挖掘機回轉(zhuǎn)機構畢業(yè)設計

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1、 斗容 1m3挖掘機回轉(zhuǎn)機構設計 2015 年6 月 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(jīng)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(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。 針對斗容 1m3

2、挖掘機的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)，我進行了驅(qū)動方案分析，回轉(zhuǎn)支承選型設計，回轉(zhuǎn)速度控制及制動方案與制動器設計， 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行優(yōu)化設計。 國內(nèi)的挖掘機廠商對國內(nèi)市場的把握還不夠大， 對挖掘機回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的不斷優(yōu)化對國內(nèi)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(zhuǎn)機構設計；有限元 第一章緒 論 1.1 液壓挖掘機及其回轉(zhuǎn)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

3、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(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(chǎn)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(chǎn)率， 為國民建設與國民經(jīng)濟服務。 挖掘機的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)由回轉(zhuǎn)支承、回轉(zhuǎn)機構、轉(zhuǎn)臺和液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)等

4、組成?；? 轉(zhuǎn)支承的內(nèi)外座圈間設有滾動體， 其底座跟帶齒的內(nèi)座之間用螺栓連接， 外座圈跟轉(zhuǎn)臺用螺栓連接。挖掘機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)機構的小齒輪既能繞自身自轉(zhuǎn)又能繞轉(zhuǎn)臺中心公轉(zhuǎn)， 帶動轉(zhuǎn)臺繞底架回轉(zhuǎn)，相當于行星機構。 1.2 國內(nèi)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(chǎn)特大型挖掘機，例如，美國生產(chǎn)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(chǎn)的斗容量 107m 3的剝離用挖掘機， 斗容

5、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(chǎn)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(nèi)的挖掘機生產(chǎn)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(chǎn)品（如高原型車、焊接車等），爭取步入 大型挖掘機市場，不能只依靠國外進口，把握市場方向。同時，國內(nèi)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(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

6、家的基礎工程建設相當多， 挖掘機的產(chǎn)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(chǎn)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(zhuǎn)機構 方案設計及結構設計。 研究內(nèi)容包括，驅(qū)動方案分析確定，傳動設計，回轉(zhuǎn)支承選型設計，回轉(zhuǎn)速 度控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(zhuǎn)馬達與回轉(zhuǎn)支承的選型，計算嚙合齒輪參數(shù)，計算液壓系統(tǒng)參數(shù)。

7、 結合三維建模及分析修改設計方案及結構參數(shù)；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(zhuǎn)方案選擇 1）高速方案：采用高速液壓馬達，經(jīng)過齒輪減速箱來帶動小齒輪繞齒圈滾動，從而使平臺回轉(zhuǎn)?？梢允褂?4 種回轉(zhuǎn)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

8、行星齒輪傳動進行了系列化和專業(yè)化生產(chǎn)。 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(zhuǎn)速比較低，但扭矩比較大，帶動小齒輪并讓轉(zhuǎn)臺 回轉(zhuǎn)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(nèi)曲線式和星型柱塞式等。 不用經(jīng)過減速器驅(qū)動的回轉(zhuǎn)機構多是內(nèi)曲線式的， 而 且這種馬達轉(zhuǎn)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

9、 較少，可靠性比較好，對油污的敏感性也比較小。 為了經(jīng)濟性、可靠性和效率，選用了方案 2。 2.2 回轉(zhuǎn)機構齒輪嚙合方案的確定 內(nèi)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(nèi)齒式齒輪嚙合傳 動。 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(xiàn)實應用最廣泛的是上述（ 1）（ 2）（ 3） 3 種。 縱

11、觀液壓挖掘機回轉(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， 近來單排四點接觸球式得到了迅速的發(fā)展。 對比這三種回轉(zhuǎn)支承，單排四點接觸球式的全部滾動體都能同時分擔載荷， 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(zhuǎn)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(zhuǎn)支承的系列標準及其具體選型 滾動軸承式回轉(zhuǎn)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

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“ HJ”表示。 第二類或稱為第二系列為接觸角 45o 的四點接觸球式回轉(zhuǎn)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(nèi)齒（代號 “ N”）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 D0 2820mm ，具有內(nèi)齒機構形式的交叉 滾柱式回轉(zhuǎn)支承。 我國指定的滾動軸承職稱系列標準有一下特點：

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)以滿足不同的主機需要， 內(nèi)外齒的原始齒形均為標準型 （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（當大齒圈齒數(shù)為 95— 116 時變位系數(shù)取 +1.0 ；當齒數(shù)為 117— 136 時取 +1.15 ；當齒數(shù)等于和大于 1

14、37 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(zhuǎn)支承參數(shù)系列，初步選取四 點接觸球式滾動回轉(zhuǎn)支承 HSN 880 系列，其基本技術參數(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 四點接觸球式滾動回轉(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 整機使用質(zhì)量（含配重） 30000 ㎏ 其中預估： 上車 19900 ㎏ 下車 9

16、100 ㎏ 柴油機  型號  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 先導油路 斗桿油缸 - 個數(shù)×缸徑×行程 (mm) 140×1635×100 動臂油缸 - 個數(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 結構設計 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，因為其常在低速大負荷下運轉(zhuǎn)。 為了研究滾動軸承式回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)支撐的座圈是一個多支點彈性體 ,主 要以滾動體為支點，承受著傾覆力矩 M 徑向載荷 Fr 以及軸向載荷 Fa 的共同作用。設內(nèi)座圈與底架固定，外座圈與轉(zhuǎn)臺固定，轉(zhuǎn)臺經(jīng)外座圈，滾動體，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，為了

19、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(nèi)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(nèi)力進行計算， 經(jīng)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  P嚙 和風力  P風 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 C Kh q

20、 F 520公斤 5.2KN 其中 C——風載體型系數(shù)取 0.7 Kh——高度休整系數(shù)取 1 q——風壓值取 25 公斤 /m2 F——迎風面 P離 按照外傾 5°來進行計算 : 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 + P離 ≈5.2+1.37+43≈50

21、KN 各力對回轉(zhuǎn)中心取距的傾斜力矩 M 為 M G i L i 離 風 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、動容量來決定回轉(zhuǎn)支承的負荷能力，動容量指回轉(zhuǎn)支 承回轉(zhuǎn) 100 萬轉(zhuǎn)不會疲勞破壞出現(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(zhuǎn)支承正常運轉(zhuǎn)的能力。 挖掘機回轉(zhuǎn)速度比較低，所以只需要計算其回轉(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 計算安全系數(shù) : 軸向 E 額定靜負荷容量為 :Coa=3000KN 4.5M Gp 2.5Hp sin r 當量軸向載荷 :Cp= D cos r≈ 2296KN 所以 f s Coa ≈ 1.31 Cp 查挖掘機設計手冊知 ,安全系數(shù)在

23、1.20~1.35之間符合設計要求 3.3 回轉(zhuǎn)支承的選型 經(jīng)過計 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。 m . M 矩 力 覆 傾

24、 軸向力 圖 3.1 QNA1600-40 承載曲線圖 確定滾動體的數(shù)目： Z=D π/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(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 公斤最大接觸點應力：

25、 點 max 40003 N max r換 2 ≈10000公斤 / 厘米 2 式中： Nmax ——最大的正應力； 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 查設計手冊可知當 HB<300 時 [ max ] 24000 ~ 3000 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+F a/n 式中 M ——傾覆力矩，根據(jù)前面計算得 M=628KN.m F

26、a——軸向力，根據(jù)前面計算得 Fa =560KN D——螺栓分布圓直徑，根據(jù)回轉(zhuǎn)支承型號查得 D=1540mm n——螺栓分布的個數(shù)，根據(jù)回轉(zhuǎn)支承型號查得 n=40 故  P0=4M/nD+F a/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(shù)，對于不用彈簧墊圈的高強度螺栓通常取 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 螺栓上的預緊應力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 螺栓的預緊應力通常是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，故符合預緊力要求。 （ 3）螺栓最大計算載荷 Pj= py pg x ≈50.4KN

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

29、= M PU q 103 （ ） W bme MPa PU—— 運轉(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 ——油馬達驅(qū)動機構的額定輸出扭矩， 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 ——相對應力集中系數(shù)，由系數(shù)圖查得： Ysr =0.88 由 2-7 式計算得： Flin =525×1.9 × 1/0.88 × 1.5=755.67MPa 計算結果表明： F max Flin ，齒根抗彎強度足夠。 3.7 回轉(zhuǎn)軸承齒輪設計 3.7.1 參數(shù)選擇 回轉(zhuǎn)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(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(shù)，計算名義轉(zhuǎn)矩 T1 =3000 N M 由表查得使用系數(shù) K A=1.75 。由圖試取動載荷系數(shù) 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.

33、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(shù)和參數(shù) 因選用標準齒輪， 初選重合度系數(shù) Zε =0.9，節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH =2.5，查手冊確定彈性系數(shù) 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 σ Hlim1 =800MPa，σ Hlim2 =560MPa 。 小齒輪應力循環(huán)次數(shù) 大齒輪應力循環(huán)次數(shù) 查手冊可知： 接觸疲勞強度壽命系數(shù) ZN（允許有一定量點蝕）為： ZN

34、1=0.95，ZN2=1.03。 查手冊取安全系數(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) 由計算結果來校核前面得假設正確與否 Ft 2T1 2 3 106 d1 41667N 144 查手冊得 合理，取 因 d =0.6， b=200， 7 級精度，對稱布置，查手冊得 。 計算載荷系數(shù) 按 ，查手冊查得 。

37、標準齒輪，節(jié)點區(qū)域系數(shù) 。 齒面接觸疲勞強度校核 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(shù) 查手冊 kF 1.33。 則 (2)確定參數(shù) 經(jīng)過查手冊，小齒輪齒形系數(shù) ，大齒輪齒形系數(shù) 。 查手 冊可 知；小齒輪應力修

38、正系數(shù) ，大齒輪應力修正系數(shù) ； 重合度系數(shù) 。 (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(shù)：  ，  ；取應力修正系 數(shù) ；查手冊查得尺寸系數(shù)  ，安全系數(shù)  。 (4) 校核齒輪彎曲疲勞強度比較 按大齒輪來校核

39、 彎曲疲勞強度足夠。 3.8 轉(zhuǎn)臺運動分析 圖 3.2 轉(zhuǎn)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

40、 圖 3.4 泵起動時轉(zhuǎn)角與 t 關系 在考慮啟動階段的回轉(zhuǎn)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： M S 常數(shù)（ rad/s） （ 3-1） J 根據(jù)式 3-1 和圖 3.3 的坐標系建立角速度 x 對時間 t 的微分方程 d x dt

41、 其通解 x t C 當 t 0 時 , x 0，解得 C 0 固特解 x M Sk ?t (3-2) J 當 t tQ 時 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 的坐標系建立較

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

43、 1 ? J 2 起動過程所耗功率  2 Q (6-6) N M S k ? Q (W) (6-7) 式中： J — 滿斗回轉(zhuǎn)時的轉(zhuǎn)動慣量（ kg·m2 ） Q 、 Q 、 tQ 分別是滿斗回轉(zhuǎn)時轉(zhuǎn)臺的轉(zhuǎn)臺角速度（ rad/s）、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)臺產(chǎn)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(diào)定的壓力，馬達就

44、開始制動。 在考慮制動階段的回轉(zhuǎn)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： B M B k 常數(shù)（ rad/s2 ） （3-8） J 圖 3.5 實測下轉(zhuǎn)臺的制動力矩變化

45、 圖 3.6 制動時 w 與 t 關系 根據(jù)式 3-8 和圖 3.6 的坐標系建立角速度 B 對時間 t B 的微分方程 d B M B k dt J 其通解 B M Bk ?tB C J 當 tB tZ 時 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 tB 0時，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 的坐標系建立轉(zhuǎn)角 B 對制動時間 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 tB 0 時 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)臺制動時轉(zhuǎn)角與 t 關系 當 tB tZ 時 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)臺轉(zhuǎn)的時間比較長，轉(zhuǎn)角比較大時可能會出現(xiàn)勻速過程，設 為轉(zhuǎn)臺只朝 一個方向回轉(zhuǎn)時轉(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 空斗時轉(zhuǎn)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(zhuǎn)狀態(tài)下導出的，只要將 滿斗時轉(zhuǎn)臺的轉(zhuǎn)動慣量 J 換為 J0 并選取不同的 Q ，就可以沿用上述公式。 (一) 對于用三角形速度圖 ' 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 通過以上的計算分析，我們的出了回轉(zhuǎn)平臺在轉(zhuǎn)動過程中的轉(zhuǎn)動角度、角加 速度、轉(zhuǎn)動時間等一系列轉(zhuǎn)動參數(shù)的計算公式，這為后面我們得出具體的數(shù)據(jù)奠 定了基礎。 3.9 轉(zhuǎn)臺最佳速度的分析計算 為了確定轉(zhuǎn)臺的最佳轉(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，應盡 可能縮短回轉(zhuǎn)時間。 另外，最佳轉(zhuǎn)速也與轉(zhuǎn)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(zhuǎn)臺最佳轉(zhuǎn)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(zhuǎn)臺計算分析 回轉(zhuǎn)循環(huán)時間： 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)機構所需液壓功率（ KW ） 0 — 回轉(zhuǎn)機構總效率； 1 ? 2 ? 3 ，其中 1 為回轉(zhuǎn)支承效率； 2 為減速 器效率； 3 為液壓馬達效率（包括容積效率和機械效率）； (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 具有無勻速運動階段三角形速度圖的轉(zhuǎn)臺最佳速度計算分析 對于定量泵驅(qū)動空斗單向回轉(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 的計算分析我們已經(jīng)全部完成了，用正確的運用上述公式代入相關的數(shù)據(jù)，即可 得到我們所需要的參數(shù)。 3.10 回轉(zhuǎn)機構的參數(shù)選擇 計算轉(zhuǎn)臺最佳轉(zhuǎn)速的時候， 要先做好回轉(zhuǎn)機構的運動特性分析， 確定轉(zhuǎn)臺的轉(zhuǎn)動 慣量，轉(zhuǎn)角

65、范圍與起動、制動力矩等參數(shù)。 3.10.1 轉(zhuǎn)動慣量的計算 對于反鏟的方式，由經(jīng)驗公式得 : 5 滿斗回轉(zhuǎn)時： J 128G3 5 空斗回轉(zhuǎn)時： J0 72G 3 由設計任務書我們知道， G 10t 代入上式可得： 滿斗回轉(zhuǎn)時： J 59412.3 N·m·s 2 空斗回轉(zhuǎn)時： J0 33419.4 N·m· s 2 所以， J 1.78 ,式中 G—單斗液壓挖掘機的整機重量（ t）.

66、 J 0 3.10.2 回轉(zhuǎn)所需起動力矩和制動力矩估算 行走系統(tǒng)跟地面摩擦產(chǎn)生的力矩 M 應該超過回轉(zhuǎn)最大啟動與制動力矩。 當機械 制動時可取 M B 0.8 ~ 0.9M ，僅靠液壓制動時可取 M B 0.5 ~ 0.7M 。MB 為作用在 轉(zhuǎn)臺上的最大制動力矩。 行走系統(tǒng)與地面摩擦產(chǎn)生的力矩可按下面公式計算： 4 4 M 4910 G 3 4910 0.5 10 3 52891.371 (N ·m) 式中： G—挖掘機總重（ t） . —附著系數(shù)，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 MB M 0.85 52783.68 44866.13 0.85 (N·m) 對于機械制動，一般取C 1.6，因為C M B ， 所 以