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際直徑尺寸明顯小于副滾道滾柱，而且主滾柱表面可見點蝕。

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際直徑尺寸比副滾柱直徑減小及其表面的點蝕現(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。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算承載能力

表1 計算系數(shù)值

圖2 計算曲線圖

3.2 按有軸向間隙的情況計算承載能力

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。