森基米爾軋機支承輥成組軸承與中間輥彈性耦合系統(tǒng)接觸機理

ＩＳＳＮ１０００－３７６２ＣＮ４１－１１４８／Ｈ

軸承 ２０１４年７期Ｂｅｉｎｇ２０１４，Ｎｏ．７

１－７產(chǎn)品設計與應用森基米爾軋機支承輥成組軸承與中間輥彈性耦合系統(tǒng)接觸機理徐四寧１，２，奚卉３，４，張茜１，３，王忠強１，４，王鳳才１，２，３（１．武漢科技大學機械工程學院，武漢４３００８１；２．瓦房店軸承集團有限責任公司，遼寧瓦房店１１６３００；３．西安交通大學 機械工程學院，西安 ７１００４９；４．聯(lián)合制造及軸承產(chǎn)業(yè)化技術研發(fā)基地，銀川 ７５００００）摘要：建立了森基米爾軋機支承輥成組背襯軸承與中間輥彈性耦合系統(tǒng)多界面接觸機理分析模型，采用有限元法對彈性系統(tǒng)及界面接觸問題進行了大規(guī)模數(shù)值迭代求解；并基于此模型研究了支承輥撓曲變形對支承輥成組背襯軸承系統(tǒng)接觸行為的影響，得到了給定２種軋制力和耦合場作用下支承輥的撓曲變形及６套成組背襯軸承內部的接觸應力分布狀態(tài)，以及成組背襯軸承與中間輥的接觸行為規(guī)律。結果表明，在給定軋制工況條件下，中間輥最大撓度遠大于支承輥的最大撓度；支承輥撓曲變形對成組背襯軸承與中間輥間的接觸均勻性以及軸承內部接觸均勻性產(chǎn)生較大影響。關鍵詞：森基米爾軋機；背襯軸承；支承輥；中間輥；有限元模型；接觸機理中圖分類號：３３３．１７；Ｈ１３３．３３＋２ 文獻標志碼：Ａ 文章編號：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基金項目：國家自然科學基金項目（５１３７５３５２）；國家重點基礎研究發(fā)展計劃項目（２０１１ＣＢ７０６６０１）作者簡介：徐四寧，高級工程師，研究方向為基礎制造與軸承微尺度設計技術。通訊作者：王鳳才，教授，博士生導師，Ｅ－ｍｉｌ：．ｃ．ｎｇ＠ｈｏｍｉｌ．ｃｏ．ｕｋ。

１ 概述隨著我國裝備制造業(yè)的快速發(fā)展，增加了對高質量薄板帶材的需求，而具有高速、重載及精密技術特征的森基米爾軋機可以用于這類薄板的軋制［１］。然而，作為這種軋機裝備核心部件的高性能滾動軸承產(chǎn)品所涉及的關鍵技術卻沒有完全得·２·

《軸承》２０１４．№．７到方向性與根本性的解決［２－３］，特別是森基米爾軋機支承輥上成組使用的精密背襯軸承系統(tǒng)。典型的二十輥森基米爾軋機軋輥系統(tǒng)主要由支承輥芯軸、背襯軸承、中間輥和工作輥等組成［４－５］。其中約５～８套背襯軸承成組安裝在支承輥上，軸承間安裝有鞍座，軸承外圈作為支承輥工作表面與中間輥接觸工作，形成多支點梁的形式；通過鞍座可以進行輥身徑向位移補償，并把徑向載荷傳遞給整體機架［６－７］。背襯軸承通常為二列或三列圓柱滾子軸承，作為支承輥工作表面的軸承外圈線

面，在產(chǎn)業(yè)化技術發(fā)展上，森基米爾軋機軸承成組核心技術識別及技術集成已經(jīng)完全依賴到位的技術管理與制造過程質量控制的推動，使產(chǎn)品核心技術逐步向更系統(tǒng)性及微尺度層面上深入發(fā)展，實現(xiàn)多尺度技術與產(chǎn)品質量水平同步提升［３－４］。目前，圍繞這種典型森基米爾軋機輥系及背襯軸承系統(tǒng)的摩擦學性能或接觸機理研究的文獻也十分有限。森基米爾軋機軸承產(chǎn)業(yè)化技術發(fā)展需要突破該產(chǎn)品所蘊含的成組關鍵技術和技術集成，包括［３］速度一般可達８００～１０００ｍ／ｍｉｎ，工作載荷約

結構微尺度設計、制造工藝及服役技術

。主要８０００～１００００ｋＮ，達額定動載荷的０．５～０．７倍［８］。森基米爾軋機軸承是冶金裝備上使用的一種典型的集高速、重載及精密為一體的高性能軸承，其設計制造理念與傳統(tǒng)軸承不同，產(chǎn)品開發(fā)與研制過程不但具有很高的設計制造核心技術與技術集成能力要求，而且還需要有高水平的技術管理條件［３－４］。例如，根據(jù)大量的產(chǎn)品裝機服役情況發(fā)現(xiàn)，外圈斷裂和滾道剝落等成為困擾森基米爾軋機軸承產(chǎn)品發(fā)展的一個技術瓶頸，也導致了大量裝機試驗及制造費用與資源的消耗。在當前軸承工業(yè)產(chǎn)品結構調整和產(chǎn)業(yè)轉型升級所面臨的嚴峻形勢和巨大挑戰(zhàn)背景下，迫切需要從整體發(fā)展上首先解決產(chǎn)業(yè)、產(chǎn)品技術發(fā)展與管理理念的問題［３－４］。根據(jù)聯(lián)合制造技術報告關于精密背襯軸承制造技術研究及其產(chǎn)品在鋼鐵行業(yè)大量裝機服役試驗研究獲得的重要進展可知，歐洲軸承制造企業(yè)ＳＦ，ＦＡＧ在森基米爾軋機軸承技術機理、核心技術以及由此形成的制造工藝技術方面已經(jīng)發(fā)展得比較成熟［３］；其次，通過裝機試驗可知，日本ＯＹＯ，ＮＳＫ公司在產(chǎn)品關鍵技術方面的不斷改進也獲得了重要進展；同樣，美國ｉｍｋｅｎ公司的制造技術在避免滾道剝落等問題上也獲得了較好發(fā)展，其研發(fā)水平也逐漸跟上。對于蘊含成組關鍵技術于一體的森基米爾軋機軸承產(chǎn)品，可見的國內外學術與工業(yè)技術信息十分有限，其中國外對知識產(chǎn)權的有效管理和重視是一個主要原因。因此，在產(chǎn)品初始階段解決類似外圈斷裂和滾道剝落等技術難題時，現(xiàn)有的技術研發(fā)理念難以有效認識產(chǎn)品內在技術機理與制造過程實踐工藝控制技術的內涵；同時，技術進步的另一個特別制約因素在于一些企業(yè)技術管理上對產(chǎn)品技術研發(fā)與產(chǎn)品設計開發(fā)２個不同概念的嚴重混淆［４］。另一方

研究任務包括：在輥系外部工況條件下，軸承系統(tǒng)內部組件相互作用機理；成組背襯軸承與芯軸構成的支承輥系統(tǒng)工作行為影響機理；軸承外圈作為工作表面與中間輥表面間的潤滑接觸性能；鞍座對于支承輥抗彎剛度的影響和位移補償水平的影響機理；中間輥載荷工況條件下的撓曲變形對成組背襯軸承沿軸向接觸均勻性的影響；撓曲變形對各軸承單元內部滾子與滾道接觸行為的影響等技術機理問題［３，９－１０］。另一方面，由于問題的復雜性，支承輥成組背襯軸承與中間輥彈性接觸耦合系統(tǒng)數(shù)值接觸力學模型的發(fā)展與大規(guī)模數(shù)值求解等并不是一件簡單的事情，國內外也未見相關報道，但發(fā)展這樣的大規(guī)模模擬分析平臺對促進產(chǎn)品技術機理認識研究很有意義。此外，如果考慮動態(tài)載荷條件，滾動體與滾道間的摩擦學機理分析同樣也是推動產(chǎn)品設計制造技術識別的重要研究方面，包括滾道或滾動體多尺度表面拓撲結構的動態(tài)摩擦學行為的影響等［１１－１２］。因此，面向軋機軸承單元與支承輥耦合系統(tǒng)，有必要開展精密軋機背襯軸承產(chǎn)業(yè)化技術機理研究。下文以典型的二十輥森基米爾軋機支承輥及其成組背襯軸承與中間輥構成的相互作用系統(tǒng)為研究對象，建立由中間輥、鞍座、成組背襯軸承與支承輥芯軸構成的彈性耦合系統(tǒng)接觸模型及分析平臺，采用大規(guī)模接觸力學數(shù)值模型求解系統(tǒng)整體彈性場與多界面彈性接觸問題；分析輥系撓曲變形導致的成組背襯軸承與中間輥間的非均勻接觸行為，包括軸承內滾子與滾道的接觸應力，在產(chǎn)品研發(fā)項目管理下，為森基米爾軋機軸承產(chǎn)業(yè)化設計制造技術和安裝服役技術識別提供技術機理的發(fā)展依據(jù)。２模型與方法軋輥系統(tǒng)結構典型的二十輥森基米爾軋機的軋制力Ｆｚ從徐四寧，等：森基米爾軋機支承輥成組軸承與中間輥彈性耦合系統(tǒng)接觸機理

·３·工作輥Ｓ，Ｔ經(jīng)中間輥Ｉ，Ｊ，，Ｌ，Ｍ，Ｎ，Ｏ，Ｐ，Ｑ，Ｒ傳遞到支承輥Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅ，Ｆ，，Ｈ，并最終傳到堅固的整體機架上，如圖１所示。軋機中心線兩側的４個第２中間輥Ｉ，，Ｌ，Ｎ是傳動輥，由電動機通過萬向節(jié)軸傳動［６，８］。２個工作輥是靠４個傳動輥與第１中間輥Ｏ，Ｐ，Ｑ，Ｒ的摩擦力而驅動的。構成支承輥的背襯軸承成組安裝在同一芯軸上，支承輥兩端和軸承之間有７套鞍座與機架相連，鞍座通過油缸傳遞載荷和進行位移補償，其結構及相互接觸關系如圖２所示，結構設計參數(shù)見表

表１ 軋輥軸承系統(tǒng)幾何結構參數(shù) ｍｍ 幾何參數(shù) 數(shù)值 支承輥軸徑Ｄ１ １８０軸承外徑Ｄ ４０６中間輥軸徑Ｄ２ ２３５軸承寬度Ｂ １７１軸承間距Ｂ１ ６４支承輥長度Ｌ１ １４２６ 中間輥長度１３４６ 工況條件隨著工作輥壓下位置的不同，各輥作用力的方向角不斷變化，受力也不同［２］。文中二十輥森１。支承輥通過背襯軸承外圈與中間輥形成非共

基米爾軋機設計的最大軋制力Ｆｚ

約為１０５８４ｋＮ，形接觸界面，并傳導軋制力；接觸載荷可引起背襯軸承外圈彈性變形，影響軸承內部滾子與滾道間的載荷分布狀態(tài)和摩擦學性能以及軸承承載能力。軋機輥系工作機理十分復雜，一方面，支承輥成組背襯軸承可通過相應的鞍座、齒輪齒條及壓下機構進行組合位置的調整來獲得輥系凸度的調整，這有利于提高板形控制質量；另一方面，輥系工作過程中，中間輥相對支承輥需要做一定程度的軸向往復移動，期望使自身均勻受力，以減小背襯軸承形成的分段支承輥面和輥系撓曲導致的接觸界面波浪變形對軋制鋼板質量的影響［３］。森基米爾軋機支承輥背襯軸承耦合系統(tǒng)與中間輥相互動態(tài)接觸行為導致其系統(tǒng)技術機理非常復雜，下文僅對支承輥背襯軸承與中間輥處于對稱接觸狀態(tài)的情況進行研究。圖１ 典型二十輥森基米爾軋機軋輥系統(tǒng)圖２支承輥芯軸與成組背襯軸承及中間輥和鞍座構成的軋機支承輥系統(tǒng)

如果忽略輥系的摩擦力矩，并設軋制力在上、下工作輥連心線上，輥系對稱布置，各輥為標準直徑，則支承輥承受的接觸載荷為６７００ｋＮ［８］。在同等軋制工況下，與支承輥Ｂ和中間輥Ｉ，Ｊ間的雙輥支撐形式相比，支承輥Ａ和中間輥Ｉ間的單輥支撐形式使軸承單元承受較大的內部接觸應力，使軋輥有較大的撓曲變形［７－８］。因此，選擇具有較大接觸載荷的單輥支撐模型來研究軋輥系統(tǒng)與軸承組件的接觸行為機理。多界面彈性接觸模型基于輥系及其背襯軸承組成的多界面彈性接觸耦合系統(tǒng)的復雜性和消除離散模型數(shù)值敏感性的考慮，通過數(shù)值試驗確定背襯軸承系統(tǒng)有限元模型網(wǎng)格密度約為４００萬，并在可能發(fā)生接觸或應力集中的區(qū)域細化網(wǎng)格，保證計算精度和運行時間的合理性［８，１２］?？紤]鞍座對支承輥抗彎剛度的增強效果，建模過程引入了鞍座部件提供的彈性約束，使模型更接近軋機輥系結構力學的真實情況；此外，將軋機軋制力均勻施加于中間輥，以模擬第２中間輥與支承輥間彈性接觸傳導軋制力的作用。有限元多界面接觸力學模擬系統(tǒng)包括軸承滾子與滾道、外圈與中間輥、內圈與支承輥芯軸、支承輥與鞍座構成的所有可能接觸界面，為方便起見，簡稱為支承輥及背襯軸承系統(tǒng)，或支承輥軸承系統(tǒng)［８］。需要特別指出的是，森基米爾軋機支承輥與背襯軸承及中間輥等構成的多界面統(tǒng)一約束接觸力學模型將呈現(xiàn)較大規(guī)模的數(shù)值模擬系統(tǒng)特征，相關各個背襯軸承單元內部的接觸問題也十分復雜，為數(shù)值計算帶來收斂性和迭代平衡問題［１３］。例如，數(shù)值迭代過程導致的滾子接觸平衡問題，需要附加額外的初始力學邊界條件來實現(xiàn)，同時也有助于提高迭代求解效率。建立的森基米爾軋機支承輥及背襯軸承彈性耦合系統(tǒng)的大·４·

《軸承》２０１４．№．７規(guī)模有限元接觸力學模型如圖３所示，并給出了其中４個滾子的編號。用于研究的輥系及軸承材料的力學性能和物理參數(shù)見表２。圖３支承輥及背襯軸承系統(tǒng)接觸力學模型表２軸承及軋輥材料的力學性能和物理參數(shù) 參數(shù) 數(shù)值 軸承彈性模量／２０６軋輥彈性模量／２６０材料密度／（ｋｇ·ｍ－３） ７８５０軸承泊松比 ０．３軋輥泊松比 ０．３３數(shù)值計算結果所建立的支承輥與背襯軸承彈性耦合系統(tǒng)模型，能夠穩(wěn)定進行給定約束及工況條件下的輥系多界面接觸行為的數(shù)值力學求解。設置２個載荷子步，自動時間步長；運行時間約５ｈ，經(jīng)過７～８步平衡迭代，穩(wěn)定收斂，讀取并處理數(shù)據(jù)。將網(wǎng)格加密１倍，兩次結果相對誤差在５％以內，消除了模擬數(shù)值試驗的數(shù)值敏感性［８，１２］。通過對支承輥及成組背襯軸承系統(tǒng)接觸力學模型的數(shù)值計算，得到２種軋制力下輥系的撓曲變形及軸承組件的接觸應力分布。圖４和圖５分別為２種不同軋制力下支承輥芯軸和中間輥軸線的撓曲變形曲線。不同軋制力工況下系統(tǒng)的接觸性能最大值對比見表３。圖６為不同軋制力下中間輥與軸承外圈間的接觸變形結果對比。圖７為最大軋制力下中間輥及外圈素線的位移曲線。圖８為最大軋制力下６套背襯軸承與中間輥間的接觸應力沿軸向和周向的分布情況。圖９為６套背襯軸承周向不同位置滾子的接觸應力分布情況。６套背襯軸承外圈與中間輥間的最大接觸應力及周向不同位置滾子最大接觸應力的對比見表４。４討論由圖４可知，在６７００ｋＮ軋制力作用下，支承輥產(chǎn)生撓曲變形，最大撓度值為０．０４４５ｍｍ，出現(xiàn)

在軸承ＩＩＩ和ＩＶ處，總體呈拋物線形。在鞍座的作用下，總體撓曲量不大，在受鞍座約束的區(qū)域產(chǎn)生明顯的反向變形。由圖５可知，在６７００ｋＮ接觸載荷作用下，中間輥產(chǎn)生的撓曲變形較大，最大撓度值為０．３１１２ｍｍ，出現(xiàn)在軸承ＩＩＩ和ＩＶ之間；其在軋制力和接觸載荷共同作用下的變形呈現(xiàn)拋物線特征。由于鞍座施加了位移固定邊界條件，且成組背襯軸承為多點支撐，導致支承輥呈波浪形變形；背襯軸承外圈變形和與之接觸的中間輥變形同樣呈現(xiàn)波浪式分布特征，如圖７所示。鞍座可以在一定范圍內調整分段布置的背襯軸承的徑向位移，同時中間輥在實際軋制過程中具有一定程度的軸向往復移動，這均可以提高支承輥抗彎剛度，減小其撓曲變形，有助于提高軋板產(chǎn)品的板形精度和均勻性。由圖４～圖６和表３可知，軋制力增加１倍，支承輥撓度、中間輥接觸變形和中間輥撓度分別增大了５１．５％，４１．１％和３４．１％，外圈接觸應力和接觸變形增大了３０．１％。對比圖４和圖５可知，軋制力變化引起的支承輥撓曲變形遠遠小于中間輥的撓曲變形，支承輥撓曲變形對中間輥撓曲的放大作用明顯，因此，這很容易進一步導致對應工作輥的變形，影響軋制板形。進一步說明支承輥撓曲變形對軋制力的變化較為敏感，會影響成組軸承的均勻受載。事實上，鋼廠軋機軋制過程中的過載或沖擊載荷易導致軋制力和軋輥變形出現(xiàn)較大變化，影響薄板軋制質量［３］。圖４支承輥沿長度方向的撓度值圖５中間輥沿長度方向的撓度值徐四寧，等：森基米爾軋機支承輥成組軸承與中間輥彈性耦合系統(tǒng)接觸機理

·５·表３不同軋制力下支承輥軸承系統(tǒng)接觸性能對比

號位置滾子的最大接觸應力差別較大，軸承ＩＩＩ和軋制力／ｋＮ

支承輥最大撓度δｂｍａｘ

中間輥最大撓度δｉｍａｘ

中間輥接觸最大變形δｉｅｍａｘ

外接觸圈最大變形δｅｍａｘ

外圈最大接觸應力σｅｍａｘ

ＩＶ比軸承Ｉ和ＶＩ高５２．９％，比軸承ＩＩ和Ｖ高２４．２％；對于２號位置滾子最大接觸應力，軸承ＩＩＩ ／μｍ ／μｍ ／μｍ ／μｍ ／ＭＰａ ３３５０２１．６２０５．２２５１．６１７７．６６８４．０６７００４４．５３１１．２１７８．３２５４．０９７８．５圖６中間輥的接觸變形比較由圖７可知，背襯軸承外圈位移與中間輥位移曲線在接觸區(qū)域貼合一致。接觸界面有應力處沒有間隙，有間隙處的接觸應力為零，這符合接觸力學約束條件，計算結果收斂合理［１３］。圖７背襯軸承與中間輥位移曲線由圖８可知，在６７００ｋＮ的軋制力作用下，背襯軸承外圈最大接觸應力發(fā)生在軸承ＩＩＩ和ＩＶ上，均為９７８．５ＭＰａ，比軸承Ｉ和ＶＩ高２１．８％，比軸承ＩＩ和Ｖ高６．３％。這說明軸承與中間輥的接觸性能受支承輥撓曲因素影響較為明顯。因此，由于支承輥使中間輥產(chǎn)生較大的撓曲，６套成組使用的支承輥軸承外圈兩側各有不同程度的應力集中現(xiàn)象，軸承Ｉ和ＶＩ內側邊緣處應力集中最為明顯，其次是軸承ＩＩＩ和ＩＶ的外側邊緣處。由圖９可知，在６７００ｋＮ軋制力作用下，６套軸承均有７個滾子受力，最大接觸應力出現(xiàn)在軸承ＩＩＩ和ＩＶ的１號位置滾子與內滾道的接觸區(qū)域，為２０８０．０ａ。同一支承輥上每套軸承的２列滾子之間接觸應力相差不大，但軸承越靠近支承輥中部，相應的滾子接觸應力越大。每套軸承１

和ＩＶ比軸承Ｉ和ＶＩ高３６．３％，比軸承ＩＩ和Ｖ高１８．６％；對于３號位置滾子最大接觸應力，軸承ＩＩＩ和ＩＶ比軸承Ｉ和ＶＩ高２８．１％，比軸承ＩＩ和Ｖ高１１．５％；對于４號位置滾子最大接觸應力，軸承ＩＩＩ和ＩＶ比軸承Ｉ和ＶＩ高２５．２％，比軸承ＩＩ和Ｖ高９．７％。這說明受載最大滾子受支承輥撓曲因素的影響大于其他滾子和外圈。圖８支承輥背襯軸承外圈與中間輥間的接觸應力分布表４中同時給出了ｅｚ理論計算的接觸應力和接觸寬度，用于輔助評估有限元模型計算結果的可靠性［１３］。由表４可知，通過支承輥及背襯軸承系統(tǒng)有限元接觸力學模型獲得的計算結果消除了數(shù)值敏感性，并和ｅｚ理論計算結果較為接近，證明了研究結果的合理性（需要指出的是，由于ｅｚ理論對于復雜接觸問題的局限性，其計算精度不如有限元模型，故兩者之間存在一定的差異是合理的）。同時可以明顯看出，軋機支承輥與中間輥彈性耦合接觸系統(tǒng)中６套背襯軸承呈現(xiàn)較強的非均勻接觸現(xiàn)象。通過調整鞍座進行位移補償和軋制過程中中間輥的軸向移動以及軸承單元內部參數(shù)優(yōu)化等措施，可以改善軸承的非均勻接觸狀態(tài)?！ぃ丁?/p>

圖９支承輥背襯軸承滾子的接觸應力分布表４支承輥不同位置背襯軸承接觸性能對比

《軸承》２０１４．№．７外圈最大接觸應力σｅｍａｘ／ａ軸承有限元解 ｅｚ理論解

外圈接觸半寬ｂ／ｍｍ有限元解 ｅｚ理論解

滾子最大接觸應力σｂｍａｘ／ａ１ ２ ３ ４５ 結束語建立了支承輥與中間輥彈性耦合系統(tǒng)的數(shù)值力學模型，對輥系多界面的接觸行為進行了分析求解，并考慮輥系撓曲變形對成組支承輥軸承非均勻接觸行為進行了研究，得到了給定２種軋制力下中間輥與支承輥的撓曲變形及軸承內部的接觸應力分布規(guī)律。結果表明，軋制力由３３５０ｋＮ增大到６７００ｋＮ時，支承輥撓度增大５１．５％，中間輥撓度增大３４．１％，輥系撓曲變形對軋制力參數(shù)變化較為敏感。在最大軋制力作用下，支承輥撓曲雖受鞍座的限制，但仍會導致中間輥產(chǎn)生達０．３１１２ｍｍ的撓曲量，使得支承輥軸承外圈和最大承載滾子的接觸應力分別產(chǎn)生２１．８％和５２．９％的差異，非均勻接觸現(xiàn)象比較明顯。文中研究工作及所建立的復雜多界面接觸力學模型有助于進一步開展高速、重載及精密森基米爾軋機軸承產(chǎn)品成組核心技術識別及技術集成研究；接觸機理研究支持了森基米爾軋機軸承成組技術的識別，并已經(jīng)成功用于軸承產(chǎn)品微尺度設計與精密制造工藝技術及裝機服役技術實踐過程；裝機試驗表

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，當前限制森基米爾軋機軸承產(chǎn)２３２．６品技術進一步發(fā)展的問題主要是過程質量控制能力和技術管理水平。參考文獻：［１］ ＭｃＣｎｎＪ．ｅｉｅｗｏｆｏｋｏｌｌｓｏｒＣｏｌｄｏｌｌｉｎｇ［Ｊ］．Ｉｏｎｍｋｉｎｇ＆Ｓｅｅｌｍｋｉｎｇ，２０００，２７（１）：１５－１８．［２］中國機械工程學會．中國機械工程技術路線圖－軸承［Ｍ］．北京：科學技術出版社，２０１１：２０７－２１９．［３］王鳳才，徐四寧．森基米爾軋機軸承產(chǎn)品產(chǎn)業(yè)化成組關鍵技術（ＩＩＩ）［］．Ｕ，２０１３：１６０－２１０．［４］王鳳才．軸承工業(yè)產(chǎn)品升級發(fā)展技術路線與成組技術［］．ｉＢ（ＵＭ），２０１１：１－５６．［５］ＢｕａＥ，ｅｍｍａＬ．ＶｉｂｉｏｎＡｎｌｉｓｏｆａＳｅｎｄｚｉｍｉｒＣｏｌｄｏｌｌｉｎｇＭｉｌｌｎｄＢｅｉｎｇＦｕｌｔｅｅｃｉｏｎ［Ｊ］．ｏｕｎｌｏｆＭｅｃｈｎｉｃｌＥｎｉｎｅｅｉｎｇＳｃｉｅｎｃｅ，２０１０，２２４（３）：１６４５－１６５４．［６］蔡崇倫．２０輥森基米爾軋機結構分析［Ｊ］．冶金設備，１９８０（３）：９－２１．［７］ＹｕＨＬ，ｉｕＸＨ．ＡｎｌｉｓｏｆｏｌｌｐｅｓｕｅｉｎＳｅｎｄｚｉｍｉｒＭｉｌｌｂｙＦＥＭ［Ｊ］．ｏｕｎｌｏｆＩｏｎｎｄＳｅｅｌｅｅｃｈＩｎｅｎｉｏｎｌ，２００８，１５（１）：３０－３３．ＩＳＳＮ１０００－３７６２ＣＮ４１－１１４８／Ｈ

軸承 ２０１４年７期Ｂｅｉｎｇ２０１４，Ｎｏ．７

７－９３５００００Ｄ１型雙列圓錐滾子軸承軸向游隙的選配方法劉鋒（甘肅海林中科科技股份有限公司 技術中心，甘肅 天水 ７４１０１８）摘要：針對采用更換內組件或修磨內圈小端面的方法調整３５００００Ｄ１型雙列圓錐滾子軸承軸向游隙效率低下等問題，介紹了適合大批量生產(chǎn)的軸向游隙的選配法。對該類型軸承軸向游隙計算式進行了推導，得出了軸向游隙的配套公式，并以此為基礎詳細論述了該類型軸承外圈與內組件的分選、配套方法。關鍵詞：雙列圓錐滾子軸承；軸向游隙；選配法中圖分類號：Ｈ１３３．３３＋２ 文獻標志碼：Ｂ 文章編號：１０００－３７６２（２０１４）０７－０００７－０３符號說明Ｂ１，Ｂ２———內圈寬度，ｍｍＣ———外圈寬度，ｍｍＧａ———軸承軸向游隙，ｍｍＴ———軸承實際寬度，ｍｍ———無軸向游隙時的軸承寬度，ｍｍ，———內組件分別與外圈合套后的軸承寬度，ｍｍ，———內組件有效寬度，ｍｍ，———標準內組件分別與外圈合套后的軸承寬度，ｍｍＨ１，２，３，ａ———ΔＨ１，Δ２，Δ３，Ｇａ的公差ΔＢ１ｓ，Δ２ｓ———內圈單一寬度偏差，ｍｍΔｓ———外圈單一寬度偏差，ｍｍΔａ１ｓ，Δｂ１ｓ———內組件的實際有效寬度偏差，

Δ２ｓ，Δ２ｓ———標準內組件分別與外圈合套后的軸承寬度偏差，ｍｍΔ０ｓ———無軸向游隙時軸承寬度偏差，ｍｍΔｓ———軸承實際寬度偏差，ｍｍΔＨ１，Δ２———外圈為標準外圈時，成套軸承內、外圈端面寬度差的尺寸偏差，ｍｍΔ３———內組件為標準件且游隙為０時軸承的實際有效寬度偏差，ｍｍ由于３５００００Ｄ１型雙列圓錐滾子軸承沒有內隔圈，一般采用更換內組件或修磨內圈小端面的方法調整軸向游隙。對于小批量生產(chǎn)，可以通過修磨內圈小端面調整軸向游隙；而對于大批量生產(chǎn)，此方法生產(chǎn)效率極低，且由此產(chǎn)生的殘磁及清潔度問題也對軸承質量產(chǎn)生影響，因此，通常采用選配法配出合格的軸向游隙。１ 基本公式ｍｍ收稿日期：２０１３－１１－２３；修回日期：２０１４－０２－１１

如圖１所示，無軸向游隙時３５００００Ｄ１軸承實際寬度為