摘  要：針對某軋板廠立輥軋機輥頸四列圓錐滾子軸承保持架斷裂事故,建立了軸承系統有限元模型；在軸承元件間重要接觸位置采用接觸單元建立了面—面接觸對。仿真得到了保持架的變形和應力分布情況,找出了軸承保持架斷裂的原因,并對今后此類軸承的設計提出了改進建議。

關鍵詞：四列圓錐滾子軸承；立輥軋機；保持架；有限元；脈動應力

軸承是各種機械中承受載荷的重要支承零件，常被稱之為機械的“關節”。軋機軸承更是要滿足高速、重載、大沖擊和環境惡劣等多項要求。

某軋板廠的懸臂式立輥軋機輥頸軸承采用的四列圓錐滾子軸承連續幾次由于保持架斷裂（見圖 1 ）導致整條生產線停產，造成嚴重的損失。本文對軸承系統進行了有限元計算，著重分析了保持架的變形和受力情況。

1　有限元模型建立

該廠立輥軋機用軸承為非標準四列圓錐滾子軸承，它由兩個雙列圓錐滾子軸承組成。其基本結構如圖2所示：包括兩個雙滾道外圈、四個單滾道內圈、滾子、隔離環、銷軸和保持架組成。

四列圓錐滾子軸承可承受徑向和軸向的聯合載荷。考慮到軸承結構的對稱性和軸承所承受載荷的分布情況（徑向載荷沿周向在120°內呈余弦分布［1］，沿軸向呈均勻分布）。本文取軸承結構的一半進行分析，如圖3所示。

2   網格劃分和軸承元件間的聯接方式

2．1　網格劃分

選用三維實體單元，采用體掃掠（Sweep）的形式進行網格劃分。體掃掠不但可以得到較規則的六面體單元，而且可以控制不同零件接觸位置的節點分布情況。這可以為下一步合并某些軸承元件的節點做好準備。 

2．2　軸承元件間的聯接方式

滾動體與滾道之間、滾子大端與內圈擋邊之間以及徑向載荷區域內（60°）的銷軸與保持架之間采用接觸單元建立了面—面接觸對；而銷軸與滾動體之間以及徑向載荷區域外的銷軸與保持架之間采用節點合并的方式處理。

3　載荷與約束

3．1　載荷

圖4為軸的受力圖。其中Fr是所研究的四列圓錐滾子軸承處的徑向力，取Fr＝2000ｋＮ；軋輥表面與軸線夾角的正切值tanα＝0.0417；軋輥在板坯中心處的直徑Ｄ＝860.416ｍｍ；間距L1＝1052.5ｍｍ，L2＝1697.5ｍｍ。

對左端取矩有：

聯立上面三式求得軸承的軸向載荷Fa＝2.73ｋＮ。

有限元分析時，軸向載荷加在軸承與軸肩接觸的位置；徑向載荷加在軸承內圈表面的60°以內，沿周向呈余弦分布?沿軸向呈均勻分布。

3．2　約束

根據軸承的安裝形式和受載情況?取邊界條件如下：

外圈外表面的節點：徑向位移約束Ux＝0和 周向位移約束Uy＝0；

外圈右側端面的節點：軸向位移約Uz＝0； 

對稱約束：對稱表面的節點SYMM＝0 ［2］。 

軸承加載和約束后的效果如圖5所示。

4　有限元計算結果分析

4．1　保持架的變形

受軸彎曲變形的影響，保持架的軸向位移上下應該是相反的。如圖6所示，在軸承二分之一寬度處取與軸承端面平行的截面Ⅰ，從保持架位移值的正負可以看出所有保持架的上端（軸承負載區）均遠離截面Ⅰ，而保持架的下端（軸承非負載區）均向截面Ⅰ靠攏。這說明保持架相對截面Ⅰ出現了傾斜。

同樣，保持架的徑向位移上下也不是相同的。因此，特別是在高速、重載的工況下，保持架的變形對整個軸承的穩定性有很大的影響。

4．2　保持架的應力分布

圖7～9分別是保持架的第一主應力云圖、第三主應力云圖和等效應力云圖。

從以上各圖可看出?保持架的兜孔周邊是應力集中區，其應力***大位置處的第一主應力S1＝36.968ＭＰａ，第三主應力S3＝-58.59ＭＰａ。可見，該處的應力狀態為既受拉又受壓，應取等效應力來校核其強度。其等效應力Seqv＝84.6ＭＰａ。當軸承旋轉180°以后，該處的等效應力基本為0，所以保持架受循環特性ｒ＝0的脈動循環應力［3］。由于該廠立輥軋機存在很大的沖擊載荷，導致保持架兜孔周邊受到很大的脈沖循環應力，保持架由于疲勞而在兜孔處斷裂。

5　結論

1 ）過去認為保持架是一個只繞軸承軸線作定軸旋轉的不受力的零件。但通過本文的計算分析可以看出：受軸的變形和滾子撞擊的影響，保持架會發生變形和受循環應力作用。

2）今后在設計軸承時，應保證軸承保持架具有足夠的強度。

【參考文獻】

［1 ］王振華．實用軸承手冊［Ｍ］．北京：上海科學技術文獻出版社?1996

［2 ］曾攀．有限元分析及應用［Ｍ］．北京：清華大學出版社，2004

［3 ］徐灝等．機械設計手冊［Ｍ］．北京：機械工業出版社，1991