1、工程機械課程設計液壓挖掘機回轉裝置的設計長沙學院第2章 整機性能參數的確定與計算2.1 主要性能參數斗容量 0.1M 整機使用質量（含配重） 2940 其中預估： 上車 1990下車 910表2.1 結構質量分配及其質心坐標預估（坐標原點為回轉軸線接地點）：注：挖掘機工作裝置總質量為92KG，其質心坐標隨工作狀態而變化，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 每側履帶接地尺寸(長寬) 12

2、50驅動輪動力半徑運輸工況外形尺寸(長寬高) 3200液壓系統參數:行走液壓系統額定油壓 16 MPa流量 20 L/min 空載時系統背壓 1.5MPa挖掘工作裝置液壓控制系統額定油壓 16MPa流量 20L/min液壓回轉裝置控制系統液壓馬達型號 INM05-200額定油壓 16MPa流量 8L/min轉速范圍 0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驅動小齒輪齒數 12回轉支承內齒圈齒數 86嚙合模數 5 mm 300 mm rk=173 mm 14802540 100rmp卸載穩定性計算工況如圖2.1所示L4=1.15

3、4L5=0.5752.3.2 工作穩定性計算挖掘機在挖掘作業過程中，當工作臂鏟斗內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，必須進行工作穩定性計算。挖掘機作業穩定性計算應取典型的挖掘工況：即挖掘機應采用縱向挖掘挖掘作業，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。圖中，G1動臂油缸重力，G1=0.2NG2動臂重力，G2=1NG3斗桿油缸重力，G3=0.39NG4鏟斗油缸重力，G4=0.31NG5斗桿重力，G5=0.47NG6鏟斗滿負荷（含土）重力，G6=2.55NG7下支承底架重力，G7=3.5N

4、G8行走底盤總成，G83.84N G9推土鏟即油缸重力，G9=1.24NG0轉臺上部結構使用重力（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至挖掘機回轉中心軸線的距離， 其中：r0=0.579mr1=1.19m r2=1.83m r3=2.62m r4=3.3m r5=3.2m r6=2.9mr7=0mr8=0.052m r9=1.04mrA=0.75m；hw=1.2m；h=0.5m；R=2.5m

5、其中：rA履帶著地前邊緣A點至回轉中心線距離；hw風載作用點離地面的高度； H鏟斗齒尖到地面深度； RW1距挖掘機回轉中心線距離。 由圖1-2可知，穩定力矩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=M11 M2計算結果表明：該挖掘機作業時的工作穩定安全。第3章 回轉裝置設計挖掘機回轉支承裝置設計為01系列013.30.560型單排滾球內齒式軸承支

6、承轉盤，轉盤外座圈為剖分式，通過螺栓與回轉平臺法蘭連接，轉盤內座圈設有內齒圈，通過螺栓固定在底架的支承圓盤上。9圖3.1 回轉支承結構示意圖（013.30.560）所采用的單排滾球式軸承為四點接觸球式軸承，其回轉支承的受力與挖掘工況有關，3.1回轉支承當量負荷Cd的計算對單排四點接觸球式回轉支承，其當量負荷Cd由下式求出：Cd=Gp+5M/D0+2.5Hp N （3.1） 式中，D0滾道中心直徑，D0=0.560 m； Gp作用在回轉支承上的總軸向力 N M作用在回轉支承上的總傾覆力矩 N.m Hp在總傾覆力矩M作用平面內的總徑向力N如圖3-1所示，取回轉支承上部為脫離體，對回轉支承中心O點取

7、矩，則 M=k（W1r7- W2r8+ G6r6）+ G1r1+ G2r2+ G3r3+ G4r4+ G5r5- G0r0 N.m （3.2） 沿回轉中心軸線方向的合力Gp為：Gp= k(W1+G6)+Gi+G0 N （3.3）在M作用平面內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轉臺上部（工作裝置除外）結構使用重力 N G1. G2. G3分別為動臂油缸.動臂和斗桿油缸重力N G4. G5分別為鏟斗油缸和斗桿的重力 N G6鏟斗與斗內土方重力 Nr0轉臺上部

8、（不含工作裝置）重力至回轉中心軸線距離 m r1r8分別為G1. G2. G3 G4. G5 G6 W1 W2對回轉中心O取矩的力臂 m k回轉支承工作條件系數，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將上述已知參數分別代入（3.1）式、（3.2）式、（3.3）式和（3.4）式，即可分別求出M、Gp、Hp、和Cd:M=k(W1r7- W2r8+G6r6)+Giri- G0r0=Gp=k(W1+ G6)+Gi+ G0=Hp=kW2=當量負荷Cd為： Cd= Gp+5M/D0+2.5Hp=3.2回轉支承與轉臺骨架之間螺栓組的強度校核由于此處為螺栓

9、組聯接，因此必須按螺栓組受力情況來計算。螺栓個數為Z=20，螺栓直徑=16mm所用材料=60，b=3.7108螺栓組所受的工作剪力Hp=所受的傾覆力矩為M=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 F=HpZ=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受的力 Fmax=FF=MPa 22r(0.016/2)MLmaxLii=1Z= 2螺栓所受的應力為=Fmax=Pa S因為，所以滿足要求3.3回轉支承負荷能力計算由于液壓挖掘機的回轉支承是低速回轉支承，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

10、支承靜容量負荷能力。對單排四點接觸球式回轉支承，其靜容量Coa按下式計算：Coa=f0*do*Z*Sin （3.5） 2式中f0靜容量系數（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=25mmZ滾動體總數，Z=77滾動體與滾道的接觸角，=45由（3-5）式可算出回轉支承靜容量負荷能力CoaCoa= f0*do*Z*Sin2計算結果表明：Cd Coa 滾動軸承式回轉支承承載能力足夠3.4回轉齒輪強度校核轉臺回轉齒輪為開式齒輪，且傳動比大，轉速低，顯然其主要破壞形式為疲勞彎曲破壞，故只需對驅動小齒輪做彎曲強度驗算。直齒圓柱齒輪齒根彎曲應力計

11、算公式，計算最大彎曲應根據力F max即MPUq103=F max= （MPa） （3.6） Wbme式中，PU 運轉中在分度園上出現的最大圓周嚙合力（KN）PU=2MU21.5=50KN mZ0.00512式中，MU油馬達驅動機構的額定輸出扭矩，MU=1.5KN.mm齒輪模數，m=5mmZ小齒輪齒數，Z=12q齒形系數。根據變位系數X=+0.15，齒數Z=12，由曲線圖查得q=3 b齒寬，b=45mme影響載荷系數，取e=1.25將上述參數代入3-6式得：MPUq103503103Fmax=533MPa Wbme0.0450.0051.25齒根疲勞極限應力Flin，由下式求出：Flin=Fl

12、inb*Yn*Yx/Ysr*SFmin （MPa） （3.7） 式中 YN壽命系數，有壽命系數圖查的：YN=1.9YX尺寸系數，由尺寸系數圖查得：YX=1Ysr相對應力集中系數，由系數圖查得：Ysr=0.88SFmin彎曲強度最小安全系數，由表查得：SFmin=1.5由2-7式計算得：Flin=5251.91/0.881.5=755.67MPa計算結果表明：Fmax總 ,故滿足強度要求。 224.2.2 偏轉支架與轉臺骨架鉸接銷的強度校核圖4.5 偏轉支架與轉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：F=D24=33.16cm2 抗彎截面模量：W=均布載荷：

13、q=D332=6.74cm3 6945=280kg/cm 25plql1最大彎矩：M=-=29344MPa 2222M=435.3MPa WP剪應力：=10.4MPa 2F正應力：=擠壓面積：Fjy=d=9.75cm2 擠壓應力：jy=P=37.5MPa 2Fjy由于銷軸材料采用45號鋼，并經調質處理，調質處理后的45號鋼，其抗彎屈服極限為=1100MPa。完全滿足要求。4.2.3 回轉平臺主梁強度校核圖4.6 回轉平臺主梁截面示意圖首先求截面形心坐標Z，截面關于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：A1=(640-550)40=3600mm2Z1=20mm截面2：A2=

14、(802-62)6=888mm2Z2=40+3=43mm截面2：A2=(802-62)6=888mm2Z2=40+3=43mm截面3： A3=26180=2160mm2Z3=40+90=130mm截面4：A4=A2=888mm2Z4=40+(180-3)=217mmA-B截面形心坐標為A=77.5mm然后，求各截面對形心軸XC慣性矩。截面1：I1=12382500mm4截面2：I2=1059606mm4截面3：I3=11785500mm4截面4：I4=17283366mm4故截面對Xc的慣性矩為：I=I1+I2+I3+I4=42510972mm4 抗彎截面模量為：W=截面的正應力為：A=IZm

15、ax=42510972=299373mm2 142.5M=19.6MPa WP截面的剪應力為：A=11.5MPa A合應力為：=A+3A=27.9MPa綜上，材料Q235-A屈服極限為235MPa,故滿足強度要求。22參考文獻1 孔德文，趙克利，徐寧生.液壓挖掘機.北京化學工業出版社，2006：3-7，30-40.2 馬鵬飛.微型挖掘機的發展與進步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(9)：29-33.4 潘國遠.小型挖掘機的發展概況J.建筑機械，1999(8)：25-27.5 張鐵.液壓挖掘機結構原理及使用J.工程機械

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