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 VI=0～3.84 km/h高速范围 VⅡ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 mmr=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=1.154L4L=0.57552.3.2 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W1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，G1－动臂油缸重力，G1=0.2NG2——动臂重力，G2=1NG3——斗杆油缸重力，G3=0.39NG 4——铲斗油缸重力，G4=0.31NG5——斗杆重力，G5=0.47NG6——铲斗满负荷（含土）重力，G6=2.55NG 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=1.24NG 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=7.7NW ——风载，W=q*F=0.025N/m 2×2 m 2=0.05Nr 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=0.579mr 1=1.19m r 2=1.83m r 3=2.62m r 4=3.3m r 5=3.2m r 6=2.9mr 7=0mr 8=0.052m r 9=1.04mr 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=21M 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dC的计算对单排四点接触球式回转支承，其当量负荷Cd由下式求出：dC=G p+5M/D0+2.5H p N （3.1）式中，D0——滚道中心直径，D=0.560 m；pG——作用在回转支承上的总轴向力 NM——作用在回转支承上的总倾覆力矩 N.mHp——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（W1r7- W2r8+ G6r6）+ G1r1+ G2r2+ G3r3+ G4r4+ G5r5- GrN.m （3.2）沿回转中心轴线方向的合力pG为：pG= 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Hp为：Hp =kW2N （3.4）式中，W1——用铲斗油缸挖掘时，铲斗齿尖承受的切向挖掘阻力 N；W2——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 NG1. G2.G3——分别为动臂油缸.动臂和斗杆油缸重力NG4. G5——分别为铲斗油缸和斗杆的重力 NG6——铲斗与斗内土方重力 Nr——转台上部（不含工作装置）重力至回转中心轴线距离 mr1～r8——分别为G1.G2.G3G4.G5G6W1W2对回转中心O取矩的力臂 mk——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 ==ZH F p则每个螺栓所受的剪切应力为MPa Fr F ===22)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 ==∑=Zi iLML F 12maxmax螺栓所受的应力为Pa SF ==maxσ 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=77α——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 Coa 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 =bmeq P W M U 310⨯= （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 5012005.05.122=⨯⨯= 式中，U M ——油马达驱动机构的额定输出扭矩，U M =1.5KN.mm ——齿轮模数，m=5mmZ ——小齿轮齿数，Z=12q ——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=45mme ——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 =1.9X 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 =0.88min 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。