機械專業(yè)外文文獻翻譯-外文翻譯--工作輥軸承座和軋輥軸承裝配組合的有限元分析 中文版

安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計（論文）說明書 共 頁 第 1 頁 裝 訂 線 工作輥軸承座和軋輥軸承裝配組合的有限元分析 和其他一些初級制造業(yè)一樣，對鋼鐵和鋁加工工業(yè)而言，最有競爭力和最依賴性的因素便是使設備符合生產和質量標準，為了試圖達到和超過這些標準，軋機有時將會工作在一定的狀態(tài)下，而這種狀態(tài)對于那些較為陳舊不適合當今生產設計要求的設備而言是很不利的。為了使其達到這些制造和質量標準，軋機設計公司、供應商和制造者們一直在努力通過不斷的研究和發(fā)展改進軋制技術和設備。其中的一種方法便是問世于 1930 年的工作輥彎輥法。 四輥軋機是最為常見的一種軋機類型，它由裝配在兩片機架之間的兩個工 作輥和兩個支撐輥組成（圖 1）。每一個軋輥裝配系統(tǒng)都是由一個軋輥、兩個軸承座和兩個軸承組成的。軸承被安裝在每個軋輥輥頸位置處的軸承座中，軸承座則被裝配在機架窗口中。在此窗口中還安裝有一個彎輥液壓缸裝置，通過軸承座 /軸承裝配組合施加彎輥力與工作輥輥頸上，從而使整個輥彎曲。由于這個特殊的軸承座設計，使得液壓缸施加彎曲載荷于突出在軸承座體外的耳狀裝置的底部（圖 2），這些彎輥力在某些軋機上可以達到 200 噸。工作輥彎輥法已經成為了一種控制軋機實現(xiàn)板帶鋼預期外型、厚度、表面質量的重要方法。 圖 1 圖 2 幾乎所有的軋機都配有了工作輥彎輥裝置。 械已經在包含彎輥在內的設備分析領域進行了許多工作，接著 在軸承怎樣在載荷作用下變形方面作了深入的分析?，F(xiàn)今這兩家公司已經聯(lián)手在工作輥系統(tǒng)中彎的影響方面展開了研究。 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計（論文）說明書 共 頁 第 2 頁 裝 訂 線 有限元模型 用于研究的有限元模型由兩個獨立的模型組成：軸承座（圖 2）和軸承外圈（圖3）。對軸承座 /軸承系統(tǒng)的分析過程是通過 個有限元分析軟件來完成的。 對 1/4 裝置的模型分析使工作輥軸承座、軸 承和軋輥的均勻的幾何形狀模型得以簡化（圖 4）。在可能出現(xiàn)大應力或大變形的區(qū)域采用便利的局部單元網格細化使得模型的精度得以保證。 1/4的模型也大大地縮短了計算時間和有限元分析（ 的消耗。 用 三維等特性實體單元 )塊單元來構件軸承和軸承座模型，用3 維表面）間隙單元來構建軸承和軸承座的外表面單元，內圈和軸的位置考慮成固定情況不予建模，這樣的假設足以保證分析的精度。 設置軸承模型圓周方向上節(jié)點的間距和位置與對應軸承的軋輥上節(jié)點的艱巨和位置相一致，這個過程使得 析軟件之間在轉換有關軋輥載荷和外圈彎曲變形數據方面大為簡化。 圖 3 支架耳所在的區(qū)域受到液壓缸施加的力的作用，因此。模型上的載荷便可以通過在軸承外圈上施加位于節(jié)點上的軋輥載荷的方式表示出沿著外圈表面方向上的軋輥位置。這些均布載荷與施加的力的作用方向相反。事實上，施加于軸承座和軋輥上的彎輥力通過力的相互作用轉移到了軋輥輥頸處。 分析 每個工作輥的輥頸處的軸承座的位置上都安裝了 4個逐漸變細的軸承，弗蘭克林研究實驗室開發(fā)的 件可以用來確定軋輥載荷的分配以及軸承 壽命，通過 第一部操作，把軸承和 圖 4 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計（論文）說明書 共 頁 第 3 頁 裝 訂 線 工作輥軸承座的內外圈假想成剛體。因此，軋輥的初始載荷分布計算僅取決于軸承內部間隙，軋輥 /外圈接觸變形，非變形軸承幾何形狀和彎曲載荷。 軸承和軸承座控之間的過盈或間隙配合使得安裝和拆除變得容易，通過考慮了間隙的 限元模型我們可以知道軋輥初始載荷分布情況，并籍 算出軸承和軸承座的變形和應力的輸出值。載荷作用下的軸承和軸承座之間的接觸區(qū)域由于軸承外圈和軸承座孔的變形而變得平整起來（圖 5）。這個接觸面沿著受載 區(qū)的載荷的弧度方向延伸，這個弧度是軸承與軸承座間間隙、軸承座與軸承剛度以及軸承內部間隙，和加載載荷的函數（圖 6）。 圖 6 圖 5 軸承外圈和軸承座的變形是變化的，因此我們需要通過迭代過程來確定軋輥載荷的真實外形。 我們需要用 成對軸承外圈變形值計算的一些小的修正步驟。 ew 正因數 =值 (是下一次迭代時的舊值 ( 修正因數 由 處理之后的外圈變形修正值是下一步 析的基礎。 有限元模型輸入新的軋輥載荷分布情況以定義一個新的外圈和軸承座變形情況。續(xù)的迭代運算可以在準確 的外圈變形、內部徑向軋輥間隙以及軋輥 /外圈接 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計（論文）說明書 共 頁 第 4 頁 裝 訂 線 觸變形基礎上計算出軋輥載荷分布。 整個過程將一直反復到達到軋輥載荷的收斂標準，這個標準由多次連續(xù)的迭代分析之間所比較產生的軋輥應力值產生。一旦軋輥上的載荷差距小于或等于兩次連續(xù)運算中載荷值的 5%時，就被認為是結果收斂，然后最終的軋輥載荷設定值被輸入有限元模型并運行分析，這個用以實現(xiàn)收斂的過程的圖解示意如圖 7所示。 結果 由 終運行所得到的應立及變形結果和由 算出的軸承壽命被用來判斷設備的穩(wěn)定性。 由（圖 8）軋輥初始載荷分布可知軋輥所承受的最大載荷處產生在軸承的底部與中心線垂直的地方。隨著軋輥位置不斷地接近軸承的水平中心線，載荷的值也逐漸地減小直至零。 在經由跟 算過的二次載荷分布中，迭代的影響變得顯著起來。第一次和第二次迭代過程中增加的軋輥載荷值有 20%之多，而第六次迭代過后載荷值則會較之第一次增加 42%。有著六次為收斂而所進行的迭代計算所得到的軋輥載荷分布形狀如圖8及圖 9所示。 圖 7 由于彎曲載荷的重新分配，第二次迭帶后受載的軋輥總數由 19 變?yōu)?21（每排），伴隨著軋輥外加載荷分布狀態(tài)的改變，彎輥力越來越多的分布到了軋輥上，在初次迭代時，載荷作用在 9個（每排）軸承底部附近的軋輥區(qū)域，而到了最后一次迭代的時候，只有 載荷由相同的軋 圖 8 輥所承受。 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計（論文）說明書 共 頁 第 5 頁 裝 訂 線 大應力和大變形集中的主要區(qū)域是軸承座的薄壁區(qū)域。從不可接受的到與載荷的重新分布而產生的區(qū)域內相關節(jié)點可接受的相應 應力的減小情況如圖 10 所示。由圖可知，此區(qū)域的總變形將減小 40%（圖 11），軸承的理論 命也會在六次迭代后提高 圖 12）。 圖 9 圖 10 圖 11 圖 12 結論和摘要 真實 的軋輥載荷分布的定性和定量分析過程是一個不斷的利用 然不能確定在每次迭代的過程中受載的軋輥數目會否發(fā)生變化，但單就一個獨立的軋輥而言載荷的數值是會發(fā)生變化的。 如果軸承座的內徑與外圈的外徑之間間距為零，而且軸承座的剛度足夠，如圖 8所示，初始載荷的分布是十分準確的。但正由于在實際中兩種狀態(tài)都不可能被滿足，所以迭代的過程是必需的。如果最終設計設備時所需的數據主要以第一次迭代的結果為基礎，軸承座邊界區(qū)域的應力和變形將會被分別高估 71%和 67%，相應的，軸承的 安徽工業(yè)大學 畢業(yè)設計（論文）說明書 共 頁 第 6 頁 裝 訂 線 命將被低估 10%。但第一次迭代后的應力和變形要在設備可接受的水平內，所以我們就必須要對軸承座或者是其它彎輥設備重新進行細致的設計。 類似于狗耳朵形狀的最終的軋輥載荷分布狀態(tài)（圖 8f）是由垂直于軸承中心線的軸承座的薄壁區(qū)域的彎曲特性決定的。這部分變形導致軸承座和加載的化，使得軸承座孔周圍大剛度區(qū)域的載荷重新分布。 最后，這個研究證實一旦軸承座和軸承的設計單獨地以 第一次運算結果為依據的話，設備和材料的規(guī)格特性將會變得無用和浪費。然而，正由于迭代分析思想和如此 精密且專業(yè)的分析計算工具的存在，我們才可以得到滿足要求的設計。