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CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 摘 要 回轉裝置不僅功能重要而且能有效提高挖掘機的能源利用率。回轉支承裝置對上有著支承的關鍵作用，對下能將鏟斗的載荷傳遞到地上?，F如今在全回轉液壓挖掘機的普遍情境下，回轉支承裝置能擔任的角色也更多了。在能源緊張的今天，任何工程機械都要將節(jié)能節(jié)源作為選擇機構時的一個依據?；剞D機構的能源消耗在液壓挖掘機總消耗中可達到百分之25到百分之40，所以有個合適的回轉支承裝置對整個挖掘機的節(jié)能節(jié)源都能有所幫助。 現如今滾輪夾套式支承回轉裝置的應用極其廣泛包括了工程機械、石油機械、化工機械等領域。但值得一提的是，這類支承方式有著很多缺點。這種裝置，首先不能傳遞綜合載荷，傳遞時條件苛刻，要借助中央驅動對準中中心。它的滾子滾輪形狀呈圓柱形，導致外內回轉的半徑有差別，使其摩擦減小，發(fā)生相對位移，最終導致滾輪的消耗，使費用增加。為了解決以上問題，本文采用了軸承式回轉支承裝置來代替滾輪夾套式支承。 本論文做了如下工作： (1) 根據回轉支承的綜合性能以及設計準則，得到液壓挖掘機回轉支承類型。 (2) 提出了將回轉支承設計出來的具體方法和計算其各個部分強度具體變化的方法。 (3) 達成不發(fā)生各種問題，解決其相對滑動及受力問題的具體方法。 關鍵詞：回轉支承；平衡條件；節(jié)能節(jié)源 I Abstract The rotary supporting device is not only important but also can effectively improve the energy efficiency of the excavator. The rotary support device has the key function of supporting, and the load of the bucket can be transferred to the ground. Nowadays, in the general situation of all rotary hydraulic excavators, the rotary support device can play more roles. In todays energy shortage, any engineering machine should use the energy saving source as a basis for selecting an organization. Slewing mechanism of energy consumption in hydraulic excavator total consumption can reach twenty-five percent to forty percent, so there is a suitable energy-saving section of rotary bearing device for the excavator source can help. Nowadays, the application of roller jacket type supporting rotary device is widely used in engineering machinery, petroleum machinery, chemical machinery and other fields. But it is worth mentioning that such supporting methods have many disadvantages. This device, first of all, cannot transmit the integrated load, and the condition is harsh when passed, and the central drive is used to center the center. Its roller shape is cylindrical, resulting in a difference in the radius of the inner circle, which causes the friction to decrease and the relative displacement occurs, resulting in the consumption of the roller and the increase of the cost. In order to solve the above problems, the bearing type rotary support device is adopted to replace the roller jacket. This paper does the following work: (1) according to the comprehensive performance and design criterion of rotary support, the type of rotary support of hydraulic excavator is obtained. (2) the concrete method of designing the rotary support and calculating the specific change of each part strength are put forward. (3) to achieve the specific method of solving the relative sliding and bearing problems without various problems. Keywords: rotary support; Equilibrium conditions; Energy saving section source 目錄 引 言 1 第一章 液壓挖掘機回轉機構運動分析 2 1.1 回轉機構的基礎條件 2 1.2 回轉機構運動特點說明 2 1.3 液壓挖掘機回轉機構的參數選取 5 第二章 液壓挖掘機回轉傳動裝置 7 2.1 回轉液壓馬達 7 2.2 回轉減速器設計 8 2.3 裝配條件的驗算 9 第三章 回轉支承的選擇及聯接 10 3.1回轉支撐的類型 10 3.2回轉支撐性能比較 13 3.3回轉支撐載荷分析 15 3.4選擇回轉支撐的類型 15 3.5選擇回轉支撐的型號 16 3.6回轉支承聯接體的設計與計算 19 由下面的圖可知。 19 第四章 與外齒輪嚙合的小齒輪設計 26 圖3.1 回轉傳動示意圖 26 (2) 安裝條件使得齒輪傳動的中心距a要與原中心距保持一致。 26 4.1 小齒輪的材料和精度選擇 27 第五章 機械式挖掘機的平衡性分析 34 5.1 確定平衡重的最大值 34 5.2 確定平衡重的最小值 35 5.3 確定合理的平衡重 37 P11 = Q1 + Gp + Gbi + Gb + Gd+tu 40 M11 = Q1r1 + Gp rp - Gbi rbi - Gb rb -Gd+tu rd+tu 40 M 1 = 1867324.68 - 903846 = 963478.68Nm 40 P11 = 1063205.4 + 67100 + 171700 = 1302005.4 N 40 M 11 = 1867324.68 - 3091731 = -1224406.32Nm 40 6 結論 42 參考文獻 43 致 謝 44 引 言 自從第二次工業(yè)革命以來，工業(yè)發(fā)展日新月異，工程機械的發(fā)展也極其迅速。作為工程機械重要的幾種之一的挖掘機的發(fā)展也是極為迅猛的。從1833年發(fā)明的蒸汽機驅動的單斗式挖掘機到現在已經有幾百年。挖掘機的發(fā)展經歷了五個階段，一百多年的蒸汽時代，再到1899年誕生的第一臺電動挖掘機，還有1940出現的液壓挖掘機，再到杠桿操縱的改變，到現在與電子計算機的融合。挖掘機自發(fā)明以后便生機勃勃，與時俱進。隨著社會的發(fā)展，不斷進步。 液壓挖掘機的每個裝置都有著不斷著革新，而這篇論文主要是對與其回轉支承裝置的探討與學習?，F在液壓挖掘機的回轉機構大多是全回轉的這種液壓轉動方式。現在我們都倡導節(jié)能節(jié)源，綠色自然，如果能將某些地方更加的完善一下，就可以一定程度上做到。比如我這次的課題，因為回轉機構的運動量大概可以達到整個液壓挖掘機的全部工作循環(huán)時間的百分之50多，能量占比也能達到百分之三十左右，所以如果我們能設計出一個精良的回轉支承機構，不僅對回轉支承裝置的研發(fā)與發(fā)展對挖掘機本身有著重要的意義，更能為整個挖掘機的節(jié)能做出貢獻。 47 第一章 液壓挖掘機回轉機構運動分析 液壓挖掘機回轉機構是有三種的，它們分別是定量泵驅動、單功率調節(jié)變量泵驅動和全功率調節(jié)雙變量泵驅動。根據不同種類的回轉機構，有著不同的運動情況。當液壓挖掘機處于工作狀態(tài)時，回轉平臺在回轉運動時，所發(fā)生的角度變化通常在70度和180度之間?；剞D平臺如果在進行運動時發(fā)生的角度變化不大情況下，速度沒有什么太大的變化，而當角度不小時，回轉的經過就會變成三個階段：保持原來速度、速度變快、速度減小。 1.1 回轉機構的基礎條件 要想整個液壓挖掘機常規(guī)作業(yè)，不發(fā)生問題。對其回轉的機構有其最基礎的條件： （1） 在一定條件下，需要使回轉的時間達到最小值。這個過程中，叫角加速度等條件不能超過其最高值。因為角加速度還會因為最大回轉轉矩的不同而不同，所以在某些回轉部分慣性是明確的條件下這個轉矩就不能比地面的附著力矩要大，否則會有安全的問題。 （2） 在條件運行的情況下，節(jié)能節(jié)源。 （3） 回轉過程中整個系統(tǒng)的動載系數有個最大值限定。 1.2 回轉機構運動特點說明 如圖1-1所示，這是液壓挖掘回轉平臺運動是的特點圖。此圖明確指出了在液壓挖掘機工作時，工作的一個循環(huán)中兩種不同驅動方式的運動特性的說明。有了圖上的這兩種，還需計算另一種驅動方式變量泵驅動時的工作狀態(tài)。 （1） 鏟斗裝滿時，回轉平臺的速度增加的過程 鏟斗裝滿時，回轉平臺的速度變化過程可以劃成兩個進程，加速度不變時的加速過程和加速度變化時的加速過程。加速度不變時，回轉平臺的角速度變化的快慢為。 加速度不變時，所花時間為。 加速度變化的運動階段看功率的特點，可以求出相關數據 可以得到結果 加速度變化時，角加速的變化規(guī)律為 加速度變化時轉臺的轉動的總角度為 根據公式可以求出速度增加過程中，時間總數為 （2） 鏟斗裝滿時，回轉平臺速度減小的過程 求得平臺在裝滿時刻，速度減小的時間為 在平臺速度減小過程中，轉臺轉動的角度為 （3） 在鏟斗裝滿時刻，速度不變時，各項運動數據為 其轉角為 時間為 以上分析都是用變量泵驅動時回轉平臺的各項數據，但是定量泵驅動的情況，只需要把上面的公式將加速度互相等于就可以了。 1.3 液壓挖掘機回轉機構的參數選取 1..3.1 平臺轉動慣量 當鏟斗滿載時，回轉平臺的最大轉動慣量為： 1.3.2 回轉平臺啟動力矩和制動力矩 一般情況下，啟動力矩和制動力矩之比C為1.6 這兩個力矩越大，回轉的速度也會跟著增大，而時間就會減小。 地面扶著力矩可根據下面公式大致求得。 1.3.3 回轉平臺轉動的速度最大值 考慮到能量問題，轉動角度我們一般取得較大一點。范圍則在90度到120度之間。根據下圖可知， 在液壓挖掘機正常地工作情況下，角速度在不同驅動下隨著時間的變化情況 這時，上文所做的對運動特性的分析可以得出平臺轉動時，角速度的最大值為 從實踐可以得出真理，在轉動平臺轉速過低和過高對生產作業(yè)都是有害無利的。所以，轉速大小的選擇尤為重要。 1.3.4 回轉裝置的總轉動比計算 回轉裝置總傳動比為i，是回轉馬達的轉速最高值與回轉平臺轉速最高值之比。 實際上，回轉裝置的傳動比還與減速器有關聯。即 第二章 液壓挖掘機回轉傳動裝置 液壓挖掘機的回轉傳動裝置大致由三個部分組成，回轉液壓馬達，回轉減速器和回轉驅動小齒輪和使它發(fā)生移動的齒圈。 2.1 回轉液壓馬達 液壓馬達本身是一種傳遞介質的液壓機器，回轉液壓馬達也是如此。我們常用的回轉液壓馬達有斜軸式的和斜盤式的柱塞馬達。如今的液壓馬達不但有專門的生產基地，某些廠家同樣自己開始做出了自己的液壓馬達。這樣的好處在于可以根據自己的實際情況，去加一些零件來完成自己預期的目標。下面是一些典型的耶液壓馬達的基本數據。我們這次的設計就是選用了其中一個。 根據下列計算：已知是我們的挖掘機是1立方米斗容的挖掘機，根據公式m＝2179+20147q=2179+20147=22326kg=22t 又可由， MF指的是挖掘機地面附著力矩，對于履帶式液壓挖掘機來說，取0.25，這里取0.6。 由上關系可得出，制動力矩MB為46500。 最總選擇M2X63，最高轉速2200，額定轉矩300。這是一種定量斜盤式軸向柱塞液壓馬達。軸向柱塞馬達因輸出轉矩較齒輪馬達、葉片馬達大、且容積效率較高，因此常用于工程、礦山、起重運輸等機械。 2.2 回轉減速器設計 減速器的作用在于傳動，其實在液壓挖掘機的回轉系統(tǒng)中，有一種不需要減速器的方式，可直接使用液壓馬達，這種低速大轉矩的形式，雖然結構會相對簡單一點可是達不到預期效果并且費用也更高。所以，這里我們采用的是帶有回轉減速器的一種方式。直接能有高轉速的液壓馬達，之后再加上回轉減速器。不僅可以達到我們想要的效果，在經濟，結果上考慮，都是優(yōu)于第一種選擇的。這種結構緊密、價格也適中的方案越來越來受歡迎了，帶著減速器（如行星回轉減速器）的傳動系統(tǒng)已經逐步取代了第一種只靠一個速度低轉矩大的液壓馬達的形式了。本文也是采用的第二種方案。 需要設計一個回轉行星減速器。 2.2.1 選取行星齒輪減速器的傳動類型和傳動簡圖 根據上述設計要求可知，需要采用雙級行星齒輪傳動。2X-A型結構簡單，制造方便，適用于任務工況下的大小功率的傳動。選用由兩個2X-A行星齒輪傳動串聯而成的雙級行星齒輪減速器，名義傳動比可分為ip1=7.1,ip2=5進行傳動。 傳動簡圖如下所示： 2.2.2 配齒計算 選第一級中心齒輪數17和行星齒輪為3，根據公式可得內齒輪齒數為103。求出其傳動比誤差為8%。 2.2.3 初步計算齒輪的主要參數 高級齒輪與低級齒輪的模數 9和12.4 2.2.4 嚙合參數計算 高速級 中心距為270 變位系數 Xa=0.314 Xb=-0.314 Xc=-0.314 低速級 中心距為342 變位系數 Xa2=0.115 Xb2=-0115 Xc2=-0.115 2.2.5 幾何尺寸的計算 2.3 裝配條件的驗算 鄰接條件滿足 同心條件滿足 安裝條件滿足 第3章 液壓系統(tǒng)的設計 3.1 液壓系統(tǒng)方案設計 3.1.1 確定回路方式 選用開式回路 3.1.2 選用液壓油液 這里我們選用礦油型液壓油作工作介質 3.1.3 初定系統(tǒng)壓力 根據書中表格可知，選用250系統(tǒng)壓力最為合適 3.1.4 選擇執(zhí)行元件 上文中進行的計算，選好了液壓馬達 3.1.5 確定液壓泵類型 由于系統(tǒng)壓力大于21MPa，選用柱塞泵，為求高效節(jié)能，使用變量泵。 3.1.6 選擇調速方式 使用變量泵調壓 3.1.7 確定調壓方式 用純機械制動，制動力矩大，制動時間短，但有著結構復雜、體積較大、且沖擊較大，制動平穩(wěn)性也比較差。用純液壓制動結構緊湊，制動過程平穩(wěn)，但制動時間長不易精確頂位，所以我們這里采用液壓與機械相結合的制動方式。 3.2 液壓系統(tǒng)參數計算 3.2.1 液壓缸的主要尺寸計算 系統(tǒng)壓力ps=250MPa,液壓缸的最高工作壓力pmax=0.9ps=225MPa，若液壓缸回油背壓為0，可得液壓缸活塞作用減速器作用面積 A=FL/pmax ，對柱塞泵 根據表格 液壓缸背壓可取5 3.2.2 液壓馬達的主要尺寸計算 設回油背壓pb=1MPa。最大負載轉矩TLmax=300、最高轉速nmax=2200,工作壓力p=29.7 可得出最大流量 = 第三章 回轉支承的選擇及聯接 3.1回轉支撐的類型 據書本和網上資料顯示我們不難了解到，回轉支承在現在已經發(fā)展的很成熟了，不但結構完善了而且，種類大致分為了兩種。分別都是轉動的回轉支承，一個是轉柱的，一個是轉盤的。回轉支承應用非常廣泛，不僅為汽車等各種回轉式臂架起重機配套，而且應用于冶金機械、醫(yī)療機械等。伴隨著機械工業(yè)的發(fā)展，回轉支承也有著很大的發(fā)展，它的作用是讓來支持住來自各個方向的徑向力、軸向力和力矩，達到傳動的效果。它的種類其實也有很多，滾柱的不同，滾道的不同，它的種類也會不用，功能也會不同，應用的領域也會不同。它的種類還與排數有關，單排，多排都有著影響。首先會影響到滾柱的滾道，其次會影響到它的直徑從而力又會不用的。下面本文將會對幾種典型的回轉支承進行圖文介紹，計算其各個數據，從而選出最合適用于液壓挖掘機上的軸承。好的不一定好，合適的才是最好的。所以計算與校核也是相當重要的。 1 2 3 1－螺栓聯接孔； 2—回轉支承內座圈；3－回轉支承外座圈 圖2.1 回轉支承 我們所知道的是回轉支承不難見的有單排球式、雙排球式、交叉滾柱式和三排滾柱式四種。 (1) 單排球式回轉支承 根據圖片我們可以看到這就是典型的單排式回轉支承。它的內外滾圈有著不東西，這個東西叫做滾道，它不是一條，也不是兩條，單排式回轉支承有著組成部分緊密的聯系，質量小，并且可以受軸向力和傾覆力矩是典型的回轉支撐結構。它的特點還有在承受非正符合是，可以自己完成在接觸中的動作的角度用來面對不同的負荷時的狀況，最終可以達到減小相互接觸時所產生的應力。所以，如果發(fā)現DL小于1800毫米的那一刻，這種內外圈有兩條滾道的回轉支承的綜合性能相對于其他軸承的更加優(yōu)秀，更加經濟可靠。當前，單排式回轉支承的應用還是相當廣泛的如液壓挖掘機、中小型起重機、輸送機等機械中。 (2) 雙排球式回轉支承 由第二張圖可知，該回轉支承的結構組成，整個軸承有著設計非?？旖荩阅芡怀?，設計用心的三個底座圓圈，使得配合變得自然輕松。依據這軸承的擔當力的狀態(tài)，位于不同位置的兩個滾球一個在上面，一個在下面。它們的半徑沒有定性的要求。可同也可以有差異。這種雙排式軸承與大部分的回轉軸承是一樣的，區(qū)別于滾輪軸套式，優(yōu)點在于可以擔當軸向力和傾覆力矩。而且，兩個滾球的滾道的半徑一樣那一刻，各個滾球的所有承載能力的總和與滾球半徑會一起發(fā)生變化，并且同一方向變化。所以，在一定條件的前提下（支撐面的垂直長度）一樣時，擔當著軸向力和傾覆力矩的情況下，該回轉支承可以更好得完成任務，達到所需要的要求和條件。不僅經濟可靠，而且使用壽命也更長了。由上可知，該軸承具有如下特點：軸向、徑向的尺寸偏大，與其他機構的接觸小不太會發(fā)生過多的摩擦，對機器損耗小。雙排球式回轉軸承的廣泛用于各種裝卸型機械上。 (3) 交叉滾柱式回轉支承 上圖我們看到其實只是交叉滾柱式回轉軸承的一種，叫做單排交叉滾柱式回轉支承，除了這種單排的，交叉滾柱式回轉支承還包括雙排的。如今的實物其實與圖中還有些區(qū)別，機器元件總是發(fā)生著革新。不是這種短短的圓柱形而是腰鼓形的了。我們還能看到，這些滾柱不是隨意擺放的，它們的軸線成90交錯著地組合，與雙排球式相同地方兩個在內部和外部都有著不同的兩條滾道，其截面是筆直的一條線。分成了均等的兩個部分。一個部分滾柱擔著向下的軸相力，還有一部分就是相反的。交叉滾柱式，這種形式使得支承有著緊密的結構組成，同時還能一定程度上地縮短裝配之間的間隙，減少誤差，精度也就跟著提高了，同樣了它也有著回轉支承的特性，能夠擔當著軸向力等。由于其精度高的關系，此回轉支承除了可以應用于工程機械上還可運用于軍工產品上。 (4) 三排滾柱式回轉支承 從圖中我們可以知道，他是這種回轉支承中的一種。因為它的組成機構叫做多排滾柱柱式回轉支承，因為組合方式多還可以叫做組合式回轉支承。它的結構相對與上面的支持都要負責點，首先有著三個之多的座圈，其中滾道也由著直徑每每分離，承受的力的能力也不同，有著兩個滾柱去承擔軸向力和傾翻力矩，而最后的第三個滾柱則是去承受垂直方向上的力。三個滾柱的形式，使得結構很緊固。這種很緊固的形式，可承載很大得了力，所以三排滾柱式廣泛應用于重載機械設施上。 還有很多特殊的回轉支承是我們平常見得比較少的，因為其特殊性以及與本文研究的在液壓挖掘機上的回轉支承不太符合，我們在這里就不過多的介紹了。這些軸承功能與綜合性能都不同。例如：三排混合式、五排滾柱式等各種各樣的?？墒撬鼈儾粌H價格昂貴而且復雜既具有一定特殊性的問題，在此不考慮使用這些回轉支承。 圖2.2 單排球式回轉支承 圖2.3 雙排球式回轉支承 圖2.4 交叉滾柱式回轉支承 圖2.5 三排柱式回轉支承 3.2回轉支撐性能比較 回轉支承想要有好的承載能力和使用壽命，其性能就一定要好。要使機械能夠選用到正確的的回轉支承，我們需要做一系列的計算和觀察，對一些不太對的回轉支承進行處理與分析。不能隨意的選用回轉支承，就需要對其綜合性能進行比較和分析。在不同的場合，不同的條件下，應該選用什么樣的回轉支承裝置。 3.2.1支承和交叉滾柱式回轉支承性能比較 要相比較這兩種回轉支承的綜合性能情況，需要比較它們的動容量和靜容量的額定值。這兩個數值能夠直觀的告訴我們哪個回轉支承的綜合能力更加優(yōu)秀，我們也可以從這些數值中選擇出更加好的，這時候需要用控制變量法，進行假設。當有著其他情況都一樣時，單排球式的和交叉滾柱式這時候的綜合性能，就可以通過計算容量來得出來。 （1）單排球式 回轉支承的額定靜容量Co和額定動容量Ca 額定靜容量Co N (2.1) 額定動容量Ca N (2.2) 額定靜容量Ca N (2.3) 額定動容量Ca Ca = 410 fa fs do Z f H = 978133 N (2.4) 根據計算可得：交叉滾柱式的動載能力比單排式回轉支承的動載能力大25%，其靜載能力卻低了90%。由此我們可以得出;交叉滾柱式的動載能力比單排式回轉支承好，靜載能力就較差了。 3.2.2轉支承和雙排球式回轉支承性能比較 (2)額定靜容量Co為： Co = fo do2 Z sin 50 = 38 502 62 sin 50 = 4512002 N (2.7) 單排球式回轉支承的額定動容量Ca 額定動容量Ca N (2.8) 結果是Co>Co，大28%；Ca>Ca，大35％。 由上可得，關于不同尺寸的雙排球式回轉支承計算的結果顯示出大致一樣。那么我們可以選擇出更好的零件。單排球式軸承在價格，精度等各個方面都比雙排球式軸承要好，所以我們選用單排球式軸承。 3.3回轉支撐載荷分析 如圖2.6所示，當挖掘機的帶起的力為值，斗柄會與地面平心，斗柄上作用著最大挖掘阻力時，挖掘機支承滾子將受到最大載荷[6]。 (1) 垂直載荷 作用在回轉支承裝置上的垂直載荷為 Fa = Gb + Gd + Gbi + W1 + G2 + G1 = 1403010N (2.9) 見圖2.6，Fa對回轉中心線的偏心位置距為e m (2.10) (2) 水平載荷 作用在滾盤上的水平載荷為：Fr=W2=95500 N 如圖2.6所示到滾輪平面的距離為， (3) 傾覆力矩M 由，的偏心造成的傾覆力矩為M Nmm (2.11) 3.4選擇回轉支撐的類型 我們在選擇零件時要看其成本，由上可知：雖然三排柱式回轉軸承的承載能力較大，但成本過高。通過一系列計算可得出結論： (1DL與上述所有的r值一同變化，r值大則DL會跟著變大 (2) DL在不大于1800的情況下，我們可以由圖得到單排的r值能到峰值，可以當1800不再是DL的界限時，三排柱式相對其他就是峰值了。 根據r的高低，我們在DL在1800以下時選用單排球式回轉支承，反之那一時我們則要選r值更高的回轉支承了。 3.5選擇回轉支撐的型號 當我們確定了回轉支承的類型后，我們就需要根據類型，在這一類型中選取合適的型號了。而確定其型號的根本依據，還是其綜合性能在一定的條件下更加優(yōu)異。我們才能選擇。這也是需要計算與研究的。必須具備的因素有： (1) 承載曲線1的下方需要有個點(Fa，M）； (2) 曲線2的下方需要有個點(Fa，M）； (3) 靜態(tài)安全系數要滿足(表2.1)。 圖2.6 挖掘機載荷分析 3.5.1回轉支承HOU30/1000的靜態(tài)參照載荷和的計算 依照主機回轉裝備的回轉軌道中心直徑DL初次選擇回轉支承型號的不同 然后根據主機回轉支承裝置受到的最大載荷(包括軸向載荷Fa、徑向載荷Fr及傾覆力矩M)來計算靜態(tài)參照載荷Fa和M。 (1) 單排球式回轉支承的靜態(tài)參照載荷計算。 單排球式回轉支承的靜態(tài)參照載荷Fa和M的計算按承載角45和60兩種情況進行。 當時 (2.12) (2.13) 當時 (2.14) (2.15) 3.5.2回轉支承HOU30/1000的額定靜容量和當量軸向載荷的計算 當量軸向載荷CP (2.21) 注：此表取自參考文獻[9]。 由式(2.20)計算回轉支承HOU30/1000的額定靜容量 N 由式(2.21)計算回轉支承HOU30/1000的當量軸向載荷 N 取，，。 3.5.3回轉支承的選型流程 回轉支承的選型過程由圖表可得。 3.6回轉支承聯接體的設計與計算 由下面的圖可知。 3.6.1回轉支承聯接體的設計 3.6.2聯接體的設計 圖2.11 回轉支承內齒 圖2.12 回轉支承內圈 3.6.3螺栓聯接載荷的計算 3.6.4螺栓聯接承載力的驗算 回轉支承回轉支承螺栓聯接承受的載荷用主機回轉支承裝置受到的最大載荷代替，看點(Fa，M)的位置，在螺栓負荷曲線以下的話，證明滿足要求。反之則不滿足。 3.6.5螺栓聯接的強度校核 根據承受力的變化的曲線還需對聯結進行詳細的校核。這樣才有效的避免沒必要的誤差。誤差的危害會直接影響到機器元件的使用壽命，增加維修成本。所以有效準確的校核會降低這些風險。進行校核時我們保持認真仔細的態(tài)度，的確為以后螺栓的連接出了一份力量。當誤差盡可能的減小時，生產效率也會大大地提高。 (1)應力： (2.28) (2) (2.29) (2.30) (3) 受壓面不被壓潰，應滿足下式 (2.31) (2.32) 得 mm2 由式(2.24)得 N 所以，即螺栓在最大工作載荷Fmax =70372 N；預緊力 Qp=126670 N作用下，不會被拉斷。 第4章 與外齒輪嚙合的小齒輪設計 圖3.1 回轉傳動示意圖 如圖3.1所示，由于用回轉支承代替了以前的支承，與小齒輪嚙合的齒輪的參數發(fā)生了改變，所以要重新設計一個小齒輪與回轉支承的外齒進行嚙合。挖掘機的使用工況使得齒輪傳動承受的是重載、且有沖擊。選用材料為40Cr的調制齒輪，作為其表面需要淬火?？勺龌剞D支承外齒。所以選擇的小齒輪材料也應是齒面硬度較高的淬火齒輪，常用的齒輪材料為20Cr、20CrMnTi、20Cr2Ni4等。小齒輪的齒輪參數應該滿足下面的要求： (1) 小齒輪要與回轉支承的外齒具有相同的模數m和壓力角。 (2) 安裝條件使得齒輪傳動的中心距a要與原中心距保持一致。 (3) 小齒輪齒數z1要滿足回轉機構的傳動比的要求范圍。 (4) 回轉支承的外齒采用了正變位，為了保證小齒輪的齒根強度，要求小齒輪也采用正變位。齒頂厚度要求要大點。 (5) 為了保持齒輪傳動的連續(xù)性，重合度要大于或等于許用的重合度。 4.1 小齒輪的材料和精度選擇 齒輪材料為，滲碳淬火，齒面硬度58～63HRC,精度7級的漸開線直齒圓柱齒輪。 4.2 小齒輪齒數和變位系數的選擇 4機械式挖掘機的平衡性分析 (3.3) 4.2.1 根據挖掘機回轉機構的傳動比，選擇小齒輪齒數 由式(3.1)得 其中回轉支承外齒齒數，，，回轉支承的轉速 所以 初步選擇小齒輪齒數 4.2.2 計算小齒輪變位系數 由式(3.3）得 綜上公式可得： 所以 4.3.4 小齒輪參數的校核 若在這種情況下，有所不對，不能讓齒輪正常運行，不符合其厚度條件的情況下。需要在一定的控制力度下增大齒數，再次計算的值。 這里要求Sa1>0.4m。小齒輪的參數： 計算小齒輪的齒頂圓直徑da1 mm (3.7) 齒頂圓壓力角 (3.8) 由式(2.22)計算小齒輪的齒頂厚 mm 滿足 (2) 重合度的計算 重合度有著固定的公式和各種情況下的計算，液壓挖掘機回轉支承的重合度，我們用以下公式進行計算可以得出： (3.9) 當重合度不合要求，那么在選擇范圍之內，增大小齒輪的齒數z1。 (3) 小齒輪強度的校核 齒輪的校核尤為關鍵，齒輪是精密的機械機構，如果校核不對，不好，不正確的話，會極大地增加其工作誤差還會大大降低工作效率與精度。所以齒輪的校核需要按照公式進行準確的計算，在什么條件下，應該是怎么樣的，分條件，按步驟一步一步進行計算與校核： 若校核結果為，則說明齒輪在這些方面不符合要求，硬度遠遠達不到要求，齒輪需要更換，換成符合規(guī)定要求的齒輪進行代替與更換。為了達到硬度要求，需要提高原來齒輪有的這些不足；當齒輪的齒根彎曲疲勞強度不滿足，要加齒輪的變位系數，當不滿足要求時，要重新選擇回轉支撐型號。 4.2.5 齒輪傳動受力分析 小齒輪的節(jié)圓直徑 mm (3.15) 所以小齒輪收到的圓周力為 N (3.16) 4.2.6 齒面接觸疲勞強度校核 齒面接觸疲勞強度的校核公式[26]為 (3.17) 齒數比u (3.18) (3.19) 由表9.13[26]得齒向載荷分布系數 計算載荷系數K： (3.20) 根據重合度=1.611，由圖9.49[26]取重合度系數，=0.9 計算齒面接觸疲勞強度： (3.21) 計算齒輪的許用接觸應力： (3.22) MPa (3.28) 第五章 機械式挖掘機的平衡性分析 一個機械如果不平衡，那這個機械整個體系就會發(fā)生各種各樣的問題。力的失去了平衡后，機械元件間的摩擦就會越大，損耗也會跟著加多。工作的誤差也會增大，最后導致工作精度下降，工作效率減小。一個機械元件若不平衡，引起的問題就會有一系列。所以平衡問題非常重要。要想符合平衡需要，在平衡重小時，靠近工作設備的轉臺前方的滾子需要充當主力。相反，平衡重過大，末部的設備就會更多損耗。平衡的狀態(tài)下，這種損耗就會很少。 5.1 確定平衡重的最大值 圖中就是看準了平衡所需要的各種要求。在力和力矩下都處于平衡的狀態(tài)。讓其處于共同力的制衡下。沒有多余力的溢出，從而達到平衡的效果。知道了不平衡時，機械元件會加大摩擦造成不可估量的損失，影響機械最終的運行與發(fā)展。所以我們要確定了液壓挖掘機回轉支承裝置的平衡重，杜絕一切因為工作的不當，引起的沒必要的麻煩和誤差。提高工作精度，加強工作效率。 式中 ro=r2 = 4.2 m；ex=1.4m；r1=1.5；rbi=4.84m；Q1=672380N；Gbi=18630N 西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文） 解此方程，達到轉臺平衡條件的最大平衡重為 N 圖4.1 挖掘機受力分析(確定最大平衡重) 5.2 確定平衡重的最小值 平衡至關重要，為了達到平衡的條件我們不僅要知道它的最大值，還需知道它的最小值。從而畫出一個范圍，不超出這個范圍，我們就確信在這一范圍內這個液壓挖掘機回轉支承裝置是符合平衡的。有了最小值，我們的一切工作都應該是平衡重超出這個最小值，不能過分的低，導致不滿足條件，還是會引起不平衡，這雖然不會加大機器的損耗，但是會使機械不能正常工作，誤差什么的也是會大大地提高，為了杜絕這種情況，我們必須將其控制在最小值之上，但也要注意不要超過了其最大值，否則就得不償失了，總而言之，要將平衡重控制在最小值和最大值之間，過大過小都不行。 圖4.2挖掘機受力分析（確定最小平衡重） 5.3 確定合理的平衡重 對于怎么有個正確，沒有很大誤差的情況，平衡重需要在最大值與最小值之間，具體體現在，這些公式上。公式可以幫我們把這個范圍確定出來，有了準確的范圍才能，做出一些判斷，不會走人不能進去的雷區(qū)。在范圍內，我們可以盡可能地減小我們的誤差，減小工作成本，提高我們的效益。如果則這合理的，可用的。反之，若得出。這表示這個裝置不符合要求，工作裝置尺寸不夠小或工作裝置不夠輕；若得出，若是這種情況的話，說明這種裝置的平衡重不符合要求，沒那么大，應該改變其有關的數據。 正確的轉輪平衡重能夠按照轉臺上全部的機構和工作裝置所受到的重力之于轉臺回軸中心oy的力矩一直不變的狀態(tài)下，這時候可以選用兩個力矩的和除以二得到傾覆力矩。傾覆力矩。 (5.7) (4.9) 我們還可以把我們所能接受范圍內的最大值與最小值，這兩種情況分別計算一下，得出這種狀態(tài)下，我們的液壓挖掘機工作時，我們的回轉支承會處于什么樣的狀態(tài)下，有了最大值和最小值出現的情況下，我們就能將工作控制正確的范圍之內： 由式(4.14)得 圖4.3 挖掘機受力分析(確定合理的平衡重) 根據挖掘機轉臺的平衡條件，確定合理的平衡量。由式(4.8)得 其中rb=6.52m；rd+tu=10.3m；Gb=186360N；Gd+tu=171700N； 代入得 Nm 由式(4.9)得 Nm 由式(4.7)得 Nm 根據相關公式可以得到式中 所以 得出最后驗算的依據 有了最大值和最小值出現的情況后，為了避免誤差，最終我們還是要對其進行檢查和完善。 P1 = Q1 + Gp + Gbi = 672380 + 235528.2 + 186360 = 1094268.2 N 由式(4.13)得 M1 = Q1r1 + Gp rp - Gbi rbi = 1997788.5 - 903846 = 1093942.5Nm 由式(4.15)得 P11 = Q1 + Gp + Gbi + Gb + Gd+tu =1094268.2 + 67100 + 171700 = 1333068.2N 由式(4.16)得 M11 = Q1r1 + Gp rp - Gbi rbi - Gb rb -Gd+tu rd+tu = 1997788.5 - 3091731 = -1093942.5Nm 所以 m 不滿足，所選平衡重過大，因此需減小平衡重。 現取Gp=204465.4N則由式(3.12)得 P1 = 672380 + 204465.4 + 186360 = 1063205.4 N 由式(4.13)得 M 1 = 1867324.68 - 903846 = 963478.68Nm 由式(4.14)得 由式(4.15)得 P11 = 1063205.4 + 67100 + 171700 = 1302005.4 N 由式(4.16)得 M 11 = 1867324.68 - 3091731 = -1224406.32Nm 由式(4.14)得 所以 符合的條件，最后確定挖掘機的平衡重N。 6 結論 回轉支承對上面的工作裝置其支承，還可以傳遞運動和載荷。回轉支承的轉速相對于其他也比較低?；剞D支承能將只要是不同的兩個的不同的元件在不同的地方做運動，同時又要擔當軸向力、徑向力等的重要元件。本文采用軸承式回轉支承裝置來代替滾輪夾套式支承，是一個新穎的測試。通過采用軸承式回轉支承裝置，達到的效果我們發(fā)現我們做到了以下幾點： （1） 區(qū)別于常規(guī)回轉支承的使用，提高了挖掘機回轉裝置的能力，能傳遞運動和載荷了，加強了工作效率，降低了所需費用。 （2）通過一系列的計算和校核，確定了三排柱式回轉支承在承受能力上以及綜合性能上最好，是大型機械支承最佳的選擇。 （3）本文提出在回轉支承上很多的計算與校核，根據不同的實際情況，有一定的借鑒意義的。不僅適用于機械式挖掘機，還同樣適用于所有需要采用回轉支承的機械。 參考文獻 [1] 周麗.機械式挖掘機工作裝置的優(yōu)化與仿真[D]，東北大學，2000 [2] 何正中.國外礦山機械發(fā)展特點及建議[J],工程機械，1994 [3] 章崇煥.國外大型礦用挖掘機的最新發(fā)展[M],礦山機械，1993 [4] 叢培山.礦用挖掘機主要參數的合理選擇[J],礦山機械，1982 [5] 朱湘冀.機械式挖掘機機器人化的探討[J],工程機械，1995 [6] 閻書文.機械式挖掘機設計[M]，機械工業(yè)出版社，1989 [7] 曹善華.單斗挖掘機[M]，機械工業(yè)出版社，1988 [8] 寧恩漸.采掘機械[M]，冶金工業(yè)出版社，1980 [9] 徐立民，陳卓.回轉支承[M]，安徽科學技術出版社，1989 [10] 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