液壓挖掘機回轉(zhuǎn)裝置的設(shè)計(補充參考)

1、工程機械課程設(shè)計液壓挖掘機回轉(zhuǎn)裝置的設(shè)計長沙學院第2章 整機性能參數(shù)的確定與計算2.1 主要性能參數(shù) 斗容量 0.1M 整機使用質(zhì)量（含配重） 2940 其中預估： 上車 1990 下車 910表2.1 結(jié)構(gòu)質(zhì)量分配及其質(zhì)心坐標預估（坐標原點為回轉(zhuǎn)軸線接地點）： 名稱質(zhì)量（Kg） 質(zhì)心坐標（mm）XYZ底盤總成3840-52226下支承底架35000300推土鏟（含油缸）12401040240偏擺支架420750650偏轉(zhuǎn)支座100590690回轉(zhuǎn)支承920 0520回轉(zhuǎn)平臺2890-400680轉(zhuǎn)臺油馬達與回轉(zhuǎn)接頭105-150-150780電瓶32-540-2601210底椅及底架59-2

2、40-2801080液壓油箱（含液壓油）130505-3251110柴油箱（含柴油）63500-9901240發(fā)動機（含三聯(lián)泵）300-90-950930液壓油冷卻器50-240-300880配重2130-1300780駕駛員與駕駛室160-240-2801100 注：挖掘機工作裝置總質(zhì)量為92KG，其質(zhì)心坐標隨工作狀態(tài)而變化，未列入此表。 柴油機 型號 JC480 額定功率 22.4KW 2400r/min 29.4KW 2900r/min行駛速度范圍: 低速范圍 VI=02.32 km/h 高速范圍 V=03.84 km/h最大爬坡角(第速度范圍) 30 軌距 1180 mm 每側(cè)履帶接地

3、尺寸(長寬) 1250300 mm 驅(qū)動輪動力半徑 =173 mm運輸工況外形尺寸(長寬高) 320014802540液壓系統(tǒng)參數(shù): 行走液壓系統(tǒng) 額定油壓 16 MPa 流量 20 L/min 空載時系統(tǒng)背壓 1.5MPa 挖掘工作裝置液壓控制系統(tǒng) 額定油壓 16MPa 流量 20L/min液壓回轉(zhuǎn)裝置控制系統(tǒng) 液壓馬達型號 INM05-200 額定油壓 16MPa 流量 8L/min 轉(zhuǎn)速范圍 0100rmp 最大工作壓力 25MPa 最大輸出扭矩 2900N.m 額定輸出扭矩 1500N.m 靜制動力矩 3000N.m 驅(qū)動小齒輪齒數(shù) 12 回轉(zhuǎn)支承內(nèi)齒圈齒數(shù) 86 嚙合模數(shù) 5 mm卸

4、載穩(wěn)定性計算工況如圖2.1所示圖2.1 卸載穩(wěn)定性計算工況圖中，A點 機傾翻邊緣作用點g1滿負荷鏟斗重（含土方），g1=0.255Tg2斗桿鏟斗油缸重力，g2=0.078Tg3動臂及動臂油缸和斗桿油缸重力，g3=0.159Tg4轉(zhuǎn)臺（含配重）重力，g4=1.498Tg5下車重力，g5=0.91TL1L5分別為g1g5對坡面垂直分力至傾翻邊緣作用點A的距離L1=2.493L2=2.093L3=1.45L4=1.154L5=0.5752.3.2 工作穩(wěn)定性計算挖掘機在挖掘作業(yè)過程中，當工作臂鏟斗內(nèi)土方和挖掘阻力形成向前翻傾力矩時，有可能造成整機失穩(wěn)，必須進行工作穩(wěn)定性計算。挖掘機作業(yè)穩(wěn)定性計算應取

5、典型的挖掘工況：即挖掘機應采用縱向挖掘挖掘作業(yè)，斗桿垂直于地面，斗齒尖位于停機面以下H深處（取H=0.5m），采用鏟斗油缸挖掘，切向挖掘阻力W1垂直于停機面，計算工況見圖2.2。 圖2.2 挖掘機工作穩(wěn)定性計算工況挖掘作業(yè)時，傾翻邊緣作用點為著地履帶前邊緣A點，其穩(wěn)定系數(shù)K應1。 圖中，G1動臂油缸重力，G1=0.2N G2動臂重力，G2=1N G3斗桿油缸重力，G3=0.39N G4鏟斗油缸重力，G4=0.31N G5斗桿重力，G5=0.47N G6鏟斗滿負荷（含土）重力，G6=2.55N G7下支承底架重力，G7=3.5N G8行走底盤總成，G83.84N G9推土鏟即油缸重力，G9=1.

6、24N G0轉(zhuǎn)臺上部結(jié)構(gòu)使用重力（不含工作裝置），G0=14.98N W1采用鏟斗油缸挖掘時，齒尖切向挖掘阻力，W1=11.68N W2采用鏟斗油缸挖掘時，齒尖法向挖掘阻力，W2=7.7NW風載，W=q*F=0.025N/m22 m2=0.05Nr0r9 分別為G0，G1G9至挖掘機回轉(zhuǎn)中心軸線的距離，其中：r0=0.579mr1=1.19mr2=1.83mr3=2.62mr4=3.3mr5=3.2mr6=2.9m r7=0mr8=0.052mr9=1.04mrA=0.75m；hw=1.2m；h=0.5m；R=2.5m其中：rA履帶著地前邊緣A點至回轉(zhuǎn)中心線距離；hw風載作用點離地面的高度；H

7、鏟斗齒尖到地面深度；RW1距挖掘機回轉(zhuǎn)中心線距離。由圖1-2可知，穩(wěn)定力矩M1和M2可分別由下式求出M1=G7 *rA+ G8(rA-r8)+ G0(r0+rA)+ G9(r9+rA)+ W2*H=M2= G1(r1-rA)+ G2(r2-rA)+ G3(r3-rA)+ G4(r4-rA)+ G5(r5-rA)+ G6(r-rA)+W1（R-rA）+W*hW=K=1計算結(jié)果表明：該挖掘機作業(yè)時的工作穩(wěn)定安全。第3章 回轉(zhuǎn)裝置設(shè)計型單排滾球內(nèi)齒式軸承支承轉(zhuǎn)盤，轉(zhuǎn)盤外座圈為剖分式，通過螺栓與回轉(zhuǎn)平臺法蘭連接，轉(zhuǎn)盤內(nèi)座圈設(shè)有內(nèi)齒圈，通過螺栓固定在底架的支承圓盤上。9 圖3.1 回轉(zhuǎn)支承結(jié)構(gòu)示意圖（0

8、13.30.560）所采用的單排滾球式軸承為四點接觸球式軸承，其回轉(zhuǎn)支承的受力與挖掘工況有關(guān)，強度計算應取最大當量負荷工況為計算工況。取典型的挖掘工況作為當量負荷的計算工況：該典型計算工況即斗桿垂直于地面，斗齒尖離地面H深處（取H=0.5m），采用鏟斗油缸挖掘，切向挖掘阻力W1垂直于地面，受力情況如圖3.1所示。 圖3.2 回轉(zhuǎn)支承當量負荷計算工況3.1回轉(zhuǎn)支承當量負荷的計算對單排四點接觸球式回轉(zhuǎn)支承，其當量負荷Cd由下式求出： =Gp+5M/D0+2.5Hp N （3.1） 式中，D0滾道中心直徑，D0=0.560 m； 作用在回轉(zhuǎn)支承上的總軸向力 N M作用在回轉(zhuǎn)支承上的總傾覆力矩 N.m

9、 Hp在總傾覆力矩M作用平面內(nèi)的總徑向力N如圖3-1所示，取回轉(zhuǎn)支承上部為脫離體，對回轉(zhuǎn)支承中心O點取矩，則 M=k（W1r7- W2r8+ G6r6）+ G1r1+ G2r2+ G3r3+ G4r4+ G5r5- G0r0 N.m （3.2） 沿回轉(zhuǎn)中心軸線方向的合力為： = k(W1+G6)+Gi+G0 N （3.3）在M作用平面內(nèi)的總徑向水平作用力Hp為： Hp=kW2 N （3.4）式中，W1用鏟斗油缸挖掘時，鏟斗齒尖承受的切向挖掘阻力 N； W2用鏟斗油缸挖掘時，鏟斗齒尖承受的法向挖掘阻力 N； G0轉(zhuǎn)臺上部（工作裝置除外）結(jié)構(gòu)使用重力 N G1. G2. G3分別為動臂油缸.動臂和

10、斗桿油缸重力N G4. G5分別為鏟斗油缸和斗桿的重力 N G6鏟斗與斗內(nèi)土方重力 N r0轉(zhuǎn)臺上部（不含工作裝置）重力至回轉(zhuǎn)中心軸線距離 m r1r8分別為G1. G2. G3 G4. G5 G6 W1 W2對回轉(zhuǎn)中心O取矩的力臂 m k回轉(zhuǎn)支承工作條件系數(shù)，取k=1.4。以上重力或挖掘阻力與相應的力臂列表如下：表3.1 重力或挖掘阻力與力臂相應列表作用力NG4G2G3G4G5G6W1W2W30.210.390.310.472.5511.687.714.98力 臂mr4r2r3r4r5r6r7r8r01.191.832.623.33.202.902.501.20.579將上述已知參數(shù)分別代入

11、（3.1）式、（3.2）式、（3.3）式和（3.4）式，即可分別求出M、和: M=k(W1r7- W2r8+G6r6)+Giri- G0r0= =k(W1+ G6)+Gi+ G0= Hp=kW2=當量負荷為： = Gp+5M/D0+2.5Hp=3.2回轉(zhuǎn)支承與轉(zhuǎn)臺骨架之間螺栓組的強度校核由于此處為螺栓組聯(lián)接，因此必須按螺栓組受力情況來計算。螺栓個數(shù)為Z=20， 螺栓直徑 所用材料， 螺栓組所受的工作剪力 所受的傾覆力矩為螺栓組呈圓形分布，其分布圓直徑為626 mm先校核所受的剪力 每個螺栓所受的工作剪力為 則每個螺栓所受的剪切應力為由于，所以滿足要求再校核所受的傾覆力矩 螺栓中受力最大的螺栓所

12、受的力 螺栓所受的應力為 因為，所以滿足要求3.3回轉(zhuǎn)支承負荷能力計算 由于液壓挖掘機的回轉(zhuǎn)支承是低速回轉(zhuǎn)支承，故不考慮滾動和滾道抗疲勞裂紋的負荷能力，而只校核其回轉(zhuǎn)支承靜容量負荷能力。對單排四點接觸球式回轉(zhuǎn)支承，其靜容量Coa按下式計算：=f0*do2*Z*Sin （3.5）式中f0靜容量系數(shù)（Kgf/m2）取f0=3.5 Kg/mm2（滾道表面硬度為HRC=55） d0滾動體直徑（mm），d0=25mm Z滾動體總數(shù)，Z=77 滾動體與滾道的接觸角，=45由（3-5）式可算出回轉(zhuǎn)支承靜容量負荷能力 = f0*do2*Z*Sin 計算結(jié)果表明： 滾動軸承式回轉(zhuǎn)支承承載能力足夠3.4回轉(zhuǎn)齒輪強

13、度校核轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)齒輪為開式齒輪，且傳動比大，轉(zhuǎn)速低，顯然其主要破壞形式為疲勞彎曲破壞，故只需對驅(qū)動小齒輪做彎曲強度驗算。直齒圓柱齒輪齒根彎曲應力計算公式，計算最大彎曲應根據(jù)力F max即F max= （MPa） （3.6） 式中，PU 運轉(zhuǎn)中在分度園上出現(xiàn)的最大圓周嚙合力（KN） PU=式中，油馬達驅(qū)動機構(gòu)的額定輸出扭矩，m齒輪模數(shù)，m=5mmZ小齒輪齒數(shù)，Z=12q齒形系數(shù)。根據(jù)變位系數(shù)X=+0.15，齒數(shù)Z=12，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： =齒根疲勞極限應力，由下式求出：= （MPa） （3.7）式中 壽命系數(shù)，有壽命系數(shù)

14、圖查的：=1.9尺寸系數(shù)，由尺寸系數(shù)圖查得：=1相對應力集中系數(shù)，由系數(shù)圖查得：=0.88彎曲強度最小安全系數(shù)，由表查得：=1.5由2-7式計算得： =5251.91/0.881.5=755.67MPa計算結(jié)果表明：，齒根抗彎強度足夠。第4章 回轉(zhuǎn)平臺 動臂偏擺支架等主要結(jié)構(gòu)件的強度計算液壓挖掘機的回轉(zhuǎn)平臺和下支承底架等金屬結(jié)構(gòu)件受力復雜，是超靜定受力體系，精確計算較為困難，除可采用有限元計算外，通常采用簡化計算方法即可。4.1回轉(zhuǎn)支承與轉(zhuǎn)臺骨架之間螺栓組的強度校核 該機回轉(zhuǎn)平臺為若干縱橫梁和兩根對稱斜梁焊接而成，形成框架式結(jié)構(gòu)，槽形鋼斷面。平臺的前下方設(shè)有法蘭，與回轉(zhuǎn)裝置相連。平臺前端設(shè)有動

15、臂偏擺支座及與之鉸接的偏擺支架。 圖4.1 轉(zhuǎn)臺簡化受力模型受力計算時，可將回轉(zhuǎn)平臺主要承載部分簡化為主梁，10也即視多種載荷作用于主梁上，然后按伸出支梁進行受力分析與計算。 回轉(zhuǎn)平臺簡化受力計算如圖4-1所示 圖中，點為主梁軸線與平臺法蘭下方回轉(zhuǎn)支承滾道中心的交叉點，也即轉(zhuǎn)臺的前后支承點。 該機發(fā)動機橫置于轉(zhuǎn)臺后部，尾端裝有配重。轉(zhuǎn)臺前端安裝挖掘工作裝置的偏擺支座，該支座通過垂直鉸銷與偏轉(zhuǎn)支架連接。當動臂擺動油缸閉鎖時，可將回轉(zhuǎn)平臺.偏擺支座和偏擺支架視為剛性連接，形成整體承載主梁。11轉(zhuǎn)臺強度計算工況選擇與第二章回轉(zhuǎn)支承裝置強度驗算同一工況，受力情況如“第三章圖3-1回轉(zhuǎn)支承當量負荷計算工

16、況”所示。圖4-1簡化的轉(zhuǎn)臺受力模型中載荷.G.和分別為配重的重力發(fā)動機.三聯(lián)泵和柴油箱的使用重量12G液壓油箱和駕駛室總成使用重量動臂鉸點C承受的水平載荷，代支反力計算求出動臂鉸點C承受的垂直載荷，代支反力計算求出 動臂油缸鉸點d承受的載荷，代支反力計算求出 分別為G作用線至轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)軸線的距離其中 ；動臂油缸鉸點至轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)軸線的距離 =0.88m動臂鉸點至轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)軸線的距離H動臂餃點離回轉(zhuǎn)平臺的高度回轉(zhuǎn)支承滾道半徑，=Q動臂油缸軸線與Y軸的夾角， 圖4.2挖掘工作裝置總成受力圖4.1.1 動臂及其油缸的支點反力計算以挖掘工作裝置總成為受力體13，受力如圖4-2所示。；h=1.51m；=動臂油

17、缸與Y軸夾角， =65取 則可求得動臂油缸鉸點d的支反力 將分解成為水平和垂直方向的反力和，即：=由此，可取 和求的動臂鉸點C的支反力和取 取 則得 平臺主梁承受的支承反力計算為了簡化計算，假定平臺主梁為伸出簡支梁14（此假定的計算結(jié)果更偏于安全），其受力圖如4.3。圖4.3回轉(zhuǎn)平臺主梁的內(nèi)力圖圖中 a,b兩點視為平臺主梁與法蘭支承圈的交點。分別對a,b兩點取矩，即可求出a,b兩點的支反力。 則將數(shù)據(jù)代入式中可得 同上理，對支點b取矩，即可求得支點的反力由回轉(zhuǎn)平臺主梁的內(nèi)力圖可知，平臺主梁的支點b處受的彎矩最大，是主梁的危險截面，其彎矩值為：4.2動臂偏擺支撐架和回轉(zhuǎn)平臺主梁強度校核 偏轉(zhuǎn)支架

18、強度校核 圖4.4 偏轉(zhuǎn)支架根部截面示意圖首先，求截面形心坐標z，把截面分成若干塊截面計算，截面關(guān)于Z軸對稱15只要求出z軸即可。截面1： 截面2： 形心坐標：求出各截面形心軸的慣性矩：截面1：截面2：整個截面慣性矩：截面的抗彎截面模量為：A-A截面的正應力：A-A截面的剪應力：整個合應力為： ,故滿足強度要求。 偏轉(zhuǎn)支架與轉(zhuǎn)臺骨架鉸接銷的強度校核圖4.5 偏轉(zhuǎn)支架與轉(zhuǎn)臺骨架鉸接銷示意圖銷軸作用力：P=6945kg銷軸直徑：D=65mm截面積：抗彎截面模量：均布載荷：最大彎矩：正應力：剪應力：擠壓面積：擠壓應力：由于銷軸材料采用45號鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，調(diào)質(zhì)處理后的45號鋼，其抗彎屈服極限為。完

19、全滿足要求。 回轉(zhuǎn)平臺主梁強度校核 圖4.6 回轉(zhuǎn)平臺主梁截面示意圖首先求截面形心坐標Z，截面關(guān)于Z軸對稱，因此形心坐標必在對稱軸上，將截面分成四塊。截面1： 截面2： 截面2： 截面3： 截面4： A-B截面形心坐標為A=77.5mm然后，求各截面對形心軸。截面1：截面2：截面3：截面4：故截面對的慣性矩為：抗彎截面模量為： 截面的正應力為：截面的剪應力為：合應力為：綜上，材料Q235-A屈服極限為235MPa,故滿足強度要求。參考文獻1 孔德文，趙克利，徐寧生.液壓挖掘機.北京化學工業(yè)出版社，2006：3-7，30-40.2 馬鵬飛.微型挖掘機的發(fā)展與進步J.建筑機械，2000(10)：12-14.3 宿圓圓(譯).幾種小型挖掘機的比較J.國際建筑中文版，1999