回转支承寿命载荷系数

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Hale Waihona Puke 2.回转支承轮齿断齿分析2.1 齿轮断齿形式
轮齿受力后，在齿根部产生的弯曲应力很大，且在齿根过渡圆角处 有应力集中，由于轮齿的交变应力超过了材料的疲劳极限，在齿根圆角
处将产生疲劳裂纹，裂纹不断扩展，造成弯曲疲劳折断。过载折断通常
是由于受到短时过载或冲击载荷或轮齿磨薄，是轮齿应力超过其极限应 力所造成的。
2.2 静强度齿根弯曲应力 （2）静强度许用齿根弯曲应力
FPst F limYST YNT
S F min YrelT
（1-2）
式中： F lim —弯曲疲劳极限应力（ N / m m2 ） ；
YST —试验齿轮的应力修正系数； YNT —弯曲强度的寿命系数；
YrelT —相对齿根圆角敏感系数；
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2.回转支承轮齿断齿分析
2.2 静强度齿根弯曲应力 （1）静强度最大齿根弯曲应力
Fst KV K F K F
式中： K V —动载系数；
Fcal YF YS Y Y bmn
（1-1）
KF —弯曲强度计算的齿向载荷分布系数；
号。
承载能力曲线一般有两条，一条为极限静载曲线，一 条为疲劳寿命曲线。极限静载曲线用于初步选型，疲劳寿
命曲线用于校核。
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1. 回转支承的疲劳计算
1.1 回转支承承载能力曲线
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1. 回转支承的疲劳计算
外圈直径 3640mm，法兰板上开72个螺栓孔，孔径 45mm， 螺栓孔中心线直径 3358mm。法兰板厚为120mm，与法兰 连接的过渡圆筒厚度为30mm。
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3.回转支承法兰分析
3.2 法兰有限元模型建立 圆筒门架采用SHELL93壳单元，回转支承主体和法兰
法兰 板厚 (mm) 80 90 100 110 120 130 140 载荷工况 A 上法兰 0.3219 0.3108 0.2946 0.3170 0.3162 0.3148 0.3225 下法兰 0.2850 0.2790 0.2760 0.2833 0.2831 0.2824 0.2852 上法兰 0.0608 0.0595 0.0590 0.0602 0.0601 0.0599 0.0617 B 下法兰 0.05813 0.05736 0.05702 0.05811 0.05814 0.05802 0.05896 上法兰 0.1591 0.1552 0.1541 0.1572 0.1572 0.1566 0.1610 C 下法兰 0.1507 0.1495 0.1487 0.1515 0.1514 0.1513 0.1527 上法兰 0.1885 0.1820 0.1744 0.1852 0.1848 0.1839 0.1881 D 下法兰 0.1687 0.1651 0.1637 0.1675 0.1674 0.1669 0.1682 25/32
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Fn cos F
2.回转支承轮齿断齿分析
2.3 轮齿有限元分析 在齿根应力较大的区域沿着齿宽方向选择一条线作为
路径，提取线上的节点应力，节点应力分布如图1-7所示。
施加偏载荷后，一端
的齿根应力明显增大 很多，当外界的偏载
荷使齿根应力超过许
图2-14 载荷工况D
从上表和图中可以看出，板厚为100mm的上、下法兰板 变形角度是最小的。随着法兰厚度增加，变形角度不是 线性减少。
式中： T —小齿轮传递的转矩（N.m） ；
d —齿轮分度圆直径（m） ；
（1-3）
。 —分度圆压力角（°）
载荷作用角 F = tan 1 -

2Z
-inv
（1-4）
式中： 1 —小齿轮齿顶圆压力角（°） ；
1 = cos-1
Z cos * Z +2ha
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3.回转支承法兰分析
3.2 法兰有限元模型建立
法兰板厚为120mm，过渡圆筒厚度为30mm的有限元模型和回转支承
部分模型如图2-1、图2-2所示。
图2-1 整体有限元模型
图2-2 1/4回转支承有限元模型 港口物流技术与装备教育部工程研究中心
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1. 回转支承的疲劳计算
1.4 回转支承有限元疲劳分析
根据金属结构疲劳分析理论与分析计算过程，利用有限元软件 中的疲劳分析功能对外滚座结构中疲劳危险位置点的疲劳分析，得 到了回转支承在起重机设定工作载荷谱作用下滚座结构中疲劳分析 点的累积损伤率(即耗损系数)及既定载荷谱下回转支承允许经历的 最大循环次数，为回转支承选型计算中针对回转支承的寿命校核提 供了更加准确的依据和指导作用。
S F min —最小安全系数值。
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2.回转支承轮齿断齿分析
2.3 轮齿有限元分析 在solidworks软件中建立回转支承轮齿的三维模型，将其 导入ANSYS软件中，轮齿三维模型如图1-1所示。有限元分
析时，选择三齿模型。轮齿单元选取SOLID95单元，模型单
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1. 回转支承的疲劳计算
1.3 回转支承寿命计算载荷谱
门机的回转工作范围荷载作用频数的设定:
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1. 回转支承的疲劳计算
1.3 回转支承寿命计算载荷谱
按工作级别A8，设定可能出现的各循环事件及各自的设计循环次数
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3.回转支承法兰分析
3.3 法兰有限元计算结果
法兰板变形角度曲线图如下。
图2-11 载荷工况A
图2-12 载荷工况B
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3.回转支承法兰分析
3.3 法兰有限元计算结果
图2-13 载荷工况C
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1. 回转支承的疲劳计算
1.2 回转支承寿命计算
港口起重机在实际回转工作循环中，回转支承并没有作全回转运动，大 多数情况下与上部回转结构固定连接的运行滚道仅会随回转结构在回转圆周 的部分区域中运动。同时，港口起重机的回转支承在工作循环中，所受的载 荷也比较复杂，并非曲线试验中固定的载荷工况所能模拟的。常规寿命校核 计算中将动态承载曲线用于将应对复杂工况的港口起重机回转支承的寿命校 核，并没有对港口起重机中回转支承使用情况的特殊性加以考虑，所以计算 结果也缺乏实用性，使得寿命校核并没有起到实质性的作用。
港口起重机回转支承轮 齿与法兰分析
武汉理工大学物流工程学院 港口物流技术与装备教育部 工程研究中心 胡吉全
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内容简介
一
回转支承疲劳强度计算
回转支承轮齿断齿分析 回转支承法兰变形分析
二
三
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1. 回转支承的疲劳计算
1.1 回转支承承载能力曲线 回转支承承载能力曲线图是由轴承制造厂家提供的， 设计时根据以上计算载荷对照相应的轴承曲线确定轴承型
图2-3 上部法兰变形图(工况A)
图2-4 上部法兰变形图(工况B) 港口物流技术与装备教育部工程研究中心
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3.回转支承法兰分析
3.3 法兰有限元计算结果
过渡圆筒厚度为30mm，不同厚度的法兰板在不同载荷工况作
用下计算得出的变形角度见下表。
表2-2 法兰板平面变形角度（°）
； mn —法向模数（mm）
； K F —齿间载荷分布系数； Fcal —计算切向力（N）
b —工作齿宽（mm） ；
YF —齿形系数；
YS —应力修正系数；
Y —弯曲强度计算的重合度系数；
Y —弯曲强度计算的螺旋角系数。
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2.回转支承轮齿断齿分析
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3.回转支承法兰分析
3.1 法兰结构形式
本文分析的MQ4040门座起重机回转支承与圆筒门架
连接的法兰内圈直径 3454mm，外圈直径 3834mm，法兰 板上开72个螺栓孔，孔径 45mm，螺栓孔中心线直径
3742mm。回转支承与转台连接的法兰内圈直径 3268mm，
位为m，划分网格的三齿有限元模型如图1-2。
图1-1 轮齿三维模型
图1-2 三齿有限元模型 港口物流技术与装备教育部工程研究中心
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2.回转支承轮齿断齿分析
2.3 轮齿有限元分析 考虑单齿啮合，不考虑摩擦力的影响，齿根应力计算 简图如图1-3所示。 2T
法向载荷
Fn = d cos
用值时，轮齿齿根会 出现裂纹，进而加速
轮齿断裂。
图1-7 齿根节点应力分布
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3.回转支承法兰分析
3.1 法兰结构形式
回转支承本身的刚度较小，特别是横向刚度很差，
主要依赖与其连接的法兰刚度，保证法兰有足够的刚度 至关重要。法兰结构形式一直在不断改进，其结构形式 主要有支座式、平法兰板式、圆筒插入式、加厚法兰板 及圆筒插人式、增加过渡圆筒的加厚法兰板形式。
结构采用SOLID95实体单元，螺栓采用LINK8杆单元。将
滚动体与滚道看成一个整体，杆单元的位置在螺栓孔中 心，杆单元与法兰板连接的节点耦合，添加初始应变模
拟高强度螺栓预紧力，忽略角钢和筋板。法兰与回转支
承的接触采用面—面接触，目标单元为Targe170，接触 单元为Conta174，摩擦系数取0.3。
Z —小齿轮齿数；
图1-3 齿根应力计算图
* —齿顶高系数。 ha
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2.回转支承轮齿断齿分析
2.3 轮齿有限元分析 有限元计算结果如图1-4所示，齿根最大弯曲应力最大
图1-4 齿根弯曲应力云图
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Fn cos F
2.回转支承轮齿断齿分析
2.3 轮齿有限元分析
在齿根应力较大的区域沿着齿宽方向选择一条线作为
路径，提取线上的节点应力，节点应力分布如图1-5所示。
沿着齿宽方向，应
力基本是对称分布， 靠近两端的弯曲应
力较大，中心处弯
曲应力较小。
图1-5 齿根节点应力分布
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Fn cos F
2.回转支承轮齿断齿分析
2.3 轮齿有限元分析
实际中由于回转机构安装误差或者转台变形，导致轮齿受到偏载荷
的作用，在以上基础上施加偏载荷均布作用于齿宽的三分之一，有限元 分析结果如图1-6所示，齿根最大弯曲应力。
图1-6 齿根弯曲应力云图
倾覆力 矩M （N.m）
2.42×107
3.33×106
7.29×106
1.54×107
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3.回转支承法兰分析
3.3 法兰有限元计算结果
在上部圆筒端面建立一个刚性平面，将水平力、垂直力和倾覆
力矩施加到刚性平面的中心节点，圆筒门架底部施加全约束。法兰 板厚为120mm，过渡圆筒厚度为30mm，不同载荷工况下计算的回转 支承上、下法兰板的位移云图如下。
1.2 回转支承寿命计算
计算公式：
L f ( f e ) 30000
式中：
Lf —回转支承360°回转时的使用寿命；
fe —回转支承寿命载荷系数：
ε
—寿命指数，球轴承取ε =3，滚动轴承ε =10/3。
回转支承的选型寿命计算是依据回转支承在带载回转运行360° 为整圈作为循环的基本单位，连续运行30000个工作循环的试验工况 下，统计样品所能承受的最大负载而作出的。
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3.回转支承法兰分析
3.3 法兰有限元计算结果
计算载荷工况数据如下表。
表2-1 回转支承计算载荷
名称 垂直力 V （N ） 水平力 H （N ） 载荷工况 A 5.27×106 1.96×105 B 5.27×106 2.27×105 C 4.18×106 7.5×105 D 4.68×106 0