《挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)畢業(yè)設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)畢業(yè)設(shè)計(jì)（55頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 斗容 1m3挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 2015 年6 月 摘 要 近年來，我國的基建工程有日益增多的趨勢(shì)， 國家也要大力發(fā)展基建工程來拉動(dòng)經(jīng)濟(jì)增長，而挖掘機(jī)作為土方施工必不可少的機(jī)械設(shè)備， 將在我國的基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)方面發(fā)揮舉足輕重的作用。 挖掘機(jī)在進(jìn)行作業(yè)時(shí)，其回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)要承受軸向載荷，徑向載荷，和傾覆力矩，對(duì)其剛度，強(qiáng)度與穩(wěn)定性就有一定的要求。 所以，挖掘機(jī)的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)對(duì)保持挖掘機(jī)整體的穩(wěn)定性方面有重要作用， 對(duì)挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的研究有助于國家發(fā)展各種不同類型的挖掘機(jī)。 針對(duì)斗容 1m3

2、挖掘機(jī)的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)，我進(jìn)行了驅(qū)動(dòng)方案分析，回轉(zhuǎn)支承選型設(shè)計(jì)，回轉(zhuǎn)速度控制及制動(dòng)方案與制動(dòng)器設(shè)計(jì)， 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)各部件的受力校核及選型，還采用了有限元方法來進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。 國內(nèi)的挖掘機(jī)廠商對(duì)國內(nèi)市場(chǎng)的把握還不夠大， 對(duì)挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的不斷優(yōu)化對(duì)國內(nèi)廠商制造更大更多類型的挖掘機(jī)有重要的意義。 關(guān)鍵詞：機(jī)械設(shè)備；挖掘機(jī)；回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)；有限元 第一章緒 論 1.1 液壓挖掘機(jī)及其回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)介紹 液壓挖掘機(jī)是一種多功能周期作業(yè)的土方機(jī)械 ,廣泛應(yīng)用于交通運(yùn)

3、輸， 水利工 程，礦山采掘和電力工程等機(jī)械施工中。 它的工作過程先是以鏟斗的切割刃切削 土壤，裝滿后再提升、 回轉(zhuǎn)至卸土位置， 把土卸空后鏟斗再回原來位置開始下一次作業(yè)，如此循環(huán)。 所以挖掘機(jī)對(duì)于對(duì)于減輕工人繁重的體力勞動(dòng)，加快施工進(jìn)度，提高施工機(jī) 械化水平，促進(jìn)各項(xiàng)建設(shè)事業(yè)的發(fā)展，都起著很大的作用。一臺(tái)斗容 1m3 挖掘機(jī)每班的生產(chǎn)率基本上等于 300-400 個(gè)工人一天的工作量。 所以很有必要大力發(fā)展液壓挖掘機(jī)， 提高其工作性能， 讓其更好地提高生產(chǎn)率， 為國民建設(shè)與國民經(jīng)濟(jì)服務(wù)。 挖掘機(jī)的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)由回轉(zhuǎn)支承、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)臺(tái)和液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)等

4、組成?；? 轉(zhuǎn)支承的內(nèi)外座圈間設(shè)有滾動(dòng)體， 其底座跟帶齒的內(nèi)座之間用螺栓連接， 外座圈跟轉(zhuǎn)臺(tái)用螺栓連接。挖掘機(jī)工作裝置上的各種載荷與力矩經(jīng)過回轉(zhuǎn)支承傳給底 架?；剞D(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的小齒輪既能繞自身自轉(zhuǎn)又能繞轉(zhuǎn)臺(tái)中心公轉(zhuǎn)， 帶動(dòng)轉(zhuǎn)臺(tái)繞底架回轉(zhuǎn)，相當(dāng)于行星機(jī)構(gòu)。 1.2 國內(nèi)外發(fā)展概況 工國外發(fā)達(dá)國家在挖掘機(jī)技術(shù)上一直處于領(lǐng)先優(yōu)勢(shì)，他們從 20 世紀(jì) 80 年代 就開始生產(chǎn)特大型挖掘機(jī)，例如，美國生產(chǎn)的斗容 132m3的步行式拉鏟挖掘機(jī)， 斗容 50-150m3剝離用挖掘機(jī)； B-E（布比賽路斯 -伊利）公司生產(chǎn)的斗容量 107m 3的剝離用挖掘機(jī)， 斗容

5、量 168.2m3的步行式拉鏟挖掘機(jī)等。 從 20 世紀(jì)后期開始， 國際上挖掘機(jī)的生產(chǎn)向微型化、 多功能化、大型化、專用化和自動(dòng)化的方向發(fā)展。 國內(nèi)的挖掘機(jī)生產(chǎn)商雖然要有很強(qiáng)的創(chuàng)新意識(shí)， 并且要針對(duì)市場(chǎng)與用戶的各 種要求來開發(fā)出新一代挖掘機(jī)的變型產(chǎn)品（如高原型車、焊接車等），爭(zhēng)取步入 大型挖掘機(jī)市場(chǎng)，不能只依靠國外進(jìn)口，把握市場(chǎng)方向。同時(shí)，國內(nèi)的廠商要提 高用戶服務(wù)，樹立良好的品牌形象，力求企業(yè)與用戶實(shí)現(xiàn)雙贏局面。只有這樣， 國內(nèi)廠商才可能慢慢把失去的市場(chǎng)份額奪過來。 1.3 本設(shè)計(jì)的目的和意義 目前我國及發(fā)展中國

6、家的基礎(chǔ)工程建設(shè)相當(dāng)多， 挖掘機(jī)的產(chǎn)銷量很大。 作為工程機(jī)械應(yīng)用專業(yè)的學(xué)生， 通過此設(shè)計(jì)，可以很全面地掌握挖掘機(jī)的構(gòu)造和作業(yè) 環(huán)境及要求；掌握產(chǎn)品設(shè)計(jì)思路與方法； 鍛煉其綜合運(yùn)用機(jī)械類基礎(chǔ)知識(shí)解決實(shí) 際問題的能力和提高對(duì)計(jì)算機(jī)軟件的應(yīng)用水平； 本設(shè)計(jì)要求完成上臺(tái)車回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu) 方案設(shè)計(jì)及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 研究內(nèi)容包括，驅(qū)動(dòng)方案分析確定，傳動(dòng)設(shè)計(jì)，回轉(zhuǎn)支承選型設(shè)計(jì)，回轉(zhuǎn)速 度控制及制動(dòng)方案與制動(dòng)器設(shè)計(jì)。 1.3 研究的基本思路與采用的方法 通過查閱相關(guān)資料進(jìn)行回轉(zhuǎn)馬達(dá)與回轉(zhuǎn)支承的選型，計(jì)算嚙合齒輪參數(shù)，計(jì)算液壓系統(tǒng)參數(shù)。

7、 結(jié)合三維建模及分析修改設(shè)計(jì)方案及結(jié)構(gòu)參數(shù)；標(biāo)準(zhǔn)件或選用總成要完成選型匹配計(jì)算，寫出具體的型號(hào)。 生成二維設(shè)計(jì)圖，按標(biāo)準(zhǔn)要求完成標(biāo)注、打印出二維設(shè)計(jì)圖； 第二章 方案設(shè)計(jì) 2.1 回轉(zhuǎn)方案選擇 1）高速方案：采用高速液壓馬達(dá)，經(jīng)過齒輪減速箱來帶動(dòng)小齒輪繞齒圈滾動(dòng)，從而使平臺(tái)回轉(zhuǎn)?？梢允褂?4 種回轉(zhuǎn)方案： 1 一級(jí)正齒輪和一級(jí)行星齒輪傳動(dòng) 2 兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng) 3 兩級(jí)正齒輪傳動(dòng) 4 一級(jí)正齒輪和兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng) 在高速軸上裝了機(jī)械制動(dòng)器，我國目前對(duì)一級(jí)行星齒輪傳動(dòng)和一級(jí)正齒輪和 兩級(jí)

8、行星齒輪傳動(dòng)進(jìn)行了系列化和專業(yè)化生產(chǎn)。 方案優(yōu)點(diǎn)：馬達(dá)采用了高速馬達(dá)，又加了齒輪減速機(jī)構(gòu)，可靠性效率都比較 高，同時(shí)又能降低成本縮小體積。設(shè)置了機(jī)械制動(dòng)器，不需要背壓補(bǔ)油，降低了 油液發(fā)熱與功率損失，可與軸向柱塞泵零件通用。 2）低速方案：這種馬達(dá)轉(zhuǎn)速比較低，但扭矩比較大，帶動(dòng)小齒輪并讓轉(zhuǎn)臺(tái) 回轉(zhuǎn)的時(shí)候，中間不用加減速器。這種方案采用的液壓馬達(dá)通常為靜力平衡式， 內(nèi)曲線式和星型柱塞式等。 不用經(jīng)過減速器驅(qū)動(dòng)的回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)多是內(nèi)曲線式的， 而 且這種馬達(dá)轉(zhuǎn)速低，扭矩大。 方案優(yōu)點(diǎn)：這種馬達(dá)傳動(dòng)比較簡單，起動(dòng)的時(shí)候制動(dòng)性能也比較好，零件比

9、 較少，可靠性比較好，對(duì)油污的敏感性也比較小。 為了經(jīng)濟(jì)性、可靠性和效率，選用了方案 2。 2.2 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)齒輪嚙合方案的確定 內(nèi)齒式齒輪嚙合結(jié)構(gòu)緊湊能節(jié)省尺寸，受外部環(huán)境影響小。而外齒式齒輪嚙 合傳動(dòng)受外部環(huán)境影響比較大， 比較浪費(fèi)橫向尺寸。 所以選用內(nèi)齒式齒輪嚙合傳 動(dòng)。 2.3 回轉(zhuǎn)軸承選型 （ 1）單排滾球式 滾道端面中心 d 偏滾珠中心而且滾道是圓弧形曲面的，滾道半徑 R=0.52d， 滾珠與滾道接觸角α (水平線與作用力的夾角 )一般 45°，所以可以傳各種方向的軸向、徑向載荷與傾覆力矩

10、。 （ 2）雙排滾球式 它的滾珠分了 2 排，下排比上排收到的載荷小，所以下排滾珠比較小。接觸角α (水平線與作用力的夾角 )=90°，所以能承受很大的軸向載荷與傾覆力矩。 （ 3）交叉滾柱式 滾動(dòng)體做成了圓錐或圓柱形，接觸角常為 45°，相鄰滾珠軸線交叉排列， 滾道做成平面的，可以傳遞各種方向的載荷與力矩。 （ 4）組合滾子式 跟雙排滾珠式類似，帶第三排滾珠直于上、下兩排滾柱，能傳遞徑向載荷。 主要用在直徑與受到的載荷都比較大的大型的液壓挖掘機(jī)上。 現(xiàn)實(shí)應(yīng)用最廣泛的是上述（ 1）（ 2）（ 3） 3 種。 縱

11、觀液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)支承發(fā)展歷程，開始采用的雙排異徑球式，后來發(fā)展成 用單排交叉滾柱式， 近來單排四點(diǎn)接觸球式得到了迅速的發(fā)展。 對(duì)比這三種回轉(zhuǎn)支承，單排四點(diǎn)接觸球式的全部滾動(dòng)體都能同時(shí)分擔(dān)載荷， 而另外兩種只有一般滾動(dòng)體可以承受載荷，所以其靜容量遠(yuǎn)超另外兩種。 綜合以上結(jié)論， 此次的液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)軸承的選型選用單排四點(diǎn)接觸球式滾 動(dòng)軸承式， 2.4 滾動(dòng)軸承式回轉(zhuǎn)支承的系列標(biāo)準(zhǔn)及其具體選型 滾動(dòng)軸承式回轉(zhuǎn)支承，不少國家已有系列標(biāo)準(zhǔn)，由專門的軸承廠制造，主機(jī) 成更具用途選用即可。 我國制定的滾動(dòng)支撐系列標(biāo)準(zhǔn)分兩大類，六種結(jié)構(gòu)形式

12、，四十種規(guī)格。 第一類或稱第一系列為接觸角 45o ，滾柱按 1：1 排列的交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承， 以代號(hào)“ HJ”表示。 第二類或稱為第二系列為接觸角 45o 的四點(diǎn)接觸球式回轉(zhuǎn)支承， 以代號(hào)“HS” 表示。 每一類按座圈不帶齒（代號(hào)“ B”），帶外齒（代號(hào)“ W”）和帶內(nèi)齒（代號(hào) “ N”）的不同分為三種結(jié)構(gòu)形式。 每一類按滾道中心直徑的大小分為二十種規(guī)格。 例如 HJN-2820表示滾道中心直徑 D0 2820mm ，具有內(nèi)齒機(jī)構(gòu)形式的交叉 滾柱式回轉(zhuǎn)支承。 我國指定的滾動(dòng)軸承職稱系列標(biāo)準(zhǔn)有一下特點(diǎn)：

13、 1. 尺寸參數(shù)比較齊全（滾道中心直徑范圍是 625 4540mm），符合主機(jī)系列，可滿足發(fā)展需要； 2. 兩種系列的安裝尺寸，毛胚尺寸完全相同，可以互換： 3. 齒輪有兩種模數(shù)以滿足不同的主機(jī)需要， 內(nèi)外齒的原始齒形均為標(biāo)準(zhǔn)型 （即壓 力角 0 20o ，齒頂高系數(shù) f0 1，齒頂間隙系數(shù) C0 0.25 ）. 為了減少小齒輪齒 數(shù)，提高其承載能力，改善傳動(dòng)性能，內(nèi)齒式采用高度變位（變位系數(shù) +0.35 ），外齒式采用角度變位（當(dāng)大齒圈齒數(shù)為 95— 116 時(shí)變位系數(shù)取 +1.0 ；當(dāng)齒數(shù)為 117— 136 時(shí)取 +1.15 ；當(dāng)齒數(shù)等于和大于 1

14、37 時(shí)取 +1.4 ） 4. 滾動(dòng)體材料為 GCr15及 GCr15SiMn,表面硬度為 HRC61—55. 座圈材料為 50Mn,50SiMn，5CrMnMo 等，滾道表面硬度為 HRC55—65，硬化層深度為 35mm. 參考《單斗液壓挖掘機(jī)》表 3-2 滾動(dòng)軸承式回轉(zhuǎn)支承參數(shù)系列，初步選取四 點(diǎn)接觸球式滾動(dòng)回轉(zhuǎn)支承 HSN 880 系列，其基本技術(shù)參數(shù)如下 : 滾道中心直徑： D 0 880mm 外形尺寸： D 1000mm d 760mm H 95mm h 12.5mm 安裝尺寸： Du 956

15、mm Dn 800mm n 24 20mm 內(nèi)齒參數(shù)： De 718.18 mm df 728mm m 10mm Z2 18 x1 0.35 L 70mm 四點(diǎn)接觸球式滾動(dòng)回轉(zhuǎn)支承滾球尺寸： d0 40mm C 0 a 2160kN 接觸角 45 圖 2.1 回轉(zhuǎn)支承 2.5 主要性能參數(shù) 斗容量 1M 3 整機(jī)使用質(zhì)量（含配重） 30000 ㎏ 其中預(yù)估： 上車 19900 ㎏ 下車 9

16、100 ㎏ 柴油機(jī)  型號(hào)  SAA6D102E-2 額定功率  125/2100 行駛速度范圍 : 低速范圍 高速范圍 最大爬坡角 軌距 每側(cè)履帶接地尺寸 運(yùn)輸工況外形尺寸  V V 35 2380 mm (長×寬) ( 長×寬×高 )  I =0～ 3.1 km/h Ⅱ=0～5.5 km/h o 6470 × 2980 mm 9865

17、 × 2980× 3015 液壓系統(tǒng)參數(shù) : 鏟斗油缸 - 個(gè)數(shù)×缸徑×行程 (mm) 130×1020×90 回轉(zhuǎn)液壓回路 (Mpa) 28.4 控制液壓回路 (Mpa) 3.2 先導(dǎo)油路 斗桿油缸 - 個(gè)數(shù)×缸徑×行程 (mm) 140×1635×100 動(dòng)臂油缸 - 個(gè)數(shù)×缸徑×行程 (mm) 130×1335×90 行走液壓回路 (Mpa) 37.3 主泵最大流量 (L/min) 439 第三章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.1 回轉(zhuǎn)支承的受力分析 決

18、定回轉(zhuǎn)支承壽命的主要是靜容量，因?yàn)槠涑Ｔ诘退俅筘?fù)荷下運(yùn)轉(zhuǎn)。 為了研究滾動(dòng)軸承式回轉(zhuǎn)支承的受力狀態(tài)，求出滾動(dòng)體受的最大作用力，以 便與驗(yàn)算滾道與滾動(dòng)體間的接觸強(qiáng)度?；剞D(zhuǎn)支撐的座圈是一個(gè)多支點(diǎn)彈性體 ,主 要以滾動(dòng)體為支點(diǎn)，承受著傾覆力矩 M 徑向載荷 Fr 以及軸向載荷 Fa 的共同作用。設(shè)內(nèi)座圈與底架固定，外座圈與轉(zhuǎn)臺(tái)固定，轉(zhuǎn)臺(tái)經(jīng)外座圈，滾動(dòng)體，內(nèi)座圈到底架是力的傳遞路線，如下圖 2.3 所示。 圖 3.1 回轉(zhuǎn)支承受力簡圖 內(nèi)外座圈間的內(nèi)力分布跟制造方法有關(guān)，為了

19、計(jì)算的簡化，假設(shè)： 受力變形只發(fā)生在滾動(dòng)體與滾道接觸處， 內(nèi)外座圈為絕對(duì)剛體； 滾道與滾動(dòng)體接 觸良好，無加工誤差，無徑向間隙和軸向間隙。 用在滾動(dòng)體上的軸向、 徑向載荷與傾覆力矩的疊加內(nèi)力進(jìn)行計(jì)算， 經(jīng)過分析后得出挖掘機(jī)在直立狀態(tài)下受到的載荷為最大。 總軸向力 V=23KN 徑向力的分析包括了小齒輪與齒圈間嚙合力  P嚙 和風(fēng)力  P風(fēng) 和慣性作用下產(chǎn)生 的離心力 P離 P嚙 3 M 額 1 43KN i D cos P風(fēng) C Kh q

20、 F 520公斤 5.2KN 其中 C——風(fēng)載體型系數(shù)取 0.7 Kh——高度休整系數(shù)取 1 q——風(fēng)壓值取 25 公斤 /m2 F——迎風(fēng)面 P離 按照外傾 5°來進(jìn)行計(jì)算 : G i L i n 2 P離 = 900 2 4 （ ） 900 2.5 10 6 4.1 20 5 1 0.97 22 4.12 3 2.7 0.6 2.3 1.2 1.21 4 0.61 / ≈ 1.37KN 所以 H總 = P嚙 + P風(fēng) + P離 ≈5.2+1.37+43≈50

21、KN 各力對(duì)回轉(zhuǎn)中心取距的傾斜力矩 M 為 M G i L i 離 風(fēng) i R i ≈ 391KN.m P i hi F 3.2 靜載系數(shù)的確定 一般用回轉(zhuǎn)支承的靜、動(dòng)容量來決定回轉(zhuǎn)支承的負(fù)荷能力，動(dòng)容量指回轉(zhuǎn)支 承回轉(zhuǎn) 100 萬轉(zhuǎn)不會(huì)疲勞破壞出現(xiàn)裂紋的能力， 而靜容量指回轉(zhuǎn)支承的滾動(dòng)體與 滾道接觸處在靜負(fù)荷的作用下的永久變形量之和到了滾動(dòng)體直徑的萬分之一但 不影響回轉(zhuǎn)支承正常運(yùn)轉(zhuǎn)的能力。 挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)速度比較低，所以只需要計(jì)算其回轉(zhuǎn)支承的靜容量。這種回轉(zhuǎn)支 承的承載

22、角 α 45o ，其靜態(tài)參照載荷計(jì)算可以參照以下公式： Fa′=（Fa +2 Fr）Fs ≈ 258t 其中 Fa——軸向力 Fr——徑向力 Fs——靜載系數(shù)取 1.25 4 M ′=M F s≈ 79×10 N·m M ——傾斜力矩 計(jì)算安全系數(shù) : 軸向 E 額定靜負(fù)荷容量為 :Coa=3000KN 4.5M Gp 2.5Hp sin r 當(dāng)量軸向載荷 :Cp= D cos r≈ 2296KN 所以 f s Coa ≈ 1.31 Cp 查挖掘機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)知 ,安全系數(shù)在

23、1.20~1.35之間符合設(shè)計(jì)要求 3.3 回轉(zhuǎn)支承的選型 經(jīng)過計(jì) 算 初步 選擇 支承 ： QNA1600-40 內(nèi) 嚙合 式的 , 模 數(shù) m=12, 齒數(shù) z=116,D 內(nèi)圈 =1600, D外圈 =1744，N 表示內(nèi)齒式， 40 表示滾球直徑， 1600 代表它的 回轉(zhuǎn)滾道中心直徑為 1600mm。 JB2300-84 給出了所選支承的承載曲線圖，圖中標(biāo)出了（ Fa′， M ′）坐標(biāo)，并且在靜態(tài)承載力曲線下面。所以，選擇的支承型號(hào)符合要求。 m . M 矩 力 覆 傾

24、 軸向力 圖 3.1 QNA1600-40 承載曲線圖 確定滾動(dòng)體的數(shù)目： Z=D π/d-0.5≈127 3.4 最大接觸應(yīng)力校核 滾動(dòng)體所受載荷分別為： Pv=V/z≈ 5KN Phmax=KH/iz≈ 1.86KN(i=1) Pmmax=KM/zD ≈6.8KN 該支承滾珠接觸角為 45 度，承受的最大等效載荷為： Nmax= Pv/sinβ+ Phmax/cosβ+ Pmmax/ sinβ≈ 75KN ≈ 1928 公斤最大接觸點(diǎn)應(yīng)力：

25、 點(diǎn) max 40003 N max r換 2 ≈10000公斤 / 厘米 2 式中： Nmax ——最大的正應(yīng)力； r換 ——接觸處的換算曲率半徑； 1 4 2cos 1 其中： r換 d D d cos r ≈0.09 查設(shè)計(jì)手冊(cè)可知當(dāng) HB<300 時(shí) [ max ] 24000 ~ 3000 校核成立。 3.5 支撐連接螺栓強(qiáng)度計(jì)算 （ 1）連接螺栓的最大工作載荷 P0 計(jì)算 P0=4M/nD+F a/n 式中 M ——傾覆力矩，根據(jù)前面計(jì)算得 M=628KN.m F

26、a——軸向力，根據(jù)前面計(jì)算得 Fa =560KN D——螺栓分布圓直徑，根據(jù)回轉(zhuǎn)支承型號(hào)查得 D=1540mm n——螺栓分布的個(gè)數(shù)，根據(jù)回轉(zhuǎn)支承型號(hào)查得 n=40 故  P0=4M/nD+F a/n =28.79KN （ 2） 連接螺栓預(yù)緊力的計(jì)算 為防止座圈與支撐面之間存在間隙，提高連接螺栓疲勞強(qiáng)度，通常都設(shè)置較大的預(yù)緊力，其大小如下： Py=ky P0 （1-χ） 其中 χ——工作載荷分配系數(shù)，對(duì)于不用彈簧墊圈的高強(qiáng)度螺栓通常取 0.25 ky——接合面緊密性安全系數(shù)，一般取 ky

27、≥1.5～2.0，在此取 2 故 Py y 0（ χ） =k P 1- =43.19KN 螺栓上的預(yù)緊應(yīng)力σ y=10 Py／ F1 其中 F1 ——螺紋根部的斷面積。 F1 = d2π／ 4=0.252π／ 4=0.05N 故 σy=10 Py／ F1 = 10×15.9× 1000/0.05=3Mpa 螺栓的預(yù)緊應(yīng)力通常是σ y 0.5～ 0.7σs，其中 σs為螺栓的屈服極限查得螺栓的屈服極限 σs為 15Mpa，故符合預(yù)緊力要求。 （ 3）螺栓最大計(jì)算載荷 Pj= py pg x ≈50.4KN

28、 （ 4） 螺栓強(qiáng)度計(jì)算 nt s nt s p j / F1 〉1.2~1.5 p j / F1 ≈ 3.35 靜強(qiáng)度安全系數(shù)： 計(jì)算 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)： n 1R / a2~3 計(jì)算 n 1R /a ≈ 5.6 3.6 回轉(zhuǎn)齒輪強(qiáng)度校核 挖掘機(jī)轉(zhuǎn)臺(tái)轉(zhuǎn)速比較低，傳動(dòng)比比較大，其回轉(zhuǎn)齒輪為開式，其主要破壞形 式為疲勞彎曲破壞，所以只需要對(duì)驅(qū)動(dòng)小齒輪做彎曲強(qiáng)度計(jì)算。 計(jì)算最大彎曲應(yīng)根據(jù)力δ F max 直齒圓柱齒輪齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算公式即 δF max

29、= M PU q 103 （ ） W bme MPa PU—— 運(yùn)轉(zhuǎn)中出現(xiàn)在分度圓上最大圓周嚙合力（ KN） P 2M U 2 1.5 50 KN U= 0.005 12 mZ M U ——油馬達(dá)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的額定輸出扭矩， M U =1.5KN.m m——齒輪模數(shù)， m=5mm Z——小齒輪齒數(shù)， Z=12 q——齒形系數(shù)。根據(jù)齒數(shù) Z=12，變位系數(shù) X=+0.15，由曲線圖查得 q=3 b——齒寬， b=45mm e——影響載荷系數(shù)，取 e=1.25

30、 將上述參數(shù)代入 3-6 式得： F max = M PU q 103 50 3 10 3 W = 0.045 0.005 533MPa bme 1.25 齒根疲勞極限應(yīng)力 Flin ： Flin=Flinb * Yn * Yx/ Ysr * SF min （MPa ） （ 3.7） 式中 YN ——壽命系數(shù)，由壽命系數(shù)圖查得： YN =1.9 SF min ——彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)，由表查得： SF min =1.5 YX ——尺寸系數(shù)，由尺寸系數(shù)圖查得：

31、YX =1 Ysr ——相對(duì)應(yīng)力集中系數(shù)，由系數(shù)圖查得： Ysr =0.88 由 2-7 式計(jì)算得： Flin =525×1.9 × 1/0.88 × 1.5=755.67MPa 計(jì)算結(jié)果表明： F max Flin ，齒根抗彎強(qiáng)度足夠。 3.7 回轉(zhuǎn)軸承齒輪設(shè)計(jì) 3.7.1 參數(shù)選擇 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)速度不是很快， 其沖擊很輕微，取 7 級(jí)的精度，采用軟 -軟齒面組合。 查表選擇小齒輪的材料為調(diào)質(zhì)處理過的 40Cr 鋼，硬度 241～286HBS;大齒輪選擇 調(diào)質(zhì)處理過的材料為 Z

32、G42SiMn 鑄鋼，硬度 190～240 HBS； 粗選取 Z1 =127， Z 2 =117（參考已有的產(chǎn)品） i Z 2 117 9.75 Z1 12 由表取齒寬系數(shù) d =0.6，按軟齒面齒輪對(duì)稱安裝。 3.7.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度 齒面接觸疲勞強(qiáng)度的計(jì)算公式 (1) 初選載荷系數(shù)，計(jì)算名義轉(zhuǎn)矩 T1 =3000 N M 由表查得使用系數(shù) K A=1.75 。由圖試取動(dòng)載荷系數(shù) Kv=1.18。由表，按齒 輪在兩軸承中間對(duì)稱布置， 7 級(jí)精度，初取 KHβ =1.

33、3 。由表按齒面未硬化，直齒 輪， 7 級(jí)精度， ，初取 KHα=1.3 。 (2)初選系數(shù)和參數(shù) 因選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪， 初選重合度系數(shù) Zε =0.9，節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH =2.5，查手冊(cè)確定彈性系數(shù) ZE=188.9。 齒面接觸許用應(yīng)力 查手冊(cè)可知： 齒輪材料接觸疲勞極限應(yīng)力 σ Hlim1 =800MPa，σ Hlim2 =560MPa 。 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 查手冊(cè)可知： 接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) ZN（允許有一定量點(diǎn)蝕）為： ZN

34、1=0.95，ZN2=1.03。 查手冊(cè)取安全系數(shù) SH =1。 (3) 齒輪分度圓直徑等主要幾何尺寸的計(jì)算 3 2 2.95 3 106 9.75 1 （ 188.9 0.9 2 148.67mm d1 0.6 9.75 576.8 ） mm b= d d1 =0.4 148.67=60mm 取小齒輪與大齒輪的寬度 b1 =85mm， b2 =80mm b1 85 m 12

35、d Z1 0.6 12 取 m=12 中心距 a m( z2 z1 ) / 2 630mm 分度圓直徑 d1 mz1 144mm， d 2 mz2 1404mm 基圓直徑 db1 d1 cos 135.32mm， db 2 d2 cos 1319.32mm 齒頂圓直徑 d a1 d1 2m(h x) 173.93mm， d a 2 d2 2h(m x) 1385mm 齒根圓直徑 d f 1 d1 2m(h c) 118.8mm， d f 2 d 2 2m( h c) 1440mm 重合度 1

36、 arccos(db1 / d a1 ) 38.92’， 2 arccos(db 2 / da2 ) 17.69’ z1 (tan a1 tan a) z2 (tan a2 tan a) 1.69 2 (4) 由計(jì)算結(jié)果來校核前面得假設(shè)正確與否 Ft 2T1 2 3 106 d1 41667N 144 查手冊(cè)得 合理，取 因 d =0.6， b=200， 7 級(jí)精度，對(duì)稱布置，查手冊(cè)得 。 計(jì)算載荷系數(shù) 按 ，查手冊(cè)查得 。

37、標(biāo)準(zhǔn)齒輪，節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 。 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 h Ze Z h Z s 2.935 46667 9.75 1Mpa 550.6Mpa < hp =576.8Mpa 850 144 9.75 所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度是安全的。 3.7.3 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 其計(jì)算公式為 (1) 確定載荷系數(shù) 查手冊(cè) kF 1.33。 則 (2)確定參數(shù) 經(jīng)過查手冊(cè)，小齒輪齒形系數(shù) ，大齒輪齒形系數(shù) 。 查手 冊(cè)可 知；小齒輪應(yīng)力修

38、正系數(shù) ，大齒輪應(yīng)力修正系數(shù) ； 重合度系數(shù) 。 (3) 確定彎曲疲勞許用應(yīng)力彎曲疲勞許用應(yīng)力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力 ，  。 查得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的壽命系數(shù)：  ，  ；取應(yīng)力修正系 數(shù) ；查手冊(cè)查得尺寸系數(shù)  ，安全系數(shù)  。 (4) 校核齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度比較 按大齒輪來校核

39、 彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。 3.8 轉(zhuǎn)臺(tái)運(yùn)動(dòng)分析 圖 3.2 轉(zhuǎn)臺(tái)運(yùn)動(dòng)特性 3.8.1 起動(dòng)加速過程 圖 3.3 起動(dòng)泵時(shí) w 與 t 關(guān)系

40、 圖 3.4 泵起動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)角與 t 關(guān)系 在考慮啟動(dòng)階段的回轉(zhuǎn)阻力時(shí)，忽略風(fēng)與在傾斜度比較大的坡道上作業(yè)的 影響，摩擦阻力矩比較小， 占不到總起動(dòng)力矩的百分之五， 所以可以忽略而只考慮慣性阻力矩。假定起動(dòng)力矩在起動(dòng)的時(shí)候一直不變： M S 常數(shù)（ rad/s） （ 3-1） J 根據(jù)式 3-1 和圖 3.3 的坐標(biāo)系建立角速度 x 對(duì)時(shí)間 t 的微分方程 d x dt

41、 其通解 x t C 當(dāng) t 0 時(shí) , x 0，解得 C 0 固特解 x M Sk ?t (3-2) J 當(dāng) t tQ 時(shí) x Q 即 Q M S k ?tQ ( rad/s) (3-3) J 或 tQ J ( s ) （3-4） ? Q M Sk 根據(jù)式 3-2 和圖 3.4 的坐標(biāo)系建立較

42、x 對(duì)時(shí)間 t 的微分方程 d x x M Sk ? t dt J 其通解 x M Sk ? t2 C 2J 當(dāng) t 0 時(shí)， x 0，解得 C 0 固特解 x M S k ?t 2 2J 當(dāng) t tQ 時(shí)， x Q 即 Q M S k ?tQ 2J 2 Q （rad） (6-5) 2J 2M S k 起動(dòng)過程所耗功 A M S k ? Q

43、 1 ? J 2 起動(dòng)過程所耗功率  2 Q (6-6) N M S k ? Q (W) (6-7) 式中： J — 滿斗回轉(zhuǎn)時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（ kg·m2 ） Q 、 Q 、 tQ 分別是滿斗回轉(zhuǎn)時(shí)轉(zhuǎn)臺(tái)的轉(zhuǎn)臺(tái)角速度（ rad/s）、轉(zhuǎn)臺(tái)角 （ rad）、起動(dòng)時(shí)間（ s） 3.8.2 制動(dòng)減速過程 圖 3.5 表示采用液壓制動(dòng)的轉(zhuǎn)臺(tái)進(jìn)行液壓制動(dòng)時(shí)制動(dòng)力矩的變化。這時(shí)，通液壓泵與油箱的油路被斷開，油壓開始呈升高的趨勢(shì)，轉(zhuǎn)臺(tái)產(chǎn)生的慣性導(dǎo)致馬達(dá)的作用變?yōu)榱吮玫淖饔茫绻麎毫Φ陀谥苿?dòng)閥調(diào)定的壓力，馬達(dá)就

44、開始制動(dòng)。 在考慮制動(dòng)階段的回轉(zhuǎn)阻力時(shí)，忽略風(fēng)與在傾斜度比較大的坡道上作業(yè)的 影響，摩擦阻力矩比較小， 占不到總起動(dòng)力矩的百分之五， 所以可以忽略而只考 慮慣性阻力矩。假定制動(dòng)力矩在制動(dòng)的時(shí)候一直不變： B M B k 常數(shù)（ rad/s2 ） （3-8） J 圖 3.5 實(shí)測(cè)下轉(zhuǎn)臺(tái)的制動(dòng)力矩變化

45、 圖 3.6 制動(dòng)時(shí) w 與 t 關(guān)系 根據(jù)式 3-8 和圖 3.6 的坐標(biāo)系建立角速度 B 對(duì)時(shí)間 t B 的微分方程 d B M B k dt J 其通解 B M Bk ?tB C J 當(dāng) tB tZ 時(shí) B 0 解得C M B k ? tZ M B k ? tB J 固特解 B t B ( rad/s) (3-9)

46、 J 當(dāng) tB 0時(shí)，B Q 即 Q M B k ?t B (rad/s) (3-10) J 或 tZ J Q (s) (3-11) M Bk 令 C M B 則 M S tZ J Q (s) (3-12)

47、 M S kC 根據(jù)式 3-9 和圖 3.7 的坐標(biāo)系建立轉(zhuǎn)角 B 對(duì)制動(dòng)時(shí)間 t B 的微分方程 d B M B k (tZ tB ) dt J 其通解 B M B k (t Z tB ) 2 C 2J 當(dāng) tB 0 時(shí) B0解得C M Bk ? t 2Z 2J M B k (tZ M Bk ?t 2 故特解 B

48、tB ) 2 Z 2J 2J 圖 3.7 轉(zhuǎn)臺(tái)制動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)角與 t 關(guān)系 當(dāng) tB tZ 時(shí) BZ 即 Z M B k ?t 2 Z (rad) (3-13) 2J J 2 Q (rad) (3-14) 2M Bk J 2 Q (rad)

49、 （3-15） 2M SkC 3.8.3 勻速過程 轉(zhuǎn)臺(tái)轉(zhuǎn)的時(shí)間比較長，轉(zhuǎn)角比較大時(shí)可能會(huì)出現(xiàn)勻速過程，設(shè) 為轉(zhuǎn)臺(tái)只朝 一個(gè)方向回轉(zhuǎn)時(shí)轉(zhuǎn)角， y 為勻速階段的轉(zhuǎn)角， t y 為勻速回轉(zhuǎn)過程的時(shí)間，則 ( Q J 2 1 ) （3-16） y Z ) Q ( 1 2M S k Ck J 2 1 ) Q ( 1 t y Y 2M S k Ck （ 3-17） Q Q 3.

50、8.4 空斗時(shí)轉(zhuǎn)臺(tái)返回過程 對(duì)于空斗返回的過程，上面的公式雖然是在滿斗回轉(zhuǎn)狀態(tài)下導(dǎo)出的，只要將 滿斗時(shí)轉(zhuǎn)臺(tái)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 J 換為 J0 并選取不同的 Q ，就可以沿用上述公式。 (一) 對(duì)于用三角形速度圖 ' J0 2 max (3-18) Q 2M S k ' J0 2 max (3-19) Z 2M B k tQ' J0 max (3-20) M Sk tZ' J0 max (3-21) M S kC

51、(二) 對(duì)于梯形速度圖 J0 2 ' Q (3-22) Q 2M Sk J0 2 1 1 ' Q (3-23) y 2M S ( ) k Ck J0 2 ' Q (3-24) Z 2M B k tQ' J0 Q (3-25) M S k J0 2 1 1

52、 Q ( ) t y' 2M S k Ck (3-26) Q tZ' J0 Q (3-27) M SkC 通過以上的計(jì)算分析，我們的出了回轉(zhuǎn)平臺(tái)在轉(zhuǎn)動(dòng)過程中的轉(zhuǎn)動(dòng)角度、角加 速度、轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)間等一系列轉(zhuǎn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算公式，這為后面我們得出具體的數(shù)據(jù)奠 定了基礎(chǔ)。 3.9 轉(zhuǎn)臺(tái)最佳速度的分析計(jì)算 為了確定轉(zhuǎn)臺(tái)的最佳轉(zhuǎn)速，我們就需要知道確定最佳轉(zhuǎn)速的原則，那就是在 經(jīng)常使用的轉(zhuǎn)角范

53、圍之內(nèi)，在角加速度和回轉(zhuǎn)力矩不超過允許值的情況下，應(yīng)盡 可能縮短回轉(zhuǎn)時(shí)間。 另外，最佳轉(zhuǎn)速也與轉(zhuǎn)臺(tái)速度的圖是什么有關(guān)。一般常用具有勻速運(yùn)動(dòng)階段 的梯形速度圖和無勻速運(yùn)動(dòng)階段的三角形速度圖推導(dǎo)轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速的計(jì)算公式。 下面我就這兩種不同形式的速度圖加以具體介紹： 3.9.1 具有勻速運(yùn)動(dòng)階段的梯形速度圖的轉(zhuǎn)臺(tái)計(jì)算分析 回轉(zhuǎn)循環(huán)時(shí)間： T (tQ tQ' ) (t y t y' ) (tZ tZ' ) 2 J0(1 ) 2 Q ( 1 1 J 0(1

54、 ) Q 2M S ) J0 (1 ) Q k Ck M Sk Q M SkC J0(1 ) Q 1 1 ) 2 (s) (3-28) 2M S ( Ck k Q dT J0 (1 ) 1 1 2 0 d Q 2M S ( Ck

55、) k Q 所以， Q max 4M S (rad / s) (3-29) )( 1 J 0 (1 1 ) k Ck 又已知 Q ? n ， ? ，所以代入上式中可得 30 180 n nmax 6.37 M S (r / min)

56、 (3-30) )( 1 J0 (1 1 ) k Ck 又 N M S k Q (KW) 1000 0 所以， M S 1000N 0 ( ) k N ? m Q

57、 將上式代入 6-28 中可得， J 0(1 ) 2 Q T 1000N 2 0  1 1 2 ( ) k Ck Q J0 (1 ) 2 Q 1 ) 2 （3-31） 2000N (1 ( s) 0 C Q dT 2J0 (1 ) Q (1 1 2 0 d Q 200

58、0N 0 ) 2 C Q 所以， Q max 2000N 0 (rad / s) （3-32） 1 3 J0 (1 )(1 ) C 再將 Q ? n ， ? 代入上式中， 30 180 n nmax 3.

59、121 1000 N 0 (r / min) (3-33) 3 1 ) J0 (1 )(1 C 式中： N — 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)所需液壓功率（ KW ） 0 — 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)總效率； 1 ? 2 ? 3 ，其中 1 為回轉(zhuǎn)支承效率； 2 為減速 器效率； 3 為液壓馬達(dá)效率（包括容積效率和機(jī)械效率）； (這里我們?nèi)? 1 0.95 ， 2 0.95 ，

60、 3 0.95 ) J 1.6 ~ 1.8, 這里取為 1.78； J0 、 0 — 轉(zhuǎn)角， 的單位為弧度， 0 的單位為度。 3.9.2 具有無勻速運(yùn)動(dòng)階段三角形速度圖的轉(zhuǎn)臺(tái)最佳速度計(jì)算分析 對(duì)于定量泵驅(qū)動(dòng)空斗單向回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)角 ' 'J0 max 1 1 （rad ） (3-34) Q Z 2M S ( ) k Ck 所以， max 2M S (rad ) (3-35) 1 1 J

61、 0 ( kCk ) 或， nmax 3.19M S （ r / min) (3-35) J0( 1 1 ) k Ck 以 M S 1000 N 0 代入式 6-34 中得 k max J0 3 1 max (3-36) 2000N 0 (1 ) C

62、 所以， max 2000N 0 ( rad / s ) （ ） 3 1 6-37 J0 (1 ) C 或， nmax 1000N 0 （ 3-38） 3.121 （r / min) 3 J0(1 1 ) C

63、 在這種情況下，我們知道 ' ' Q ZQ Z 2 1 1 J 0 2 1 1 即 J0 Q ) max ) 2M S ( Ck 2M S ( Ck k k 所以， Q max ( rad / ) （3-39） s 回轉(zhuǎn)循環(huán)時(shí)間 T tQ t Z tQ' tZ' J

64、 Q J Q J0 max J0 max MSK MSKC MSK MSKC (1 1 )( 1) ? J0 max (s)（ 3-40 ） C M Sk 至此，分別用具有勻速階段的梯形圖和沒有勻速階段的三角形圖的最佳轉(zhuǎn)速 的計(jì)算分析我們已經(jīng)全部完成了，用正確的運(yùn)用上述公式代入相關(guān)的數(shù)據(jù)，即可 得到我們所需要的參數(shù)。 3.10 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的參數(shù)選擇 計(jì)算轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速的時(shí)候， 要先做好回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)特性分析， 確定轉(zhuǎn)臺(tái)的轉(zhuǎn)動(dòng) 慣量，轉(zhuǎn)角

65、范圍與起動(dòng)、制動(dòng)力矩等參數(shù)。 3.10.1 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算 對(duì)于反鏟的方式，由經(jīng)驗(yàn)公式得 : 5 滿斗回轉(zhuǎn)時(shí)： J 128G3 5 空斗回轉(zhuǎn)時(shí)： J0 72G 3 由設(shè)計(jì)任務(wù)書我們知道， G 10t 代入上式可得： 滿斗回轉(zhuǎn)時(shí)： J 59412.3 N·m·s 2 空斗回轉(zhuǎn)時(shí)： J0 33419.4 N·m· s 2 所以， J 1.78 ,式中 G—單斗液壓挖掘機(jī)的整機(jī)重量（ t）.

66、 J 0 3.10.2 回轉(zhuǎn)所需起動(dòng)力矩和制動(dòng)力矩估算 行走系統(tǒng)跟地面摩擦產(chǎn)生的力矩 M 應(yīng)該超過回轉(zhuǎn)最大啟動(dòng)與制動(dòng)力矩。 當(dāng)機(jī)械 制動(dòng)時(shí)可取 M B 0.8 ~ 0.9M ，僅靠液壓制動(dòng)時(shí)可取 M B 0.5 ~ 0.7M 。MB 為作用在 轉(zhuǎn)臺(tái)上的最大制動(dòng)力矩。 行走系統(tǒng)與地面摩擦產(chǎn)生的力矩可按下面公式計(jì)算： 4 4 M 4910 G 3 4910 0.5 10 3 52891.371 (N ·m) 式中： G—挖掘機(jī)總重（ t） . —附著系數(shù)，對(duì)平履帶板取 0.3，對(duì)帶筋履帶板取 0.5 由于本設(shè)計(jì)采用的是機(jī)械制動(dòng)。所以 MB M 0.85 52783.68 44866.13 0.85 (N·m) 對(duì)于機(jī)械制動(dòng)，一般取C 1.6，因?yàn)镃 M B ， 所 以