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2016千噸級全地面起重機(jī)用轉(zhuǎn)盤軸承的承載能力分析

來源:愷德爾起重機(jī)安全監(jiān)控管理系統(tǒng)專家 發(fā)表日期: 2016-08-30 17:14:00

前言

隨著風(fēng)力發(fā)電、石油化工、核電工程、船舶制造、礦業(yè)冶金以及交通設(shè)施等建設(shè)步伐的加快,國內(nèi)對干噸級起重機(jī)的需求表現(xiàn)得越來越迫切。近幾年,國內(nèi)相關(guān)企業(yè)開始開展千噸位級全地面起重機(jī)的國產(chǎn)化研制工作。轉(zhuǎn)盤軸承是全地面起重機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的關(guān)鍵部件,其結(jié)構(gòu)形式較為特殊,受力情況十分復(fù)雜。由于受到徑向空間的限制,該轉(zhuǎn)盤軸承采用六排圓柱滾子的結(jié)構(gòu)形式,以期在有限的徑向尺寸范圍內(nèi)通過增加滾子的排數(shù)來保證所需的承載能力。


起重機(jī)安全監(jiān)控管理系統(tǒng)工作時(shí),轉(zhuǎn)盤軸承主要承受傾覆力矩和軸向載荷作用。干噸級全地面起重機(jī)作為一種高端裝備對轉(zhuǎn)盤軸承的可靠性要求極高。全地面起重機(jī)用轉(zhuǎn)盤軸承合理設(shè)計(jì)和正確選型是建立在對其進(jìn)行系統(tǒng)的力學(xué)分析的基礎(chǔ)之上的。目前,對轉(zhuǎn)盤軸承力學(xué)性能的研究引起了國內(nèi)外研究人員的極大興趣。ZUPAN和PREBILm建立了單排四點(diǎn)接觸球轉(zhuǎn)盤軸承的靜力學(xué)平衡方程組,分析了軸承的承載能力與接觸幾何參數(shù)之間的關(guān)系。SMOLNICKI和RUSINSKITM建立了基于超單元的離散轉(zhuǎn)盤軸承有限元模型,超單元表示“滾道.滾動體.滾道”之間的作用,用這個(gè)模型分析了雙排球轉(zhuǎn)盤軸承支撐結(jié)構(gòu)的變形和柔性不均勻性對滾動體載荷影響。POTOt蘭NIK等p1采用矢量來表示雙排四點(diǎn)接觸球轉(zhuǎn)盤軸承的幾何結(jié)構(gòu),并建立了軸承的靜力學(xué)平衡方程組,求解得到最大滾動體載荷,并對滾動體與滾道之間的接觸進(jìn)行了有限元分析。李云峰H建立了單排四點(diǎn)接觸轉(zhuǎn)盤軸承的承載能力曲面,并利用該曲面分析了游隙、溝曲率半徑系數(shù)、接觸角等參數(shù)的改變對轉(zhuǎn)盤軸承承載能力的影響規(guī)律。高學(xué)海等p1研究了雙排四點(diǎn)接觸球轉(zhuǎn)盤軸承的滾道接觸壓力分布規(guī)律,分析了幾何參數(shù)對轉(zhuǎn)盤軸承承載能力的影響。


CHEN掣刨建立了雙排四點(diǎn)接觸球轉(zhuǎn)盤軸承的數(shù)值計(jì)算模型,分析了軸承的幾何參數(shù)對軸承承載能力的影響。王燕霜掣¨研究了特大型雙排四點(diǎn)接觸球軸承承載曲線的精確計(jì)算方法,并分析了轉(zhuǎn)盤軸承參數(shù)對承載能力的影響規(guī)律。GONCZ等嬋1建立了三排滾子轉(zhuǎn)盤軸承的簡化有限元模型,計(jì)算得到了滾動體的載荷分布,并分析了滾子凸度對接觸應(yīng)力的影響。于春來等p1利用滾動體載荷分布系數(shù)和載荷分布積分系數(shù)建立了三排滾子轉(zhuǎn)盤軸承的平衡力學(xué)模型,利用軸向載荷與傾覆力矩載荷之間的比值關(guān)系查表得到兩個(gè)系數(shù)的值,并進(jìn)一步計(jì)算得到滾動體載荷分布和轉(zhuǎn)盤軸承的壽命。轉(zhuǎn)盤軸承的承載能力是判斷其能否滿足主機(jī)使用要求的關(guān)鍵指標(biāo)?,F(xiàn)有有關(guān)滾子轉(zhuǎn)盤軸承的力學(xué)計(jì)算模型未能包含包括游隙在內(nèi)的多個(gè)重要設(shè)計(jì)參數(shù),未能考慮這些參數(shù)對轉(zhuǎn)盤軸承承載能力的影響,不便于根據(jù)分析結(jié)果對轉(zhuǎn)盤軸承的設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。


本文的目的是針對l 200 t全地面起重機(jī)用六排滾子轉(zhuǎn)盤軸承,通過建立包含包括游隙在內(nèi)的全部設(shè)計(jì)參數(shù)的力學(xué)模型,系統(tǒng)地分析承受軸向載荷和傾覆力矩的聯(lián)合載荷作用的轉(zhuǎn)盤軸承的內(nèi)部載荷分布,在此基礎(chǔ)上計(jì)算出轉(zhuǎn)盤軸承的承載能力,并分析影響承載能力的相關(guān)因素。


1、軸承力學(xué)系統(tǒng)建模

1.1變形協(xié)調(diào)條件全地面起重機(jī)用六排滾子轉(zhuǎn)盤軸承的結(jié)構(gòu)如圖1所示,主要由內(nèi)圈、外圈、中圈以及六排滾子所構(gòu)成的。轉(zhuǎn)盤軸承的內(nèi)圈和外圈安裝在主機(jī)機(jī)身的安裝平臺上固定不動,中圈與起重機(jī)的吊臂支座相聯(lián)。起重機(jī)起吊作業(yè)時(shí),轉(zhuǎn)盤軸承承受被起吊重物所造成的軸向載荷和傾覆力矩的聯(lián)合作用。在外部載荷的作用下,轉(zhuǎn)盤軸承的中圈相對于固定的內(nèi)圈和外圈產(chǎn)生相對位移。在分析時(shí),假定在外部軸向載荷疋和傾覆力矩載荷M的共同作用下,中圈產(chǎn)生的相應(yīng)的軸向位移和傾角位移分別為皖和0。為便于定義每一個(gè)滾子在轉(zhuǎn)盤軸承圓周上的位置,以轉(zhuǎn)盤軸承的中心為坐標(biāo)原點(diǎn),在轉(zhuǎn)盤軸承的徑向平面內(nèi)建立一個(gè)極坐標(biāo)系,坐標(biāo)系的極軸通過受載最大的滾子的軸線。在軸承的徑向平面內(nèi)建立坐標(biāo)系如圖2所示,極角用y表示。則對六排滾子中的任一排滾子來說,每個(gè)滾子的位置角可以表示為在轉(zhuǎn)盤軸承的中圈產(chǎn)生位移皖和p后,與每一個(gè)滾子相接觸作用的兩滾道面之間的法向距離將發(fā)生變化,也就是將產(chǎn)生沿接觸法向的趨近量,如圖3所示。從圖中可以看出,在每一個(gè)滾子位置少,由于中圈位移所造成的法向趨近量是由兩部分組成的:其一是中圈的軸向位移產(chǎn)生的,等于皖;其二1是中圈的傾角位移產(chǎn)生的,等于妄矗-口·COSg/

1.2算法及程序正確性的驗(yàn)證為驗(yàn)證本文算法及計(jì)算程序的正確性,本文針對1 200 t全地面起重機(jī)用六排滾子轉(zhuǎn)盤軸承進(jìn)行了計(jì)算,并與ANSYS軟件的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了對比。六排滾子轉(zhuǎn)盤軸承的主參數(shù)如表1所示,所承受的外部載荷為:Fo=6 680 kN,M=9 470 kN·m。在對轉(zhuǎn)盤軸承裝配體進(jìn)行有限元分析時(shí),采用“實(shí)體單元.彈簧單元”混合模型。將滾子簡化為彈簧單元COMBIN39,套圈采用四面體單元SOLID92,混合有限元模型如圖4所示??紤]到轉(zhuǎn)盤軸承的內(nèi)圈和外圈與主機(jī)機(jī)身相聯(lián)固定不動,內(nèi)圈和外圈的下底面與安裝平臺相接觸,所以,對轉(zhuǎn)盤軸承的內(nèi)圈和外圈下底面施加全自由度約束。轉(zhuǎn)盤軸承的工作載荷通過起重機(jī)吊臂作用到中圈的上端面上。為便于軸向載荷和傾覆力矩載荷的施加,在中圈上端面的中心處建立一個(gè)加載輔助節(jié)點(diǎn),并用質(zhì)量單元MASS21對其劃分網(wǎng)格,然后,將輔助節(jié)點(diǎn)與內(nèi)圈上端面的所有節(jié)點(diǎn)耦合起來構(gòu)成一個(gè)剛性區(qū)域。最后,在輔助節(jié)點(diǎn)上分別施加軸向載荷和傾覆力矩載荷,加載及邊界條件設(shè)置如圖5所示。


通過對轉(zhuǎn)盤軸承整體有限元模型的求解計(jì)算得到每個(gè)滾子所承受的載荷,將該結(jié)果與本文算法得到的結(jié)果進(jìn)行比較,如圖6所示。從圖中所示的計(jì)算結(jié)果可以看出,本文算法的計(jì)算結(jié)果與有限元分析軟件ANSYS的計(jì)算結(jié)果基本一致。有限元法將套圈看成彈性體,在軸承受到外部載荷作用時(shí)套圈上的懸伸滾道結(jié)構(gòu)發(fā)生軸向平面內(nèi)的結(jié)構(gòu)變形,使得計(jì)算結(jié)果與本文方法得到的結(jié)果在數(shù)值上有所差別。另外,采用有限元法得到的結(jié)果曲線的局部波動歸因于該方法將軸承套圈離散為有限個(gè)單元,當(dāng)求解計(jì)算滿足收斂所設(shè)定的閾值時(shí)計(jì)算結(jié)束,曲線上各點(diǎn)的數(shù)值為計(jì)算結(jié)束時(shí)所調(diào)整到的值。通過這些結(jié)果的對比驗(yàn)證了本文算法及計(jì)算程序的正確性。2分析與討論在起重機(jī)作業(yè)時(shí),轉(zhuǎn)盤軸承做重載低速回轉(zhuǎn)運(yùn)動。在轉(zhuǎn)盤軸承內(nèi)部滾子與滾道接觸部位,過大的接觸應(yīng)力作用將會造成的滾道面的永久塑性變形,這將會影響到轉(zhuǎn)盤軸承的工作性能并可能出現(xiàn)過早失效。根據(jù)沈偉毅等uu的試驗(yàn)結(jié)果,轉(zhuǎn)盤軸承的滾子與滾道之間接觸應(yīng)力I仃I應(yīng)當(dāng)限制在3 300 MPa,這一應(yīng)力值被用作滾子與滾道之間的許用接觸應(yīng)力。


根據(jù)Hertz接觸理論,可以得到滾子與滾道之間接觸應(yīng)力的計(jì)算公式式中 Q——滾子載荷;乏:P——滾子與滾道接觸線的主曲率和函數(shù);L——滾子的長度。在轉(zhuǎn)盤軸承中每個(gè)滾子所受的載荷是不同的,考慮受載最大的滾子,由其載荷Q。計(jì)算出該滾子與滾道之間接觸應(yīng)力‰。再由‰;計(jì)算轉(zhuǎn)盤軸承的承載能力安全系數(shù)工_(塒 ∞,安全系數(shù)Z是衡量轉(zhuǎn)盤軸承的承載能力的主要性能指標(biāo),對該指標(biāo)的計(jì)算是建立在對轉(zhuǎn)盤軸承進(jìn)行整體力學(xué)分析的基礎(chǔ)之上的。根據(jù)1 200 t全地面起重機(jī)用轉(zhuǎn)盤軸承的工況條件和設(shè)計(jì)參數(shù),利用本文的力學(xué)模型進(jìn)行了轉(zhuǎn)盤軸承的分析計(jì)算。首先,通過對方程式(10)、(11)的求解得到中圈位移將皖和秒的;然后,利用式(4)、(5)、(8)、(9)計(jì)算得到所有的滾子載荷。圖7為對應(yīng)于不同的軸承軸向游隙時(shí),沿軸承圓周方向分布的所有滾子載荷。從圖中可以看出,軸承上部兩排滾子的載荷顯著大于下部兩排滾子的載荷,這是因?yàn)樯喜績膳艥L子同時(shí)承受軸向載荷和傾覆力矩載荷的作用,而下部兩排滾子僅承受傾覆力矩載荷的作用;另外,外環(huán)滾子的載荷大于內(nèi)環(huán)滾子的載荷,這是因?yàn)橥猸h(huán)滾子距離軸承中心更遠(yuǎn),在中圈產(chǎn)生傾角位移時(shí),外環(huán)滾道面彈性趨近量大于內(nèi)環(huán)滾道,相應(yīng)的外環(huán)滾子也具有更大的彈性接觸變形量。根據(jù)計(jì)算得到的最大滾子載荷,利用式02)、(13)可以計(jì)算得到軸承的安全系數(shù)。圖8所示為轉(zhuǎn)盤軸承的安全系數(shù)隨軸承游隙的變化情況,圖中曲線表明了軸承的軸向游隙對其承載能力的影響規(guī)律。可以從圖中看出,在軸向游隙從0 mnl增大到0.28 lnnl的過程中,軸承的承載能力先是隨之快速下降,然后再緩慢下降。


這可以被歸結(jié)為兩方面的原因:其一,隨著軸向游隙從0 mm到0.28衄的增大,承擔(dān)軸承外部載荷的滾子數(shù)量越來越少,最大滾子載荷也隨時(shí)增加,相應(yīng)的載荷安全系數(shù)也隨之減小。當(dāng)軸向游隙為0 rain時(shí)軸承的安全系數(shù)是2.66,然而,當(dāng)軸向游隙增加到0.28 Illnl時(shí),軸承’的安全系數(shù)僅為1.54,也就是安全系數(shù)下降了42%。所以,在工程實(shí)際中,轉(zhuǎn)盤軸承的實(shí)際安全系數(shù)比對應(yīng)于0 mill游隙的名義安全系數(shù)小很多


2 結(jié)論

(1)建立了千噸級全地面起重機(jī)用六排滾子轉(zhuǎn)盤軸承的力學(xué)模型,通過與有限元模型計(jì)算結(jié)果的比較,驗(yàn)證了力學(xué)模型的正確性。

(2)轉(zhuǎn)盤軸承上部兩排滾子的載荷顯著大于下部兩排滾子的載荷,上排外環(huán)滾子的載荷大于上排內(nèi)環(huán)滾子的載荷,下排外環(huán)滾子的載荷大于下排內(nèi)環(huán)滾子的載荷。

(3)隨著軸向游隙的增大,軸承內(nèi)部承擔(dān)載荷的滾子數(shù)量逐漸減少,受載最大的滾子載荷也逐漸增大,這一趨勢在游隙增大的初期更加明顯。

(4)在轉(zhuǎn)盤軸承的軸向游隙從0 i/lnl增大到0.28 mill的過程中,軸承的承載能力先是隨之快速下降,然后再緩慢下降。當(dāng)軸向游隙增加到0.28 nllTl時(shí),軸承的安全系數(shù)下降了42%。



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