交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承主副滾柱互換的維修及理論分析

孫永亮

（徐州羅特艾德回轉(zhuǎn)支承有限公司，江蘇徐州221004）

0 引 言

蘇北某電廠一臺斗輪式堆取料機(jī)的回轉(zhuǎn)支承在作業(yè)過程中偶爾出現(xiàn)異響現(xiàn)象，為消除該設(shè)備的安全隱患，進(jìn)一步檢查及維護(hù)設(shè)備正常運(yùn)轉(zhuǎn)，筆者受邀參與了該設(shè)備回轉(zhuǎn)支承檢修工作。

1 滾柱互換的必要性

通過拆機(jī)檢查，發(fā)現(xiàn)出現(xiàn)異響的原因與回轉(zhuǎn)支承滾道異物、回轉(zhuǎn)支承滾道潤滑失效有關(guān)。同時，檢測發(fā)現(xiàn)該交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承的主滾道滾柱磨損后實(shí)際直徑尺寸明顯小于副滾道滾柱，而且主滾柱表面可見點(diǎn)蝕。

為清除滾道異物和滾道潤滑失效現(xiàn)象，本次檢修中通過清洗和補(bǔ)充潤滑而得到解決。針對主滾道滾柱的明顯磨損而造成實(shí)際直徑尺寸比副滾柱直徑減小及其表面的點(diǎn)蝕現(xiàn)象，如果直接更換回轉(zhuǎn)支承或滾柱，不僅增加檢修費(fèi)用，而且周期過長，不是理想的解決措施。如果任其發(fā)展，主滾道滾柱的磨損在綜合載荷作用下將繼續(xù)以較快速度加重磨損，回轉(zhuǎn)支承的間隙隨滾柱的快速磨損而不斷增大，最終導(dǎo)致回轉(zhuǎn)支承過早失效。通過主、副滾道的滾柱更換，即由磨損較小、表面狀況較好的副滾柱代替原主滾柱，由于副滾道滾柱此前受到綜合載荷的作用較小，其直徑磨損及表面點(diǎn)蝕均較輕微，即疲勞相對較輕，從而可以改善主滾道的運(yùn)行；同時，為了改善因回轉(zhuǎn)支承間隙因素而造成的滾動體受載的增加，相應(yīng)地抽出調(diào)整墊片以減小間隙。此修理方法不僅簡單易行，更主要的是可改善滾道系統(tǒng)，對于降低磨損速度、恢復(fù)承載能力均有意義。

2 檢修方案

電廠兩臺斗輪機(jī)用于發(fā)電生產(chǎn)的煤炭輸送，其回轉(zhuǎn)支承結(jié)構(gòu)如圖1所示。

該型號回轉(zhuǎn)支承采 用JB2300-78A 標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計(jì)。由外齒圈、內(nèi)圈上壓圈和下壓圈、按1：1呈90°交叉排列的滾柱、上下壓圈之間墊片、連接螺栓組成。潤滑油路位于內(nèi)圈徑向12-RC1/4均布。內(nèi)、外圈之間采用蓋式丁腈橡膠密封。具體檢修方案如下：1）頂升。液壓頂升斗輪機(jī)上支座轉(zhuǎn)動部分，回轉(zhuǎn)支承內(nèi)圈上壓圈、上車體一同隨液壓頂升,與內(nèi)圈下壓圈分離；回轉(zhuǎn)支承外齒圈與下支座螺栓緊固不動。2）上車體平衡固定。為保證檢修活動的安全可靠，采取必要的安全措施。3）主、副滾道滾柱互換。根據(jù)交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承應(yīng)用實(shí)踐可知，主、副滾道及其滾動體的磨損是不一樣的，嚴(yán)重情況下的主滾道及其滾動體磨損失效而副滾道及滾動體磨損較輕，故在本次檢修活動中對主、副滾道的滾動體進(jìn)行互換，并相應(yīng)抽出上、下壓圈之間調(diào)整墊片。

圖1 交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承內(nèi)部結(jié)構(gòu)

3 滾柱互換的理論計(jì)算

根據(jù)文獻(xiàn)[1]的第四章中，除了預(yù)緊式回轉(zhuǎn)支承以外，通常為了補(bǔ)償幾何誤差，并使回轉(zhuǎn)支承運(yùn)轉(zhuǎn)靈活，往往在回轉(zhuǎn)支承中保持一定的軸向間隙。此軸向間隙的存在，使負(fù)荷在各滾動體上的分布發(fā)生變化。在無軸向間隙時，負(fù)荷區(qū)域ε1+ε2=1。當(dāng)存在軸向間隙Cs時，ε1+ε2<1，此時負(fù)荷區(qū)域減小，即承受負(fù)荷的滾動體數(shù)量減少。因此，在同樣的外負(fù)荷（軸向力和傾翻力矩）作用下，單個滾動體的負(fù)荷增加。

交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承，其間隙的增加與主、副滾道及滾動體的磨損直接相關(guān)，本次檢修中，不便于測量滾道的磨損，但可以測量滾動體磨損后的直徑。

下面將專門分析主、副滾道滾動體在載荷作用下的最大正壓力及間隙對承載能力的影響。

已知該臺堆取料機(jī)及其回轉(zhuǎn)支承的參數(shù)：滾道直徑D=3580 mm，滾柱直徑d0=80 mm，全部滾柱數(shù)z0=140；z01′=z02′=z0/2=70；1：1呈90°交叉排列；接觸角γ=γ1=γ2=45°；原始軸向間隙Cs=0.15 mm；軸向力Gp=2.27 MN；傾翻力矩M=3.4 MN·m；徑向力Hp=4.604×105N；接觸長度l0=72 mm。

對于交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承，主滾道滾動體的最大正壓力Pmax1、副滾道滾動體的最大正壓力Pmax2為：

式中：z01′、z02′為主、副滾道每排滾道的滾動體數(shù)量。

由式（1)、式（2)可以明顯地看出，Pmax1>Pmax2，即：主滾道滾柱數(shù)和副滾道滾柱數(shù)相等時，主滾道滾動體的最大正壓力大于副滾道滾動體的最大正壓力。下面將計(jì)算分析因滾柱磨損而產(chǎn)生間隙后其承載能力的變化。

3.1 按照無軸向間隙的情況計(jì)算承載能力

表1 計(jì)算系數(shù)值

圖2 計(jì)算曲線圖

3.2 按有軸向間隙的情況計(jì)算承載能力

按照表2及相應(yīng)數(shù)據(jù)，繪制曲線圖如圖3所示。

表2 滾動體上的負(fù)荷與軸向間隙或預(yù)緊過盈量的關(guān)系

圖3 滾動體負(fù)荷與間隙的關(guān)系

圖4 主、副滾動體標(biāo)記

4 滾柱互換操作

本次檢修時，對主、副滾道的主滾動體和副滾動體進(jìn)行奇偶數(shù)標(biāo)記區(qū)別，如圖4所示。

5 檢修效果

1）通過檢修，由于滾道進(jìn)入煤炭異物及滾道缺少有效潤滑所產(chǎn)生的異響完全消除，設(shè)備恢復(fù)正常運(yùn)行；2）通過主、副滾道滾柱互換，相應(yīng)調(diào)整墊片厚度，回轉(zhuǎn)支承滾道系統(tǒng)得到改善，承載能力得到提高；3）本次檢修周期短、操作簡單、費(fèi)用低，回轉(zhuǎn)支承的使用性能得到恢復(fù)提高。