徐四寧，奚卉，張茜，王忠強(qiáng)，王鳳才,3

(1.武漢科技大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，武漢 430081；2.瓦房店軸承集團(tuán)有限責(zé)任公司，遼寧 瓦房店 116300；3.西安交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院, 西安 710049；4.聯(lián)合制造及軸承產(chǎn)業(yè)化技術(shù)研發(fā)基地, 銀川 750000)

1 概述

隨著我國(guó)裝備制造業(yè)的快速發(fā)展，增加了對(duì)高質(zhì)量薄板帶材的需求，而具有高速、重載及精密技術(shù)特征的森基米爾軋機(jī)可以用于這類(lèi)薄板的軋制[1]。然而，作為這種軋機(jī)裝備核心部件的高性能滾動(dòng)軸承產(chǎn)品所涉及的關(guān)鍵技術(shù)卻沒(méi)有完全得到方向性與根本性的解決[2-3]，特別是森基米爾軋機(jī)支承輥上成組使用的精密背襯軸承系統(tǒng)。典型的二十輥森基米爾軋機(jī)軋輥系統(tǒng)主要由支承輥芯軸、背襯軸承、中間輥和工作輥等組成[4-5]。其中約5～8套背襯軸承成組安裝在支承輥上，軸承間安裝有鞍座，軸承外圈作為支承輥工作表面與中間輥接觸工作，形成多支點(diǎn)梁的形式；通過(guò)鞍座可以進(jìn)行輥身徑向位移補(bǔ)償，并把徑向載荷傳遞給整體機(jī)架[6-7]。背襯軸承通常為二列或三列圓柱滾子軸承，作為支承輥工作表面的軸承外圈線速度一般可達(dá)800～1 000 m/min，工作載荷約8 000～10 000 kN，達(dá)額定動(dòng)載荷的0.5～0.7倍[8]。森基米爾軋機(jī)軸承是冶金裝備上使用的一種典型的集高速、重載及精密為一體的高性能軸承，其設(shè)計(jì)制造理念與傳統(tǒng)軸承不同，產(chǎn)品開(kāi)發(fā)與研制過(guò)程不但具有很高的設(shè)計(jì)制造核心技術(shù)與技術(shù)集成能力要求，而且還需要有高水平的技術(shù)管理?xiàng)l件[3-4]。例如，根據(jù)大量的產(chǎn)品裝機(jī)服役情況發(fā)現(xiàn)，外圈斷裂和滾道剝落等成為困擾森基米爾軋機(jī)軸承產(chǎn)品發(fā)展的一個(gè)技術(shù)瓶頸，也導(dǎo)致了大量裝機(jī)試驗(yàn)及制造費(fèi)用與資源的消耗。在當(dāng)前軸承工業(yè)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)調(diào)整和產(chǎn)業(yè)轉(zhuǎn)型升級(jí)所面臨的嚴(yán)峻形勢(shì)和巨大挑戰(zhàn)背景下，迫切需要從整體發(fā)展上首先解決產(chǎn)業(yè)、產(chǎn)品技術(shù)發(fā)展與管理理念的問(wèn)題[3-4]。

根據(jù)聯(lián)合制造技術(shù)報(bào)告關(guān)于精密背襯軸承制造技術(shù)研究及其產(chǎn)品在鋼鐵行業(yè)大量裝機(jī)服役試驗(yàn)研究獲得的重要進(jìn)展可知，歐洲軸承制造企業(yè)SKF，F(xiàn)AG在森基米爾軋機(jī)軸承技術(shù)機(jī)理、核心技術(shù)以及由此形成的制造工藝技術(shù)方面已經(jīng)發(fā)展得比較成熟[3]；其次，通過(guò)裝機(jī)試驗(yàn)可知，日本KOYO，NSK公司在產(chǎn)品關(guān)鍵技術(shù)方面的不斷改進(jìn)也獲得了重要進(jìn)展；同樣，美國(guó)Timken公司的制造技術(shù)在避免滾道剝落等問(wèn)題上也獲得了較好發(fā)展，其研發(fā)水平也逐漸跟上。對(duì)于蘊(yùn)含成組關(guān)鍵技術(shù)于一體的森基米爾軋機(jī)軸承產(chǎn)品，可見(jiàn)的國(guó)內(nèi)外學(xué)術(shù)與工業(yè)技術(shù)信息十分有限，其中國(guó)外對(duì)知識(shí)產(chǎn)權(quán)的有效管理和重視是一個(gè)主要原因。因此，在產(chǎn)品初始階段解決類(lèi)似外圈斷裂和滾道剝落等技術(shù)難題時(shí)，現(xiàn)有的技術(shù)研發(fā)理念難以有效認(rèn)識(shí)產(chǎn)品內(nèi)在技術(shù)機(jī)理與制造過(guò)程實(shí)踐工藝控制技術(shù)的內(nèi)涵；同時(shí)，技術(shù)進(jìn)步的另一個(gè)特別制約因素在于一些企業(yè)技術(shù)管理上對(duì)產(chǎn)品技術(shù)研發(fā)與產(chǎn)品設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)2個(gè)不同概念的嚴(yán)重混淆[4]。另一方面，在產(chǎn)業(yè)化技術(shù)發(fā)展上，森基米爾軋機(jī)軸承成組核心技術(shù)識(shí)別及技術(shù)集成已經(jīng)完全依賴到位的技術(shù)管理與制造過(guò)程質(zhì)量控制的推動(dòng)，使產(chǎn)品核心技術(shù)逐步向更系統(tǒng)性及微尺度層面上深入發(fā)展，實(shí)現(xiàn)多尺度技術(shù)與產(chǎn)品質(zhì)量水平同步提升[3-4]。目前，圍繞這種典型森基米爾軋機(jī)輥系及背襯軸承系統(tǒng)的摩擦學(xué)性能或接觸機(jī)理研究的文獻(xiàn)也十分有限。

森基米爾軋機(jī)軸承產(chǎn)業(yè)化技術(shù)發(fā)展需要突破該產(chǎn)品所蘊(yùn)含的成組關(guān)鍵技術(shù)和技術(shù)集成，包括結(jié)構(gòu)微尺度設(shè)計(jì)、制造工藝及服役技術(shù)[3]。主要研究任務(wù)包括：在輥系外部工況條件下，軸承系統(tǒng)內(nèi)部組件相互作用機(jī)理；成組背襯軸承與芯軸構(gòu)成的支承輥系統(tǒng)工作行為影響機(jī)理；軸承外圈作為工作表面與中間輥表面間的潤(rùn)滑接觸性能；鞍座對(duì)于支承輥抗彎剛度的影響和位移補(bǔ)償水平的影響機(jī)理；中間輥載荷工況條件下的撓曲變形對(duì)成組背襯軸承沿軸向接觸均勻性的影響；撓曲變形對(duì)各軸承單元內(nèi)部滾子與滾道接觸行為的影響等技術(shù)機(jī)理問(wèn)題[3，9-10]。另一方面，由于問(wèn)題的復(fù)雜性，支承輥成組背襯軸承與中間輥彈性接觸耦合系統(tǒng)數(shù)值接觸力學(xué)模型的發(fā)展與大規(guī)模數(shù)值求解等并不是一件簡(jiǎn)單的事情，國(guó)內(nèi)外也未見(jiàn)相關(guān)報(bào)道，但發(fā)展這樣的大規(guī)模模擬分析平臺(tái)對(duì)促進(jìn)產(chǎn)品技術(shù)機(jī)理認(rèn)識(shí)研究很有意義。此外，如果考慮動(dòng)態(tài)載荷條件，滾動(dòng)體與滾道間的摩擦學(xué)機(jī)理分析同樣也是推動(dòng)產(chǎn)品設(shè)計(jì)制造技術(shù)識(shí)別的重要研究方面，包括滾道或滾動(dòng)體多尺度表面拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)摩擦學(xué)行為的影響等[11-12]。

因此，面向軋機(jī)軸承單元與支承輥耦合系統(tǒng)，有必要開(kāi)展精密軋機(jī)背襯軸承產(chǎn)業(yè)化技術(shù)機(jī)理研究。下文以典型的二十輥森基米爾軋機(jī)支承輥及其成組背襯軸承與中間輥構(gòu)成的相互作用系統(tǒng)為研究對(duì)象，建立由中間輥、鞍座、成組背襯軸承與支承輥芯軸構(gòu)成的彈性耦合系統(tǒng)接觸模型及分析平臺(tái)，采用大規(guī)模接觸力學(xué)數(shù)值模型求解系統(tǒng)整體彈性場(chǎng)與多界面彈性接觸問(wèn)題；分析輥系撓曲變形導(dǎo)致的成組背襯軸承與中間輥間的非均勻接觸行為，包括軸承內(nèi)滾子與滾道的接觸應(yīng)力，在產(chǎn)品研發(fā)項(xiàng)目管理下，為森基米爾軋機(jī)軸承產(chǎn)業(yè)化設(shè)計(jì)制造技術(shù)和安裝服役技術(shù)識(shí)別提供技術(shù)機(jī)理的發(fā)展依據(jù)。

2 模型與方法

2.1 軋輥系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

典型的二十輥森基米爾軋機(jī)的軋制力Fz從工作輥S，T經(jīng)中間輥I，J，K，L，M，N，O，P，Q，R傳遞到支承輥A，B，C，D，E，F(xiàn)，G，H，并最終傳到堅(jiān)固的整體機(jī)架上，如圖1所示。軋機(jī)中心線兩側(cè)的4個(gè)第2中間輥I，K，L，N是傳動(dòng)輥，由電動(dòng)機(jī)通過(guò)萬(wàn)向節(jié)軸傳動(dòng)[6,8]。2個(gè)工作輥是靠4個(gè)傳動(dòng)輥與第1中間輥O，P，Q，R的摩擦力而驅(qū)動(dòng)的。構(gòu)成支承輥的背襯軸承成組安裝在同一芯軸上，支承輥兩端和軸承之間有7套鞍座與機(jī)架相連，鞍座通過(guò)油缸傳遞載荷和進(jìn)行位移補(bǔ)償，其結(jié)構(gòu)及相互接觸關(guān)系如圖2所示，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)見(jiàn)表1。支承輥通過(guò)背襯軸承外圈與中間輥形成非共形接觸界面，并傳導(dǎo)軋制力；接觸載荷可引起背襯軸承外圈彈性變形，影響軸承內(nèi)部滾子與滾道間的載荷分布狀態(tài)和摩擦學(xué)性能以及軸承承載能力。軋機(jī)輥系工作機(jī)理十分復(fù)雜，一方面，支承輥成組背襯軸承可通過(guò)相應(yīng)的鞍座、齒輪齒條及壓下機(jī)構(gòu)進(jìn)行組合位置的調(diào)整來(lái)獲得輥系凸度的調(diào)整，這有利于提高板形控制質(zhì)量；另一方面，輥系工作過(guò)程中，中間輥相對(duì)支承輥需要做一定程度的軸向往復(fù)移動(dòng)，期望使自身均勻受力，以減小背襯軸承形成的分段支承輥面和輥系撓曲導(dǎo)致的接觸界面波浪變形對(duì)軋制鋼板質(zhì)量的影響[3]。森基米爾軋機(jī)支承輥背襯軸承耦合系統(tǒng)與中間輥相互動(dòng)態(tài)接觸行為導(dǎo)致其系統(tǒng)技術(shù)機(jī)理非常復(fù)雜，下文僅對(duì)支承輥背襯軸承與中間輥處于對(duì)稱接觸狀態(tài)的情況進(jìn)行研究。

圖1 典型二十輥森基米爾軋機(jī)軋輥系統(tǒng)

圖2 支承輥芯軸與成組背襯軸承及中間輥和鞍座構(gòu)成的軋機(jī)支承輥系統(tǒng)

表1 軋輥軸承系統(tǒng)幾何結(jié)構(gòu)參數(shù) mm

2.2 工況條件

隨著工作輥壓下位置的不同，各輥?zhàn)饔昧Φ姆较蚪遣粩嘧兓芰σ膊煌琜2]。文中二十輥森基米爾軋機(jī)設(shè)計(jì)的最大軋制力Fz約為10 584 kN，如果忽略輥系的摩擦力矩，并設(shè)軋制力在上、下工作輥連心線上，輥系對(duì)稱布置，各輥為標(biāo)準(zhǔn)直徑，則支承輥承受的接觸載荷為6 700 kN[8]。在同等軋制工況下，與支承輥B和中間輥I,J間的雙輥支撐形式相比，支承輥A和中間輥I間的單輥支撐形式使軸承單元承受較大的內(nèi)部接觸應(yīng)力，使軋輥有較大的撓曲變形[7-8]。因此，選擇具有較大接觸載荷的單輥支撐模型來(lái)研究軋輥系統(tǒng)與軸承組件的接觸行為機(jī)理。

2.3 多界面彈性接觸模型

基于輥系及其背襯軸承組成的多界面彈性接觸耦合系統(tǒng)的復(fù)雜性和消除離散模型數(shù)值敏感性的考慮，通過(guò)數(shù)值試驗(yàn)確定背襯軸承系統(tǒng)有限元模型網(wǎng)格密度約為400萬(wàn)，并在可能發(fā)生接觸或應(yīng)力集中的區(qū)域細(xì)化網(wǎng)格，保證計(jì)算精度和運(yùn)行時(shí)間的合理性[8,12]?？紤]鞍座對(duì)支承輥抗彎剛度的增強(qiáng)效果，建模過(guò)程引入了鞍座部件提供的彈性約束，使模型更接近軋機(jī)輥系結(jié)構(gòu)力學(xué)的真實(shí)情況；此外，將軋機(jī)軋制力均勻施加于中間輥，以模擬第2中間輥與支承輥間彈性接觸傳導(dǎo)軋制力的作用。有限元多界面接觸力學(xué)模擬系統(tǒng)包括軸承滾子與滾道、外圈與中間輥、內(nèi)圈與支承輥芯軸、支承輥與鞍座構(gòu)成的所有可能接觸界面，為方便起見(jiàn)，簡(jiǎn)稱為支承輥及背襯軸承系統(tǒng)，或支承輥軸承系統(tǒng)[8]。需要特別指出的是，森基米爾軋機(jī)支承輥與背襯軸承及中間輥等構(gòu)成的多界面統(tǒng)一約束接觸力學(xué)模型將呈現(xiàn)較大規(guī)模的數(shù)值模擬系統(tǒng)特征，相關(guān)各個(gè)背襯軸承單元內(nèi)部的接觸問(wèn)題也十分復(fù)雜，為數(shù)值計(jì)算帶來(lái)收斂性和迭代平衡問(wèn)題[13]。例如，數(shù)值迭代過(guò)程導(dǎo)致的滾子接觸平衡問(wèn)題，需要附加額外的初始力學(xué)邊界條件來(lái)實(shí)現(xiàn)，同時(shí)也有助于提高迭代求解效率。建立的森基米爾軋機(jī)支承輥及背襯軸承彈性耦合系統(tǒng)的大規(guī)模有限元接觸力學(xué)模型如圖3所示，并給出了其中4個(gè)滾子的編號(hào)。用于研究的輥系及軸承材料的力學(xué)性能和物理參數(shù)見(jiàn)表2。

圖3 支承輥及背襯軸承系統(tǒng)接觸力學(xué)模型

表2 軸承及軋輥材料的力學(xué)性能和物理參數(shù)

3 數(shù)值計(jì)算結(jié)果

所建立的支承輥與背襯軸承彈性耦合系統(tǒng)模型，能夠穩(wěn)定進(jìn)行給定約束及工況條件下的輥系多界面接觸行為的數(shù)值力學(xué)求解。設(shè)置2個(gè)載荷子步，自動(dòng)時(shí)間步長(zhǎng)；運(yùn)行時(shí)間約5 h，經(jīng)過(guò)7～8步平衡迭代，穩(wěn)定收斂，讀取并處理數(shù)據(jù)。將網(wǎng)格加密1倍，兩次結(jié)果相對(duì)誤差在5%以內(nèi)，消除了模擬數(shù)值試驗(yàn)的數(shù)值敏感性[8,12]。

通過(guò)對(duì)支承輥及成組背襯軸承系統(tǒng)接觸力學(xué)模型的數(shù)值計(jì)算，得到2種軋制力下輥系的撓曲變形及軸承組件的接觸應(yīng)力分布。圖4和圖5分別為2種不同軋制力下支承輥芯軸和中間輥軸線的撓曲變形曲線。不同軋制力工況下系統(tǒng)的接觸性能最大值對(duì)比見(jiàn)表3。圖6為不同軋制力下中間輥與軸承外圈間的接觸變形結(jié)果對(duì)比。圖7為最大軋制力下中間輥及外圈素線的位移曲線。圖8為最大軋制力下6套背襯軸承與中間輥間的接觸應(yīng)力沿軸向和周向的分布情況。圖9為6套背襯軸承周向不同位置滾子的接觸應(yīng)力分布情況。6套背襯軸承外圈與中間輥間的最大接觸應(yīng)力及周向不同位置滾子最大接觸應(yīng)力的對(duì)比見(jiàn)表4。

4 討論

由圖4可知，在6 700 kN軋制力作用下，支承輥產(chǎn)生撓曲變形，最大撓度值為0.044 5 mm，出現(xiàn)在軸承III和IV處，總體呈拋物線形。在鞍座的作用下，總體撓曲量不大，在受鞍座約束的區(qū)域產(chǎn)生明顯的反向變形。由圖5可知，在6 700 kN接觸載荷作用下，中間輥產(chǎn)生的撓曲變形較大，最大撓度值為0.311 2 mm，出現(xiàn)在軸承III和IV之間；其在軋制力和接觸載荷共同作用下的變形呈現(xiàn)拋物線特征。由于鞍座施加了位移固定邊界條件，且成組背襯軸承為多點(diǎn)支撐，導(dǎo)致支承輥呈波浪形變形；背襯軸承外圈變形和與之接觸的中間輥?zhàn)冃瓮瑯映尸F(xiàn)波浪式分布特征，如圖7所示。鞍座可以在一定范圍內(nèi)調(diào)整分段布置的背襯軸承的徑向位移，同時(shí)中間輥在實(shí)際軋制過(guò)程中具有一定程度的軸向往復(fù)移動(dòng)，這均可以提高支承輥抗彎剛度，減小其撓曲變形，有助于提高軋板產(chǎn)品的板形精度和均勻性。

由圖4～圖6和表3可知，軋制力增加1倍，支承輥撓度、中間輥接觸變形和中間輥撓度分別增大了51.5%，41.1%和34.1%，外圈接觸應(yīng)力和接觸變形增大了30.1%。對(duì)比圖4和圖5可知，軋制力變化引起的支承輥撓曲變形遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于中間輥的撓曲變形，支承輥撓曲變形對(duì)中間輥撓曲的放大作用明顯，因此，這很容易進(jìn)一步導(dǎo)致對(duì)應(yīng)工作輥的變形，影響軋制板形。進(jìn)一步說(shuō)明支承輥撓曲變形對(duì)軋制力的變化較為敏感，會(huì)影響成組軸承的均勻受載。事實(shí)上，鋼廠軋機(jī)軋制過(guò)程中的過(guò)載或沖擊載荷易導(dǎo)致軋制力和軋輥?zhàn)冃纬霈F(xiàn)較大變化，影響薄板軋制質(zhì)量[3]。

圖4 支承輥沿長(zhǎng)度方向的撓度值

圖5 中間輥沿長(zhǎng)度方向的撓度值

表3 不同軋制力下支承輥軸承系統(tǒng)接觸性能對(duì)比

圖6 中間輥的接觸變形比較

由圖7可知，背襯軸承外圈位移與中間輥位移曲線在接觸區(qū)域貼合一致。接觸界面有應(yīng)力處沒(méi)有間隙，有間隙處的接觸應(yīng)力為零，這符合接觸力學(xué)約束條件，計(jì)算結(jié)果收斂合理[13]。

圖7 背襯軸承與中間輥位移曲線

由圖8可知，在6 700 kN的軋制力作用下，背襯軸承外圈最大接觸應(yīng)力發(fā)生在軸承III和IV上，均為978.5 MPa，比軸承I和VI高21.8%，比軸承II和V高6.3%。這說(shuō)明軸承與中間輥的接觸性能受支承輥撓曲因素影響較為明顯。因此，由于支承輥使中間輥產(chǎn)生較大的撓曲，6套成組使用的支承輥軸承外圈兩側(cè)各有不同程度的應(yīng)力集中現(xiàn)象，軸承I和VI內(nèi)側(cè)邊緣處應(yīng)力集中最為明顯，其次是軸承III和IV的外側(cè)邊緣處。

圖8 支承輥背襯軸承外圈與中間輥間的接觸應(yīng)力分布

由圖9可知，在6 700 kN軋制力作用下，6套軸承均有7個(gè)滾子受力，最大接觸應(yīng)力出現(xiàn)在軸承III和IV的1號(hào)位置滾子與內(nèi)滾道的接觸區(qū)域，為2 080.0 MPa。同一支承輥上每套軸承的2列滾子之間接觸應(yīng)力相差不大，但軸承越靠近支承輥中部，相應(yīng)的滾子接觸應(yīng)力越大。每套軸承1號(hào)位置滾子的最大接觸應(yīng)力差別較大，軸承III和IV比軸承I和VI高52.9%，比軸承II和V高24.2%；對(duì)于2號(hào)位置滾子最大接觸應(yīng)力，軸承III和IV比軸承I和VI高36.3%，比軸承II和V高18.6%；對(duì)于3號(hào)位置滾子最大接觸應(yīng)力，軸承III和IV比軸承I和VI高28.1%，比軸承II和V高11.5%；對(duì)于4號(hào)位置滾子最大接觸應(yīng)力，軸承III和IV比軸承I和VI高25.2%，比軸承II和V高9.7%。這說(shuō)明受載最大滾子受支承輥撓曲因素的影響大于其他滾子和外圈。

圖9 支承輥背襯軸承滾子的接觸應(yīng)力分布

表4中同時(shí)給出了Hertz理論計(jì)算的接觸應(yīng)力和接觸寬度，用于輔助評(píng)估有限元模型計(jì)算結(jié)果的可靠性[13]。由表4可知，通過(guò)支承輥及背襯軸承系統(tǒng)有限元接觸力學(xué)模型獲得的計(jì)算結(jié)果消除了數(shù)值敏感性，并和Hertz理論計(jì)算結(jié)果較為接近，證明了研究結(jié)果的合理性(需要指出的是，由于Hertz理論對(duì)于復(fù)雜接觸問(wèn)題的局限性，其計(jì)算精度不如有限元模型，故兩者之間存在一定的差異是合理的)。同時(shí)可以明顯看出，軋機(jī)支承輥與中間輥彈性耦合接觸系統(tǒng)中6套背襯軸承呈現(xiàn)較強(qiáng)的非均勻接觸現(xiàn)象。通過(guò)調(diào)整鞍座進(jìn)行位移補(bǔ)償和軋制過(guò)程中中間輥的軸向移動(dòng)以及軸承單元內(nèi)部參數(shù)優(yōu)化等措施，可以改善軸承的非均勻接觸狀態(tài)。

表4 支承輥不同位置背襯軸承接觸性能對(duì)比

5 結(jié)束語(yǔ)

建立了支承輥與中間輥彈性耦合系統(tǒng)的數(shù)值力學(xué)模型，對(duì)輥系多界面的接觸行為進(jìn)行了分析求解，并考慮輥系撓曲變形對(duì)成組支承輥軸承非均勻接觸行為進(jìn)行了研究，得到了給定2種軋制力下中間輥與支承輥的撓曲變形及軸承內(nèi)部的接觸應(yīng)力分布規(guī)律。結(jié)果表明，軋制力由3 350 kN增大到6 700 kN時(shí)，支承輥撓度增大51.5%，中間輥撓度增大34.1%，輥系撓曲變形對(duì)軋制力參數(shù)變化較為敏感。在最大軋制力作用下，支承輥撓曲雖受鞍座的限制，但仍會(huì)導(dǎo)致中間輥產(chǎn)生達(dá)0.311 2 mm的撓曲量，使得支承輥軸承外圈和最大承載滾子的接觸應(yīng)力分別產(chǎn)生21.8%和52.9%的差異，非均勻接觸現(xiàn)象比較明顯。文中研究工作及所建立的復(fù)雜多界面接觸力學(xué)模型有助于進(jìn)一步開(kāi)展高速、重載及精密森基米爾軋機(jī)軸承產(chǎn)品成組核心技術(shù)識(shí)別及技術(shù)集成研究；接觸機(jī)理研究支持了森基米爾軋機(jī)軸承成組技術(shù)的識(shí)別，并已經(jīng)成功用于軸承產(chǎn)品微尺度設(shè)計(jì)與精密制造工藝技術(shù)及裝機(jī)服役技術(shù)實(shí)踐過(guò)程；裝機(jī)試驗(yàn)表明，當(dāng)前限制森基米爾軋機(jī)軸承產(chǎn)品技術(shù)進(jìn)一步發(fā)展的問(wèn)題主要是過(guò)程質(zhì)量控制能力和技術(shù)管理水平。