冯湘源
宝钢湛江钢铁有限公司 广东湛江 524000
摘要：对于热连轧产线精轧主传动轴主要有十字包万向轴、鼓形齿式主轴两种形式。精轧主轴隶属于热连轧产线核心设备，目前备件主要采用进口方式供货，需要周期性维护更换，造成大量的维护资金投入。基于此，本文主要介绍某热轧产线精轧鼓形齿式主轴使用寿命较短原因分析及对策措施。
关键词：精轧主轴；鼓形齿；寿命延长
1.背景
某热轧厂精轧主轴采用德国SMS公司鼓形齿式传动轴技术,主要用于将分配箱的输出扭矩和速度传递给上下工作辊。投产半年后在对精轧主轴检查时发现主轴齿面出现严重的胶合、剥落现象，较目前国内采用SMS鼓形齿式传动轴的使用寿命存在较大差距。为了解决精轧鼓形齿式主轴使用寿命较短的问题，我们开展了大量的讨论和分析工作，最终找出了造成主轴在机使用寿命较短的原因，并制定采取了对策措施。
2.精轧鼓形齿主轴机械结构及工作原理
2.1 精轧鼓形齿主轴机械结构
某热轧鼓形齿主轴机械结构主要由A-传动轴、B-弹簧、C-外齿圈、D-外齿圈、E-供油铜滑环、F-扁头套、G-内齿套等主要部件组成，详见图1。
图1 某热轧精轧鼓形齿主轴结构图
2.2 精轧鼓形齿主轴工作原理
精轧鼓形齿主轴布置在分配箱及工作辊之间，提供一种柔性连接实现力矩和速度传递。为了满足CVC窜辊工艺需求在传动轴内部设计布置了可压缩弹簧，确保在窜辊全行程范围内了偏头套与工作辊扁头始终保持套合，实现扭矩和速度传递，同时安装在分配箱上的内齿套采用直齿设计，窜辊过程中外齿圈在直齿内滑动实现窜辊。鼓形齿具有在小角度范围内偏转传递速度和扭矩的特性，传动轴两端分别采供鼓形齿与直齿（偏头套和内齿套均为直齿）啮合，进而满足生产时工作辊不同位置辊逢需求。
精轧鼓形齿主轴采用集中供油强制润滑，润滑油通过软管接入到供油铜滑环，铜滑环与传动轴沿径向分布的孔形成旋转给油器，润滑油进入传动轴内部后沿着传动轴内部的孔分布流至两端齿啮合部位，达到润滑和带走热量的目的。
3.精轧鼓形齿主轴损坏形式
通过多次对不同机架下机主轴检查发现精轧鼓形齿主轴损坏形式主要包括齿面剥落、胶合、磨损，详见图2、图3 。
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图2 主轴外齿圈齿面剥落、胶合、磨损 图3 主轴内齿套齿面剥落、胶合、磨损
4.精轧鼓形齿主轴损坏原因分析
通常影响鼓形齿使用寿命主要包含两个维度：一是鼓形齿设计缺陷导致啮合面困油能力较弱难以形成油膜，出现齿面磨损剥落；二是润滑油选型油品黏度较低，在传动过程中油膜在齿面间压应力作用下出现破裂，润滑作用失效进而造成齿面磨损、剥落。考虑到湛江2250热轧精轧主轴润滑油采用同国内外类似热连轧产线相同的VG460型号，故针对鼓形齿主轴损坏原因主要锁定在鼓形齿设计缺陷上。
4.1鼓形齿传动偏转传递原理
所谓鼓形齿即将外齿制成球面（详见图4），球面中心在齿轮轴线上，齿侧间隙较一般齿轮大，鼓形齿传动相对于直齿传动可允许较大的角位移，在有角位移转动时齿面啮合部位沿齿宽在直齿面内滑动。
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图4 鼓形齿齿形图
鼓形齿传动相对于直齿传动可以实现角位移传动主要由于齿形设计上采用鼓形弧度k和齿廓弧度r，选取两个特征位置偏转齿形啮合示意图予以说明，详见图5、图6 。
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图 5竖直偏转齿形啮合示意图 图 6水平偏转齿形啮合示意图
根据图5、图6 可知，当鼓形齿传动在有角位移转动时齿面啮合部位沿齿宽在直齿面内不断滑动，在360°转动过程中内齿面啮合示意图见图7。
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图7 鼓形齿传动转动过程中齿面啮合示意图
4.2鼓形齿传动齿面典型失效方式研究
从图7可以看出鼓形齿齿廓面在一个周期内沿着直齿齿廓面发生一次往复滑动，其滑动速度曲线为正弦曲线，在π/4与3π/4处附近滑动速度发生变向。由于速度变向过程极短，此时无法形成油膜，造成齿面磨损损伤；同时此时刻点还伴随着摩擦力的变向，该处齿面受到交变载荷作用，长时间交变应力作用下而出现齿面剥落。结合上述分析推测在当鼓形齿传动在有角位移转动情况下，这种特性是无法避免，同时可以判断鼓形齿传动齿面损坏的最初劣化点也是在速度变向的点，即鼓形齿齿廓两侧最大啮合区域。
通过对下机的精轧主轴齿面检查和确认（详见图8、图9），确实存在该特性，故可以确认这是一种鼓形齿传动齿面典型失效方式。
图8 鼓形齿齿廓面两端最大啮合处出现剥落
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图9 直齿齿廓面两端最大啮合处出现明显的磨损
4.3鼓形齿齿廓半径对滑动速度研究
上文解释了在鼓形齿偏位移传动过程中，鼓形齿齿廓面在直齿齿廓面上滑动，由于摩擦力作用造成齿面损伤的特性。当传递力矩恒定及摩擦边界条件不变化的前提下，根据摩擦功率公式可知啮合滑动速度越小摩擦功率越小，进而对齿面损伤越小。
摩擦应力公式如下：
式中： —摩擦功率
P —啮合面接触压力
μ —摩擦因子
—啮合滑动速度
鼓形齿修形半径（齿廓半径）的大小及润滑条件对轮齿接触及摩擦问题有很大的影响【1】 。通过对0.25r、0.5r、r、2r、4r在固定摆角和传动角度度情况下得出不同齿廓半径对滑动速度的影响曲线图10。
图10 不同齿廓半径对滑动速度的影响曲线图
从曲线中可知，齿廓半径变化将对滑动速度曲线相位和振幅带来影响，而滑动速度直接影响摩擦功率，合理选择齿廓半径将能达到降低摩擦功率提高鼓形齿使用寿命的目的。
4.4鼓形齿齿廓半径对油膜厚度研究
通过对0.25r、0.5r、r、2r、4r在固定摆角和传动角度度情况下得出不同齿廓半径对油膜厚度的影响曲线图11。
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图11 不同齿廓半径对油膜厚度的影响曲线图
从曲线中可知，齿廓半径变化将对油膜厚度曲线过零点带来显著影响。前文在鼓形齿传动齿面典型失效方式中讲到鼓形齿传动在π/4与3π/4处油膜厚度为零，但如果齿廓半径选择不佳将造成非典型位置处油膜厚度为零，而出现齿面损伤。通过对下机主轴鼓形齿齿面检查发现，实际齿面严重损伤部位确实不在典型区域，详见图12 。
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图12 下机主轴外齿圈损坏实物图
综上：结合下机主轴鼓形齿损伤实物及对鼓形齿理论损坏分析，确认主轴鼓形齿使用寿命偏短原因为齿廓半径选择不佳造成。
5.精轧鼓形齿主轴损坏对策措施
鼓形齿齿廓半径的选择主要依据鼓形齿传动最大摆角决定，根据相关数据知当前使用的鼓形齿齿廓半径r=645 mm，齿宽b=80 mm，按照公式：
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带入数据计算出最大偏转角ω≈3.5°
查看精轧主轴工艺布置图发现精轧主轴最大偏转角为2.2°（精轧主轴工艺布置图见图13 ），可见现在使用的精轧主轴偏转角过大，导致鼓形齿齿廓半径过小出现齿面损伤，造成精轧主轴使用寿命偏短。按照精轧主轴工艺布置最大偏转角2.2°及公式计算出最大允许齿廓半径为1041 mm。
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图13 精轧主轴工艺布置图
考虑到在实际使用过程由于异常情况原因，可能会偏转角大于理论设计角度的情况发生，故按照最大偏转角2.9°计算出齿廓半径：
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代入数据计算出齿廓半径r=790 mm
通过对鼓形齿齿廓半径的优化，新上机的主轴在机使用半年后解体检查发现齿面完好，达到了提高主轴使用寿命的目的。
参考文献
[1]窦随权 樊光建 宿艳彩 机车鼓形齿联轴器摩擦应力分析- 《台声.新视角》 2005年01月