港口起重機回轉支承輪齒與法蘭分析課件

2022/11/171港口起重機回轉支承輪齒與法蘭分析武漢理工大學物流工程學院港口物流技術與裝備教育部工程研究中心胡吉全2022/11/111港口起重機回轉支承輪齒與法蘭分析武漢理2022/11/17一三回轉支承疲勞強度計算 回轉支承法蘭變形分析內容簡介回轉支承輪齒斷齒分析 二2022/11/11一三回轉支承疲勞強度計算 回轉支承法蘭變2022/11/171.回轉支承的疲勞計算

回轉支承承載能力曲線圖是由軸承制造廠家提供的，設計時根據(jù)以上計算載荷對照相應的軸承曲線確定軸承型號。

承載能力曲線一般有兩條，一條為極限靜載曲線，一條為疲勞壽命曲線。極限靜載曲線用于初步選型，疲勞壽命曲線用于校核。1.1回轉支承承載能力曲線2022/11/111.回轉支承的疲勞計算2022/11/171.回轉支承的疲勞計算1.1回轉支承承載能力曲線2022/11/111.回轉支承的疲勞計算1.1回轉支承2022/11/171.回轉支承的疲勞計算1.2回轉支承壽命計算

式中：Lf—回轉支承360°回轉時的使用壽命；fe—回轉支承壽命載荷系數(shù)：

ε—壽命指數(shù)，球軸承取ε=3，滾動軸承ε=10/3。

計算公式：

回轉支承的選型壽命計算是依據(jù)回轉支承在帶載回轉運行360°為整圈作為循環(huán)的基本單位，連續(xù)運行30000個工作循環(huán)的試驗工況下，統(tǒng)計樣品所能承受的最大負載而作出的。2022/11/111.回轉支承的疲勞計算1.2回轉支承2022/11/171.回轉支承的疲勞計算1.2回轉支承壽命計算

港口起重機在實際回轉工作循環(huán)中，回轉支承并沒有作全回轉運動，大多數(shù)情況下與上部回轉結構固定連接的運行滾道僅會隨回轉結構在回轉圓周的部分區(qū)域中運動。同時，港口起重機的回轉支承在工作循環(huán)中，所受的載荷也比較復雜，并非曲線試驗中固定的載荷工況所能模擬的。常規(guī)壽命校核計算中將動態(tài)承載曲線用于將應對復雜工況的港口起重機回轉支承的壽命校核，并沒有對港口起重機中回轉支承使用情況的特殊性加以考慮，所以計算結果也缺乏實用性，使得壽命校核并沒有起到實質性的作用。2022/11/111.回轉支承的疲勞計算1.2回轉支承2022/11/171.回轉支承的疲勞計算1.3回轉支承壽命計算載荷譜

門機的回轉工作范圍荷載作用頻數(shù)的設定:2022/11/111.回轉支承的疲勞計算1.3回轉支承2022/11/171.回轉支承的疲勞計算1.3回轉支承壽命計算載荷譜按工作級別A8，設定可能出現(xiàn)的各循環(huán)事件及各自的設計循環(huán)次數(shù)2022/11/111.回轉支承的疲勞計算1.3回轉支承2022/11/171.回轉支承的疲勞計算1.4回轉支承有限元疲勞分析

根據(jù)金屬結構疲勞分析理論與分析計算過程，利用有限元軟件中的疲勞分析功能對外滾座結構中疲勞危險位置點的疲勞分析，得到了回轉支承在起重機設定工作載荷譜作用下滾座結構中疲勞分析點的累積損傷率(即耗損系數(shù))及既定載荷譜下回轉支承允許經(jīng)歷的最大循環(huán)次數(shù)，為回轉支承選型計算中針對回轉支承的壽命校核提供了更加準確的依據(jù)和指導作用。2022/11/111.回轉支承的疲勞計算根據(jù)金2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析2.1齒輪斷齒形式輪齒受力后，在齒根部產生的彎曲應力很大，且在齒根過渡圓角處有應力集中，由于輪齒的交變應力超過了材料的疲勞極限，在齒根圓角處將產生疲勞裂紋，裂紋不斷擴展，造成彎曲疲勞折斷。過載折斷通常是由于受到短時過載或沖擊載荷或輪齒磨薄，是輪齒應力超過其極限應力所造成的。2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析2.1齒輪斷齒2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析2.2靜強度齒根彎曲應力（1）靜強度最大齒根彎曲應力

（1-1）2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析2.2靜強度齒2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析2.2靜強度齒根彎曲應力（2）靜強度許用齒根彎曲應力

（1-2）2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析2.2靜強度齒2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析

在solidworks軟件中建立回轉支承輪齒的三維模型，將其導入ANSYS軟件中，輪齒三維模型如圖1-1所示。有限元分析時，選擇三齒模型。輪齒單元選取SOLID95單元，模型單位為m，劃分網(wǎng)格的三齒有限元模型如圖1-2。2.3輪齒有限元分析圖1-1輪齒三維模型圖1-2三齒有限元模型2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析在s2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析考慮單齒嚙合，不考慮摩擦力的影響，齒根應力計算簡圖如圖1-3所示。2.3輪齒有限元分析圖1-3齒根應力計算圖法向載荷（1-3）載荷作用角（1-4）2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析考慮單齒嚙合，不2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析有限元計算結果如圖1-4所示，齒根最大彎曲應力最大2.3輪齒有限元分析圖1-4齒根彎曲應力云圖2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析有限元計算結果如2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析在齒根應力較大的區(qū)域沿著齒寬方向選擇一條線作為路徑，提取線上的節(jié)點應力，節(jié)點應力分布如圖1-5所示。2.3輪齒有限元分析圖1-5齒根節(jié)點應力分布沿著齒寬方向，應力基本是對稱分布，靠近兩端的彎曲應力較大，中心處彎曲應力較小。2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析在2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析實際中由于回轉機構安裝誤差或者轉臺變形，導致輪齒受到偏載荷的作用，在以上基礎上施加偏載荷均布作用于齒寬的三分之一，有限元分析結果如圖1-6所示，齒根最大彎曲應力。2.3輪齒有限元分析圖1-6齒根彎曲應力云圖2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析在齒根應力較大的區(qū)域沿著齒寬方向選擇一條線作為路徑，提取線上的節(jié)點應力，節(jié)點應力分布如圖1-7所示。2.3輪齒有限元分析圖1-7齒根節(jié)點應力分布施加偏載荷后，一端的齒根應力明顯增大很多，當外界的偏載荷使齒根應力超過許用值時，輪齒齒根會出現(xiàn)裂紋，進而加速輪齒斷裂。2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析在2022/11/173.回轉支承法蘭分析回轉支承本身的剛度較小，特別是橫向剛度很差，主要依賴與其連接的法蘭剛度，保證法蘭有足夠的剛度至關重要。法蘭結構形式一直在不斷改進，其結構形式主要有支座式、平法蘭板式、圓筒插入式、加厚法蘭板及圓筒插人式、增加過渡圓筒的加厚法蘭板形式。3.1法蘭結構形式2022/11/113.回轉支承法蘭分析回轉支承本身2022/11/173.回轉支承法蘭分析本文分析的MQ4040門座起重機回轉支承與圓筒門架連接的法蘭內圈直徑3454mm，外圈直徑3834mm，法蘭板上開72個螺栓孔，孔徑45mm，螺栓孔中心線直徑3742mm?；剞D支承與轉臺連接的法蘭內圈直徑3268mm，外圈直徑3640mm，法蘭板上開72個螺栓孔，孔徑45mm，螺栓孔中心線直徑3358mm。法蘭板厚為120mm，與法蘭連接的過渡圓筒厚度為30mm。3.1法蘭結構形式2022/11/113.回轉支承法蘭分析本文分析的M2022/11/173.回轉支承法蘭分析

圓筒門架采用SHELL93殼單元，回轉支承主體和法蘭結構采用SOLID95實體單元，螺栓采用LINK8桿單元。將滾動體與滾道看成一個整體，桿單元的位置在螺栓孔中心，桿單元與法蘭板連接的節(jié)點耦合，添加初始應變模擬高強度螺栓預緊力，忽略角鋼和筋板。法蘭與回轉支承的接觸采用面—面接觸，目標單元為Targe170，接觸單元為Conta174，摩擦系數(shù)取0.3。3.2法蘭有限元模型建立2022/11/113.回轉支承法蘭分析圓筒門2022/11/173.回轉支承法蘭分析法蘭板厚為120mm，過渡圓筒厚度為30mm的有限元模型和回轉支承部分模型如圖2-1、圖2-2所示。3.2法蘭有限元模型建立圖2-1整體有限元模型圖2-21/4回轉支承有限元模型2022/11/113.回轉支承法蘭分析法蘭板厚為120mm2022/11/173.回轉支承法蘭分析計算載荷工況數(shù)據(jù)如下表。3.3法蘭有限元計算結果名稱載荷工況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傾覆力矩M（N.m）2.42×1073.33×1067.29×1061.54×107表2-1回轉支承計算載荷2022/11/113.回轉支承法蘭分析計算載荷工況數(shù)據(jù)如下2022/11/173.回轉支承法蘭分析在上部圓筒端面建立一個剛性平面，將水平力、垂直力和傾覆力矩施加到剛性平面的中心節(jié)點，圓筒門架底部施加全約束。法蘭板厚為120mm，過渡圓筒厚度為30mm，不同載荷工況下計算的回轉支承上、下法蘭板的位移云圖如下。3.3法蘭有限元計算結果圖2-3上部法蘭變形圖(工況A)圖2-4上部法蘭變形圖(工況B)2022/11/113.回轉支承法蘭分析在上2022/11/173.回轉支承法蘭分析過渡圓筒厚度為30mm，不同厚度的法蘭板在不同載荷工況作用下計算得出的變形角度見下表。3.3法蘭有限元計算結果法蘭板厚(mm)載荷工況ABCD上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭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法蘭板平面變形角度（°）2022/11/113.回轉支承法蘭分析過渡2022/11/173.回轉支承法蘭分析法蘭板變形角度曲線圖如下。3.3法蘭有限元計算結果圖2-11載荷工況A圖2-12載荷工況B2022/11/113.回轉支承法蘭分析法蘭板變形角度曲線圖2022/11/173.回轉支承法蘭分析3.3法蘭有限元計算結果圖2-13載荷工況C圖2-14載荷工況D從上表和圖中可以看出，板厚為100mm的上、下法蘭板變形角度是最小的。隨著法蘭厚度增加，變形角度不是線性減少。2022/11/113.回轉支承法蘭分析3.3法蘭有限元計2022/11/173.回轉支承法蘭分析接下來在同一種法蘭厚度情況下，改變過渡圓筒的厚度，其他條件不變，選取載荷工況A，經(jīng)過有限元分析得出法蘭板平面變形角度見下表。3.3法蘭有限元計算結果圓筒厚度(mm)法蘭板厚(mm)8090100110上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭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法蘭板平面變形角度（°）2022/11/113.回轉支承法蘭分析接下2022/11/173.回轉支承法蘭分析續(xù)接上表3.3法蘭有限元計算結果圓筒厚度(mm)法蘭板厚(mm)120130140上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭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.回轉支承法蘭分析續(xù)接上表3.3法蘭2022/11/173.回轉支承法蘭分析變形角度曲線圖如下3.3法蘭有限元計算結果圖2-1580mm厚法蘭板圖2-1690mm厚法蘭板圖2-17100mm厚法蘭板圖2-18110mm厚法蘭板2022/11/113.回轉支承法蘭分析變形角度曲線圖如下32022/11/173.回轉支承法蘭分析3.3法蘭有限元計算結果圖2-19120mm厚法蘭板圖2-20130mm厚法蘭板圖2-21140mm厚法蘭板從上表和圖中可以看出，除了80mm厚的法蘭板變形角度有些波動，其余在法蘭板厚度不變時，隨著過渡圓筒厚度的增加，法蘭板變形角度線性減小，但總體數(shù)值變化不大，曲線基本趨于水平。由此可見增加過渡圓筒的厚度不能明顯減小法蘭板變形角度。2022/11/113.回轉支承法蘭分析3.3法蘭有限元計2022/11/17Theend!2022/11/11Theend!2022/11/1733港口起重機回轉支承輪齒與法蘭分析武漢理工大學物流工程學院港口物流技術與裝備教育部工程研究中心胡吉全2022/11/111港口起重機回轉支承輪齒與法蘭分析武漢理2022/11/17一三回轉支承疲勞強度計算 回轉支承法蘭變形分析內容簡介回轉支承輪齒斷齒分析 二2022/11/11一三回轉支承疲勞強度計算 回轉支承法蘭變2022/11/171.回轉支承的疲勞計算

回轉支承承載能力曲線圖是由軸承制造廠家提供的，設計時根據(jù)以上計算載荷對照相應的軸承曲線確定軸承型號。

承載能力曲線一般有兩條，一條為極限靜載曲線，一條為疲勞壽命曲線。極限靜載曲線用于初步選型，疲勞壽命曲線用于校核。1.1回轉支承承載能力曲線2022/11/111.回轉支承的疲勞計算2022/11/171.回轉支承的疲勞計算1.1回轉支承承載能力曲線2022/11/111.回轉支承的疲勞計算1.1回轉支承2022/11/171.回轉支承的疲勞計算1.2回轉支承壽命計算

式中：Lf—回轉支承360°回轉時的使用壽命；fe—回轉支承壽命載荷系數(shù)：

ε—壽命指數(shù)，球軸承取ε=3，滾動軸承ε=10/3。

計算公式：

回轉支承的選型壽命計算是依據(jù)回轉支承在帶載回轉運行360°為整圈作為循環(huán)的基本單位，連續(xù)運行30000個工作循環(huán)的試驗工況下，統(tǒng)計樣品所能承受的最大負載而作出的。2022/11/111.回轉支承的疲勞計算1.2回轉支承2022/11/171.回轉支承的疲勞計算1.2回轉支承壽命計算

港口起重機在實際回轉工作循環(huán)中，回轉支承并沒有作全回轉運動，大多數(shù)情況下與上部回轉結構固定連接的運行滾道僅會隨回轉結構在回轉圓周的部分區(qū)域中運動。同時，港口起重機的回轉支承在工作循環(huán)中，所受的載荷也比較復雜，并非曲線試驗中固定的載荷工況所能模擬的。常規(guī)壽命校核計算中將動態(tài)承載曲線用于將應對復雜工況的港口起重機回轉支承的壽命校核，并沒有對港口起重機中回轉支承使用情況的特殊性加以考慮，所以計算結果也缺乏實用性，使得壽命校核并沒有起到實質性的作用。2022/11/111.回轉支承的疲勞計算1.2回轉支承2022/11/171.回轉支承的疲勞計算1.3回轉支承壽命計算載荷譜

門機的回轉工作范圍荷載作用頻數(shù)的設定:2022/11/111.回轉支承的疲勞計算1.3回轉支承2022/11/171.回轉支承的疲勞計算1.3回轉支承壽命計算載荷譜按工作級別A8，設定可能出現(xiàn)的各循環(huán)事件及各自的設計循環(huán)次數(shù)2022/11/111.回轉支承的疲勞計算1.3回轉支承2022/11/171.回轉支承的疲勞計算1.4回轉支承有限元疲勞分析

根據(jù)金屬結構疲勞分析理論與分析計算過程，利用有限元軟件中的疲勞分析功能對外滾座結構中疲勞危險位置點的疲勞分析，得到了回轉支承在起重機設定工作載荷譜作用下滾座結構中疲勞分析點的累積損傷率(即耗損系數(shù))及既定載荷譜下回轉支承允許經(jīng)歷的最大循環(huán)次數(shù)，為回轉支承選型計算中針對回轉支承的壽命校核提供了更加準確的依據(jù)和指導作用。2022/11/111.回轉支承的疲勞計算根據(jù)金2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析2.1齒輪斷齒形式輪齒受力后，在齒根部產生的彎曲應力很大，且在齒根過渡圓角處有應力集中，由于輪齒的交變應力超過了材料的疲勞極限，在齒根圓角處將產生疲勞裂紋，裂紋不斷擴展，造成彎曲疲勞折斷。過載折斷通常是由于受到短時過載或沖擊載荷或輪齒磨薄，是輪齒應力超過其極限應力所造成的。2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析2.1齒輪斷齒2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析2.2靜強度齒根彎曲應力（1）靜強度最大齒根彎曲應力

（1-1）2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析2.2靜強度齒2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析2.2靜強度齒根彎曲應力（2）靜強度許用齒根彎曲應力

（1-2）2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析2.2靜強度齒2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析

在solidworks軟件中建立回轉支承輪齒的三維模型，將其導入ANSYS軟件中，輪齒三維模型如圖1-1所示。有限元分析時，選擇三齒模型。輪齒單元選取SOLID95單元，模型單位為m，劃分網(wǎng)格的三齒有限元模型如圖1-2。2.3輪齒有限元分析圖1-1輪齒三維模型圖1-2三齒有限元模型2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析在s2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析考慮單齒嚙合，不考慮摩擦力的影響，齒根應力計算簡圖如圖1-3所示。2.3輪齒有限元分析圖1-3齒根應力計算圖法向載荷（1-3）載荷作用角（1-4）2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析考慮單齒嚙合，不2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析有限元計算結果如圖1-4所示，齒根最大彎曲應力最大2.3輪齒有限元分析圖1-4齒根彎曲應力云圖2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析有限元計算結果如2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析在齒根應力較大的區(qū)域沿著齒寬方向選擇一條線作為路徑，提取線上的節(jié)點應力，節(jié)點應力分布如圖1-5所示。2.3輪齒有限元分析圖1-5齒根節(jié)點應力分布沿著齒寬方向，應力基本是對稱分布，靠近兩端的彎曲應力較大，中心處彎曲應力較小。2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析在2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析實際中由于回轉機構安裝誤差或者轉臺變形，導致輪齒受到偏載荷的作用，在以上基礎上施加偏載荷均布作用于齒寬的三分之一，有限元分析結果如圖1-6所示，齒根最大彎曲應力。2.3輪齒有限元分析圖1-6齒根彎曲應力云圖2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析2022/11/172.回轉支承輪齒斷齒分析在齒根應力較大的區(qū)域沿著齒寬方向選擇一條線作為路徑，提取線上的節(jié)點應力，節(jié)點應力分布如圖1-7所示。2.3輪齒有限元分析圖1-7齒根節(jié)點應力分布施加偏載荷后，一端的齒根應力明顯增大很多，當外界的偏載荷使齒根應力超過許用值時，輪齒齒根會出現(xiàn)裂紋，進而加速輪齒斷裂。2022/11/112.回轉支承輪齒斷齒分析在2022/11/173.回轉支承法蘭分析回轉支承本身的剛度較小，特別是橫向剛度很差，主要依賴與其連接的法蘭剛度，保證法蘭有足夠的剛度至關重要。法蘭結構形式一直在不斷改進，其結構形式主要有支座式、平法蘭板式、圓筒插入式、加厚法蘭板及圓筒插人式、增加過渡圓筒的加厚法蘭板形式。3.1法蘭結構形式2022/11/113.回轉支承法蘭分析回轉支承本身2022/11/173.回轉支承法蘭分析本文分析的MQ4040門座起重機回轉支承與圓筒門架連接的法蘭內圈直徑3454mm，外圈直徑3834mm，法蘭板上開72個螺栓孔，孔徑45mm，螺栓孔中心線直徑3742mm?；剞D支承與轉臺連接的法蘭內圈直徑3268mm，外圈直徑3640mm，法蘭板上開72個螺栓孔，孔徑45mm，螺栓孔中心線直徑3358mm。法蘭板厚為120mm，與法蘭連接的過渡圓筒厚度為30mm。3.1法蘭結構形式2022/11/113.回轉支承法蘭分析本文分析的M2022/11/173.回轉支承法蘭分析

圓筒門架采用SHELL93殼單元，回轉支承主體和法蘭結構采用SOLID95實體單元，螺栓采用LINK8桿單元。將滾動體與滾道看成一個整體，桿單元的位置在螺栓孔中心，桿單元與法蘭板連接的節(jié)點耦合，添加初始應變模擬高強度螺栓預緊力，忽略角鋼和筋板。法蘭與回轉支承的接觸采用面—面接觸，目標單元為Targe170，接觸單元為Conta174，摩擦系數(shù)取0.3。3.2法蘭有限元模型建立2022/11/113.回轉支承法蘭分析圓筒門2022/11/173.回轉支承法蘭分析法蘭板厚為120mm，過渡圓筒厚度為30mm的有限元模型和回轉支承部分模型如圖2-1、圖2-2所示。3.2法蘭有限元模型建立圖2-1整體有限元模型圖2-21/4回轉支承有限元模型2022/11/113.回轉支承法蘭分析法蘭板厚為120mm2022/11/173.回轉支承法蘭分析計算載荷工況數(shù)據(jù)如下表。3.3法蘭有限元計算結果名稱載荷工況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傾覆力矩M（N.m）2.42×1073.33×1067.29×1061.54×107表2-1回轉支承計算載荷2022/11/113.回轉支承法蘭分析計算載荷工況數(shù)據(jù)如下2022/11/173.回轉支承法蘭分析在上部圓筒端面建立一個剛性平面，將水平力、垂直力和傾覆力矩施加到剛性平面的中心節(jié)點，圓筒門架底部施加全約束。法蘭板厚為120mm，過渡圓筒厚度為30mm，不同載荷工況下計算的回轉支承上、下法蘭板的位移云圖如下。3.3法蘭有限元計算結果圖2-3上部法蘭變形圖(工況A)圖2-4上部法蘭變形圖(工況B)2022/11/113.回轉支承法蘭分析在上2022/11/173.回轉支承法蘭分析過渡圓筒厚度為30mm，不同厚度的法蘭板在不同載荷工況作用下計算得出的變形角度見下表。3.3法蘭有限元計算結果法蘭板厚(mm)載荷工況ABCD上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭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法蘭板平面變形角度（°）2022/11/113.回轉支承法蘭分析過渡2022/11/173.回轉支承法蘭分析法蘭板變形角度曲線圖如下。3.3法蘭有限元計算結果圖2-11載荷工況A圖2-12載荷工況B2022/11/113.回轉支承法蘭分析法蘭板變形角度曲線圖2022/11/173.回轉支承法蘭分析3.3法蘭有限元計算結果圖2-13載荷工況C圖2-14載荷工況D從上表和圖中可以看出，板厚為100mm的上、下法蘭板變形角度是最小的。隨著法蘭厚度增加，變形角度不是線性減少。2022/11/113.回轉支承法蘭分析3.3法蘭有限元計2022/11/173.回轉支承法蘭分析接下來在同一種法蘭厚度情況下，改變過渡圓筒的厚度，其他條件不變，選取載荷工況A，經(jīng)過有限元分析得出法蘭板平面變形角度見下表。3.3法蘭有限元計算結果圓筒厚度(mm)法蘭板厚(mm)8090100110上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭上法蘭下法蘭240.32480.28760.31380.28160.29750.27870.32000.2860260.32370.28660.31260.28060.29640.2777