鄧飆，陳漸偉，郭楊，唐圣金，陳威

（火箭軍工程大學(xué)，西安 710025）

轉(zhuǎn)盤軸承是用于航天發(fā)射臺的關(guān)鍵部件，具有尺寸大、載荷重等特點(diǎn)，一般使用離散的隔離塊，以保持滾動體平穩(wěn)運(yùn)動。航天發(fā)射臺使用的轉(zhuǎn)盤軸承在連續(xù)回轉(zhuǎn)工作中發(fā)現(xiàn)臺體發(fā)生變形，部分滾動體間隙增大，伴隨出現(xiàn)隔離塊滑落及滾動體集聚的現(xiàn)象，這種現(xiàn)象為轉(zhuǎn)盤軸承集聚效應(yīng)。

對于滾動軸承間隙和剛性的研究一直備受關(guān)注，多數(shù)研究對象一般是針對高速轉(zhuǎn)動的小型滾動軸承，在建模分析時通常會忽略軸承實(shí)際裝配條件，通?？紤]在一個或多個具有固定自由度的載荷作用下軸承間隙或滾道剛性的變化特征［1-2］，忽視了大型滾動軸承在動態(tài)載荷條件下，滾道剛性和滾動體接觸作用力的時變性與轉(zhuǎn)盤軸承間隙變化的聯(lián)系，以及間隙變化對于大型滾動軸承回轉(zhuǎn)性能的影響。Jones等［3-5］的滾道控制論是軸承運(yùn)動學(xué)問題的研究基礎(chǔ)，Harris和Kotzalas［6-7］在此基礎(chǔ)上第一次詳實(shí)全面地建立了基于滾動體與滾道變形協(xié)調(diào)關(guān)系的擬靜力學(xué)方程，這一研究成果是現(xiàn)代分析軸承剛度特征的重要基礎(chǔ)之一。實(shí)踐表明，滾道控制論具有一定的局限性［8-9］，張進(jìn)華等［10］通過改變軸承初始位置的狀態(tài)，提出了普適性更強(qiáng)的軸承建模方法和理論，在此基礎(chǔ)上分析了不同載荷條件下軸承剛性的變化規(guī)律。邵毅敏和涂文兵［11］考慮了軸承座和套圈變形對軸承運(yùn)動特性的影響，發(fā)現(xiàn)隨著載荷增大軸承徑向剛度呈非線性變化，徑向游隙越大，軸承各部件振動動能越大。對于大多數(shù)系統(tǒng)，軸承的剛度具有時變性［12-14］。劉光輝等［15］通過改進(jìn)傳統(tǒng)算法，對圓柱滾子軸承剛度的非線性時變特征進(jìn)行了定量分析，并以有限元方法驗(yàn)證了改進(jìn)算法的準(zhǔn)確性。姚廷強(qiáng)等［16］在柔性多體力學(xué)的基礎(chǔ)上，綜合考慮了接觸剛度等非線性時變因素，對滾動軸承的時變振動特性進(jìn)行分析。運(yùn)俠倫等［17］提出了一種實(shí)時測試動態(tài)支承剛度的方法，采取仿真實(shí)驗(yàn)相結(jié)合的方式，驗(yàn)證了測試方法的可靠性。

目前關(guān)于軸承間隙的研究，多以保持架兜孔與滾動體之間的間隙為主要研究內(nèi)容。Ghaisas等［18］結(jié)合保持架在空間中的運(yùn)動狀態(tài)，建立了關(guān)于保持架六自由度運(yùn)動方程，以分析兜孔間隙等多種因素對其運(yùn)動穩(wěn)定性的影響。姚廷強(qiáng)等［19］通過ADAMS軟件建立了保持架的動力學(xué)模型，分析了多種工況條件下保持架間隙和潤滑狀態(tài)的變化對其運(yùn)動平穩(wěn)性的影響。鄧四二等［20］以角接觸球軸承為研究對象，建立了關(guān)于其保持架的柔性動力學(xué)運(yùn)動模型，結(jié)果表明，角接觸球軸承引導(dǎo)間隙與兜孔間隙之比影響保持架轉(zhuǎn)動的平穩(wěn)性。大量的研究顯示由于兜孔與滾動體之間存在間隙［21-22］，滾動體在兜孔內(nèi)是一個不斷的碰撞過程，造成保持架運(yùn)動不平穩(wěn)。

轉(zhuǎn)盤軸承通常采用隔離塊使?jié)L動體均勻分布在滾道，滾動體與隔離塊存在裝配間隙。為探究集聚效應(yīng)與這種轉(zhuǎn)盤軸承間隙的因果關(guān)系，以及對轉(zhuǎn)盤軸承回轉(zhuǎn)性能的影響，以航天發(fā)射臺使用的轉(zhuǎn)盤軸承為研究對象，對比了不同滾道結(jié)構(gòu)下，轉(zhuǎn)盤軸承各滾動體接觸力和滾道變形的變化規(guī)律，在此基礎(chǔ)上分析了轉(zhuǎn)盤軸承間隙的變化，對集聚效應(yīng)的原因做出了解釋且提供了解決方案。以航天發(fā)射臺為主體，搭建轉(zhuǎn)盤軸承的回轉(zhuǎn)實(shí)驗(yàn)平臺，進(jìn)一步驗(yàn)證了集聚效應(yīng)對摩擦力矩的影響，證明了分析結(jié)果的正確性，同時也驗(yàn)證了優(yōu)化方案的有效性。

1 數(shù)值方法的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

1.1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

航天發(fā)射臺轉(zhuǎn)盤軸承回轉(zhuǎn)性能實(shí)驗(yàn)平臺主要由加載設(shè)備、傳動系統(tǒng)、發(fā)射臺和液壓系統(tǒng)臺構(gòu)成，如圖1所示。液壓系統(tǒng)驅(qū)動加載設(shè)備向發(fā)射臺施加軸向載荷，并通過傳動系統(tǒng)驅(qū)動發(fā)射臺回轉(zhuǎn)，可以模擬發(fā)射臺實(shí)際負(fù)載條件。

圖1中的加載設(shè)備由上十字架、液壓缸、回轉(zhuǎn)軸承和十字底座構(gòu)成，如圖2所示，加載設(shè)備上十字架與支撐臂通過螺栓固定連接，液壓缸拉動十字架對支撐臂施加軸向載荷。當(dāng)發(fā)射臺回轉(zhuǎn)時，支撐臂帶動十字架使加載設(shè)備回轉(zhuǎn)部同步回轉(zhuǎn)，可對發(fā)射臺產(chǎn)生一個可回轉(zhuǎn)的軸向負(fù)荷。

圖1 轉(zhuǎn)盤軸承回轉(zhuǎn)實(shí)驗(yàn)平臺Fig.1 Turntable bearing rotary experimental platform

1.2 發(fā)射臺工位分析

航天發(fā)射臺初始工位支撐臂位于支撐腿正上方的位置，支承臂與支承腿之間夾角為0°，通常稱作0°工位。在回轉(zhuǎn)90°后，支承臂回轉(zhuǎn)至下一支撐腿的正上方時，發(fā)射臺再次回歸至0°工位，因此，發(fā)射臺每回轉(zhuǎn)90°為一個回轉(zhuǎn)周期。發(fā)射臺結(jié)構(gòu)具有嚴(yán)格的對稱性，當(dāng)發(fā)射臺從0°工位逆時針回轉(zhuǎn)至45°工位，與從90°工位（即下一個0°工位）順時針回轉(zhuǎn)至45°工位，發(fā)射臺實(shí)際承載變化是對稱的，且45°工位為分界點(diǎn)。

1.3 發(fā)射臺有限元模型建立

發(fā)射臺回轉(zhuǎn)速度緩慢，其運(yùn)動過程是準(zhǔn)靜態(tài)過程，選取典型工位下的發(fā)射臺，建立相應(yīng)的有限元靜力學(xué)模型，采用隱式求解器進(jìn)行計算。

在計算過程中對模型進(jìn)行了相應(yīng)簡化，忽略了發(fā)射臺中鉸孔、螺栓等零部件的細(xì)節(jié)結(jié)構(gòu)以便于結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分。

在圖2中，垂直的支承臂與上框架的支座通過銷軸連接，軸向載荷通過支座的軸孔傳遞至發(fā)射臺，在有限元分析時為避免集中力直接作用在節(jié)點(diǎn)上引起有限元模型不收斂，在每個支座軸孔中心處建立參考點(diǎn)，將參考點(diǎn)與軸孔內(nèi)表面建立耦合的約束關(guān)系，通過節(jié)點(diǎn)施加軸向載荷，間接作用在支座上。發(fā)射臺4個支撐腿與地基固定連接，對4個支撐腿的底面施加固定約束；回轉(zhuǎn)部可相對固定部回轉(zhuǎn)運(yùn)動，對上框架內(nèi)側(cè)圓周面施加軸向回轉(zhuǎn)約束。有限元模型的邊界條件和載荷施加方式如圖3所示。

圖3 航天發(fā)射臺有限元模型Fig.3 Finite element model of space launch pad

1.4 接觸關(guān)系設(shè)置

發(fā)射臺轉(zhuǎn)盤軸承滾動體數(shù)量多達(dá)298個，若一一建立滾動體與滾道之間的接觸關(guān)系，則有限元模型難以收斂。模型采用Connector軸向連接器模擬滾動體和滾道的接觸關(guān)系，如圖4所示。

圖4 軸向連接器Fig.4 Axial connector

1.5 數(shù)值分析及實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

依次選取航天發(fā)射臺逆時針回轉(zhuǎn)過程中0°、15°、30°和45°四個工位，進(jìn)行有限元分析，并通過靜載實(shí)驗(yàn)測量發(fā)射臺下框架最大變形位，以驗(yàn)證有限元計算的準(zhǔn)確性。

4個工位的發(fā)射臺下框架軸向位移變化云圖如圖5所示，最大軸向變形位置為下框架中央斷面的位置。

圖5 航天發(fā)射臺下框架軸向位移云圖Fig.5 Axial displacement contour of lower frame of space launch pad

為檢驗(yàn)有限元模型準(zhǔn)確性，在靜載實(shí)驗(yàn)中將千分表固定在與地基相連的鋼板上，如圖6所示，對中央斷面的位置進(jìn)行多次測量，取均值為實(shí)驗(yàn)結(jié)果。

圖6 下框架變形測量圖Fig.6 Deformation measurement of lower frame

4個工位中，下框架軸向變形的有限元計算結(jié)果和測試結(jié)果對比如圖7所示。各個工位下的誤差范圍在9.5%以內(nèi)，滿足工程計算的需求，因此，建立的有限元模型是可靠的。

圖7 下框架軸向變形的驗(yàn)證Fig.7 Verification of lower frame axial deformation

2 滾動體集聚效應(yīng)的原因分析

2.1 滾動體定義

為便于后文描述滾動體相關(guān)參數(shù)，采用相位角對不同位置上的滾動體進(jìn)行定義。發(fā)射臺上的滾動體分布如圖8所示，以支撐腿1正上方中心位置為起始位置，記該位置上滾動體的相位角為0°，并以此位置為起點(diǎn)，沿發(fā)射臺逆時針方向，滾動體的相位角逐漸增大，第i個滾動體的相位角φi可表達(dá)為

圖8 滾動體相位角分布圖Fig.8 Phase angle distribution of rolling body

式中：n為滾動體數(shù)目；φi表示第i個滾動體的相位角。

2.2 滾動體驅(qū)動力的分布特征變化

滾道對滾動體的摩擦力是滾動體回轉(zhuǎn)驅(qū)動力，通常認(rèn)為滾動體與滾道之間的摩擦力符合庫倫摩擦力定律，即在摩擦系數(shù)不變的情況下，滾動體與滾道的接觸作用力與驅(qū)動摩擦力呈正比關(guān)系，因此，研究各個滾動體接觸壓力可以分析滾動體的運(yùn)動狀態(tài)。在有限元后處理模塊中通過對Connector連接器的軸向力進(jìn)行歷程輸出，即可得到滾道中各個滾動體的接觸作用力。

2.2.1 單排2點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承接觸作用力分布

單排2點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承中，滾動體接觸作用力的分布規(guī)律如圖9所示，呈近似三角波周期性變化。在0°工位時，承載臂位于滾道正上方。隨著發(fā)射臺轉(zhuǎn)動，4組工位中出現(xiàn)最大接觸壓力的位置逐步增大，相位角依次是0°、15°、30°和45°。回轉(zhuǎn)過程中各個滾動體接觸作用力分布規(guī)律具有時變性，沿相位角增大方向移動，波峰始終位于載荷施加的正下方。

圖9 單排2點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承滾動體接觸作用力Fig.9 Contact force of rolling body of single-row two-point contact turntable bearing

2.2.2 單排4點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承接觸作用力分布

為便于描述單排4點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承中接觸作用力分布規(guī)律，對連接單元進(jìn)行分組，如圖10所示，轉(zhuǎn)盤軸承中上滾道外側(cè)接觸面與下滾道內(nèi)側(cè)接觸面的連接單元記作A；上滾道內(nèi)側(cè)接觸面與下滾道外側(cè)接觸面的連接單元記作B。

圖10 4點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承連接單元定義Fig.10 Definition of connection unit of four-point contact turntable bearing

各滾動體接觸作用力變化如圖11所示，發(fā)射臺在0°工位時，各相位角中的滾動體兩側(cè)接觸作用力分布規(guī)律相同。在15°工位時，滾動體兩側(cè)接觸作用力的分布曲線出現(xiàn)相位差，單個滾動體兩側(cè)的接觸作用力開始發(fā)生變化，隨著發(fā)射臺繼續(xù)回轉(zhuǎn)，單個滾動體兩側(cè)的接觸作用力的差異逐步增大，滾動體兩側(cè)接觸作用力的變化曲線相位角相差90°。

圖11 單排4點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承滾動體接觸作用力Fig.11 Contact force of rolling body of single-row four-point contact turntable bearing

相比于單排2點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承，單排4點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承的滾動體兩側(cè)始終受力，與滾道為4點(diǎn)接觸關(guān)系，滾動體在滾道內(nèi)具有較好的穩(wěn)定性。但滾動體的接觸作用力在發(fā)射臺回轉(zhuǎn)過程中同樣不斷變化，導(dǎo)致各個滾動體回轉(zhuǎn)速度不斷改變。

2.3 滾道剛性變化對轉(zhuǎn)盤軸承間隙的影響

2.3.1 滾動體位移計算方法

Connector軸向連接單元與滾道存在2個連接節(jié)點(diǎn)，為模擬滾動體球心的位移，在ABAQUS后處理模塊中，對各個滾道的連接節(jié)點(diǎn)分別建立PATH進(jìn)行路徑輸出，并對同一連接單元兩端節(jié)點(diǎn)的各個方向的位移做均值處理，以表示對應(yīng)滾動體球心的位移變化，如圖12所示。

圖12 連接單元各節(jié)點(diǎn)位移關(guān)系Fig.12 Displacement relation of nodes of connection unit

2.3.2 滾道軸向位移的影響

滾動體始終沿下滾道接觸面滾動，研究下滾道的軸向變形有助于分析滾動體的運(yùn)動軌跡。

在任意工位下，滾動體軸向位移的分布規(guī)律呈近似的三角函數(shù)變化，如圖13所示。以相位角0°～90°的區(qū)間為例，2組轉(zhuǎn)盤軸承的下滾道軸向變形趨勢均為先增加后減少，在相位角為45°的位置時達(dá)到最大。因此，滾動體在回轉(zhuǎn)過程中不斷經(jīng)歷“爬坡”和“下坡”的過程。

圖13 轉(zhuǎn)盤軸承下滾道軸向位移變化Fig.13 Changes of axial displacement of lower raceway of turntable bearing

2.3.3 滾道徑向位移的影響

單排2點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承的徑向位移變化曲線如圖14所示。上滾道和下滾道的徑向位移變化曲線的波形近似為三角函數(shù)。隨著航天發(fā)射臺回轉(zhuǎn)，滾道位移的波形沿回轉(zhuǎn)方向發(fā)生移動，但滾動體徑向位移的波形相位不發(fā)生變化。因此，工位的變化對于滾動體徑向位移的分布規(guī)律并無影響，4個工位下，滾動體徑向位移呈余弦函數(shù)的規(guī)律分布，發(fā)射臺的回轉(zhuǎn)過程僅對滾動體徑向位移變化曲線的波峰和波谷的大小產(chǎn)生影響，可較好地用于衡量轉(zhuǎn)盤軸承徑向剛度。

單排4點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承的徑向位移如圖15所示，上滾道、下滾道和滾動體的徑向位移具有相同的波形，且呈周期性變化。

相對于2點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承，4點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承滾動體平均徑向位移依次下降了156.47%、323.6%、283.0%和93.4%，如圖16所示，因此，4點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承徑向剛度較好。

圖16 滾動體徑向位移對比Fig.16 Comparison of radial displacement of rolling body

2.3.4 徑向剛度變化對滾動體間隙的影響

當(dāng)滾動體發(fā)生徑向位移時，轉(zhuǎn)盤軸承間隙發(fā)生變化，由圖14和圖15可知，各個相位角上的滾動體沿徑向發(fā)生不同程度的位移，無法直接計算間隙增加的大小，結(jié)合滾動體的徑向位移變化曲線，采取如下計算方法。

將圖14和圖15的數(shù)據(jù)代入式（7）可得各個工位下不同轉(zhuǎn)盤軸承的間隙變化，如圖18所示。隨著航天發(fā)射臺回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)盤軸承內(nèi)間隙增加數(shù)值是不斷變化的，當(dāng)發(fā)射臺從0°工位回轉(zhuǎn)至45°工位時，軸承間隙增加值變化為先增加后減少。單排4點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承由于具有較好的徑向剛度，間隙增加值遠(yuǎn)小于2點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承。

圖14 單排2點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承徑向位移變化Fig.14 Changes of radial displacement of single-row two-point contact turntable bearing

圖15 單排4點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承徑向位移變化Fig.15 Changes of radial displacement of single-row four-point contact turntable bearing

圖17 滾動體間隙簡化計算Fig.17 Simplified calculation of rolling body clearance

圖18 轉(zhuǎn)盤軸承間隙變化對比Fig.18 Comparison of clearance changes of turntable bearing

僅考慮隔離塊軸向滑落的情況，O是滾道橫截面弧線對應(yīng)的圓心，隔離塊初始位置軸心與滾動體球心相重合記為O2，O2C為滾動體半徑r1，當(dāng)隔離塊軸心下降至O′2時，隔離塊外圓與滾道相切，此時O′2D為隔離塊外圓半徑r2。由三角函數(shù)和幾何關(guān)系可得式（8）和式（10），可計算出隔離塊下滑的距離O2O′2，記為Δh，如圖19所示。

式中：R為滾道曲率半徑，取值為78.5 mm；r1為滾動體半徑，取值為40 mm；r2為隔離塊外圓半徑，取值為39.8 mm；∠O′2O2C為接觸角，取值為30°。

計算可得隔離塊下滑0.29 mm時，隔離塊外圓與滾道相接觸，接觸點(diǎn)為D，由于隔離塊錐面夾角為120°，滾動體間距增加值Δu與隔離塊下滑距離Δh的關(guān)系如圖20所示。

圖20 滾動體與隔離塊間距變化分析圖Fig.20 Analysis of variation of distance between rolling body and isolation block

當(dāng)滾動體間距增加0.167 mm時，隔離塊與滾道相接觸。在忽略轉(zhuǎn)盤軸承安裝間隙影響的基礎(chǔ)上，加載后轉(zhuǎn)盤軸承間隙增加值會導(dǎo)致8～35個隔離塊滑落。

綜上所述，轉(zhuǎn)盤軸承在承載過程中滾動體之間間隙增加，下滾道發(fā)生軸向位移，使得滾動體在回轉(zhuǎn)過程中不斷“上坡”和“下坡”，并且滾動體驅(qū)動力具有時變性，導(dǎo)致滾動體運(yùn)動狀態(tài)不斷變換，使得在連續(xù)回轉(zhuǎn)過程中出現(xiàn)滾動體集聚和隔離塊滑落的現(xiàn)象，影響轉(zhuǎn)盤軸承的正常回轉(zhuǎn)。

3 集聚效應(yīng)對回轉(zhuǎn)性能的實(shí)驗(yàn)

3.1 實(shí)驗(yàn)設(shè)計

為消除由滾動體間隙變化導(dǎo)致的集聚效應(yīng)，并分析集聚效應(yīng)對轉(zhuǎn)盤軸承摩擦力矩的影響，在采用單排4點(diǎn)接觸式滾道的基礎(chǔ)上，設(shè)計了腹板式多孔結(jié)構(gòu)分段保持架（簡稱腹板式保持架），其結(jié)構(gòu)如圖21所示。滾動體置于腹板式保持架的兜孔中，從機(jī)械結(jié)構(gòu)的角度杜絕了滾動體集聚的可能性。

圖21 腹板式多孔結(jié)構(gòu)分段保持架Fig.21 Sectional retainer of web-type porous structure

發(fā)射臺在軸向載荷條件下，以20°／min的速度回轉(zhuǎn)。依據(jù)被測的轉(zhuǎn)盤軸承不同，實(shí)驗(yàn)分為2組，分別記為I和II，如表1所示。通過數(shù)顯液壓表實(shí)時記錄液壓馬達(dá)輸入端和輸出端壓力變化，如圖22所示，在回轉(zhuǎn)一周后，導(dǎo)出數(shù)據(jù)做差處理，可得到液壓馬達(dá)壓差變化的數(shù)據(jù)。

表1 回轉(zhuǎn)實(shí)驗(yàn)分組Table 1 Rotary exper imental group

3.2 摩擦力矩計算

結(jié)合液壓馬達(dá)輸出扭矩的計算方法［23］，聯(lián)立實(shí)驗(yàn)臺的傳動關(guān)系可得發(fā)射臺回轉(zhuǎn)力矩：

式中：i1為發(fā)射臺傳動比；Qt為實(shí)際流量，取值為20 L／min；η1為液壓馬達(dá)效率，取值為0.98；Δp為液壓馬達(dá)壓力差；n1為轉(zhuǎn)盤軸承的轉(zhuǎn)速，取值為20°／min；n2為液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速；M 為發(fā)射臺的回轉(zhuǎn)扭矩。

發(fā)射臺回轉(zhuǎn)速度緩慢，其運(yùn)動過程可以看作一個平穩(wěn)過程，因此，摩擦力力矩與回轉(zhuǎn)力矩大小相同：

3.3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

航天發(fā)射臺在軸向負(fù)載條件下，勻速旋轉(zhuǎn)，測得液壓馬達(dá)兩側(cè)壓差如圖23所示。

圖23 液壓馬達(dá)壓差變化曲線Fig.23 Hydraulic motor differential pressure curve

結(jié)合發(fā)射臺傳動關(guān)系，可繪制2組轉(zhuǎn)盤軸承等效摩擦力矩的變化趨勢，如圖24所示。結(jié)果表明，II組實(shí)驗(yàn)中，在發(fā)射臺開始回轉(zhuǎn)后，滾動體之間間隙增加，隔離塊出現(xiàn)滑落的現(xiàn)象，導(dǎo)致等效摩擦力矩不斷變大并且穩(wěn)定性較差。

對圖24轉(zhuǎn)盤軸承等效摩擦力力矩做統(tǒng)計分析，如圖25所示，I組等效摩擦力矩的變化幅值為14 031.62 N·m，相對II組下降了47.82%，平均值下降了32.44%，在克服滾動體集聚效應(yīng)后，轉(zhuǎn)盤軸承回轉(zhuǎn)穩(wěn)定摩擦力矩顯著下降。

圖24 轉(zhuǎn)盤軸承等效摩擦力矩變化Fig.24 Variation of equivalent friction moment of turntable bearing

圖25 等效摩擦力矩對比Fig.25 Comparison of equivalent friction moments

腹板式保持架有效降低了發(fā)射臺回轉(zhuǎn)時的摩擦力矩，且回轉(zhuǎn)平穩(wěn)性得到了提高。與隔離塊的結(jié)構(gòu)對比，腹板式保持架固定的兜孔使?jié)L動體不因滾道位移或載荷變化而改變相鄰滾動體間距，滾動體始終穩(wěn)定運(yùn)動，彌補(bǔ)了大型轉(zhuǎn)盤軸承中隔離塊與滾球接觸不穩(wěn)定的缺陷。

4 結(jié) 論

以航天發(fā)射臺大型轉(zhuǎn)盤軸承為研究對象，對比分析了動態(tài)載荷作用下，滾道結(jié)構(gòu)對滾動體接觸作用力、滾道變形和滾動體間隙的影響，闡明了轉(zhuǎn)盤軸承發(fā)生集聚效應(yīng)的原因，并提供了優(yōu)化方案，通過實(shí)驗(yàn)的方式驗(yàn)證了方案的有效性，得出以下結(jié)論：

1）航天發(fā)射臺轉(zhuǎn)盤軸承在承載過程中滾道剛性變化具有時變性，不同滾道結(jié)構(gòu)的軸向位移分布規(guī)律相同，發(fā)射臺工位的變化僅對軸向位移的幅值有影響。由于下滾道軸向發(fā)生位移，滾動體不斷交替進(jìn)行“爬坡”和“下坡”。

2）單排2點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承滾道徑向剛度薄弱導(dǎo)致滾動體沿徑向發(fā)生位移，滾動軸承間隙增加較多。滾動體接觸作用力同樣具有時變性，最大接觸作用力始終在載荷的正下方區(qū)域，滾動體驅(qū)動力不斷變化。因此，滾球變化的運(yùn)動狀態(tài)導(dǎo)致間隙集中，使得滾動體之間隔離塊滑落，使轉(zhuǎn)盤軸承產(chǎn)生集聚現(xiàn)象。

3）為避免轉(zhuǎn)盤軸承出現(xiàn)集聚效應(yīng)，采用徑向剛度較好的單排4點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承和腹板式保持架作為優(yōu)化的新型軸承，并與使用隔離塊的單排2點(diǎn)接觸式轉(zhuǎn)盤軸承進(jìn)行摩擦力矩對比實(shí)驗(yàn)，結(jié)果表明，避免滾動體集聚可有效減小摩擦力矩，提高發(fā)射臺回轉(zhuǎn)穩(wěn)定性。

4）采用靜力學(xué)模型對發(fā)射臺多個典型工位進(jìn)行計算，無法實(shí)現(xiàn)發(fā)射臺動態(tài)回轉(zhuǎn)過程的實(shí)時分析，建立發(fā)射臺動力學(xué)模型對于分析發(fā)射臺回轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)盤軸承運(yùn)動變化有著重要意義，需要進(jìn)一步研究。