CSP精軋機組主減速機軸承承載能力分析及優(yōu)化設(shè)計

張雪榮,熊 雯,張 俊,陳燕才

(寶山鋼鐵股份有限公司1.中央研究院,湖北 武漢 430080; 2.武漢鋼鐵有限公司,湖北 武漢 430083 )

1 概述

為提升盈利能力,某鋼廠CSP(Compact Strip Production)產(chǎn)線不斷優(yōu)化產(chǎn)品結(jié)構(gòu)、提高盈利品種比例,其中用于集裝箱面板和汽車骨架的高強度(屈服強度≥700 MPa)薄材、極薄材產(chǎn)量占比逐年攀升[1]。高強極薄帶材屬高附加值產(chǎn)品,其生產(chǎn)過程中軋機負荷大、板形控制困難,對設(shè)備的功能精度和承載能力要求極高[2]。長期的超負荷生產(chǎn)導(dǎo)致該系統(tǒng)主減速機軸承頻繁斷裂失效,圖1為2020年F5主減速機輸入軸止推端軸承保持架斷裂現(xiàn)場。因此,如何有效評估軸承承載能力,優(yōu)化其結(jié)構(gòu)形式并提升其使用壽命是高效穩(wěn)定生產(chǎn)的迫切需要[3]。本文以F5軋機主減速機雙列圓錐輥子軸承BT2B331854/HA1為研究對象,對其承載能力及使用壽命進行分析。

圖1 F5主減速機輸入軸止推端軸承保持架斷裂現(xiàn)場照片F(xiàn)ig.1 Photo of F5 main reducer input shaft pulverizer bearing retainer fracture field

2 F5減速機力能參數(shù)計算

結(jié)構(gòu)有限元分析中,載荷邊界條件應(yīng)根據(jù)結(jié)構(gòu)所受載荷施加,因此,首先需進行減速機主要力能參數(shù)計算。F5主減速箱高速軸斜齒輪受力分析簡圖如圖2所示[4]。其中,主動齒輪為高速軸齒輪,從動齒輪為低速軸齒輪。

圖2 F5主減速箱高速軸斜齒輪受力分析簡圖Fig.2 A Brief analysis of F5 force of high speed axial gear of main gear reducer

從精軋機監(jiān)測系統(tǒng)中獲取F5軋機軋制扭矩信號,取峰值軋制扭矩為430 kN·m。最終獲得F5主減速機主要結(jié)構(gòu)參數(shù)及受力分析結(jié)果,見表1。

表1 F5主減速機主要結(jié)構(gòu)參數(shù)及受力分析結(jié)果列表Table 1 List of main structural parameters and stress analysis results of F5 main reducer

3 改型前軸承承載能力分析及疲勞壽命預(yù)測

3.1 BT2B331854/HA1軸承有限元分析

BT2B331854/HA1裝配簡圖如圖3所示。按軸承BT2B331854/HA1實際尺寸建立軸承有限元模型,包含止推軸承內(nèi)圈、A和B兩列圓錐滾子、保持架A和保持架B、外圈、簡化的圓柱滾子軸承和軸。軸和內(nèi)圈之間、軸和圓柱滾子軸承之間設(shè)置綁定接觸邊界條件(Bonded),圓錐滾子軸承內(nèi)圈與滾子、滾子與保持架、滾子與外圈之間設(shè)置不分離接觸邊界條件(No Separation)。設(shè)置圓錐滾子軸承外圈外表面和圓柱滾子軸承外表面固定約束(Fixed Support),齒輪接觸面上添加柱坐標系下的軸向、徑向和周向力載荷(Force),軸端添加電動機輸出扭矩(Moment-Torsion)和聯(lián)軸器附加彎矩(Moment-Bending)。

圖4為軸承的有限元模型及網(wǎng)格劃分。

圖4 軸承BT2B331854/HA1軸承有限元模型網(wǎng)格劃分Fig.4 Mesh division of bearing BT2B331854/HA1 bearing finite element model

圖5為軸承BT2B331854/HA1在輸出扭矩為430 kN·m、輸入扭矩為300 kN·m條件下的等效應(yīng)力分布及最大等效應(yīng)力位置?？梢娸S承最大等效應(yīng)力位于滾子上,最大等效應(yīng)力值為140.16 MPa。滾動軸承滾子材料的屈服極限都在500 MPa以上,因此,滾子強度足夠,不易破壞。

圖5 軸承BT2B331854/HA1等效應(yīng)力分布及最大等效應(yīng)力位置Fig.5 Distribution and location of force and position of maximum equivalent force of bearing BT2B331854/HA1

為了提高計算效率,在滾子和保持架上劃分較小的網(wǎng)格,而內(nèi)圈和外圈上的網(wǎng)格比較稀疏。為了進一步提高保持架上應(yīng)力分析精度,在原始有限元模型解析結(jié)果基礎(chǔ)上開發(fā)了保持架應(yīng)力解析子模型,子模型上添加滾子與保持架接觸位移邊界條件。在輸入扭矩為300 kN·m條件下,圖6為保持架最大主應(yīng)力分布圖,最大主應(yīng)力值為69.78 MPa。

圖6 軸承BT2B331854/HA1保持架上最大主應(yīng)力及最大等效應(yīng)力位置的最大主應(yīng)力Fig.6 Maximum main stress on bearing BT2B331854/HA1 holtainer and the maximum principal stress at the position of the maximum equivalent force

3.2 BT2B331854/HA1軸承有限元分析結(jié)論

(1) 軸承等效應(yīng)力最大部位位于滾子上,該部位處于三向受壓狀態(tài),而等效應(yīng)力峰值為140.16 MPa,遠小于軸承滾子的屈服極限,因此不易發(fā)生破壞。

(2) 軸承保持架上最大等效應(yīng)力位于兜孔內(nèi)表面,最大等效應(yīng)力位置處于三向拉應(yīng)力狀態(tài),容易產(chǎn)生疲勞破壞。最大主應(yīng)力值為69.78 MPa,應(yīng)該采用最大主應(yīng)力預(yù)測保持架疲勞壽命。

3.3 BT2B331854/HA1軸承疲勞壽命預(yù)測

軸承破壞的主要部件為保持架,可見保持架是軸承的薄弱環(huán)節(jié)。因此,本文以該軸承的保持架為研究對象,對軸承疲勞壽命進行評估。評估的基本流程為:①確定保持架材料的p-S-N(p為失效率,S為應(yīng)力,N為循環(huán)次數(shù))曲線;②根據(jù)精軋機監(jiān)控系統(tǒng)數(shù)據(jù),確定軸承扭矩載荷譜;③根據(jù)有限元分析結(jié)果,確定軸承保持架應(yīng)力譜;④根據(jù)疲勞累積損傷理論,對軸承保持架疲勞壽命進行評估。

3.3.1 BT2B331854/HA1軸承保持架材料的p-S-N曲線

BT2B331854/HA1軸承保持架材料為DD13,該材料物理特性與我國沖壓鋼08F一致,故軸承保持架的材料參數(shù)按照08F查詢[5]。根據(jù)《機械設(shè)計手冊》(徐灝版)查得,該材料的p-S-N曲線的表達式分段表示如式(1):

(1)

式中:Np為失效率為p的循環(huán)次數(shù);ap,bp均為常數(shù);σ為應(yīng)力;σ0為疲勞極限。

p-S-N曲線中,σ=σ0點的橫坐標取為N0=107,此時的疲勞極限σ0=118 MPa。依據(jù)與08F力學(xué)性能最接近的Q235在置信度為99.99%時的ap和bp試驗數(shù)據(jù),對08F鋼的ap和bp的取值進行了修正,修正依據(jù)為:ap和bp的取值應(yīng)使σ0=118 MPa時,循環(huán)次數(shù)Np=107。由此得到的ap=32,bp=-12,其對應(yīng)的p-S-N曲線如圖7、8所示。

圖7 08F的p-S-N曲線Fig.7 p-S-N curve of 08F

圖8 修正后08F的p-S-N曲線Fig.8 Revised p-S-N curve of 08F

3.3.2 BT2B331854/HA1軸承扭矩載荷譜

根據(jù)F5精軋機監(jiān)測系統(tǒng)數(shù)據(jù),讀取了F5軋機在2020年3月16日至4月9日共計6 204塊被軋制鋼坯的全部扭矩數(shù)據(jù)。由扭矩載荷譜及扭矩與應(yīng)力之間的線性關(guān)系,得到軸承保持架最大主應(yīng)力載荷譜如圖9所示。

圖9 BT2B331854/HA1軸承保持架最大主應(yīng)力載荷譜Fig.9 BT2B331854/HA1 maximum principal stress load spectrum of bearing cage

3.3.3 BT2B331854/HA1軸承保持架疲勞壽命預(yù)測

設(shè)整個工作壽命期間的應(yīng)力循環(huán)總次數(shù)為N總,則某一應(yīng)力級別的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)ni為式(2) :

ni=piN總

(2)

式中:pi為應(yīng)力級別σi的概率,由軸承保持架應(yīng)力譜查得。

線性累計損傷理論認為,當(dāng)式(3)中D=1(D為臨界損傷和)時結(jié)構(gòu)就發(fā)生疲勞破壞。

(3)

式中:Ni為單純在交變應(yīng)力σi作用下使結(jié)構(gòu)發(fā)生疲勞破壞的應(yīng)力循環(huán)次數(shù);k為載荷譜(應(yīng)力譜)中應(yīng)力分級的級數(shù),見圖9所示的最大主應(yīng)力載荷譜。

當(dāng)D改為一個不等于1的其他常數(shù)a時,稱為修正Miner法則,其數(shù)學(xué)表達式見式(4):

(4)

工程上通常將a值取為0.7。當(dāng)a取為0.7時,其壽命估算結(jié)果比Miner法則安全,壽命估算精度也從總體上比Miner法則有所提高。

代入(2)式,得:

(5)

跟蹤監(jiān)測的25 d內(nèi),F5軋機共軋制6 204塊鋼坯,保持架應(yīng)力主循環(huán)次數(shù)為6 204次。按年生產(chǎn)340 d計,F5軋機主減速機軸承每年應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為:

N年=6 204×340/25=84 374 (次)

以N年=85 000次計,若以CSP年產(chǎn)240萬t、每塊鋼坯平均重20 t計,F5軋機主減速機軸承每年應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為:

N年=2400 000/20=120 000 (次)

F5軸承的疲勞壽命T(工作壽命)見式(6):

(6)

根據(jù)軸承保持架應(yīng)力譜和式(6),可對軸承保持架的疲勞壽命進行評估,結(jié)果如圖10所示。由圖10可以看出,沖擊系數(shù)與軸承保持架疲勞壽命之間近似為指數(shù)衰減關(guān)系,可見,沖擊對軸承保持架壽命的影響巨大。

圖10 BT2B331854/HA1軸承間隙產(chǎn)生的沖擊系數(shù)與疲勞壽命關(guān)系曲線Fig.10 Relationship curve between impact coefficient and fatigue life produced by BT2B331854/HA1 bearing gap

4 軸承改型優(yōu)化方案

上述分析表明,軸承保持架疲勞破壞是軸承失效的主要形式,為改善服役軸承保持架的應(yīng)力狀態(tài)并降低其服役應(yīng)力水平,需降低滾動體與保持架之間由于無約束狀態(tài)引起的沖擊載荷。為此,考慮將原BT2B331854/HA1軸承更換為BT28305/HA4穿銷孔軸承(圖11),穿銷孔軸承的滾動體通過銷軸與保持架相連,使得滾動體只能夠沿銷軸旋轉(zhuǎn),而不能有平移和歪斜,進而限制了滾動體對保持架的沖擊載荷。

圖11 軸承BT28305/HA4部分裝配圖Fig.11 Assembly drawing of bearing part BT28305/HA4

軸承BT28305/HA4與軸承BT2B331854/HA1相比,外形尺寸一樣,區(qū)別在于:

(1) BT2B331854/HA1采用沖壓鋼保持架,內(nèi)外圈材料采用滲碳熱處理;BT28305/HA4采用加強型穿銷孔保持架,內(nèi)外圈、滾動體材料都是滲碳熱處理,抗振抗沖擊能力明顯更強。

(2) BT28305/HA4外圈取消吊裝螺紋孔設(shè)計,避免螺紋孔因沖擊等異常應(yīng)力集中出現(xiàn)斷裂的風(fēng)險。

(3) BT2B331854/HA1和BT28305/HA4滾動體由于采用的保持架形式不同,直徑和長度尺寸有所不同;BT2B331854/HA1滾動體為通淬鋼,BT28305/HA4滾動體為滲碳鋼。

5 改型后軸承承載能力及疲勞壽命分析

5.1 軸承BT28305/HA4有限元分析

按軸承BT28305/HA4實際尺寸建立如圖12～14所示的有限元模型,與BT2B331854/HA1軸承有限元模型相比,本有限元模型中內(nèi)圈、外圈、滾子和保持架的結(jié)構(gòu)均按圖紙做了修改,但邊界條件相同。

圖12 軸承BT28305/HA4有限元模型的邊界條件Fig.12 Boundary conditions of bearing BT28305/HA4 finite element model

圖13 軸承BT28305/HA4有限元模型網(wǎng)格劃分Fig.13 Grid division of the finite element model of the BT28305/HA4 bearing

圖14 軸承BT28305/HA4保持架有限元網(wǎng)格劃分Fig.14 BT28305/HA4 finite element mesh of bearing holders

圖15為在輸入扭矩為300 kN·m條件下,軸承BT28305/HA4保持架的等效應(yīng)力分布,可見最大等效應(yīng)力位于銷軸與保持架相交處,最大等效應(yīng)力為46.03 MPa。

圖15 軸承BT28305/HA4保持架的等效應(yīng)力分布Fig.15 Effect force distribution of bearing BT28305/HA4 cage

圖16為輸入扭矩為300 kN·m條件下,軸承BT28305/HA4保持架的最大主應(yīng)力分布云圖,最大主應(yīng)力在上述最大等效應(yīng)力位置的值為36.01 MPa。

圖16 軸承BT28305/HA4保持架的最大主應(yīng)力分布及最大等效應(yīng)力位置的最大主應(yīng)力Fig.16 Maximum principal stress on bearing BT28305/HA4 cage and maximum equivalent stress position

在同樣工況條件下,采用改型后的穿銷孔軸承BT28305/HA1與BT2B331854/HA1仿真分析對比見表2。

表2 BT28305/HA4軸承與BT2B331854/HA1仿真分析對比Table 2 Comparison of BT28305/HA4 bearing and BT2B331854/HA1

由以上分析可知:

(1) 軸承BT28305/HA4保持架上的最大等效應(yīng)力位于銷軸與保持架相交位置,最大等效應(yīng)力僅為46.03MPa,該位置處于拉壓應(yīng)力狀態(tài),采用最大等效應(yīng)力校核其強度。

(2) 輸入扭矩為300 kN·m條件下,軸承BT28305/HA4保持架較軸承BT2B331854/HA1保持架的等效應(yīng)力降低14%,最大主應(yīng)力降低48.39%。

5.2 軸承T28305/HA4疲勞壽命預(yù)測

根據(jù)疲勞壽命計算方法,在相同的軋制品種時,采用新的BT28305/HA4穿銷孔軸承后,在不同的沖擊系數(shù)下,軸承保持架的疲勞壽命結(jié)果如圖17所示。由圖17可以看出,沖擊系數(shù)與軸承保持架疲勞壽命之間近似為指數(shù)衰減關(guān)系。與改進前的軸承保持架相比,在軋制相同品種時,改進后的軸承保持架的疲勞壽命很長,其產(chǎn)生損壞的機率極小。

圖17 BT28305/HA4軸承間隙產(chǎn)生的沖擊系數(shù)與疲勞壽命關(guān)系曲線Fig.17 BT28305/HA4 relationship between impact coefficient and fatigue life of bearing clearance

6 結(jié)論

(1) 按照軋制扭矩430 kN·m計算F5減速箱高速軸所受的載荷,軸承保持架的最大主應(yīng)力值達69.78 MPa。考慮到滾動體與保持架之間產(chǎn)生的沖擊,該最大主應(yīng)力峰值將接近甚至超過保持架的疲勞極限,進而引發(fā)保持架的疲勞損傷,是軸承斷裂失效的主要原因。

(2) 在軋制相同品種時,若采用改型后的BT28305/HA4穿銷孔軸承,其保持架的疲勞壽命很長(接近無限期),產(chǎn)生損壞的機率極小。

(3) 改型后的新軸承,現(xiàn)場投用已穩(wěn)定運行近2年,未出現(xiàn)任何損壞跡象。