斗容 1m3挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)設(shè)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(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，其回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)要承受軸向載荷，徑向載荷，和傾覆力矩，對其剛度，強度與穩(wěn)定性就有一定的要求。 所以，挖掘機(jī)的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)對保持挖掘機(jī)整體的穩(wěn)定性方面有重要作用， 對挖掘機(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)。針對斗容 1m3 挖掘機(jī)的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)，我進(jìn)行了驅(qū)動方案分析，回轉(zhuǎn)支承選型設(shè)計，回轉(zhuǎn)速度控制及制動方案與制動器設(shè)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(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。國內(nèi)的挖掘機(jī)廠商對國內(nèi)市場的把握還不夠大， 對挖掘機(jī)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(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；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)對于對于減輕工人繁重的體力勞動，加快施工進(jìn)度，提高施工機(jī)械化水平，促進(jìn)各項建設(shè)事業(yè)的發(fā)展，都起著很大的作用。一臺斗容 1m3 挖掘機(jī)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(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)臺和液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)等組成?；剞D(zhuǎn)支承的內(nèi)外座圈間設(shè)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(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)臺中心公轉(zhuǎn)， 帶動轉(zhuǎn)臺繞底架回轉(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，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107m3的剝離用挖掘機(jī)， 斗容量 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(jī)的變型產(chǎn)品（如高原型車、焊接車等），爭取步入大型挖掘機(jī)市場，不能只依靠國外進(jìn)口，把握市場方向。同時，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(shè)計的目的和意義目前我國及發(fā)展中國家的基礎(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，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)計思路與方法； 鍛煉其綜合運用機(jī)械類基礎(chǔ)知識解決實際問題的能力和提高對計算機(jī)軟件的應(yīng)用水平；本設(shè)計要求完成上臺車回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)方案設(shè)計及結(jié)構(gòu)設(shè)計。研究內(nèi)容包括，驅(qū)動方案分析確定，傳動設(shè)計，回轉(zhuǎn)支承選型設(shè)計，回轉(zhuǎn)速度控制及制動方案與制動器設(shè)計。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，計算嚙合齒輪參數(shù)，計算液壓系統(tǒng)參數(shù)。結(jié)合三維建模及分析修改設(shè)計方案及結(jié)構(gòu)參數(shù)；標(biāo)準(zhǔn)件或選用總成要完成選型匹配計算，寫出具體的型號。生成二維設(shè)計圖，按標(biāo)準(zhǔn)要求完成標(biāo)注、打印出二維設(shè)計圖；第二章 方案設(shè)計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(jī)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(jìn)行了系列化和專業(yè)化生產(chǎn)。方案優(yōu)點：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，同時又能降低成本縮小體積。設(shè)置了機(jī)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(dá)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(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：這種馬達(dá)傳動比較簡單，起動的時候制動性能也比較好，零件比較少，可靠性比較好，對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 (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 (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(jī)上。現(xiàn)實應(yīng)用最廣泛的是上述（1）（ 2）（ 3） 3 種?？v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(dān)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(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(biāo)準(zhǔn)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(biāo)準(zhǔn)，由專門的軸承廠制造，主機(jī)成更具用途選用即可。我國制定的滾動支撐系列標(biāo)準(zhǔn)分兩大類，六種結(jié)構(gòu)形式，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(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。我國指定的滾動軸承職稱系列標(biāo)準(zhǔn)有一下特點：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020o ，齒頂高系數(shù)f01，齒頂間隙系數(shù) C00.25 ）. 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(dāng)大齒圈齒數(shù)為 95 116 時變位系數(shù)取 +1.0 ；當(dāng)齒數(shù)為117 136 時取 +1.15 ；當(dāng)齒數(shù)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 HRC6155. 座圈材料為50Mn,50SiMn，5CrMnMo 等，滾道表面硬度為HRC5565，硬化層深度為35mm.參考單斗液壓挖掘機(jī)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HSN880 系列，其基本技術(shù)參數(shù)如下:滾道中心直徑：D 0880mm外形尺寸：D1000mmd 760mm H95mm h12.5mm安裝尺寸：Du956mmDn800mmn2420mm內(nèi)齒參數(shù)：De718.18 mmdf728mmm10mmZ2 18x10.35L70mm四點接觸球式滾動回轉(zhuǎn)支承滾球尺寸：d040mmC 0 a2160kN接觸角45圖 2.1 回轉(zhuǎn)支承2.5 主要性能參數(shù)斗容量1M3整機(jī)使用質(zhì)量（含配重）30000其中預(yù)估： 上車19900下車9100柴油機(jī)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VV352380 mm(長×寬)( 長×寬×高 )I =0 3.1 km/h=05.5 km/ho6470× 2980 mm9865× 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(dǎo)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(jié)構(gòu)設(shè)計3.1 回轉(zhuǎn)支承的受力分析決定回轉(zhuǎn)支承壽命的主要是靜容量，因為其常在低速大負(fù)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(shè)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(guān)，為了計算的簡化，假設(shè)：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(jìn)行計算， 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?？傒S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3M 額143KNiD cosP風(fēng)CKhq F 520公斤5.2KN其中 C風(fēng)載體型系數(shù)取0.7Kh高度休整系數(shù)取1q風(fēng)壓值取 25 公斤 /m2F迎風(fēng)面P離 按照外傾 5°來進(jìn)行計算 :G i L i n 2P離=90024（）9002.5106 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+4350KN各力對回轉(zhuǎn)中心取距的傾斜力矩M 為MG i L i離風(fēng)i R i 391KN.mP i hiF3.2 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(fù)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(fù)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(jī)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)支承的承載角 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1.254M =M F s 79×10 N·mM 傾斜力矩計算安全系數(shù) :軸向 E 額定靜負(fù)荷容量為 :Coa=3000KN4.5MGp2.5Hp sin r當(dāng)量軸向載荷 :Cp= Dcos r 2296KN所以f sCoa 1.31Cp查挖掘機(jī)設(shè)計手冊知 ,安全系數(shù)在 1.201.35之間符合設(shè)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(biāo)出了（ Fa， M ）坐標(biāo)，并且在靜態(tài)承載力曲線下面。所以，選擇的支承型號符合要求。m.M矩力覆傾軸向力圖 3.1 QNA1600-40 承載曲線圖確定滾動體的數(shù)目： Z=D /d-0.51273.4 最大接觸應(yīng)力校核滾動體所受載荷分別為：Pv=V/z 5KNPhmax=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/sin+ Phmax/cos+ Pmmax/ sin 75KN 1928 公斤最大接觸點應(yīng)力：點 max40003N maxr換 210000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；142cos1其中： r換dDd cosr 0.09查設(shè)計手冊可知當(dāng) 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.mFa軸向力，根據(jù)前面計算得Fa =560KND螺栓分布圓直徑，根據(jù)回轉(zhuǎn)支承型號查得D=1540mmn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(yù)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(shè)置較大的預(yù)緊力，其大小如下：Py=ky P0 （1-）其中工作載荷分配系數(shù)，對于不用彈簧墊圈的高強度螺栓通常取0.25ky接合面緊密性安全系數(shù)，一般取ky1.52.0，在此取 2故Pyy0（）=kP1-=43.19KN螺栓上的預(yù)緊應(yīng)力y=10 Py F1其中 F1螺紋根部的斷面積。F1= d2 4=0.252 4=0.05N故y=10 Py F1= 10×15.9× 1000/0.05=3Mpa螺栓的預(yù)緊應(yīng)力通常是 y 0.5 0.7s，其中 s為螺栓的屈服極限查得螺栓的屈服極限 s為 15Mpa，故符合預(yù)緊力要求。（ 3）螺栓最大計算載荷Pj= pypgx 50.4KN（ 4） 螺栓強度計算ntsntsp j / F1 1.21.5p j / F1 3.35靜強度安全系數(shù)：計算疲勞強度安全系數(shù)： n1R / a23計算 n1R /a 5.63.6 回轉(zhuǎn)齒輪強度校核挖掘機(jī)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(yīng)根據(jù)力F max直齒圓柱齒輪齒根彎曲應(yīng)力計算公式即F max= MPU q 103（）WbmeMPaPU 運轉(zhuǎn)中出現(xiàn)在分度圓上最大圓周嚙合力（KN）P2M U2 1.550KNU=0.005 12mZM U 油馬達(dá)驅(qū)動機(jī)構(gòu)的額定輸出扭矩，M U =1.5KN.mm齒輪模數(shù)， m=5mmZ小齒輪齒數(shù)， Z=12q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=3b齒寬， b=45mme影響載荷系數(shù)，取e=1.25將上述參數(shù)代入 3-6 式得：F max =MPU q 103503 103W=0.0450.005533MPabme1.25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 =1.9SF min 彎曲強度最小安全系數(shù)，由表查得：SF min =1.5YX 尺寸系數(shù)，由尺寸系數(shù)圖查得： YX =1Ysr 相對應(yīng)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(jié)果表明：F maxFlin ，齒根抗彎強度足夠。3.7 回轉(zhuǎn)軸承齒輪設(shè)計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 241286HBS;大齒輪選擇調(diào)質(zhì)處理過的材料為 ZG42SiMn 鑄鋼，硬度 190240 HBS；粗選取 Z1 =127， Z 2 =117（參考已有的產(chǎn)品） iZ 21179.75Z112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 NM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 KH =1.3 。由表按齒面未硬化，直齒輪， 7 級精度，初取 KH=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) Z =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(yīng)力查手冊可知：齒輪材料接觸疲勞極限應(yīng)力 Hlim1 =800MPa， 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)查手冊可知：接觸疲勞強度壽命系數(shù)ZN（允許有一定量點蝕）為：ZN1=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322.9531069.751（188.90.92148.67mmd10.69.75576.8） mmb=d d1 =0.4148.67=60mm取小齒輪與大齒輪的寬度b1 =85mm， b2 =80mmb185m12d Z10.6 12取 m=12中心距am( z2z1 ) / 2630mm分度圓直徑d1mz1144mm， d 2mz21404mm基圓直徑db1d1 cos135.32mm， db 2d2 cos1319.32mm齒頂圓直徑d a1d12m(hx)173.93mm， d a 2d22h(mx)1385mm齒根圓直徑d f 1d12m(hc)118.8mm， d f 2d 22m( hc)1440mm重合度1 arccos(db1 / d a1 )38.92，2 arccos(db 2 / da2 ) 17.69z1 (tan a1tan a) z2(tan a2tan a)1.692(4) 由計算結(jié)果來校核前面得假設(shè)正確與否Ft2T123106d141667N144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。標(biāo)準(zhǔn)齒輪，節(jié)點區(qū)域系數(shù)。齒面接觸疲勞強度校核hZe Z h Z s2.935466679.75 1Mpa 550.6Mpa <hp =576.8Mpa8501449.75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 kF1.33。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(yīng)力修正系數(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，。查得計算彎曲疲勞強度的壽命系數(shù)：，；取應(yīng)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(guān)系圖 3.4 泵起動時轉(zhuǎn)角與 t 關(guān)系在考慮啟動階段的回轉(zhuǎn)阻力時，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(biāo)系建立角速度x 對時間 t 的微分方程dxdt其通解 xtC當(dāng) t 0 時 ,x0，解得 C 0固特解xM Sk ?t(3-2)J當(dāng) t tQ 時xQ即QM S k ?tQ( rad/s)(3-3)J或tQJ( s )（3-4）? QM Sk根據(jù)式 3-2 和圖 3.4 的坐標(biāo)系建立較x 對時間 t 的微分方程d xxM Sk ? tdtJ其通解xM Sk ? t2C2J當(dāng) t 0 時， x0，解得 C0固特解xM S k ?t 22J當(dāng) t tQ 時，xQ即QM S k ?tQ2J2Q （rad） (6-5)2J2M S k起動過程所耗功A M S k ? Q1 ? J2起動過程所耗功率2Q(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(jìn)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(dǎo)致馬達(dá)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(dá)就開始制動。在考慮制動階段的回轉(zhuǎn)阻力時，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：BM B k常數(shù)（ rad/s2 ）（3-8）J圖 3.5 實測下轉(zhuǎn)臺的制動力矩變化圖 3.6制動時 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 對時間 t B 的微分方程dBM B kdtJ其通解BM Bk ?tB CJ當(dāng) tBtZ 時B0 解得CM B k ? tZM B k ? tBJ固特解Bt B(rad/s) (3-9)J當(dāng) tB0時，BQ即QM B k ?t B(rad/s)(3-10)J或tZJ Q(s)(3-11)M Bk令 CM B則M StZJ Q(s)(3-12)M S kC根據(jù)式 3-9 和圖 3.7 的坐標(biāo)系建立轉(zhuǎn)角B 對制動時間 t B 的微分方程d BM B k (tZ tB )dtJ其通解BM B k (t ZtB ) 2C2J當(dāng) tB0 時B0解得CM Bk ? t 2Z2JM B k (tZM Bk ?t 2故特解BtB ) 2Z2J2J圖 3.7轉(zhuǎn)臺制動時轉(zhuǎn)角與 t 關(guān)系當(dāng) tBtZ 時BZ即ZM B k ?t 2Z (rad)(3-13)2JJ 2Q(rad)(3-14)2M BkJ2 Q(rad)（3-15）2M SkC3.8.3 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(shè)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( QJ21 ) （3-16）yZ )Q ( 12M S kCkJ21 )Q ( 1t yY2M S kCk（ 3-17）QQ3.8.4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(dǎo)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'J02max(3-18)Q2M S k'J02max(3-19)Z2M B ktQ'J0max(3-20)M SktZ'J0max(3-21)M S kC(二) 對于梯形速度圖J02'Q(3-22)Q2M SkJ0211'Q(3-23)y2M S()kCkJ02'Q(3-24)Z2M B ktQ'J0Q(3-25)M S kJ0211Q()t y'2M SkCk(3-26)QtZ'J0Q(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(chǔ)。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)時間。另外，最佳轉(zhuǎn)速也與轉(zhuǎn)臺速度的圖是什么有關(guān)。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(dǎo)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 (tQtQ' )(t yt y' )(tZtZ' )2J0(1)2Q(11J 0(1) Q2M S)J0 (1) Qk CkM SkQM SkCJ0(1 )Q11)2(s)(3-28)2M S(CkkQdTJ0 (1) 1120d Q2M S(Ck)kQ所以，Qmax4M S(rad / s)(3-29)( 1J 0(11 )kCk又已知Q? n ，?，所以代入上式中可得30180nnmax6.37 M S(r / min)(3-30)( 1J0(11 )kCk又NM S kQ (KW)1000 0所以，M S1000N0()kN ? mQ將上式代入 6-28 中可得，J0(1 )2QT1000N20112()kCkQJ0 (1)2Q1)2（3-31）2000N(1( s)0CQdT2J0(1 )Q(1120d Q2000N 0)2CQ所以，Qmax2000N0(rad / s) （3-32）13J0 (1)(1)C再將 Q? n ，?代入上式中，30180nnmax3.1211000 N 0(r / min)(3-33)31 )J0 (1)(1C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)?10.95 ， 20.95 ， 3 0.95 )J1.6 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 max11（rad ） (3-34)QZ2M S()kCk所以，max2M S(rad )(3-35)11J 0 ( kCk )或， nmax3.19M S（ r / min)(3-35)J0( 11 )kCk以 M S1000 N0 代入式 6-34中得kmaxJ031max(3-36)2000N 0(1 )C所以，max2000N0 (rad/s)（）316-37J0(1)C或， nmax1000N0（ 3-38）3.121（r / min)3J0(11 )C在這種情況下，我們知道''QZQZ211J 0211即J0 Q)max)2M S(Ck2M S(Ckkk所以，Qmax (rad/)（3-39）s回轉(zhuǎn)循環(huán)時間T tQt Z tQ'tZ'J QJ QJ0 maxJ0 maxMSK MSKC MSK MSKC(11 )(1) ? J0 max(s)（ 3-40 ）CM 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(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)選擇計算轉(zhuǎn)臺最佳轉(zhuǎn)速的時候， 要先做好回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的運動特性分析，確定轉(zhuǎn)臺的轉(zhuǎn)動慣量，轉(zhuǎn)角范圍與起動、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： J128G35空斗回轉(zhuǎn)時： J072G 3由設(shè)計任務(wù)書我們知道， G 10t代入上式可得：滿斗回轉(zhuǎn)時： J59412.3 N·m·s 2空斗回轉(zhuǎn)時： J033419.4 N·m· s 2所以，J1.78 ,式中 G單斗液壓挖掘機(jī)的整機(jī)重量（t）.J 03.10.2 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(yīng)該超過回轉(zhuǎn)最大啟動與制動力矩。當(dāng)機(jī)械制動時可取 M B0.8 0.9M，僅靠液壓制動時可取 M B0.5 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：44M4910 G 349100.5 10 352891.371 (N ·m)式中： G挖掘機(jī)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(shè)計采用的是機(jī)械制動。所以 MBM0.8552783.6844866.130.85(N·m)對于機(jī)械制動，一般取C1.6，因為CM B， 所 以