CN110848250A - 一种盾构机主驱动组件用关节轴承及其校核方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及轴承技术领域，具体涉及一种盾构机主驱动组件用关节轴承及其校核方法，关节轴承包括：内圈，内圈具有外球面；第一外圈，设在内圈外部，第一外圈具有与外球面相配合的第一内球面；第二外圈，与第一外圈固定连接且设在内圈外部，第二外圈具有与外球面相配合的第二内球面；外球面的球心、第一内球面的球心、第二内球面的球心三者不同心，外球面与第一内球面和第二内球面之间分别具有接触点。有益效果在于：由于外球面的球心、第一内球面的球心、第二内球面的球心三者不同心，外球面与第一内球面和第二内球面之间分别具有接触点，相比现有技术来说，内圈由一个点受力变为两点受力，受力被分散，因此可以承受更大的径向载荷，承载能力更好。

Description

一种盾构机主驱动组件用关节轴承及其校核方法

技术领域

本发明涉及轴承技术领域，具体涉及一种盾构机主驱动组件用关节轴承及其校核方法。

背景技术

随着地铁、隧道、城市综合管廊等建设步伐的加快，国内对盾构机的需求也越来越多。为便于滚刀更换及掘进方向调整，国内许多厂家都在研发新型的主驱动组件用大型关节轴承。

例如授权公告号为CN208486881U的中国实用新型专利所公开的具有摆动功能的盾构机球铰密封紧急修复装置，包括球铰密封件、内球铰(即内圈)、外球铰(包括第一外圈和第二外圈)、前盾中心环(即盾体)、紧急密封件、紧固件和压板，其中内圈与第一外圈和第二外圈组成关节轴承，内圈与第一外圈之间、内圈与第二外圈之间通过球面配合，球铰密封件设在内圈与第一外圈之间。紧急密封件设在内圈、第二外圈以及盾体之间，压板通过紧固件固定在盾体的后端面上，压板与紧急密封件相接触，可以调整紧急密封件的压缩量。

由于关节轴承的尺寸较大、结构形式特殊、受力情况复杂，在盾构机工作时，大型关节轴承承受较大的径向力，然而对于上述紧急修复装置的关节轴承而言，其内圈与第一外圈和第二外圈是同心的，内圈与第一外圈和第二外圈的接触点只有一个，这种形式的关节轴承所能够承受的径向载荷比较小，适用范围比较受限。另外，由于盾构机主驱动组件用关节轴承不同于常规的关节轴承，其校核不能按现有国标的计算方法进行，目前国内尚无直接适用于该类型轴承的校核方法。

发明内容

本发明的目的在于提供一种承载能力更好的盾构机主驱动组件用关节轴承；本发明的目的还在于提供一种上述盾构机主驱动组件用关节轴承的校核方法。

为实现上述目的，本发明中的盾构机主驱动组件用关节轴承采用如下技术方案：

一种盾构机主驱动组件用关节轴承，包括：

内圈，内圈具有外球面；

第一外圈，设置在内圈外部，第一外圈具有与所述外球面相配合的第一内球面；

第二外圈，与第一外圈固定连接且设置在内圈外部，第二外圈具有与所述外球面相配合的第二内球面；

外球面的球心、第一内球面的球心、第二内球面的球心三者不同心，外球面与第一内球面和第二内球面之间分别具有接触点。

上述技术方案的有益效果在于：由于外球面的球心、第一内球面的球心、第二内球面的球心三者不同心，外球面与第一内球面和第二内球面之间分别具有接触点，相比现有技术来说，内圈由一个点受力变为两点受力，受力被分散，因此可以承受更大的径向载荷，承载能力更好。

进一步的，为了受力更均衡，方便第一外圈和第二外圈与内圈的配合和装配，第一内球面和第二内球面的球面半径相等，第一外圈和第二外圈与内圈的接触角分别相等。

本发明中针对上述盾构机主驱动组件用关节轴承的校核方法采用如下技术方案：

上述盾构机主驱动组件用关节轴承的校核方法，包括以下步骤：

步骤一：以外球面的球心O为原点，以水平面为X轴，以重力方向为Y轴建立坐标系，定义G表示关节轴承所承受的径向载荷，α表示第一外圈或第二外圈与内圈的接触角，Q表示接触点所承受的载荷；

步骤二：将径向载荷G沿接触角α方向分解，根据静力平衡方程，计算出接触点所受载荷Q的大小：

步骤三：选用钢作为关节轴承的材料，确定其弹性模量E＝207Gpa，泊松比1/m＝0.3；根据接触点所受载荷Q的大小，利用赫兹接触理论，计算接触点位置处的最大接触应力σ_max：

式中：

πe_ae_b可根据“赫兹接触系数表”，利用插值法查表得到；

Q为步骤二中计算得出的载荷值；

S_r为外球面的球面半径；

S_R为第一内球面或第二内球面的球面半径；

步骤四：利用公式：

计算关节轴承的静承载能力安全系数，其中[σ]为材料许用接触应力；

步骤五：将步骤四中计算得出的安全系数f_s与关节轴承所要求的安全系数进行比较，以确定关节轴承是否满足使用要求，即完成校核过程。

附图说明

图1为本发明中盾构机主驱动组件用关节轴承的结构图；

图2为本发明中盾构机主驱动组件用关节轴承的使用状态示意图；

图3为本发明中盾构机主驱动组件用关节轴承的外球面与第一内球面的接触示意图。

图中：1.第一外圈；1-1.固定孔；1-2.第四润滑油道；1-3.凹槽；1-4.第一润滑油道；2.第一顶紧螺栓；3.第一压板；4.第一密封件；5.内圈本体；5-1.出油孔；5-2.第三分支油道主体；5-3.储油腔；5-4.径向主油道；5-5.轴向主油道；5-6.第二分支油道；5-7.第一分支油道；6.第二顶紧螺栓；7.第二压板；8.第三密封件；9.固定螺栓；10.第二外圈；10-1.第二润滑油道；11.第二密封件；12.第一堵头；13.第四密封件；14.减磨套；15.连接螺钉；16.第二堵头；17.盾体；18.主驱动组件；19.刀盘；O.外球面的球心；O₁.第一内球面的球心；O₂.第二内球面的球心；e.偏心量；S_R.内球面的球面半径；S_r.外球面的球面半径。

具体实施方式

本发明中盾构机主驱动组件用关节轴承(以下简称关节轴承)的一个实施例如图1所示，包括内圈、第一外圈1和第二外圈10，其中内圈包括内圈本体5和通过连接螺钉15固定在内圈本体5内壁上的减磨套14，内圈本体5具有外球面，外球面的球心为O，外球面的球面半径为S_r，对于使用在盾构机上的大型关节轴承，S_r通常在1500mm以上。

使用时，结合图2所示，减磨套14的内孔构成与主驱动组件18间隙配合的配合孔，配合孔的轴线沿前后方向延伸。减磨套14的材料为铝青铜，并且减磨套14沿前后方向并排设置有两圈，每一圈减磨套均是由若干个分体的扇形段拼合而成。

第一外圈1位于第二外圈10的前侧，第一外圈1靠近主驱动组件18前端的刀盘19。第一外圈1和第二外圈10均位于内圈的外部，第一外圈1具有与内圈本体5的外球面相配合的第一内球面，该内球面的球面半径为S_R，第一内球面的球心为O₁，外球面与第一内球面的接触示意图如图3所示。

第二外圈10具有与内圈本体5的外球面相配合的第二内球面，第二内球面的球心为O₂，第二内球面的球面半径也为S_R，与第一内球面的球面半径相等。通常情况下，S_R/S_r＝1～1.2，为提高使用寿命，外球面、第一内球面以及第二内球面均可以做淬火处理。

外球面的球心O、第一内球面的球心O₁、第二内球面的球心O₂互不重合，也即三者不同心，外球面与第一内球面和第二内球面之间分别具有接触点。第一内球面的球心O₁在外球面的球心O右侧，偏心量为e；第二内球面的球心O₂在外球面的球心O左侧，偏心量为e。关节轴承装配后，内圈与第一外圈1、第二外圈10分别形成角度为α的接触角，根据关节轴承所受轴向力、径向力的大小，设计时调整α的角度。

第一外圈1和第二外圈10通过固定螺栓9固定连接，两者配合面设计有凸凹止口结构。第一外圈1上设置有与盾体17相连接的连接法兰，连接法兰上设置有固定孔1-1。

如图1所示，第一外圈1内壁上靠近前端的部位设置有密封件安装槽，密封件安装槽内设置有第一密封件4，第一密封件4与内圈本体5的外球面密封接触，用于对第一外圈1和内圈本体5之间的间隙进行密封。密封件安装槽内还设置有第一压板3，第一压板3位于第一密封件4的前侧，第一外圈1上螺纹连接有第一顶紧螺栓2，第一顶紧螺栓2用于顶紧第一压板3以调节第一密封件4的压缩量。

内圈本体5内壁上靠近前端的部位也设置有密封件安装槽，密封件安装槽内设置有第三密封件8，第三密封件8与主驱动组件18密封接触，用于对内圈本体5和主驱动组件18之间的间隙进行密封。内圈本体5的密封件安装槽内还设置有第二压板7，第二压板7位于第三密封件8的前侧，内圈本体5上螺纹连接有第二顶紧螺栓6，第二顶紧螺栓6用于顶紧第二压板7以调节第三密封件8的压缩量。

之所以将第一密封件4和第三密封件8设置成上述形式，是考虑到刀盘19作为盾构机的工作端，在掘进过程中，会有大量的土试图进入关节轴承的前端，而第一密封件4和第三密封件8靠近前端，磨损量会比较大，如果不能及时更换或者调整，就会丧失密封性能。

另外，在第二外圈10内壁上靠近后端的部位也设置有密封件安装槽，该密封件安装槽内安装有第二密封件11，第二密封件11与内圈本体5的外球面密封接触。内圈本体5内壁上靠近后端的部位也设置有密封件安装槽，该密封件安装槽内安装有第四密封件13，第四密封件13与主驱动组件18密封接触。由于靠近后端的密封件磨损量相对较小，所以第二密封件11和第四密封件13均没有设置压板和调整螺栓。

由于内圈与第一外圈1和第二外圈10之间存在相对转动，同时内圈与主驱动组件18之间存在相对转动和前后移动，所以需要它们之间有足够的润滑，为此本发明在第一外圈1上设置有圆周均布的多个第一润滑油道1-4，第一润滑油道1-4具有朝向内圈本体5外球面的第一出油口；同时在第二外圈10上设置有圆周均布的多个第二润滑油道10-1，第二润滑油道10-1具有朝向内圈本体5外球面的第二出油口。第一出油口和第二出油口位于第一密封件4和第二密封件11围成的密封区域内，这样在通入润滑介质后，就可以利用润滑介质对内圈本体5与第一外圈1之间、内圈本体5与第二外圈10之间进行润滑，保证内圈本体5与第一外圈1和第二外圈10之间的相对转动能够顺畅，进而提高关节轴承的使用性能。

具体的，在第一外圈1的靠近凸凹止口结构的位置设置有台阶，同时在第二外圈10的靠近凸凹止口结构的位置也设置有台阶，两台阶对齐形成一个凹槽1-3，第一润滑油道1-4和第二润滑油道10-1分别设置在对应的台阶上。本实施例中所采用的润滑介质为润滑脂，凹槽1-3内可以储存一定量的润滑脂，使用时在盾体17上设置有与凹槽1-3连通的注油通道，注油通道外接一定工程压力的润滑脂。

如图1所示，在内圈本体5、第一外圈1、第二外圈10的交界处设置有与第一润滑油道1-4和第二润滑油道10-1分别连通的储油腔5-3，储油腔5-3具体是由设置在内圈本体5、第一外圈1、第二外圈10上的凹部共同围成的环形腔，来自各个第一润滑油道1-4和第二润滑油道10-1中的润滑脂会首先聚集在储油腔5-3中。

内圈上设置有与储油腔5-3连通的且圆周均布的多个第三润滑油道，第三润滑油道包括主油道和与主油道连通的分支油道，主油道包括沿内圈径向延伸的径向主油道5-4、平行于内圈轴向的轴向主油道5-5，径向主油道5-4和轴向主油道5-5连通且垂直设置。分支油道包括出油口朝向第三密封件8的第一分支油道5-7、出油口朝向第四密封件13的第二分支油道5-6、出油口朝向主动驱动组件18的第三分支油道。

第一分支油道5-7和第二分支油道5-6设置在内圈本体5上，第三分支油道包括设置在内圈本体5内的第三分支油道主体5-2、以及设置在减磨套14上的出油孔5-1，出油孔5-1与第三分支油道主体5-2一一对应。也即同样的，第三分支油道主体5-2有两圈，与每一圈的减磨套14对应，具体的减磨套14的每一个扇形段均具有与之对应的第三分支油道主体5-2。

第三分支油道的出油口也即出油孔5-1的端口，是朝向主动驱动组件18设置的，构成了第三润滑油道的第三出油口，并且多个第三出油口均位于第三密封件8和第四密封件13之间，这样就可以利用润滑脂对内圈与主动驱动组件18之间进行润滑，保证内圈与主驱动组件18之间的相对转动和前后移动能够顺畅，进而提高关节轴承以及盾构机的使用性能。

此外，第一外圈1上还设置有第四润滑油道1-2，第四润滑油道1-2的出油口朝向第一密封件4设置。这样在本实施例中，第一密封件4、第三密封件8、第四密封件13均配置有与之对应的润滑油道，这样在一定工程压力润滑脂的作用下，可以起到阻止异物入侵的效果。

本实施例中的第一分支油道5-7呈“┫”形，在钻孔时，可以在内圈本体5和第三密封件8的密封件安装槽中分别进行钻孔，两部分孔钻通即可。第三分支油道主体5-2和第二分支油道5-6则是直接在内圈本体5上钻孔成型。轴向主油道5-5是从内圈本体5的后端，沿着平行于内圈轴向的方向进行钻孔成型，径向主油道5-4是从内圈本体5的外侧，沿着内圈径向钻孔成型。这种第三润滑油道的设计形式，比较方便加工，后期使用时，需要在轴向主油道5-5的后端设置第一堵头12，在第一分支油道5-7的朝向主驱动组件18的端口上设置第二堵头16。

此外，第四润滑油道1-2的结构与第一分支油道5-7基本相同，也是从第一外圈1和第一密封件4的密封件安装槽中分别进行钻孔，两部分孔钻通即可，这样也是为了方便加工。

本发明的关节轴承在使用时，内圈与主驱动组件18间隙配合，主驱动组件18可以在内圈内部前后滑动。由于内圈与两个外圈为凸凹球面配合，内圈相对于两个外圈具有±5°范围内的摆动功能，所以主驱动组件18相对于盾体17也可以实现±5°范围内的摆动，进而满足更换滚刀19以及调整掘进线路方向的需要。

本发明的关节轴承相比现有技术来说，外球面的球心、第一内球面的球心、第二内球面的球心三者不同心，外球面与第一内球面和第二内球面之间分别具有接触点，内圈由一个点受力变为两点受力，受力被分散，因此可以承受更大的径向载荷，承载能力更好。

本发明的关节轴承在设计时，参照图1所示，其校核方法的实施步骤为：

步骤一：以外球面的球心O为原点，以水平面为X轴，以重力方向为Y轴建立坐标系，定义G表示关节轴承所承受的径向载荷，α表示第一外圈或第二外圈与内圈的接触角，Q表示两接触点所承受的载荷；

步骤二：将径向载荷G沿接触角α方向分解，根据静力平衡方程，计算出接触点所受载荷Q的大小：

步骤三：选用钢作为关节轴承的材料，确定其弹性模量E＝207Gpa，泊松比1/m＝0.3；根据接触点所受载荷Q的大小，利用赫兹接触理论，计算接触点位置处的最大接触应力σ_max：

式中：

πe_ae_b可根据“赫兹接触系数表”，利用插值法查表得到；

Q为步骤二中计算得出的载荷值；

S_r为外球面的球面半径；

S_R为第一内球面或第二内球面的球面半径；

步骤四：利用公式：

计算关节轴承的静承载能力安全系数，其中[σ]为材料许用接触应力；

步骤五：将步骤四中计算得出的安全系数f_s与关节轴承所要求的安全系数进行比较，以确定关节轴承是否满足使用要求，即完成校核过程。

需要说明的是，步骤三中的最大接触应力σ_max的计算公式是参照机械工业出版社在2003年出版的《球轴承的设计计算》一书(该书中记载有“赫兹接触系数表”)中第一章节的内容，通过类比，将球轴承的接触应力计算方法应用到本发明中的关节轴承上，从而得到关节轴承这种特殊轴承的校核方法。

具体在实施时，设定内圈本体5、第一外圈1和第二外圈10材料为42CrMo，外球面的球面半径S_r.＝1650mm，第一内球面、第二内球面的球面半径S_R＝1700mm，接触角α＝45°。关节轴承承受900T径向力，主机要求大型关节轴承安全系数不低于2，试计算关节轴承的安全系数能否满足要求，包括以下步骤：

步骤一：以外球面的球心O为原点，以水平面为X轴，以重力方向为Y轴建立坐标系，定义G表示关节轴承所承受的径向载荷，α表示第一外圈或第二外圈与内圈的接触角，Q表示两接触点所承受的载荷；

步骤二：将径向载荷G＝9000kN，沿接触角α方向分解，根据静力平衡方程，计算出接触点所受载荷Q的大小：

步骤三：由于关节轴承的材料为42CrMo，其弹性模量E＝207Gpa，泊松比1/m＝0.3；根据接触点所受载荷Q的大小，利用赫兹接触理论，计算接触点位置处的最大接触应力σ_max：

式中：

πe_ae_b可根据“赫兹接触系数表”，利用插值法查表得到；

Q为步骤二中计算得出的载荷值；

S_r＝1650mm为外球面的球面半径；

S_R＝1700mm为第一内球面或第二内球面的球面半径；

步骤四：利用公式：

计算关节轴承的静承载能力安全系数为12475，其中[σ]＝3850Mpa为材料许用接触应力；

步骤五：步骤四中计算得出的安全系数f_s＝12475远大于关节轴承所要求的安全系数，关节轴承承载能力可以满足使用要求。

在盾构机主驱动组件用关节轴承的其他实施例中，减磨套也可以是其他的材质，例如纯铜、锡青铜等。

在关节轴承的其他实施例中，润滑介质也可以采用润滑油。

在关节轴承的其他实施例中，第一分支油道也可以是直孔，比如可以从第三密封件的密封件安装槽中直接钻一个直孔与轴向主油道连通。

在关节轴承的其他实施例中，第一密封件和第三密封件也可以和第四密封件一样，不配置压板和螺栓，不具有调节压缩量的功能，此时在密封件的磨损量比较大时，需要经常更换密封件。

在关节轴承的其他实施例中，也可以不设置储油腔，第三润滑油道直接与第一润滑油道和第二润滑油道连通。

在关节轴承的其他实施例中，内圈不包括减磨套，只有内圈本体构成，此时内圈本体的内孔直接构成配合孔，第三出油口设置在内圈本体上。

在关节轴承的其他实施例中，主油道不包括轴向主油道，只有径向主油道构成，此时各分支油道直接与径向主油道连通。

在关节轴承的其他实施例中，第三润滑油道只包括主油道，主油道的出油口朝向主动驱动组件，构成第三出油口，此时润滑介质不通入第三密封件和第四密封件处，也即第三润滑油道不对第三密封件和第四密封件进行防护。

在关节轴承的其他实施例中，第三润滑油道可以只与第一润滑油道连通，或者是只与第二润滑油道连通。

在关节轴承的其他实施例中，第一内球面和第二内球面的球面半径也可以不相等，第一外圈和第二外圈与内圈的接触角也不相等。

在上述关节轴承的的校核方法的其他实施例中，外球面的球面半径S_r.、内球面的球面半径S_R.、接触角α、径向载荷G的大小均可以根据实际设计需要进行调整。

在上述关节轴承的的校核方法的其他实施例中，当第一内球面和第二内球面的球面半径不相等，第一外圈和第二外圈与内圈的接触角也不相等时，也即两个接触点所承受的载荷Q不相等时，需要分开去校核每一个接触点承载的载荷，分别计算安全系数，都大于要求的安全系数才可以。

Claims (3)

1.一种盾构机主驱动组件用关节轴承，包括：

内圈，内圈具有外球面；

第一外圈，设置在内圈外部，第一外圈具有与所述外球面相配合的第一内球面；

第二外圈，与第一外圈固定连接且设置在内圈外部，第二外圈具有与所述外球面相配合的第二内球面；

其特征在于：

外球面的球心、第一内球面的球心、第二内球面的球心三者不同心，外球面与第一内球面和第二内球面之间分别具有接触点。

2.根据权利要求1所述的盾构机主驱动组件用关节轴承，其特征在于：第一内球面和第二内球面的球面半径相等，第一外圈和第二外圈与内圈的接触角分别相等。

3.如权利要求1所述的盾构机主驱动组件用关节轴承的校核方法，其特征在于，包括以下步骤：

步骤一：以外球面的球心O为原点，以水平面为X轴，以重力方向为Y轴建立坐标系，定义G表示关节轴承所承受的径向载荷，α表示第一外圈或第二外圈与内圈的接触角，Q表示接触点所承受的载荷；

步骤二：将径向载荷G沿接触角α方向分解，根据静力平衡方程，计算出接触点所受载荷Q的大小：

步骤三：选用钢作为关节轴承的材料，确定其弹性模量E＝207Gpa，泊松比1/m＝0.3；根据接触点所受载荷Q的大小，利用赫兹接触理论，计算接触点位置处的最大接触应力σ_max：

式中：

πe_ae_b可根据“赫兹接触系数表”，利用插值法查表得到；

Q为步骤二中计算得出的载荷值；

S_r为外球面的球面半径；

S_R为第一内球面或第二内球面的球面半径；

步骤四：利用公式：

计算关节轴承的静承载能力安全系数，其中[σ]为材料许用接触应力；

步骤五：将步骤四中计算得出的安全系数f_s与关节轴承所要求的安全系数进行比较，以确定关节轴承是否满足使用要求，即完成校核过程。

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