履帶起重機回轉(zhuǎn)支承故障診斷及有限元分析

李 強

(太原重工股份有限公司技術(shù)中心，山西 太原，030024)

履帶起重機回轉(zhuǎn)支承故障診斷及有限元分析

李 強

(太原重工股份有限公司技術(shù)中心，山西 太原，030024)

本文針對履帶起重機樣機在廠內(nèi)試驗過程中遇到的車架異響和回轉(zhuǎn)支承齒輪嚙合不良現(xiàn)象進行了分析研究，通過實驗測量和有限元模擬，分析了出現(xiàn)的問題的原因。為后續(xù)履帶起重機的生產(chǎn)及試驗提供了寶貴的經(jīng)驗，避免類似問題的重復(fù)發(fā)生。

履帶起重機; 機架異響；回轉(zhuǎn)支承；有限元分析

0 前言

履帶起重機是一種應(yīng)用廣泛的起重運輸機械設(shè)備。在工程起重機中履帶起重機的市場占有比例一般在8%～10%。日本則約達15%，而國內(nèi)履帶起重機的占有比例較低，約6%[1]。國外履帶起重機的代表性生產(chǎn)廠家有利勃海爾、特雷克斯-德馬格、馬尼托瓦克以及神鋼。近年來，我國的履帶起重機以起重量大、可帶載行走、作業(yè)靈活等優(yōu)勢受到眾多企業(yè)的青睞。雖然國內(nèi)的履帶起重機發(fā)展迅速，技術(shù)水平提高很快，但在履帶起重機設(shè)計及制造上仍然存在較多問題。其中可靠性問題較為嚴重，尤其是在當今履帶起重機朝著超大噸位發(fā)展的條件下，可靠性顯得尤為重要。

張明輝[2]對履帶起重機回轉(zhuǎn)機構(gòu)的液壓系統(tǒng)進行動態(tài)仿真，將該仿真技術(shù)引入到履帶起重機的液壓系統(tǒng)設(shè)計當中，具有廣泛的應(yīng)用前景。王凱[3]對80 t履帶起重機桁架式臂架系統(tǒng)進行了有限元分析，在應(yīng)力分析的基礎(chǔ)上提出了強度、剛度及穩(wěn)定性評價方案。王欣[4]闡述了200 t履帶起重機中履帶結(jié)構(gòu)的組成和受力特點，對結(jié)構(gòu)進行了有限元計算與分析。

本文通過實驗測量和有限元分析，對太重自主研發(fā)的TZC系列某型號履帶起重機樣機試制中的可靠性進行分析研究，解決了車架異響和回轉(zhuǎn)齒輪嚙合不良等問題。

1 車架異響

起重機在吊載試驗過程中，在車架部位發(fā)出了不規(guī)則的沖擊異響，人站在車架上方能感覺到較大的振動。初步懷疑是車架內(nèi)部筋板受力后焊縫開裂，經(jīng)對各筋板焊縫進行檢查，未發(fā)現(xiàn)異常，由于聲音在鋼中傳播速度極快，且人耳無法確定聲源位置。為了確定聲源位置，采用丹麥2511 測振儀為主機、由電荷放大器、加速度傳感器、校準器組成的振動測試分析系統(tǒng)進行測量。儀器主機如圖1所示，測試系統(tǒng)框圖如圖2所示。

測試時，共使用四支ICP加速度傳感器，為了判斷振源位置，分多次布置在車架的不同部位。信號采樣頻率51.2 kHz。

圖1 測試現(xiàn)場Fig.1 Examination spots

圖2 測試系統(tǒng)框圖Fig.2 Block diagram of the test system

首先把1#、2#傳感器分別布置在車架的左后端側(cè)板和右前端上蓋板，3#傳感器布置在左后端銷軸處，測量其走行方向的振動，4#傳感器布置在左后側(cè)履帶處，測量其左右方向的振動。測量結(jié)果如圖3和圖4所示。從圖中可知，振動具有明顯的沖擊特性，且振動水平較高。1#、3#測點振動發(fā)生時間非常接近，相對于1#測點、2#測點振動發(fā)生的時間具有明顯的滯后，滯后時間為1.64 ms，而測點4與測點1振動發(fā)生的時間相差僅為0.158 ms，說明振源位于1#測點與3#測點附近。

接著把1#測點布置在左后側(cè)擠壓塊處，2#測點布置在銷軸端蓋處，測量垂直方向振動，3#、4#布置在左后側(cè)履帶架上不同位置(3#測點靠近下部小定位塊處)。測試結(jié)果見圖5和圖6。從圖中可知，1#測點即左后側(cè)擠壓塊處與2#測點即銷軸端蓋處，振動最先發(fā)生，相對于履帶板測點超前約0.37 ms。但3#測點即靠近下部小定位塊的部位振動沖擊加速度較高。

圖3 多次沖擊的振動波形圖Fig.3 Vibration waveform of repeated impact

圖4 一次沖擊的振動波形圖Fig.4 Vibration waveform of a single impact

圖5 多次沖擊的振動波形圖 Fig.5 Vibration waveform of repeated impact

圖6 一次沖擊的振動波形展開圖Fig.6 Vibration waveform of a single impact

最后把2#測點布置在下部小定位塊， 3#測點布置在車架耳朵處，對其走行方向振動進行測試。4#測點布置在履帶耳朵處，對其垂直方向振動進行測試。1#測點位置不變。測試結(jié)果見圖7和圖8。從圖中可知，2#測點即下部小定位塊與1#測點即左后側(cè)擠壓塊處振動發(fā)生的時間基本相同，1#測點相對于2#測點略有滯后，滯后時間約為0.078 ms。各測點的振動沖擊加速度都較大。

圖7 多次沖擊的振動波形圖 Fig.7 Vibration waveform of repeated impact

圖8 一次沖擊的振動波形圖 Fig.8 Vibration waveform of a single impact

圖9 履帶與車架連接示意圖Fig.9 Schematic diagram of connection crawler and frame

通過對車架及履帶多個測點、多個方向的振動測試，表明振動具有不規(guī)則性和沖擊性，且沖擊加速度較大。振源位于車架擠壓塊與履帶的接觸面及車架下部小定位塊與履帶的接觸面處，如圖9所示。正常工作時，承載擠壓塊與承載銷軸受力，裝配定位銷與裝配定位塊只是裝配定位時便于承載銷的安裝，振動產(chǎn)生的原因可能是接觸面處摩擦較大，在起吊與卸載等載荷發(fā)生變化的過程中，接觸面處發(fā)生相對變形，產(chǎn)生了較大的沖擊振動。拆除履帶檢測后，發(fā)現(xiàn)裝配定位塊加工尺寸超差，加工至圖紙尺寸后，車架異響現(xiàn)象消除。

2 回轉(zhuǎn)齒輪嚙合不良

履帶起重機通過回轉(zhuǎn)機構(gòu)進行上車回轉(zhuǎn)，回轉(zhuǎn)機構(gòu)由回轉(zhuǎn)減速機及回轉(zhuǎn)支承組成，某履帶起重機在進行載荷試驗過程中發(fā)現(xiàn)回轉(zhuǎn)機構(gòu)齒輪嚙合不良現(xiàn)象，如圖10所示。在吊載時，下端接觸，空載時上端接觸，嚙合沿長度方向不超10%。

圖10 回轉(zhuǎn)齒輪嚙合Fig.10 Mesh of rotating gears

齒輪嚙合不良是因為大小齒輪位置發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，而可能引起大小齒輪位置轉(zhuǎn)動的因素不外乎以下三點：

(1)結(jié)構(gòu)本身承載后的彈性變形；

(2)回轉(zhuǎn)支承連接高強螺栓預(yù)緊力不足引起的松動；

(3)回轉(zhuǎn)支承的變形，包括本身的彈性變形及游隙引起的變形。

通過激光追蹤儀測量吊載前后轉(zhuǎn)臺與車架的位移量，轉(zhuǎn)臺與車架均近似為整體相對轉(zhuǎn)動，結(jié)構(gòu)本身彈性較小，通過檢測螺栓力矩未發(fā)現(xiàn)力矩不足現(xiàn)象，因轉(zhuǎn)臺與車架之間只有回轉(zhuǎn)支承通過螺栓連接，沒有其它部件。下一步重點對回轉(zhuǎn)支承進行分析。

根據(jù)廠家提供的回轉(zhuǎn)支承圖紙，采用有限元分析程序NX NASTRAN 9.0，建立回轉(zhuǎn)支承131.45. 2500有限元分析模型，如圖11所示，對其進行有限元接觸分析。

圖11 回轉(zhuǎn)支承有限元模型Fig.11 Finite element model of rotary support

根據(jù)回轉(zhuǎn)支承的工作原理，將與車架連接的回轉(zhuǎn)支承外圈固定，在內(nèi)圈中心處定義一個主節(jié)點，用rbe2單元耦合內(nèi)圈上表面，建立剛性區(qū)域，并在主節(jié)點上施加軸向力與傾覆力矩，其中軸向力為5.577 MN，傾覆力矩為18.724 MPa，內(nèi)圈上下之間預(yù)緊力為968 713 N(10.9級螺栓預(yù)緊70%)。滾子與滾道之間設(shè)置接觸，接觸摩擦系數(shù)為0.1。

圖12 外圈綜合位移云圖Fig.12 Displacement contour of the outer ring

圖13 內(nèi)圈綜合位移云圖Fig.13 Displacement contour of the inner ring

內(nèi)圈最大位移為0.141 mm，外圈為0.01 mm。再不考慮游隙的情況下，位移很小，通過數(shù)據(jù)分析，車架、轉(zhuǎn)臺是整體剛度旋轉(zhuǎn)的，撓曲變形很小， 轉(zhuǎn)臺與車架之間的變形，除了回轉(zhuǎn)支承的彈性變形，也包括游隙和螺栓的影響，但螺栓的變形應(yīng)該很小，主要還是回轉(zhuǎn)支承。

通過拆除回轉(zhuǎn)支承后檢測，軸向游隙為0.17 mm，徑向游隙為0.78 mm，JB/T2300《回轉(zhuǎn)支承》中規(guī)定，軌道直徑為2 500 mm的三排滾柱式回轉(zhuǎn)支承軸向游隙為0.04～0.15 mm，徑向游隙為0.07～0.3 mm。

更換回轉(zhuǎn)支承廠家后，測得新回轉(zhuǎn)支承軸向游隙0.13 mm，徑向游隙0.23 mm，滿足JB/T2300《回轉(zhuǎn)支承》中對游隙的要求，再次吊載試驗后，齒輪嚙合良好。

3 結(jié)論

針對履帶起重機試驗過程中遇到的問題，通過采用一次測量和有限元分析進行系統(tǒng)分析研究，最終找到問題原因并進行相應(yīng)的改進。計算結(jié)果可以為液壓履帶起重機的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供數(shù)據(jù)支持。通過本文的研究可知，當后續(xù)產(chǎn)品中出現(xiàn)結(jié)構(gòu)件受載及卸載過程中異響問題，可檢查是否存在非承載擠壓面的現(xiàn)象。同時在回轉(zhuǎn)支承采購時，軸向、徑向游隙等主要技術(shù)參數(shù)要嚴格執(zhí)行國家標準，否則可能出現(xiàn)回轉(zhuǎn)機構(gòu)嚙合不良的情況出現(xiàn)。

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Finite element analysis and fault diagnosis for slewing bearing of crawler crane

LI Qiang

(Technology Center, Taiyuan Heavy Industry Co., Ltd., Taiyuan 030024, China)

This paper researched frame abnormal sound and gear bad meshing of slewing bearing in crawler crane test. The possible reasons of abnormal sound and bad meshing were analyzed by experimental measurement and finite element simulation. Some valuable experiences were provided about production and testing of crawler crane, and avoid the similar problems would happen again.

crawler crane； frame abnormal sound；slewing bearing；finite element analysis

2016-01-21；

2016-03-14

國家青年基金資助項目(51104104), 973計劃(2012CB722801), 山西省高等學校青年學術(shù)帶頭人(OIT，20131086), 山西省基礎(chǔ)研究項目(2012021019-3), 教育部博士點基金項目(20111103), 太原科技大學博士啟動基金項目(20102018)。

李強(1981-)，男，河北邢臺人，工程師，碩士，主要研究方向：工程機械設(shè)計與開發(fā)。

TH218

A

1001-196X(2016)03-0067-04