張俊，胡超，陳燕才

(武漢鋼鐵有限公司 a. 設(shè)備管理部； b. CSP廠； c. 技術(shù)中心，湖北 武漢 430083)

0 引言

某熱軋產(chǎn)線近年來的產(chǎn)品不斷突破原有設(shè)計范圍，高強極薄帶鋼等難軋品種不斷擴大，主軋線設(shè)備負荷不斷增加，導(dǎo)致七機架精軋機組主傳動系統(tǒng)主減速箱故障率升高，其中主減速箱軸承以保持架斷裂占比最高(圖1)。由此導(dǎo)致月均故障停機檢修時間增加了29%，造成直接經(jīng)濟損失數(shù)百萬元，嚴重影響產(chǎn)線正常生產(chǎn)和產(chǎn)能發(fā)揮。軸承保持架理論上是一個繞軸承軸線做定軸轉(zhuǎn)動的非受力零件，內(nèi)外滾道面、內(nèi)圈大擋邊面、滾子滾動面和端面受力，不直接作用于保持架。但在實際工作中，冶金設(shè)備、大型電機及高鐵機車等大型設(shè)備上的圓錐滾子軸承保持架經(jīng)常發(fā)生斷裂故障[1-2]。近10年來，國內(nèi)外對此的研究從未間斷。研究多采用有限元分析，從軸承保持架模態(tài)特性、應(yīng)力分布、疲勞壽命等方面展開[3-6]分析。研究結(jié)果得出，實際工作中軸承保持架不僅承受滾子的碰撞力和摩擦力，還承受質(zhì)量不平衡力、重力和離心力等。當軸承勻速運行時，不會造成保持架磨損及斷裂，而保持架斷裂的主要原因包括兩點[7-8]：1)齒輪箱傳動軸在彎矩作用下軸承內(nèi)、外圈不同軸，進而引起滾子傾斜并與保持架兜孔產(chǎn)生接觸，引起保持架兜孔磨損、甚至斷裂失效；2)瞬態(tài)沖擊使?jié)L動體突然加速，對保持架兜孔產(chǎn)生沖擊，引起保持架應(yīng)力瞬間提高。在這兩點綜合作用下，容易引發(fā)保持架的疲勞破壞。

圖1 F5主減速箱速機輸入軸止推端軸承保持架斷裂圖

本文以某鋼廠F5精軋機主減速機雙列圓錐輥子軸承SKF-BT2 B331854/HA1(下稱 HA1軸承)為研究對象，考慮減速箱沖擊載荷，采用有限元仿真對軸承應(yīng)力水平進行分析，提出軸承改型方案并進行應(yīng)力評估。

1 HA1軸承有限元分析

1.1 減速箱力能參數(shù)計算

HA1軸承安裝于減速箱內(nèi)，為更準確地模擬軸承載荷邊界條件，建立減速箱高速軸整體有限元分析模型，因此，首先進行減速箱力能參數(shù)計算。該F5軋機主減速機為單級斜齒輪傳動，其中，主動齒輪為高速軸齒輪，從動齒輪為低速軸齒輪。圖2為通過電機電流換算的F5軋機典型軋制轉(zhuǎn)矩曲線，其峰值轉(zhuǎn)矩為430 kN·m，以此作為減速箱力能參數(shù)計算的負載依據(jù)。

圖2 F5軋制轉(zhuǎn)矩信號

由于高速軸與主電機通過聯(lián)軸器聯(lián)接，因此還應(yīng)當考慮到在嚙合中由于摩擦所產(chǎn)生的在軸上引起的附加彎曲力矩。附加彎曲力矩約等于長期作用在聯(lián)軸器上最大轉(zhuǎn)矩的10%。F5減速箱主要力能參數(shù)如表1所示。

表1 F5減速箱主要力能參數(shù)

1.2 有限元分析模型

按軸承HA1和F5減速箱高速軸的實際尺寸建立如圖3、圖4所示的有限元模型和邊界條件。包含止推軸承內(nèi)圈、兩列圓錐滾子、兩個保持架、外圈、簡化的圓柱滾子軸承和軸。軸和內(nèi)圈之間、軸和圓柱滾子軸承之間設(shè)置綁定接觸邊界條件，圓錐滾子軸承內(nèi)圈與滾子、滾子與保持架、滾子與外圈之間設(shè)置不分離接觸邊界條件。設(shè)置圓錐滾子軸承外圈外表面和圓柱滾子軸承外表面固定約束，齒輪接觸面上添加柱坐標系下的軸向、徑向和周向力載荷，軸端添加電機輸出轉(zhuǎn)矩和聯(lián)軸器附加彎矩。

圖3 軸承HA1有限元模型

圖4 F5減速箱高速軸有限元模型及邊界條件

為了提高計算效率，高速軸分析模型中，滾子和保持架上劃分較小的網(wǎng)格，而內(nèi)圈和外圈上的網(wǎng)格比較稀疏。為了進一步提高保持架上應(yīng)力分析精度，在圖3-圖4所示原始有限元模型解析結(jié)果基礎(chǔ)上，建立了保持架應(yīng)力解析子模型，其有限元劃分如圖5所示(最小網(wǎng)格尺寸為1 mm)，子模型上添加滾子與保持架接觸位移邊界條件。

圖5 軸承HA1保持架子模型有限元網(wǎng)格劃分

1.3 有限元仿真結(jié)果及分析

圖6所示為軸承HA1的等效應(yīng)力分布及最大等效應(yīng)力位置。由圖可見軸承最大等效應(yīng)力位于滾子上，最大等效應(yīng)力值為140.16 MPa。滾動軸承滾子材料的屈服極限都在500 MPa以上。因此，滾子強度足夠，不易破壞。

圖6 軸承HA1等效應(yīng)力分布及最大等效應(yīng)力位置

圖7所示為軸承HA1在軋制轉(zhuǎn)矩430 kN·m條件下，保持架的最大等效應(yīng)力分布。等效應(yīng)力極值位于兜孔內(nèi)表面，最大值為53.27 MPa。

圖7 軸承HA1保持架等效應(yīng)力分布

圖8所示為保持架在軋制轉(zhuǎn)矩430 kN·m條件下的最大主應(yīng)力和最小主應(yīng)力分布圖。其中最大主應(yīng)力峰值為69.78 MPa，最小主應(yīng)力的峰值為13.37 MPa，且兩者位置與最大等效應(yīng)力峰值位置一致。這表明，最大等效應(yīng)力位置處于三向拉應(yīng)力狀態(tài)，應(yīng)該采用最大主應(yīng)力進行保持架強度分析。

圖8 軸承HA1保持架最大、最小主應(yīng)力分布

由軸承HA1有限元分析可以看出，當軋制轉(zhuǎn)矩430 kN·m時，軸承HA1等效應(yīng)力最大部位位于滾子上，該部位處于三向受壓狀態(tài)，而等效應(yīng)力峰值為140.16 MPa，遠小于軸承滾子的屈服極限，因此不易發(fā)生破壞。軸承HA1保持架上最大等效應(yīng)力位于兜孔內(nèi)表面，最大等效應(yīng)力位置處于三向拉應(yīng)力狀態(tài)，容易產(chǎn)生疲勞破壞。最大主應(yīng)力最大值為69.78 MPa，應(yīng)該采用最大主應(yīng)力評估軸承強度。由于IBA中的軋制轉(zhuǎn)矩是通過電機電流換算得到，而電機具有調(diào)峰效果，因此，換算得到的峰值轉(zhuǎn)矩并不能反映真實的峰值轉(zhuǎn)矩。真實峰值轉(zhuǎn)矩約為電機電流換算的峰值轉(zhuǎn)矩的1.4～1.5倍，再考慮到軸承在運轉(zhuǎn)過程中承受的沖擊載荷以及應(yīng)力集中因素等，軸承保持架的最大主應(yīng)力峰值將更大，極有可能超過保持架材料08F的疲勞極限118 MPa，從而引發(fā)疲勞破壞。因此，有必要對軸承進行改型。

2 軸承改型方案及仿真分析

2.1 軸承改型方案

仿真分析表明，穩(wěn)態(tài)下的軸承保持架最大主應(yīng)力峰值為69.78 MPa，但當沖擊較大時，容易引起疲勞破壞。因此為改善服役軸承保持架的應(yīng)力狀態(tài)并降低其服役應(yīng)力水平，需降低滾動體與保持架之間由于無約束狀態(tài)引起的沖擊載荷。為此，提出軸承改型為SKF-BT28305/HA4穿銷孔軸承(下稱 HA4)，HA4的裝配簡圖與有限元模型如圖9所示。穿銷孔軸承的滾動體通過銷軸與保持架相聯(lián)，使得滾動體只能夠沿銷軸旋轉(zhuǎn)，而不能有平移和歪斜，進而限制了滾動體對保持架的沖擊載荷。

圖9 軸承HA4裝配圖及有限元模型

2.2 HA4軸承有限元分析模型及結(jié)果分析

將HA4軸承替換圖4中的HA1軸承，其他邊界條件保持不變。軸承最大等效應(yīng)力分布如圖10所示。等效應(yīng)力峰值同樣位于滾子上，最大等效應(yīng)力值為75.44 MPa。

圖10 軸承HA4等效應(yīng)力分布及最大等效應(yīng)力位置

圖11所示為HA4保持架上的等效應(yīng)力分布，其最大等效應(yīng)力位于銷軸與保持架相交處，最大等效應(yīng)力峰值為46.03 MPa。

圖11 軸承HA4保持架上等效應(yīng)力分布

圖12為HA4保持架上的最大主應(yīng)力和最小主應(yīng)力分布云圖。最大主應(yīng)力在上述最大等效應(yīng)力位置的值為36.01 MPa，而最小主應(yīng)力在上述位置的取值為-16.96 MPa?？梢娮畲蟮刃?yīng)力位置處于拉壓應(yīng)力狀態(tài)，應(yīng)該采用等效應(yīng)力進行保持架的強度評估。

圖12 軸承HA4保持架最大、最小主應(yīng)力分布

在同樣激勵情況下，采用改型后的穿銷孔軸承HA4與HA1仿真分析對比如表2所示。由對比可知，采用改型后的HA4軸承，能夠有效降低軸承保持架應(yīng)力水平。其中軸承滾子等效應(yīng)力降幅為46.0%，軸承保持架等效應(yīng)力降幅為14.0%，而軸承保持架最大主應(yīng)力降幅達51.6%。軸承整體應(yīng)力水平遠低于軸承材料疲勞極限，因此更安全可靠。

表2 HA4軸承與HA1軸承仿真分析結(jié)果對比 (軋制轉(zhuǎn)矩430 kN·m)

3 結(jié)語

針對某鋼廠熱連軋生產(chǎn)線精軋機組軸承保持架斷裂故障頻發(fā)的現(xiàn)象，通過IBA數(shù)據(jù)獲取軋機真實負載狀況，采用整體及子模型有限元分析方法對故障原因進行了分析，提出軸承改型方案：將原HA1軸承改型為HA4軸承。仿真分析結(jié)果表明：在相同的邊界條件下，改型后的軸承能夠有效降低軸承保持架應(yīng)力水平。2019年12月，在生產(chǎn)線上完成F3-F5精軋機齒輪箱相應(yīng)部位軸承的改型，上機運行后狀況良好，再未出現(xiàn)軸承保持架斷裂故障，驗證了軸承改型方案的合理性。