摘  要：分析軋機工作輥軸承座在工作過程中與彎輥液壓缸Ｔ型連桿接口端部以及軸承座承受彎輥力***薄壁厚處的應力分布及變形。利用三維軟件對分析對象進行三維建模，并運用通用有限元軟件建立了有限元模型，分析了彎輥液壓缸Ｔ型連桿接口部、軸承座鋼板壁厚對軸承座受力變形的影響。為軋機工作輥軸承座設計提供了理論依據。

關鍵詞：有限元；軋機；軸承座；變形

1 前言

隨著冷軋帶鋼加工業的迅速發展，對成品帶材的板形和尺寸的精確控制要求變得越來越高。在帶鋼生產過程中，各生產廠家運用提高軋制工藝及生產設備等方法來控制板形。

工作輥液壓彎輥技術是普遍應用于控制軋制板形的技術。采用彎輥的方法，可以使工作輥產生相應的彎曲，以調整改變相應輥縫的形狀，保證生產的板材平直度符合公差要求。

液壓彎輥對減少帶鋼凸度、改善帶鋼平直度、提高生產率及降低輥耗有顯著的作用，所以得到廣泛應用，是現代化帶鋼軋機普遍采用的控制手段之一［1］。

作為軋機重要的工作部件，工作輥軸承座承受了彎輥力的作用。在軋制過程中，如果彎輥力過大，軸承座設計壁厚強度不夠的情況下，工作輥軸承座在工作過程中與彎輥液壓缸Ｔ型連桿接口端部以及軸承座承受彎輥力工作輥軸承座下端***薄處在彎輥力的作用下，導致軸承座發生較大變形，出現應力集中的現象。目前仿真工作輥軸承座變形量的主要方法是通用有限元法。本文是利用有限元來仿真軸承座變形量的方法，分析了不同的設計取值對工作輥軸承座變形量的影響，為軋機工作輥軸承座設計提供了實際依據［1］。

2 有限元模型 

2.1 實體模型與網格劃分

首先對軋機的工作輥軸承座靜力學有限元模型內部的網格進行劃分，如圖1所示。并對網格進行設置。平均元素大小取0.05，***小元素大小取0.1，分級系數為1.5，***大轉角為60°。

2.2 載荷與約束

對軸承座進行靜力學分析前，根據其工作工況，對軸承座安裝軸承用內圈作為約束面，對其徑向接觸面的運動方向進行固定約束。與彎輥液壓缸Ｔ型活塞桿接觸兩端部Ｔ型槽內兩個接觸面均布施加與彎輥力大小一致的豎直方向的載荷，如圖2所示。

3 結果與分析

通過分析不同設計條件下的模擬結果，就可以得出不同設計變量對軸承座變形量的影響大小，這些影響因素包括支架軸承座各處壁厚、彎輥力大小等。

3.1 仿真工況

（1）工作輥彎輥力：550ｋＮ，計算時載荷取550ｋＮ；

（2）模型建立：建立三維模型，定義工作輥軸承材質：35號鋼；

（3）受力分析：導入三維模型，對軸承座內圈進行全約束，上端部兩個Ｔ型槽內兩個接觸面，每個承受275ｋＮ壓力的情況下進行外力加載。

根據軸承座在設計過程中常規設計取值，本次仿真選擇3種具代表性的軸承座壁厚數值Ａ進行仿真，計算工況如表1所示。

3.2 軸承座壁厚Ａ＝15ｍｍ時

如圖3所示，是當軸承座壁厚數值Ａ＝15ｍｍ 時，Ｔ形槽***大變形量為0.09378ｍｍ，軸承座***大應力為134.8ＭＰａ。

3.3 軸承座壁厚Ａ＝25ｍｍ時

如圖4所示，是當軸承座壁厚數值Ａ＝25ｍｍ 時，Ｔ形槽***大變形量為0.09588ｍｍ，軸承座***大應力為133.4ＭＰａ。 

3.4 軸承座壁厚Ａ＝35ｍｍ時

如圖5所示，是當軸承座壁厚數值Ａ＝35ｍｍ 時，Ｔ形槽***大變形量為0.09797ｍｍ，軸承座***大應力為135.9ＭＰａ。

當軸承座壁厚數值Ａ從15ｍｍ增大到35ｍｍ時***大變形量從0.09378ｍｍ→0.09588ｍｍ→ 0.09797ｍｍ，***大應力從134.8ＭＰａ→133.4ＭＰａ→135.9ＭＰａ。變形量增加0.004ｍｍ，應力值減小1.1ＭＰａ。整個仿真過程中軸承座的變形量以及應力值的減小量來說變化不大，所以在合理設計工作輥軸承座的時候，在保證軸承座強度的情況下，壁厚Ａ的取值不用太大。在條件允許的情況下應該盡量選擇外徑較大，承載能力強的軸承。

如下設計圖紙分析顯示，在復雜、大載荷的彎輥力負荷循環下，垂直平面內的軸承座截面“Ａ” （如圖6所示）不是唯一重要的因素。橫向軸承座截面“Ｂ”，特別是施加有負荷的截面“Ｃ”也十分重要。

圖6中ａ＝0.0625×Ｄ，ｂ＝0.1×Ｄ。盡管軸承座設計壁厚Ａ的大小對軸承座本身的應力應變影響不是太大，但是在實際設計過程中，壁厚Ａ的取值與軸承座內孔Ｄ的大小有對應關系，參考文中圖片和公式，輸入軸承外徑大小，可以計算出設計過程中所需***小壁厚Ａ，取值大于計算值即可。

4 結論

（1）利用有限元軟件，建立了計算工作輥軸承座在彎輥力作用下彎輥液壓缸Ｔ型連桿接口端部以及軸承座***薄壁厚處的應力分布及變形的靜力學有限元模型，可以分析不同設計變量因素對軸承座變形的影響。

（2）為軋機工作輥軸承座設計提供了理論依據。從仿真結果可以看出，隨著軸承座壁厚Ａ的厚度值增大，軸承座處的應力集中基本沒有變化，而端部變形僅增加了0.004ｍｍ，可以忽略不計。

在設計允許以及零件設計整體協調性考慮下應該盡量增大軸承座孔內徑。關于軸承座壁厚問題，綜合考慮到軸承座與強度之間的關系，一般考慮壁厚Ａ的厚度為20ｍｍ～30ｍｍ為宜。

【參考文獻】

［１］成大先．機械設計手冊［Ｍ］．北京：化學工業出版 社，２０１６．

［２］周治平，楊旭超．中厚板軋機軋輥軸承座有限元分析 與設計應用［Ｊ］．冶金信息導刊，２０１８（５）：５４－５８． ［３］鄒家祥．軋鋼機械［Ｍ］．北京：冶金工業出版社，２００５．