交叉滚柱式回转支承主副滚柱互换的维修及理论分析

孙永亮

（徐州罗特艾德回转支承有限公司，江苏徐州221004）

0 引 言

苏北某电厂一台斗轮式堆取料机的回转支承在作业过程中偶尔出现异响现象，为消除该设备的安全隐患，进一步检查及维护设备正常运转，笔者受邀参与了该设备回转支承检修工作。

1 滚柱互换的必要性

通过拆机检查，发现出现异响的原因与回转支承滚道异物、回转支承滚道润滑失效有关。同时，检测发现该交叉滚柱式回转支承的主滚道滚柱磨损后实际直径尺寸明显小于副滚道滚柱，而且主滚柱表面可见点蚀。

为清除滚道异物和滚道润滑失效现象，本次检修中通过清洗和补充润滑而得到解决。针对主滚道滚柱的明显磨损而造成实际直径尺寸比副滚柱直径减小及其表面的点蚀现象，如果直接更换回转支承或滚柱，不仅增加检修费用，而且周期过长，不是理想的解决措施。如果任其发展，主滚道滚柱的磨损在综合载荷作用下将继续以较快速度加重磨损，回转支承的间隙随滚柱的快速磨损而不断增大，最终导致回转支承过早失效。通过主、副滚道的滚柱更换，即由磨损较小、表面状况较好的副滚柱代替原主滚柱，由于副滚道滚柱此前受到综合载荷的作用较小，其直径磨损及表面点蚀均较轻微，即疲劳相对较轻，从而可以改善主滚道的运行；同时，为了改善因回转支承间隙因素而造成的滚动体受载的增加，相应地抽出调整垫片以减小间隙。此修理方法不仅简单易行，更主要的是可改善滚道系统，对于降低磨损速度、恢复承载能力均有意义。

2 检修方案

电厂两台斗轮机用于发电生产的煤炭输送，其回转支承结构如图1所示。

该型号回转支承采 用JB2300-78A 标准设计。由外齿圈、内圈上压圈和下压圈、按1：1呈90°交叉排列的滚柱、上下压圈之间垫片、连接螺栓组成。润滑油路位于内圈径向12-RC1/4均布。内、外圈之间采用盖式丁腈橡胶密封。具体检修方案如下：1）顶升。液压顶升斗轮机上支座转动部分，回转支承内圈上压圈、上车体一同随液压顶升,与内圈下压圈分离；回转支承外齿圈与下支座螺栓紧固不动。2）上车体平衡固定。为保证检修活动的安全可靠，采取必要的安全措施。3）主、副滚道滚柱互换。根据交叉滚柱式回转支承应用实践可知，主、副滚道及其滚动体的磨损是不一样的，严重情况下的主滚道及其滚动体磨损失效而副滚道及滚动体磨损较轻，故在本次检修活动中对主、副滚道的滚动体进行互换，并相应抽出上、下压圈之间调整垫片。

图1 交叉滚柱式回转支承内部结构

3 滚柱互换的理论计算

根据文献[1]的第四章中，除了预紧式回转支承以外，通常为了补偿几何误差，并使回转支承运转灵活，往往在回转支承中保持一定的轴向间隙。此轴向间隙的存在，使负荷在各滚动体上的分布发生变化。在无轴向间隙时，负荷区域ε1+ε2=1。当存在轴向间隙Cs时，ε1+ε2<1，此时负荷区域减小，即承受负荷的滚动体数量减少。因此，在同样的外负荷（轴向力和倾翻力矩）作用下，单个滚动体的负荷增加。

交叉滚柱式回转支承，其间隙的增加与主、副滚道及滚动体的磨损直接相关，本次检修中，不便于测量滚道的磨损，但可以测量滚动体磨损后的直径。

下面将专门分析主、副滚道滚动体在载荷作用下的最大正压力及间隙对承载能力的影响。

已知该台堆取料机及其回转支承的参数：滚道直径D=3580 mm，滚柱直径d0=80 mm，全部滚柱数z0=140；z01′=z02′=z0/2=70；1：1呈90°交叉排列；接触角γ=γ1=γ2=45°；原始轴向间隙Cs=0.15 mm；轴向力Gp=2.27 MN；倾翻力矩M=3.4 MN·m；径向力Hp=4.604×105N；接触长度l0=72 mm。

对于交叉滚柱式回转支承，主滚道滚动体的最大正压力Pmax1、副滚道滚动体的最大正压力Pmax2为：

式中：z01′、z02′为主、副滚道每排滚道的滚动体数量。

由式（1)、式（2)可以明显地看出，Pmax1>Pmax2，即：主滚道滚柱数和副滚道滚柱数相等时，主滚道滚动体的最大正压力大于副滚道滚动体的最大正压力。下面将计算分析因滚柱磨损而产生间隙后其承载能力的变化。

3.1 按照无轴向间隙的情况计算承载能力

表1 计算系数值

图2 计算曲线图

3.2 按有轴向间隙的情况计算承载能力

按照表2及相应数据，绘制曲线图如图3所示。

表2 滚动体上的负荷与轴向间隙或预紧过盈量的关系

图3 滚动体负荷与间隙的关系

图4 主、副滚动体标记

4 滚柱互换操作

本次检修时，对主、副滚道的主滚动体和副滚动体进行奇偶数标记区别，如图4所示。

5 检修效果

1）通过检修，由于滚道进入煤炭异物及滚道缺少有效润滑所产生的异响完全消除，设备恢复正常运行；2）通过主、副滚道滚柱互换，相应调整垫片厚度，回转支承滚道系统得到改善，承载能力得到提高；3）本次检修周期短、操作简单、费用低，回转支承的使用性能得到恢复提高。