2015-12-19 1 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...

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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

2/32港口物流技术与装备教育部工程研究中心23/4/21

一

三

回转支承疲劳强度计算

回转支承法兰变形分析

内容简介

回转支承轮齿断齿分析二


1. 回转支承的疲劳计算

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。

1.1 回转支承承载能力曲线1.1 回转支承承载能力曲线



1.1 回转支承承载能力曲线1.1 回转支承承载能力曲线



1.2 回转支承寿命计算1.2 回转支承寿命计算

30000)( ef fL

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 。

计算公式：

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。



1.2 回转支承寿命计算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。



1.3 回转支承寿命计算载荷谱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 :



1.3 回转支承寿命计算载荷谱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



1.4 回转支承有限元疲劳分析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。


2. 回转支承轮齿断齿分析

2.1 齿轮断齿形式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2.2 静强度齿根弯曲应力（ 1 ）静强度最大齿根弯曲应力

（ 1-

1 ）式中： VK —动载系数； FK —弯曲强度计算的齿向载荷分布系数；

FK —齿间载荷分布系数； calF —计算切向力（N）；

b—工作齿宽（mm）； nm —法向模数（mm）；

FY —齿形系数； SY —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。

calFst V F F F S

n

FK K K Y Y Y Y

bm



2.2 静强度齿根弯曲应力2.2 静强度齿根弯曲应力（ 2 ）静强度许用齿根弯曲应力

（ 1-2 ）relT

F

NTSTFFPst Y

S

YY

min

lim

式中： limF —弯曲疲劳极限应力（ 2/mmN ）；

STY —试验齿轮的应力修正系数；

NTY —弯曲强度的寿命系数；

relTY —相对齿根圆角敏感系数；

minFS —最小安全系数值。



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，模型单位为 m ，划分网格的三齿有限元模型如图 1-

2 。

2.3 轮齿有限元分析2.3 轮齿有限元分析

图 1-1 轮齿三维模型图 1-2 三齿有限元模型



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。


图 1-3 齿根应力计算图

法向载荷（ 1-3 ）

n

2=

cos

TF

d

载荷作用角（ 1-4 ）

式中：T —小齿轮传递的转矩（N.m）；

d —齿轮分度圆直径（m）；

— °分度圆压力角（）。

1= tan - -2F invZ

式中： 1 — °小齿轮齿顶圆压力角（）；

-11 *

cos= cos

+2 a

Z

Z h

Z—小齿轮齿数； *ah —齿顶高系数。



有限元计算结果如图 1-4 所示，齿根最大弯曲应力最大


n cos FF

图 1-4 齿根弯曲应力云图



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。


n cos FF

图 1-5 齿根节点应力分布

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。



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。


n cos FF

图 1-6 齿根弯曲应力云图



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。


n cos FF

图 1-7 齿根节点应力分布

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用值时，轮齿齿根会出现裂纹，进而加速轮齿断裂。


3. 回转支承法兰分析

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。

3.1 法兰结构形式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，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。

3.1 法兰结构形式3.1 法兰结构形式



圆筒门架采用 SHELL93壳单元，回转支承主体和法兰结构采用 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。

3.2 法兰有限元模型建立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。

3.2 法兰有限元模型建立3.2 法兰有限元模型建立

图 2-1 整体有限元模型图 2-2 1/4 回转支承有限元模型



计算载荷工况数据如下表。

3.3 法兰有限元计算结果3.3 法兰有限元计算结果

名称载荷工况A B C D

垂直力V（ N

）

5.27×106 5.27×106 4.18×106 4.68×106

水平力H（ N

）

1.96×105 2.27×105 7.5×105 0

倾覆力矩M（N.m ）

2.42×107 3.33×106 7.29×106 1.54×107

表 2-1 回转支承计算载荷



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。


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)



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。


法兰板厚(mm)

载荷工况A B C D

上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰

80 0.3219 0.2850 0.0608 0.05813 0.1591 0.1507 0.1885 0.1687

90 0.3108 0.2790 0.0595 0.05736 0.1552 0.1495 0.1820 0.1651

100 0.2946 0.2760 0.0590 0.05702 0.1541 0.1487 0.1744 0.1637

110 0.3170 0.2833 0.0602 0.05811 0.1572 0.1515 0.1852 0.1675

120 0.3162 0.2831 0.0601 0.05814 0.1572 0.1514 0.1848 0.1674

130 0.3148 0.2824 0.0599 0.05802 0.1566 0.1513 0.1839 0.1669

140 0.3225 0.2852 0.0617 0.05896 0.1610 0.1527 0.1881 0.1682

表 2-2 法兰板平面变形角度（ ° ）



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




图 2-13 载荷工况 C 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。



接下来在同一种法兰厚度情况下，改变过渡圆筒的厚度，其他条件不变，选取载荷工况 A ，经过有限元分析得出法兰板平面变形角度见下表。


圆筒厚度(mm)

法兰板厚 (mm)

80 90 100 110

上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰

24 0.3248 0.2876 0.3138 0.2816 0.2975 0.2787 0.3200 0.2860

26 0.3237 0.2866 0.3126 0.2806 0.2964 0.2777 0.3189 0.2849

28 0.3227 0.2857 0.3116 0.2797 0.2954 0.2768 0.3179 0.2841

30 0.3219 0.2850 0.3108 0.2790 0.2946 0.2760 0.3170 0.2833

32 0.3235 0.2906 0.3100 0.2783 0.2939 0.2753 0.3162 0.2826

34 0.3230 0.2901 0.3093 0.2778 0.2932 0.2748 0.3155 0.2821

36 0.3225 0.2896 0.3087 0.2772 0.2926 0.2742 0.3149 0.2815

38 0.3220 0.2892 0.3081 0.2768 0.2921 0.2738 0.3143 0.2810

40 0.3216 0.2889 0.3076 0.2763 0.2916 0.2733 0.3138 0.2806

表 2-3 法兰板平面变形角度（ ° ）



续接上表


圆筒厚度(mm)

法兰板厚 (mm)

120 130 140

上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰

24 0.3193 0.2858 0.3178 0.2850 0.3255 0.2879

26 0.3181 0.2848 0.3167 0.2840 0.3243 0.2869

28 0.3171 0.2839 0.3157 0.2832 0.3233 0.2860

30 0.3162 0.2832 0.3148 0.2824 0.3225 0.2852

32 0.3155 0.2825 0.3140 0.2818 0.3217 0.2845

34 0.3148 0.2819 0.3134 0.2812 0.3210 0.2839

36 0.3142 0.2814 0.3128 0.2807 0.3204 0.2834

38 0.3136 0.2809 0.3122 0.2802 0.3199 0.2829

40 0.3131 0.2805 0.3117 0.2798 0.3194 0.2825



变形角度曲线图如下


图 2-15 80mm 厚法兰板图 2-16 90mm 厚法兰板

图 2-17 100mm 厚法兰板图 2-18 110mm 厚法兰板




图 2-19 120mm 厚法兰板图 2-20 130mm 厚法兰板图 2-21 140mm 厚法兰板

从上表和图中可以看出，除了 80mm 厚的法兰板变形角度有些波动，其余在法兰板厚度不变时，随着过渡圆筒厚度的增加，法兰板变形角度线性减小，但总体数值变化不大，曲线基本趋于水平。由此可见增加过渡圆筒的厚度不能明显减小法兰板变形角度。

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