1 引 言在现代大型板带连轧机上,油膜轴承是适应超大轧制力的承载部件。油膜轴承是靠锥套和 衬套之间的一层很薄的油膜来进行工作的,因具有工作效率高,噪声小的特点,在钢铁生产中得到 广泛应用。油膜轴承的锥套与轧辊辊颈的配合有两类,即有键连接和无键连接。无键连接是通过锥 套和辊径间的过盈配合产生的弹性结合力来实现轧制力的传递,因全周等刚度而具有载荷传递过程 稳定、不派生轧制力幅波动的工作特点。宝钢引进的1580PC热连轧板机的支承辊就是采用了 这种轴承。在装拆与使用过程中,油膜轴承锥套出现严重损伤如图1所示。该损伤问题导致轴承使 用寿命降低和生产事故,严重影响轧钢生产。针对这一问题,国内外许多专家定性给出了油膜轴承 损伤的原因<1-3>,但均未给出定量的理论分析方法和结论,油膜轴承锥套和轧辊辊颈损伤问 题没有得到根本解决。本文针对1580热板带连轧机油膜轴承锥套损伤问题,利用三维弹塑性接 触边界元方法进行了定量的理论分析研究。根据生产实际,归纳出了不同工况下锥套的加载模型, 并通过分析确立了三种典型的锥套加载过程力学模型,作出对损伤问题的理论分析。通过设定不同 加载模型的力能参数,对锥套装拆及工作过程进行了数值模拟,得出了锥套在装拆过程中不同胀型 压力和轴向推力条件下的应力和应变的变化规律,分析了导致锥套损伤的原因。从锥套在装拆及工 作过程中应力和应变的变化规律,分析出锥套在不同工况下是否产生磨损以及磨损产生的原因和程 度。根据所分析结果,对不同条件下产生的损伤,提出了相应的改进措施。研制两台轧机油膜轴承 样机,在实验室进行了全面的实验。大量的实验结果表明:对油膜轴承损伤的理论分析是正确的, 为解决油膜轴承损伤问题,奠定了实验基础。图1锥套损伤状况图Fig.1Surfaceda magesstatusoftapersleeve2 锥套装配过程的力学模型油膜轴承锥套 与辊颈弹性结合的计算结构如图2所示。锥套为变厚度圆柱壳,锥套内表面与轧辊辊颈的表面锥度 为1:30。锥套推至工作位置处与辊颈实现过盈量δ。锥套内孔的螺旋状油槽保证油膜轴承座在 装拆时胀型高压油在孔面有部分存储,同时保证高压油压力能在锥套内迅速传递以使锥套胀形。锥 套两端设有环形槽,用于安装密封,保证在装拆时锥套轴向两端对高压油的密封。图2轧机油膜轴 承锥套与轧辊装配图Fig.2Structureoftapersleeveandroll neck锥套的过盈装配采用油压胀型的方式实现。因此,锥套在辊颈中的装配是一个复杂的三维 弹性接触变形过程。随着过盈量的增加和油压大小及分布的改变,接触状态发生不断的变化。边界 元法计算。锥套共划分800个8节点面单元,180个20节点体单元;轧辊划分1368个8 节点面单元。计算采用增量加载,加载22次后,锥套推到预定位置。轧辊和油膜轴承锥套网格划 分如图3所示。图3轧辊和油膜轴承锥套网格划分Fig.3Meshfortaperslee veandrollneck2.1 载荷处理锥套装配时高压油经油槽在锥套的内表面形成胀型 油腔,对锥套形成分布压力p,胀型油压的分布与该腔室的宽度Δp有关,如图2所示,即有Δp =Lp-Δe-Δn(1)式中Lp为锥套两密封槽间距,Δe和Δn分别为锥套辊端和辊身侧与 辊颈接触宽度,Pmax为最大胀型油压。由于过盈量的不断增加,且锥套为变厚度圆柱壳,使得 不同油压下锥套与辊颈间弹性结合力的分布不是恒定的,同时锥套与辊颈的接触区域宽度Δe和Δ n会发生变化。根据最大过盈量下锥套与辊颈弹性结合力分布,图2给出了胀型油压腔室宽Δp与 胀型油压P的关系。在封闭腔室内,胀型油压保持常量。但在边界元分析时,胀型油压的作用位置 随锥套的推进而不断的改变,有P(z,Δp)=Po(2)式中Z为锥套轴向坐标,Po为给定 油压。2.2 锥套过盈装配的接触压力分布与变形分析利用胀型油压的作用将锥套装入辊颈时, 随着过盈量的增加,接触压力与油压的交互作用使锥套与辊颈的接触区域不断发生变化,即接触区 域不断地由未合到接触的变化。锥套推进过程为滑移接触状态,胀型油压撤除后为粘着接触状态, 表1中给出了不同油压与过盈量下锥套与辊颈接触区域分布。当油压P=50MPa时,接触区域 只发生在密封槽外侧的两凸台,但随着油压的降低,锥套推进(过盈量增加)时不断增加的弹性结 合力大于油压,压迫油腔使锥套成辊颈的凸台处有不同程度的增加,且增加规律与锥套的结构形式 相吻合,同时也与锥套和辊颈的损伤区域相吻合。表1 锥套与辊颈的接触区域Tab.1 Th econtactrangebetweenofsleeveandrollneckP=20 MPaP=50MPaδ(mm)Δe(mm)Δn(mm)δ(mm)Δe(mm)Δn(mm )0.40.00.00.4——0.6255.024.00.60.00.00.86780 .811.40.01.0(全部接触)1.0161.522.1锥套在胀型油压和过盈引起的 接触压力作用下,应力水平比较高,部分区域高于屈服极限σs。图4给出了在安装到极限位置后 ,锥套内表面沿结合接触面轴线上的接触压力和摩擦力分布,其中高度集中压力峰值出现在两侧的 凸台而密封槽内侧接触压力很小,在辊端侧的压力峰值跳跃区为28mm长,辊身侧的压力峰值跳 跃区为29mm长,两边呈线性变化。当无胀型压力时,锥套边部最大压应力为-200MPa, 等效应力为500MPa。当有胀型压力时,锥套边部最大压应力为-240MPa,等效应力为 740MPa。支撑辊材料屈服限一般为450MPa,而计算出的轧辊等效应力极限值均不超过 300MPa。因此,轧辊辊颈不会首先破坏。锥套材料屈服限为800MPa,其等效应力为7 40MPa,两者很接近,破坏的可能性很大。这些结果均是在理想图4锥套内表面接触压力和摩 擦力Fig.4Contactpressureandfrictiondistributi ononinnersurfaceoftapersleeveneckandtapersl eeve的条件下计算出的,其中首先假定了轧辊轴线与锥套轴线完全重合。现场装配有时做不到 轧辊轴线与锥套轴线完全重合,导致接触压力分布严重不均,锥套应力峰值将进一步增大,其损伤 的危险进一步增大。分析结论与现场实际完全符合。 锥套变形如图5所示,当油压p=50M Pa时,最大径向位移为0.4592mm(不含过盈量);油压撤除后,锥套外表面最大径向位 移差为28.6μm。变形与锥套的接触压力的分布规律一致。图5锥套轴向外表面径变形图Fi g.5Thedisplacementofoutersurfaceoftaperslee vealongaxialdirection3 锥套损伤机理试验研究根据对油膜轴承过盈配 合锥套工作原理和破坏现象的分析,在全面数值理论分析结果基础上,制订出锥套的试验目的和确 定实验内容。实验的目的是为了验证锥套损伤理论分析的结果与实验数据的吻合程度,重点测试锥 套装拆时的轴向推力分布、锥套装拆过程中的变形规律以及考察锥套经数次拆装后接触表面划伤状 况。锥套推进过程分三次打压:第一次打压(20MPa)是在小端密封刚进入轧辊,锥套推进1 8mm,第二次打压(35MPa)锥套推进到36mm,第四次打压(45MPa)锥套推进到 54mm,到极限位置,第四次打压(55MPa)将锥套图6锥套试验装置Fig.6Test equipmentoftapersleeve从极限位置上卸下。在锥套推进和锥套回退过程 中,测量锥套外径的变化信息,连续记录锥套变形、应力、轴向推力和胀形油压变化的信息,每次 实验结束都要将轧辊和锥套全部拆开,观察损伤情况。实验装置是由油膜轴承锥套、轧辊、压力机 、压力传感器、位移传感器、计算机数据采集系统等组成,如图6所示。当液压胀型压力为P=5 0MPa,推进量为L=54mm,理论分析和计算结果见表2。表2 均载时试验结果与理论分 析结果比较Tab.2 Theanalyzingresultsarecomparedwi thtestresultsonevenloadcondition锥套下部压力总压力锥套 上部压力总压力2位置锥套外径变形增量3位置锥套外径变形增量锥套下部压力总压力锥套上部压 力总压力2位置锥套外径变形增量3位置锥套外径变形增量计算结果P1e=p3+p9=10. 5tP2e=p2+p6=10.5tΔD2e=0.77mmΔD3e=1.01mmP1=p 3+p9=6.4tP2=p2+p6=24.8tΔD21=0.66mmΔD22=0.90 mm实验结果P1t=9.8tP2t=10.4tΔD2t=0.75mmΔD3t=1.00 mmP1=5.0tP2t=27.0tΔD21=0.69mmΔD22=0.89mm计算误 差3.1%2.1%2.5%5.1%4 结 论油膜轴承的锥套采用液压胀型安装方式是一个复 杂的力学过程,关系到油膜轴承工作性能和各结构件损伤机理。非线性边界元数值分析表明,在装 配过程中,锥套与辊颈间的变形场和接触压力分布特征是一个动态的非均匀分布场。弹性结合过盈 量大小、壳体的厚度变化和边界效应对高应力区的分布有很大的影响,指明了锥套两端高压带形成 的异常行为是该区域所出现的轴向和周向的划伤的力学原因。试验结果充分证明了理论分析结果正确性。通过对锥套过盈量进行优化设计、选择正确的胀型压力和轴向推进力、给出恰当的接触表面光洁度、合理锥套壁厚以及要求装配过程中一定要对中等途径,可大大减少划伤事故的发生。大型轧机油膜轴承锥套损伤问题研究@黄庆学$太原重型机械学院!太原030024
@申光宪$燕山大学工程力学系!秦皇岛066004
@李慧剑$燕山大学工程力学系!秦皇岛066004
@许将$宝山钢铁股份有限公司热轧部!上海200941
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