基于有限元的精軋機主減速箱軸承改型研究

張俊，胡超，陳燕才

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

0 引言

某熱軋產線近年來的產品不斷突破原有設計范圍，高強極薄帶鋼等難軋品種不斷擴大，主軋線設備負荷不斷增加，導致七機架精軋機組主傳動系統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)。由此導致月均故障停機檢修時間增加了29%，造成直接經濟損失數百萬元，嚴重影響產線正常生產和產能發揮。軸承保持架理論上是一個繞軸承軸線做定軸轉動的非受力零件，內外滾道面、內圈大擋邊面、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，冶金設備、大型電機及高鐵機車等大型設備上的圓錐滾子軸承保持架經常發生斷裂故障[1-2]。近10年來，國內外對此的研究從未間斷。研究多采用有限元分析，從軸承保持架模態特性、應力分布、疲勞壽命等方面展開[3-6]分析。研究結果得出，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、外圈不同軸，進而引起滾子傾斜并與保持架兜孔產生接觸，引起保持架兜孔磨損、甚至斷裂失效；2)瞬態沖擊使滾動體突然加速，對保持架兜孔產生沖擊，引起保持架應力瞬間提高。在這兩點綜合作用下，容易引發保持架的疲勞破壞。

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力水平進行分析，提出軸承改型方案并進行應力評估。

1 HA1軸承有限元分析

1.1 減速箱力能參數計算

HA1軸承安裝于減速箱內，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軋機典型軋制轉矩曲線，其峰值轉矩為430 kN·m，以此作為減速箱力能參數計算的負載依據。

圖2 F5軋制轉矩信號

由于高速軸與主電機通過聯軸器聯接，因此還應當考慮到在嚙合中由于摩擦所產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軸器上最大轉矩的10%。F5減速箱主要力能參數如表1所示。

表1 F5減速箱主要力能參數

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。軸和內圈之間、軸和圓柱滾子軸承之間設置綁定接觸邊界條件，圓錐滾子軸承內圈與滾子、滾子與保持架、滾子與外圈之間設置不分離接觸邊界條件。設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矩和聯軸器附加彎矩。

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格，而內圈和外圈上的網格比較稀疏。為了進一步提高保持架上應力分析精度，在圖3-圖4所示原始有限元模型解析結果基礎上，建立了保持架應力解析子模型，其有限元劃分如圖5所示(最小網格尺寸為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格劃分

1.3 有限元仿真結果及分析

圖6所示為軸承HA1的等效應力分布及最大等效應力位置。由圖可見軸承最大等效應力位于滾子上，最大等效應力值為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等效應力分布及最大等效應力位置

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

圖7 軸承HA1保持架等效應力分布

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

圖8 軸承HA1保持架最大、最小主應力分布

由軸承HA1有限元分析可以看出，當軋制轉矩430 kN·m時，軸承HA1等效應力最大部位位于滾子上，該部位處于三向受壓狀態，而等效應力峰值為140.16 MPa，遠小于軸承滾子的屈服極限，因此不易發生破壞。軸承HA1保持架上最大等效應力位于兜孔內表面，最大等效應力位置處于三向拉應力狀態，容易產生疲勞破壞。最大主應力最大值為69.78 MPa，應該采用最大主應力評估軸承強度。由于IBA中的軋制轉矩是通過電機電流換算得到，而電機具有調峰效果，因此，換算得到的峰值轉矩并不能反映真實的峰值轉矩。真實峰值轉矩約為電機電流換算的峰值轉矩的1.4～1.5倍，再考慮到軸承在運轉過程中承受的沖擊載荷以及應力集中因素等，軸承保持架的最大主應力峰值將更大，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，穩態下的軸承保持架最大主應力峰值為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力狀態并降低其服役應力水平，需降低滾動體與保持架之間由于無約束狀態引起的沖擊載荷。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，使得滾動體只能夠沿銷軸旋轉，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。軸承最大等效應力分布如圖10所示。等效應力峰值同樣位于滾子上，最大等效應力值為75.44 MPa。

圖10 軸承HA4等效應力分布及最大等效應力位置

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

圖11 軸承HA4保持架上等效應力分布

圖12為HA4保持架上的最大主應力和最小主應力分布云圖。最大主應力在上述最大等效應力位置的值為36.01 MPa，而最小主應力在上述位置的取值為-16.96 MPa。可見最大等效應力位置處于拉壓應力狀態，應該采用等效應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力水平。其中軸承滾子等效應力降幅為46.0%，軸承保持架等效應力降幅為14.0%，而軸承保持架最大主應力降幅達51.6%。軸承整體應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軸承仿真分析結果對比 (軋制轉矩430 kN·m)

3 結語

針對某鋼廠熱連軋生產線精軋機組軸承保持架斷裂故障頻發的現象，通過IBA數據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力水平。2019年12月，在生產線上完成F3-F5精軋機齒輪箱相應部位軸承的改型，上機運行后狀況良好，再未出現軸承保持架斷裂故障，驗證了軸承改型方案的合理性。