1、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 Changming 3(Wuhan Uni
2、versity 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-surfac
3、e 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
4、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
5、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。tFrFarptFr斜齿轮节圆直径 ，压力角为 =20，螺旋角为 =11。cd（1）2/tFT（2）tancosr （3）at（4）2rrtPF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rP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rPrP力。 =385mm， =414mm， =720mm。电机额定扭矩 =420 ，电机的过载系数abcd1TkNm为 2.5，故最
6、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T1kNm端还受到附加弯矩 2 M =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）()2craBrdPFMbP求得该轴承径向载荷 =1754.5kN；轴向载荷 =567kN。Br Ba3 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
7、；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
8、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） 3cos2p式中 pc中心 C 处（0）的分布载荷；p 与 x 方向
9、夹角为 的外圆弧处的分布载荷。且有（7）os/rABdFB式中 B轴承宽度得到 （8） 1.2rcpR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
10、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
11、，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
12、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 2003.113 赵云，李友荣 立辊轧机四列圆锥滚子轴承保持架有限元分析 冶金设备 2008.64 冯宪章，崔艳梅 滚动轴承接触问题的有限元分析 润滑与密封 2007.75 徐灏 机械设计手册 北京：机械工业出版社 19916 刘安中，李友荣 2800轧机万向接轴联轴器十字轴断裂事故分析 重型机械 2002.1(文章来源：中国冶金装备网 )
