大型球磨机半外圈滚动轴承接触问题有限元分析局兴岐鞍山科技大学机械工程与自动化学院辽宁鞍山114044选矿、冶金、建筑、电力等许多工业部门中，广泛采用球磨机。球磨机轴承长期以来均采用普通滑动轴承，此种轴承的主要缺点是：摩擦阻力大、耗能多、轴瓦易磨损胶合、维护费用高。近年来某些矿山把球磨机的普通滑动轴承改成静压轴承，其优点是摩擦阻力小、轴瓦无磨损，但轴承造价高，高压油泵系统仍有定能耗，而且必须精心维护，稍有不慎，即可能产生烧瓦事故。目前，国内大型滚动轴承制造技术已经解决，球磨机主轴承改用滚动轴承已成*佳改进方案。

　　球磨机主轴承改用滚动轴承有明显的优点：⑴摩擦阻力小，耗能低，与普通滑动轴承相比，节电幅度可达8%―15%；无轴瓦等备件消耗，可用润滑脂润滑，不仅节省润滑油，且维护极为方便；互换性好，更换安装较方便；破（4）轴承寿命长，计算寿命达数十年；（5）造价虽高于普通滑动轴承，但低于静压轴承，改造费用年内可收回。

　　磨球磨机主轴承所受载荷的合力方向固定，指向斜下方（合力与垂线夹角约9°，详见后述）。为了节省滚动轴承造价，也为了安装检修方便，可考虑采用半圆外圈（类似于半圆滑动轴瓦）形式。由于实际生产中尚无应用半圆外圈滚动轴承的实例和经验，故本文拟对大型球磨机采用半外圈滚动轴承时轴承的接触应力和变形状态作接触问题有限元分析。

　　1有限元模型本文选用的分析模型是拟用作3200X3100球磨机主轴承的特大型双列圆柱滚子轴承，轴承内径1000mm，外径1 500mm，滚动体宽为2X120mm.载荷根据某矿3200X3100球磨机的载荷情况确定。

　　由于实际轴承尺寸很大，如网格划分较细，则因单元数太多使普通微机无法运算；如网格划分较粗，则分析结果误差太大而不可信。为使分析运算可行，将轴承简化为单位宽度轴承，相应地建立三维模型，载荷改为单位宽度上的载荷。运用大型有限元软件接触问题模块进行有限元分析。单元类型选为Solid92，确定为柔-柔接触，以外圈滚道表面及内圈滚道表面作为目标面，滚动体表面作为接触面。使用接触单元TARGE170和CONTA174模拟接触面。对半圆外圈范围内9个滚动体建立18个接触副，选取自由网格进行智能化网格划分。由于本文着重分析轴承内部的接触应力和变形，作为**次近似，忽略轴与轴承支座变形的影响。据此，所加的位移约束是：外圈外表面的全部自由度加以约束，内圈内表面Z方向加以约束，内、外圈侧表面（单位宽度）Z方向加约束。

　　模型的坐标系见，Z轴与轴线平行。球磨机所受各种载荷及其作用点分述如下：球磨机筒体重力Gd=球磨机受载简49kN，作用于中心线上，垂直向下；于中心线上，近似垂直向下；齿轮所受圆周力Ft=340kN，可简化至中心线上，垂直向下；介质妹与矿石）总重Gm=851kN，作用于d点垂直向下，可简化至中心线上；向外。令球磨机受载简图如所之合力F0=1 990kN，其方向与中心线夹角约9°。设球磨机筒体两端各装一套双列圆柱滚子轴承，上述各力由两个双列轴承平均承担，则对于一个支点处单位宽度轴承，上述作用力单列滚动体的宽度。即单位宽度轴承所受载荷应为单竞轴承三维模型查出载荷作用点处的节点编号（近似为24 941，25236），将F/2和Fra/2分别加于对应的节点上。简化后的轴承三1维有限元模型见。

　　对上述有限元模型进行求解，所得结果如下。

　　各滚动体与内外圈接触处之接触压力（Contactpressure）在整体模型上难以看清，故将各滚动体与内滚动体与内圈接触应力分布图bookmark4从接触体应力云图上看，承载区9个滚动体中有5个滚动体承载。中右起**图是轴承垂直中心线（见）上的滚动体，其余各图依次是中心线左方各部变形的云图见和。变形出现于各滚动体与内外圈接触处，（*不利情况）中*大变形量Dmax=0.11，仅为滚动体直径的1/1000，中*大变形量乃= 0.039，外圈剖分面处体变形近于零，这表明半圆外圈不会影响滚动体的平稳进出。

　　不过为保证滚动体能平稳进出半圆外圈，剖分处还是应加工适当的倒角。

　　的各滚动体，接触压力*大值Pmax=1140MPa，出现于中心线左边**个滚动体上。承载各滚动体之间接触压力分布大致图形见。

　　有限元分析求得接触应力大小可根据*大压力Pmax求出。根据弹性力学：口》==1140MPa.运用传统理论计算方法，设承载*大滚动体承受载荷=4.6.<（其中z为滚动体总数）。运用赫兹公式计算，则CTHmax=笔者认为主要是由于有限元分析中加载方式与实际有差别造成的。实际载荷是轴的圆柱表面以面接触方式作用于内圈内表面上，而上述分析是将载荷集中作用于合力作用点的节点上。为消除此种误差，笔者又用面载荷作了分析计算：设载荷均匀分布中心线于轴承内圈的内表面上，将合力按比例分配于内圈内表面的左右两半上（因有限元模型的圆周表面由四块面积组成）。计算求得左半面比压=4.27MPa，右半面比压PS.IOMPa.如此求得的各滚动体与内圈的接触应力见。

　　中自左向右各图表示轴承半外圈范围内自左向右各滚动体（见）与内圈接触处接触应力云图。

　　由图可见，9个滚动体全部承载，应力在各滚动体之间的分布较均匀，*大接触应力为421MPa，此结果虽然是一种理想情况，但应该说较为接近实际，这表明轴承内之接触应力小于用传统理论方法求得中载荷）和第二种（面载荷）加载方式求得轴承集中载荷轴承各部变形图根据以上分析，可以得出以下结论：⑴对大型滚动轴承进行有限元分析，取单位宽度建立三维模型的方法是可行的；（2）用接触问题有限元方法求解滚动轴承的接触应力和变形，其结果较传统理论方法之赫兹解为小，在本例中其值远小于轴承钢之许用接触应力，说明轴承具有足够的承载能力；（3）半外圈滚动轴承在其外圈剖分处的体变形近于零，表明采用半外圈不致影响滚动体平稳运行。

　　由于本文分析的近似性（如未考虑轴的弯曲变形等），建议实际应用时选取双列调心滚子轴承为宜。