装船机俯仰铰点改造

装船机俯仰铰点改造
装船机俯仰铰点改造
1、引言
目前装船机臂架长期运转，臂架铰点除关节轴承磨损严重，轴承内外套粘连卡死。

内套与轴承产相对运动，造成轴承异响、震动轴与轴承间隙增大，内套产生裂纹。

在运转过程中出现俯仰角度不准、数据混乱等现象，给生产造成严重影响。

2 、分析原因
2.1轴承受力分析
装船机臂架的变幅范围我-12~87度（s14），计算用臂架总重:
K=214.93t，G=k*g=214.93*103*9.8=2106314N。

2.1.1首先计算出臂架重心所以经计算伸缩臂架收到后限时整个臂架的重心位置离臂架铰点水平距离为8.37M。

2.1.2铰点轴承受力分析
计算可知臂架处于0度是铰点时轴承承载荷为：Fx=1038604N;Fy=1203478N; 臂架在-12~73度之间变化时，臂架铰点轴承的受力在
Flmin=1489427N~Flmax=2105266N,单边轴受力为
Fmin=7447713.5N~Fmax=1052633N。

装船机作业时臂架角度在0~20度之间，用时4min，f=0.25摆次/min。

装船机俯仰速度为：0~8m/min,这里取平均6m/min。

2.1.3原有轴承分析计算
由于轴承出现裂纹，磨损等严重情况现对原轴承的名义接触应进行校核：
查机械手册可得刚/铜的名义接触应力(p)=50<63.321。

所以原设计轴承不能满足使用要求。

2.2分析总结
综合以上特点，轴承的工作为：小角度、低转速、大负荷、工作条件恶劣，润滑困难。

以上特点不利于轴承的正常运转。

原设计中的轴承，轴承外圈为轴承钢，内圈为铜+二硫化钼。

在正常情况下轴承内外圈之间相对转动，二硫化钼起润滑作用。

但是现场作业条件异常恶劣，设计轴承两侧没有密封，灰尘容易进入，在运行中造成润滑不良，由于通的硬度较低，耐压强度低，容易磨损。

且通过计算员设计轴承的名义接触压力小于钢/同的许多解除压力。

3、改造实施方案
3.1改造方案确定
由于原设计轴承不能满足要求，轴承损坏时由于润滑不良、轴承内套压强度低、灰尘容易进入等原因引起。

现确定改造方案如下：①对原有轴承进行加大，对现有轴和轴承座改造。

②根据现场安装尺寸，对轴承进行重新选型。

对原有轴承进行加大，需要对臂架铰点处的轴、轴承孔进行改造，工期长、费用高。

而根据现在的工况和安装尺寸对轴承进行重新选型，工期短，费用低。

经济效益高。

3.2轴承选型现对轴承进行重新选型，臂架主要承受径向力，在运转过程中将不可避免的产生左右的晃动，根据现场工况将轴承选为两侧唇式密封免维护向心关节自润滑轴承，很好的克服了原轴承的缺点。

臂架在在最高点时，轴承承受极高的压力，查械设计手册可得钢/PTFE织物的名义接触应力最高(【p=150】)。

这种自润滑轴承采用特殊工艺，在外圈镶上了一层玻璃纤维增强PTFE（聚四氟乙烯）—球面薄膜。

这层薄膜能非常牢固的结合在母体材料上，抗积压能力非常强，可达到良好的润滑效果，从而大大的提高轴承的使用寿命。

轴承选为：GE180-UK-2RS 品牌为INA
所选轴承：基本额定动载荷Cd（径向）=2160000N；
基本额定静载荷Cor（径向）=4300000N
3.2.1轴承的失效分析
通过计算可知，装船机关节轴承的失效形式主要是摩擦、磨损失效、而不像通用轴承主要是疲劳失效。

根据现场支撑结构和工况的要求已经确定轴承型号。

现只需要核算所选轴承的使用寿命即可。

3.2.2轴承寿命核算关节轴承的寿命L=ɑKɑtɑpɑvɑzKMCd/vP
L:关节轴承寿命；ɑK：载荷特性寿命系数；ɑt：温度寿命系数；ɑp：载荷寿命系数；ɑv：滑动速度寿命系数;ɑz：轴承寿命系数；KM：与摩擦副材料有关的系数;Cd：关节轴承额定动载荷；P：关节轴承当量载荷；v：关节轴承滑动速度。

查机械手册：ɑK=1；ɑt:=1; KM=2.592*105; ɑz：0.5~1(这里取0.8)轴承质量最好。

ɑv=0.1844
ɑp=G/Pb=402.0115/1807.0930.8556=0.657
L=ɑKɑtɑpɑvɑzKMCd/vP
=1*1*0.657*0.1884*0.8*2.592*105*2160000/911766*0.3272
=1.858*105摆次
通常情况下，装船机平均每天做俯仰的次数为26次，则每年的俯仰次数为
26*365=9490
可知轴承使用寿命L1=1.858*105=9490=19.6年，轴承寿命足够。

（P：关于轴承使用当量动载荷；p：名义接触压力；v：关于轴承滑动速度；ß：摆角；ζ：折算系数；dm：关节轴承滑动球面公径；f：关节轴承摆动频率）
由以上计算可知，所选INA GE180-UK-2RS轴承完全符合现场条件，起耐压强度、使用寿命满足使用要求。