黃龍藝，王 華，嵇 栩

（南京工業(yè)大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，江蘇 南京 211816）

轉(zhuǎn)盤軸承是大型旋轉(zhuǎn)機(jī)械的核心部件，被廣泛應(yīng)用于鏜床、塔式起重機(jī)、風(fēng)力發(fā)電機(jī)、挖掘機(jī)和盾構(gòu)機(jī)等設(shè)備［1］。按照滾道數(shù)量的不同，可將轉(zhuǎn)盤軸承分為單排、雙排和三排滾道式等多種類型，其中滾道上的元件為鋼球或滾子。與傳統(tǒng)小軸承不同的是，轉(zhuǎn)盤軸承具有轉(zhuǎn)速低、尺寸大和承載能力強(qiáng)等特點(diǎn)，其通常承受軸向力、徑向力和傾覆力矩的聯(lián)合作用。因此，可采用靜態(tài)承載能力作為評(píng)估轉(zhuǎn)盤主軸承性能的重要指標(biāo)。

為了提高轉(zhuǎn)盤軸承的承載能力，確定其滾道上的載荷分布是關(guān)鍵。目前，國(guó)內(nèi)外許多學(xué)者針對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布開(kāi)展了相關(guān)研究。何培瑜等［2］分析了轉(zhuǎn)盤軸承對(duì)數(shù)修形滾子的力學(xué)性能，獲得了載荷對(duì)滾子邊緣應(yīng)力分布的影響。張占立等［3］通過(guò)理論分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，探究了四點(diǎn)接觸轉(zhuǎn)盤球軸承的間隙和摩擦力矩之間的關(guān)系，結(jié)果表明軸承間隙與摩擦力矩呈負(fù)相關(guān)。王燕霜等［4-5］構(gòu)建了四點(diǎn)接觸球軸承的分析模型，并運(yùn)用Newton-Raphson 法計(jì)算了不同間隙下該軸承的載荷分布。趙春江等［6］通過(guò)建立角接觸球軸承的力學(xué)模型，分析了軸承預(yù)緊力對(duì)滾道接觸力的影響。Heras 等［7］建立了一種考慮預(yù)緊力、制造誤差和滾道變形的四點(diǎn)接觸轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布計(jì)算模型，通過(guò)分析獲得，在外載荷作用下制造誤差對(duì)該轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的影響可忽略不計(jì)。Gao 等［8］研究了滾道間隙、曲率比和接觸角等幾何參數(shù)對(duì)單排四點(diǎn)接觸轉(zhuǎn)盤軸承承載能力和使用壽命的影響，通過(guò)研究發(fā)現(xiàn)，在較大的曲率比和鋼球直徑下該轉(zhuǎn)盤軸承的力學(xué)性能較好。He等［9］建立了三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承有限元模型，通過(guò)將滾道分為淬火層、過(guò)渡層和核心層，分析了最大載荷下該軸承滾道上的應(yīng)力分布，并最終確定了滾道淬火層的最優(yōu)深度。Peter等［10］采用向量法建立了用于分析三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承靜態(tài)承載能力的解析模型，該模型將滾道假設(shè)為剛性體，同時(shí)考慮了滾道間隙和制造誤差對(duì)軸承承載能力的影響。Ludwik 等［11］通過(guò)建立鋼球-滾道的接觸模型來(lái)分析轉(zhuǎn)盤軸承中鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力，結(jié)果表明，接觸角的增大會(huì)導(dǎo)致滾道邊緣應(yīng)力集中，從而縮短軸承的疲勞壽命，因此提出了一種滾道邊緣修形方法。Aguttebeitia和Daidie等［12-13］分別用殼單元和非線性彈簧單元模擬鋼球，以在獲取轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布時(shí)可考慮鋼球接觸角的變化。王存珠等［14］等建立了單排四點(diǎn)接觸轉(zhuǎn)盤軸承的有限元模型，并分析了螺栓預(yù)緊力對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的均勻程度以及最大接觸載荷的影響。王永全等［15］基于有限元方法研究了螺栓預(yù)緊力與雙排點(diǎn)接觸轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的關(guān)系，發(fā)現(xiàn)在非均勻分布的螺栓預(yù)緊力下轉(zhuǎn)盤軸承的接觸力會(huì)出現(xiàn)波動(dòng)。Wang 和嵇麗麗等［16-17］通過(guò)采用非線性彈簧模擬滾子，建立了簡(jiǎn)化的轉(zhuǎn)盤軸承有限元模型，提高了計(jì)算效率，但該模型的有效性須進(jìn)一步分析。

三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，其滾道上的載荷分布容易受到多種因素的影響。螺栓是轉(zhuǎn)盤軸承的重要緊固件，但其對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的影響無(wú)法直接通過(guò)理論計(jì)算得到。基于此，筆者擬采用非線性彈簧單元模擬實(shí)體滾子，通過(guò)建立三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的有限元模型來(lái)分析螺栓預(yù)緊力及螺栓結(jié)合面處摩擦系數(shù)對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的影響，旨在為轉(zhuǎn)盤軸承的實(shí)際工程應(yīng)用提供參考。

1 三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布計(jì)算與驗(yàn)證

1.1 最大載荷計(jì)算

以130.20.1005型三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承為研究對(duì)象，其結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。該轉(zhuǎn)盤軸承緊固螺栓的型號(hào)為10.9 級(jí)M20 型，其楊氏模量為200 GPa，泊松比為0.3；滾道材料為50Mn，其楊氏模量為208 GPa，泊松比為0.28。

三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的結(jié)構(gòu)如圖1所示。從三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的工作特點(diǎn)出發(fā)，可將其承受的載荷分為軸向力Fa、徑向力Fr和傾覆力矩M。其中，上排滾子和下排滾子承受軸向力Fa和傾覆力矩M，中間排滾子承受徑向力Fr。與軸向力Fa和傾覆力矩M相比，徑向力Fr的值往往很小，其對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的影響不大，在分析中通?？梢院雎?。為保證計(jì)算的有效性，本文將針對(duì)有/無(wú)中間排滾子的情況，對(duì)三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承上排滾子和下排滾子的載荷分布進(jìn)行分析。

表1 三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)Table 1 Structural parameters of three-row roller slewing bearing

圖1 三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承結(jié)構(gòu)示意Fig.1 Schematic diagram of three-row roller slewing bearing structure

在軸向力Fa的單獨(dú)作用下，三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承內(nèi)的載荷均勻分布，如圖2所示。此時(shí)，各排滾子承受的載荷大小相等。在軸向力Fa和傾覆力矩M的聯(lián)合作用下，方位角不同的滾子承受的載荷大小不同，如圖3所示。從理論上分析，三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承上排滾子承受的最大載荷位于B點(diǎn)，下排滾子承受的最大載荷位于A點(diǎn)。根據(jù)美國(guó)再生能源實(shí)驗(yàn)室推導(dǎo)的經(jīng)驗(yàn)公式可得［8］，三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承上、下排滾子承受的最大載荷分別為：

式中：Qmax1、Qmax2分別為上、下排滾子承受的最大載荷，N；QMmax為傾覆力矩作用下滾子承受的最大載荷，N；Qn為軸向力作用下滾子承受的載荷，N；N為滾子數(shù)量；D為滾道節(jié)圓直徑，mm。

圖2 軸向力作用下三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布Fig.2 Load distribution of three-row roller slewing bearing under the axial force

圖3 軸向力和傾覆力矩聯(lián)合作用下三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布Fig.3 Load distribution of three-row roller slewing bearing under the combined action of axial force and tilting moment

1.2 非線性彈簧單元等效模擬

三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承中含有大量滾子-滾道接觸對(duì)，且滾子與滾道間的接觸情況復(fù)雜。此外，分析非線性接觸問(wèn)題時(shí)還可能出現(xiàn)計(jì)算不收斂或計(jì)算耗時(shí)過(guò)長(zhǎng)等情況。因此，須對(duì)滾子-滾道接觸模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，從而提高計(jì)算效率。在本文分析中，采用非線性彈簧單元來(lái)模擬滾子。通過(guò)將滾子與滾道在載荷作用下的接觸變形關(guān)系賦予非線性彈簧單元，以使彈簧單元可用于表征滾子與滾道之間的接觸特性。根據(jù)赫茲接觸理論，滾子與滾道在載荷作用下的接觸變形關(guān)系可表示為［9］：

式中：Q為載荷，N；L為滾子長(zhǎng)度，mm；δ為滾子與滾道的總變形量，mm。

將滾子與滾道在載荷作用下的接觸變形關(guān)系簡(jiǎn)化為：

式中：k為接觸剛度，N/mm。

根據(jù)式（4）計(jì)算得到三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承滾子的變形量—載荷曲線，如圖4所示。由圖4可知，滾子的變形量與其承受的載荷之間呈非線性關(guān)系，即不能將非線性彈簧單元的剛度直接定義為常數(shù)，而是應(yīng)該將圖4所示的接觸變形關(guān)系賦予非線性彈簧單元，以實(shí)現(xiàn)對(duì)三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承滾子-滾道接觸特性的準(zhǔn)確模擬。文獻(xiàn)［16］指出，彈簧的數(shù)量會(huì)對(duì)計(jì)算結(jié)果造成影響，為保證建模效率和計(jì)算精度，采用2根彈簧代替1個(gè)滾子的建模方法是最佳的。因此，本文采用1對(duì)非線性彈簧單元來(lái)模擬三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的滾子，如圖5所示。

1.3 有限元模型構(gòu)建

考慮到三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承為對(duì)稱結(jié)構(gòu)，為了提高計(jì)算效率，只構(gòu)建一半的轉(zhuǎn)盤軸承有限元模型，其中1個(gè)實(shí)體滾子簡(jiǎn)化成1對(duì)非線性彈簧單元。在后續(xù)分析中，為便于觀察各個(gè)滾子承受的載荷，按順時(shí)針?lè)较驅(qū)Ψ蔷€性彈簧單元進(jìn)行編號(hào)，如圖6所示。

圖4 三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承滾子的變形量—載荷曲線Fig.4 Curve of deformation-load of roller of three-row roller slewing bearing

圖5 三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承滾子-滾道接觸模型Fig.5 Contact model of roller-raceway of three-row roller slewing bearing

圖6 三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承有限元模型Fig.6 Finite element model of three-row roller slewing bearing

建模時(shí)考慮三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承所受的軸向力和傾覆力矩。為了便于施加載荷，在轉(zhuǎn)盤軸承外圈的幾何中心設(shè)置主節(jié)點(diǎn)RP1，并將RP1與外圈滾道上表面進(jìn)行耦合。由于只構(gòu)建了一半的三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承有限元模型，則施加在模型上的載荷為：軸向力Fa=59.5 kN，傾覆力矩M=4.15×105kN·m。在設(shè)置邊界條件時(shí)，將安裝基礎(chǔ)的下表面定義為完全約束，釋放主節(jié)點(diǎn)RP1處傾覆力矩方向上的旋轉(zhuǎn)自由度和軸向自由度。

在有限元建模時(shí)，劃分網(wǎng)格的單元類型和疏密程度會(huì)極大地影響計(jì)算精度。參考文獻(xiàn)［18］，選擇C3D8R網(wǎng)格單元進(jìn)行劃分?？紤]到三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的結(jié)構(gòu)尺寸較大，為保證計(jì)算精度和減小計(jì)算規(guī)模，在內(nèi)、外圈滾道區(qū)域采用尺寸為1 mm的網(wǎng)格單元進(jìn)行劃分，其他區(qū)域采用尺寸為4 mm的網(wǎng)格單元，如圖7所示。此外，由于三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承中螺栓的數(shù)量較多，對(duì)螺栓螺紋進(jìn)行建模會(huì)增大建模難度和引發(fā)計(jì)算收斂問(wèn)題。因此，將螺紋和螺母的配合等效為綁定約束。根據(jù)GB/T5782—2000［19］規(guī)定，在螺栓截面上施加170 kN的預(yù)緊力；根據(jù)VDI 2230［20］的要求，螺栓結(jié)合面處摩擦系數(shù)設(shè)為0.15，如圖8所示。

圖7 三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承滾道區(qū)域網(wǎng)格劃分Fig.7 Mesh generation of raceway area of three-row roller slewing bearing finite element model

圖8 螺栓預(yù)緊力的施加示意Fig.8 Schematic diagram of application of bolt preload

1.4 結(jié)果分析和驗(yàn)證

為了驗(yàn)證中間排滾子對(duì)上、下排滾子載荷分布的影響，分別建立了有限元模型1和有限元模型2。其中，模型1忽略了中間排滾子，模型2考慮了中間排滾子?；?個(gè)有限元模型，分析得到三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布曲線，如圖9所示。由圖9可知：模型1中上排滾子承受的最大載荷為24 508 N，模型2中上排滾子承受的最大載荷為25 102 N，兩者的誤差為2.3%；模型1中下排滾子承受的最大載荷為30 129 N，模型2中下排滾子承受的最大載荷為30 678 N，兩者的誤差為1.7%。結(jié)果表明，忽略中間排滾子對(duì)計(jì)算結(jié)果無(wú)顯著影響，因此下文分析均采用模型1。

圖9 三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布Fig.9 Load distribution of three-row roller slewing bearing

為驗(yàn)證上述有限元模型的準(zhǔn)確性，對(duì)比由仿真分析和經(jīng)驗(yàn)公式（1）和（2）計(jì)算得到的三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承上、下排滾子承受的最大載荷，結(jié)果如表2所示。由表2可知，上排滾子承受的最大載荷的相對(duì)誤差為6.15%，下排滾子承受的最大載荷的相對(duì)誤差為13.00%。相較于有限元仿真結(jié)果，由經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算得到的結(jié)果偏保守，造成這一現(xiàn)象的原因是經(jīng)驗(yàn)公式和有限元模型對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承滾道的假設(shè)不同。在經(jīng)驗(yàn)公式中，轉(zhuǎn)盤軸承滾道被假設(shè)為剛性體，在載荷作用下僅滾子產(chǎn)生變形；而在有限元模型中，轉(zhuǎn)盤軸承滾道被假設(shè)為具有各向同性的彈性體，在載荷作用下滾子和滾道皆會(huì)產(chǎn)生變形。此外，有限元仿真結(jié)果中部分?jǐn)?shù)據(jù)存在波動(dòng)，且這些波動(dòng)出現(xiàn)在載荷較大處，造成這一現(xiàn)象的原因是：有限元模型中滾子與滾道之間以點(diǎn)-點(diǎn)的形式傳遞載荷，當(dāng)載荷較大時(shí)，滾道的變形增大，導(dǎo)致滾子承受的載荷產(chǎn)生波動(dòng)。但從總體上看，有限元仿真結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果基本吻合。

表2 三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承滾子承受的最大載荷的理論值與仿真值對(duì)比Table 2 Comparison of theoretical and simulated value of maximum load of rollers of three-row roller slewing bearing

為了進(jìn)一步驗(yàn)證有限元模型的準(zhǔn)確性，對(duì)三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承開(kāi)展靜態(tài)加載試驗(yàn)。轉(zhuǎn)盤軸承靜態(tài)加載試驗(yàn)臺(tái)如圖10所示。三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，難以直接測(cè)量其滾子的載荷分布情況。因此，通過(guò)獲取該轉(zhuǎn)盤軸承內(nèi)側(cè)表面上的應(yīng)力分布來(lái)分析其載荷分布。在三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承內(nèi)側(cè)周向布置應(yīng)變片，如圖11所示。在開(kāi)始試驗(yàn)前，令三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承低速、平穩(wěn)運(yùn)行，使得轉(zhuǎn)盤軸承內(nèi)部滾子與滾道充分接觸；開(kāi)始試驗(yàn)時(shí)，對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承施加的載荷與有限元仿真時(shí)保持一致。通過(guò)控制液壓缸G1和G2的輸出載荷來(lái)實(shí)現(xiàn)對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承的施載，施加的軸向力為119 kN，傾覆力矩為8.35×105kN·m。

圖10 轉(zhuǎn)盤軸承靜態(tài)加載試驗(yàn)臺(tái)Fig.10 Static loading test bench for slewing bearing

圖11 三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承內(nèi)側(cè)應(yīng)變片布置Fig.11 Arrangement of strain gauges on the inner side of three-row roller slewing bearing

通過(guò)試驗(yàn)測(cè)量，獲得了三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承上、下排滾子內(nèi)圈周向上的應(yīng)力分布，如圖12所示。從總體上看，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本吻合，但在靠近液壓缸G2處（對(duì)應(yīng)的方位角為0°～30°）測(cè)得的數(shù)據(jù)有明顯波動(dòng)，這主要是由貼片處的油孔、粗糙度和銹漬等因素引起的。

圖12 三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承應(yīng)力分布Fig.12 Stress distribution of three-row roller slewing bearing

為了便于分析仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的誤差，采用均方根誤差（root mean square error，RMSE）［21］來(lái)衡量仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的誤差e，其表達(dá)式為：

式中：σsi為應(yīng)力仿真值，MPa；σti為應(yīng)力試驗(yàn)值，MPa；i為測(cè)點(diǎn)編號(hào)；n為測(cè)點(diǎn)數(shù)量，本文n=18 個(gè)。

將相應(yīng)的數(shù)據(jù)代入式（5），計(jì)算得到三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承上排滾子周向應(yīng)力的均方根誤差為3.16 MPa，下排滾子周向應(yīng)力的均方根誤差為3.78 MPa。與文獻(xiàn)［21］結(jié)果對(duì)比表明，所得誤差在可接受范圍內(nèi)。綜上，聯(lián)合經(jīng)驗(yàn)公式理論計(jì)算結(jié)果和靜態(tài)加載試驗(yàn)結(jié)果，驗(yàn)證了所構(gòu)建有限元模型的準(zhǔn)確性。

2 緊固螺栓對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的影響

轉(zhuǎn)盤軸承通常以螺栓連接的方式固定在支承結(jié)構(gòu)上，緊固螺栓的預(yù)緊力及其結(jié)合面處的摩擦系數(shù)會(huì)影響轉(zhuǎn)盤軸承的整體剛度，從而影響其載荷分布。為此，基于上文構(gòu)建的有限元模型，分別考察螺栓預(yù)緊力及其結(jié)合面處摩擦系數(shù)對(duì)三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的影響，旨在為轉(zhuǎn)盤軸承的工程應(yīng)用提供參考和借鑒。

2.1 不同螺栓預(yù)緊力下的載荷分布

130.20.1005型三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的外圈為動(dòng)圈，內(nèi)圈為固定圈，內(nèi)圈通過(guò)螺栓固定在安裝基礎(chǔ)上。為保證轉(zhuǎn)盤軸承裝配體結(jié)構(gòu)的剛性和連接緊固性，須對(duì)緊固螺栓施加預(yù)緊力。但由于預(yù)緊力施加方法不同，使得實(shí)際預(yù)緊力大小與目標(biāo)加載值間存在誤差，從而影響轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布。為了分析螺栓預(yù)緊力對(duì)三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的影響，在其有限元模型中對(duì)螺栓施加不同的預(yù)緊力，分析不同預(yù)緊力下該轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布情況。

分別對(duì)三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承有限元模型中的螺栓施加0，100和170 kN預(yù)緊力，通過(guò)有限元分析得到該轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布，如圖13所示。由圖13所示的載荷分布曲線可以看出，隨著螺栓預(yù)緊力的增大，承受載荷的滾子數(shù)量發(fā)生變化。在上排滾子中，承受載荷的滾子數(shù)量隨著預(yù)緊力的增大而增多，而下排滾子則相反。此外，如圖14所示，三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承上、下排滾子在不同螺栓預(yù)緊力作用下承受的最大載荷不同。當(dāng)螺栓預(yù)緊力從0 kN分別增大到100 kN和170 kN時(shí)，上排滾子承受的最大載荷分別增大3.9%和11.4%，下排滾子承受的最大載荷分別減小13.7%和18.9%。由此可知，螺栓預(yù)緊力對(duì)三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的下排滾子載荷分布的影響較大。

圖13 不同螺栓預(yù)緊力下三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布Fig.13 Load distribution of three-row roller slewing bearing under different bolt preloads

圖14 不同螺栓預(yù)緊力下三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的最大載荷Fig.14 Maximum load of three-row roller slewing bearing under different bolt preloads

2.2 螺栓結(jié)合面處不同摩擦系數(shù)下的載荷分布

緊固螺栓與轉(zhuǎn)盤軸承結(jié)合面處的摩擦系數(shù)受制造工藝、結(jié)合面處清潔度和氧化物等因素的影響?；谏衔臉?gòu)建的有限元模型，考察螺栓結(jié)合面處不同摩擦系數(shù)對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的影響。在三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承有限元模型中，設(shè)置不同的螺栓結(jié)合面處摩擦系數(shù)（0.05，0.10 和0.15），通過(guò)有限元分析得到該轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布，如圖15所示。

圖15 螺栓結(jié)合面處不同摩擦系數(shù)下三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布Fig.15 Load distribution of three-row roller slewing bearing under different friction coefficients of bolt joint surface

從圖15中可以看出，在不同的螺栓結(jié)合面處摩擦系數(shù)下，三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布曲線重疊在一起，3條曲線之間的差異很小。螺栓結(jié)合面處不同摩擦系數(shù)下三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的最大載荷如圖16所示。與螺栓預(yù)緊力對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的影響不同，螺栓結(jié)合面處摩擦系數(shù)對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布幾乎沒(méi)有影響。

圖16 螺栓結(jié)合面處不同摩擦系數(shù)下三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的最大載荷Fig.16 Maximum load of three-row roller slewing bearing under different friction coefficients of bolt joint surface

3 結(jié) 論

通過(guò)有限元方法，建立了考慮緊固螺栓的三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承有限元模型。建模時(shí)通過(guò)非線性彈簧單元的等效處理，減小了運(yùn)算規(guī)模，使得在普通計(jì)算機(jī)上也能實(shí)現(xiàn)對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的求解。同時(shí)，通過(guò)轉(zhuǎn)盤軸承的靜態(tài)加載試驗(yàn)驗(yàn)證了有限元模型的準(zhǔn)確性。

結(jié)果表明：在緊固螺栓的工作參數(shù)中，螺栓預(yù)緊力對(duì)三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承載荷分布的影響顯著，而螺栓結(jié)合面處摩擦系數(shù)的影響微弱；當(dāng)螺栓預(yù)緊力增大時(shí)，上排滾子承受的最大載荷隨之增大，而下排滾子承受的最大載荷顯著減小；在軸向力和傾覆力矩的聯(lián)合作用下，下排滾子承受的載荷總體上高于上排滾子，則增大螺栓預(yù)緊力有利于提高三排滾柱式轉(zhuǎn)盤軸承的承載能力。在轉(zhuǎn)盤軸承的安裝和后期維護(hù)中，應(yīng)當(dāng)保證充足的螺栓預(yù)緊力，避免因螺栓預(yù)緊力不足而導(dǎo)致軸承提前失效。