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  载荷和寿命分析：一般进口轴承的寿命计算只适用于安装在实心轴上并且置于刚性轴承座的轴承，对多辊轧机，轴承外圈直接做支承辊，外径的局部与中间辊接触，在外载的作用下厚壁外圈会发生一定的弹性弯曲变形，影响滚道上的载荷分布，从而影响承载能力。计算滚动体与滚道的接触变形时，必须考虑外圈径向挠度的影响。按薄壁圆环的平面弯曲理论，任意角位置 处的径向挠度微分方程为d2 W／de +IV=一MR ／ (1)式中： 为 角处径向挠度；E1为弯曲刚度，为 处截面上弯矩；R为曲率半径。由(1)式可求解外圈的径向挠度 ( )l2J。又任意位置滚动体与滚道的接触变形 为= cos~+ ( ) (2)式中： 为内外圈相对位移，n为滚动体编号。建立每个滚动体的变形方程，再加上一个套圈的受力平衡方程，共凡+1个方程，解以上的非线性方程组，可求出各点的接触变形 。则各点的接触载荷为Q =k (3)式中：k为轴承载荷变形常数。按线接触的额定计算公式分别计算轴承内、外圈的额定载荷Q小Q ，以及轴承内、外圈与滚动体的当量载荷Q小Q ，得到轴承内、外圈的额定寿命为Llol=(Q JQ f) (4)Llo =(Q ／Q ) (5)则整套轴承的额定寿命为L1o=(￡1o。一 愿+L1o -9／8)一 (6)计算表明，支承轴承的载荷分布不同于刚性座的轴承。由于支承轴承的外圈弹性变形，滚动体载荷区变小，载荷区顶部滚子所受的载荷增大，所以支承轴承的当量载荷明显增大，寿命也会大大地降低。由于弹性变形，轴承的寿命大约比常规计算的降低了75％。

  针对支承辊轴承的特殊应用，THOMSON轴承的结构设计就须有助于改善载荷的分布状况。轴承外圈的壁厚既要保证外圈有足够的刚性，不至于因承受重载而发生较大弯曲变形，又要兼顾轴承具有大的动载荷能力(国外轴承公司的经验值是外圈滚道直径与外径之比D ／D=0．7[3])。有关研究表明，采取大直径滚子的设计比采取小直径滚子而数目稍多的设计要合理；对转速不高、载荷较重的应用，可采取无保持架的满装滚予结构，增大轴承的载荷能力，同时降低滚道接触点的载荷，提高轴承的刚性。

  辊系的受力分析：为有效地计算支承辊STIEBER轴承的承载力，需要对辊系进行受力分析。为便于计算，采用简化受力分析方法，忽略轧辊的弹性变形及摩擦损失，假设作用力的方向均在两辊的连心线上，如图3所示[引。图3 辊系受力分析P1=P／(2sina) (7)P2=P1sin(口一3)／sin(90~+ — ) (8)P3=P1sin(口一p)／cos( —p) (9)P4=P3cos3／sin~ (10)P5=P2sin(90~一j5—7)／sin(90~+声一y)(11)P6=P2 sin(卢一)，)／cos(jl一)，) (12)P7=、／P6 +P +2P6P4cos(90~一 +j5)(13)单个支承轴承的载荷F按下式计算F=(Ibn／L)P (14)式中：f6为轴承宽度； 为心轴上轴承的数目；L为整个支承辊长度。计算表明辊系上载荷的分布极不均匀，两边支承辊A、D的载荷比中间支承辊B、C的载荷值大。某些类型的轧机，A、D支承辊辊上的载荷值与B、C支承辊辊上的载荷相对差可达40％ ．以至于位于辊系边侧的支承辊磨损较为严重，两边支承辊轴承寿命大大地降低。