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文档简介
2022/11/171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2022/11/111港口起重机回转支承轮齿与法兰分析武汉理2022/11/17一三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 二2022/11/11一三回转支承疲劳强度计算 回转支承法兰变2022/11/171.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2022/11/111.回转支承的疲劳计算2022/11/171.回转支承的疲劳计算1.1回转支承承载能力曲线2022/11/111.回转支承的疲劳计算1.1回转支承2022/11/171.回转支承的疲劳计算1.2回转支承寿命计算
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。2022/11/111.回转支承的疲劳计算1.2回转支承2022/11/171.回转支承的疲劳计算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。2022/11/111.回转支承的疲劳计算1.2回转支承2022/11/171.回转支承的疲劳计算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:2022/11/111.回转支承的疲劳计算1.3回转支承2022/11/171.回转支承的疲劳计算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2022/11/111.回转支承的疲劳计算1.3回转支承2022/11/171.回转支承的疲劳计算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。2022/11/111.回转支承的疲劳计算根据金2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析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。2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析2.1齿轮断齿2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析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)2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析2.2静强度齿2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析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)2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析2.2静强度齿2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析
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轮齿有限元分析图1-1轮齿三维模型图1-2三齿有限元模型2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析在s2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析考虑单齿啮合,不考虑摩擦力的影响,齿根应力计算简图如图1-3所示。2.3轮齿有限元分析图1-3齿根应力计算图法向载荷(1-3)载荷作用角(1-4)2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析考虑单齿啮合,不2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析有限元计算结果如图1-4所示,齿根最大弯曲应力最大2.3轮齿有限元分析图1-4齿根弯曲应力云图2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析有限元计算结果如2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析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。2.3轮齿有限元分析图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。2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析在2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析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。2.3轮齿有限元分析图1-6齿根弯曲应力云图2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析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。2.3轮齿有限元分析图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。2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析在2022/11/173.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2022/11/113.回转支承法兰分析回转支承本身2022/11/173.回转支承法兰分析本文分析的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2022/11/113.回转支承法兰分析本文分析的M2022/11/173.回转支承法兰分析
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2022/11/113.回转支承法兰分析圆筒门2022/11/173.回转支承法兰分析法兰板厚为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图2-1整体有限元模型图2-21/4回转支承有限元模型2022/11/113.回转支承法兰分析法兰板厚为120mm2022/11/173.回转支承法兰分析计算载荷工况数据如下表。3.3法兰有限元计算结果名称载荷工况ABCD垂直力V(N)5.27×1065.27×1064.18×1064.68×106水平力H(N)1.96×1052.27×1057.5×1050倾覆力矩M(N.m)2.42×1073.33×1067.29×1061.54×107表2-1回转支承计算载荷2022/11/113.回转支承法兰分析计算载荷工况数据如下2022/11/173.回转支承法兰分析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。3.3法兰有限元计算结果图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)2022/11/113.回转支承法兰分析在上2022/11/173.回转支承法兰分析过渡圆筒厚度为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。3.3法兰有限元计算结果法兰板厚(mm)载荷工况ABCD上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰800.32190.28500.06080.058130.15910.15070.18850.1687900.31080.27900.05950.057360.15520.14950.18200.16511000.29460.27600.05900.057020.15410.14870.17440.16371100.31700.28330.06020.058110.15720.15150.18520.16751200.31620.28310.06010.058140.15720.15140.18480.16741300.31480.28240.05990.058020.15660.15130.18390.16691400.32250.28520.06170.058960.16100.15270.18810.1682表2-2法兰板平面变形角度(°)2022/11/113.回转支承法兰分析过渡2022/11/173.回转支承法兰分析法兰板变形角度曲线图如下。3.3法兰有限元计算结果图2-11载荷工况A图2-12载荷工况B2022/11/113.回转支承法兰分析法兰板变形角度曲线图2022/11/173.回转支承法兰分析3.3法兰有限元计算结果图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。2022/11/113.回转支承法兰分析3.3法兰有限元计2022/11/173.回转支承法兰分析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。3.3法兰有限元计算结果圆筒厚度(mm)法兰板厚(mm)8090100110上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰240.32480.28760.31380.28160.29750.27870.32000.2860260.32370.28660.31260.28060.29640.27770.31890.2849280.32270.28570.31160.27970.29540.27680.31790.2841300.32190.28500.31080.27900.29460.27600.31700.2833320.32350.29060.31000.27830.29390.27530.31620.2826340.32300.29010.30930.27780.29320.27480.31550.2821360.32250.28960.30870.27720.29260.27420.31490.2815380.32200.28920.30810.27680.29210.27380.31430.2810400.32160.28890.30760.27630.29160.27330.31380.2806表2-3法兰板平面变形角度(°)2022/11/113.回转支承法兰分析接下2022/11/173.回转支承法兰分析续接上表3.3法兰有限元计算结果圆筒厚度(mm)法兰板厚(mm)120130140上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰240.31930.28580.31780.28500.32550.2879260.31810.28480.31670.28400.32430.2869280.31710.28390.31570.28320.32330.2860300.31620.28320.31480.28240.32250.2852320.31550.28250.31400.28180.32170.2845340.31480.28190.31340.28120.32100.2839360.31420.28140.31280.28070.32040.2834380.31360.28090.31220.28020.31990.2829400.31310.28050.31170.27980.31940.28252022/11/113.回转支承法兰分析续接上表3.3法兰2022/11/173.回转支承法兰分析变形角度曲线图如下3.3法兰有限元计算结果图2-1580mm厚法兰板图2-1690mm厚法兰板图2-17100mm厚法兰板图2-18110mm厚法兰板2022/11/113.回转支承法兰分析变形角度曲线图如下32022/11/173.回转支承法兰分析3.3法兰有限元计算结果图2-19120mm厚法兰板图2-20130mm厚法兰板图2-21140mm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。2022/11/113.回转支承法兰分析3.3法兰有限元计2022/11/17Theend!2022/11/11Theend!2022/11/1733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2022/11/111港口起重机回转支承轮齿与法兰分析武汉理2022/11/17一三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 二2022/11/11一三回转支承疲劳强度计算 回转支承法兰变2022/11/171.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2022/11/111.回转支承的疲劳计算2022/11/171.回转支承的疲劳计算1.1回转支承承载能力曲线2022/11/111.回转支承的疲劳计算1.1回转支承2022/11/171.回转支承的疲劳计算1.2回转支承寿命计算
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。2022/11/111.回转支承的疲劳计算1.2回转支承2022/11/171.回转支承的疲劳计算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。2022/11/111.回转支承的疲劳计算1.2回转支承2022/11/171.回转支承的疲劳计算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:2022/11/111.回转支承的疲劳计算1.3回转支承2022/11/171.回转支承的疲劳计算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2022/11/111.回转支承的疲劳计算1.3回转支承2022/11/171.回转支承的疲劳计算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。2022/11/111.回转支承的疲劳计算根据金2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析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。2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析2.1齿轮断齿2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析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)2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析2.2静强度齿2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析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)2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析2.2静强度齿2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析
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轮齿有限元分析图1-1轮齿三维模型图1-2三齿有限元模型2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析在s2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析考虑单齿啮合,不考虑摩擦力的影响,齿根应力计算简图如图1-3所示。2.3轮齿有限元分析图1-3齿根应力计算图法向载荷(1-3)载荷作用角(1-4)2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析考虑单齿啮合,不2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析有限元计算结果如图1-4所示,齿根最大弯曲应力最大2.3轮齿有限元分析图1-4齿根弯曲应力云图2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析有限元计算结果如2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析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。2.3轮齿有限元分析图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。2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析在2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析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。2.3轮齿有限元分析图1-6齿根弯曲应力云图2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析2022/11/172.回转支承轮齿断齿分析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。2.3轮齿有限元分析图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。2022/11/112.回转支承轮齿断齿分析在2022/11/173.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2022/11/113.回转支承法兰分析回转支承本身2022/11/173.回转支承法兰分析本文分析的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2022/11/113.回转支承法兰分析本文分析的M2022/11/173.回转支承法兰分析
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2022/11/113.回转支承法兰分析圆筒门2022/11/173.回转支承法兰分析法兰板厚为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图2-1整体有限元模型图2-21/4回转支承有限元模型2022/11/113.回转支承法兰分析法兰板厚为120mm2022/11/173.回转支承法兰分析计算载荷工况数据如下表。3.3法兰有限元计算结果名称载荷工况ABCD垂直力V(N)5.27×1065.27×1064.18×1064.68×106水平力H(N)1.96×1052.27×1057.5×1050倾覆力矩M(N.m)2.42×1073.33×1067.29×1061.54×107表2-1回转支承计算载荷2022/11/113.回转支承法兰分析计算载荷工况数据如下2022/11/173.回转支承法兰分析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。3.3法兰有限元计算结果图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)2022/11/113.回转支承法兰分析在上2022/11/173.回转支承法兰分析过渡圆筒厚度为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。3.3法兰有限元计算结果法兰板厚(mm)载荷工况ABCD上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰800.32190.28500.06080.058130.15910.15070.18850.1687900.31080.27900.05950.057360.15520.14950.18200.16511000.29460.27600.05900.057020.15410.14870.17440.16371100.31700.28330.06020.058110.15720.15150.18520.16751200.31620.28310.06010.058140.15720.15140.18480.16741300.31480.28240.05990.058020.15660.15130.18390.16691400.32250.28520.06170.058960.16100.15270.18810.1682表2-2法兰板平面变形角度(°)2022/11/113.回转支承法兰分析过渡2022/11/173.回转支承法兰分析法兰板变形角度曲线图如下。3.3法兰有限元计算结果图2-11载荷工况A图2-12载荷工况B2022/11/113.回转支承法兰分析法兰板变形角度曲线图2022/11/173.回转支承法兰分析3.3法兰有限元计算结果图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。2022/11/113.回转支承法兰分析3.3法兰有限元计2022/11/173.回转支承法兰分析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。3.3法兰有限元计算结果圆筒厚度(mm)法兰板厚(mm)8090100110上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰上法兰下法兰240.32480.28760.31380.28160.29750.27870.32000.2860260.32370.28660.31260.28060.29640.2777
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