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文 | 做个闲懒诗人
编辑 | 做个闲懒诗人
前言
针对某钢厂CSP产线精轧机组主减速机轴承频繁失效问题。
在获取减速机力能参数基础上，结合精轧机监测系统数据，采用有限元仿真对轴承应力水平进行分析，获得轴承及保持架应力谱 ，再采用疲劳累积损伤理论对轴承使用寿命进行分析，得出轴承保持架疲劳破坏是轴承失效的主要原因。
因此，对轴承结构形式进行了优化，将原轴承更换为穿销孔轴承，重新进行疲劳寿命评估，发现改进后的轴承保持架的疲劳寿命很长，产生损坏的机率极少，可从根本上解决轴承故障问题。
为提升盈利能力，某钢厂CSP产线不断优化产品结构、提高盈利品种比例，其中用于集装箱面板和汽车骨架的高强度（屈服强度≥700MPa）薄材、极薄材产量占比逐年攀升。
高强极薄带材属高附加值产品，其生产过程中轧机负荷大、板形控制困难，对设备的功能精度和承载能力要求极高。
长期的超负荷生产导致该系统主减速机轴承频繁断裂失效，图1为2020年F5主减速机输入轴止推端轴承保持架断裂现场。
因此，如何有效评估轴承承载能力，优化其结构形式并提升其使用寿命是高效稳定生产的迫切需要。
我们以F5轧机主减速机双列圆锥辊子轴承BT2B331854/HA1为研究对象，对其承载能力及使用寿命进行分析。
F5减速机力能参数计算
结构有限元分析中，载荷边界条件应根据结构所受载荷施加，因此，首先需进行减速机主要力能参数计算，F5主减速箱高速轴斜齿轮受力分析简图如图2所示，其中，主动齿轮为高速轴齿轮，从动齿轮为低速轴齿轮。
从精轧机监测系统中获取F5轧机轧制扭矩信号，取峰值轧制扭矩为430kN·m ，最终获得F5主减速机主要结构参数及受力分析结果，见表1。
改型前轴承承载能力分析及疲劳寿命预测
根据上述分析，我们以BT2B331854/HA1为例，装配简图如图3所示。
按轴承BT2B331854/HA1实际尺寸建立轴承有限元模型，包含止推轴承内圈、A和B两列圆锥滚子、保持架A和保持架B、外圈、简化的圆柱滚子轴承和轴。
轴和内圈之间、轴和圆柱滚子轴承之间设置绑定接触边界条件（Bonded），圆锥滚子轴承内圈与滚子、滚子与保持架、滚子与外圈之间设置不分离接触边界条件（NoSeparation）。
设置圆锥滚子轴承外圈外表面和圆柱滚子轴承外表面固定约束（FixedSupport），齿轮接触面上添加柱坐标系下的轴向、径向和轴向力载荷（Force），轴端添加电动机输出扭矩（Moment-Torsion）和联轴器附加弯矩（Moment-Bending）。
图4为轴承的有限元模型及网格划分。
图5为轴承BT2B331854/HA1在输出扭矩为430kN·m、输入扭矩为300kN·m条件下的等效应力分布及最大等效应力位置。
可见轴承最大等效应力位于滚子上， 最大等效应力值为140.16MPa ，滚动轴承滚子材料的屈服极限都在500MPa以上，因此，滚子强度足够，不易破坏。
为了提高计算效率，在滚子和保持架上划分较小的网格，而内圈和外圈上的网格比较稀疏。
为了进一步提高保持架上应力分析精度，在原始有限元模型解析结果基础上开发了保持架应力解析子模型，子模型上添加滚子与保持架接触位移边界条件。
在输入扭矩为300kN·m条件下，图6为保持架最大主应力分布图， 最大主应力值为69.78MPa。
轴承等效应力最大部位位于滚子上，该部位处于三向受压状态，而等效应力峰值为140.16MPa，远小于轴承滚子的屈服极限，因此不易发生破坏。
轴承保持架上最大等效应力位于兜孔内表面，最大等效应力位置处于三向拉应力状态，容易产生疲劳破坏，最大主应力值为69.78MPa，应该采用最大主应力预测保持架疲劳寿命。
轴承破坏的主要部件为保持架，可见保持架是轴承的薄弱环节，因此，我们以该轴承的保持架为研究对象，对轴承疲劳寿命进行评估。
评估的基本流程为：确定保持架材料的p-S-N（p为失效率，S为应力，N为循环次数）曲线。
根据精轧机监控系统数据，确定轴承扭矩载荷谱。
根据有限元分析结果，确定轴承保持架应力谱。
根据疲劳累积损伤理论，对轴承保持架疲劳寿命进行评估。
BT2B331854/HA1轴承保持架材料为DD13，该材料物理特性与我国冲压钢08F一致，故轴承保持架的材料参数按照08F查询，该材料的p-S-N曲线的表达式分段表示如式（1）：
式中：Np为失效率为p的循环次数；ap，bp均为常数；σ为应力；σ0为疲劳极限。
p-S-N曲线中，σ=σ0点的横坐标取为N0=107，此时的疲劳极限σ0=118MPa ，依据与08F力学性能最接近的Q235在置信度为99.99%时的ap和bp试验数据。
对08F钢的ap和bp的取值进行了修正，修正依据为：ap和bp的取值应使σ0=118MPa时，循环次数Np=107，由此得到的ap=32，bp=－12，其对应的p-S-N曲线如图7、8所示。
根据F5精轧机监测系统数据，读取了F5轧机在2020年3月16日至4月9日共计6204块被轧制钢坯的全部扭矩数据，由扭矩载荷谱及扭矩与应力之间的线性关系，得到轴承保持架最大主应力载荷谱如图9所示。
设整个工作寿命期间的应力循环总次数为N总，则某一应力级别的应力循环次数ni为式（2）：
式中：pi为应力级别σi的概率，由轴承保持架应力谱查得。
线性累计损伤理论认为，当式（3）中D=1（D为临界损伤和）时结构就发生疲劳破坏。
式中：Ni为单纯在交变应力σi作用下使结构发生疲劳破坏的应力循环次数；k为载荷谱（应力谱）中应力分级的级数，见图9所示的最大主应力载荷谱。
当D改为一个不等于1的其他常数a时，称为修正Miner法则，其数学表达式见式（4）：
工程上通常将a值取为0.7，当a取为0.7时，其寿命估算结果比Miner法则安全，寿命估算精度也从总体上比Miner法则有所提高。
代入（2）式，得：
跟踪监测的25d内，F5轧机共轧制6204块钢坯，保持架应力主循环次数为6204次，按年生产340d计，F5轧机主减速机轴承每年应力循环次数为：
以N年=85000次计，若以CSP年产240万t、每块钢坯平均重20t计，F5轧机主减速机轴承每年应力循环次数为：
F5轴承的疲劳寿命T（工作寿命）见式（6）：
根据轴承保持架应力谱和式（6），可对轴承保持架的疲劳寿命进行评估，结果如图10所示。
由图10可以看出，冲击系数与轴承保持架疲劳寿命之间近似为指数衰减关系，可见，冲击对轴承保持架寿命的影响巨大。
轴承改型优化方案
上述分析表明，轴承保持架疲劳破坏是轴承失效的主要形式，为改善服役轴承保持架的应力状态并降低其服役应力水平，需降低滚动体与保持架之间由于无约束状态引起的冲击载荷。
为此，考虑将原BT2B331854/HA1轴承更换为BT28305/HA4穿销孔轴承（图11），穿销孔轴承的滚动体通过销轴与保持架相连，使得滚动体只能够沿销轴旋转，而不能有平移和歪斜，进而限制了滚动体对保持架的冲击载荷。
轴承BT28305/HA4与轴承BT2B331854/HA1相比，外形尺寸一样，区别在于BT2B331854/HA1采用冲压钢保持架，内外圈材料采用渗碳热处理，而BT28305/HA4采用加强型穿销孔保持架，内外圈、滚动体材料都是 渗碳热处理 ，抗振抗冲击能力明显更强。
BT28305/HA4外圈取消吊装螺纹孔设计，避免螺纹孔因冲击等异常应力集中出现断裂的风险。
BT2B331854/HA1和BT28305/HA4滚动体由于采用的保持架形式不同，直径和长度尺寸有所不同，BT2B331854/HA1滚动体为通淬钢，BT28305/HA4滚动体为渗碳钢。
改型后轴承承载能力及疲劳寿命分析
按轴承BT28305/HA4实际尺寸建立如图12～14所示的有限元模型，与BT2B331854/HA1轴承有限元模型相比，本有限元模型中内圈、外圈、滚子和保持架的结构均按图纸做了修改，但边界条件相同。
图15为在输入扭矩为300kN·m条件下，轴承BT28305/HA4保持架的等效应力分布，可见最大等效应力位于销轴与保持架相交处， 最大等效应力为46.03MPa。
图16为输入扭矩为300kN·m条件下，轴承BT28305/HA4保持架的最大主应力分布云图，最大主应力在上述 最大等效应力位置的值为36.01MPa。
在同样工况条件下，采用改型后的穿销孔轴承BT28305/HA1与BT2B331854/HA1仿真分析对比见表2。
由以上分析可知，轴承BT28305/HA4保持架上的最大等效应力位于销轴与保持架相交位置， 最大等效应力仅为46.03MPa ，该位置处于拉压应力状态，采用最大等效应力校核其强度。
输入扭矩为300kN·m条件下，轴承BT28305/HA4保持架较轴承BT2B331854/HA1保持架的等效应力降低14%， 最大主应力降低48.39%。
根据疲劳寿命计算方法，在相同的轧制品种时，采用新的BT28305/HA4穿销孔轴承后，在不同的冲击系数下，轴承保持架的疲劳寿命结果如图17所示。
由图17可以看出，冲击系数与轴承保持架疲劳寿命之间近似为指数衰减关系，与改进前的轴承保持架相比，在轧制相同品种时，改进后的轴承保持架的疲劳寿命很长，其产生损坏的机率极小。
结论
按照轧制扭矩430kN·m计算F5减速箱高速轴所受的载荷，轴承保持架的最大主应力值达69．78MPa。
考虑到滚动体与保持架之间产生的冲击，该最大主应力峰值将接近甚至超过保持架的疲劳极限，进而引发保持架的疲劳损伤，是轴承断裂失效的主要原因。
在轧制相同品种时，若采用改型后的BT28305/HA4穿销孔轴承，其保持架的疲劳寿命很长（接近无限期），产生损坏的机率极小。
改型后的新轴承，现场投用已稳定运行近2年，未出现任何损坏迹象。
引用参考文献
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