球磨机滚动轴承模型分析.pdf

莱钢科技 2 0 1 1年 2月 球磨机滚 动轴承模 型分析 孙羽生，董金锋 ，李伟杰 ( 鲁南矿业公司) 摘要：以鲁南矿业有限公司M Q G 2 1 0 3 0 0 球磨机改造用的大型双列向心球面滚子轴承为分 析对 象，基 于有限元分析软件 A N S Y S ，建立 了滚动轴承接 触分析 的三维有 限元模 型，对轴 承的接触 问题进行 了数值模拟，得到 了轴承承载过程 中的应力和变形分布。通过与 h e r t z理 论计算结果对比分析 ，两者结果 比较接近 。承载能力足够。 关 键 词 ：滚动 轴承接 触 问题h e a z 理 论A N S Y S O前言 球磨机是 目前将 固体 物料细化制 粉的重要 设 备，广泛应用 于冶金 、陶瓷、水泥 、建筑 、电力 、 医药以及国防工业等部门。尤其是冶金工业 中的选 矿部门，磨矿作业更是具有十分重要的地位。在金 属矿选矿厂 ，普遍采用卧式筒型球磨机。目前 ，国 内生产使用的这种球磨机的主轴承大多数为滑动轴 瓦，该部件是球磨机的核心部件 ，它承受简体 、磨 料 、矿浆等产生 的静负荷及转动过程 中介质抛落 、 滑落产生 的动负荷并伴有给料过程 中的冲击负荷 ， 处于低速 、重载 、连续运行状态。球磨机的滑动轴 瓦采用巴氏合金浇铸 ，在使用过程中存在以下主要 问题 ： 1 )轴瓦与轴颈直接接触 ，运转时两者相对滑 动 ，摩擦系数较大 ，摩擦力矩大 ，能耗高。 2 )密封效果差 ，由于工作环境恶劣 ，矿浆易 进人 ，造成轴瓦磨损过快。 3 )滑动轴瓦采用稀 油润滑，一旦断油或管路 堵塞 ，造成润滑不 良，轴瓦与轴颈的摩擦将变为干 摩擦 ，温度急剧升高，发生烧瓦事故。 4 )烧瓦故障发生的风险较大。并且 一旦发生 烧瓦现象 ，更换轴瓦或进出料端盖时 ，都需要对轴 瓦进行反复刮研 ，工作量大 ，技术要求高 ，且难以 控制 。 随着轴承制造业的发展 ，大型滚动轴承的制造 水平不断提高。通过技术改造 ，球磨机主轴承滑动 作者简介：孙羽生( 1 9 7 3一) ，男 ，2 0 1 0年 4月毕业于哈尔滨 工业 大学机 械工程领域工程硕士专业 。工程师 ，现为莱钢集 团鲁南矿业 有限公 司机修 车间副 主任 ，主要从事设备管理工作 。 轴瓦逐步被双列 向心球面滚子轴承所取代。这种改 造有以下特点 ： 1 ) 由于主轴 承结构 简化及 润滑 系统 的改变 ， 彻底根除了传统球磨机存在的烧瓦隐患 。 2 )轴承 由滑动摩擦变为滚动摩擦 ，摩擦 系数 小 ，摩擦 阻力 力矩小 ，能耗低 ，通 常可节能 1 0 左右 。 3 )滚动轴承启动和运行工作过程单一 ，故 障 率低 ，维护操作简便 ，提高了设备运行效率。 4 )改造周期短 ，一次性投资较低。 5 )滚动轴承使用寿命长 ，通 常是传统滑动轴 瓦寿命 的 5倍以上 。 鲁南矿业有限公司 自 2 0 0 5年 以来先后经过多 次技术改造 ，逐渐将所有球磨机的滑动轴承改成双 列向心球面滚子轴承。对滚动轴承来说 ，滚动体与 滚道之间的法向接触力是滚动体受的主要负载 ，影 响滚动体与滚道接触负荷大小的因素主要是轴承工 作负载 ，此外还有惯性力 、轴承的结构、轴和座的 刚性等。以下将对 MQ G 2 1 0 3 0 0型球磨机双列 向心 球面滚子轴承的静态负载分布情况进行分析 。 1 利用 h e r t z理论进行分析 选用的分析模型是拟用作 MQ G 2 1 0 3 0 0型球磨 机的双列 向心球 面滚 子轴 承 ，轴 承 的内径为 8 0 0 m m，轴承的外径为 1 0 6 0 m m，滚动体的尺寸为 0 6 0 mi l l 7 0 m m，双列 ，数量为 6 4个。根据实际 工况进行分析简化后 ，出料端轴承承受最大的径向 负荷为 2 9 71 0 N，方向垂直向下。滚动轴承区别 于滑动轴承的特殊结构就是受载滚动体个数较多 ， 负载分布属静不定 问题 。在求解负载分布的一般方 5 3 孙羽生 ，等：球磨机滚动轴承模型分析 第 1 期 ( 总第 1 5 1 期 ) 法时 ，可根据变形协调条件求出接触位置的变形和 轴承内外圈的相对位移 ，根据 h e r t z 接触理论 ，写 出接触载荷和接触弹性变形的关系方程 ，建立与位 移及变形有关的力平衡方程 ，即可解负载的分布情 况 J 。 先利用 h e n z 理 沦对单列 圆柱滚子进 行分析 ， 轴承受到径向力 F 的作用 ，假设该轴承径向游隙 为零 ，则向心轴承受径 向力作用后内外圈在外力作 用下发生相对位移 6 ，根据变形协调条件 ，第 q个 滚动体与内外 圈之间总的弹性变形量为 = ，c o s ( 1 ) ( 1 )式 中： 滚动体序号，位 于径 向负荷作用线上受 载最大的为 0号 ，两边对称 ，依次为 1 ，2，； 第 q个滚动体位置角 ，其 中径 向负荷的 作用方向为零位置。 由 ( 1 ) 式 中看 出，当 =0时 ， =6 ， = 8 m ，即0号滚动体与滚道接触变形最 大。 。 = 9 O时 ，6 。 ： 0，表明受载 区的极 限角为 ：-4 - 9 0 。 ， 即受载区为半圈受载。 据 e 接触理论中负载和变形的关系，得 ： ： ( D ma 8 q ) ( 2 ) 第 q个滚动体的接触负载为 ： Q 口 =Q ma x C O S ( 3 ) 内圈的平衡方程表示为 ： F ， ：Q ma x+ 2 Q 口 c o s T q = Q ma x 1+ 2 ( c o s ) ”。 ( 4 ) ( 2 ) 、( 3 ) 、 ( 4) )式 中位置角 。 与轴承中滚 动体数 z及滚动体序号有关 ，指数 n与接触类型有 。 3 图 1 轴承静态受力分布 已知滚动轴承最大滚动体负荷为： Q m a x： 4 0 8 一Fr ( 5 ) 由式 ( 3 )可求得受载 区任一滚动体的接触负 荷。 以上是在游隙为零的情况下讨论的，而实际情 况并非如此 ，径向游隙的存在会使受载区减小 ，最 大滚动体负荷就会增加 ，对存在游隙的滚动体负荷 公式适当放大 ，得 ： Q a ： 4 6 F, Q m ( 6 ) a = 一 ( ) 在双列对称球面滚子轴承中，如图 2中因内外 角相等 ，滚动体与 内外滚道接触负荷沿接触点法线 方向法 向接触负荷 p可以分解为轴向和径 向二分 量和 ，其关系是 ： Q=Q c o s e 将其带入 ( 3 )式可得各个滚子的受载情况。 滚子的静载为 ： Q ma = c o s 7 ) 图 2为轴承受径向力时滚子的静载情况 。 图 2 轴承受径 向力时滚子的静载 示意 该型双列向心球面滚子轴 承滚子个数 z=6 4 。 利用公式 ( 1 )就可以得到相应滚子位置处 的负荷 情况 ，见表 1 。 表 1 各个滚子受载情况 利用对称性 ，将由 h e r t z 理论计算得到的 1 7个 莱钢科技 2 0 1 1 年 2月 点处 的荷载值 ，采用曲线拟合得到轴承 内圈荷载分 布情况 ，图3为轴承荷载分布示意图。 图 3 轴承荷载分 布示意 2 有 限元模 型分析 滚子和内外圈材料 的弹性模量 E=2 0 71 0 “ P a ，泊松 比 =0 3 ，轴 承载荷 F r =2 9 71 0 。N。 在本结构 的分析 中为简化模 型对轴承做 如下 的假 设 ， ： 1 )滚子与内外圈的游隙为零 ； 2 )忽略边界倒角 ； 3 )滚子与 内外圈的摩擦系数假定为 0 0 2 ； 4 ) 内圈与轴过盈 配合 ，外圈与轴承座过盈配 合 ； 5 ) 由于滚子与 中线夹角 为 6 。 ，且 1 c o s 6 。= 1 0 0 5较小 ，对结果的影 响较小 ，在球面滚子的曲 率未知情况下，为简化模型 ，本分析采用圆柱滚子 来代替。 基于以上假设 ，得 到轴承 的简化模型 ，如 图 4 所示 。 图 4轴承简化模型 由于轴承实际尺寸很大，如 网格划分较细 ，普 通计算机要耗费大量的时间，若网格划分较粗 ，则 无法保证精度。运用大型有限元软件接触问题模块 进行有限元分析 ，通过理论分析和模型仿真来验证 该工况下此轴承的可靠性 。得到图 5所示的网格效 果图 。 图 5轴承网格划分 实体单元 类 型选为 s o li d 9 2 ，确 定为柔一柔 接 触 ，以内外滚道表面作为 目标面 ，滚动体表面作为 接触面 ，使用接触单元 t a r g e l7 0和 c o n t a 1 7 4模拟接 触面。在接触对 的设置对话框选 项中全为默认值。 并通过尝试得到 比较满意的网格形式。考虑实际装 配方式 ，忽略轴和轴承座的变形影响 ，在外圈外表 面施加全 自由度的约束 ，内外圈的测面施加 Z向的 约束 ，并在对称轴处对 内外圈及滚子施加 X向的约 束。本分析对载荷 的施加方式上采用 由修改轴 的密 度来达到对轴承等效加载 ，区别于以往采用集 中力 或均布面载荷的形式_ 6 J 。 对上述有限元模型进行分析 ，所得结果如下 ： 对模型接触应力分析 ，由于在建模 中对外圈采 用全约束 ，其应力应变不必考虑 ，且轴承滚子经特 殊处理 ，其应力屈服极限要远大于内外圈的屈服极 限 ，这里只对 内圈应力应变情况进行分析。由 a n s y s 得到的加载方 向的应力和应变情况如 图 6和图 7所示 。 图 7竖直方向应变情况 从 内圈应力 云图图 6可 以看 出，其 同由 h e r t z 理论分析得到的载荷分布式示意图 3相一致 。轴承 55 孙羽生，等 ：球磨机滚动轴承模型分析 第 1期 ( 总第 1 5 1期) 最大应力发生在最下面滚子与内圈接触处，也就是 编号为 0的滚子位置处受力最大 ，为压应力 ，最大 值为2 9 8 6 2 8 P a 。这个结果与根据 h e r t z 理论求得的 Q =3 0 6 6 3 5 P a的误差为 2 6 ，考虑 h e r t z 理论 计算采用的是经验公式，系数 由 4 0 8放大到 4 6 ， 则实际的误差要小于 2 6 ，即该分析结果在误差 允许 范 围 内。在 2 9 7 k N的负 荷 下最 大应 力 0 3 MP a 说明该模型的结果足以用来验证实际情况下的 强度分析 ，可保证足够的精度。 3 分析结论 用接触问题有限元方法求解滚动轴承的接触应 力和变形 ，同利用 h e r t z 接触理论计算求得的结果 在误差允许 的范 围内，可以看出该轴承在该荷载条 件下具有足够 的承载能力。用 A N S Y S进行有限元 分析，首先要建立正确 、可靠 的分析模型，包括在 建模的过程中选取合适的坐标系 ，利用所分析结构 的对称性建模等 。这些措施有利于提高模型的准确 性和分析结果的精度。当考虑到建模对轴承作了简 化 ，该模型分析结果可信 ，可通过利用试验加载测 得 的数据来进一步验证。 参考文献 1 陈通海 ，杨光 ，陶然球磨机 主轴承滑动 改滚动 的节 能研究湖北工业大学学报2 0 0 5 ( 3 ) ： 4 7 49 2 胡华中球磨机轴承的改进特种铸造及有色合金 2 0 0 0 ( 2)：6 1 3 马 国华 ，胡桂 兰滚动轴承弹性接触 问题的数值计算 轴承2 0 0 5 ( 1 ) ：1 3 4 王兴东，董元龙，刘源低速重载轴承的有限元分析 及研究武汉科技 大学学报2 0 0 8 ( 1 ) ：1 0 4 1 0 7 5 伍生，曹保 民等滚动轴承接触问题的有限元分析 机械工程师2 0 0 7 ( 6 ) ：7 O 一 7 2 6 王大力，孙立明等A N S Y S 在求解轴承接触问题中的 应用 J 轴承2 0 0 2( 9 ) ：1 _ 4 特邀编辑：高庆荣 M o de l Ana lys is o n Ro lling Be a r ing o f Ba ll M ill S u n Y u s h e n g ，D o n g J in f e n g ，L i We i j ie ( L u n a n Mi n in g C o ，L t d ) Ab s t r a c t ： Ta ki n g la r g e s c a le d o u b le r e w c e n t r ip e t a l s p he r i c a l r o lle r b e a ti ng u s e d in t h e t r a n s f o r ma t io n o f MQ G 2 1 0 3 0 0 b a ll m ill o f L u n a n Min in g L im it e d C o mp a n y a s t h e a n a ly s is o b j e c t ，b a s e d o n F E M s o f t w a r e ANS YS， t hr e e d ime ns io n a l fi n i t e e le me n t mo d e l f o r c o n t a c t a n a ly s i s o f t h e r o l lin g b e a ti n g wa s e s t a b li s h e d， a n d t h e v a lu e s imu la t io n wa s c a i e d o n for t h e be a ti n g c o n t a c t q u e s t io ns ， t h e s t r e s s a n d d is t o r - t i o n d is t r i b u t io n d u r in g t h e lo a d in g p r o c e s s o f b e a ti n g we r e o b t a i ne d Th r o ug h c o mp a r a t iv e a n a ly s is wi t h t h e r e s u l t s o f h e rtz t h e o r e t i c a l c a lc u la t io n， b o t h r e s u lt s we r e q u it e ly c lo s e Be a ri n