摘  要：针对某轧板厂立辊轧机辊颈四列圆锥滚子轴承保持架断裂事故,建立了轴承系统有限元模型；在轴承元件间重要接触位置采用接触单元建立了面—面接触对。仿真得到了保持架的变形和应力分布情况,找出了轴承保持架断裂的原因,并对今后此类轴承的设计提出了改进建议。

关键词：四列圆锥滚子轴承；立辊轧机；保持架；有限元；脉动应力

轴承是各种机械中承受载荷的重要支承零件，常被称之为机械的“关节”。轧机轴承更是要满足高速、重载、大冲击和环境恶劣等多项要求。

某轧板厂的悬臂式立辊轧机辊颈轴承采用的四列圆锥滚子轴承连续几次由于保持架断裂（见图 1 ）导致整条生产线停产，造成严重的损失。本文对轴承系统进行了有限元计算，着重分析了保持架的变形和受力情况。

1　有限元模型建立

该厂立辊轧机用轴承为非标准四列圆锥滚子轴承，它由两个双列圆锥滚子轴承组成。其基本结构如图2所示：包括两个双滚道外圈、四个单滚道内圈、滚子、隔离环、销轴和保持架组成。

四列圆锥滚子轴承可承受径向和轴向的联合载荷。考虑到轴承结构的对称性和轴承所承受载荷的分布情况（径向载荷沿周向在120°内呈余弦分布［1］，沿轴向呈均匀分布）。本文取轴承结构的一半进行分析，如图3所示。

2   网格划分和轴承元件间的联接方式

2．1　网格划分

选用三维实体单元，采用体扫掠（Sweep）的形式进行网格划分。体扫掠不但可以得到较规则的六面体单元，而且可以控制不同零件接触位置的节点分布情况。这可以为下一步合并某些轴承元件的节点做好准备。 

2．2　轴承元件间的联接方式

滚动体与滚道之间、滚子大端与内圈挡边之间以及径向载荷区域内（60°）的销轴与保持架之间采用接触单元建立了面—面接触对；而销轴与滚动体之间以及径向载荷区域外的销轴与保持架之间采用节点合并的方式处理。

3　载荷与约束

3．1　载荷

图4为轴的受力图。其中Fr是所研究的四列圆锥滚子轴承处的径向力，取Fr＝2000ｋＮ；轧辊表面与轴线夹角的正切值tanα＝0.0417；轧辊在板坯中心处的直径Ｄ＝860.416ｍｍ；间距L1＝1052.5ｍｍ，L2＝1697.5ｍｍ。

对左端取矩有：

联立上面三式求得轴承的轴向载荷Fa＝2.73ｋＮ。

有限元分析时，轴向载荷加在轴承与轴肩接触的位置；径向载荷加在轴承内圈表面的60°以内，沿周向呈余弦分布‚沿轴向呈均匀分布。

3．2　约束

根据轴承的安装形式和受载情况‚取边界条件如下：

外圈外表面的节点：径向位移约束Ux＝0和 周向位移约束Uy＝0；

外圈右侧端面的节点：轴向位移约Uz＝0； 

对称约束：对称表面的节点SYMM＝0 ［2］。 

轴承加载和约束后的效果如图5所示。

4　有限元计算结果分析

4．1　保持架的变形

受轴弯曲变形的影响，保持架的轴向位移上下应该是相反的。如图6所示，在轴承二分之一宽度处取与轴承端面平行的截面Ⅰ，从保持架位移值的正负可以看出所有保持架的上端（轴承负载区）均远离截面Ⅰ，而保持架的下端（轴承非负载区）均向截面Ⅰ靠拢。这说明保持架相对截面Ⅰ出现了倾斜。

同样，保持架的径向位移上下也不是相同的。因此，特别是在高速、重载的工况下，保持架的变形对整个轴承的稳定性有很大的影响。

4．2　保持架的应力分布

图7～9分别是保持架的第一主应力云图、第三主应力云图和等效应力云图。

从以上各图可看出‚保持架的兜孔周边是应力集中区，其应力***大位置处的第一主应力S1＝36.968ＭＰａ，第三主应力S3＝-58.59ＭＰａ。可见，该处的应力状态为既受拉又受压，应取等效应力来校核其强度。其等效应力Seqv＝84.6ＭＰａ。当轴承旋转180°以后，该处的等效应力基本为0，所以保持架受循环特性ｒ＝0的脉动循环应力［3］。由于该厂立辊轧机存在很大的冲击载荷，导致保持架兜孔周边受到很大的脉冲循环应力，保持架由于疲劳而在兜孔处断裂。

5　结论

1 ）过去认为保持架是一个只绕轴承轴线作定轴旋转的不受力的零件。但通过本文的计算分析可以看出：受轴的变形和滚子撞击的影响，保持架会发生变形和受循环应力作用。

2）今后在设计轴承时，应保证轴承保持架具有足够的强度。

【参考文献】

［1 ］王振华．实用轴承手册［Ｍ］．北京：上海科学技术文献出版社‚1996

［2 ］曾攀．有限元分析及应用［Ｍ］．北京：清华大学出版社，2004

［3 ］徐灏等．机械设计手册［Ｍ］．北京：机械工业出版社，1991