顾 勇，吴小涛

（杭州师范大学钱江学院，浙江 杭州 310012）

板带轧机轴承座调心机构的研究及改进

顾 勇，吴小涛

（杭州师范大学钱江学院，浙江 杭州 310012）

在分析板带冷轧机下支撑辊轴承频繁破损原因的基础上，设计出一种新的调心机构．改造成功后的下支撑辊轴承座调心机构在轧辊轴线倾斜或挠曲时，最大等效应力大大减小，机构的承载能力大为提高，从而增加机构刚性，提高了机器的承载能力，可以实现轴承轴向的均载，起到很好的调心效果．

轴承失效；机构设计；数值模拟

0 引 言

研究对象源于福建省某公司的板带冷轧机改造设计项目．该轧机的工作机座主要由机架、轧辊、轧辊轴承和轧辊调心机构组成．查阅该公司的生产记录发现，在生产过程中，下支撑辊轴承座每次换上“弧块—平板”调心机构，轧机稳定运行一段时间后，支撑辊轴承便开始频繁损坏．平均寿命只有1 000～1 500h，远远少于轧机轧辊轴承的设计寿命3 000～5 000h．而且轧机使用的四列圆柱滚子轴承价格昂贵，轴承频繁损坏增加了生产成本．图1是已损坏轴承的照片．所以针对该轧机轴承异常损坏的问题，该文着手对轴承座调心机构进行研究与改进．

图1 已损坏轴承Fig．1 Damaged bearing

1 弧块调心机构失效原因分析

1．1 轧机下支撑辊轴承失效原因分析

下支撑辊轴承失效有多种原因．根据现场采集到的下支撑辊轴承破坏的照片，对破坏轴承进行分析．轴承的破坏部位及破坏程度具有普遍的共性：靠近轴承两个端面的两列滚子磨损比中间滚子的磨损严重，轴承套圈的压痕主要出现在靠近端面的地方．这说明，在轴承工作中每列滚子所分担的载荷不均匀，轧辊轴承列间存在偏载现象．这是造成轧辊轴承烧损，使用寿命降低的主要原因．通过进一步跟踪发现，造成这种偏载的最终原因是调心机构的不合理．

1．2 “弧块—平板”调心机构失效分析

图2是冷轧机下支撑辊轴“弧块—平板”调心机构，通过分析，绘制其结构简图如图3所示．从图3中可以看出，调心机构在工作过程当中，弧块和平板几乎是线接触．

圆弧与平板的最大接触应力公式［1－5］：

式中：Q为载荷，R1为半径，L为弧块—平板接触长度，E为弹性模量，ν1为泊松比．

将机构在工作过程中的数据带入式（1），根据求解结果，作用于接合处的最大接触应力大于许用接触应力，弧形块和垫板之间发生塑性变形，接合处形成一个狭长的接触面．这个接触面越窄，机构的调心效果越好．但在实际轧制过程中，工作辊、支撑辊是正反转轧制，载荷反复交变作用，冲击载荷很大．弧块与垫板经过载荷反复冲击，不久就发生较大塑性变形，出现压痕．压痕的扩展使弧块滚动力矩增大，直至调心机构失效．现场曾采用表面淬火高的材料制作弧块及垫板等技术希冀解决调心机构失效问题，但在冲击载荷下，也会经常发生破裂．显然，这种“弧块—平板”调心机构在该生产条件下是不合理的．

2 轴承座调心机构的改进

2．1 轴承自适应均载原理

图4和图5是机构改进前后下支撑辊系的机构简图．可以看出新的约束机构中，轴承座具备了随辊颈一起倾斜所需的自由度，相对于改进后，其实现了四列滚子轴承列间均载，使轴承获得了更长的使用寿命和更高的工作可靠性．该约束机构就是所要设计的轴承座调心机构．所设计轴承座调心机构的功能就是当轧辊受力弯曲时，轴承座能够随辊颈一起倾斜．

2．2 调心机构的结构设计

对于圆弧与平板的接触问题，提高接触疲劳强度的途径有：加大圆柱体的接触长度；加大圆柱体和平板接触的综合曲率半径；采用弹性模数较小或许用接触应力较大的材料等．

综合曲率半径公式［5］：

式中，R为圆弧半径．

由式（2），如果继续减小R1和R2，那么继续增大，当R1＝R2时，Rred→∞，接触应力最小，此时为面面接触．据此可知，当将“弧块—平板”调心机构的线面接触变成面面接触时，接触强度大大提高．所以该结构设计接触副拟采用面面接触．

在综合考虑了调心机构的功能要求和接触强度要求，定性分析了多种调心机构后，初步选定了耳轴调心机构、球面垫调心机构和“包络弧块”调心机构3种满足要求的结构设计方案，如图6－8所示．

方案1需要重新设计原机架和轴承座的结构，同时还要设计新增加的滑块和固定楔．设计工作量大，成本高，安装调试也比较麻烦；改变了原机架立柱局部端面的结构形式，对机架的刚度和强度都会产生影响．

方案2应用在上支撑辊系，利用球面垫与压下螺丝端部的凹球面相配合．如果下支撑辊系采用同样结构的压上螺丝机构，不仅要增加压上螺丝、压上螺母、球面垫、垫板等零件，而且要重新设计机架窗口的下横梁，这违反了尽量使结构简单、不修改核心部件的原则．

方案3在保证设计的可靠性的前提下，仅需更换下支撑辊轴承座的调心机构，其他零件完全不变．

综上所述，方案3最符合现场对改造的要求，所以选择方案3作为下支撑辊轴承座调心机构的改进方案．其模型见图9和图10．

3 改进前后有限元分析

根据调心机构的实际尺寸，建立模型，网格划分如图11所示．

3．1 Von－Mises应力分析

图12和图13为机构改进前后Von－Mises应力图．从图可以看出：“弧块—平板”调心机构的Von－Mises应力集中在弧块和平板接触处，几乎成一线性分布；而包络弧块调心机构的Von－Mises应力分布则比较均匀，虽然最大应力也发生在低接触处，但是从数值上比“弧块—平板”调心机构降低了很多．

3．2 UY方向位移分析

图14和图15为机构改进前后沿UY方向位移分布图．从图可以看出：“弧块—平板”调心机构在接触部位容易发生较大的变形；而包络弧块调心机构由于接触面积大，变形很均匀，而且较前者变形要小．

3．3 接触应力分析

从图16和图17可以看出：调心机构改进后，该机构的零件内部接触应力（单位：N）沿弧线分布更均匀，应力值差别不大，与改进前机构相比，不再出现明显的应力集中现象．最大接触应力大大减小，接触强度大大提高．

4 结 论

1）冷轧机下支撑辊轴承频繁破损是由于“弧块—平板”调心机构的不合理导致局部偏载造成的，由此设计出一种新的调心机构——包络弧块调心机构．

2）调心机构改进后，该机构的零件内部应力、变形分布均匀，应力值差别不大，与改进前机构相比，不再出现明显的应力集中现象，机构的承载能力以及接触强度大大提高．

［1］濮良贵，纪名刚．机械设计［M］．8版．北京：高等教育出版社，2006．

［2］邹家祥．轧钢机械［M］．3版．北京：冶金工业出版社，1988．

［3］邹家祥．轧钢机现代设计理论［M］．北京：冶金工业出版社，1991．

［4］刘鸿文．材料力学［M］．北京：高等教育出版社，2004．

［5］伍生．基于滚动轴承接触问题的有限元分析［D］．呼和浩特：内蒙古工业大学机械学院，2007．

Abstract：This paper analyzed the reason about the failure of the bearing for steel strip cold rolling mill and designed a new self－aligning mechanism．After the mechanism is improved，the maximum stress is greatly reduced and the carrying capacity of mechanism is greatly improved when the roll axis is bending，thus，the rigidity and carrying capacity of the machine is improved，so the load of the bearing in axial direction is averaged，and plays a very good self－aligning role．

Key words：failure of the bearing；mechanism design；numerical simulation

Research and Improvement on Self－Aligning Mechanism of Steel Strip Rolling Mill

GU Yong，WU Xiao－tao
（Qianjiang College，Hangzhou Normal University，Hangzhou 310012，China）

TH122

A

1674－232X（2011）01－0077－05

10．3969／j．issn．1674－232X．2011．01．015

2010－07－09

顾 勇（1983—），男，河南信阳人，助教，硕士，主要从事塑性成形工艺及模具CAD／CAE研究．E－mail：gyncwu＠163．com