在汽車(chē)起重机、挖掘机等各类工程机械中，回转支承是传递转台与底盘之间的轴向载荷、径向载荷和倾翻力矩的重要部件。
在轻载工况时，它能(néng)正常工作，自如地旋转。但在重载时，尤其是在起重量及幅度时，重物(wù)回转困难，甚至根本不能(néng)回转以致卡死。此时通常采取减小(xiǎo)幅度、调整支腿或移动底盘位置等方法使車(chē)身倾斜，以帮助实现重物(wù)的回转运动，完成预定的起重等作业。所以在检修工作中往往会发现回转支承滚道已严重损坏，内座圈两侧和作业區(qū)前方下滚道产生沿滚道方向的环形裂纹，处座圈上滚道受力區(qū)域发生压陷，并在整个压陷區(qū)产生径向龟裂
、回转支承损坏原因探讨：
（１）安系数的影响
回转支承经常在低速大载荷工况下运转，其承载能(néng)力般可(kě)用(yòng)静容量表示，额定静容量记為(wèi)Ｃ0 a。所谓静容量是指滚道变形量δ达到３ｄ０ /１０ ０００时回转支承的承载能(néng)力，ｄ０為(wèi)滚动體(tǐ)直径。外载荷的组合般都用(yòng)当量载荷Ｃｄ来表示。静容量与当量载荷之比称為(wèi)安系数，记為(wèi)ｆｓ，这是设计和选用(yòng)回转支承的主要依据。
当采用(yòng)校核滚柱与滚道间接触应力的方法设计回转支承时，取许用(yòng)線(xiàn)接触应力〔σｋ線(xiàn)〕＝２．０～２．５×１０２ ｋＮ/ｃｍ。目前，大多(duō)数厂家均根据外载荷的大小(xiǎo)对回转支承进行选型计算。据现有(yǒu)资料介绍，目前小(xiǎo)吨位起重机回转支承较之大吨位起重机回转支承的接触应力要小(xiǎo)，实际安系数较高。而起重机吨位越大，则其回转支承直径越大，制造精度越低，其安系数实际上反而较低，这就是大吨位起重机回转支承比小(xiǎo)吨位起重机回转支承更容易损坏的根本原因。目前普遍认為(wèi)，４０ ｔ以上起重机的回转支承，其線(xiàn)接触应力不应超过２．０×１０２ ｋＮ/ｃｍ，安系数应不小(xiǎo)于１．１０。
（２）转台结构刚度的影响
回转支承是传递转台与底盘间各种载荷的重要部件，其本身刚度并不大，主要依赖支承它的底盘和转台的结构刚度。从理(lǐ)论上讲，转台的理(lǐ)想结构為(wèi)大刚度的圆筒状，以便能(néng)让转台所受的载荷均匀分(fēn)布，但受整机高度限制不可(kě)能(néng)做到。对转台进行的有(yǒu)限元分(fēn)析结果表明，转台与回转支承相连的底板变形较大，大偏载工况下更為(wèi)严重，致使载荷集中作用(yòng)在小(xiǎo)部分(fēn)滚子上，从而加大了单个滚子所受到的压力；尤為(wèi)严重的是转台结构的变形会改变滚子与滚道的接触状况，大大减少接触長(cháng)度并导致接触应力大幅增加。而目前广泛采用(yòng)的接触应力和静容量的计算方法，都是以回转支承均匀受力、且滚子有(yǒu)接触長(cháng)度為(wèi)滚子長(cháng)度的８０％為(wèi)前提的。显而易见，这种前提是不符合实际情况的。这也是导致回转支承易于损坏的另个原因。
（３）热处理(lǐ)状态的影响
回转支承本身的加工质量受制造精度、轴向间隙和热处理(lǐ)状态的影响很(hěn)大，这里容易忽略的因素是热处理(lǐ)状态的影响。显然，要使滚道表面不产生裂纹及压陷，就要求滚道表面除具有(yǒu)足够的硬度而外，还必须具有(yǒu)足够的硬化层深度和心部硬度。据外资料介绍，滚道硬化层深度应随滚动體(tǐ)的增大而加厚，深可(kě)超过６ ｍｍ以上，心部硬度也应较高，这样滚道才会有(yǒu)较高的抗压溃能(néng)力。所以回转支承滚道表面淬硬层深度不足，心部硬度偏低，也是造成其损坏的原因之。
二、改进对策：
（１）通过有(yǒu)限元分(fēn)析，适当加大转台与回转支承相连部位的板材厚度，以便提高转台的结构刚度。
（２）对大直径回转支承进行设计时，应适当加大安系数；适当增加滚子的数量也可(kě)以改善滚子与滚道的接触状况。
（３）提高回转支承的制造精度，重点放在热处理(lǐ)工艺上。可(kě)降低中频淬火速度，力求获得较大的表面硬度和淬硬深度，防止滚道表面出现淬火裂纹
