回轉支承損壞原因探討與改進對策

  在汽車起重機、挖掘機等各類工程機械中，回轉支承是傳遞轉臺與底盤之間的軸向載荷、徑向載荷和傾翻力矩的重要部件。
  在輕載工況時，它能正常工作，自如地旋轉。但在重載時，尤其是在起重量及幅度時，重物回轉困難，甚至根本不能回轉以致卡死。此時通常采取減小幅度、調整支腿或移動底盤位置等方法使車身傾斜，以幫助實現重物的回轉運動，完成預定的起重等作業。所以在檢修工作中往往會發現回轉支承滾道已嚴重損壞，內座圈兩側和作業區前方下滾道產生沿滾道方向的環形裂紋，處座圈上滾道受力區域發生壓陷，并在整個壓陷區產生徑向龜裂
  、回轉支承損壞原因探討：
  （１）安系數的影響
  回轉支承經常在低速大載荷工況下運轉，其承載能力般可用靜容量表示，額定靜容量記為Ｃ0 a。所謂靜容量是指滾道變形量δ達到３ｄ０ /１０ ０００時回轉支承的承載能力，ｄ０為滾動體直徑。外載荷的組合般都用當量載荷Ｃｄ來表示。靜容量與當量載荷之比稱為安系數，記為ｆｓ，這是設計和選用回轉支承的主要依據。

  當采用校核滾柱與滾道間接觸應力的方法設計回轉支承時，取許用線接觸應力〔σｋ線〕＝２．０～２．５×１０２ ｋＮ/ｃｍ。目前，大多數廠家均根據外載荷的大小對回轉支承進行選型計算。據現有資料介紹，目前小噸位起重機回轉支承較之大噸位起重機回轉支承的接觸應力要小，實際安系數較高。而起重機噸位越大，則其回轉支承直徑越大，制造精度越低，其安系數實際上反而較低，這就是大噸位起重機回轉支承比小噸位起重機回轉支承更容易損壞的根本原因。目前普遍認為，４０ ｔ以上起重機的回轉支承，其線接觸應力不應超過２．０×１０２ ｋＮ/ｃｍ，安系數應不小于１．１０。

  （２）轉臺結構剛度的影響
  回轉支承是傳遞轉臺與底盤間各種載荷的重要部件，其本身剛度并不大，主要依賴支承它的底盤和轉臺的結構剛度。從理論上講，轉臺的理想結構為大剛度的圓筒狀，以便能讓轉臺所受的載荷均勻分布，但受整機高度限制不可能做到。對轉臺進行的有限元分析結果表明，轉臺與回轉支承相連的底板變形較大，大偏載工況下更為嚴重，致使載荷集中作用在小部分滾子上，從而加大了單個滾子所受到的壓力；尤為嚴重的是轉臺結構的變形會改變滾子與滾道的接觸狀況，大大減少接觸長度并導致接觸應力大幅增加。而目前廣泛采用的接觸應力和靜容量的計算方法，都是以回轉支承均勻受力、且滾子有接觸長度為滾子長度的８０％為前提的。顯而易見，這種前提是不符合實際情況的。這也是導致回轉支承易于損壞的另個原因。
  （３）熱處理狀態的影響
  回轉支承本身的加工質量受制造精度、軸向間隙和熱處理狀態的影響很大，這里容易忽略的因素是熱處理狀態的影響。顯然，要使滾道表面不產生裂紋及壓陷，就要求滾道表面除具有足夠的硬度而外，還必須具有足夠的硬化層深度和心部硬度。據外資料介紹，滾道硬化層深度應隨滾動體的增大而加厚，深可超過６ ｍｍ以上，心部硬度也應較高，這樣滾道才會有較高的抗壓潰能力。所以回轉支承滾道表面淬硬層深度不足，心部硬度偏低，也是造成其損壞的原因之。
  二、改進對策：
  （１）通過有限元分析，適當加大轉臺與回轉支承相連部位的板材厚度，以便提高轉臺的結構剛度。
  （２）對大直徑回轉支承進行設計時，應適當加大安系數；適當增加滾子的數量也可以改善滾子與滾道的接觸狀況。
  （３）提高回轉支承的制造精度，重點放在熱處理工藝上。可降低中頻淬火速度，力求獲得較大的表面硬度和淬硬深度，防止滾道表面出現淬火裂紋