挖掘機回轉機構畢業(yè)設計說明

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1、. . 斗容1m3挖掘機回轉機構設計畢業(yè)論文 摘 要 近年來,我國的基建工程有日益增多的趨勢,國家也要大力發(fā)展基建工程來拉動經濟增長,而挖掘機作為土方施工必不可少的機械設備,將在我國的基礎設施建設方面發(fā)揮舉足輕重的作用。 挖掘機在進行作業(yè)時,其回轉機構要承受軸向載荷,徑向載荷,和傾覆力矩,對其剛度,強度與穩(wěn)定性就有一定的要求。所以,挖掘機的回轉系統(tǒng)對保持挖掘機整體的穩(wěn)定性方面有重要作用,對挖掘機回轉系統(tǒng)的研究有助于國家發(fā)展各種不同類型的挖掘機。 針對斗容1m3挖掘機的回

2、轉系統(tǒng),我進行了驅動方案分析,回轉支承選型設計,回轉速度控制及制動方案與制動器設計,回轉系統(tǒng)各部件的受力校核及選型,還采用了有限元方法來進行優(yōu)化設計。 國內的挖掘機廠商對國內市場的把握還不夠大,對挖掘機回轉系統(tǒng)的不斷優(yōu)化對國內廠商制造更大更多類型的挖掘機有重要的意義。 關鍵詞：機械設備；挖掘機；回轉機構設計；有限元 第一章 緒 論 1.1 液壓挖掘機及其回轉機構介紹 液壓挖掘機是一種多功能周期作業(yè)的土方機械,廣泛應用于交通運輸,水利工程,礦山采掘和電力工程等機械施工中。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、回轉至卸土位置,把土卸空后鏟斗

3、再回原來位置開始下一次作業(yè),如此循環(huán)。 所以挖掘機對于對于減輕工人繁重的體力勞動,加快施工進度,提高施工機械化水平,促進各項建設事業(yè)的發(fā)展,都起著很大的作用。一臺斗容1m3挖掘機每班的生產率基本上等于300-400個工人一天的工作量。所以很有必要大力發(fā)展液壓挖掘機,提高其工作性能,讓其更好地提高生產率,為國民建設與國民經濟服務。 挖掘機的回轉系統(tǒng)由回轉支承、回轉機構、轉臺和液壓回轉系統(tǒng)等組成?；剞D支承的內外座圈間設有滾動體,其底座跟帶齒的內座之間用螺栓連接,外座圈跟轉臺用螺栓連接。挖掘機工作裝置上的各種載荷與力矩經過回轉支承傳給底架?；剞D機構的小齒輪既能繞自身自轉又能繞轉臺中心

4、公轉,帶動轉臺繞底架回轉,相當于行星機構。 1.2國內外發(fā)展概況 工國外發(fā)達國家在挖掘機技術上一直處于領先優(yōu)勢,他們從20世紀80年代就開始生產特大型挖掘機,例如,美國生產的斗容132m3的步行式拉鏟挖掘機,斗容50-150m3剝離用挖掘機；B-E〔布比賽路斯-伊利〕公司生產的斗容量107m3的剝離用挖掘機,斗容量168.2m3的步行式拉鏟挖掘機等。從20世紀后期開始, 國際上挖掘機的生產向微型化、多功能化、大型化、專用化和自動化的方向發(fā)展。 國內的挖掘機生產商雖然要有很強的創(chuàng)新意識,并且要針對市場與用戶的各種要求來開發(fā)出新一代挖掘機的變型產品〔如高原型車、焊接車等〕,爭取步入大

5、型挖掘機市場,不能只依靠國外進口,把握市場方向。同時,國內的廠商要提高用戶服務,樹立良好的品牌形象,力求企業(yè)與用戶實現雙贏局面。只有這樣,國內廠商才可能慢慢把失去的市場份額奪過來。 1.3 本設計的目的和意義 目前我國及發(fā)展中國家的基礎工程建設相當多,挖掘機的產銷量很大。作為工程機械應用專業(yè)的學生,通過此設計,可以很全面地掌握挖掘機的構造和作業(yè)環(huán)境及要求；掌握產品設計思路與方法；鍛煉其綜合運用機械類基礎知識解決實際問題的能力和提高對計算機軟件的應用水平；本設計要求完成上臺車回轉機構方案設計及結構設計。 研究內容包括,驅動方案分析確定,傳動設計,回轉支承選型設計,回轉速度控

6、制及制動方案與制動器設計。 1.3研究的基本思路與采用的方法 通過查閱相關資料進行回轉馬達與回轉支承的選型,計算嚙合齒輪參數,計算液壓系統(tǒng)參數。 結合三維建模及分析修改設計方案及結構參數；標準件或選用總成要完成選型匹配計算,寫出具體的型號。 生成二維設計圖,按標準要求完成標注、打印出二維設計圖； 第二章 方案設計 2.1 回轉方案選擇 1〕高速方案：采用高速液壓馬達,經過齒輪減速箱來帶動小齒輪繞齒圈滾動,從而使平臺回轉?？梢允褂?種回轉方案： 1 一級正齒輪和一級行星齒輪傳動 2 兩級行星齒輪傳動 3 兩級正齒輪傳動 4 一級正齒輪和兩級行星齒輪傳動 在高

7、速軸上裝了機械制動器,我國目前對一級行星齒輪傳動和一級正齒輪和兩級行星齒輪傳動進行了系列化和專業(yè)化生產。 方案優(yōu)點：馬達采用了高速馬達,又加了齒輪減速機構,可靠性效率都比較高,同時又能降低成本縮小體積。設置了機械制動器,不需要背壓補油,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：這種馬達轉速比較低,但扭矩比較大,帶動小齒輪并讓轉臺回轉的時候,中間不用加減速器。這種方案采用的液壓馬達通常為靜力平衡式,內曲線式和星型柱塞式等。不用經過減速器驅動的回轉機構多是內曲線式的,而且這種馬達轉速低,扭矩大。 方案優(yōu)點：這種馬達傳動比較簡單,起動的時候制動性能也比較好,零件比較少

8、,可靠性比較好,對油污的敏感性也比較小。 為了經濟性、可靠性和效率,選用了方案2。 2.2 回轉機構齒輪嚙合方案的確定 內齒式齒輪嚙合結構緊湊能節(jié)省尺寸,受外部環(huán)境影響小。而外齒式齒輪嚙合傳動受外部環(huán)境影響比較大,比較浪費橫向尺寸。所以選用內齒式齒輪嚙合傳動。 2.3 回轉軸承選型 〔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。 〔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

9、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上。 現實應用最廣泛的是上述〔1〕〔2〕〔3〕3種。 縱觀液壓挖掘機回轉支承發(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,近來單排四點接觸球式得到了迅速的發(fā)展。對比這三種回轉支承,單排四點接觸球式的全部滾動體都能同時分擔載

10、荷,而另外兩種只有一般滾動體可以承受載荷,所以其靜容量遠超另外兩種。 綜合以上結論,此次的液壓挖掘機回轉軸承的選型選用單排四點接觸球式滾動軸承式, 2.4滾動軸承式回轉支承的系列標準及其具體選型 滾動軸承式回轉支承,不少國家已有系列標準,由專門的軸承廠制造,主機成更具用途選用即可。 我國制定的滾動支撐系列標準分兩大類,六種結構形式,四十種規(guī)格。 第一類或稱第一系列為接觸角,滾柱按1：1排列的交叉滾柱式回轉支承,以代號"HJ"表示。 第二類或稱為第二系列為接觸角的四點接觸球式回轉支承,以代號"HS"表示。 每一類按座圈不帶齒〔代號"B"〕,帶外齒〔代號"W"〕和帶內齒〔代號"N"〕

11、的不同分為三種結構形式。 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,具有內齒機構形式的交叉滾柱式回轉支承。 我國指定的滾動軸承職稱系列標準有一下特點： 1.尺寸參數比較齊全〔滾道中心直徑范圍是〕,符合主機系列,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.齒輪有兩種模數以滿足不同的主機需要,內外齒的原始齒形均為標準型〔即壓力角,齒頂高系數,齒頂間隙系數〕.為了減少小齒輪齒數,提高其承載能力,改善傳動性能,內齒式采用高度變位〔變位系數+0.35〕,外齒式采用角度變位〔當大齒圈齒數為95—116時變位系數取+1.0；

12、當齒數為117—136時取+1.15；當齒數等于和大于137時取+1.4〕 4.滾動體材料為 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》表3-2滾動軸承式回轉支承參數系列,初步選取四點接觸球式滾動回轉支承系列,其基本技術參數如下: 滾道中心直徑： 外形尺寸： 安裝尺寸： 內齒參數： 四點接觸球式滾動回轉支承滾球尺寸： 接觸角 圖 2.1回轉支承 2.5 主要性能參數

13、 斗容量 1M3 整機使用質量〔含配重〕 30000㎏ 其中預估： 上車 19900㎏ 下車 9100㎏ 柴油機 型號 SAA6D102E-2 額定功率 125/2100 行駛速度范圍:

14、 低速范圍 VI=0～3.1 km/h 高速范圍 VⅡ=0～5.5 km/h 最大爬坡角 35o 軌距 2380 mm 每側履帶接地尺寸<長×寬> 6470×2980 mm 運輸工況外形尺寸<長×寬×高> 9865×2980×3015 液壓系統(tǒng)參數: 鏟斗油缸-個數×缸徑×行程

15、m> 130×1020×90 回轉液壓回路 28.4 控制液壓回路 3.2先導油路 斗桿油缸-個數×缸徑×行程 140×1635×100 動臂油缸-個數×缸徑×行程 130×1335×90 行走液壓回路 37.3 主泵最大流量 439 第三章 結構設計 3.1回轉支承的受力分析 決定回轉支承壽命的主要是靜容量,因為其常在低速大負荷下運轉。 為了研究滾動軸承式回轉支承的受力狀態(tài),求出滾動體受的最大作用力,以便與驗算滾道與滾動體間的接觸強度?；剞D支撐的座圈是一個多支點彈性體,主要以滾動體為支點,承受著傾覆力

16、矩M徑向載荷Fr以及軸向載荷Fa的共同作用。設內座圈與底架固定,外座圈與轉臺固定,轉臺經外座圈,滾動體,內座圈到底架是力的傳遞路線,如下圖2.3所示。 圖3.1 回轉支承受力簡圖 內外座圈間的內力分布跟制造方法有關,為了計算的簡化,假設： 受力變形只發(fā)生在滾動體與滾道接觸處,內外座圈為絕對剛體；滾道與滾動體接觸良好,無加工誤差,無徑向間隙和軸向間隙。 用在滾動體上的軸向、徑向載荷與傾覆力矩的疊加內力進行計算,經過分析后得出挖掘機在直立狀態(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和風力和慣性作用

17、下產生的離心力 其中C——風載體型系數取0.7 Kh——高度休整系數取1 q——風壓值取25公斤/m2 F——迎風面 按照外傾5°來進行計算: = ≈1.37KN 所以= ++≈5.2+1.37+43≈50KN 各力對回轉中心取距的傾斜力矩M為 ≈391KN.m 3.2靜載系數的確定 一般用回轉支承的靜、動容量來決定回轉支承的負荷能力,動容量指回轉支承回轉100萬轉不會疲勞破壞出現裂紋的能力,而靜容量指回轉支承的滾動體與滾道接觸處在靜負荷的作用下的永久變形量之和到了滾動體直徑的萬分之一但不影響回轉支承正常運轉的能力。 挖掘機回轉速度比較低,所以只

18、需要計算其回轉支承的靜容量。這種回轉支承的承載角,其靜態(tài)參照載荷計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——靜載系數取1.25 M′=M Fs≈79×104N·m M——傾斜力矩 計算安全系數: 軸向E額定靜負荷容量為:Coa=3000KN 當量軸向載荷:Cp=≈2296KN 所以 ≈1.31 查挖掘機設計手冊知,安全系數在1.20~1.35之間符合設計要求 3.3 回轉支承的選型 經過計算初步選擇支承：QNA1600-40內嚙合式的,模數m=12,

19、齒數z=116,=1600,=1744,N表示內齒式,40表示滾球直徑,1600代表它的回轉滾道中心直徑為1600mm。 2300-84給出了所選支承的承載曲線圖,圖中標出了〔Fa′,M′〕坐標,并且在靜態(tài)承載力曲線下面。所以,選擇的支承型號符合要求。 圖3.1 QNA1600-40承載曲線圖 確定滾動體的數目：Z=Dπ/d-0.5≈127 3.4最大接觸應力校核 滾動體所受載荷分別為：Pv=V/z≈5KN Phmax=KH/iz≈1.86KN

20、 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 最大接觸點應力： ≈10000 式中：——最大的正應力； ——接觸處的換算曲率半徑； 其中：≈0.09 查設計手冊可知當HB<300時校核成立。 3.5支撐連接螺栓強度計算 〔1〕連接螺栓的最大工作載荷P0計算 P0=4M/nD+Fa/n 式中 M——傾覆力矩,根

21、據前面計算得M=628KN.m Fa——軸向力,根據前面計算得Fa=560KN D——螺栓分布圓直徑,根據回轉支承型號查得D=1540mm n——螺栓分布的個數,根據回轉支承型號查得n=40 故 P0=4M/nD+Fa/n =28.79KN 〔2〕 連接螺栓預緊力的計算 為防止座圈與支撐面之間存在間隙,提高連接螺栓疲勞強度,通常都設置較大的預緊力,其大小如下： Py=ky P0〔1-χ〕 其中 χ——工作載荷分配系數,對于不用彈簧墊圈的高強度螺栓通常取0.25 k

22、y——接合面緊密性安全系數,一般取ky≥1.5～2.0,在此取2 故 Py=ky P0〔1-χ〕 =43.19KN 螺栓上的預緊應力σy=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 螺栓的預緊應力通常是σy 0.5～0.7σs,其中σs為螺

23、栓的屈服極限 查得螺栓的屈服極限σs為15Mpa,故符合預緊力要求。 〔3〕螺栓最大計算載荷 Pj=≈50.4KN 〔4〕 螺栓強度計算 靜強度安全系數：〉1.2~1.5 計算≈3.35 疲勞強度安全系數： 2~3 計算≈5.6 3.6回轉齒輪強度校核 挖掘機轉臺轉速比較低,傳動比比較大,其回轉齒輪為開式,其主要破壞形式為疲勞彎曲破壞,所以只需要對驅動小齒輪做彎曲強度計算。 計算最大彎曲應根據力δF max 直齒圓柱齒輪齒根彎曲應力計算公式即 δF max= 〔MPa〕 PU—— 運轉中出現在分度圓上最大圓周嚙合力〔KN〕

24、 PU= ——油馬達驅動機構的額定輸出扭矩,=1.5KN.m m——齒輪模數,m=5mm Z——小齒輪齒數,Z=12 q——齒形系數。根據齒數Z=12,變位系數X=+0.15,由曲線圖查得q=3 b——齒寬,b=45mm e——影響載荷系數,取e=1.25 將上述參數代入3-6式得： == 齒根疲勞極限應力： = 〔MPa〕 〔3.7〕 式中 ——壽命系數,由壽命系數圖查得：=1.9 ——彎曲強度最小安全系數,由表查得：=1.5 ——尺寸系數,由尺寸系數圖查得：=1 ——相對應力集中系數,由系數圖查得：=0.88 由2

25、-7式計算得： =525×1.9×1/0.88×1.5=755.67MPa 計算結果表明：,齒根抗彎強度足夠。 3.7回轉軸承齒輪設計 3.7.1參數選擇 回轉機構速度不是很快,其沖擊很輕微,取7級的精度,采用軟-軟齒面組合。查表選擇小齒輪的材料為調質處理過的40Cr鋼,硬度241～286HBS;大齒輪選擇調質處理過的材料為ZG42SiMn鑄鋼,硬度190～240 HBS； 粗選取=127,=117〔參考已有的產品〕9.75 由表取齒寬系數=0.6,按軟齒面齒輪對稱安裝。 3.7.2齒面接觸疲勞強度 齒面接觸疲勞強度的計算公式 <1> 初選載荷系數,計算名義轉矩 =3

26、000 　由表查得使用系數KA=1.75 。由圖試取動載荷系數 Kv=1.18。由表,按齒輪在兩軸承中間對稱布置,7級精度,初取KHβ=1.3 。由表按齒面未硬化,直齒輪,7級精度,,初取KHα=1.3 。 <2>初選系數和參數 因選用標準齒輪,初選重合度系數Zε=0.9,節(jié)點區(qū)域系數ZH=2.5,查手冊確定彈性系數ZE=188.9。 齒面接觸許用應力　 查手冊可知： 齒輪材料接觸疲勞極限應力σHlim1=800MPa,σHlim2=560MPa 。 小齒輪應力循環(huán)次數 大齒輪應力循環(huán)次數 查手冊可知： 接觸疲勞強度壽命系數ZN〔允許有一定量點蝕〕為：ZN1=0.9

27、5,ZN2=1.03。 查手冊取安全系數SH=1。 <3> 齒輪分度圓直徑等主要幾何尺寸的計算 148.67mm b==0.4148.67=60mm 取小齒輪與大齒輪的寬度=85mm,=80mm 12 取m=12 中心距 630mm 分度圓直徑 144mm,1404mm 基圓直徑 135.32mm,1319.32mm 齒頂圓直徑 173.93mm,1385mm 齒根圓直徑 118.8mm,1440mm 重合度 38.92’,17.69’ 1.69 <4> 由計算結果來校核前面得假設正確與否 41667N 查手冊得合理,取 因=0.6,

28、b=200,7級精度,對稱布置,查手冊得。 計算載荷系數 按,查手冊查得。標準齒輪,節(jié)點區(qū)域系數。 齒面接觸疲勞強度校核 <=576.8Mpa 所以齒面接觸疲勞強度是安全的。? 3.7.3校核齒根彎曲疲勞強度 其計算公式為 <1> 確定載荷系數 查手冊。 則 (2) 確定參數 經過查手冊,小齒輪齒形系數 ,大齒輪齒形系數 。 查手冊可知；小齒輪應力修正系數 ,大齒輪應力修正系數； 重合度系數。 <3> 確定彎曲疲勞許用應力 　彎曲疲勞許用應力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力 ,。 查得計算彎曲疲勞強度的壽命系數：,；取應力修正系數 ；查手冊查得

29、尺寸系數,安全系數 。 <4> 校核齒輪彎曲疲勞強度 比較 按大齒輪來校核 彎曲疲勞強度足夠。 3.8轉臺運動分析 圖3.2轉臺運動特性 3.8.1 起動加速過程 圖3.3起動泵時w與t關系 圖3.4泵起動時轉角與t關系 在考慮啟動階段的回轉阻力時,忽略風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。假定起動力矩在起動的時候一直不變： 常數〔rad/s〕 〔3-1〕 根據式3-1和圖3.3的坐標系建立角速度對時間t的微分方程 其通解 當時,,解得

30、 固特解 <3-2> 當時 即 < rad/s> <3-3> 或 < s > 〔3-4〕 根據式3-2和圖3.4的坐標系建立較對時間t的微分方程 其通解 當時,,解得 固特解 當時, 即 〔rad〕 <6-5> 起動過程所耗功 <6-6> 起動過程所耗功率 <6-7> 式中： J — 滿斗回轉時的轉動慣量〔kg·m〕 、

31、、分別是滿斗回轉時轉臺的轉臺角速度〔rad/s〕、轉臺角〔rad〕、起動時間〔s〕 3.8.2制動減速過程 圖3.5表示采用液壓制動的轉臺進行液壓制動時制動力矩的變化。這時,通液壓泵與油箱的油路被斷開,油壓開始呈升高的趨勢,轉臺產生的慣性導致馬達的作用變?yōu)榱吮玫淖饔?如果壓力低于制動閥調定的壓力,馬達就開始制動。 在考慮制動階段的回轉阻力時,忽略風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。假定制動力矩在制動的時候一直不變： 常數〔rad/s〕 〔3-8〕 圖3.5實測下轉臺的制動力矩變化 圖3.6

32、制動時w與t關系 根據式3-8和圖3.6的坐標系建立角速度對時間t的微分方程 其通解 當時 解得 固特解 < rad/s> <3-9> 當 時, 即 <3-10> 或 <3-11> 令 則 <3-12> 根據式3-9和圖3.7的坐標系建立轉角對制動時間t的微分方程 其通解 當時 解得 故特解

33、 圖3.7轉臺制動時轉角與t關系 當時 即 <3-13> <3-14> 〔3-15〕 3.8.3勻速過程 轉臺轉的時間比較長,轉角比較大時可能會出現勻速過程,設為轉臺只朝一個方向回轉時轉角,為勻速階段的轉角,為勻速回轉過程的時間,則 〔3-16〕 〔3-17〕 3.8.4 空斗時轉臺返回過程 對于空斗返回的過程,上面的公式雖然是在滿斗回轉狀態(tài)下導出的,只要將滿斗時轉臺的轉動慣量換為并選取不同的,就可以沿用上述公式。 <

34、一> 對于用三角形速度圖 <3-18> <3-19> <3-20> <3-21> <二> 對于梯形速度圖 <3-22> <3-23> <3-24> <3-25> <3-26> <3-27> 通過以上的計算分析,我們的出了回轉平臺在轉動過程中的轉動角度、角加速度、轉動時間等一系列轉動參數的計算公式,這為后面我們得出具體的數據奠定了基礎。 3.9轉臺最佳速度的分析計算 為了確定轉臺的最佳轉速,我們就需要知道確定最佳轉速的原則,那就是在經常使用的轉角范圍之內,在角加速度和回

35、轉力矩不超過允許值的情況下,應盡可能縮短回轉時間。 另外,最佳轉速也與轉臺速度的圖是什么有關。一般常用具有勻速運動階段的梯形速度圖和無勻速運動階段的三角形速度圖推導轉臺最佳轉速的計算公式。下面我就這兩種不同形式的速度圖加以具體介紹： 3.9.1 具有勻速運動階段的梯形速度圖的轉臺計算分析 回轉循環(huán)時間： <3-28> 所以, <3-29> 又已知, ,所以代入上式中可得 <3-30> 又 所以, 將上式代入6-28中可得, 〔3

36、-31〕 所以, 〔3-32〕 再將, 代入上式中, <3-33> 式中：— 回轉機構所需液壓功率〔KW〕 — 回轉機構總效率；,其中為回轉支承效率；為減速器效率；為液壓馬達效率〔包括容積效率和機械效率〕； <這里我們取,,> 這里取為1.78； 、— 轉角,的單位為弧度,的單位為度。 3.9.2 具有無勻速運動階段三角形速度圖的轉臺最佳速度計算分析 對于定量泵驅動空斗單向回轉轉角 〔rad〕<3-34> 所以,<3-35> 或, <3-35> 以代入式6-34中得

37、 <3-36> 所以, 〔6-37〕 或, 〔3-38〕 在這種情況下,我們知道 即 所以, 〔3-39〕 回轉循環(huán)時間 〔3-40〕 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速的計算分析我們已經全部完成了,用正確的運用上述公式代入相關的數據,即可得到我們所需要的參數。 3.10回轉機構的參數選擇 計算轉臺最佳轉速的時候,要先做好回轉機構的運動特性分析,確定轉臺的轉動慣量,轉角范圍與起動、制動力矩等參數。 3.10.1轉動慣量的計算 對于反鏟的方式,由經驗公式得: 滿斗回轉時： 空斗回轉時： 由設計任務書我們知道

38、,代入上式可得： 滿斗回轉時：N·m·s 空斗回轉時：N·m·s 所以,,式中G—單斗液壓挖掘機的整機重量〔t〕. 3.10.2回轉所需起動力矩和制動力矩估算 行走系統(tǒng)跟地面摩擦產生的力矩應該超過回轉最大啟動與制動力矩。當機械制動時可取,僅靠液壓制動時可取。M為作用在轉臺上的最大制動力矩。 行走系統(tǒng)與地面摩擦產生的力矩可按下面公式計算： 式中：G—挖掘機總重〔t〕 . —附著系數,對平履帶板取0.3,對帶筋履帶板取0.5 由于本設計采用的是機械制動。所以 對于機械制動,一般取,因為,所以

39、·m> 6.3.3 轉角的選取 從上面的計算最佳轉速的公式可以看出,當M、J、C、k這些參數確定后,轉角決定了轉臺的最佳轉速,所以選取比較合適的轉角很重要。一般情況下,中小型液壓挖掘機轉角范圍在之間,標準轉角選擇在之間比較適當,結合本設計實際情況,這里選取,即。 3.11回轉速度和時間的計算 按兩種方法進行計算： （一） 按三角速度圖計算 1. 液壓馬達所需功率 式中： Nm 2. 轉臺最佳轉速 式中： ° N·m·s 由此得 3. 回轉機構速比 由此

40、得 ﹥M=26109.4 Nm 則 MNm﹥ Nm 所以,馬達選取是合理的。 4. 校核最佳轉速 式中: 與前計算的最佳轉速基本相等,固選取合理。 5. 滿斗單向最大速度 6. 回轉循環(huán)時間 〔6-40〕 7. 各階段的延續(xù)時間,角加速度和轉角 ==1.007 rad ==0.630rad ′==1.009 rad ′==0.631 rad <二> 按梯形速度圖計算 1.轉臺最佳轉速 r/min 則 , 2. 回轉機構速比 由此得 NM﹥NM 所以,

41、轉矩沒有問題。 3. 校核 = 與前面計算的最佳轉速有不小的差距,所以對于本次設計,采用這種計算方法不太合適,還是采用第一種三角形速度圖無勻速階段的計算方法較為合適。對于,梯形圖速度法,這里就不再繼續(xù)計算了。 4.回轉循環(huán)時間 第四章 回轉機構關鍵構件有限元分析 4.1 有限元分析介紹 4.1.1 有限元方法介紹 有限元法是將連續(xù)介質離散為有限多個單元來進行分析計算的方法。它是1960年由美國的Clough〔克拉夫〕在首先提出使用的。40多年來,該方法已由由靜力平衡問題擴展到穩(wěn)

42、定性問題、動力學問題和波動問題分析的對象由彈性材料擴展到塑性、粘塑性和復合材料等,彈性力學平面問題擴展到板殼問題、空間問題,從固體力學擴展到流體力學熱傳導學、電磁學等領域。有限元法是一個CAE<計算機輔助工程、計算機輔助工程>是一個重要的分支,它是提高產品性能,加快產品開發(fā)過程的有效方法,從分析的角度來解決問題的總體性能及其相關產品,解決濫用在傳統(tǒng)的設計和制造過程中,使用該技術產品的各種工況進行了分析,預測產品的整體性能,并改進產品設計,提高產品性能。有限元法和強大的分析功能,與此同時,許多如Pro / E、UG、CATIA具有非常強大的造型功能結合的優(yōu)勢都使用,可以很容易

43、地和迅速實現了CAD軟件建立三維模型,運動模擬機制,然后將其導入有限元分析軟件,該模型進行分析。如果要進行修改,只需要改其中一部分就行。通過使用有限元法分析機構,可以獲得整體,部分在各種各樣的信息,如變形、應力分布狀況,在實用的前提下,系統(tǒng)或組件可以判斷是否符合要求,發(fā)現薄弱環(huán)節(jié),學習哪些方面需要修改,以優(yōu)化系統(tǒng)與其他傳統(tǒng)的力學方法相比,有限元方法有許多優(yōu)點: 1〕可以分析的形狀非常復雜,不均勻的各種實際工程結構; 2〕可模擬各種復雜的材料本構關系、條件和荷載； 3〕可以進行結構動力分析； 4〕由于預處理和后處理技術的發(fā)展可以大量的方案的比較分析,并迅速圖計算結果,

44、從而優(yōu)化項目計劃。 用有限元進行分析的基本步驟： 1） 對象離散化。根據需要和計算精度來將分析的對象離散為有限多個單元,一般來說,單元分裂更詳細的規(guī)則描述變形情況更準確地說,越接近實際變形,但計算量就越大。 2〕單元特性分析。首先位移模式的選擇。有限元法通常采用位移法,因此應該合理的選擇方式的位移<位移函數>。然后分析了單元的力學性能。基于單元的材料特性、形狀、大小、節(jié)點數量、位置及其意義,并找出節(jié)點力和節(jié)點位移之間的關系,即元素剛度矩陣派生,這是一個關鍵步驟的分析。最后計算等效節(jié)點力。單元邊界上的表面力、體積力或集中力相當于轉移到節(jié)點,也是使用等效節(jié)點力,而不是所有單元

45、上的力。 3〕單元組集。利用結構力的邊界條件和平衡條件把各個單元按原來的結構重新聯結起來,形成整體剛度矩陣。 4〕求解未知節(jié)點位移。解出有限元方程求出節(jié)點位移,然后根據節(jié)點位移來求出別的未知量。 與計算機技術的迅速發(fā)展和廣泛應用有限元法也被快速的發(fā)展和廣泛的應用?；剞D機構由于其惡劣的工作環(huán)境和復雜的力量,傳統(tǒng)力學方法分析了力學的應用程序不能完全滿足設計的需要。應用有限元法分析,可以應用程序中的挖掘機的理論分析各種問題的力學和工程數值模擬,將挖掘機的設計和改善起到很大的推動作用。 4.1.2 ANSYS軟件介紹 ANSYS軟件是能進行流體、結構、電磁場、聲場的耦合場分析的大型

46、通用有限元分析軟件。它是由美國ANSYS公司開發(fā)的可以與大多數CAD軟件接口,實現數據共享和交換,比如Pro /工程師,NASTRAN軟件,Alogor,i - deas,AutoCAD,等,是一種先進的CAD工具在現代產品設計。ANSYS軟件是美國核安全局〔NQA〕、美國機械工程師協會〔ASME〕以及近二十種專業(yè)技術協會認證的標準分析軟件,它還是是第一個通過ISO9001質量認證的大型設計軟件。在國內被國務院17個部委推廣使用。一般的機械結構都比較復雜,受到較多負載的情況下,理論分析比較難以解決,要想解決的話,就必須要采用數值模擬的方法來簡化機構再進行分析。由于電腦工業(yè)的發(fā)展,相應的軟件也應

47、運而生,ANSYS軟件廣泛應用于工程、機械、電氣、民事、電子、航空等領域的使用,可以實現一定程度的信譽,贏得了社會各界的好評。用該軟件,即能節(jié)省成本又能縮短設計時間。到80年代初,一些大的國際工程面向有限元通用軟件主要包括:ANSYS,NASTRAN,ASKA,ADINA,SAP等。今天的9.0版本跟1971年的最初版本有了很大不同,最初版本只能提供熱與結構線性分析,現在可用來求流體、結構、電磁場、電力及碰撞等問題。它將有限元、優(yōu)化技術與計算機圖形學完美結合,包含了前后置處理與各種解題程序,它已然成為了解決現代工程學問題必不可少的工具之一。 4.2結構有限元分析流程 Pro/MECH

48、ANICA STRUCTURE結構分析軟件包,包含兩種工作方式,即就是:限元模式工作流程,基本模式工作流程,有,如圖4.1和4.2所示。該軟件包可以進行結構分析與優(yōu)化。 圖4.1基本工作流程 圖4.2有限元模式的工作流程 基本工作模式將使用MECHANICA的適配型P碼功能,它可以讓用戶創(chuàng)建材料、連接、約束、載荷、測量等模型圖素并進行網格劃分,然后利用自己的求解器來找出解決問題得方法。 FEM模式則使用MECHANICA的有限元模型功能來取代P碼功能,該功能可以創(chuàng)建約束、載荷和理想化等FEM模型圖素,同

49、時也可使用H碼元素將模型網格化,然后再運行第三方有限元軟件<如: NASTRAN、ANSYS、ABAQUS等>來進行預覽,分析并獲取分析結果。 本論文將按照有限元分析工作流程,利用Pro/MECHANICA STRUCTURE結構分析軟件包,完成對關鍵構件的結構分析和評估。 4.3齒輪的結構有限元分析 〔1〕因為齒輪是軸對稱的零件,而且受到的載荷也是對稱的,所以將Pro/Engineer中建立的齒輪模型截取一個齒模型導入Pro/MECHANICA中進行計算。 〔2〕設置齒輪材料屬性 選用齒輪彈性模量E=206GPa,材料為40Cr;密度ρ=7.82×10-6kg/mm3;泊松比μ

50、=0.3。同時將材料屬性分配給齒輪模型。 〔3〕添加約束條件 對齒輪采取靜力分析,選取兩側面為對稱面,分別對X、Y、Z三個方向上的平動和轉動進行約束,其過程底面進行約束。 〔4〕施加載荷 提取其中一個直齒進行分析,在齒輪齒面嚙合線上建立局部坐標系,齒根所受彎曲應力是最大的時候是嚙合到齒頂時,所以將載荷加載在極限位置的齒頂處。將齒面上的法向載荷Fn在節(jié)點處分解為2個相互垂直的徑向力Fr與圓周力Ft兩個分力。該齒輪實際傳遞的最大扭矩T=20062N·m,齒輪壓力角α=20°標準值。則徑向力Fr=Ft·tanα=3467 N,圓周力Ft= 2T/d= 9526 N,加載結果。 〔5〕建立分

51、析文件 類型分析有限元模式選擇中使用的"結構"<結構>結構力學分析,可以計算出位移、結構的應力、應變和力參數,如計算的過程中,該求解器可以判斷每一個單元的非線性邊界應力連續(xù)性是否達到了單元階次標準,并在計算結果中給出應力誤差報告,從精度和計算速度方面都比較合適。 圖4.3 創(chuàng)建有限元分析 〔6〕有限元網格劃分 通過Pro / MECHANICA AutoGEM<自動網格行分隔符>工具來進行有限元網格自動劃分。AutoGEM可根據幾何參考來劃分網格。本文直接了選取直齒輪幾何實體進行劃分,在劃分過程中設置控制參數并用四面體網格來完成,如圖4.4所示。 圖4.4 創(chuàng)建網格 對該回

52、轉齒輪輪齒共設置了2840 elements and 751 nodes。 〔7〕網格檢測 劃分網格后,系統(tǒng)彈出了如圖4.5的對話框,設置對話框的各個選項后,單擊"Check"按鈕就可以檢測網格精度,可以看到模型中創(chuàng)建的變形小于0. 400000的單元只有3%,中比例小于0. 100000的單元只有2%,長寬比大于7. 000000單元沒有。所以可以看出,只有少數精度較差的單元,劃分的網格精度基本符合要求。 圖4.5 網格檢測結果 〔8〕運行分析求解 在求解過程中Pro/MECHANICA給了七種求解器,即ANSYS模式、DisplayOnly模式、COS-MOS/M模式、NAS

53、TRAN模式、SUPERTAB模式、PATRAN模式,本文選擇ANSYS模式作為有限元的求解器,可以輸出ANSYS軟件識別的分析結果文件,如圖4.6。 圖4.6 有限元求解 〔9〕顯示并獲取計算結果 求解完畢后輸出you_madachilun_fuben.ans格式齒輪文件并保存,就可利用ANSYS軟件直接輸出結果。輸出的結果中包括了靜力分析的各種物理量,例如:位移、應力、應變能、應變等。本文選用了云紋圖進行表示,可以看出直齒輪的應力應變情況,如圖4.7所示。 圖4.7 應變與應力云圖 從云圖上可以看到,齒輪的最大變形發(fā)生在齒頂處,最大變形為0.0119mm,齒頂嚙合處受

54、到的應力最大,最大應力值為71.196Mpa。支架梁的材料的屈服極限為206Gpa滿足要求,符合經驗設計的情況,說明齒輪更易失效的形式是齒面接觸疲勞失效,在優(yōu)化設計中可以進行熱處理等方法來調節(jié)齒輪的硬度,從而設計出更優(yōu)越的產品。 4.4 支架梁的結構有限元分析 〔1〕將在Pro/Engineer中建立的支架梁模型導入Pro/MECHANICA中進行計算。 〔2〕設置材料屬性 選用齒輪材料為鋼,泊松比μ=0.3;密度ρ=7.82×10kg/mm3;彈性模量E=2.1×105MPa,然后將材料屬性分配給齒輪模型。 〔3〕添加約束條件 本文對支架梁進行靜力分析,對插入履帶框的部分創(chuàng)建面域

55、,分別對X、Y、Z三個方向上的轉動和平動進行約束。 〔4〕施加載荷 在梁的上面加面載荷F=V=230KN。 〔5〕建立分析文件 有限元模式下,選擇為"結構"來進行結構力學分析,可以得到結構的應力、應變、位移和力等參數,該求解器可以判斷每個單元的邊界應力非線性連續(xù)性能不能達到單元的階次標準的要求,并輸出應力誤差報告,保證了計算精度與速度。 圖4.8 創(chuàng)建有限元分析 〔6〕有限元網格劃分 網格控制采用"Boundary"<邊界>選項,選"Triangles"<三角面>方式顯示網格獲得較高精度的網格,如圖4.9。 圖4.9 創(chuàng)建網格 對支架梁共設置了

56、5880 elements and 2922 nodes 〔7〕網格檢測 劃分了網格后,系統(tǒng)彈出了"Element Qualty Checks"對話框,設置完各個選項后,單擊"Check"就可以檢測網格精度,檢測結果如圖4.10所示,由圖可見中比例小于0. 100000的單元只有1%,模型中沒有創(chuàng)建的長寬比大于7. 000000單元?？梢钥吹?只有少數精度較差的單元,所以劃分的網格精度符合要求。 圖4.10 網格檢測 〔8〕運行分析求解 在求解過程中Pro/MECHANICA提供了七種求解器,即ANSYS模式、DisplayOnly模式、COS-MOS/M模式、NASTRAN模式、S

57、UPERTAB模式、PATRAN模式,本文選用ANSYS模式。 圖4.11 有限元求解 〔9〕顯示并獲取計算結果 求解完后輸出dipanzhijia-liang.ans格式文件保存,就能用ANSYS直接輸出結果。本設計選用云紋圖,得到了支架梁的應變情況,如圖4.12所示： 圖4.12 應變云圖與最大位移節(jié)點 應力情況,如圖所示： 圖4.13 應力云圖與最大應力節(jié)點 結果分析：根據ANSYS的分析結果可知,最大變形發(fā)生在支撐板邊緣四角處,最大變形為0.15446mm,支架梁在與履帶框限位的附近所受應力最大,最大應力值為23.707Mpa。材料屈服極限為290Mpa,所以

58、支架梁滿足強度要求。從云圖上可看出,受應變很小,在優(yōu)化設計中可通過增加該部分的厚度來改善承載能力,從而進一步優(yōu)化。 4.5 支撐板的結構有限元分析 〔1〕、將在Pro/Engineer中創(chuàng)建的支撐板模型導入Pro/MECHANICA中計算。 〔2〕、設置材料屬性 選用齒輪材料為鋼,彈性模量E=2.1×105MPa;泊松比μ=0.3;密度ρ=7.82×10-6kg/mm3。同時將材料屬性分配給支撐板模型。 〔3〕、添加約束條件 本文對支架梁采取靜力分析,對與外圈接觸的部分創(chuàng)建面域,分別對X、Y、Z三個方向上的平動和轉動進行約束。 〔4〕、施加載荷 在支撐板與上車架接觸的面域加面載

59、荷F=V=560KN。和回轉扭矩M=3147N·M 〔5〕、建立分析文件 有限元模式下,選擇為"結構"來進行結構力學分析,可以得到結構的應力、應變、位移和力等參數,該求解器可以判斷每個單元的邊界應力非線性連續(xù)性能不能達到單元的階次標準的要求,并輸出應力誤差報告,保證了計算精度與速度。 圖4.14 有限元分析 〔6〕、有限元網格劃分 網格控制采用"Boundary"<邊界>選項,選"Triangles"<三角面>方式顯示網格獲得較高精度的網格。由于支撐板螺栓孔較多,在網格控制中設置螺栓孔面來建網格面,可以讓網格均勻出現。 圖4.15 創(chuàng)建網格 對支撐

60、板共設置了78868 elements and 39216 nodes 〔7〕、網格檢測 劃分網格后,系統(tǒng)彈出"Element Qualty Checks"對話框,設置對話框的各個選項后,單擊"Checks"按鈕即可檢測網格精度,檢測結果如圖所示,由圖可見模型中創(chuàng)建的長寬比大于7. 000000單元沒有,中比例小于0. 100000的單元也只有4%。由以上分析可知,劃分的網格精度符合要求。 圖4.16 網格檢測 〔8〕、運行分析求解 在求解過程中Pro/MECHANICA提供了七種求解器,即DisplayOnly模式、ANSYS模式、NASTRAN模式、COS-MOS/M模式、P

61、ATRAN模式、SUPERTAB模式,本文選用ANSYS模式。 圖4.17 有限元求解 〔9〕、顯示并獲取計算結果 求解完后輸出shangban.ans格式文件并保存,就可以利用ANSYS直接輸出結果。本文選用了云紋圖,獲取了支架梁的應變情況,如圖4.18所示： 圖4.18 應變云圖與最大位移節(jié)點 應力情況,如圖4.19+所示： 圖4.19 應力云圖與最大應力節(jié)點 結果分析：根據ANSYS的分析結果可知,支撐板最大應力發(fā)生在外圈接觸邊緣處,最大應力值為61.365Mpa,最大變形發(fā)生在支撐板邊緣四角處,最大變形為0.2451mm。支撐板的材料的屈服極限為290Mp

62、a,故強度滿足要求。從云圖上可以看到,所受應變很小,在優(yōu)化設計中可以通過改變厚度或者增加附加結構來改善承載能力,進一步優(yōu)化。 第五章 回轉機構液壓系統(tǒng)及制動器設計 5.1回轉馬達與機械式制動器的介紹 回轉馬達是為挖掘機回轉機構提供動力的重要部件,主要是將油液的動能轉變?yōu)檩S與齒輪的機械能?，F在的液壓回轉馬達一般內部都有液壓及機械式的制動器,當操縱回轉的回轉操縱閥處于中間位置時,馬達就開始制動,其制動力矩由閥來調節(jié)。但液壓制動不具有良好的慣性,不能長時間保持同一狀態(tài)。而裝了機械式的制動器后,能使制動變得可靠長久,可以阻止在坡度大的路面或者風的作用讓其自動回轉。

63、為了減少制動時候對齒輪與齒圈產生的沖擊過大,要讓機械制動在液壓制動之后延遲幾秒。液壓制動通過節(jié)流孔或者流量閥回油來讓液壓缸回油保持一個范圍。 圖4.2挖掘機典型的回轉液壓回路 圖4.2中的油路就是通過流量閥來保持回油量在一定范圍內。 5.2制動器的選擇 制動器根據工作元件的特點分為：帶式制動器、閘瓦式制動器、片式制動器、圓錐式制動器。 閘瓦式制動器 閘式制動器在設計比較合理的情況下,對制動輪軸加的彎矩比較小,閘瓦間的磨損也相對比較均勻。制動同樣的力矩,這種制動器需要的尺寸更小,同時也比較可靠,摩擦散發(fā)出的熱量能比較好的散發(fā)出去。所以本設計采用這種制動

64、器。 6.4液壓系統(tǒng)的計算 因為地面附著力為: ≈33437N.m〔=0.25〕 所以回轉制動力矩為： Mb=0.6 Mf≈20062N.m 回轉啟動力矩為： Mo= Mb/c≈12538N.m<取C=1.6> 由于大功率馬達價格昂貴妾安裝尺寸較大,,原則上選用大扭矩低轉速的馬達,初選型號為1WYH2-3000 挖掘機機設計手冊可得 回轉阻力矩： 式中： ——旋轉支撐裝置中的摩擦阻力 ≈5.3KN.m ——風阻力矩 ≈56.2KN.m ——由慣性力造成的旋轉阻力矩 ≈24KN.m 為啟動時間取4S ——有坡道或浮船傾斜造成的傾斜阻力矩 ,直立時傾

65、斜最大外傾角為10度,≈1.7KN.m 有以上可以得出：M阻≈89KN.m 等效功率： 代入數據可得： ≈22KW 由已知回轉速度為2.5r/min知,馬達實際轉速為n=2.5*9.75≈24.3r/min 所以馬達實際排量為Q=≈0.895x24.3/0.8≈21.32L/r 式中qc—馬達理論排量ml/r n—馬達轉速r/min —馬達容積效率取0.8 單個馬達的實際功率為:P=≈8.8Kw 所以實際功率為:P≈26Kw>22Kw 實際輸出扭矩為M=≈50000N.m>Mb滿足使用要求。 總 結 致謝 參考文獻 46 / 46