摘  要：分析軋機(jī)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(yīng)力分布及變形。利用三維軟件對分析對象進(jìn)行三維建模，并運(yùn)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(jī)工作輥軸承座設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：有限元；軋機(jī)；軸承座；變形

1 前言

隨著冷軋帶鋼加工業(yè)的迅速發(fā)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(chǎn)過程中，各生產(chǎn)廠家運(yùn)用提高軋制工藝及生產(chǎn)設(shè)備等方法來控制板形。

工作輥液壓彎輥技術(shù)是普遍應(yīng)用于控制軋制板形的技術(shù)。采用彎輥的方法，可以使工作輥產(chǎn)生相應(yīng)的彎曲，以調(diào)整改變相應(yīng)輥縫的形狀，保證生產(chǎn)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(chǎn)率及降低輥耗有顯著的作用，所以得到廣泛應(yīng)用，是現(xiàn)代化帶鋼軋機(jī)普遍采用的控制手段之一［1］。

作為軋機(jī)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(shè)計(jì)壁厚強(qiáng)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(dǎo)致軸承座發(fā)生較大變形，出現(xiàn)應(yīng)力集中的現(xiàn)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(shè)計(jì)取值對工作輥軸承座變形量的影響，為軋機(jī)工作輥軸承座設(shè)計(jì)提供了實(shí)際依據(jù)［1］。

2 有限元模型 

2.1 實(shí)體模型與網(wǎng)格劃分

首先對軋機(jī)的工作輥軸承座靜力學(xué)有限元模型內(nèi)部的網(wǎng)格進(jìn)行劃分，如圖1所示。并對網(wǎng)格進(jìn)行設(shè)置。平均元素大小取0.05，***小元素大小取0.1，分級系數(shù)為1.5，***大轉(zhuǎn)角為60°。

2.2 載荷與約束

對軸承座進(jìn)行靜力學(xué)分析前，根據(jù)其工作工況，對軸承座安裝軸承用內(nèi)圈作為約束面，對其徑向接觸面的運(yùn)動方向進(jìn)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(nèi)兩個(gè)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(jié)果與分析

通過分析不同設(shè)計(jì)條件下的模擬結(jié)果，就可以得出不同設(shè)計(jì)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(jì)算時(shí)載荷取550ｋＮ；

（2）模型建立：建立三維模型，定義工作輥軸承材質(zhì)：35號鋼；

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

根據(jù)軸承座在設(shè)計(jì)過程中常規(guī)設(shè)計(jì)取值，本次仿真選擇3種具代表性的軸承座壁厚數(shù)值Ａ進(jìn)行仿真，計(jì)算工況如表1所示。

3.2 軸承座壁厚Ａ＝15ｍｍ時(shí)

如圖3所示，是當(dāng)軸承座壁厚數(shù)值Ａ＝15ｍｍ 時(shí)，Ｔ形槽***大變形量為0.09378ｍｍ，軸承座***大應(yīng)力為134.8ＭＰａ。

3.3 軸承座壁厚Ａ＝25ｍｍ時(shí)

如圖4所示，是當(dāng)軸承座壁厚數(shù)值Ａ＝25ｍｍ 時(shí)，Ｔ形槽***大變形量為0.09588ｍｍ，軸承座***大應(yīng)力為133.4ＭＰａ。 

3.4 軸承座壁厚Ａ＝35ｍｍ時(shí)

如圖5所示，是當(dāng)軸承座壁厚數(shù)值Ａ＝35ｍｍ 時(shí)，Ｔ形槽***大變形量為0.09797ｍｍ，軸承座***大應(yīng)力為135.9ＭＰａ。

當(dāng)軸承座壁厚數(shù)值Ａ從15ｍｍ增大到35ｍｍ時(shí)***大變形量從0.09378ｍｍ→0.09588ｍｍ→ 0.09797ｍｍ，***大應(yīng)力從134.8ＭＰａ→133.4ＭＰａ→135.9ＭＰａ。變形量增加0.004ｍｍ，應(yīng)力值減小1.1ＭＰａ。整個(gè)仿真過程中軸承座的變形量以及應(yīng)力值的減小量來說變化不大，所以在合理設(shè)計(jì)工作輥軸承座的時(shí)候，在保證軸承座強(qiáng)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(yīng)該盡量選擇外徑較大，承載能力強(qiáng)的軸承。

如下設(shè)計(jì)圖紙分析顯示，在復(fù)雜、大載荷的彎輥力負(fù)荷循環(huán)下，垂直平面內(nèi)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(fù)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(shè)計(jì)壁厚Ａ的大小對軸承座本身的應(yīng)力應(yīng)變影響不是太大，但是在實(shí)際設(shè)計(jì)過程中，壁厚Ａ的取值與軸承座內(nèi)孔Ｄ的大小有對應(yīng)關(guān)系，參考文中圖片和公式，輸入軸承外徑大小，可以計(jì)算出設(shè)計(jì)過程中所需***小壁厚Ａ，取值大于計(jì)算值即可。

4 結(jié)論

（1）利用有限元軟件，建立了計(jì)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(yīng)力分布及變形的靜力學(xué)有限元模型，可以分析不同設(shè)計(jì)變量因素對軸承座變形的影響。

（2）為軋機(jī)工作輥軸承座設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。從仿真結(jié)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(yīng)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(jì)。

在設(shè)計(jì)允許以及零件設(shè)計(jì)整體協(xié)調(diào)性考慮下應(yīng)該盡量增大軸承座孔內(nèi)徑。關(guān)于軸承座壁厚問題，綜合考慮到軸承座與強(qiáng)度之間的關(guān)系，一般考慮壁厚Ａ的厚度為20ｍｍ～30ｍｍ為宜。

【參考文獻(xiàn)】

［１］成大先．機(jī)械設(shè)計(jì)手冊［Ｍ］．北京：化學(xué)工業(yè)出版 社，２０１６．

［２］周治平，楊旭超．中厚板軋機(jī)軋輥軸承座有限元分析 與設(shè)計(jì)應(yīng)用［Ｊ］．冶金信息導(dǎo)刊，２０１８（５）：５４－５８． ［３］鄒家祥．軋鋼機(jī)械［Ｍ］．北京：冶金工業(yè)出版社，２００５．