轉(zhuǎn)盤軸承集聚效應(yīng)分析及其對(duì)回轉(zhuǎn)性能的影響

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(tái)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(dòng)體平穩(wěn)運(yùn)動(dòng)。航天發(fā)射臺(tái)使用的轉(zhuǎn)盤軸承在連續(xù)回轉(zhuǎn)工作中發(fā)現(xiàn)臺(tái)體發(fā)生變形，部分滾動(dòng)體間隙增大，伴隨出現(xiàn)隔離塊滑落及滾動(dòng)體集聚的現(xiàn)象，這種現(xiàn)象為轉(zhuǎn)盤軸承集聚效應(yīng)。

對(duì)于滾動(dòng)軸承間隙和剛性的研究一直備受關(guān)注，多數(shù)研究對(duì)象一般是針對(duì)高速轉(zhuǎn)動(dòng)的小型滾動(dòng)軸承，在建模分析時(shí)通常會(huì)忽略軸承實(shí)際裝配條件，通?？紤]在一個(gè)或多個(gè)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(dòng)軸承在動(dòng)態(tài)載荷條件下，滾道剛性和滾動(dòng)體接觸作用力的時(shí)變性與轉(zhuǎn)盤軸承間隙變化的聯(lián)系，以及間隙變化對(duì)于大型滾動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(duì)軸承運(yùn)動(dòng)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(dòng)動(dòng)能越大。對(duì)于大多數(shù)系統(tǒng)，軸承的剛度具有時(shí)變性［12-14］。劉光輝等［15］通過改進(jìn)傳統(tǒng)算法，對(duì)圓柱滾子軸承剛度的非線性時(shí)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(shí)變因素，對(duì)滾動(dòng)軸承的時(shí)變振動(dòng)特性進(jìn)行分析。運(yùn)俠倫等［17］提出了一種實(shí)時(shí)測(cè)試動(dòng)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(cè)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(dòng)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(dòng)狀態(tài)，建立了關(guān)于保持架六自由度運(yùn)動(dòng)方程，以分析兜孔間隙等多種因素對(duì)其運(yùn)動(dòng)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(dòng)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(duì)其運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性的影響。鄧四二等［20］以角接觸球軸承為研究對(duì)象，建立了關(guān)于其保持架的柔性動(dòng)力學(xué)運(yùn)動(dòng)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(dòng)的平穩(wěn)性。大量的研究顯示由于兜孔與滾動(dòng)體之間存在間隙［21-22］，滾動(dòng)體在兜孔內(nèi)是一個(gè)不斷的碰撞過程，造成保持架運(yùn)動(dòng)不平穩(wěn)。

轉(zhuǎn)盤軸承通常采用隔離塊使?jié)L動(dòng)體均勻分布在滾道，滾動(dòng)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(duì)轉(zhuǎn)盤軸承回轉(zhuǎn)性能的影響，以航天發(fā)射臺(tái)使用的轉(zhuǎn)盤軸承為研究對(duì)象，對(duì)比了不同滾道結(jié)構(gòu)下，轉(zhuǎn)盤軸承各滾動(dòng)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(duì)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(tái)為主體，搭建轉(zhuǎn)盤軸承的回轉(zhuǎn)實(shí)驗(yàn)平臺(tái)，進(jìn)一步驗(yàn)證了集聚效應(yīng)對(duì)摩擦力矩的影響，證明了分析結(jié)果的正確性，同時(shí)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(tái)轉(zhuǎn)盤軸承回轉(zhuǎn)性能實(shí)驗(yàn)平臺(tái)主要由加載設(shè)備、傳動(dòng)系統(tǒng)、發(fā)射臺(tái)和液壓系統(tǒng)臺(tái)構(gòu)成，如圖1所示。液壓系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)加載設(shè)備向發(fā)射臺(tái)施加軸向載荷，并通過傳動(dòng)系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)發(fā)射臺(tái)回轉(zhuǎn)，可以模擬發(fā)射臺(tái)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(dòng)十字架對(duì)支撐臂施加軸向載荷。當(dāng)發(fā)射臺(tái)回轉(zhuǎn)時(shí)，支撐臂帶動(dòng)十字架使加載設(shè)備回轉(zhuǎn)部同步回轉(zhuǎn)，可對(duì)發(fā)射臺(tái)產(chǎn)生一個(gè)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(tái)Fig.1 Turntable bearing rotary experimental platform

1.2 發(fā)射臺(tái)工位分析

航天發(fā)射臺(tái)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(shí)，發(fā)射臺(tái)再次回歸至0°工位，因此，發(fā)射臺(tái)每回轉(zhuǎn)90°為一個(gè)回轉(zhuǎn)周期。發(fā)射臺(tái)結(jié)構(gòu)具有嚴(yán)格的對(duì)稱性，當(dāng)發(fā)射臺(tái)從0°工位逆時(shí)針回轉(zhuǎn)至45°工位，與從90°工位（即下一個(gè)0°工位）順時(shí)針回轉(zhuǎn)至45°工位，發(fā)射臺(tái)實(shí)際承載變化是對(duì)稱的，且45°工位為分界點(diǎn)。

1.3 發(fā)射臺(tái)有限元模型建立

發(fā)射臺(tái)回轉(zhuǎn)速度緩慢，其運(yùn)動(dòng)過程是準(zhǔn)靜態(tài)過程，選取典型工位下的發(fā)射臺(tái)，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(jì)算。

在計(jì)算過程中對(duì)模型進(jìn)行了相應(yīng)簡(jiǎn)化，忽略了發(fā)射臺(tái)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(tái)，在有限元分析時(shí)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(gè)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(tái)4個(gè)支撐腿與地基固定連接，對(duì)4個(gè)支撐腿的底面施加固定約束；回轉(zhuǎn)部可相對(duì)固定部回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，對(duì)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(tái)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(tái)轉(zhuǎn)盤軸承滾動(dòng)體數(shù)量多達(dá)298個(gè)，若一一建立滾動(dòng)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(dòng)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(tái)逆時(shí)針回轉(zhuǎn)過程中0°、15°、30°和45°四個(gè)工位，進(jìn)行有限元分析，并通過靜載實(shí)驗(yàn)測(cè)量發(fā)射臺(tái)下框架最大變形位，以驗(yàn)證有限元計(jì)算的準(zhǔn)確性。

4個(gè)工位的發(fā)射臺(tái)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(tái)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(duì)中央斷面的位置進(jìn)行多次測(cè)量，取均值為實(shí)驗(yàn)結(jié)果。

圖6 下框架變形測(cè)量圖Fig.6 Deformation measurement of lower frame

4個(gè)工位中，下框架軸向變形的有限元計(jì)算結(jié)果和測(cè)試結(jié)果對(duì)比如圖7所示。各個(gè)工位下的誤差范圍在9.5%以內(nèi)，滿足工程計(jì)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(dòng)體集聚效應(yīng)的原因分析

2.1 滾動(dòng)體定義

為便于后文描述滾動(dòng)體相關(guān)參數(shù)，采用相位角對(duì)不同位置上的滾動(dòng)體進(jìn)行定義。發(fā)射臺(tái)上的滾動(dòng)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(dòng)體的相位角為0°，并以此位置為起點(diǎn)，沿發(fā)射臺(tái)逆時(shí)針方向，滾動(dòng)體的相位角逐漸增大，第i個(gè)滾動(dòng)體的相位角φi可表達(dá)為

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

式中：n為滾動(dòng)體數(shù)目；φi表示第i個(gè)滾動(dòng)體的相位角。

2.2 滾動(dòng)體驅(qū)動(dòng)力的分布特征變化

滾道對(duì)滾動(dòng)體的摩擦力是滾動(dòng)體回轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)力，通常認(rèn)為滾動(dòng)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(dòng)體與滾道的接觸作用力與驅(qū)動(dòng)摩擦力呈正比關(guān)系，因此，研究各個(gè)滾動(dòng)體接觸壓力可以分析滾動(dòng)體的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。在有限元后處理模塊中通過對(duì)Connector連接器的軸向力進(jìn)行歷程輸出，即可得到滾道中各個(gè)滾動(dòng)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(dòng)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(shí)，承載臂位于滾道正上方。隨著發(fā)射臺(tái)轉(zhuǎn)動(dòng)，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(gè)滾動(dòng)體接觸作用力分布規(guī)律具有時(shí)變性，沿相位角增大方向移動(dòng)，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(dòng)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(duì)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(dòng)體接觸作用力變化如圖11所示，發(fā)射臺(tái)在0°工位時(shí)，各相位角中的滾動(dòng)體兩側(cè)接觸作用力分布規(guī)律相同。在15°工位時(shí)，滾動(dòng)體兩側(cè)接觸作用力的分布曲線出現(xiàn)相位差，單個(gè)滾動(dòng)體兩側(cè)的接觸作用力開始發(fā)生變化，隨著發(fā)射臺(tái)繼續(xù)回轉(zhuǎn)，單個(gè)滾動(dòng)體兩側(cè)的接觸作用力的差異逐步增大，滾動(dòng)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(dòng)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(dòng)體兩側(cè)始終受力，與滾道為4點(diǎn)接觸關(guān)系，滾動(dòng)體在滾道內(nèi)具有較好的穩(wěn)定性。但滾動(dòng)體的接觸作用力在發(fā)射臺(tái)回轉(zhuǎn)過程中同樣不斷變化，導(dǎo)致各個(gè)滾動(dòng)體回轉(zhuǎn)速度不斷改變。

2.3 滾道剛性變化對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承間隙的影響

2.3.1 滾動(dòng)體位移計(jì)算方法

Connector軸向連接單元與滾道存在2個(gè)連接節(jié)點(diǎn)，為模擬滾動(dòng)體球心的位移，在ABAQUS后處理模塊中，對(duì)各個(gè)滾道的連接節(jié)點(diǎn)分別建立PATH進(jìn)行路徑輸出，并對(duì)同一連接單元兩端節(jié)點(diǎn)的各個(gè)方向的位移做均值處理，以表示對(duì)應(yīng)滾動(dòng)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(dòng)體始終沿下滾道接觸面滾動(dòng)，研究下滾道的軸向變形有助于分析滾動(dòng)體的運(yùn)動(dòng)軌跡。

在任意工位下，滾動(dòng)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(shì)均為先增加后減少，在相位角為45°的位置時(shí)達(dá)到最大。因此，滾動(dòng)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(tái)回轉(zhuǎn)，滾道位移的波形沿回轉(zhuǎn)方向發(fā)生移動(dòng)，但滾動(dòng)體徑向位移的波形相位不發(fā)生變化。因此，工位的變化對(duì)于滾動(dòng)體徑向位移的分布規(guī)律并無影響，4個(gè)工位下，滾動(dòng)體徑向位移呈余弦函數(shù)的規(guī)律分布，發(fā)射臺(tái)的回轉(zhuǎn)過程僅對(duì)滾動(dòng)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(dòng)體的徑向位移具有相同的波形，且呈周期性變化。

相對(duì)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(dòng)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(dòng)體徑向位移對(duì)比Fig.16 Comparison of radial displacement of rolling body

2.3.4 徑向剛度變化對(duì)滾動(dòng)體間隙的影響

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

將圖14和圖15的數(shù)據(jù)代入式（7）可得各個(gè)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(tái)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(tái)從0°工位回轉(zhuǎn)至45°工位時(shí)，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(dòng)體間隙簡(jiǎn)化計(jì)算Fig.17 Simplified calculation of rolling body clearance

圖18 轉(zhuǎn)盤軸承間隙變化對(duì)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(duì)應(yīng)的圓心，隔離塊初始位置軸心與滾動(dòng)體球心相重合記為O2，O2C為滾動(dòng)體半徑r1，當(dāng)隔離塊軸心下降至O′2時(shí)，隔離塊外圓與滾道相切，此時(shí)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(jì)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(dòng)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(jì)算可得隔離塊下滑0.29 mm時(shí)，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(dòng)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(dòng)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(dòng)體間距增加0.167 mm時(shí)，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(huì)導(dǎo)致8～35個(gè)隔離塊滑落。

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

3 集聚效應(yīng)對(duì)回轉(zhuǎn)性能的實(shí)驗(yàn)

3.1 實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)

為消除由滾動(dòng)體間隙變化導(dǎo)致的集聚效應(yīng)，并分析集聚效應(yīng)對(duì)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(jì)了腹板式多孔結(jié)構(gòu)分段保持架（簡(jiǎn)稱腹板式保持架），其結(jié)構(gòu)如圖21所示。滾動(dòng)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(dòng)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(tái)在軸向載荷條件下，以20°／min的速度回轉(zhuǎn)。依據(jù)被測(cè)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(shí)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(jì)算

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

式中：i1為發(fā)射臺(tái)傳動(dòng)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(tái)的回轉(zhuǎn)扭矩。

發(fā)射臺(tái)回轉(zhuǎn)速度緩慢，其運(yùn)動(dòng)過程可以看作一個(gè)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(tái)在軸向負(fù)載條件下，勻速旋轉(zhuǎn)，測(cè)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(tái)傳動(dòng)關(guān)系，可繪制2組轉(zhuǎn)盤軸承等效摩擦力矩的變化趨勢(shì)，如圖24所示。結(jié)果表明，II組實(shí)驗(yàn)中，在發(fā)射臺(tái)開始回轉(zhuǎn)后，滾動(dòng)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(duì)圖24轉(zhuǎn)盤軸承等效摩擦力力矩做統(tǒng)計(jì)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(duì)II組下降了47.82%，平均值下降了32.44%，在克服滾動(dòng)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(duì)比Fig.25 Comparison of equivalent friction moments

腹板式保持架有效降低了發(fā)射臺(tái)回轉(zhuǎn)時(shí)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(duì)比，腹板式保持架固定的兜孔使?jié)L動(dòng)體不因滾道位移或載荷變化而改變相鄰滾動(dòng)體間距，滾動(dòng)體始終穩(wěn)定運(yùn)動(dòng)，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(tái)大型轉(zhuǎn)盤軸承為研究對(duì)象，對(duì)比分析了動(dòng)態(tài)載荷作用下，滾道結(jié)構(gòu)對(duì)滾動(dòng)體接觸作用力、滾道變形和滾動(dòng)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(tái)轉(zhuǎn)盤軸承在承載過程中滾道剛性變化具有時(shí)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(tái)工位的變化僅對(duì)軸向位移的幅值有影響。由于下滾道軸向發(fā)生位移，滾動(dòng)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(dòng)體沿徑向發(fā)生位移，滾動(dòng)軸承間隙增加較多。滾動(dòng)體接觸作用力同樣具有時(shí)變性，最大接觸作用力始終在載荷的正下方區(qū)域，滾動(dòng)體驅(qū)動(dòng)力不斷變化。因此，滾球變化的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)導(dǎo)致間隙集中，使得滾動(dòng)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(duì)比實(shí)驗(yàn)，結(jié)果表明，避免滾動(dòng)體集聚可有效減小摩擦力矩，提高發(fā)射臺(tái)回轉(zhuǎn)穩(wěn)定性。

4）采用靜力學(xué)模型對(duì)發(fā)射臺(tái)多個(gè)典型工位進(jìn)行計(jì)算，無法實(shí)現(xiàn)發(fā)射臺(tái)動(dòng)態(tài)回轉(zhuǎn)過程的實(shí)時(shí)分析，建立發(fā)射臺(tái)動(dòng)力學(xué)模型對(duì)于分析發(fā)射臺(tái)回轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)盤軸承運(yùn)動(dòng)變化有著重要意義，需要進(jìn)一步研究。