在汽車起重機、挖掘機等各類工程機械中，回轉(zhuǎn)支承是傳遞轉(zhuǎn)臺與底盤之間的軸向載荷、徑向載荷和傾翻力矩的重要部件。
  在輕載工況時，它能正常工作，自如地旋轉(zhuǎn)。但在重載時，尤其是在起重量及幅度時，重物回轉(zhuǎn)困難，甚至根本不能回轉(zhuǎn)以致卡死。此時通常采取減小幅度、調(diào)整支腿或移動底盤位置等方法使車身傾斜，以幫助實現(xiàn)重物的回轉(zhuǎn)運動，完成預定的起重等作業(yè)。所以在檢修工作中往往會發(fā)現(xiàn)回轉(zhuǎn)支承滾道已嚴重損壞，內(nèi)座圈兩側和作業(yè)區(qū)前方下滾道產(chǎn)生沿滾道方向的環(huán)形裂紋，處座圈上滾道受力區(qū)域發(fā)生壓陷，并在整個壓陷區(qū)產(chǎn)生徑向龜裂
  、回轉(zhuǎn)支承損壞原因探討：
  （１）安系數(shù)的影響
  回轉(zhuǎn)支承經(jīng)常在低速大載荷工況下運轉(zhuǎn)，其承載能力般可用靜容量表示，額定靜容量記為Ｃ0 a。所謂靜容量是指滾道變形量δ達到３ｄ０ /１０ ０００時回轉(zhuǎn)支承的承載能力，ｄ０為滾動體直徑。外載荷的組合般都用當量載荷Ｃｄ來表示。靜容量與當量載荷之比稱為安系數(shù)，記為ｆｓ，這是設計和選用回轉(zhuǎn)支承的主要依據(jù)。

  當采用校核滾柱與滾道間接觸應力的方法設計回轉(zhuǎn)支承時，取許用線接觸應力〔σｋ線〕＝２．０～２．５×１０２ ｋＮ/ｃｍ。目前，大多數(shù)廠家均根據(jù)外載荷的大小對回轉(zhuǎn)支承進行選型計算。據(jù)現(xiàn)有資料介紹，目前小噸位起重機回轉(zhuǎn)支承較之大噸位起重機回轉(zhuǎn)支承的接觸應力要小，實際安系數(shù)較高。而起重機噸位越大，則其回轉(zhuǎn)支承直徑越大，制造精度越低，其安系數(shù)實際上反而較低，這就是大噸位起重機回轉(zhuǎn)支承比小噸位起重機回轉(zhuǎn)支承更容易損壞的根本原因。目前普遍認為，４０ ｔ以上起重機的回轉(zhuǎn)支承，其線接觸應力不應超過２．０×１０２ ｋＮ/ｃｍ，安系數(shù)應不小于１．１０。

  （２）轉(zhuǎn)臺結構剛度的影響
  回轉(zhuǎn)支承是傳遞轉(zhuǎn)臺與底盤間各種載荷的重要部件，其本身剛度并不大，主要依賴支承它的底盤和轉(zhuǎn)臺的結構剛度。從理論上講，轉(zhuǎn)臺的理想結構為大剛度的圓筒狀，以便能讓轉(zhuǎn)臺所受的載荷均勻分布，但受整機高度限制不可能做到。對轉(zhuǎn)臺進行的有限元分析結果表明，轉(zhuǎn)臺與回轉(zhuǎn)支承相連的底板變形較大，大偏載工況下更為嚴重，致使載荷集中作用在小部分滾子上，從而加大了單個滾子所受到的壓力；尤為嚴重的是轉(zhuǎn)臺結構的變形會改變滾子與滾道的接觸狀況，大大減少接觸長度并導致接觸應力大幅增加。而目前廣泛采用的接觸應力和靜容量的計算方法，都是以回轉(zhuǎn)支承均勻受力、且滾子有接觸長度為滾子長度的８０％為前提的。顯而易見，這種前提是不符合實際情況的。這也是導致回轉(zhuǎn)支承易于損壞的另個原因。
  （３）熱處理狀態(tài)的影響
  回轉(zhuǎn)支承本身的加工質(zhì)量受制造精度、軸向間隙和熱處理狀態(tài)的影響很大，這里容易忽略的因素是熱處理狀態(tài)的影響。顯然，要使?jié)L道表面不產(chǎn)生裂紋及壓陷，就要求滾道表面除具有足夠的硬度而外，還必須具有足夠的硬化層深度和心部硬度。據(jù)外資料介紹，滾道硬化層深度應隨滾動體的增大而加厚，深可超過６ ｍｍ以上，心部硬度也應較高，這樣滾道才會有較高的抗壓潰能力。所以回轉(zhuǎn)支承滾道表面淬硬層深度不足，心部硬度偏低，也是造成其損壞的原因之。
  二、改進對策：
  （１）通過有限元分析，適當加大轉(zhuǎn)臺與回轉(zhuǎn)支承相連部位的板材厚度，以便提高轉(zhuǎn)臺的結構剛度。
  （２）對大直徑回轉(zhuǎn)支承進行設計時，應適當加大安系數(shù)；適當增加滾子的數(shù)量也可以改善滾子與滾道的接觸狀況。
  （３）提高回轉(zhuǎn)支承的制造精度，重點放在熱處理工藝上。可降低中頻淬火速度，力求獲得較大的表面硬度和淬硬深度，防止?jié)L道表面出現(xiàn)淬火裂紋