森基米尔轧机支承辊成组轴承与中间辊弹性耦合系统接触机理

ＩＳＳＮ１０００－３７６２ＣＮ４１－１１４８／Ｈ

轴承 ２０１４年７期Ｂｅｉｎｇ２０１４，Ｎｏ．７

１－７产品设计与应用森基米尔轧机支承辊成组轴承与中间辊弹性耦合系统接触机理徐四宁１，２，奚卉３，４，张茜１，３，王忠强１，４，王凤才１，２，３（１．武汉科技大学机械工程学院，武汉４３００８１；２．瓦房店轴承集团有限责任公司，辽宁瓦房店１１６３００；３．西安交通大学 机械工程学院，西安 ７１００４９；４．联合制造及轴承产业化技术研发基地，银川 ７５００００）摘要：建立了森基米尔轧机支承辊成组背衬轴承与中间辊弹性耦合系统多界面接触机理分析模型，采用有限元法对弹性系统及界面接触问题进行了大规模数值迭代求解；并基于此模型研究了支承辊挠曲变形对支承辊成组背衬轴承系统接触行为的影响，得到了给定２种轧制力和耦合场作用下支承辊的挠曲变形及６套成组背衬轴承内部的接触应力分布状态，以及成组背衬轴承与中间辊的接触行为规律。结果表明，在给定轧制工况条件下，中间辊最大挠度远大于支承辊的最大挠度；支承辊挠曲变形对成组背衬轴承与中间辊间的接触均匀性以及轴承内部接触均匀性产生较大影响。关键词：森基米尔轧机；背衬轴承；支承辊；中间辊；有限元模型；接触机理中图分类号：３３３．１７；Ｈ１３３．３３＋２ 文献标志码：Ａ 文章编号：１０００－３７６２（２０１４）０７－０００１－０７ｏｃｔＢｅｏｒｓｏｒＥｓｃｏｐｇＳｓｅｍｏｆＢｃｋ－ｐｏｌＧｒｏｐｅｄＢｅｒｇｓｄｅｒｅｅｏｌｏｆＳｅｚｒｌＸｕＳｉｎｉｎｇ１，２，Ｘｉｕｉ３，４，ＺｈａｎｇＸｉ１，３，ａｎｇＺｈｏｎｑｉａｎｇ１，４，ａｎｇＦｅｎｃａｉ１，２，３（１．ＳｃｈｏｏｌｏｆＭｅｃｈｎｉｃｌＥｎｉｎｅｅｉｎｇ，ｕｈｎＵｎｉｅｉｙｏｆＳｃｉｅｎｃｅ＆ｅｃｈｎｏｌｏｙ，ｕｈｎ３００８１，Ｃｈｉｎａ；２．ｎｄｉｎＢｅｉｎｇｏｕｐＣｏｐｏｉｏｎ，ｎｄｉｎ１１６３００，Ｃｈｉｎａ；３．ＳｃｈｏｏｌｏｆＭｅｃｈｎｉｃｌＥｎｉｎｅｅｉｎｇ，ｉ′ｎｉｏｏｎｇＵｎｉｅｉｙ，ｉ′ｎ７１００９，Ｃｈｉｎａ；４．ＵｎｉｅｄＭｎｕｃｕｉｎｇｏｕｐ，Ｙｉｎｃｈｕｎ７５００００，Ｃｈｉｎａ）ｂｓ：Ａｍｕｌｉ－ｉｎｅｃｅｃｏｎｃｔｂｅｈｉｏｒｎｌｉｓｍｏｄｅｌｉｓｄｅｅｌｏｐｅｄｏｒｅｌａｉｃｃｏｕｐｌｉｎｇｅｍｏｆｂｃｋ－ｕｐｏｌｌｏｕｐｅｄｂｃｋ－ｕｐｂｅｉｎｓｎｄｉｎｅｍｅｄｉｅｏｌｌｏｆＳｅｎｄｚｉｍｉｒｍｉｌｌ，ｎｄｈｅｌｅ－ｃｌｅｎｕｍｅｉｃｌｉｅｉｏｎｏｌｕｉｏｎｏｒｅｌａｉｃｅｍｎｄｉｎｅｃｅｃｏｎｃｔｐｏｂｌｅｍｉｓｃｉｅｄｏｕｔｂｙｕｉｎｇｈｅｉｎｉｅｅｌｅｍｅｎｔｍｅｈｏｄ．Ｂａｅｄｏｎｈｉｓｍｏｄｅｌ，ｈｅｉｎｌｕｅｎｃｅｏｆｄｅｌｅｃｉｏｎｏｆｏｌｌｏｎｃｏｎｃｔｂｅｈｉｏｒｏｆｂｃｋ－ｕｐｏｌｌｏｕｐｅｄｂｅｉｎｓｅｍｉｓｅｅｃｈｅｄ．ｈｅｄｅｌｅｃｉｏｎｏｆｏｌｌｕｎｄｅｒｏｉｅｎｏｌｌｏｃｅｎｄｃｏｕｐｌｉｎｇｉｅｌｄｅｅｃｔ，ｉｎｅｎｌｃｏｎｃｔｅｓｓｄｉｉｂｕｉｏｎｅｏｆｉｘｏｕｐｅｄｂｃｋ－ｕｐｂｅｉｎｓｎｄｃｏｎｃｔｂｅｈｉｏｒｕｌｅｓｏｆｏｕｐｅｄｂｃｋ－ｕｐｂｅｉｎｓｎｄｉｎｅｍｅｄｉｅｏｌｌｅｉｅｎ．ｈｅｅｕｌｓｈｏｗｈｔｈｅｍｉｍｕｍｄｅｌｅｃｉｏｎｏｆｉｎｅｍｅｄｉｅｏｌｌｉｓｍｕｃｈｅｅｒｈｎｈｔｏｆｂｃｋ－ｕｐｏｌｌｕｎｄｅｒｈｅｉｅｎｏｌｌｏｐｅｉｎｇｃｏｎｄｉｉｏｎ，ｎｄｈｅｄｅｌｅｃｉｏｎｏｆｂｃｋ－ｕｐｏｌｌｈｅａｅｅｒｉｍｐｃｔｏｎｃｏｎｃｔｕｎｉｏｍｉｙｂｅｅｅｎｏｕｐｅｄｂｃｋ－ｕｐｂｅｉｎｓｎｄｉｎｅｍｅｄｉｅｏｌｌｎｄｉｎｅｎｌｃｏｎｃｔｕｎｉｏｍｉｙｏｆｂｅｉｎｓ．Ｋｙｏｄｓ：Ｓｅｎｄｚｉｍｉｒｍｉｌｌ；ｂｃｋ－ｕｐｂｅｉｎｇ；ｂｃｋ－ｕｐｏｌｌ；ｉｎｅｍｅｄｉｅｏｌｌ；ｉｎｉｅｅｌｅｍｅｎｔｍｏｄｅｌ；ｃｏｎｃｔｂｅｈｉｏｒ收稿日期：２０１３－１２－０２；修回日期：２０１４－０２－１７基金项目：国家自然科学基金项目（５１３７５３５２）；国家重点基础研究发展计划项目（２０１１ＣＢ７０６６０１）作者简介：徐四宁，高级工程师，研究方向为基础制造与轴承微尺度设计技术。通讯作者：王凤才，教授，博士生导师，Ｅ－ｍｉｌ：．ｃ．ｎｇ＠ｈｏｍｉｌ．ｃｏ．ｕｋ。

１ 概述随着我国装备制造业的快速发展，增加了对高质量薄板带材的需求，而具有高速、重载及精密技术特征的森基米尔轧机可以用于这类薄板的轧制［１］。然而，作为这种轧机装备核心部件的高性能滚动轴承产品所涉及的关键技术却没有完全得·２·

《轴承》２０１４．№．７到方向性与根本性的解决［２－３］，特别是森基米尔轧机支承辊上成组使用的精密背衬轴承系统。典型的二十辊森基米尔轧机轧辊系统主要由支承辊芯轴、背衬轴承、中间辊和工作辊等组成［４－５］。其中约５～８套背衬轴承成组安装在支承辊上，轴承间安装有鞍座，轴承外圈作为支承辊工作表面与中间辊接触工作，形成多支点梁的形式；通过鞍座可以进行辊身径向位移补偿，并把径向载荷传递给整体机架［６－７］。背衬轴承通常为二列或三列圆柱滚子轴承，作为支承辊工作表面的轴承外圈线

面，在产业化技术发展上，森基米尔轧机轴承成组核心技术识别及技术集成已经完全依赖到位的技术管理与制造过程质量控制的推动，使产品核心技术逐步向更系统性及微尺度层面上深入发展，实现多尺度技术与产品质量水平同步提升［３－４］。目前，围绕这种典型森基米尔轧机辊系及背衬轴承系统的摩擦学性能或接触机理研究的文献也十分有限。森基米尔轧机轴承产业化技术发展需要突破该产品所蕴含的成组关键技术和技术集成，包括［３］速度一般可达８００～１０００ｍ／ｍｉｎ，工作载荷约

结构微尺度设计、制造工艺及服役技术

。主要８０００～１００００ｋＮ，达额定动载荷的０．５～０．７倍［８］。森基米尔轧机轴承是冶金装备上使用的一种典型的集高速、重载及精密为一体的高性能轴承，其设计制造理念与传统轴承不同，产品开发与研制过程不但具有很高的设计制造核心技术与技术集成能力要求，而且还需要有高水平的技术管理条件［３－４］。例如，根据大量的产品装机服役情况发现，外圈断裂和滚道剥落等成为困扰森基米尔轧机轴承产品发展的一个技术瓶颈，也导致了大量装机试验及制造费用与资源的消耗。在当前轴承工业产品结构调整和产业转型升级所面临的严峻形势和巨大挑战背景下，迫切需要从整体发展上首先解决产业、产品技术发展与管理理念的问题［３－４］。根据联合制造技术报告关于精密背衬轴承制造技术研究及其产品在钢铁行业大量装机服役试验研究获得的重要进展可知，欧洲轴承制造企业ＳＦ，ＦＡＧ在森基米尔轧机轴承技术机理、核心技术以及由此形成的制造工艺技术方面已经发展得比较成熟［３］；其次，通过装机试验可知，日本ＯＹＯ，ＮＳＫ公司在产品关键技术方面的不断改进也获得了重要进展；同样，美国ｉｍｋｅｎ公司的制造技术在避免滚道剥落等问题上也获得了较好发展，其研发水平也逐渐跟上。对于蕴含成组关键技术于一体的森基米尔轧机轴承产品，可见的国内外学术与工业技术信息十分有限，其中国外对知识产权的有效管理和重视是一个主要原因。因此，在产品初始阶段解决类似外圈断裂和滚道剥落等技术难题时，现有的技术研发理念难以有效认识产品内在技术机理与制造过程实践工艺控制技术的内涵；同时，技术进步的另一个特别制约因素在于一些企业技术管理上对产品技术研发与产品设计开发２个不同概念的严重混淆［４］。另一方

研究任务包括：在辊系外部工况条件下，轴承系统内部组件相互作用机理；成组背衬轴承与芯轴构成的支承辊系统工作行为影响机理；轴承外圈作为工作表面与中间辊表面间的润滑接触性能；鞍座对于支承辊抗弯刚度的影响和位移补偿水平的影响机理；中间辊载荷工况条件下的挠曲变形对成组背衬轴承沿轴向接触均匀性的影响；挠曲变形对各轴承单元内部滚子与滚道接触行为的影响等技术机理问题［３，９－１０］。另一方面，由于问题的复杂性，支承辊成组背衬轴承与中间辊弹性接触耦合系统数值接触力学模型的发展与大规模数值求解等并不是一件简单的事情，国内外也未见相关报道，但发展这样的大规模模拟分析平台对促进产品技术机理认识研究很有意义。此外，如果考虑动态载荷条件，滚动体与滚道间的摩擦学机理分析同样也是推动产品设计制造技术识别的重要研究方面，包括滚道或滚动体多尺度表面拓扑结构的动态摩擦学行为的影响等［１１－１２］。因此，面向轧机轴承单元与支承辊耦合系统，有必要开展精密轧机背衬轴承产业化技术机理研究。下文以典型的二十辊森基米尔轧机支承辊及其成组背衬轴承与中间辊构成的相互作用系统为研究对象，建立由中间辊、鞍座、成组背衬轴承与支承辊芯轴构成的弹性耦合系统接触模型及分析平台，采用大规模接触力学数值模型求解系统整体弹性场与多界面弹性接触问题；分析辊系挠曲变形导致的成组背衬轴承与中间辊间的非均匀接触行为，包括轴承内滚子与滚道的接触应力，在产品研发项目管理下，为森基米尔轧机轴承产业化设计制造技术和安装服役技术识别提供技术机理的发展依据。２模型与方法轧辊系统结构典型的二十辊森基米尔轧机的轧制力Ｆｚ从徐四宁，等：森基米尔轧机支承辊成组轴承与中间辊弹性耦合系统接触机理

·３·工作辊Ｓ，Ｔ经中间辊Ｉ，Ｊ，，Ｌ，Ｍ，Ｎ，Ｏ，Ｐ，Ｑ，Ｒ传递到支承辊Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅ，Ｆ，，Ｈ，并最终传到坚固的整体机架上，如图１所示。轧机中心线两侧的４个第２中间辊Ｉ，，Ｌ，Ｎ是传动辊，由电动机通过万向节轴传动［６，８］。２个工作辊是靠４个传动辊与第１中间辊Ｏ，Ｐ，Ｑ，Ｒ的摩擦力而驱动的。构成支承辊的背衬轴承成组安装在同一芯轴上，支承辊两端和轴承之间有７套鞍座与机架相连，鞍座通过油缸传递载荷和进行位移补偿，其结构及相互接触关系如图２所示，结构设计参数见表

表１ 轧辊轴承系统几何结构参数 ｍｍ 几何参数 数值 支承辊轴径Ｄ１ １８０轴承外径Ｄ ４０６中间辊轴径Ｄ２ ２３５轴承宽度Ｂ １７１轴承间距Ｂ１ ６４支承辊长度Ｌ１ １４２６ 中间辊长度１３４６ 工况条件随着工作辊压下位置的不同，各辊作用力的方向角不断变化，受力也不同［２］。文中二十辊森１。支承辊通过背衬轴承外圈与中间辊形成非共

基米尔轧机设计的最大轧制力Ｆｚ

约为１０５８４ｋＮ，形接触界面，并传导轧制力；接触载荷可引起背衬轴承外圈弹性变形，影响轴承内部滚子与滚道间的载荷分布状态和摩擦学性能以及轴承承载能力。轧机辊系工作机理十分复杂，一方面，支承辊成组背衬轴承可通过相应的鞍座、齿轮齿条及压下机构进行组合位置的调整来获得辊系凸度的调整，这有利于提高板形控制质量；另一方面，辊系工作过程中，中间辊相对支承辊需要做一定程度的轴向往复移动，期望使自身均匀受力，以减小背衬轴承形成的分段支承辊面和辊系挠曲导致的接触界面波浪变形对轧制钢板质量的影响［３］。森基米尔轧机支承辊背衬轴承耦合系统与中间辊相互动态接触行为导致其系统技术机理非常复杂，下文仅对支承辊背衬轴承与中间辊处于对称接触状态的情况进行研究。图１ 典型二十辊森基米尔轧机轧辊系统图２支承辊芯轴与成组背衬轴承及中间辊和鞍座构成的轧机支承辊系统

如果忽略辊系的摩擦力矩，并设轧制力在上、下工作辊连心线上，辊系对称布置，各辊为标准直径，则支承辊承受的接触载荷为６７００ｋＮ［８］。在同等轧制工况下，与支承辊Ｂ和中间辊Ｉ，Ｊ间的双辊支撑形式相比，支承辊Ａ和中间辊Ｉ间的单辊支撑形式使轴承单元承受较大的内部接触应力，使轧辊有较大的挠曲变形［７－８］。因此，选择具有较大接触载荷的单辊支撑模型来研究轧辊系统与轴承组件的接触行为机理。多界面弹性接触模型基于辊系及其背衬轴承组成的多界面弹性接触耦合系统的复杂性和消除离散模型数值敏感性的考虑，通过数值试验确定背衬轴承系统有限元模型网格密度约为４００万，并在可能发生接触或应力集中的区域细化网格，保证计算精度和运行时间的合理性［８，１２］。考虑鞍座对支承辊抗弯刚度的增强效果，建模过程引入了鞍座部件提供的弹性约束，使模型更接近轧机辊系结构力学的真实情况；此外，将轧机轧制力均匀施加于中间辊，以模拟第２中间辊与支承辊间弹性接触传导轧制力的作用。有限元多界面接触力学模拟系统包括轴承滚子与滚道、外圈与中间辊、内圈与支承辊芯轴、支承辊与鞍座构成的所有可能接触界面，为方便起见，简称为支承辊及背衬轴承系统，或支承辊轴承系统［８］。需要特别指出的是，森基米尔轧机支承辊与背衬轴承及中间辊等构成的多界面统一约束接触力学模型将呈现较大规模的数值模拟系统特征，相关各个背衬轴承单元内部的接触问题也十分复杂，为数值计算带来收敛性和迭代平衡问题［１３］。例如，数值迭代过程导致的滚子接触平衡问题，需要附加额外的初始力学边界条件来实现，同时也有助于提高迭代求解效率。建立的森基米尔轧机支承辊及背衬轴承弹性耦合系统的大·４·

《轴承》２０１４．№．７规模有限元接触力学模型如图３所示，并给出了其中４个滚子的编号。用于研究的辊系及轴承材料的力学性能和物理参数见表２。图３支承辊及背衬轴承系统接触力学模型表２轴承及轧辊材料的力学性能和物理参数 参数 数值 轴承弹性模量／２０６轧辊弹性模量／２６０材料密度／（ｋｇ·ｍ－３） ７８５０轴承泊松比 ０．３轧辊泊松比 ０．３３数值计算结果所建立的支承辊与背衬轴承弹性耦合系统模型，能够稳定进行给定约束及工况条件下的辊系多界面接触行为的数值力学求解。设置２个载荷子步，自动时间步长；运行时间约５ｈ，经过７～８步平衡迭代，稳定收敛，读取并处理数据。将网格加密１倍，两次结果相对误差在５％以内，消除了模拟数值试验的数值敏感性［８，１２］。通过对支承辊及成组背衬轴承系统接触力学模型的数值计算，得到２种轧制力下辊系的挠曲变形及轴承组件的接触应力分布。图４和图５分别为２种不同轧制力下支承辊芯轴和中间辊轴线的挠曲变形曲线。不同轧制力工况下系统的接触性能最大值对比见表３。图６为不同轧制力下中间辊与轴承外圈间的接触变形结果对比。图７为最大轧制力下中间辊及外圈素线的位移曲线。图８为最大轧制力下６套背衬轴承与中间辊间的接触应力沿轴向和周向的分布情况。图９为６套背衬轴承周向不同位置滚子的接触应力分布情况。６套背衬轴承外圈与中间辊间的最大接触应力及周向不同位置滚子最大接触应力的对比见表４。４讨论由图４可知，在６７００ｋＮ轧制力作用下，支承辊产生挠曲变形，最大挠度值为０．０４４５ｍｍ，出现

在轴承ＩＩＩ和ＩＶ处，总体呈抛物线形。在鞍座的作用下，总体挠曲量不大，在受鞍座约束的区域产生明显的反向变形。由图５可知，在６７００ｋＮ接触载荷作用下，中间辊产生的挠曲变形较大，最大挠度值为０．３１１２ｍｍ，出现在轴承ＩＩＩ和ＩＶ之间；其在轧制力和接触载荷共同作用下的变形呈现抛物线特征。由于鞍座施加了位移固定边界条件，且成组背衬轴承为多点支撑，导致支承辊呈波浪形变形；背衬轴承外圈变形和与之接触的中间辊变形同样呈现波浪式分布特征，如图７所示。鞍座可以在一定范围内调整分段布置的背衬轴承的径向位移，同时中间辊在实际轧制过程中具有一定程度的轴向往复移动，这均可以提高支承辊抗弯刚度，减小其挠曲变形，有助于提高轧板产品的板形精度和均匀性。由图４～图６和表３可知，轧制力增加１倍，支承辊挠度、中间辊接触变形和中间辊挠度分别增大了５１．５％，４１．１％和３４．１％，外圈接触应力和接触变形增大了３０．１％。对比图４和图５可知，轧制力变化引起的支承辊挠曲变形远远小于中间辊的挠曲变形，支承辊挠曲变形对中间辊挠曲的放大作用明显，因此，这很容易进一步导致对应工作辊的变形，影响轧制板形。进一步说明支承辊挠曲变形对轧制力的变化较为敏感，会影响成组轴承的均匀受载。事实上，钢厂轧机轧制过程中的过载或冲击载荷易导致轧制力和轧辊变形出现较大变化，影响薄板轧制质量［３］。图４支承辊沿长度方向的挠度值图５中间辊沿长度方向的挠度值徐四宁，等：森基米尔轧机支承辊成组轴承与中间辊弹性耦合系统接触机理

·５·表３不同轧制力下支承辊轴承系统接触性能对比

号位置滚子的最大接触应力差别较大，轴承ＩＩＩ和轧制力／ｋＮ

支承辊最大挠度δｂｍａｘ

中间辊最大挠度δｉｍａｘ

中间辊接触最大变形δｉｅｍａｘ

外接触圈最大变形δｅｍａｘ

外圈最大接触应力σｅｍａｘ

ＩＶ比轴承Ｉ和ＶＩ高５２．９％，比轴承ＩＩ和Ｖ高２４．２％；对于２号位置滚子最大接触应力，轴承ＩＩＩ ／μｍ ／μｍ ／μｍ ／μｍ ／ＭＰａ ３３５０２１．６２０５．２２５１．６１７７．６６８４．０６７００４４．５３１１．２１７８．３２５４．０９７８．５图６中间辊的接触变形比较由图７可知，背衬轴承外圈位移与中间辊位移曲线在接触区域贴合一致。接触界面有应力处没有间隙，有间隙处的接触应力为零，这符合接触力学约束条件，计算结果收敛合理［１３］。图７背衬轴承与中间辊位移曲线由图８可知，在６７００ｋＮ的轧制力作用下，背衬轴承外圈最大接触应力发生在轴承ＩＩＩ和ＩＶ上，均为９７８．５ＭＰａ，比轴承Ｉ和ＶＩ高２１．８％，比轴承ＩＩ和Ｖ高６．３％。这说明轴承与中间辊的接触性能受支承辊挠曲因素影响较为明显。因此，由于支承辊使中间辊产生较大的挠曲，６套成组使用的支承辊轴承外圈两侧各有不同程度的应力集中现象，轴承Ｉ和ＶＩ内侧边缘处应力集中最为明显，其次是轴承ＩＩＩ和ＩＶ的外侧边缘处。由图９可知，在６７００ｋＮ轧制力作用下，６套轴承均有７个滚子受力，最大接触应力出现在轴承ＩＩＩ和ＩＶ的１号位置滚子与内滚道的接触区域，为２０８０．０ａ。同一支承辊上每套轴承的２列滚子之间接触应力相差不大，但轴承越靠近支承辊中部，相应的滚子接触应力越大。每套轴承１

和ＩＶ比轴承Ｉ和ＶＩ高３６．３％，比轴承ＩＩ和Ｖ高１８．６％；对于３号位置滚子最大接触应力，轴承ＩＩＩ和ＩＶ比轴承Ｉ和ＶＩ高２８．１％，比轴承ＩＩ和Ｖ高１１．５％；对于４号位置滚子最大接触应力，轴承ＩＩＩ和ＩＶ比轴承Ｉ和ＶＩ高２５．２％，比轴承ＩＩ和Ｖ高９．７％。这说明受载最大滚子受支承辊挠曲因素的影响大于其他滚子和外圈。图８支承辊背衬轴承外圈与中间辊间的接触应力分布表４中同时给出了ｅｚ理论计算的接触应力和接触宽度，用于辅助评估有限元模型计算结果的可靠性［１３］。由表４可知，通过支承辊及背衬轴承系统有限元接触力学模型获得的计算结果消除了数值敏感性，并和ｅｚ理论计算结果较为接近，证明了研究结果的合理性（需要指出的是，由于ｅｚ理论对于复杂接触问题的局限性，其计算精度不如有限元模型，故两者之间存在一定的差异是合理的）。同时可以明显看出，轧机支承辊与中间辊弹性耦合接触系统中６套背衬轴承呈现较强的非均匀接触现象。通过调整鞍座进行位移补偿和轧制过程中中间辊的轴向移动以及轴承单元内部参数优化等措施，可以改善轴承的非均匀接触状态。·６·

图９支承辊背衬轴承滚子的接触应力分布表４支承辊不同位置背衬轴承接触性能对比

《轴承》２０１４．№．７外圈最大接触应力σｅｍａｘ／ａ轴承有限元解 ｅｚ理论解

外圈接触半宽ｂ／ｍｍ有限元解 ｅｚ理论解

滚子最大接触应力σｂｍａｘ／ａ１ ２ ３ ４５ 结束语建立了支承辊与中间辊弹性耦合系统的数值力学模型，对辊系多界面的接触行为进行了分析求解，并考虑辊系挠曲变形对成组支承辊轴承非均匀接触行为进行了研究，得到了给定２种轧制力下中间辊与支承辊的挠曲变形及轴承内部的接触应力分布规律。结果表明，轧制力由３３５０ｋＮ增大到６７００ｋＮ时，支承辊挠度增大５１．５％，中间辊挠度增大３４．１％，辊系挠曲变形对轧制力参数变化较为敏感。在最大轧制力作用下，支承辊挠曲虽受鞍座的限制，但仍会导致中间辊产生达０．３１１２ｍｍ的挠曲量，使得支承辊轴承外圈和最大承载滚子的接触应力分别产生２１．８％和５２．９％的差异，非均匀接触现象比较明显。文中研究工作及所建立的复杂多界面接触力学模型有助于进一步开展高速、重载及精密森基米尔轧机轴承产品成组核心技术识别及技术集成研究；接触机理研究支持了森基米尔轧机轴承成组技术的识别，并已经成功用于轴承产品微尺度设计与精密制造工艺技术及装机服役技术实践过程；装机试验表

１７４．１Ｉ，ＶＩ，ＶＩ７６５．５８７０２．５２．２９７９．５７８８．９４８８．４ＩＩ，Ｖ９１６．４１０７０３．１２．７１５７７．２１００８．５６０１．７ＩＩＩ，ＩＶ９７８．５１２００３．４３．１２０８０．０１２３９．１６７９．６明，当前限制森基米尔轧机轴承产２３２．６品技术进一步发展的问题主要是过程质量控制能力和技术管理水平。参考文献：［１］ ＭｃＣｎｎＪ．ｅｉｅｗｏｆｏｋｏｌｌｓｏｒＣｏｌｄｏｌｌｉｎｇ［Ｊ］．Ｉｏｎｍｋｉｎｇ＆Ｓｅｅｌｍｋｉｎｇ，２０００，２７（１）：１５－１８．［２］中国机械工程学会．中国机械工程技术路线图－轴承［Ｍ］．北京：科学技术出版社，２０１１：２０７－２１９．［３］王凤才，徐四宁．森基米尔轧机轴承产品产业化成组关键技术（ＩＩＩ）［］．Ｕ，２０１３：１６０－２１０．［４］王凤才．轴承工业产品升级发展技术路线与成组技术［］．ｉＢ（ＵＭ），２０１１：１－５６．［５］ＢｕａＥ，ｅｍｍａＬ．ＶｉｂｉｏｎＡｎｌｉｓｏｆａＳｅｎｄｚｉｍｉｒＣｏｌｄｏｌｌｉｎｇＭｉｌｌｎｄＢｅｉｎｇＦｕｌｔｅｅｃｉｏｎ［Ｊ］．ｏｕｎｌｏｆＭｅｃｈｎｉｃｌＥｎｉｎｅｅｉｎｇＳｃｉｅｎｃｅ，２０１０，２２４（３）：１６４５－１６５４．［６］蔡崇伦．２０辊森基米尔轧机结构分析［Ｊ］．冶金设备，１９８０（３）：９－２１．［７］ＹｕＨＬ，ｉｕＸＨ．ＡｎｌｉｓｏｆｏｌｌｐｅｓｕｅｉｎＳｅｎｄｚｉｍｉｒＭｉｌｌｂｙＦＥＭ［Ｊ］．ｏｕｎｌｏｆＩｏｎｎｄＳｅｅｌｅｅｃｈＩｎｅｎｉｏｎｌ，２００８，１５（１）：３０－３３．ＩＳＳＮ１０００－３７６２ＣＮ４１－１１４８／Ｈ

轴承 ２０１４年７期Ｂｅｉｎｇ２０１４，Ｎｏ．７

７－９３５００００Ｄ１型双列圆锥滚子轴承轴向游隙的选配方法刘锋（甘肃海林中科科技股份有限公司 技术中心，甘肃 天水 ７４１０１８）摘要：针对采用更换内组件或修磨内圈小端面的方法调整３５００００Ｄ１型双列圆锥滚子轴承轴向游隙效率低下等问题，介绍了适合大批量生产的轴向游隙的选配法。对该类型轴承轴向游隙计算式进行了推导，得出了轴向游隙的配套公式，并以此为基础详细论述了该类型轴承外圈与内组件的分选、配套方法。关键词：双列圆锥滚子轴承；轴向游隙；选配法中图分类号：Ｈ１３３．３３＋２ 文献标志码：Ｂ 文章编号：１０００－３７６２（２０１４）０７－０００７－０３符号说明Ｂ１，Ｂ２———内圈宽度，ｍｍＣ———外圈宽度，ｍｍＧａ———轴承轴向游隙，ｍｍＴ———轴承实际宽度，ｍｍ———无轴向游隙时的轴承宽度，ｍｍ，———内组件分别与外圈合套后的轴承宽度，ｍｍ，———内组件有效宽度，ｍｍ，———标准内组件分别与外圈合套后的轴承宽度，ｍｍＨ１，２，３，ａ———ΔＨ１，Δ２，Δ３，Ｇａ的公差ΔＢ１ｓ，Δ２ｓ———内圈单一宽度偏差，ｍｍΔｓ———外圈单一宽度偏差，ｍｍΔａ１ｓ，Δｂ１ｓ———内组件的实际有效宽度偏差，

Δ２ｓ，Δ２ｓ———标准内组件分别与外圈合套后的轴承宽度偏差，ｍｍΔ０ｓ———无轴向游隙时轴承宽度偏差，ｍｍΔｓ———轴承实际宽度偏差，ｍｍΔＨ１，Δ２———外圈为标准外圈时，成套轴承内、外圈端面宽度差的尺寸偏差，ｍｍΔ３———内组件为标准件且游隙为０时轴承的实际有效宽度偏差，ｍｍ由于３５００００Ｄ１型双列圆锥滚子轴承没有内隔圈，一般采用更换内组件或修磨内圈小端面的方法调整轴向游隙。对于小批量生产，可以通过修磨内圈小端面调整轴向游隙；而对于大批量生产，此方法生产效率极低，且由此产生的残磁及清洁度问题也对轴承质量产生影响，因此，通常采用选配法配出合格的轴向游隙。１ 基本公式ｍｍ收稿日期：２０１３－１１－２３；修回日期：２０１４－０２－１１

如图１所示，无轴向游隙时３５００００Ｄ１轴承实际宽度为