1、安徽工业大学毕业设计（论文）说明书共页第1页装订线工作辊轴承座和轧辊轴承装配组合的有限元分析和其他一些初级制造业一样，对钢铁和铝加工工业而言，最有竞争力和最依赖性的因素便是使设备符合生产和质量标准，为了试图达到和超过这些标准，轧机有时将会工作在一定的状态下，而这种状态对于那些较为陈旧不适合当今生产设计要求的设备而言是很不利的。为了使其达到这些制造和质量标准，轧机设计公司、供应商和制造者们一直在努力通过不断的研究和发展改进轧制技术和设备。其中的一种方法便是问世于1930年的工作辊弯辊法。四辊轧机是最为常见的一种轧机类型，它由装配在两片机架之间的两个工作辊和两个支撑辊组成（图1）。每一个轧辊装配系
2、统都是由一个轧辊、两个轴承座和两个轴承组成的。轴承被安装在每个轧辊辊颈位置处的轴承座中，轴承座则被装配在机架窗口中。在此窗口中还安装有一个弯辊液压缸装置，通过轴承座/轴承装配组合施加弯辊力与工作辊辊颈上，从而使整个辊弯曲。由于这个特殊的轴承座设计，使得液压缸施加弯曲载荷于突出在轴承座体外的耳状装置底部（图2），这些弯辊力在某些轧机上可以达到200吨。工作辊弯辊法已经成为了一种控制轧机实现板带钢预期外型、厚度、表面质量的重要方法。图1图2几乎所有的轧机都配有了工作辊弯辊装置。SMS机械已经在包含弯辊在内的设备分析领域进行了许多工作，接着Torrington也在轴承怎样在载荷作用下变形方面作了深入
3、的分析。现今这两家公司已经联手在工作辊系统中弯辊的影响方面展开了研究。安徽工业大学毕业设计（论文）说明书共页第2页装订线有限元模型用于研究的有限元模型由两个***的模型组成：轴承座（图2）和轴承外圈（图3）。对轴承座/轴承系统的分析过程是通过ANSYS这个有限元分析软件来完成的。对1/4装置的模型分析使工作辊轴承座、轴承和轧辊的均匀的几何形状模型得以简化（图4）。在可能出现大应力或大变形的区域采用便利的局部单元网格细化使得模型的精度得以保证。1/4的模型也大大地缩短了计算时间和有限元分析（FEA）上的消耗。用STIF45(三维等特性实体单元)块单元来构件轴承和轴承座模型，用STIF52（3维表面
4、）间隙单元来构建轴承和轴承座的外表面单元，内圈和轴的位置考虑成固定情况不予建模，这样的假设足以保证分析的精度。设置轴承模型圆周方向上节点的间距和位置与对应轴承的轧辊上节点的艰巨和位置相一致，这个过程使得ANSYS和其他程序分析软件之间在转换有关轧辊载荷和外圈弯曲变形数据方面大为简化。图3支架耳所在的区域受到液压缸施加的力的作用，因此。模型上的载荷便可以通过在轴承外圈上施加位于节点上的轧辊载荷的方式表示出沿着外圈表面方向上的轧辊位置。这些均布载荷与施加的力的作用方向相反。事实上，施加于轴承座和轧辊上的弯辊力通过力的相互作用转移到了轧辊辊颈处。分析每个工作辊的辊颈处的轴承座的位置上都安装了4个逐渐
5、变细的轴承，弗兰克林研究实验室开发的GENROL软件可以用来确定轧辊载荷的分配以及轴承寿命，通过GENROL的第一部操作，把轴承和图4工作辊轴承座的内外圈假想成刚体。因此，轧辊的初始载荷分布计算仅取决于轴安徽工业大学毕业设计（论文）说明书共页第3页装订线承内部间隙，轧辊/外圈接触变形，非变形轴承几何形状和弯曲载荷。轴承和轴承座控之间的过盈或间隙配合使得安装和拆除变得容易，通过考虑了间隙的ANSYS有限元模型我们可以知道轧辊初始载荷分布情况，并籍ANSYS计算出轴承和轴承座的变形和应力的输出值。载荷作用下的轴承和轴承座之间的接触区域由于轴承外圈和轴承座孔的变形而变得平整起来（图5）。这个接触面沿
6、着受载区的载荷的弧度方向延伸，这个弧度是轴承与轴承座间间隙、轴承座与轴承刚度以及轴承内部间隙，和加载载荷的函数（图6）。图6图5轴承外圈和轴承座的变形是变化的，因此我们需要通过迭代过程来确定轧辊载荷的真实外形。我们需要用ANSYS完成对轴承外圈变形值计算的一些小的修正步骤。Torrington提出了如下的方程式以完成这些修正：C/F/xOldValue+CalculatedValueNewvalue=1/0+C/F/Correctionfactor(修正因数C/F/)=8/0新值(NewValue)就是下一次迭代时的旧值(OldValue)。修正因数C/F/由对一个与值相近似的简单模型的测试和
7、错误分析中获得。由ANSYS初处理之后的外圈变形修正值是下一步GENROL分析的基础。GENROL向有限元模型输入新的轧辊载荷分布情况以定义一个新的外圈和轴承座的变形情况。GENROL持续的迭代运算可以在准确的外圈变形、内部径向轧辊间隙以及轧辊/外圈接触变形基础上计算出轧辊载荷分布。整个过程将一直反复到达到轧辊载荷的收敛标准，这个标准由多次连续的迭代分安徽工业大学毕业设计（论文）说明书共页第4页装订线析之间所比较产生的轧辊应力值产生。一旦轧辊上的载荷差距小于或等于两次连续运算中载荷值的5%时，就被认为是结果收敛，然后最终的轧辊载荷设定值被输入有限元模型并运行分析，这个用以实现收敛的过程的图解示
8、意如图7所示。结果由ANSYS最终运行所得到的应立及变形结果和由GENROL计算出的轴承寿命被用来判断设备的稳定性。由（图8-a所示的）轧辊初始载荷分布可知轧辊所承受的最大载荷处产生在轴承的底部与中心线垂直的地方。随着轧辊位置不断地接近轴承的水平中心线，载荷的值也逐渐地减小直至零。在经由跟GENROL计算过的二次载荷分布中，迭代的影响变得显著起来。第一次和第二次迭代过程中增加的轧辊载荷值有20%之多，而第六次迭代过后载荷值则会较之第一次增加42%。有着六次为收敛而所进行的迭代计算所得到的轧辊载荷分布形状如图8a-8f以及图9所示。图7由于弯曲载荷的重新分配，第二次迭带后受载的轧辊总数由19变为21（每排），伴随着轧辊外加载荷分布状态的改变，弯辊力越来越多的分布到了轧辊上，在初次迭代时，75/86%的载荷作用在9个（每排）轴承底部附近的轧辊区域，而到了最后一次迭代的时候，只有54/26%的载荷由相同的轧图8辊所承受。大应力和大变形集中的主要区域是轴承座的薄壁区域。从不可接受的到与载荷的重新分布而产生的区域内相关节点可接受的相应应力的减小情况如图10所示。由图可知，此区域的总变形将减小40%（图11），轴承的理论L10寿命也会在六次迭代后
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