四辊轧钢机工作轴承受力分析及其精确计算

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3500中厚板四辊轧机工作辊杆系分析和轴承寿命评估

上轧辊系的过平衡力，或需要板形控制时承受弯辊力，以及工作辊受到的轴向力。圆锥轴承已经按照现有轧机设计理论严格选择，但短寿烧损状况长期困扰着轧机安全运行。对工作辊辊系机构进行杆系分析，确定轴
承工作的约束条件。开发梯形板单元模拟圆锥滚子并固接于内环上，外环和内环分别贴合于轴承座及轧辊
辊颈，将多物体接触滚动轴承简化为两物体三维弹性摩擦接触问题，适用于三维弹性摩擦接触边界元法，获
——４——
万方数据
寿命可降低２２倍。从以上评估中可知，一般平衡力（５００ｋＮ）作
用下四列圆锥轴承的实际寿命达１４６００ｈ，远超过５０００ｈ要求。但是，在不自位和１５００ｋＮ弯辊力下却无法满足５０００ｈ的工作寿命。
在轴承座自位和无弯辊力的理想工况下，要确保对应轧辊转速１９ｌｒ／ｍｉｎ（轧制速度ｌｏＨ∥ｓ）和５０００ｈ寿命的最大弯辊力为
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工作辊移动四辊轧机最佳板形控制参数的研究

工作辊移动四辊轧机最佳板形控制参数的研究四辊轧机是金属轧制行业中一种重要的轧制设备，用于轧制各种金属板材，其板形控制参数的研究对有效的实现零件的精确轧制具有重要意义。

本文的主要内容是对四辊轧机最佳板形控制参数的研究，研究思路是从轧制设备的机械特性和工艺参数的确定入手，采用数值仿真软件对板形的改变进行分析和模拟，最终得到一组最佳控制参数，以实现高效的轧制板。

一、轧制设备机械特性及工艺参数确定四辊轧机采用三辊主轴轧制压力和一辊上压轴调节轧制深度的方式实现压力与深度的联动调节，可以满足多种轧制工艺要求，其机械能力对轧制工艺参数有着重要影响。

四辊轧机的机械性能主要包括轧制压力、滚动速度、机架振动特性和轴承失效等。

1、轧制压力：为了得到最佳的板形控制参数，必须确定轧制压力。

实际的轧制压力受到轧制设备的机械性能的影响，四辊轧机的最大轧制压力可由轧制设备机械性能确定，其最大可达5.5 MPa。

2、滚动速度：轧制过程中，板材在主轴上滚动的速度是水平轧制时的主要工艺参数。

四辊轧机可采用变频调速，以满足轧制工艺要求，一般可在20～50m/min之间灵活调节。

3、机架振动特性：机架的振动特性对四辊轧机的轧制精度有着重要的影响。

因此，在确定轧制工艺参数时应综合考虑机架结构和振动特性，以确保机架的高精度运行，如果机架在轧制过程中出现振动，会影响轧制精度，因此需要严格控制其机架振动。

4、轴承失效：四辊轧机中承载轧制压力的轴承是轧制设备中最重要的部件。

轴承失效会直接影响轧制工艺的实现，甚至可能导致设备的损坏，因此在轧制过程中应预防轴承的失效，采取有效的轴承保养和维护措施。

二、数值仿真软件分析和模拟为了研究最佳的板形控制参数，利用数值仿真软件对四辊轧机进行分析和模拟，以获取最佳的控制参数。

主要模拟参数设置如下： 1、轧制压力：轧制压力参数应根据轧制设备机械性能进行设置，保证轧制设备精准运行，而不对机架产生过大的压力。

2、滚动速度：该参数可根据不同板材的厚度大小或轧制精度要求来确定，一般采用变频调速控制，以实现不同轧制工艺的需求。

轧机轴承

轧机工作辊烧轴承的原因分析某厂生产工艺设备为φ650mm×1/φ500mm×1/11架连轧机组，其中四辊轧机6架，设计能力30万t/a，达产后，平均每天烧工作辊轴承9套，平均每天因轧辊烧轴承换辊所需时间约170min，导致吨钢轴承费用居高不下，有效作业率低，严重制约了钢带的正常生产。

原因分析JP1~JP6四辊轧机下支承辊轴承座及工作辊承座与轧机牌坊窗口侧间隙的技术要求为0.45~0.90mm,经测量,其数据见表车移动，工作辊轴承座下沉，产生巨大轴向力，导致工作辊2097938轴承轴向力过载，最终包死。

支承辊FC6890250轴承技术规范硬度为HRC58~61，对仓库现有FC6890250轴承硬度进行抽查，硬度最高为HRC58，最低为HRC54.5，大部分为HRC55，轴承硬度偏低。

从轴承损坏情况分析，锥形套在支承辊运转过程中与支承辊之间产生相对转动，与FC6890250轴承内圈产生磨擦发热，造成轴承内圈退火，硬度降低，使用寿命缩短。

工作辊与支承辊装配过程中存在如下问题：（1）工作辊每个轴承座中都装有两组两列2097938轴承，两组轴承之间有两个轴承隔圈，用于调整轴承游隙，使每组轴承受力均匀，但是，装配过程中，轴承内圈之间隔圈之间隔圈难以和内圈同心，影响装配速度，装配工将此隔圈省去（约有70），这样就破坏了轴承的承载均匀性，轧制过程中产生的轴向力仅由一只轴承承受，造成过载，最终烧轴承。

（2）支承辊锥形套表面粗糙，运转过程中，破坏了V形密封圈，使其推动密封作用，造成冷却水和氧化铁皮进入轴承，使润滑脂乳化，降低轴承使用寿命。

（3）支承辊轴承座内有一套四点接触式定位球轴承：176160，其内圈由两只圆环组成，要求成对加工、成对组装用，没有互换性，否则，达不到装配精度，造成四列圆柱轴承FC6890250轴向定位不牢，产生轴向窜动，影响轴承使用寿命。

操作过程中存在问题如下：（1）工作辊万向接轴托手在工作状态下，托不到位，运转过程中万向接轴抖动较大，造成工作辊与支承辊之间接触面不稳定，咬钢瞬间工作辊受力不均，产生巨大的轴向力，造成工作辊轴承过载、包死。

济钢2500mm四辊精轧机工作辊轴向窜动分析与改进

ＡｎａｌｙｓｉｓａｎｄＩｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔｏｆＷｏｒｋＲｏｌｌＶｅｃｔｏｒＭａｃｈｉｎｅｏｆＷｏｒｋＲｏｌｌｆｏ２５００ｎｌｌｎＦｏｕｒＲ０ＩｌＦｉｎｉｓｈｉｎｇＭｉｌｌｉｎＪｉｎａｎＳｔｅｅｌＪＩＧａｎｇ－Ｚｈｕ
ｗｉｔｈｏｌｒｌｓｏｆｉｎｆｉｓｈｉｎｇｍｉｌｌｏｆｓｉｔｅｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓａｎｄｔａｋｅｍｅａｓｕｒｅｓａｃｃｏｒｄｉｎｇｌｙ，ｅｆｆｅｃｔｉｖｅｌｙｒｅｄｕｃｉｎｇｔｈｅｏｃｃｕｒｒｅｎｃｅｏｆｉｆｎｉｓｈｅｒｗｏｒｋｒｏｌｌａｘｉａｌ，ｅｎｓｕｒｅｓｔａｂｉｌｉｔｙａｌｏｎｇｔｈｅｌｉｎｅｏｆｔｈｅｉｆｎｉｓｈｉｎｇｍｉｌ１．
（Ｓｈａｎｄｏｎｇｉｒｏｎａｎｄｓｔｅｅｌｇｒｏｕｐ，ＪｉｎａｎＳｈａｎｇｄｏｎｇ２５０１００，Ｃｉｎｈａ）
［Ａｂｓｔｒａｃｔ］Ｊｉｎａｎｉｒｏｎａｎｄｓｔｅｅｌ２５００ａｒｍｆｏｕｒ — ｈｉｇｈｒｅｖｅｒｓｉｎｇｍｉｌｌｗｏｒｋｒｏｌｌｅｒｉｎｒｏｌｌｉｎｇｓｔｅｅｌｐｌａｔｅｍｏｖｅｍｅｎｔｐｒｏｂｌｅｍｓｉｎｔｈｅｐｒｏｃｅｓｓ，ｃｏｍｂｉｎｅｄ

四辊轧机工作辊辊系稳定性分析

（收稿日期：２００２一０７—０１）
（上接第７页）
而变化，工作辊偏移量的选取应使Ｆ最大时，工
作辊两端的支反力都大于零，即
因ｋ掣ｊｋｉｆ０．５盱只＞０
（４）（５）
式中ａ——接轴与工作辊的夹角，尬是传
动轧辊所需的轧制力距＋支承辊转动所需施加的力矩＋消耗在工作辊轴承上的摩擦力距
之和。即
舰＝Ａｌ＋Ｒｐ１＋Ⅳｃ
（１）轧制时，工作辊左右晃动；（２）工作辊平衡缸体上的滑板磨损严重，固定小螺栓断裂，同时缸体与四辊轧机牌坊的固定螺栓断裂、固定平键磨损；（３）工作辊轴承座上的两侧滑板磨损严重；（４）在工作辊平衡缸体滑板和工作辊轴承座滑板之间有５衄以上的间隙；（５）设备故障较多，表现在：工作辊断辊，工作辊轴承烧坏，轧机主传动轴十字头轴承烧坏、高强度连接螺栓断裂；（６）主电机的电流不稳定：（７）由于辊系的不稳定，造成生产的钢万方数据
板质量不稳定。
３影响工作辊辊系稳定性的因素
工作辊辊系的偏移量ｅ是在设计中给定的，辊系的不稳定与Ｐ的取值有很大的关系，还有未被考虑的因素。在一般的分析中，考虑万向接轴对辊系的力时，仅仅考虑了轧制力距、使支承辊转动所需施加的力距以及消耗在工作辊轴承上的摩擦力距，还有一个因素没被考虑。
因为轧机工作时，要不断调整工作辊的开口度，这就使轧辊与传动轴线有一定的夹角，夹角是变化的，所以从主传动轴输入到辊系的传动力距不等于（传动轧辊所需的轧制力距＋支承辊转动所需施加的力矩＋消耗在工作辊轴承上摩擦力距）之和，多余的部分可被定义为附加力矩，该力距在水平方向对轧辊的作用使得轧辊产生一定的偏转，对辊系的力系平衡产生了影响。
尺－，尺２＿～工作辊和支承辊半径；ｐ厂～支承辊轴承摩擦圆半径；

四辊筒的受力分析

四．辊筒的受力分析开炼机的辊筒工作时受有较大的横压力、摩擦力、温度应力、大小驱动齿轮和速比齿轮的作用力。

由于胶料横压力的作用，辊筒要承受弯曲应力，由于胶料的摩擦力和轴承的摩擦力作用，辊筒要承受扭转应力，可见辊筒实际上是受有弯曲和扭转的复合应力。

此外，辊筒的自重作用都必须给予考虑。

由于辊筒内外温度差而引起的温度应力和冷硬铸造产生的内应力都对辊筒强度有影响，在精确计算时都应考虑。

担内应力因计算困难，一般可在安全系数中考虑即可。

辊筒在工作状态下的负荷如图2－33所示。

1．胶料对辊筒的横压力P p=p·L公斤P px=P p·cosβ公斤P py＝P p sinβ公斤式中P p——总横压力，公斤；P——单位横压力，公斤/厘米；P px，P py——横压力的水平分力，垂直分力，公斤。

2．驱动齿轮的作用力大小驱动齿轮在传动过程中，齿轮间便产生相互作用的力（如图2－33所示）：圆周作用力P的方向与节圆相切；径向作用力T的方向与齿轮的半径方向一致。

大驱动齿轮圆周作用力：P ＝12d M k公斤式中M k ——作用在大驱动齿轮上的扭矩，公斤∙厘米；d 1——大驱动齿轮的节圆直径，厘米。

这里应指出：经电动机、减速器、大驱动齿轮传来的扭矩，是供前后辊加工胶料的需要，故由前后辊筒共同承担。

即 M k ＝M k1+M k2公斤∙厘米M k1=9740011n N 公斤∙厘米 M k2=9740022n N 公斤∙厘米式中 M k ---大驱动齿轮的扭矩，公斤∙厘米；M k1、M k2——前、后辊扭矩，公斤∙厘米； N 1、N 2——后、前辊消耗功率，千瓦； n 1、n 2——后、前辊转数，转/分。

在炼胶时可粗略地认为M k1＝M k2圆周作用力的水平分力和垂直分力分别为： P x ＝P ·cos α'公斤 P y ＝P ·sin α'公斤式中 α'——大小驱动齿轮轴线与垂直线偏移角（一般α'＝15～200）。

4200mm四辊中厚板精轧机力能参数计算详解

4200mm四辊中厚板精轧机力能参数计算摘要中厚板轧机是轧钢行业中的主力轧机，其装备水平及拥有量是一个国家钢铁工业发展水平的重要标志。

因此，中厚钢板是国民经济发展不可缺少的钢材品种，各国对中厚板生产都很重视。

本设计阐述了4200mm四辊中厚板精轧机力能参数机选过程。

主要内容包括：设计方案设定、生产工艺流程、确定轧机主要参数和工艺制度；设计内容包括：生产方案的确定、生产工艺流程、典型产品的工艺计算、本设计以提高生产率、降低生产成本、减轻劳动强度、提高产品质量及综合经济效益为设计原则。

关键词：中厚板，压下规程，力能参数，轧制力，工艺流程目录1、概述 (1)1.1 中厚板轧制发展史 (1)1.2 中厚板轧制技术发展趋势 (1)2、设计方案 (1)2.1工艺方案的选择 (1)2.2 主机型式选择 (1)2.3 相关设备的选择 (1)2.3.1加热炉 (1)2.3.2冷却装置 (2)2.3.3除磷 (2)2.3.4矫直机 (2)3.主要设备的技术参数 (3)4.工艺流程设计 (3)4.1生产工艺流程 (3)4.2轧制制度 (4)5.轧制工艺规程 (4)5.1咬入能力 (4)5.2 压下量校核 (4)6.确定轧制规程 (5)6.1 确定轧制速度 (5)6.2确定轧制延续时间： (5)6.3轧制温度确定 (6)6.4计算各道次变形程度： (7)6.4.1各道次变形速度 (7)6.4.2各道次变形抗力 (8)6.5计算各道次平均单位压力 (9)6.6计算各道次总压力 (10)6.7计算传动力矩 (10)7、车间技术经济指标 (12)7.1各类材料消耗指标 (12)7.2综合技术经济指标 (14)8、结语 (15)参考文献 (16)1、概述1.1 中厚板轧制发展史国内许多中厚板轧机的轧制过程都是采用人工制定轧制规程,然后通过实际轧制状态的变化进行轧制规程的手动调整,以适应轧件和轧辊的变化,这种轧钢方式可以充分发挥操作人员的人工智能,取得了较好的轧制效果。

四辊轧钢机工作辊轴向力的计算

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收稿日期：０６４，；２０一ｏ —２修回日期：ｏ６５１４２ｏ —０一ｌ
维普资讯
《承）ｏ６Ｎ．轴２ｏ．ｏ１０ＱＷ）（＝
２板形方程逆向求解交叉角
ｆ㈤ｆ．．ｆ
Ｉ２（ｄ— ＿ｆ）一ＩｘｘＦ

轧钢等轧制力_张力等常用公式

四辊轧机轧制力经验公式：工作辊长度L(mm)*系数A(一般取值1.4～1.48)，得出的值单位为吨（t）
绝对压下量＝入口厚度H－出口厚度h
绝对宽展量＝出口宽度b－入口宽度B
绝对延伸量＝出口长度l-入口长度L
计算带钢轧完后的总长：入口厚度除以轧完的厚度乘以入口长度
延伸系数=入口长度/出口长度
压下系数=入口厚度/出口厚度
如果对于碳钢，张力=(0.18+0.01*n)*弯形抗力，n为道次数。

1450轧机轧制力控制在1吨/mm钢板以内，800轧机控制在0.60吨/mm钢板以内。

取张力T=k×σs×b×h
式中：k为张力系数板厚为0.3~1mm时k＝0.5~0.8
板厚为1~2mm时k＝0.2~0.5
板厚为2~4mm时k＝0.1~0.2
σs为屈服强度
b为板宽
h为板厚
卷取张力T=k×σs×b×h
式中：k为张力系数板厚为0.3~1mm时k＝0.5~0.8
板厚为1~2mm时k＝0.2~0.5
板厚为2~4mm时k＝0.1~0.2
如果对于碳钢，张力=(0.18+0.01*n)*弯形抗力，n为道次数。

1450轧机轧制力控制在1吨/mm钢板以内，800轧机控制在0.60吨/mm钢板以内。

《轧钢机械》一书中有具体计算和选择方法
多辊轧机主要业绩。

四辊可逆式冷轧机设计计算书

四辊轧机设计计算书3.1 冷轧轧辊的组成冷轧辊是冷轧机的主要部件。

轧辊由辊身、辊颈和轴头三部分组成。

辊颈安装在轴承中，并通过轴承座和压下装置把轧制力传给机架。

轴头和连接轴相连，传递轧制力矩。

工作辊和支撑辊的结构如图所示。

工作辊结构支撑辊结构3.2、冷轧辊系尺寸的选择冷轧过程中，轧辊表面承受很大的挤压应力和强烈的磨损，因此，冷轧工作辊应具有极高而均匀的硬度，一定深度的硬化层，以及良好的耐磨性与抗烈性。

降低轧辊硬度，虽然改善抗烈性，但耐磨性降低，因此，必须正确选择轧辊表面硬度。

冷轧辊用钢均多为高碳合金钢，如29r C 、o r M C 29等，我们这里选工作辊的材质为o r M C 29。

轧件对冷轧工作辊巨大的轧制压力，大部分传递给支撑辊上。

支撑辊既要能承受很大的弯曲应力，还要具有很大的刚性来限制工作辊的弹性变形，以保证钢板厚度均匀。

轧机支撑辊的表面肖氏硬度一般为HS45左右。

目前为提高板厚精度与延长轧辊的寿命，支撑辊硬度有提高的趋势。

支撑辊常用钢号为o r M C 29、V C r 9、及o n r M M C 60，我们这里选支撑辊材质为o r M C 29。

3.3、辊系尺寸的确定1) 辊身长度L 及直径D 的确定。

辊身长度L 应大于所轧钢板的最大宽度m ax b ，即 []2max a b L += （3.1）当m ax b =400—1200 mm 时，a=50—100 mm ，现m ax b =500mm ，取a=50mm 所以 mm a b L 55050500max =+=+= 四辊轧机的辊身L 确定以后，根据经验数据：8.18.02-=D L来确定支撑辊直径2D ，取7.12=D L所以 mm LD 3207.12==对于支撑辊传动的四辊轧机，一般选4312-=D D ，现取2.312=D D则 mm D D 1002.33202.321===2) 轧辊辊颈尺寸d 和l 的确定。

四辊轧机刚度的计算分析

图 1 机架有限元模型
轧制过程中 , 机架受力很复杂 , 包括轧制力、摩擦力、附加力、冲击力等 , 但以轧制力为最大 , 其它力远小于轧制力 , 因此忽略其它力的影响 , 只取轧制力为外载荷。上下横梁中部为对称面 , 地脚螺栓处为刚性约束 (六个自由度 ) 。在上横梁的下表面和下横梁的上表面分别施加 10MN的轧制力 (轧制力为 40 MN , 单片机架受力为 20 MN , 二分之一机架受力为 10 MN ) 。
mm
(最大辊径
)和
δ R
=
51055 mm (最小辊径 ) 。
313 轴承座及轴承座与牌坊间的变形量
根据文献 [ 3 ] , 有
δc = 810 ×10 - 8 P ×01102
= 01326 mm
(2)
式中 , P为轧制力 , N。 314 机架刚度及各部分变形所占比例
(1)对最大辊径 , 总的变形量为 11275 + 31614 + 013264 = 51215 mm
357
66014
2500 2478113 31198
357
66014
2800 2846317 31483
对上述数据进行线性回归 , 得到最大直径的
辊系刚度为 11 069 kN /mm , 最小直径的辊系刚度
为 7 913 kN /mm。则轧制力为 40 000 kN时 , 辊系
变形分别为
δ R
=
31614
;
(
3
)轴承座及轴承座与牌坊间的变形量
δ C
。
3 轧机刚度计算
311 牌坊变形的有限元分析根据所提供的图纸建立牌坊的几何模型 , 并

四辊带钢冷轧机轧制速度和张力计算概述

四辊带钢冷轧机轧制速度和张力计算简述
四辊带钢冷轧机速度如下图：
图一
轧机速度V ＝V2（忽略前滑角的影响＜0.1％＝
因此，轧机的速度V ＝i
n ×πφ n ——主电机转速rpm i ——主传动减速箱速比 φ——工作辊直径米（M ）要附加说明的：工作辊直径φ是一变值——受热处理能力的影响，工作辊的有效磨削厚度≤10mm ，直径φ的变化≤20mm 。

同时，要验算卷取机的速度是否匹配。

卷取机的速度和张力计算：
卷取电动机的力矩 M 1＝1
n P ×975………㎏M （公斤.米） M 1——电动机力矩
P ——电动机功率（KW ） n1——电动机额定转速rpm 电动机低速轴（减速箱后）力矩 M 2＝M 1×i ×η
i ——减速箱速比
η——机械传动效率（0.85～0.9）
卷取机线速度 V3＝i
n 2×D 0×π n2——电动机最高转速（最小磁场转速） D 0——卷取机最小卷径……米（M ）卷取机最大张力 F ＝M 2×D
2－F w ……公斤 D ——卷取机最大卷径……米（M ）
F w ——带钢弯曲扭矩（带钢弯曲卷绕在
卷筒上的力矩，带厚则大、卷取
直径小则大）
当速度V2和V3不相等时，以值小的为标定准则。

四辊轧钢机工作轴承受力分析及其精确计算

δｗθ（ｘ）＝
２ＥｗＪｗ
ＳＳＳ２２２
乙乙乙ｆ＇（ｚ）ｄｚｄｙｄｘ
０ｘｙ
式中：
Ｑ０（ｘ）—— —单位长度上的剪切力，Ｎ；Ｓｗ—— —工作辊的横截面积，ｍｍ２；
Ｊｗ—— —工作辊的极惯性矩；
Ｅｗ—— —工作辊的弹性模量；
Ｇｗ—— —工作辊的剪切模量。
１．２工作辊与轧板间弹性压扁的计算
依据Ｈｉｔｃｈｃｏｃｋ公式［３］，如图２所示，工作辊与轧板间的弹性压扁量
２１２７０（３．０→１．１８）－０．６４０．１９６０．１４３２．２６３０．８９
３１２７０（４．０→２．０）－０．７８０．２４６４．９０３９．４７４２．１７
４１２７０（３．０→１．２）－０．８２０．２７６８．４５４０．８６４２．７８
５１２７０（３．２５→１．０）－０．８００．３２７９．５２５１．００４７．８
图１工作辊受力考虑到对称性，以工作辊的一半作为研究对象，受力如图１所示。工作辊承受支撑辊的弹性压扁作用力，其应力分布函数为ｆ（ｘ），工作辊与轧板之间的弹性压扁作用力（应力分布函数为ｆ＇（ｘ））和弯辊力Ｆｗ的作用。辊间弹性压扁和工作辊与轧件的弹性压扁采用中岛的修正半无限体理论［１］，计算中设定弹性压扁函数为二次函数（ｆ（ｘ）＝ａ＋ｂｘ＋ｃｘ２，ｆ＇（ｘ）＝ｅ＋ｆｘ＋ｇｘ２），其系数可以通过轧板的边界条件确定［２，３］。对工作辊的剪力方程Ｑｗ（ｘ）和弯距方程Ｍｗ（ｘ）分别为：
ｙ（ｘ）＝－δｗ（ｘ）－ｙ１（ｘ）＋０．５δｐ（ｘ）
（６）
板形方程为：
１／２δｐ（ｘ）－ δｗ（ｘ）－ｙ１（ｘ）－１／２（ｈｃ－ｈｅ）＝０
（７）

四辊轧机工作辊轴向力分析与保险销断裂原因

Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｆｏｕｒ－ｒｏｌｌｅｒｍｉｌｌ；ａｘｉａｌｆｏｒｃｅ；ｍｅｃｈａｎｉｃｓａｎａｌｙｓｉｓ；ｓａｆｅｔｙｐｉｎ；ｄａｍａｇｅｃｏｎｔｒｏｌ
第３４卷第１期２０１３年０３月
冶有色金属
ＳＨＡＮＧＨＡＩＮ０ＮＦＥＲＲ０ＵＳＭＥＴＡＬＳ
Ｖｏ１．３４，ＮＯ．ＩＭａｒ．２０ｌ３
文章编号：１００５ — ２０４６（２０１３）０１ — ００３６管理人员．本文试图通过以下讨论和分析，梳理相关影响因素，确定保险销时常断裂
的真实原因．
ＡＮＤＲＩＴＺ四辊可逆冷轧机用来生产铜及铜
合金板带材，通常将厚度为１２．５ｍｍ的板带材轧
中图分类号：ＴＧ３３３．１５文献标识码：Ａ
ＡｘｉａｌＦｏｒｃｅＡｎａｌｙｓｉｓｏｆｔｈｅＷｏｒｋｉｎｇＲｏｌｌｅｒｏｆａＦｏｕｒ－ｒｏｌｌｅｒ
ＭｉｌｌａｎｄｔｈｅＣａｕｓｅｓｏｆＳａｆｅｔｙＰｉｎＤａｍａｇｅ
ＧＡ０Ｋｅ
（ＣｈｉｎａｌｃｏＳｈａｎｇｈａｉＣｏｐｐｅｒＣｏ．，Ｌｔｄ．，Ｓｈａｎｇｈａｉ２００９４０，Ｃｈｉｎａ）

轴承钢承受压力计算公式

轴承钢承受压力计算公式在机械工程中，轴承钢是一种常用的材料，用于制造各种轴承和传动部件。

在实际工作中，轴承钢需要承受各种不同的压力，因此需要根据具体情况来计算其承受压力的能力。

本文将介绍轴承钢承受压力的计算公式及其相关知识。

轴承钢的材料特性。

轴承钢是一种高强度、高硬度的合金钢，具有良好的耐磨性和耐腐蚀性。

它通常用于制造轴承、齿轮、传动轴等零部件，承受着机械设备中的各种压力和载荷。

轴承钢的材料特性对其承受压力的能力有着重要影响。

轴承钢的承受压力计算公式。

轴承钢承受压力的计算公式可以通过以下公式来表示：P = F / A。

其中，P表示轴承钢承受的压力，单位为帕斯卡（Pa）；F表示作用在轴承钢上的力，单位为牛顿（N）；A表示轴承钢受力面积，单位为平方米（m²）。

根据上述公式，可以看出轴承钢承受的压力与受力面积成反比，受力面积越大，轴承钢承受的压力就越小。

因此，在设计轴承时，需要合理确定受力面积，以确保轴承钢能够承受所需的压力。

轴承钢的承受压力计算方法。

在实际工程中，轴承钢承受压力的计算通常需要考虑以下几个因素：1. 受力形式，轴承钢在实际工作中可能受到不同方向和大小的力，因此需要根据具体情况来确定受力形式，以便进行合理的计算。

2. 受力面积，轴承钢的受力面积是影响其承受压力的关键因素，需要根据轴承的结构和工作条件来确定受力面积。

3. 材料特性，轴承钢的材料特性对其承受压力的能力有着重要影响，需要根据具体的材料参数来进行计算。

4. 安全系数，在进行轴承钢承受压力的计算时，通常需要考虑安全系数，以确保轴承钢在实际工作中能够安全可靠地承受压力。

通过以上几个方面的考虑，可以得出轴承钢承受压力的具体计算方法，以确保轴承钢在实际工作中能够满足所需的承受压力要求。

轴承钢承受压力的应用案例。

以下是一个轴承钢承受压力的应用案例，以便更好地理解其计算方法和实际应用。

假设某个轴承在工作中受到的力为1000N，轴承的受力面积为0.01m²，轴承钢的材料特性为抗拉强度为500MPa。

浅析南钢带钢四辊轧机轴承损坏原因及改进

浅析南钢带钢四辊轧机轴承损坏原因及改进南钢热轧带钢四辊轧机轴承损坏的主要原因是它们在工作中所受的径向及轴向载荷过大造成。

工作辊与支承辊轴线的不平行引起其接触面的轴向相对滑动，由此产生较大的轴向滑动摩擦力，轧件在轧制过程中偏离轧制中心线，造成各列轴承径向载荷不均匀，往往会发生某一列轴承径向载荷超载，从而导致整列轴承损坏。

因此要研究四辊轧机轴承的受力分析、轧机机架的稳定性等方面，对轴承进行改型、机架进行修复提高设备精度，来提高轧机轴承寿命，减少异常损坏。

标签：四辊轧机；径向力；轴向力；轴承失效；改进南钢带钢厂精轧四辊轧机共6架，每台轧机工作辊轴承采用2097938四列圆锥滚子轴承，支承辊轴承采用6890250四列短圆柱轴承和1060深沟球止推轴承组合。

持续对生产现场轧制规格及钢种以及机械、液压系统传动稳定性跟踪，持续对轧辊轴承寿命跟踪统计分析，持续对每一支烧损的轴承进行解体检查分析，发现工作辊2097938轴承损坏主要发生在靠近轧机操作侧轧辊辊径侧的这一列轴承先损坏造成整列轴承损坏，支承辊6890250轴承主要是四列短圆柱轴承外圈及滚动体碎裂。

1 轧辊轴承损坏原因分析1.1 工作辊2097938轴承损坏原因分析持续对每一支烧损的轴承进行解体检查分析，结合烧损轴承寿命跟踪统计以及轧制的钢种及规格，以及轧机设备、液压系统运行稳定性分析，发现工作辊2097938轴承烧损的主要发生在是轧机操作侧固定端某一列轴承，而传动侧自由端轴承烧损很少发生，而且从烧损现象上看轴承润滑良好，但是轴承外圈和保持架断裂，部分损坏的轴承滚动体断裂。

图1所示为四辊轧机工作辊与支承辊的受力分析简图，从受力情况分析来看，带钢产品在轧制过程中，轧件的变形抗力主要是通过工作辊向支承辊传递，轧制轴向力主要是轧件与工作辊间之间的摩擦力向工作辊传递。

也就是说工作辊2097938轴承在轧制过程中受到轧制轴向力较多，而支承辊6890250轴承在轧制过程中受到轧制径向力较多。

四辊轧钢机工作辊轴承轴向力的建模和求解

在轧钢生产中，作辊轴承经常发生在线烧损而被迫中断生产，重时甚至损坏轧辊，成很大损工严造
失。为了提高轧钢机轴承的使用寿命，少维修时间，减有关人员想方设法从轴承质量、承装配、承座轴轴的位置误差、承座冷却、轴密封等方面查找原因，收效不大。作者经过认真调查研究，现工作辊轴向但发
一＿： ■
上
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基金项目：阳市科研项目（４５３洛００６）作者简介：厚庄（９２一）男，宁丹东人，级工程师，士艾１６，辽高硕
收稿日期：０６—１２００—１２
维普资讯
制原理，向求解轧辊间的交叉角，得工作辊轴向力。逆解
关键词：四辊轧钢机；作辊；向力；叉角工轴交
中图分类号：Ｈ１３３；Ｇ３．７Ｔ３．３Ｔ３３１文献标识码：Ａ
Ｕ刖罱
考虑到对称性，以工作辊的一半作为研究对象，受力如图１所示。工作辊承受支撑辊的弹性压扁作用力，应力分布函数为其
．
厂（），工作辊与轧板之问作用有弹性压扁作用力（应力分布函数
为厂（））弯辊力Ｆ辊问弹性压扁和工作辊与轧件的弹性压和
６（）为圳ｎｔ
ｇｎ — ｈ）＋Ｋ ● ｘ）

四辊轧机的计算

四辊轧机计算部分： 1.1轧辊尺寸确定1）工作辊身长度L 应大于所轧钢板的最大宽度max b ：max 1780L b =+取max b =200,则工作辊身长度L=1980; 支撑辊身：1780mm2）对于四辊轧机，为减少轧制力，应尽量使工作辊直径小一些。

但工作辊的最小直径受着轴颈和轴头扭转强度和咬入条件的限制。

工作辊直径D 1和支承辊直径D 2参考轧机文献[1]表3-2 ，四辊轧机的L/D 1 ，L/D 2,，及D 2/D 1 应满足如下关系式：21213.2, 1.6,2.0D LLD D D ≈≈≈则得出：1612,D ≈根据轧辊强度及允许的咬入角α（或压下量与辊径之比）和轧辊的强度要求来确定。

应满足下式：D 1≥Δh/1-cos α式中D 1工作辊直径；Δh 压下量；α咬入角；由文献可知，四辊可逆轧机的最大咬入角α=15。

～20。

；取α=20。

；得到：D 1>595.2mm为安全取取整数，工作辊直径：620mm, 支撑辊直径：1240mm;3）轧辊辊颈尺寸d 和l 的确定轴颈直径d 和长度l 与轧辊轴承形式及工作载荷有关。

工作辊轴径： 110.4250d D mm ==；工作辊轴径长度：110.5310d L D mm == 支承辊轴径：220.4496d D ==，取整500mm支撑辊轴径长度：220.5620d L D mm ==1.2 轧辊材料工作辊选择材料为：球墨铸铁支承辊选择材料为：9CrMo1.3 轧制力的初步计算：轧制力的理论计算根据塑性力学理论分析变形区内应力状态与变形规律，首先确定接触上单位压力分布规律及大小，求出接触弧上的平均单位压力P m 后，按下式计算：m P P F =式中 P m 为平均单位压力；F 为轧件与轧辊接触面积在水平方向的投影。

012b b F l +=式中:b0、b1为轧制前后轧件的宽度；l 为轧件与轧辊接触弧的水平投影；当两个轧辊直径相同而在不考虑轧辊弹性压扁情况下，接触弧长度的水平投影l 为：22BC AB AC l -==由△ABC 和△ABD ：ABBDBC AB = 而 BD=2Rh h h BC ∆=+=21)(2110 则：hl 412∆=∆≥∆-∆=R hR h h R l 所以取如果忽略二次项241h ∆，l 近似为mm h R l 91.335230=⨯=∆≈2011780178033.9160359.822b b F l mm ++==⨯= 1.3 轧制力矩计算传动轧辊所需力矩为轧制力矩M Z ，由工作辊带动支承辊的力矩M R 与工作辊轴承中摩擦力矩M f1三部分之和，即1f R z k M M M M ++= 求轧制力矩M Za P M z ⋅= 式中， P 为轧制力；A 为轧制力臂，其大小a=L/2 ； L 为接触弧长度；求工作辊传动支承辊的力矩M RM R =R ·c R=）（φγθ+cos s Pco式中F ——工作辊轴承处反力，F=Rsin （γθ+）1ρ——工作辊处轴承摩擦圆半径，1ρ=μ21d 1d ——工作辊辊颈直径，1d =440mmμ——轧辊轴承摩擦系数，由文献可知μ=0.0041.4 轧机主电动机力矩与电动机功率计算根据文献[3]可知电机功率:N=η95501n M K 式中 M K ——轧辊驱动力矩， n 1——电机转速，r/minη——传动效率，22··轴万轴ηηηη==2298.096.098.0⨯⨯=0.891160D vn π=式中 v ——轧制速度 D 1——工作辊直径通过上式可以计算出电机所需提供的功率大小。

四辊轧机轴向力受力分析及预防措施

四辊轧机轴向力受力分析及预防措施摘要:四辊轧机轧辊的轴流式窜动往往引起机械设备故障,从而导致大修和停产等经济损失,但由于轴向窜动大多是由工作辊轴向力过大造成的,因此通过对轴向力的主要形成因素进行分析并提出改进对策,就可以大大降低此类事件的出现。

关键词:四辊轧机、轴向力、预防措施一、四辊轧机在轧制时产生轴向力的原因(1)轧辊轴线水平方向交叉。

四辊轧机的支撑辊及工作辊轴线不会绝对平行，可能存在辊间交叉，必然引起轴向分力。

如果交叉过大轴向力克服辊间摩擦力会引起轧辊窜动。

在高速轧机加工过程中，由于板坯为热态流动性强，所以轴向力主要产生在工作辊与支撑辊间，窄带钢四辊轧机工作辊受到了更高的轴向冲击力，轴向冲击力则直接作用在轧辊的轴承上，严重会造成轴承损坏。

(2)当轧件的头部舌形长度较长，轧件咬入轧机咬偏，轧件一侧先于另一侧咬入，咬入的冲击力作用于轧辊一侧，使轧机工作辊产生水平向偏移,同时由于轧辊的支力直接产生于另一侧贴近的窗口轴承衬板上,引起轧机工作辊和轧机支承辊之间的轴向水平偏移交叉,从而产生了巨大的轴流式撞击。

(3)轧辊的轴线垂直方向交叉。

当下拉式支撑轴承辊和垫木辊两边均有不等辊缝厚度，当两台轧钢机高速调整旋转方向时,辊缝厚度大小不均，二辊两边辊缝厚薄之差、轧辊的轴向力和精度差等都很有可能会引起两台轧辊机的轴线径向相互交叉,从而形成轴向力。

(4)由传动装置所产生的周期性轴向力。

由于工作辊径变化,万向节轴托大小不均,且由于万向节主轴较长,转动惯量也很大,在轧制时形成了周期性轴向的长度冲击。

二、各参数对轴向力的影响2.1辊间交叉角对轴向力的影响由于轧辊交叉处夹角的不断增加,轴向力将逐渐呈现显著的增大态势。

轴向力的传动大小主要取决于整个轧制力和轧件交叉旋转角,轴向窜动量也直接受到整个轧件轴尺寸的大小影响,其轴向累积率将直接决定于整个轧件的尺寸。

2.2轧制压力对轴向力的影响从整体微观力学角度看,压强增大对整体向切力和摩擦力的直接影响主要包括：1.使两个微凸体之间的轴向力度增大,向切力和摩擦力也随之增加；2.由于轴向黏结的强度大幅提高,使整体极限预位的平移力大幅增加,并大大提高了轴向粘滞运动区的相对运动长度,从而可以使切向切轴运动力的阻力大大减小。

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图１工作辊受力考虑到对称性，以工作辊的一半作为研究对象，受力如图１所示。工作辊承受支撑辊的弹性压扁作用力，其应力分布函数为ｆ（ｘ），工作辊与轧板之间的弹性压扁作用力（应力分布函数为ｆ＇（ｘ））和弯辊力Ｆｗ的作用。辊间弹性压扁和工作辊与轧件的弹性压扁采用中岛的修正半无限体理论［１］，计算中设定弹性压扁函数为二次函数（ｆ（ｘ）＝ａ＋ｂｘ＋ｃｘ２，ｆ＇（ｘ）＝ｅ＋ｆｘ＋ｇｘ２），其系数可以通过轧板的边界条件确定［２，３］。对工作辊的剪力方程Ｑｗ（ｘ）和弯距方程Ｍｗ（ｘ）分别为：
δｐ（ｘ）为：
δｐ（ｘ）＝（Ｋ＇ｗ／ｇ）ｆ＇（ｘ）ｌｎ｛２Ｄｗ／［（Ｈ－ｈ）＋Ｋ＇ｗｆ＇（ｘ）］｝
（４）
式中：
２
Ｋ＇ｗ＝１６（１－γｗ）／πＥｗ；
Ｈ— ——钢板轧制前厚度ｍｍ；
Ｈ— ——钢板轧制后厚度ｍｍ；
γｗ— ——工作辊的泊松比。
ＤＷ δｐ／２
Ｏ
Ｎ
Ｍ
ｆ＇（ｘ）Ｓ／２
ｘＦｗ
ｅ２Ｌ／２
表１冷轧厂２００５年上半年主要生产技术指标
日期
产量（吨）合格率（％）成材率（％）能耗（ｋｇｃｅ／ｔ）
２００５年１月７９０．８５
２．３２
１．７
２７５．０６
２００５年２月１１７５．４４
９．５８
７．９４
２７２．５１
２００５年３月１８１２．５３
３９．５７
３８．７６
２０１．９４
结合式（９）、（１０）可以求解工作辊轴向力Ｆｘ＝Ｆｂ＋Ｆｃ，工作辊— ——工作辊
轴承—— —轴箱轴向串联，工作辊所承受的轴向力等于其轴承的轴向载
荷，下表２重钢冷轧机的计算结果，偏心角为组合轴承的转角，顺时针
为负值。
４．工作辊轴承的当量动载荷的计算
工作辊轴承所受的力的实际载荷既有径向载荷Ｆｒ，也有轴向载荷
中国轧辊论坛
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四辊轧钢机工作轴承受力分析及其精确计算
重庆钢铁股份有限责任公司装备处罗小吟
［摘要］冷轧薄板技术是轧钢技术中较为复杂的技术，轧机工作辊轴承的正确使用直接影响产品质量。本文选择重钢引进美国二手设备技术消化中的一个难点项目研究，获得成功。［关键词］四辊轧机工作辊轴承精确计算
重庆钢铁股份有限责任公司于２００３年引进美国安然公司一套二手冷轧机工艺生产线，２００４年１２月设备安装调试完毕，２００５年１月正式投入试生产。产品大纲主要生产家电、建筑、汽车、摩托车等行业用钢板。该生产线主工艺流程包括两条推拉式酸洗线（一期工程只安装一条线）、一套四辊可逆式冷轧机、二十四个炉台全氢罩式退火炉、一套四辊不可逆式平整机。设计年产３２万吨冷轧薄板。由于引进设备为二手设备，没有工艺和设备技术资料，重钢也没有冷轧薄板生产技术和经验，组织试生产的初期，暴露出各种工艺技术及设备技术方面的问题，产品产量、质量在极低的水平徘徊，如表１。
Ｆｘ，载荷大小常有变化并伴有冲击、振动等。此种载荷的变化，必须采用
一套计算公式，把不同轴承实际承受的各种载荷折算成符合于疲劳寿
命计算的当量动载荷Ｐｄ。通常四辊轧钢机工作辊轴承的径向动载荷系
数Ｘ＝１，Ｙ≥２。轴向力Ｆｘ的精确计算可以为四辊轧钢机工作辊轴承疲
劳寿命计算提供参数依据。
Ｐｄ＝ＸＦｒ＋ＹＦｘ
Ｌ— ——工作辊与支撑辊接触区长度，ｍｍ；
Ｍ—— —工作辊与支撑辊接触区半宽处的极限预位移，且有
Ｍ＝δＢ（Ｌ／２）；Ｖ— ——轧辊形貌系数；
θ—— —工作辊与支撑辊间的交叉角，弧度。
３．２轧辊与轧件间的轴向作用力
大森舜二等日本学者研究了轧辊与轧件间的轴向作用力［１，８］，研究
中假设整个变形区为滑动区，轧辊与轧件间滑动摩擦力作用在合成相
日期
产量（吨）合格率（％）成材率（％）能耗（ｋｇｃｅ／ｔ）
２００６年１月５４４０．４３
６８．６６
５８．３４
１１９．９４
２００６年２月５５２６．８２
７８．２２
６５．７９
１３２．７８
２００６年３月７０２５．８４
８７．８０
７５．８２
１２４．５１
２００６年４月１００２５．１８
２１２７０（３．０→１．１８）－０．６４０．１９６０．１４３２．２６３０．８９
３１２７０（４．０→２．０）－０．７８０．２４６４．９０３９．４７４２．１７
４１２７０（３．０→１．２）－０．８２０．２７６８．４５４０．８６４２．７８
５１２７０（３．２５→１．０）－０．８００．３２７９．５２５１．００４７．８
１．工作辊弹性压扁的计算１．１工作辊挠度计算
ｙ
ｘ
ｆ（ｘ）
≤Ｌ
乙≤ ２
≤ ≤
ｆ（ｘ）ｄｘ－ｆ＇（ｘ）ｄｘ－Ｆｗ
Ｑｗ（ｘ）＝
≤≤ ≤
≤
ｘ１
（０≤ｘ≤
S 2
）
（１）
乙≤ ２
≤
≤≤ ≤
ｘ
ｆ（ｘ）ｄｘ－Ｆｗ
（
S 2
≤x≤
L 2
）
１
乙２
Ｍｗ（ｘ）＝Ｑｗ（ｘ）ｄｘ
（２）
ｘ
根据莫尔定理和力的叠加原理［４］，可计算在剪力Ｑｗ（ｘ）和弯矩Ｍｗ（ｘ）
解交叉角 θ；最后采用轧钢机轴向力的计算公式解得工作辊轴承轴向
力，即工作辊轴承轴向载荷。
６．效果
经过计算数据和试验数据的对比，重新选择了工作辊轴承型号，选
用了ＦＡＧ８０２０１０轴承，计算参数满足要求，投入运行后使用情况也趋
于正常，生产指标稳步上升，没有再出现轴承烧损事故。如表３。
表３冷轧厂２００６年上半年主要生产技术指标
且属于弹性接触，并假设其间的接触压力为赫兹分布，简化后得到辊间
轴向力Ｆｂ的计算公式：
Ｆｂ＝０．３８ｆｘＰｘ［４Ｋ／（１＋Ｋ２）２＋２Ｋ／（１＋Ｋ２）＋ａｒｃｏｓ（１－Ｋ２／１＋Ｋ２）］
（９）
式中：
ｆ—— —辊间摩擦系数；
Ｐ— ——轧制力，ｔ；
Ｋ— ——系数，Ｋ＝１－（１－Ｌθ／２Ｍ）２ｖ＋１／２；
２００５年４月３０２８．３４
４４．３４
３７．２６
１８７．９８
２００５年５月３９９６．７３
４２．８５
３６．２６
１５１．６３
２００５年６月７３３８．６０
４７．５１
４１．９３
１１８．９６
试生产期间，问题的焦点集中在四辊冷轧机上。在轧钢生产中，工作辊轴承经常发生在线烧损而被迫中断生产，严重时甚至损坏轧辊，造成较大损失。为了提高轧钢机轴承的使用寿命，维护正常的生产条件，减少维修时间，重钢股份公司成立了专门的项目攻关组，攻关组有关人员想方设法从轴承质量、轴承装配、轴承座的位置误差、轴承座冷却、密封等方面查找原因，但收效不大。本人经过认真调查研究，发现工作辊轴向力过载是导致轴承烧损的主要原因。以四辊轧钢机工作辊为研究对象，建立轧制过程的弹性压扁函数，根据力的独立作用原理，采用叠加法计算其应力应变，结合板形方程，逆向求解轧辊间的交叉角和工作辊轴向力。研究和试验结果表明：准确计算四辊轧钢机轴向力的大小，是正确计算工作辊轴承使用寿命和解决轴承烧损的关键。所以，立足建立合适的数学模型，准确计算工作辊轴承的轴向受力和相关的应力应变，才是解决问题的关键。
作用下的工作辊挠度 δｗ，其方程为
δｗ（ｘ）＝
≤≤≤≤δｗ１（ｘ）＋δｗ２（ｘ）
≤ ≤
≤≤δｗ１（ｘ）＋δｗ２（ｘ）＋δｗθ（ｘ）
≤
（０≤ｘ≤
Ｓ２
）
（
Ｓ２
≤ｘ≤
Ｌ２
）
（３）
Ｘ
乙 δｗ１（ｘ）＝
１ＧｗＳｗ
ＱＷ（ｘ）Ｑ０（ｘ）ｄｘ；
０
ＸＸ
乙乙 δｗ２（ｘ）＝
１ＥｗＪｗ
０
ＭＷ（ｙ）ｄｙｄｘ
０
ｘ－Ｓ
对滑动方向上，轴向力为其分力，轧辊为刚性，轧制力均匀分布，中性点
在变形区长度的中点。在上述简化条件下，可得变形区轴向力Ｆｃ的计
算公式
Ｆｅ＝１／２（Ｐ－２Ｆｗ）×［１－ｅｘｐ（θ０．９／ｒ１．１］
（１０）
式中
Ｐ— ——轧制力，ｔ；
Ｆｗ—— —弯辊力，ｔ； θ—— —工作辊与轧件间的交叉角，弧度；
ｒ— ——压下率，且有ｒ＝（Ｈｉ－ｈｉ）／Ｈｉ；Ｈｉ— ——第ｉ道次入口板厚，ｍｍ；ｈｉ— ——第ｉ道次出口板厚，ｍｍ；
９０．９８
７８．２９
１１９．０６
２００６年５月７０１３．５０
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ８６．０１
７６．０８
１０９．３２
２００６年６月７４９３．５９
８８．５１
７８．１６
１１６．９６
注：２００６年５月、６月受原料限制，产量受到影响。四辊板轧钢机轴向力的精确计算，可以为四辊轧钢机工作辊轴承的设计和疲劳寿命计算提供参数依据。
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