液压挖掘机回转装置的设计(补充参考)

工程机械课程设计
液压挖掘机回转装置的设计
长沙学院
第2章整机性能参数的确定与计算
2.1 主要性能参数
斗容量 0.1M³
整机使用质量（含配重） 2940㎏
其中预估：上车 1990㎏
下车 910㎏
表2.1 结构质量分配及其质心坐标预估（坐标原点为回转轴线接地点）：
注：挖掘机工作装置总质量为92KG，其质心坐标随工作状态而变化，未列入此表。

柴油机型号 JC480
额定功率 22.4KW 2400r/min 29.4KW 2900r/min
行驶速度范围:
=0～2.32 km/h
低速范围 V
I
=0～3.84 km/h
高速范围 V
Ⅱ
最大爬坡角(第Ⅰ速度范围) 30º
轨距 1180 mm
每侧履带接地尺寸(长×宽) 1250×300 mm
r=173 mm
驱动轮动力半径
k
运输工况外形尺寸(长×宽×高) 3200×1480×2540
液压系统参数:
行走液压系统
额定油压 16 MPa
流量 20 L/min
空载时系统背压 1.5MPa
挖掘工作装置液压控制系统
额定油压 16MPa
流量 20L/min
液压回转装置控制系统
液压马达型号 INM05-200
额定油压 16MPa
流量 8L/min
转速范围 0～100rmp
最大工作压力 25MPa
最大输出扭矩 2900N.m
额定输出扭矩 1500N.m
静制动力矩 3000N.m
驱动小齿轮齿数 12
回转支承内齿圈齿数 86
啮合模数 5 mm
卸载稳定性计算工况如图2.1所示
3
=1.154
L
4
L
=0.575
5
2.3.2 工作稳定性计算
挖掘机在挖掘作业过程中，当工作臂铲斗内土方和挖掘阻力形成向前翻倾力矩时，有可能造成整机失稳，必须进行工作稳定性计算。

挖掘机作业稳定性计算应取典型的挖掘工况：即挖掘机应采用纵向挖掘挖掘作业，斗杆垂直于地面，斗齿尖位于停机面以下H深处（取H=0.5m），采用铲斗油缸挖掘，切向挖掘阻力W
1
垂直于停机面，计算工况见图2.2。

挖掘作业时，倾翻边缘作用点为着地履带前边缘A点，其稳定系数K应≥1。

图中，G
1－动臂油缸重力，G
1
=0.2N
G
2——动臂重力，G
2
=1N
G
3——斗杆油缸重力，G
3
=0.39N
G 4——铲斗油缸重力，G
4
=0.31N
G
5——斗杆重力，G
5
=0.47N
G
6——铲斗满负荷（含土）重力，G
6
=2.55N
G 7——下支承底架重力，G 7=3.5N G 8——行走底盘总成，G 83.84N G 9——推土铲即油缸重力，G 9=1.24N
G 0——转台上部结构使用重力（不含工作装置），G 0=14.98N W 1——采用铲斗油缸挖掘时，齿尖切向挖掘阻力，W 1=11.68N W 2——采用铲斗油缸挖掘时，齿尖法向挖掘阻力，W 2=7.7N
W ——风载，W=q*F=0.025N/m 2×2 m 2=0.05N
r 0～r 9—— 分别为G 0，G 1～G 9至挖掘机回转中心轴线的距离， 其中：r 0=0.579m
r 1=1.19m r 2=1.83m r 3=2.62m r 4=3.3m r 5=3.2m r 6=2.9m
r 7=0m
r 8=0.052m r 9=1.04m
r A =0.75m ；h w =1.2m ；h=0.5m ；R=2.5m
其中：r A ——履带着地前边缘A 点至回转中心线距离；
h w ——风载作用点离地面的高度； H ——铲斗齿尖到地面深度； R ——W 1距挖掘机回转中心线距离。

由图1-2可知，稳定力矩M 1和M 2可分别由下式求出
M 1=G 7 *r A + G 8(r A -r 8)+ G 0(r 0+r A )+ G 9(r 9+r A )+ W 2*H=
M 2= G 1(r 1-r A )+ G 2(r 2-r A )+ G 3(r 3-r A )+ G 4(r 4-r A )+ G 5(r 5-r A )+ G 6(r-r A )
+W 1（R-r A ）+W*h W = K=
2
1
M M ＞1 计算结果表明：该挖掘机作业时的工作稳定安全。

第3章回转装置设计
挖掘机回转支承装置设计为01系列013.30.560型单排滚球内齿式轴承支承转盘，转盘外座圈为剖分式，通过螺栓与回转平台法兰连接，转盘内座圈设有内齿圈，通过螺栓固定在底架的支承圆盘上。

[9]
图3.1 回转支承结构示意图（013.30.560）
所采用的单排滚球式轴承为四点接触球式轴承，其回转支承的受力与挖掘工况有关，
3.1回转支承当量负荷
d
C的计算
对单排四点接触球式回转支承，其当量负荷C
d
由下式求出：
d
C=G p+5M/D0+2.5H p N （3.1）
式中，D
0——滚道中心直径，D
=0.560 m；p
G——作用在回转支承上的总轴向力 N
M——作用在回转支承上的总倾覆力矩 N.m
H
p
——在总倾覆力矩M作用平面内的总径向力N
如图3-1所示，取回转支承上部为脱离体，对回转支承中心O点取矩，
则 M=k（W
1r
7
- W
2
r
8
+ G
6
r
6
）+ G
1
r
1
+ G
2
r
2
+ G
3
r
3
+ G
4
r
4
+ G
5
r
5
- G
r
N.m （3.2）
沿回转中心轴线方向的合力
p
G为：
p
G= k(W1+G6)+ΣG i+G0 N （3.3）
在M作用平面内的总径向水平作用力H
p
为：
H
p =kW
2
N （3.4）
式中，W
1
——用铲斗油缸挖掘时，铲斗齿尖承受的切向挖掘阻力 N；
W
2
——用铲斗油缸挖掘时，铲斗齿尖承受的法向挖掘阻力 N；
G
——转台上部（工作装置除外）结构使用重力 N
G
1. G
2.
G
3
——分别为动臂油缸.动臂和斗杆油缸重力N
G
4. G
5
——分别为铲斗油缸和斗杆的重力 N
G
6
——铲斗与斗内土方重力 N
r
——转台上部（不含工作装置）重力至回转中心轴线距离 m
r
1～r
8
——分别为G
1.
G
2.
G
3
G
4.
G
5
G
6
W
1
W
2
对回转中心O取矩的力臂 m
k——回转支承工作条件系数，取k=1.4。

以上重力或挖掘阻力与相应的力臂列表如下：
表3.1 重力或挖掘阻力与力臂相应列表
将上述已知参数分别代入（3.1）式、（3.2）式、（3.3）式和（3.4）式，即可分别求出M 、p G 、p H 、和d C :
M=k(W 1r 7- W 2r 8+G 6r 6)+ΣG i r i - G 0r 0= p G =k(W 1+ G 6)+ΣG i + G 0= H p =kW 2=
当量负荷d C 为： d C = G p +5M/D 0+2.5H p =
3.2回转支承与转台骨架之间螺栓组的强度校核
由于此处为螺栓组联接，因此必须按螺栓组受力情况来计算。

螺栓个数为Z=20， 螺栓直径mm 16=φ
所用材料[]60=τ，[]8107.3⨯=b σ 螺栓组所受的工作剪力=p H 所受的倾覆力矩为=M
螺栓组呈圆形分布，其分布圆直径为626 mm 先校核所受的剪力
每个螺栓所受的工作剪力为 ==
Z
H F p
则每个螺栓所受的剪切应力为MPa F
r F ===
2
2)
2/016.0(ππτ 由于[]τ＞τ，所以满足要求 再校核所受的倾覆力矩
螺栓中受力最大的螺栓所受的力 ==
∑=Z
i i
L
ML F 1
2
max
max
螺栓所受的应力为Pa S
F ==
max
σ 因为[]σ＞σ，所以满足要求
3.3回转支承负荷能力计算
由于液压挖掘机的回转支承是低速回转支承，故不考虑滚动和滚道抗疲劳裂纹的负荷能力，而只校核其回转支承静容量负荷能力。

对单排四点接触球式回转支承，其静容量C oa 按下式计算：
oa C =f 0*d o 2*Z*Sin α （3.5）
式中f 0——静容量系数（Kgf/m 2）取f 0=3.5 Kg/mm 2（滚道表面硬度为HRC=55） d 0——滚动体直径（mm ），d 0=25mm Z ——滚动体总数，Z=77
α——滚动体与滚道的接触角，α=45º 由（3-5）式可算出回转支承静容量负荷能力oa C
oa C = f 0*d o 2*Z*Sin α
计算结果表明：d C ＜oa C 滚动轴承式回转支承承载能力足够
3.4回转齿轮强度校核
转台回转齿轮为开式齿轮，且传动比大，转速低，显然其主要破坏形式为疲劳弯曲破坏，故只需对驱动小齿轮做弯曲强度验算。

直齿圆柱齿轮齿根弯曲应力计算公式，计算最大弯曲应根据力δF max 即
δF max =bme
q P W M U 3
10⨯= （MPa ） （3.6） 式中，P U —— 运转中在分度园上出现的最大圆周啮合力（KN ） P U =
KN mZ M U 5012
005.05.122=⨯⨯= 式中，U M ——油马达驱动机构的额定输出扭矩，U M =1.5KN.m
m ——齿轮模数，m=5mm
Z ——小齿轮齿数，Z=12
q ——齿形系数。

根据变位系数X=+0.15，齿数Z=12，由曲线图查得q=3 b ——齿宽，b=45mm
e ——影响载荷系数，取e=1.25
将上述参数代入3-6式得：
m ax F δ=bme q P W M U 310⨯==MPa 53325
.1005.0045.0103503
=⨯⨯⨯⨯ 齿根疲劳极限应力Flin δ，由下式求出：
Flin δ=min */**F Flinb S Ysr Yx Yn δ （MPa ） （3.7） 式中 N Y ——寿命系数，有寿命系数图查的：N Y =1.9
X Y ——尺寸系数，由尺寸系数图查得：X Y =1 sr Y ——相对应力集中系数，由系数图查得：sr Y =0.88
min F S ——弯曲强度最小安全系数，由表查得：min F S =1.5
由2-7式计算得：
Flin δ=525×1.9×1/0.88×1.5=755.67MPa
计算结果表明：Flin F δδ<max ，齿根抗弯强度足够。

第4章 回转平台 动臂偏摆支架等主要结构件的强度计算
液压挖掘机的回转平台和下支承底架等金属结构件受力复杂，是超静定受力体系，精确计算较为困难，除可采用有限元计算外，通常采用简化计算方法即可。

4.1
该机发动机横置于转台后部，尾端装有配重。

转台前端安装挖掘工作装置的偏摆支座，该支座通过垂直铰销与偏转支架连接。

当动臂摆动油缸闭锁时，可将回转平台.偏摆支座和偏摆支架视为刚性连接，形成整体承载主梁。

[11]
转台强度计算工况选择与第二章回转支承装置强度验算同一工况，受力情况如“第三章图3-1回转支承当量负荷计算工况”所示。

图4-1简化的转台受力模型中载荷I G . G .G Ⅲ.cx P .cy P .和d P 分别为
I G ——配重的重力
G ——发动机.三联泵和柴油箱的使用重量[12]
G Ⅲ——液压油箱和驾驶室总成使用重量
cx P ——动臂铰点C 承受的水平载荷，代支反力计算求出 cy P ——动臂铰点C 承受的垂直载荷，代支反力计算求出
d P ——动臂油缸铰点d 承受的载荷，代支反力计算求出 321..r r r ——分别为I G ～G Ⅲ作用线至转台回转轴线的距离 其中 m r 3.11=；m r 96.02=；m r 3.03=
4r ——动臂油缸铰点至转台回转轴线的距离 4r =0.88m 5r ——动臂铰点至转台回转轴线的距离
H ——动臂饺点离回转平台的高度
6r ——回转支承滚道半径，6r =m D 2836.02/0=
Q ——动臂油缸轴线与Y 轴的夹角，065=ϑ
图4.2挖掘工作装置总成受力图
4.1.1 动臂及其油缸的支点反力计算
以挖掘工作装置总成为受力体[13]，受力如图4-2所示。

m R 44.01=；m R 08.12=；m R 87.13=；m R 55.24=；m R 45.25=；m R 15.26=； m R 142.07=；m R 75.11,=；h=1.51m ；θ=动臂油缸与Y 轴夹角， θ=65º
取 0=∑C M 则可求得动臂油缸铰点d 的支反力d P
=-++++++=7
21,1665544332211R h
W R W R G R G R G R G R G R G P d
将d P 分解成为水平和垂直方向的反力dx P 和dy P ，即：
dx P ==ϑSin P d ==ϑCos P P d dy
由此，可取 0=∑x F 和0=∑y F 求的动臂铰点C 的支反力cx P 和ct P
取 0=∑x F =+=2W P P dx cx 取 0=∑y F
则得 =--=∑=16
1W G P P i i dy cy
4.1.2 平台主梁承受的支承反力计算
为了简化计算，假定平台主梁为伸出简支梁[14]（此假定的计算结果更偏于安全），其受力图如4.3。

图4.3回转平台主梁的内力图
图中 a,b 两点视为平台主梁与法兰支承圈的交点。

分别对a,b 两点取矩，即可求出a,b 两点的支反力b P 。

)()()()()(264636261165=⋅-+--+-+-+++⋅I ∏∏H P r r P r r G r r G r r G r r P r P cx dy cy b b
则将数据代入式中可得 =b P
同上理，对支点b 取矩，0=∑b M ，即可求得支点的反力）（T P a 07
.6=
由回转平台主梁的内力图可知，平台主梁的支点b 处受的弯矩最大，是主梁的危险截面，其弯矩值为：
=++++++=∏I ∏I 66362612)()()(r P r r G r r G r r G M a b
4.2动臂偏摆支撑架和回转平台主梁强度校核
4.2.1 偏转支架强度校核
图4.4 偏转支架根部截面示意图
首先，求截面形心坐标z ，把截面分成若干块截面计算，截面关于Z 轴对称[15]只要求出z 轴即可。

截面1：21450030015mm A =⨯= mm Z 5.71=
截面2：225400180215mm A =⨯⨯= 221051590mm Z =+= 形心坐标：mm A A Z A Z A Z 7.602
12
211=++=
求出各截面形心轴的惯性矩：
截面1：423112724875)5.77.60(300151530012
1
mm I =-⨯⨯+⨯⨯=
截面2：4232219726008.36180301803012
1
mm I =⨯⨯+⨯⨯=
整个截面惯性矩：42134697475mm I I I =+= 截面的抗弯截面模量为：3max
2570189
.6019534697475
mm Z I W =-=
=
A-A 截面的正应力：MPa W M 15325701839322800===
σ A-A 截面的剪应力：MPa A F 79900
69450
===τ
整个合应力为：MPa B B 15432
2=+=τσσ总
总σσ>][ ][ττ<,故满足强度要求。

4.2.2 偏转支架与转台骨架铰接销的强度校核
图4.5 偏转支架与转台骨架铰接销示意图
销轴作用力：P=6945kg 销轴直径：D=65mm 截面积：22
16.334
cm D F ==
π
抗弯截面模量：33
74.632
cm D W ==
π
均布载荷：cm kg q /28025
6945
==
最大弯矩：MPa l q l p M 293442
222
1
=⨯-⨯⨯=
正应力：MPa W M
3.435==
σ 剪应力：MPa F
P
4.102==τ
挤压面积：275.9cm d F jy =⨯=δ 挤压应力：MPa F P
jy
y j 5.372==
σ 由于销轴材料采用45号钢，并经调质处理，调质处理后的45号钢，其抗弯屈服极限为MPa 1100=σ。

完全满足要求。

4.2.3 回转平台主梁强度校核
图4.6 回转平台主梁截面示意图
首先求截面形心坐标Z ，截面关于Z 轴对称，因此形心坐标必在对称轴上，将截面分成四块。

截面1：21360040)550640(mm A =⨯-= mm Z 201=
截面2：228886)26280(mm A =⨯⨯-⨯= mm Z 433402=+=
截面2：228886)26280(mm A =⨯⨯-⨯= mm Z 433402=+=
截面3： 23216018062mm A =⨯⨯= mm Z 13090403=+=
截面4：224888mm A A ==
mm Z 217)3180(404=-+=
A-B 截面形心坐标为A=77.5mm 然后，求各截面对形心轴惯性矩C X 。

截面1：4112382500mm I = 截面2：421059606mm I = 截面3：4311785500mm I = 截面4：4417283366mm I =
故截面对c X 的惯性矩为：4432142510972mm I I I I I =+++= 抗弯截面模量为：2max
2993735
.14242510972
mm Z I W ==
=
截面的正应力为：MPa W M
A 6.19==
σ 截面的剪应力为：MPa A
P
A 5.11==τ
合应力为：MPa A A 9.2732
2=+=τσσ
综上，材料Q235-A 屈服极限为235MPa,故满足强度要求。

参考文献
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[17] /thread-htm-fid-179.html
附录
本设计中，挖掘机的外形结构所参照的挖掘机产品为“山河智能” SWE40U小型液压挖掘机。

其相关参数附录如下。