｜Ω＝ p0 （3） 式中Γ为油膜边界Ω为静压腔边界． （4） 数 值 计 算 方 法．轴 承 静 压 工 作 下 的 Reynolds 方程为齐次二阶变系数椭圆型方程无法 直接求解出解析解需要采用数值法进行求解．有 关这一问题的研究已经很多［6－9］本文采用积分差 分法离散 Reynolds 方程计算油膜压力场．为方便 计算对各运算变量进行量纲1化处理然后运用超 松弛迭代法求解各节点量纲1的压力值．在求得第 k 次近似值 p （ k） ij 后可依次构造其第 k＋1次近似 值即： p （ k＋1） ij ＝ p （ k） ij ＋ω1·（ p ～（ k＋1） ij － p （ k） ij ） （4） 油膜压力场的迭代收敛准则为： ∑ i p－1 i＝2∑ j p－1 j＝2 | p （ k＋1） ij － p （ k） ij | ∑ i p－1 i＝2∑ j p－1 j＝2 | p （ k＋1） ij | ≤δ1＝1×10－4 （5） ·1458· 北 京 科 技 大 学 学 报 第31卷
第11期 张晓峰等：油膜轴承倾斜承载对冷连轧机启动的影响 ,1459 式中，为轴向网格数，jp为周向网格数 流量， 2.1.2油腔压力修正计算 计算出四个轴承的总出流流量Q)后，根据油 根据质量连续性方程，可以反求出静压腔压力 泵功率不变假设，用低松弛迭代法计算第k十1次 P0,再运用低松驰法进行修正，其格式为： 循环的油源压力： pshi Qin p+=p+.0 P p64+1)=p6)+a欧 (12) 12n'ge) (6) 轴承系统流量平衡循环收敛的条件为： 油腔压力迭代的收敛条件为： |p+)-p|≤64=1X105 (13) 空e-x 2.3油膜阻力的计算 轴承在低速运行状态下，剪切流阻力非常小，可 式中，n为静压腔的个数， 以认为油膜的摩擦阻力只有压力流阻力，油膜摩擦 2.1.3油膜承载力计算 阻力F:的计算公式为： (l)计算承载能力.使用定步长Simpson方法 1 pij=2△0(p-1j-pt1） 求取油膜的承载能力积分近似值，油膜承载能力计 算公式为： F2= △z G:=3 (eam) 3合启[(p21·h.)+ 4·（p'.2·hi,2)十(p'2h1·hi.21)] ,=(pDB)· △9 (Gs-Ico =1 R-等空正a十4aa+2m1 4G2:c0s92:+G2+1c0sP2+1) (14) (8) 2.4 轴套一衬套间接触摩擦力的计算 式中，MPH=(,-1)/2,MzB=(jp-1)/2. 当油膜的承载能力不足以平衡外部载荷时，轴 (2)偏心率的搜索，偏心率直接决定了油膜的 承的轴套与衬套将会发生接触，接触摩擦力的大 承载能力，采用二分搜索法搜索满足承载需要的偏 小为： 心率。偏心率的搜索的初始值为近似最大偏心率 Fon=入·(Wet一Wy) (15) (取0.96)，当轴承处于最大偏心率时油膜承载能力 式中，入为摩擦系数，取值范围为0.05~0.1. 仍然不足时，则说明在当前工况下轴套与衬套间发 2.5计算流程 生了接触，具体搜索过程如下：当第k次循环的偏 图2所示的是油膜轴承静压承载能力的计算流 心率取为e,偏心率取值区间为e∈[品，融]，则 程，其中虚线框内为单个轴承的计算，最外层循环为 根据W,与实际载荷间W关系确定第k十1次循 油泵输出压力和流量的迭代修正计算. 环时的偏心率取值区间，如果W≥W,则取值区 3计算结果及分析 间为[e“品，e]:如果W<W,则取值区间为[e, 3.1压下倾斜对承载能力的影响 ],相应的第k十1次循环时的偏心率为： 不同压下倾斜量下轴承静压承载能力的计算工 e(k+=鼎十e盘 (9) 况如表1所示.计算过程中油泵功率取28kW,效率 2 取95%，液阻器节流液阻取1×101°Pasm-3,润滑 承载能力收敛的条件为： |W)-Wa|≤63=1X105 油黏度取0.3Pas,轧制力取6.5MN. (10) 表1压下倾斜工况表 2.2轴承系统流量平衡计算 Table 1 Calculation condition of serew-down tilting 1420机组的轴承供油系统是近似按恒功率方 工况号 2 3 式向并联在一起的四个轴承的八个静压腔同时供油 倾斜量/mm一2 -1 0 1 2 的，油泵的功率与油泵所能提供的压力以及输出的 流量之间满足以下关系： 由于轴套与衬套之间存在一定的倾角，因此油 P=p·Q (11) 膜的压力分布不再均匀，如图3所示 式中，P为油泵额定功率，“为油泵效率，Q为输出 根据计算结果不难发现，压下倾斜所导致的轴
式中ip 为轴向网格数jp 为周向网格数． 2∙1∙2 油腔压力修正计算 根据质量连续性方程可以反求出静压腔压力 p ～ 0再运用低松弛法进行修正其格式为： p （ k＋1） 0 ＝ p （ k） 0 ＋ω2· 1－ ps h 3 0 12η · Qin qc － p （ k） 0 （6） 油腔压力迭代的收敛条件为： ∑ n i＝1 ｜p （ k＋1） i0 － p （ k） i0｜ ｜p （ k＋1） i0 ｜ ≤δ2＝ n×10－2 （7） 式中n 为静压腔的个数． 2∙1∙3 油膜承载力计算 （1） 计算承载能力．使用定步长 Simpson 方法 求取油膜的承载能力积分近似值油膜承载能力计 算公式为： Gi ＝ 2Δz 3 ·∑ MZB j＝1 （ pi2j－1＋4 pi2j ＋ pi2j＋1） wy ＝ （ ps D 2B）· Δφ 3 ·∑ MPH i＝1 （ G2i－1cosφ2i－1＋ 4G2icosφ2i ＋ G2i＋1cosφ2i＋1） （8） 式中MPH＝（ ip－1）／2MZB＝（ jp－1）／2． （2） 偏心率的搜索．偏心率直接决定了油膜的 承载能力采用二分搜索法搜索满足承载需要的偏 心率．偏心率的搜索的初始值为近似最大偏心率 （取0∙96）当轴承处于最大偏心率时油膜承载能力 仍然不足时则说明在当前工况下轴套与衬套间发 生了接触．具体搜索过程如下：当第 k 次循环的偏 心率取为 e′偏心率取值区间为 ε∈［ε（ k） minε（ k） max ］则 根据 W k y 与实际载荷间 Wset关系确定第 k＋1次循 环时的偏心率取值区间．如果 W k y≥ Wset则取值区 间为［ε（ k） mine k ］；如果 W k y＜ Wset则取值区间为［ e k ε（ k） max ］．相应的第 k＋1次循环时的偏心率为： ε（ k＋1）＝ ε（ k） max＋ε（ k） min 2 （9） 承载能力收敛的条件为： ｜W （ k） y － Wset｜≤δ3＝1×105 （10） 2∙2 轴承系统流量平衡计算 1420机组的轴承供油系统是近似按恒功率方 式向并联在一起的四个轴承的八个静压腔同时供油 的．油泵的功率与油泵所能提供的压力以及输出的 流量之间满足以下关系： P＝μ·ps·Q （11） 式中P 为油泵额定功率μ为油泵效率Q 为输出 流量． 计算出四个轴承的总出流流量 Q （ k） c 后根据油 泵功率不变假设用低松弛迭代法计算第 k＋1次 循环的油源压力： p （ k＋1） s ＝ p （ k） s ＋ω3· P μ·Q （ k） c － p （ k） s （12） 轴承系统流量平衡循环收敛的条件为： ｜p （ k＋1） s － p （ k） s ｜≤δ4＝1×106 （13） 2∙3 油膜阻力的计算 轴承在低速运行状态下剪切流阻力非常小可 以认为油膜的摩擦阻力只有压力流阻力．油膜摩擦 阻力 Ff 的计算公式为： p′ij ＝ 1 2Δφ （ pi－1j － pi＋1j） FZ ＝ Δz 3 ∑ i p i＝1∑ MZB j＝1 ［（ p′i2j－1·hi2j－1）＋ 4·（ p′i2j ·hi2j）＋（ p′i2j＋1·hi2j＋1）］ Ff ＝ Δφ 3 ∑ MPH i＝1 ［ FZ i2i－1＋4·FZ i2i ＋ FZi2i＋1］ （14） 2∙4 轴套－衬套间接触摩擦力的计算 当油膜的承载能力不足以平衡外部载荷时轴 承的轴套与衬套将会发生接触接触摩擦力的大 小为： Fcon＝λ·（ Wset－ Wy） （15） 式中λ为摩擦系数取值范围为0∙05～0∙1． 2∙5 计算流程 图2所示的是油膜轴承静压承载能力的计算流 程其中虚线框内为单个轴承的计算最外层循环为 油泵输出压力和流量的迭代修正计算． 3 计算结果及分析 3∙1 压下倾斜对承载能力的影响 不同压下倾斜量下轴承静压承载能力的计算工 况如表1所示．计算过程中油泵功率取28kW效率 取95％液阻器节流液阻取1×1010Pa·s·m －3润滑 油黏度取0∙3Pa·s轧制力取6∙5MN． 表1 压下倾斜工况表 Table1 Calculation condition of screw-down tilting 工况号 1 2 3 4 5 倾斜量／mm －2 －1 0 1 2 由于轴套与衬套之间存在一定的倾角因此油 膜的压力分布不再均匀如图3所示． 根据计算结果不难发现压下倾斜所导致的轴 第11期 张晓峰等： 油膜轴承倾斜承载对冷连轧机启动的影响 ·1459·
.1460 北京科技大学学报 第31卷 能力不足以平衡轧制力，此时轴套与衬套间发生了 (开始 接触，如图4所示，上述计算结果与工厂在生产中 输人轴承系统的固定参数 观测到的情况一致，这也验证了模型的正确性 计算泵的输出压力 4.0 4.0 循环计算四个轴承 计算间原函数 0.8 0.8 0 0 计算差分方程系数 0.001 0.001 压下领斜量m 超松她选代压力场 上根DS侧轴承油额承载力 ·一上根OS侧轴承油膜承载力 下提轴承的承载力 检验精度6： +:上根DS侧轴承轴套与村套的接触力 :·上辊OS侧轴承轴套与村套的接触力 Y …。一下把轴套与村套的接触力 计算流量 低松地法 图4压下倾斜对承载能力的影响 检验精度6 N 修正油腔 Fig.4 Effect of screw-down tilting on bearing capacity 压力 Y 承载能力 轴套与衬套之间的非润滑摩擦力远大于轴承正 低松地 常工作时的油膜阻力，相应的摩擦力矩已经达到了 法修正 检验精度6 偏心率 轧制力矩的量级，这无疑会使主电机的负荷剧增，轧 Y N 机启动自然会非常困难，如图5所示 四个轴承计算完毕 150 45 120 计算需要的功率 90 30 低松抛法 修正油源 检验精度6： 00 15 压力 Y 04 计算轴承有效承载能力、 -30 -0.003 0001 0.001 0.003 接触力、摩擦力 压下倾斜量m ·一上辊DS侧轴承轴套与村套的接触摩擦力 结束 +一上银OS侧轴承轴套与村套的接触摩擦力 ·一下银轴质抽套与讨套的接触摩擦力 。…上根DS侧轴承油模阻力 图2计算流程图 +上程OS侧轴承油膜阻力 “·一下棍轴承的油膜阻力 Fig-2 Calculation flowchart 图5压下倾斜对摩擦阻力的影响 Fig-5 Effect of serew down tilting on friction 0.8 06 3,2节流器液阻对承载能力的影响 为解决轴承静压承载能力的问题，曾经更换过 .0.4 02 静压系统的静压泵以及节流器，均未能取得满意的 效果，通过以下计算可以解释上述措施无明显效果 60 40 20 的原因 20 10 0 1420轧机油膜轴承供油系统在流入每个静压 腔前的油路上安装一个节流器.对节流器作用分析 图3量纲为1油膜压力分布 的计算工况如表2所示（其中工况2为现场实际使 Fig.3 Oil film pressure distribution of a bearing 用的节流器)，在计算过程中油泵功率取28kW,油 承倾斜工作是造成轴承静压承载能力下降的根本原 泵效率取95%，润滑油动力黏度取0.3Pas,压下倾 因.即使0.001m的压下倾斜也会导致油膜的承载 斜量取0.002m,轧制力取7MN
图2 计算流程图 Fig．2 Calculation flowchart 图3 量纲为1油膜压力分布 Fig．3 Oil film pressure distribution of a bearing 承倾斜工作是造成轴承静压承载能力下降的根本原 因．即使0∙001m 的压下倾斜也会导致油膜的承载 能力不足以平衡轧制力此时轴套与衬套间发生了 接触如图4所示．上述计算结果与工厂在生产中 观测到的情况一致这也验证了模型的正确性． 图4 压下倾斜对承载能力的影响 Fig．4 Effect of screw-down tilting on bearing capacity 轴套与衬套之间的非润滑摩擦力远大于轴承正 常工作时的油膜阻力相应的摩擦力矩已经达到了 轧制力矩的量级这无疑会使主电机的负荷剧增轧 机启动自然会非常困难如图5所示． 图5 压下倾斜对摩擦阻力的影响 Fig．5 Effect of screw-down tilting on friction 3∙2 节流器液阻对承载能力的影响 为解决轴承静压承载能力的问题曾经更换过 静压系统的静压泵以及节流器均未能取得满意的 效果通过以下计算可以解释上述措施无明显效果 的原因． 1420轧机油膜轴承供油系统在流入每个静压 腔前的油路上安装一个节流器．对节流器作用分析 的计算工况如表2所示（其中工况2为现场实际使 用的节流器）在计算过程中油泵功率取28kW油 泵效率取95％润滑油动力黏度取0∙3Pa·s压下倾 斜量取0∙002m轧制力取7MN． ·1460· 北 京 科 技 大 学 学 报 第31卷
第11期 张晓峰等：油膜轴承倾斜承载对冷连轧机启动的影响 ,1461 表2节流器液阻计算表 的油膜阻力则随之减小，油膜阻力的减小并不是由 Table 2 Calculation conditions of restrictor's hydraulic resistance 于润滑油黏度增大造成的，而是由于偏心率减小，油 工况号 2 5 膜厚度变厚，轴套与衬套间的液阻减小，油膜阻力也 液阻/(10Pasm-)5.06.5 8.09.511.0 相应减小了，如果轴承的偏心率保持不变，则油膜 阻力会随着润滑油黏度增大而减小. 从图6所示的计算结果来看，随着节流器液阻 的增大，油泵的输出压力也随之增加，倾斜较小的下 表4润滑油黏度对偏心率以及油膜阻力的影响 支持辊油膜轴承的承载能力提高，但是倾斜较大的 Table 4 Effect of lubricant viscosity on the eccentricity and friction of a 上支持辊油膜轴承的承载能力却下降，这是由于供 bearing 油流量随压力的增大会相应减小，这就造成虽然油 黏度/(Pas) 0.15 0.20 0.25 0.30 0.35 腔压力增大，但是由于进油流量减小，油膜各处压力 偏心率 0.9530.9160.9070.8890.870 随着距油腔距离增加的下降幅度增大，轴承的整体 油膜阻力/N46.21134.86334.54029.94427.911 承载能力呈现下降趋势，这说明单纯增大节流器的 液阻只能在很小的程度上克服倾斜承载的影响， 3.4油泵功率对承载能力的影响 3.0 与分析润滑油对承载能力的影响类似，仍定义 偏心率为评价指标，在计算过程中，轧制力取 2.0 7MN,润滑油动力黏度取0.3Pa·s,油泵效率取 95%,结果如表5所示 表5静压泵功率对偏心率以及油膜阻力的影响 10 Table 5 Effect of hydraulic pump power on the eccentricity and friction 节流器液阻/(Pasm) of a bearing ·一上辊DS侧承载能力 一一实际载荷 -~上辊OS侧承载能力 “油泵供油压力 功率kW 20 25 30 35 40 ·下根承载能力 偏心率 0.898 0.889 0.879 0.870 0.866 图6节流器液阻对承载能力的影响 油膜阻力/N 31.7630.95 29.87 28.89 28.06 Fig.6 Effect of restrictor's hydraulic resistance on load bearing ca- pacity 从表5中可见，油泵功率的增加对于提升承载 3.3润滑油黏度对承载能力的影响 能力的作用不大，同时对油膜阻力的影响也很小 在分析润滑油对承载能力的影响时，定义偏心 4针对轧机的改进措施及上机应用 率为承载能力的评价指标，偏心率越小说明轴承的 可承载能力裕量也越大，之所以不直接定义轴承的 计算结果揭示轧机的压下倾斜过大是造成轴承 承载能力作为评价指标，是因为在轴承的计算过程 静压承载能力下降并导致轴承过度磨损以及频繁启 中，已经规定了轴承的最大承载能力就是单侧轧制 动失败的主要原因之一，然而导致服役后期轧机压 力的大小 下倾斜增大的直接原因一支持辊磨损不均匀又是 为了单独确定润滑油黏度对承载能力的影响， CVC轧机自身的固有缺陷，很难彻底解决 在计算过程中，压下倾斜取Omm,轧制力取7MN, 综合上述客观因素，制订如下六条相关措施：① 油泵功率取30kW,油泵效率取95%，计算工况如 设计了具有均匀磨损功能的VCL支持辊辊型；② 表3所示. 制订兼顾延长服役期与控制磨损的换辊制度；③严 格限制压下倾斜量，压下倾斜限制小于2mm;④优 表3润滑油黏度计算工况表 Table 3 Calculation condition of lubricant viscosity 化工艺参数，减小15%的启动轧制力：⑤更换润滑 工况号 12 3 油，将润滑油黏度增大到0.35Pas;⑥加强对轴承 润滑油黏度/(Pas）0.150.200.250.300.35 自位装置的维护， 上机实施后，轴承静压承载能力得到了较大幅 表4中的计算结果显示，随着润滑油黏度的增 度的提高，轴承损坏量大大下降，配合张力控制系统 大，轴承的偏心率随之减小，这说明轴承的承载能力 的优化，轧机启动的失败次数也由月均20次下降至 还有很大的裕量，还能够承载更大的载荷，同时轴承 月均2次以下
表2 节流器液阻计算表 Table2 Calculation conditions of restrictor’s hydraulic resistance 工况号 1 2 3 4 5 液阻／（1010Pa·s·m －3） 5∙0 6∙5 8∙0 9∙5 11∙0 从图6所示的计算结果来看随着节流器液阻 的增大油泵的输出压力也随之增加倾斜较小的下 支持辊油膜轴承的承载能力提高但是倾斜较大的 上支持辊油膜轴承的承载能力却下降．这是由于供 油流量随压力的增大会相应减小这就造成虽然油 腔压力增大但是由于进油流量减小油膜各处压力 随着距油腔距离增加的下降幅度增大轴承的整体 承载能力呈现下降趋势这说明单纯增大节流器的 液阻只能在很小的程度上克服倾斜承载的影响． 图6 节流器液阻对承载能力的影响 Fig．6 Effect of restrictor’s hydraulic resistance on load bearing capacity 3∙3 润滑油黏度对承载能力的影响 在分析润滑油对承载能力的影响时定义偏心 率为承载能力的评价指标偏心率越小说明轴承的 可承载能力裕量也越大．之所以不直接定义轴承的 承载能力作为评价指标是因为在轴承的计算过程 中已经规定了轴承的最大承载能力就是单侧轧制 力的大小． 为了单独确定润滑油黏度对承载能力的影响 在计算过程中压下倾斜取0mm轧制力取7MN 油泵功率取30kW油泵效率取95％计算工况如 表3所示． 表3 润滑油黏度计算工况表 Table3 Calculation condition of lubricant viscosity 工况号 1 2 3 4 5 润滑油黏度／（Pa·s） 0∙15 0∙20 0∙25 0∙30 0∙35 表4中的计算结果显示随着润滑油黏度的增 大轴承的偏心率随之减小这说明轴承的承载能力 还有很大的裕量还能够承载更大的载荷同时轴承 的油膜阻力则随之减小．油膜阻力的减小并不是由 于润滑油黏度增大造成的而是由于偏心率减小油 膜厚度变厚轴套与衬套间的液阻减小油膜阻力也 相应减小了．如果轴承的偏心率保持不变则油膜 阻力会随着润滑油黏度增大而减小． 表4 润滑油黏度对偏心率以及油膜阻力的影响 Table4 Effect of lubricant viscosity on the eccentricity and friction of a bearing 黏度／（Pa·s） 0∙15 0∙20 0∙25 0∙30 0∙35 偏心率 0∙953 0∙916 0∙907 0∙889 0∙870 油膜阻力／N 46∙211 34∙863 34∙540 29∙944 27∙911 3∙4 油泵功率对承载能力的影响 与分析润滑油对承载能力的影响类似仍定义 偏心 率 为 评 价 指 标．在 计 算 过 程 中轧 制 力 取 7MN润滑油动力黏度取0∙3Pa·s油泵效率取 95％结果如表5所示． 表5 静压泵功率对偏心率以及油膜阻力的影响 Table5 Effect of hydraulic pump power on the eccentricity and friction of a bearing 功率／kW 20 25 30 35 40 偏心率 0∙898 0∙889 0∙879 0∙870 0∙866 油膜阻力／N 31∙76 30∙95 29∙87 28∙89 28∙06 从表5中可见油泵功率的增加对于提升承载 能力的作用不大同时对油膜阻力的影响也很小． 4 针对轧机的改进措施及上机应用 计算结果揭示轧机的压下倾斜过大是造成轴承 静压承载能力下降并导致轴承过度磨损以及频繁启 动失败的主要原因之一然而导致服役后期轧机压 下倾斜增大的直接原因－－－支持辊磨损不均匀又是 CVC 轧机自身的固有缺陷很难彻底解决． 综合上述客观因素制订如下六条相关措施：① 设计了具有均匀磨损功能的 VCL ＋支持辊辊型；② 制订兼顾延长服役期与控制磨损的换辊制度；③严 格限制压下倾斜量压下倾斜限制小于2mm；④优 化工艺参数减小15％的启动轧制力；⑤更换润滑 油将润滑油黏度增大到0∙35Pa·s；⑥加强对轴承 自位装置的维护． 上机实施后轴承静压承载能力得到了较大幅 度的提高轴承损坏量大大下降配合张力控制系统 的优化轧机启动的失败次数也由月均20次下降至 月均2次以下． 第11期 张晓峰等： 油膜轴承倾斜承载对冷连轧机启动的影响 ·1461·
.1462. 北京科技大学学报 第31卷 [3]Zhang X Z.Huang Q X.Numerical analysis of oil film bearing's 5结论 loading capacity.Mech Eng.2004.26(2):58 (张秀珍，黄庆学。油膜轴承负荷特性的数值解析·力学与实 通过建立的1420轧机支持辊油膜轴承静压承 践，2004,26(2)：58) 载能力的计算模型，定量分析了当轴承出现倾斜时， [4]Richard C S.Types of failures of backup roll assemblies.Iron 静压承载性能的变化、节流器对抑制承载能力下降的 Steel Technol.2005.2(12):39 作用、润滑油黏度以及油泵功率对承载能力的影响 [5]Bouyer J.Fillon M.An experimental analysis of misalignment ef- 从计算结果可以分析出当轧机压下倾斜大于lmm fects on hydrodynamic plain journal bearing performances.Tri- bol,2002,124(2):313 时，油膜的有效承载能力急剧下降，轴套与衬套间有 [6]Sun G S,Feng M.Design of Hydraulic Dynamic-Static Bear- 可能发生刚体接触，严重干扰了轧机的正常启动，加 ing.Beijing:World Publishing Co.199328 速了轴承的烧损：同时通过计算还证明改变节流器 (孙恭寿，冯明.液体动静压混合轴承设计，北京：世界图书出 的液阻和增大静压泵功率都不能解决轴承倾斜工作 版公司，1993：28) 所导致的静压承载不足问题.根据计算结果，提出 [7]Guo X Q.Li S Q.The Oil Film Bearing in Modern Rolling 了六条解决措施，上机应用后使问题得以解决 Mills.Beijing:China Machine Press,1992:19 (郭溪泉，李树青.现代大型轧机油膜轴承。北京：机械工业出 参考文献 版社，1992：19) [8]Wen SZ.Study on lubrication theory progress and thinking over- [1]Roeingh K.Scheffel W.Backup roll bearings in modern flat Tribology,2007,27(6):497 rolling mills.Metall Plant Technol Int,2000.23(5):98 (温诗铸.润滑理论研究的进展与思考.摩擦学学报，2007,27 [2]Sun J.Gui C L.Li Z Y.Experimental research for effect of jour- (6):497) nal misalignment on performances of journal bearing.Chin [9]Meng F J.Du Y P.Analysis of film pressure of radial sliding bear Mech Eng,2006,42(7):159 ing.Bearing.2008(1):25 (孙军，桂长林，李志远·轴变形产生的轴颈倾斜对滑动轴承 (孟繁娟，杜永平.径向滑动轴承油膜压力分析.轴承，2008 润滑影响的试验研究.机减工程学报，2006,42(7)：159) (1):23)
5 结论 通过建立的1420轧机支持辊油膜轴承静压承 载能力的计算模型定量分析了当轴承出现倾斜时 静压承载性能的变化、节流器对抑制承载能力下降的 作用、润滑油黏度以及油泵功率对承载能力的影响． 从计算结果可以分析出当轧机压下倾斜大于1mm 时油膜的有效承载能力急剧下降轴套与衬套间有 可能发生刚体接触严重干扰了轧机的正常启动加 速了轴承的烧损；同时通过计算还证明改变节流器 的液阻和增大静压泵功率都不能解决轴承倾斜工作 所导致的静压承载不足问题．根据计算结果提出 了六条解决措施上机应用后使问题得以解决． 参 考 文 献 ［1］ Roeingh KScheffel W．Backup roll bearings in modern flat rolling mills．Metall Plant Technol Int200023（5）：98 ［2］ Sun JGui C LLi Z Y．Experimental research for effect of journal misalignment on performances of journal bearing． Chin J Mech Eng200642（7）：159 （孙军桂长林李志远．轴变形产生的轴颈倾斜对滑动轴承 润滑影响的试验研究．机械工程学报200642（7）：159） ［3］ Zhang X ZHuang Q X．Numerical analysis of oil film bearing’s loading capacity．Mech Eng200426（2）：58 （张秀珍黄庆学．油膜轴承负荷特性的数值解析．力学与实 践200426（2）：58） ［4］ Richard C S．Types of failures of backup roll assemblies．Iron Steel Technol20052（12）：39 ［5］ Bouyer JFillon M．An experimental analysis of misalignment effects on hydrodynamic plain journal bearing performances．J T ribol2002124（2）：313 ［6］ Sun G SFeng M．Design of Hydraulic Dynamic-Static Bearing．Beijing：World Publishing Co1993：28 （孙恭寿冯明．液体动静压混合轴承设计．北京：世界图书出 版公司1993：28） ［7］ Guo X QLi S Q．The Oil Film Bearing in Modern Rolling Mills．Beijing：China Machine Press1992：19 （郭溪泉李树青．现代大型轧机油膜轴承．北京：机械工业出 版社1992：19） ［8］ Wen S Z．Study on lubrication theory-progress and thinking-over． T ribology200727（6）：497 （温诗铸．润滑理论研究的进展与思考．摩擦学学报200727 （6）：497） ［9］ Meng F JDu Y P．Analysis of film pressure of radial sliding bearing．Bearing2008（1）：25 （孟繁娟杜永平．径向滑动轴承油膜压力分析．轴承2008 （1）：23） ·1462· 北 京 科 技 大 学 学 报 第31卷
