回轉支承選型計算.doc

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1、回轉支承選型計算： 一、 單排球式回轉支承的選型計算 1、計算額定靜容量 　C0 = f Dd 　式中：Co ——額定靜容量，kN 　　　　f ——靜容量系數(shù)，0.108 kN / mm2 　　　　D ——滾道中心直徑，mm 　　　　d ——鋼球公稱直徑，mm 2、根據(jù)組合后的外載荷，計算當量軸向載荷 　式中：Cp ——當量軸向載荷， kN 　　　　M ——總傾覆力矩，kNm 　　　　Fa ——總軸向力，kN 　　　　Fr ——總傾覆力矩作用平面的總徑向力，kN 3、計算安全系數(shù) 　　　fs = Co / Cp 　　　fs值可按下表選取。 二、 三排柱式回

2、轉支承的選型計算 1、計算額定靜容量 　C0 = f Dd 　式中：Co ——額定靜容量，kN 　　　　f ——靜容量系數(shù)，0.172 kN / mm2 　　　　D ——滾道中心直徑，mm 　　　　d ——上排滾柱直徑，mm 2、根據(jù)組合后的外載荷，計算當量軸向載荷 式中：Cp ——當量軸向載荷，kN 　　　M ——總傾覆力矩，kNm 　　　Fa ——總軸向力，kN 3、計算安全系數(shù) 　　　fs = Co / Cp 　　　fs值可按下表選取。 　　　回轉支承安全系數(shù)fs 工作類型 工作特性 機械舉例 fs 輕 型 不經(jīng)常滿負荷，回轉平穩(wěn)沖擊小

3、堆取料機，汽車起重機，非港口用輪式起重機 1.00～1.15 中 型 不經(jīng)常滿負荷，回轉較快，有沖擊 塔式起重機，船用起重機，履帶起重機 1.15～1.30 重 型 經(jīng)常滿負荷，回轉快沖擊大 抓斗起重機，港口起重機，單斗挖掘機，集裝箱起重機 1.30～1.45 特重型 滿負荷，沖擊大或工作場所條件惡劣 斗輪式挖掘機，隧道掘進機，冶金起重機，海上作業(yè)平臺起重機 1.45～1.70 回轉支承產(chǎn)品標準對合理選型的影響 《建筑機械》2002年第三期 　　現(xiàn)行的單排球式回轉支承有兩個行業(yè)標準JJ36.1-91《建筑機械用回轉支承》和JB/T2300-99《回轉支承》

4、，也就是在以前的建設部標準JJ36-86和機械部標準JB2300-84的基礎上重新修訂的。在JJ36.1的基本參數(shù)系列表中列出了145種基本參數(shù)的145種型號單排球式回轉支承，在JB/T2300中列出了120種基本參數(shù)的220種型號單排球式回轉支承。目前我國除引進主機外，絕大多數(shù)主機都是按現(xiàn)行的兩個標準規(guī)定的參數(shù)選擇回轉支承型號。由于JB2300-84較JJ36-86頒布實施得早，其覆蓋面要略大于JJ36-86，兩個標準都為回轉支承標準化生產(chǎn)做出了貢獻。隨著各主機待業(yè)和回轉支承行業(yè)的飛速發(fā)展，國外機型的大量引進，標準中的問題也顯現(xiàn)出來，甚至阻礙了各主機行業(yè)和回轉支承行業(yè)的發(fā)展，應引起我們高度重

5、視。 　　單排球式回轉支承的滾道中心直徑（D0）和鋼球直徑（d0）是它的兩個主參數(shù)，它們不但決定了回轉支承的承載能力和使用壽命，也是其它參數(shù)設計的依據(jù)，因此兩者的匹配合理與否不僅是回轉支承設計水平的反映，將直接影響主機選用的科學性、經(jīng)濟性和結構的合理性。通常我們用D0/d0的比值來分析主參數(shù)匹配的合理性，在D0=500~2500范圍內，JJ36.1中D0/d0=31.25~41.67；JB/T2300中，D0/d0=16.67~62.5。德國ROTHEERDE公司標準系列單排球式回轉支承D0/d0=30~56。那么該比值在什么范圍內科學合理呢？通過計算和比較我們不難找到答案。 　　 當回轉

6、支承的D0和d0值確定以后，它的額定靜容量和額定動容量也隨之可計算出來，并可作出其靜載和動載曲線，顯然當靜載曲線和動載曲線靠得很近時，在滿足靜載荷要求的同時又滿足了動載荷（即壽命）的要求。如果兩條承載能力曲線離得較遠，只能按承載能力較低的一條曲線選用，勢必造成另一種能力的浪費。從JB/T2300附錄B承載能力曲線中不難看出30900、301000、301120、351250、351400、451400、451600、451800、602000、602240、602500的動、靜載曲線靠得較近，主參數(shù)匹配合理，它們的比值為30~41.67。同時也可看出，D0/d0比值過小，動載曲線遠高于靜載曲線

7、（例30500比值為16.67），比值過大動載曲線遠低于靜載曲線（例402500比值為62.5），在此附錄中共有圖B1~圖B48共48幅曲線圖覆蓋220種型號，除上述11種主參數(shù)匹配代表的55種型號外，其余165種型號（占75%）的主參數(shù)匹配不合理。通過以上分析得道的答案是：D0/d0=30~40為比較合理的主參數(shù)匹配。 　　JB/T2300-99在修訂中也意識到這一問題，將JB2300-84原有型號保留之外，每種規(guī)格又增加了直徑小一檔的鋼球，共增加了20種匹配100種型號（例在40900基礎上增加一檔30900，兩者除鋼球直徑不同外，其余參數(shù)完全一致），但令人遺憾的是在D0≥1600時，所

8、增加10種匹配共50種規(guī)格卻背離了合理匹配范圍，新增的100種型號無論是匹配趨于合理還是背離合理都沒多大使用價值，這是因為每一種規(guī)格都只是在原有規(guī)格的基礎上將鋼球減小一檔，而外型尺寸等保持不變，除降低動、靜能力外，生產(chǎn)成本降低甚少，兩者的銷售價格相差無幾，用戶又何苦接受這樣的“新生事物”呢？JB2300-84中D0≤1250的所有規(guī)格，D0/d0值都過小，換言之，鋼球都太大了，套用軸承的概念，我們可以把它稱之謂重型回轉支承，而對一般的工程建筑機械是沒必要的。以20 t級挖掘機為例，國產(chǎn)大多選用的回轉支承為401120，鋼球直徑為40，而進口及國內合（獨）資企業(yè)生產(chǎn)的20t級挖掘機配套的回轉支承

9、鋼球直徑都在Ф28.575以內，滾道中心直徑在1073～1212范圍內。由此而產(chǎn)生的直接后果是鋼球直徑越大，回轉支承軸向載面積越大，自重越重，生產(chǎn)成本越高，用戶采購成本也越高，造成大量的資金和原材料浪費。 　　JB2300-99除了兩大主參數(shù)匹配不合理外，鋼球直徑系列參數(shù)設計也存在不足。它的滾道中心直徑D0是按R20優(yōu)先數(shù)字選取的（公比為1.12的等比數(shù)列），但鋼球直徑系列為：20、25、30、35、40、45、50、60、75（JB230-84為d0=30、40、45、60、75）一個沒有科學性的數(shù)列。數(shù)字游戲在此當然沒有實際意義，問題是回轉支承的額定靜容量與D0d0成正比。我們暫且拋開D

10、0與d0匹配是否合理不談，把JB2300-99中所有匹配的D0d0的值計算后，排列起來，顯然是一個雜亂無章的數(shù)列，也就是說各種匹配的額定靜容量所組成的數(shù)列也是雜亂無章的數(shù)列，而不是等比數(shù)列，這時用戶有什么影響呢？塔吊的噸米數(shù)，汽車吊的起重量，挖掘機的噸級數(shù)為什么采用選先數(shù)的等比數(shù)列呢，有級變速機床轉速也是如此，借用機床轉速設計時“速度損失”這一概念，額定靜容量組成等比數(shù)列可使選用回轉支承時，“承載能力損失”最小，例30710的上一檔為40800兩者CO相差50%，而40800與上一檔40900兩者CO只相差12.5%，當你初選30710計算出安全系數(shù)尚差5%時，選40800顯然“承載能力損失”

11、45%。而初選40800安全系數(shù)差5%改選40900時“承載能力損失”僅為7.5%。 　　JJ36.1標準中，主參數(shù)匹配和基本參數(shù)設計都比較科學、合理，部分滾道中心直徑的重疊設計（例100025和100032），使“承載能力損失”最小，并各具有單獨的基本參數(shù)。因此，我們建議并希望主機廠按JJ36.1-91標準選用單排球式回轉支承，這會使采購成本下降10%~30%，綜合經(jīng)濟效益和社會效益都十分顯著。我們作為回轉支承專業(yè)制造廠提出這樣的建議，完全是站在尊重科學的立場，因為這除了會使我們的銷售收入減少外，而并沒有其它任何好處。 合理選用回轉支承 《建筑機械》1996年第八期 　　回轉支

12、承作為建筑機械的重要基礎元件，近十年來，隨著主機行業(yè)的迅速發(fā)展，得到了廣泛的應用，除為挖掘機、塔吊、汽車吊及各類起重機配套外，還廣泛應用于輕工機械、冶金機械、醫(yī)療機械、工業(yè)機器人、隧道掘進機、堆取料機、旋轉舞臺等?？傊且磺袃刹糠种g需作相對回轉運動，又需同時承受軸向力、徑向力、傾覆力矩的機械所必需的重要傳力元件。 　 　我國回轉支承行業(yè)從建立至今超過了近20年的歷程，它從無到有，從小到大，逐步走向成熟。目前已具備了滿足各類主機需要的回轉支承的設計、制造、測試的綜合開發(fā)能力，為主機行業(yè)的發(fā)展做出了一定的貢獻。特別是馬鞍山回轉支承廠，自1984年與建設部北京建筑機械綜合研究所合作，成功地

13、開發(fā)出具有80年代國際先進水平的單排球式回轉支承后，打破了我國回轉支承行業(yè)以3片式交叉滾柱和雙排球式為主的落后局面，大縮小了與發(fā)達國家之間的差距，帶動了我國回轉支承行業(yè)的迅速發(fā)展。11年來馬鞍山回轉支承廠作為回轉支承專業(yè)廠，共為國內外用戶提供四大類回轉支承2萬余套，產(chǎn)品覆蓋全國25個省、市、自治區(qū)，為十幾個行業(yè)的200余種主機配套。 　　隨著各主機行業(yè)的迅速發(fā)展,無論是自行開發(fā)，還是引進技術、合資、合作，對回轉支承的要求都在日益提高，作為回轉支承專業(yè)廠，加強新品開發(fā)，不斷提高產(chǎn)品質量，滿足主機發(fā)展需要，是我們責無旁貸的責任，也是市場競爭和自我發(fā)展的根本要求。但主機如何正確選擇回轉支承的結構型

14、式（單排球式、交叉滾柱式、雙排球式、三排柱式等）和規(guī)格尺寸（滾道中心直徑D0，滾動體直徑d0），卻由于外負荷是個復雜力系以及滾道承載能力的機理未被深刻理解，在選用中存在著一些不合理的狀況，影響了主機行業(yè)的經(jīng)濟效益，甚至導致重大質量事故，從而引起主機行業(yè)和回轉支承行業(yè)的共同重視。本文就是以長期的回轉支承設計生產(chǎn)和為主機選型服務的經(jīng)驗來探討合理的選型，以克服使用的盲目性，保證主機使用的可靠性。 　　　▲　結構型式的選擇 常用回轉支承的結構型式有四種：單排球式、交叉滾柱式、雙排球式、三排柱式。為使選型科學合理，先進行數(shù)據(jù)對比。 1.1 單排球式和交叉滾柱式額定靜容量、額定動容量對比

15、 額定靜容量C0和額定動容量Ca的大小決定了回轉支承的承載能力和使用壽命，現(xiàn)以外型及安裝尺寸完全相同的單排球式Q1600*50和交叉滾柱式J1600*36為例分析對比如下： 　　→　單排球式Q1600*50額定靜、動容量（C01，Ca1） 　　　 C01=f0d02Zsinα 　　　　 =3850289sin50=6476906（N） 　　　　 式中 f0——滾道硬度系數(shù)，55HRC時為38N/mm2 　　　 　Z—— 滾動體個數(shù) 　　　 　α——滾道接觸角，一般機械取α=50 　　　Ca1= 95f1fsfcfαfdZ2/3fH 　　　 　=950.2990523.742

16、440.8375100.651309872.67219.93390.732247 　　　 　= 738760（N） 　　　 　式中各符號含義及子式從略。 　　→　交叉滾柱式J1600*36的額定靜、動容量（C02，Ca2） 　　　C02= f0d0L0(Z/2) sinα 　　　 　=76360.836(122/2)sin45 　　　 　=3398783(N) 　　　 　式中L0 —滾動體有效接觸長度 　　　Ca2= 410f1fcfαf07/9d020/27(Z/2)3/4 fH 　　　 　=4100.3901000.8747400.68271313.648446.9444

17、21.82720.732247 　　　 　= 978133(N) 　　從上述計算，得到單排球的靜載能力較交叉滾柱式高90%，但動載能力小25%，任選二種基本參數(shù)相同的單排球式和交叉滾柱式對比計算，其結論是一致的。 　　需要說明的是，交叉滾柱的動、靜載能力實際上遠達不到理論計算值。原因有二：第一，滾道角度誤差，903’；第二，軸徑向間隙的存在，使內、外套圈在工作時發(fā)生相對傾斜，兩者疊加，使內、外套圈本應平行的對應滾道面，沿滾動體母線全長，最大可產(chǎn)生0.1mm左右的傾斜，因此，滾柱受載沿長度方向是不均勻的，兩端應和差最大，最大應力高出平均應力很多，甚至一倍以上或更多，再加上兩端的相對滑動，即

18、使其負載尚未達到其額定載荷時，其最大應力已超出許用應力，而使?jié)L道破壞失效。盡管腰鼓形滾子的使用使上述情況有所改善，但效果并不明顯。這是因為，滾柱兩端的微量修緣，并不能補償滾道角度誤差及內外套圈對應面在工作過程的傾斜；而且，一種修緣尺寸，只適用于一定的D0、d0及軸徑向間隙，要想取得較好的效果，除對滾道角度公差有較高要求外，還應將軸、徑向間隙控制在0.05mm以內。顯然，目前無論是制造還是使用都難以達到（一般要求與回轉支承連接的平臺的平面度公差為回轉支承軸、徑向間隙的1/2）。即使達到了，交叉滾柱的實際動、靜載能力也只是向理論動靜載能力靠近了一點，差距的存在是必然的。 1.2 單排球式和雙排球

19、式對比 　　有一種錯覺，認為雙排球較單排球多一排球，因此承載能力較同一滾道中心直徑的單排球式高。我們一起來做一個改型設計，看看理論計算結果： 以JB2300—84中雙排球021*30*1120為對象，先計算其額定靜容量C03 。 　　　C03= f0d02Z sin90 　　　 　=383021031=3522600（N） 　　若保持其滾道中心直徑、安裝孔組節(jié)圓直徑和孔徑不變，將它改型設計為單排球，可安排d0=50~60的鋼球。若取d0=50，則單排球Q1120*50的額定靜容量為： 　　　C04= f0d02Z sin50 　　　 　=3850262sin50=4512002（

20、N） 很明顯C04 >C03，大28%。 　　同理，其它規(guī)格的改型設計得到的結論與此是類似的。不但如此，因雙排球為三片式、雙滾道，材料費用，加工制造，運輸費用都較單排球高，一般同一D0的差價達60~100%，而且，滾道的形狀精度和表面粗糙度因不易磨削而很差。因此，是否可以說雙排球式是一種質次、價高的落后結構呢？ 1.3 三排柱式是重載的首選型式 　　三排柱式較其它三種型式有著承載能力大的明顯優(yōu)點，但其造價也是最高的（同一D0）。為什么它能成為重載機械的首選型式呢？我們不妨在引進單位成本額定靜容量r這一判斷選用回轉支承型式的經(jīng)濟技術指數(shù)后，來分析四種型式隨著D0的變化與r值變化的規(guī)律，需

21、說明的是，r值越大，單位成本的額定靜容量越大。 　　筆者對JJ36-91和JB2300-84標準中所有型式各種規(guī)格的r值都進行了詳細計算，并以D0為橫坐標，r值為縱坐標，繪制了D0—r曲線圖，從圖中可明顯看出：①隨著D0的增加，四種型式的r值都在增加；②在D0≤1800時，單排球式的r線最高。當D0>1800時，三排柱式的r線最高。也就是說在D0≤1800范圍內承受同樣的載荷，用單排球式造價最低；D0>1800時，承受同樣的載荷，用三排柱式造價最低。 如果同意以上的分析和計算,那么結論是明顯的:中小規(guī)格的回轉支承應以單排球式為首選型式,大規(guī)格是三排柱式。近幾年來，有些主機廠由于型式選擇失當

22、，已為此付出了沉重的代價，歷史的經(jīng)驗值得注意。 　　　▲　規(guī)格尺寸的選擇 　　回轉支承的滾道中心直徑（滾動體組節(jié)圓直徑）D0和滾動體直徑d0是構成回轉支承基本參數(shù)的核心主參數(shù)，當型式選定后，如何正確選擇D0—d0呢？ 　　可以將外負載折算成當量靜容量，再乘以合理的安全系數(shù)后與回轉支承的額定靜容量對比來選擇D0—d0，但我國回轉支承待業(yè)既有現(xiàn)行的兩個標準規(guī)定的數(shù)百個規(guī)格，又有自行設計或引進技術和進口主機所帶來的規(guī)格，特別是單排球式規(guī)格相近的甚多，如何才能科學、合理地選擇D0—d0呢？ 　　筆者對四種結構型式近千個品種的額定動、靜容量用計算機進行了詳細計算，并結合主機待業(yè)對壽命試驗的有關

23、規(guī)定，得出如下結論：任一型式的回轉支承其D0/d0的比都有一個合理取值范圍，該值的大小是根據(jù)額定動、靜載能力匹配的條件計算得到的。計算結果是：單排球式D0/d0=30～35，交叉滾柱式D0/d0=50～60，雙排球式D0/d0=35～40，三排柱式D0/d0=80～100。大于上述值則在額定靜容量下使用壽命不足，反之使用壽命過剩，前者造成回轉支承過早失效，后者造成浪費。例如將單排球式1400*32（D0/d0=43.75）用于25t汽車吊，雖然其額定靜容量滿足使用工況計算，使用壽命僅為4500次循環(huán)。國內去年就有過這種例子，雖然超載25%，靜容量試驗沒有問題，但當進行到5000余次循環(huán)時，滾道

24、產(chǎn)生了剝落，后改用1400*40（D0/d0=35）通過考核。我們對JB2300—84的性能曲線圖中動、靜載曲線進行了分析比較，也能得出類似的結論。 　　當然，在一些因結構限制和一些特殊要求的使用場合，應根據(jù)具體情況確定D0—d0。例如挖掘機，回轉支承負載最大的工況是挖掘過程中，而回轉過程中回轉支承的負載較挖掘過程中要小得多。因此，只要根據(jù)靜容量確定D0—d0就行了。 　　以上觀點，供主機選擇回轉支承時參考。 影響回轉支承承載能力的四個參數(shù) 《建筑機械》2002年第一期 　　 1. 結構型式的選擇 常用回轉支承的結構型式有四種：單排球式、交叉滾柱式、雙排球

25、式、三排柱式。 根據(jù)我們的經(jīng)驗和計算,有以下結論： 　?相同外形尺寸的回轉支承, 單排球式的承載能力高于交叉滾柱式和雙排球式。 　? 在傾覆力矩160噸米載荷以下，選用單排球式回轉支承其性價比高于三排柱式回轉支承，為首選形式。當傾覆力矩高于160噸米時應該優(yōu)先考慮選用三排柱式回轉支承。 2. 單排球式回轉支承系列的選擇 在國內，目前單排球式回轉支承有3個系列的尺寸規(guī)格： HS系列，Q系列和01系列。對于新用戶一般不知如何選擇那個系列，我們認為每種系列各有優(yōu)點，分析如下： 3個系列的參數(shù)比較(以滾道中心直徑1250外齒式為例) 公司主要回轉支承產(chǎn)品的類型和規(guī)格 回轉支承類

26、型 滾道中心最大直徑 滾動體量大直徑 齒輪最大模 單排球式 3550mm 60mm 24mm 單排交叉滾柱式 1700mm 45mm 16mm 雙排球式 2800mm 50mm 24mm 雙列球式 3550mm 50mm 24mm 三排柱式 3550mm 50mm 24mm 系列 重量 Kg 鋼球直徑mm 滾道中心直徑mm 滾道靜容量 N 安裝螺栓孔 QW1250*40 388 40 1250 3696800 32-26 011*35*1250 420 35 1250 3291100 40-26 HSW

27、1250*40 490 40 1250 3696800 36-22 a. HS系列單排球式回轉支承是歷史的延續(xù)。在1984年以前，國內生產(chǎn)的回轉支承的主要型式是交叉滾柱式，在1984年馬鞍山回轉支承廠開始生產(chǎn)單排球式回轉支承以后，交叉滾柱式回轉支承被取代，為了保持主機的安裝尺寸不受影響，設計了外形及安裝尺寸與原來交叉滾柱式回轉支承完全相同但內部結構改為單排球式的HS系列單排球式回轉支承。其特點是外形尺寸大，例如：HSN1250.40的重量是470Kg, 而相同承載能力的QNA1250.40的重量是388 Kg, 所以HS系列回轉支承占用較多的資源，制造成本比相同的承載能力的Q系列和

28、01系列回轉支承高10％以上，同國外相同承載能力的回轉支承相比差得更遠。 因此，從節(jié)約成本和資源出發(fā)，HS系列應該盡可能不用?？紤]到改變回轉支承后會改變主機的相關尺寸，因此這個過程會比較痛苦，但是新的設計不應該再選用HS系列。 b. 01系列單排球式回轉支承是1984年原機械部推出的以軸承編號為基準的回轉支承系列。其安裝螺栓孔數(shù)量多，比較合理，但是滾道參數(shù)存在不合理匹配，例如011.45.1400與 011.35.1400回轉支承，其外形尺寸和安裝尺寸完全相同，其制造成本基本相同，但是011.45.1400使用的是直徑45mm鋼球，而011.35.1400使用的是直徑35mm鋼球，后

29、者的承載能力降低了22％。所以在選用01系列單排球式回轉支承應注意選擇較大鋼球的規(guī)格。 c. Q系列單排球式回轉支承是1986年建設部在參考了01系列回轉支承的參數(shù)后，經(jīng)過優(yōu)化后設計的單排球式回轉支承系列，相同承載能力的回轉支承的截面尺寸更緊湊，重量更輕，具有更好的性價比。 《JG/T66-1999》標準回轉支承編號方法 1. 無齒式單排式回轉支承由相同滾道中心直徑的外齒式內圈和內齒式外圈組成，其堵塞與油孔布置在外圈上。 2. 交叉滾柱式回轉支承其滾道中心直徑系列與單排球式回轉支承滾道中心直徑系列完全一致，但同一滾道中心直徑的交叉滾柱回轉支承和單排球式回轉支承的滾動

30、體直徑不同，對應如下： Q系列鋼球直徑 20 25 32 40 50 60 J 系列圓柱滾子直徑 14 18 22 28 36 45 《JB/T2300》標準回轉支承編號方法 回 轉 支 承 選 型 計 算 單排球式回轉支承 1、計算額定靜容量 Co = f Dd 式中：Co ——額定靜容量，N f ——靜容量系數(shù)，110 N / mm2 D ——滾道中心直徑，mm d ——鋼球公稱直徑，mm 2、根據(jù)組合后的外載荷，計算當量軸向載荷 Cp = P + 4370 M／D + 3.44 Fr 式中：Cp ——當量軸向

31、載荷，N M ——總傾覆力矩，Nm P ——總軸向力，N Fr——總徑向力， N 3、計算安全系數(shù) fs = Co / Cp 式中：fs值可按表1所示選取。 三排柱式回轉支承 1、計算額定靜容量 Co = f Dd 式中：Co ——額定靜容量，N f ——靜容量系數(shù)，147 N / mm2 D ——滾道中心直徑，mm d ——上排滾柱直徑，mm 2、根據(jù)組合后的外載荷，計算當量軸向載荷 Cp = P + 4500 M／D 式中：Cp ——當量軸向載荷，N M ——總傾覆力矩，Nm P ——總軸向力， N 3、計算安全系數(shù) fs

32、 = Co / Cp 式中：fs值可按表1所示選取。 表1 回轉支承安全系數(shù)（fs） 工作類型 工 作 特 性 機 械 舉 例 fs 輕 型 不經(jīng)常滿負荷，回轉平穩(wěn)沖擊小 汽車起重機，堆取料機，非港口用輪式起重機 1.00~1.25 中 型 不經(jīng)常滿負荷，回轉較快有沖擊 塔式起重機，船用起重機，履帶起重機 1.20~1.35 重 型 經(jīng)常滿負荷，回轉快沖擊大 單斗挖掘機，抓斗起重機，港口起重機，集裝箱起重機 1.30~1.60 特重型 滿負荷，沖擊大或工作場所條件惡劣 斗輪式挖掘機，隧道掘進機，冶金起重機，海上作業(yè)平臺起重機 1

33、.60~2.00 單排球式回轉支承 單排球式回轉支承，采用國際先進的四點接觸球式結構，為各類起重機、挖掘機、打樁機、消防云梯車、高空作業(yè)車、混凝土泵車等機械設備配套。這種支承是需要承受軸向力、徑向力、傾覆力矩且兩大部分需要相對旋轉的機械最理想的配套件。 單排球式回轉支承，其最新的產(chǎn)品生產(chǎn)標準有《JG/T66-1999單排球式回轉支承》和《JB/T2300-1999回轉支承》兩種。 Q系列(JG/T66） 外齒式 QWA QWB QWC QWD 內齒式 QNA QNB QNC QND 無齒式 QUA QUB QUC QUD HS系列(JG/T

34、66） HSW HSN 01系列(JB/T2300） 010型 0型孔 1型孔 2型孔 3型孔 011，012型 0型孔 1型孔 2型孔 3型孔 013，014型 0型孔 1型孔 2型孔 3型孔 HS系列(JB/T2300） HSW HSN HSB 三排柱式回轉支承 三排柱式回轉支承，有3個座圈,上下及徑向滾道, 各自分開,分別承受不同方向的力。 滾柱與滾道是線接觸,承載能力大,是重型機械的理想配套件。常見的配套設備有：輪式起重機，斗輪式挖掘機，船用起重機，鋼水運轉臺及大噸位起重機。 三排柱式回轉支承，其最新的產(chǎn)品生產(chǎn)

35、標準有《JG/T68-1999單排球式回轉支承》和《JB/T2300-1999回轉支承》兩種。 SW系列(JG/T68） 外齒式 SWA SWB SWC SWD 內齒式 SNA SNB SNC SND 13系列(JB/T2300） 130 131/132 133/134 回轉支承早期斷齒分析及解決措施 《建筑機械》2002年第七期 　　 造成挖掘機用回轉支承早期失效的主要原因有二條：一是斷齒；二是滾道破壞。其中，斷齒是主要原因，占90％以上，且絕大多數(shù)發(fā)生在挖掘機出廠后六個月

36、以內。這不但嚴重困擾著回轉支承制造廠產(chǎn)品質量信譽，同時也對主機廠產(chǎn)品市場造成不利影響，因此認真解決好這一問題是回轉支承制造廠和主機廠的共同的目標和責任，也是雙方進一步合作共同發(fā)展的根本保證。 　　因斷齒而使回轉支承早期失效的根本原因是什么呢？設計問題；制造問題，材質問題；裝配問題還是使用問題。透過下列現(xiàn)象不難發(fā)現(xiàn)問題的本質之所在： 　　① 在過去的十二年里，馬鞍山回轉支承廠共為各類主機配套回轉支承二萬余套，除挖掘機行業(yè)外，僅有一起回轉支承斷齒記錄，而且是發(fā)生在晚期。當然，挖掘機的工況較塔吊、汽車吊等其它大部分使用回轉支承的行業(yè)的主機工況要惡劣，回轉速度較快，沖擊負荷也較大，斷齒的可能性相

37、應地也大些，這也是不爭的事實。因此，挖掘機用回轉支承的模數(shù)較同一滾道直徑的其它行業(yè)主機用回轉支承要大一檔，而且是硬齒面（一般在47HRC～58HRC之間選取不同的硬度段），基本滿足了挖掘機對回轉支承齒輪的要求。雖然統(tǒng)計資料表明挖掘機用回轉支承早期斷齒的概率大于其它主機，但也僅限于極少的二、三種挖掘機上，大部分機種極少有回轉支承早期斷齒事故發(fā)生。 　?、?從我們掌握的資料分析，國內外絕大多數(shù)20～22噸級的挖掘機使用的回轉支承齒輪模數(shù)都為10mm（或徑節(jié)=2.5），熱處理和精度等級基本一致，國產(chǎn)挖掘機一般采用標準齒高和標準壓力角?；剞D支承齒輪周向許用力Ｐ可按下式計算： 　　P=Kz*m*b/

38、78 (噸) 　　式中 Kz=(z/150)^(0.09)外齒?。?；內齒?。? 　　z－齒數(shù)m－模數(shù)mmb－齒寬mm 　若設齒寬b=80；齒數(shù)z=90～110；且為內嚙合，則齒輪周向許用力為： 　　p=(90～110/150)^(-0.09)*10*80/78 　　 =10.74～10.55(噸) 　　可見齒輪的周向許用力能夠滿足該噸級的挖掘機對回轉支承齒輪負荷要求，但在該級別中個別機型出現(xiàn)的回轉支承早期斷齒率卻高達2%，其它絕大部分機型無此現(xiàn)象發(fā)生。 　?、?通過對多起早期斷齒實物的分析研究發(fā)現(xiàn)，大部分斷齒發(fā)生在沿齒寬方向的上半部，一半以上的斷裂面與輪齒的上端面相交，并成45～6

39、0左右的夾角，即使全齒脫落其裂紋也是自上而下擴張所致。齒輪受擠壓而產(chǎn)生的塑性變形也相當明顯，且上部較下部嚴重得多，整圈齒槽寬都有不同程度變化，從下至上、從根至頂齒槽寬遞增。 　　我們是否可以認為：造成挖掘機回轉支承早期斷齒的作用力并非是周向回轉驅動力，而是與之嚙合的小齒輪對其施加的徑向擠壓力，且擠壓時小齒輪的軸線與回轉支承齒輪軸線不平行。該力產(chǎn)生于挖掘過程中地面對斗的反作用力，由于回轉支承有間隙的原故，與回轉支承內外圈分別聯(lián)接的上下兩部分在傾覆力矩的作用下，將發(fā)生在回轉支承通過大臂的軸向剖面上的相對傾斜，同時產(chǎn)生沿回轉支承徑向與大臂反方向的相對位移，位移量與回轉支承徑向間隙相當。因與回轉支

40、承嚙合的小齒輪安裝在大臂的相反方向，當兩者齒側間隙過小時，位移尚未完成，小齒輪便壓上大齒輪，這種情況下本應由回轉支承滾道承擔的負荷卻由齒輪擔當了，由于小齒輪是懸臂安裝原本傾斜的軸線在擠壓力的反作用下進一步加劇，致使作用在大齒輪上的擠壓力集中在齒寬的上部。開始齒輪由塑性變形來補償齒側間隙的不足，隨著回轉支承滾道的進一步磨合，其徑向間隙漸漸加大，而變形量卻是有限的。通過受力分析可以看到：小齒輪對大齒輪的擠壓力是地面對斗的反作用力的幾倍甚至十幾倍，并且作用在齒廓上的力將被再一次放大，壓力角越小放大系數(shù)越大。這一經(jīng)過兩次放大的力足以造成大小齒輪斷齒。以上分析的結論與第③條現(xiàn)象是吻合的。 　　因此，筆者認為：回轉支承早期斷齒的根本原因是與小齒輪的配合側隙過小。建議側隙值不小于回轉支承徑向間隙的1.25倍。值得參改的是，我廠近期為加拿大制造的四種型號的挖掘機用回轉支承的齒輪壓力角分別為25和27，國內合資廠也有采用。這對提高齒輪抗徑向擠壓能力是有效的。 　　當然，諸如回轉支承材質缺陷；齒淬后殘余內應力較大、內部有裂紋；因回轉支承滾道失效回轉卡滯；挖掘機違章操作等也可導致回轉支承齒輪早期失效，但應該分布面較廣且離散。