轧机主传动减速机轴承的应力分析

轧机主传动减速机轴承的应力分析李兵1，李友荣2，刘昌明3摘要：以某轧机主传动减速机的调心滚子轴承为研究对象，建立轴承的有限元模型；滚子与内外圈滚道之间通过建立三维实体面面接触对来传递力和位移，可较真实地模拟轴承的受力状态。通过有限元方法对轴承元件进行接触应力分析计算，得到轴承各元件的变形和应力分布，找出轴承滚子破裂的原因。关键词：调心滚子轴承；减速器；有限元；接触对Stress Analysis of the Bearing in the Main Drive Reducer of MillLi Bing1 , Li Yourong2 ，Liu Changming3(Wuhan University of Science and Technology) Abstract: This text regards the Self-aligning roller Bearing in the Main Drive Reducer of Mill as the research object, establish bearings finite element model. It can simulate the real force state of the bearing by establishing Three-dimensional solid surface-surface contact pair to transfer force and displacement between roller the internal and external ring raceway. analysis and calculate contact stress of the bearings components by finite element method, obtain the deformation and stress distribution of bearings all components, find out the failure reasons of bearing roller. Key words: Self-aligning roller Bearing; Reducer; finite element; contact pair1引言轴承是机械设备的重要零部件之一，是承受载荷的重要支承零件，钢铁工业中轴承的工况十分恶劣，尤其是轧机经常要承受巨大的冲击载荷，致使轴承破坏。某钢铁厂轧机主传动减速机高速轴输入端轴承（调心滚子轴承）整体破裂（如图1）导致整条生产线停产，损失巨大。本文对该轴承各元件进行有限元计算，着重分析其接触应力和变形。 图 1 调心滚子轴承鼓型滚子断裂 图 2 减速机结构简图2轴承受力分析 图2为轴承所处减速机的结构简图，所研究轴承位于高速轴输入端；图3为斜齿轮的受力结构简图，为齿轮所受切向力、为径向力、为轴向力，为和的合力。斜齿轮节圆直径，压力角为=20，螺旋角为=11。 （1）（2）（3）（4）图 3 斜齿轮受力简图 图4为所研究的轴承所在轴的受力分析简图。该轴承位于输入端B处，其中为斜齿轮所受径向合力，为A端轴承所受径向力,为B端轴承（损坏的轴承）所受径向力。=385mm，=414mm，=720mm。电机额定扭矩=420，电机的过载系数为2.5，故最大传动扭矩为=2.5=1050。轴与电机采用齿轮联轴器联接，故输入端还受到附加弯矩2M =0.07T=73.5。图 4 轴承受力简图由对A端取矩之和为零可得下式：（5）求得该轴承径向载荷=1754.5kN；轴向载荷=567kN。3有限元模型2.1轴承结构简介 该轴承为SMS 23272 CA/W33/C3轴承，其双列滚子呈10角交错均匀分布，每列18个滚子由保持架固定，由于该轴承主要受到径向力，且能承载一定的轴向力，为了计算的方便，将挡圈部分简化。 图 5 调心滚子轴承结构简图 图 6 轴承的3D图1外圈；2保持架；3内圈；4滚子；5轴轴承结构简图如图 5所示：由双列呈10角交错均匀分布滚子、单滚道外圈、双滚道内圈和保持架组成。为模拟轴对轴承内圈的约束，模型中用厚壁空心轴代替实心轴，并将定位环与轴看做为一体。由于双列滚子呈交错分布（如图6），需对轴承整体进行有限元分析。2.2网格划分 选用六面体实体单元，网格划分采用体扫描网格划分形式，得到形状规则的六面体单元，方便建接触对，提高计算精度和效率。2.3接触对建立轴承的两个内滚道和滚子、外滚道和滚子均通过建立三维实体面面接触对来传递力和位移，如图7、图8所示。面面接触对支持低阶和高阶单元，支持大滑动和摩擦的大变形，协调刚度矩阵计算，提供工程目的采用的更好的接触结果，可以满足本模型的求解要求。 图7外圈与滚子接触对 图8内圈与滚子接触对本模型接触对选取轴承的内、外滚道为目标面，滚子的表面为接触面来建立接触对，摩擦系数选为0.0025；在轴承内圈和空心轴接触对中，选择空心轴的外圆柱面为目标面，内圈的内圆柱面为接触面，摩擦系数选为0.2，大的摩擦系数可以约束周向位移。本模型中定义法向接触刚度因子0.1，定义初始靠近因子为0.1。2.4加载在XY平面内，轴承径向载荷p在圆弧上按余弦规律分布，且圆弧AB为1206，如图9所示。即 （6） 式中 pc中心C处（0）的分布载荷；p与x方向夹角为的外圆弧处的分布载荷。且有 （7）式中 B轴承宽度得到 （8） 式中 R轴承内径轴承载荷沿轴向取均匀分布。图9 轴承径向载荷分布有限元模型加载时，在轴承内圈的内圆柱面的120范围内的节点上施加沿周向余弦载荷；在轴承内圈端面的节点上施加沿轴向均布载荷。2.5约束轴承位于传动端，受到径向力和轴向力的作用，根据轴承的安装和受载情况，在柱坐标下约束以下边界：约束轴承外圈外圆柱面上节点的径向和周向位移，Ux=0，Uy=0；约束轴内圆柱面上节点的周向位移Uy=0；保持架的作用是使滚子在内外圈滚道之间均匀分布，为了简化模型，通过对滚子施加一定约束来替代保持架。即约束滚子径向面上内部节点的周向位移Uy=0； a)加载及约束 b)滚子沿径向面节点约束示意图图10 加载与约束图4求解结果分析3.1 求解控制本模型求解矩阵为非对称矩阵，选用稀疏矩阵求解器，设置荷载子步数为200，打开优化的非线性默认求解设置和某些强化的内部求解算法，修改相应的收敛准则。来加快求解收敛速度。3.2 内圈的应力分布图11 内圈等效应力云图图11 为内圈的等效应力云图，轴承内圈在受到径向和轴向载荷的作用下，最大应力点产生在靠近挡圈的位置，为255.9MPa。在附加轴的约束下，内圈的变形量较小。3.3 外圈的应力分布 图12 外圈等效应力云图图12为外圈的等效应力云图，其主要受力分布在外圈沿着受力方向的下半部，最大等效应力为300.5MPa，由于受到滚子轴向和径向载荷的作用，最大受力点位于最下方靠近断面处，且根据轴承的实际安装，外圈固定在轴承座上，变形量较小。3.4 滚子的应力分布 图13 滚子第一主应力云图 图14 滚子第三主应力云图 滚子所受第一主应力和第三主应力云图如图13、图14所示，在应力集中区域，第一主应力为23.4MPa，第三主应力为-456.7 MPa。由此可见该处应力状态为既受拉又受压，应采用等效应力来对校核其强度。其等效应力为424.7MPa。由于两列滚子呈10左右交错分布，最大压力方向为滚子沿径向的方向，且受到沿正向的轴向力的作用，所以其最大应力位置在与外圈接触靠近端面处，最大等效应力值约为424.7Mpa(图15)。 图15 滚子等效应力云图5结论采用有限单元法对轴承进行分析计算时，滚子与内外圈滚道之间应通过建立三维实体面面接触对来传递力和位移，以便较真实地模拟轴承的受力状态。本例中，当取过载系数为2.5时，算得滚子最大等效应力为424.7MPa，仍小于轴承钢GCr15的许用应力。滚子最大应力位于与外圈滚道接触面部位，且沿径向发展，与现场失效位置相一致。轧钢机等冶金设备所处工作环境恶劣，在频繁的冲击载荷作用下，轴承滚子实际应力值可能大于按理论过载系数计算的值。应采取措施降低冲击载荷，以延长轴承受命，避免失效。参考文献1 机械工程材料手册 黑色金属材料 机械工业出版社 1991.22 吴宗泽 机械零件设计手册 北京：机械工业出版社 20