某20t多功能挖掘机回转装置设计设计说明书毕业论文文档

需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）毕业设计（论文）任务书 1.毕业设计(论文)题目： 某20t多功能挖掘机回转装置设计 2.题目背景和意义： 本题目来自工程实践，具有很高的实用价值，涉及液压方面的知识，学生通过本毕业设计，能够将大学中学到的机械、液压方面的知识很好的用到实际工程中，培养学生进行实际工程设计的能力。3.设计(论文)的主要内容(理工科含技术指标)：本题目的主要内容为多功能挖掘机的工作装置设计，包括工作装置的结构设计、驱动液压缸设计等。要求具有较强的三维和二维绘图能力，已知挖掘机最大挖掘重量为20t，液压系统工作压力20Mpa。4.设计的基本要求及进度安排(含起始时间、设计地点)：开题报告完成时间 2018年12月25日前（完成内容：论文综述，方案确定，外文翻译，毕业设计工作管理手册及撰写规范），中期报告完成时间2019年4月5日前（完成内容：论文或设计内容完成的基础工作报告），论文答辩时间2019年5月25日前（完成内容：按要求完成所有应完成的工作），设计地点：学校 。5.毕业设计(论文)的工作量要求：所写论文除满足学院论文的基本规定外，还需要达到以下要求：1、根据提技术要求设计工作装置总图 1张2、根据总图绘出装置的零件图 1套3、驱动液压缸选型设计 1套4、毕业设计说明书 1份（2万字以上）5、绘图量为 3张（折合成A0号图纸计算）以上 实验（时数）或实习（天数）： 图纸（幅面和张数）： 绘图量为3张（折合成A0号图纸计算）以上 其他要求： 按照学校毕业设计进度和质量完成该毕业设计、完成三维建模并能作出爆炸图和运行原理动态图，最终形成二维工程图。 需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）挖掘机回转装置设计摘要轴套式滚子回转支承装置是现在许多挖掘机所采用的一种装置。向这一类的回转装置只能通过传递竖直方向的载荷作用力。然而它的水平先要通过中心的轴来对齐后然后传递则一定要通过防倾斜滚子来传送。因为滚子的形式是圆柱形的，所以它的内端和外端所自旋转的半径也不相同，他们之间具有速度偏差。从而造成了滚道之间的一些相对滑动，不但增添了很多旋转阻力而且还磨损了装置。它的维护很复杂。回转式支承它普遍的设计结构更加紧密，不但转动时速度提高，而且安装和后期的维护更较为简单。选择组合受载荷力更大的大型支承轴承，不但可以承受非常大的横向载荷力还有横向与倾覆力。而且也不像普通的回转支撑一样无需用到中心轴的一种全新类型的回转装备。关键词：回转支承；载荷分析；齿轮传动；平衡分析；有限元法Structure Design and Analysis of Slewing Ring ExcavatorAbstract The slewing rings of roller clampped are adopted by the mechanical excavators.However,this structure can only transfer the vertical load and it need the central pivot or the rollers that avoid to overturn to transfer level load.The excavator aims at the centre by the aid of central pivot. The shape of the rollers is columned, so their slewing radius are different. The glide happens between the roller and the orbit. The glide accelerates the rollers abrasion and increases the running resistance. Along with the development of excavators productivity, the slewing ring bearing come into being. Thisstructure can support the excavators to work without the central pivot. This supporting is one kind of large-scale bearing being able to bear synthetical load .At the same time, it can bear bigger axial load , radial direction load and overturn force moment. It is like a special big roller bearing. Its structure becomes more compact and the assemblage and maintenance become easier. It runs smooth and slews fast. The slewing ring can improve the efficiency of excavator . The purpose of research is to choose an appropriate slewing bearing to replace the roller supporting structure. The main contents inthis paper are described as follows: Keywords： Slewing bearing; Load analysis; Gear drive; Balance analysis; Fem目 录1 绪论11.1 挖掘机的前世今生11.2 回转支承的国内外研究状况11.3 回转支承简述11.4 此设计的研究状况32 回转支承的选择及联接52.1 回转支承类装置的分类52.2 回转支承承载能力82.2.1 俩类单排球与交叉滚子摆动轴承性能比较82.2.2 计算单双排回转支撑的承载能力并作出比较92.3 回转支撑承载能力设计102.4 设计选择回转支撑102.5 回转支撑型号的选择112.5.1所选取支撑的载荷计算112.5.2 计算的额定容量的静态和轴承HOU30/1000的等效轴向载荷122.5.3 回转支承计算选择142.6 支撑连接体的计算152.6.1 支撑连接体的计算162.6.2 固定装置的设计172.6.3 螺栓承载力的校核172.6.4校核螺栓强度183 回转支撑外啮合的小齿轮的设计223.1小齿轮选材的计算223.2 齿数和变位系数的计算223.2.1根据传动比计算齿数233.2.2计算变为系数233.2.3 计算啮合角243.2.4 小齿轮校核计算243.2.5 齿轮传动受力分析263.2.6 校核疲劳强度25III3.2.7 齿根弯曲疲劳强度校核264 机械式挖掘机的平衡性分析274.1 计算工作最大怕平衡重274.2 计算最小平衡力284.3 设计合理平衡 承载295 结论34参考文献36致谢37毕业设计(论文)知识产权声明38毕业设计(论文)独创性声明39IV需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）1 绪论1.1挖掘机的前生今世挖掘机作为新时代的产物担任着建设新时代的各种重要任务；例如修路修桥、建造大楼、拆除危险建筑等作业的集合多种功能的工程机械设备。尤其在各种土方工程施工项目、民居建筑项目、道路的施工、水利水电工程和矿场的挖掘等作业中，它既可以帮助人们减少不必要的的体力劳动，又能够较好的保证工程的质量，又在提高普通手工作业生产效率方面有着至关重要的的影响。根据一些新闻报道，全世界上很大部分的土方工程作业是由液压挖掘机来完成，大约占70%-75%的全部土方作业量。因为，液压挖掘机的种类有很多种，并且功能多样化，且具有很高的作业效率和高精度的制作工艺等一系列特点，因此，得到了绝大多数施工单位的认可。液压挖掘机的研发和制造涉及的范围很广，其中有液压的传动、机械方面、冶金方面、电力系统等众多行业，由于此装置在各个行业的重要性特别高所以受到很多机构的探讨研究 。本次的毕业设计内容的认识内容还是相遇于初学的程度，通过这次毕业设计对此论点有一个初步的了解认知，提升了自己的设计能力。1.2回转支承的国内外研究状况从回转支承初步发展到现在发展大概三十年左右的时间为止，到现在从小企业到大企业，渐渐地发展成为一个成熟行业。到目前为止支撑结构的研究制造水平与以前相比较有了很大的进步来满足现在的行业要求。在河北的回转支承工厂一直致力于和对于此单排球装置有研究能力的机构合作来促进对于此装置的合作开发来提高自身的水平达到使用的目的；它为双排球型和三件式交叉滚子开启了中国回转支承行业的新篇章，极大地拉近了我国与发达国家之间的距离，促进了回转支承行业在我国的迅猛发展。这几年，三排滚锥式、三排滚珠式这俩种支承已经拉开了研究序幕。目前，进行了回转轴承定向的研究方向包括洛阳，马鞍山，徐州等各地的研究工厂。 外国回转支承通常由轴承公司设计和开发，用于专业生产和生产。 每个子公司都有自己的系列和类型。 主要生产公司有：德国，日本，法国以及苏联，美国和德国的一些工厂。欧洲的skf是世界顶尖水平的轴承制造和技术研发的公司，作为当地的工业中心。它在海外很多国家都有着分公司，其中有德、意、英等。在荷兰的总部瑞典也拥有现代化的工业设备等，也设有综合综合实验开发的研究所。39需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）1.3回转支承简述回转的必备原件之一就是回转支承部分，作为不可缺失的部分，在十年以内主机发展速度日渐加快的势头，又因为其对于各个行业的需求特别重要所以对于此结构的发展显得尤为重要，其中包含有：医用器备、轻工业机械设备、冶金方面工业、隧道掘进机等。总体地来说，相对机器的机械部件承受翻转力，径向力和轴向力所必需的重要力传递元件之一。 对于当前形式的回转支承，如图1.1所示的内齿轮回转支承由滚动元件，调节垫圈和间隔件组成、连接螺栓、内、外座圈、润滑装置和密封装置等这些组件构成。内圈和外圈都可以加工成具有外齿或内齿的部件。由于此装置装配结构紧凑的特性所以它工况运行比较平稳的同时效率也比较高；由于此装置的装配特性决定了它的密封性也比较强，所以在设备运转过程中减少了动力输出的损耗，降低了维护成本以及增加了使用时间。需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）1-上外座圈；2转台；3调整垫片；4下外座圈；5、12密封装置；6连接螺栓；7螺母；8垫圈；9底架；10带齿内座圈；11滚柱；13螺钉图1.1 回转支撑简图根据此设计的初衷而言，此装置是设计来使用在挖掘机履带上面用于转向的结构；又因为挖掘机的本身质量特别大行进速度很慢承受的力矩非常大所以对于此装置的设计要求显得特别的重要；因为它不仅要承受较大的载荷还要使得在承受较大载荷的工况下能使得上下两部分发生旋转，此结构简图如图1.3，其中回转支承的外部与螺钉连接，齿座的内圈与底架螺栓连接,内圈和外圈的垂直载荷直接作用在转盘之上水平载荷力与倾覆力矩通过回转支承轴承的外座圈、滚动体安装在卷轴之间。 它们整体固定锁定在同一个工作太上面，其工作装置的主体部分与支承内部的圆形齿轮充分啮合，不但在旋转方式上有俩种围绕自己的轨迹进行旋转和围绕整体平台的水平线旋转的俩种旋转方式。使得它可以相对于底盘或其他各部分之间做旋转运动。如图1.2，图1.3。图1.2 挖掘机回转支承结构图图1.3 支撑回转简图此设计选用的回转支承结构相对比与市面上一般的同类型装置而言具有众多的差异；它不仅具有市场普通支撑的功能除此之外还有众多新设计的功能来更好的提高工作效率，优点如下；此装置的安装尺寸有多种型号来应对各种各样的机械 ；比如有些小型机械设备上的回转尺寸为40cm，有些则为10米，更有的是40米的大型回转支承设备。总而言之，它们的尺寸就在这些范围内选择。由于工作方式的不同此装置要能承受来自多方位的力矩，所以对于防止侧翻的保护设计显得尤为重要；此装置有相当于多滚动轴承共同作用的防侧翻机构来很好的保证工况运转下机器工作的稳定性。这个回转支承存在着很大的方面的差异，比如：工艺水准，材料的选择，还有后期的处理方面有着很大的差距。通常，回转支承具有用于旋转驱动和防尘密封的齿圈。在组装方面，普通轴承是中轴上的套筒，并且安装在轴承壳体内部，因为摆动轴承很大，因此固定在上轴承和下轴承上。1.4此设计的研究状况。由于此装置安装于挖掘机上使用对于挖掘机而言使用环境基本上都是露天工作所以要使得挖掘机在工况下正常运转，对于各个零件适应露天工作的选用就显得尤为重要，完全适应该生产，以及设计之用。由于挖掘机的质量非常庞大所以对于支撑的要求非常高，以前使用的支撑已经不能满足现在高强度的工作并且维护保养成本比较高，这样就使得工作效率大打折扣，所以为了改善旧机构的缺陷和不足此设计使用了新的滚轮夹套结构来提高结构的强度和硬度来适应新的挑战 如图1.1所示关于磨损及维护等多方面问题，它更轻，更灵活，回转的阻力小；结构方面也比较紧凑，它的体积更小（主要是在高度方面）; 易于维护; 在当今便于维护的和管理简单的机械行业它显得极为需要主要是防尘，使用时间长这些方面。为了让机械式挖掘机更好的工作，进一步提高生产的效率。这篇文章指出了改造的一些方案关于此设计研究的装置对于老旧的装置来说有那些方面的改进内容可分为下面几部分；(1) 首先先提出适应现场需求的回转支承的选择方案。是根据回转支承的承载能力以及选型原则。(2) 通过工作性质来查阅资料获得此装置的齿轮设计尺寸及要求。(3) 对特殊装置的设计强度还有支承耦合性分析结合回转的一些安装的体型还有形状分析，确定尺寸等。(4) 设计中保证回转支撑的工况工作下平稳、平衡度好、维修保养方便、工作效率高来确定设计方式。需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）2 回转支承和其联结的设计2.1回转支承类装置的分类此类装置主要分为柱式和台式两种。 如今，回转支承在一些门机或者是塔吊和汽车起重，还广泛用于轻工业机械，盾构机械和医用设备。 现在伴随着支承行业的迅速普及，回转支承已经成为所有需要进行相对旋转运动的两个部件所必承受轴向力的力传递部件，还有其他的载荷力量：比如径向倾斜力。 图2.1表示了外圈上带齿轮的此结构简图。由于轴承的工作形式类型可分为：球型和滚子型（包括锥形和滚筒式滚动体）;单行类型，双行类型和数量根据滚动体行数排列;根据滚道类型，有曲面（圆弧）型，扁平型和钢丝绳型。1231-螺栓联接孔； 2-回转支撑内座圈；3-回转支撑外座圈 图2.1 回转支撑单排和双排球形式还有交叉和三排滚柱四种结构模式。这些总体的来说大概可以分为四大类并且是使用最广。其中，运用最普遍的是回转支承。(1) 单排球回转支承单排球轴承在运用于支撑方面的类型最为丰富多见尤其是四点单排球回转支承，根据上面的图可以看出。它的内外圈部分有俩个滚动道但是其总共是四个，每个上面都有俩个中心相同然而圆弧不重叠的组成，形成了触点，并形成了接触需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）的角度。它质量低，受力均匀包括来自轴向方面和倾覆方面的俩个力。并且，所描述的这个装置中，当它接受一定的载荷时可以通过自己调节的方法降低它所受的最大触点力量。所以，在选型的时候注意其单排球直径小于1800毫米时因为框架的影响，刚度的局限来降低所承受载荷力。单列四点接触球型回转支承承载最高容量和最低的成本。目前，在这种类型中，优选配备了中小型一些起重机或者本文所研究的挖掘机的部件或者还有一些其他机械类型。(2) 双排球式回转支承上图所表示的3个底座是俩个排球回转支承他的优点在于便于安装，上下排球的安装尺寸可以存在不同的差异，由于排球安装的方式以及差异性可以使得支撑的性能大大的提高；又因为对于轴承来说内部滚道的直径相同的状况下轴承的总承载能力与滚道内滚珠的安装直径成正比关系，所以可以通过此因果关系来改变自变量的范围达到控制因变量的结果使得总承受力矩增大。俩个有差异的直径的双排回转支承能使用横截面的长度，因为这种比较符合更准确的要求同时也可以在不同的机器维修中翻转使用在这个轴承尽可能还能使用的情况下，增加它的使用时间。还有，它有比较大的横向，竖向的尺寸有调节的余地。因此，在安装过程中，如果遇到有安装中尺寸的问题也可以比较容易完成安装。所以，这个安装或装卸当然很适合在一些体积中等或者偏大的机械设备中安装。在滚道和滚动元件边缘之间进行接触并不是一个简单安装。(3) 交叉滚柱回转支承交叉滚柱轴承由于内部的滚珠排列项数可以分为单列和双列两种工作内类型，此结构的工作原理为：俩个相邻滚子的轴线排列成垂直的角度：内圈部分和外圈部分各有两个滚道，上面说过，同一个受力面它上面有1条线在截面上，在上面受俩个方向的作用力一个是横向一个是竖向所受的是这2个轴向力。这所受的俩个力都在可以正确合理的范围内从结构和精度或装配方面看来，它的做工堪称精密。再来说力的方面所受的轴，径向力都运行的极限条件下取数据都能被人们所接受的程度，因而，这个被更普遍的运用于更高精密的回转设备使用。比如：军工精密仪器设计制造。(4) 三排球回转支承顾名思义此类型轴承的结构其实是增加内滚道数量的方法来增加滚子排数而达到提升机构强度的装置 。此轴承共有三种类类，上部和下部和径向滚道被分离（滚子上下行进行轴向力和倾斜力矩，并且径向力通过辊子垂直布置的第三行接收到的），从而使辊的每一行上的列中的负荷可以被精确地确定。此外，该支撑结构是坚定的。因此，它是特别适合于重型机械需要较大的直径，并且是重型的优选类型。除了上述四种常见结构类型，交叉滚子圆锥回转环，金属丝球转盘环，所述三排球转盘环，所述三排混合回转环，和五列滚子的回转支承在用于这个项目。各种结构类型的回转支承。然而，他们都有一个或多个方面的缺陷，如果都具有其中一点或者几点的话比如它的结构过于繁琐，维修的成本过于高，以及所承受的能力很低，或者必须在某种特殊环境使用。图2.2 单排球回转支承图2.3 双排球回转支承图2.4 交叉滚柱回转支承图2.5 三排柱式回转支承2.2回转支承承载能力由于此装置工况运转下的特殊性和安全性以及使用寿命的长短和应对露天环境工作的抗破坏性能而言；（Rodway中心直径DL，零件的直径），性能分解关于以上几个不一样的零件。2.2.1俩类单排球与交叉滚子摆动轴承性能比较回转支承承担的承重能力和它的投入运营时间都是它们所额定的额定净容量C0和动态容量Ca的数值来一起取决的。用外型尺寸和安装的大小一模一样的单排回转支承为例有以下俩个：和，从以上两个举例来论证分析：（1）单排球支撑计算；查阅资料得到公式计算额定静容量Co (2.1)上述公式；查阅文献得到公式计算额定动容量 (2.2) （2）计算交叉滚柱支承的和；其中 (2.3)查阅文献计算额定动容量 (2.4)通过上文计算结果可知静载荷容量属于单排球最高但动态负荷容量变小25。两个单排球和交叉滚子轴承具有相同的基本参数进行比较（DL和做），得出的结论是，单排球回转支承的静载荷容量比交叉滚子型旋转轴承，动态负载容量的更高。2.2.2计算单双排回转支撑的承载能力并作出比较(1) 查阅参考文献计算双排球支撑的 ； (2.5)查阅参考文献计算双排球支撑的； (2.6)(2) 如果需要将轴承改成一个do=50-60的钢球单独排球式则需要保持原轴承的基本参数不变的情况下来改变一个自变量从而引起因变量的改变而达到目的 。假设，则它的单个回转排球的限定静态容量是： (2.7)查阅参考文献计算单排球支承： (2.8)通过上述计算结果可知单排球的和性能都优越于双排球支撑。其余规格排球的支撑计算均与此计算相似，因为双排球是一个三件式的双滚道形式，所以它的材料成本，加工和系统维护费用都比较高，相同的Dl一般的差异是60100。 双排球的形状更高。 磨削加工的难度上升受排球型滚道精度和表面粗糙度差异影响。2.3回转支承承载能力设计根据挖掘机工况作业下的受力分析所知；当挖掘机进行最大功率挖掘作业时前端的回转支撑由于受到挖掘机自身重量的条件下还受到挖掘给予机构自身的反作用力。 (1) 重力方向载荷挖掘机作用在支撑机构上竖直方向的总载荷； (2.9)计算载荷对中心线的偏移距离： (2.10)(2) 水平方向承载力 查阅参考文献水平方向承载力与滚轮距离： (3) 最大倾覆力矩(2.11)2.4设计选择回转支承通过上文详细计算对比可知静容量最高的支承为三排列回转支撑但是本支撑的设计制造成本相对比于其他几种回转支撑价格成本来说确实比较高 。通过各种旋转类型的r值，并在所有JJ36-1991规格和标准JB2300-1984 10的详细的计算，得出如下结论：(1) 当增加时，所有四种类型的r值将增加。(2) 当摆动环为单排球型时，当时，它是最高的。三个移动轴承具有最高的r值，即在范围内接受相同的负荷。当具有相同的重量时，单个摆动球轴承排球的成本最低。因此，当选择主体的旋转轨道的中心直径为时的轴承类型时，当三排轴承时，摆动式轴承应为具有单个排球摆动的所需类型。第一种选择2.5回转支承型号的选择通过对支撑的研究和对其使用类型的考察得出一款好的支撑必定能够承受较大的载荷才能更好的工作来提升工作效率，通过选择支撑来选取摆环的型号是一个当下最流行的选择方式。发动机摆动的主轴承承受最大轴向载荷，M是主发动机摆动的环，承受最大的周转时间。回转支承的承载能力由回转支承的Fa和M恒定参考负载，额定额定电容和螺栓负载能力决定。轴承的每个型号都与承载能力图表（见图2.7）一致，如果回转支承符合要求，则图2.7中给出了等级（Fa，M）和（Fa，M）。负载必须符合以下条件：(1) 点（Fa，M）低于图表。功率容量图的功率容量1。(2) 点（Fa，M）位于摆动轴承承载力图中相应性能等级的2螺栓载荷曲线下方。(3) Co是摆动轴承的等效静载荷，必须满足与摆动轴承CP相当的轴向载荷，才能使得装置安全平稳的进行。由上文计算和轴承的工作环境可知此处应采用三柱摆动轴承；此时我们假设挖掘机摆动直径 所以我们选择代号为的三柱摆动轴承作为此挖掘机的轴承。2.5.1所选取支撑的载荷计算回转支撑的选择是参考挖掘机主机回转轨道半径来判断相匹配程度来选择决定的，并且还得考虑到主机的质量和最大功率运行所受到的最大阻力之和来选择支撑的型号。（1）单排球摆动环的静态参考负荷计算查阅文献可知当时 (2.12) (2.13)当时 (2.14) (2.15)(2) 所选滚子轴承的静态参考载荷计算 (2.16) (2.17)查阅文献表2-1可知：根据以上计算可知该几何点位于静载荷曲线之下，故此设计合理。2.5.2计算的额定容量的静态和轴承HOU30 / 1000回转的等效轴向载荷（1）额定静容量: (2.18)查阅参考文献得知计算轴向载荷 (2.19)(2) 计算所选支撑； (2.20)查阅参考文献得知; (2.21)1静态承载曲线;2螺栓负荷曲线(8.8、10.9、12.9为螺栓的性能等级)图2.7 回转支承承载能力曲线图表2.1 许用静态安全系数计算上文所选支撑的： 计算上文所选支撑的：取，。2.5.3回转支承计算选择支撑的选择流程简图：图2.8 支承选择简图 2.6支承联接体的计算回转支承不能单一的进行工作，它也需要一个联结装置来使得它与挖掘机之间有所联系并且还能更方便的操控来达到高效的工作。回转支承的内环和外环的刚性由耦合的结构确保。但是由于所联结的装置都是刚性装置，所以必须注意安装结构处的强度和硬度有一定的保证。联结机构简图如图2.10所示。 1 回转平台；2回转上联接体；3支撑外座圈；4连接螺栓； 图2.9 回转支撑联接结构 图2.10 螺栓联接受力分析2.6.1支撑联接体计算查阅文献表7-9得知根据此设计挖掘机的工作环境和使用性能来看支撑应选用代号为的联结器。其联结出的结构简图如下图2-11和2-12所示。 图2.11 回转支承内齿图2.12 回转支承内圈2.6.2固定装置的设计（1）计算挖掘机倾倒时的最大力矩M就是工作最大载荷： (2.22) (2.23) (2.24)（2）计算联结螺栓的承载在图2.10中1号位置时最大载荷为； (2.25)在图中2号位置时最大载荷为 (2.26)(3) 计算承载螺栓的预紧力 (2.27)查阅资料可知承载联结与工作载荷变化的关系为：一般联结载荷变化 ；一般静联结： ：密封联结载荷变化 。 为了使得联结螺栓的分析计算的准确性可以采用有限元法强度分析来使得螺栓的承载力和水平剪切力计算更为精准。 2.6.3螺栓承载力的校核从主底盘的摆动获得的最大载荷（沿Fa轴加载，M反转周期）用作通过摆动轴承的摆动接收的载荷。在摆动轴承承载能力图上标记点（Fa，M）（图2.7）并检查检查点（Fa，M）是否低于相应性能等级的负载螺栓曲线。如果低于此值即可否则，它可以提高螺栓的效率。当选择最大螺栓效率水平并且点（Fa，M）保持在负载螺栓曲线之上时，我们需要选择摆动轴承模型。1静态承载曲线;2螺栓负荷曲线点（Fa，M）在HOU30 / 1000轴承的承载能力图（图2.13）中定义。螺栓的效率等级为8.8点。图（Fa，M）低于效率曲线2。(8.8、10.9、12.9是性能级别)图2.13 承载能力图从以上描述和对比可以看出从选型原则方面HOU30/1000是理想的选型对象。2.6.4校核螺栓强度查阅文献可知螺栓的承载力计算方式可以直接进行查边计算而不用通过支撑承载力曲线计算，比对两种方法各有优势 。可借帮助于回转承载的曲线图进行分析验算，还可以对他的强度直接进行校核。螺栓连接的失效模式主要包括：螺栓断裂，回转支承和联轴器的接合面。 身体被压碎或破裂。(1) 螺栓拉力计算： (2.28)(2) 螺栓与受拉面紧贴 (2.29) (2.30)(3) 螺栓最大承载力 (2.31) (2.32)(4) 计算螺栓所受最大承载依照上文图2.9所示中受力最大的螺栓因为最上端的那个；故计算出最上端那个就可以求出连接体的侧翻力矩；假设倾翻力矩又由上文计算所得；代式计算：(5) 计算螺栓预紧力查阅参考文献所得 ：(6) 承载螺栓强度校核查阅参考文献可知：根据上文计算得知螺栓在最大承载力作用下的力小于螺栓的设计最大承载力，故螺栓工况工作不会被拉断，此设计合理。(7) 螺栓截面强度校核查阅文献可知螺栓截面设计公式由上文计算可知 (2.33) (2.34)代式计算：根据计算结果得知；所以此设计合理。（8）螺栓受压面校核根据参考文献和上式计算结果联合可知计算得到的结果小于螺栓设计的最大承载力，故此设计合理。需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）3 回转支撑外啮合的小齿轮的设计图3.1 回转传动结构简图因此结构与先前支撑的安装尺寸和结构的差异有所不同，所以导致了回转环和小齿轮之间不能顺利的啮合故需要从新设计回转环和小齿轮的各项参数来使得两者配合紧密，传动效率高来提高工作效率。此装置的使用机械为挖掘机，又因为挖掘机本身质量比较大而且承载能力也特别高所以对于齿轮和回转环的制造要求相对较高；查阅文献表3-9得知齿轮采用材料 制成。通过淬火的热处理方式来提高表面硬度，除过选材的要求还应满足以下要求：(1) 齿轮的模数m和压力角等于摆动环的齿和压力角。(2) 安装条件将使距离中心a。齿轮齿轮对应于距原始中心的距离。(3) 齿轮小齿轮中的小齿轮的齿数应与摆动机构相同。(4) 为确保齿轮，齿轮，齿轮的强度也必须使用正向运动对于正移动齿轮和支撑的外齿，过大的位移会导致尖齿或尖端的尖端太小。为了确保牙齿的强度，牙齿尖端的厚度不能太小。(5) 为确保齿轮的运行可以连续平稳的进行，双方啮合的重合度水平必须达到要求 。(6) 为保证齿轮的使用寿命必须使得齿面接触的硬度和抗疲劳使用达到要求。3.1小齿轮选材计算查阅文献表8-11可知齿轮材料应选择并且表面做渗碳和淬火热需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）处理以达到的表面硬度加工精度为七级的圆柱齿轮。3.2齿数和变位系数的计算需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）(1) 设计小齿轮齿数需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）根据上文中图2.8所示和查阅参考文献可知由已知电机转速和回转速度来计算齿轮齿数； (3.1)(2) 计算齿轮啮合角要想两齿轮紧密连接并且工况平稳运行就需要双方齿轮的模数和压力角相同，由中心距公式计算： 推倒所得： (3.2) (3) 计算变位系数查阅参考文献可得： (3.3)3.2.1根据传动比计算齿数根据上文式(3.1)得：查阅参考文献变7-3可知：代式计算：根据以上计算可知初步。3.2.2计算变位系数根据上式计算需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）3.2.3计算啮合角(1) 参考老支撑的传动齿轮数据计算新支撑的传动齿轮中心距：回转齿轮参数：计算旧齿轮啮合角： (3.4) (3.5)(2) 支承外齿与小齿轮的啮合角小齿轮参数：；支承外齿参数：根据上文计带入上式(3.2)中得根据上式结果反函数计算得3.2.4小齿轮校核计算(1) 查阅参考文献得到小齿轮的位移系数，对应于。小齿应该正向更换，因此位移系数大于零，如果位移系数小于零，根据上文中式（2.17）计算结果可知小齿轮的齿数为满足配对要求应该减少并且从式（2.17）以后过程应该重新进行设计计算已达到使用要求。所以对于齿轮的位移情况不可超过正常值的范围，如若超过范围的位移发生会产生脱齿或者咬齿情况的发生，而这种情况会降低工作效率容易损坏机器并对于机器的使用寿命会大打折扣。为避免发生此情况需要对于齿轮尖端厚度做一计算，公式如下： (3.6)根据公式中的函数关系可知尖端厚度与齿轮齿数存在反比关系，由此可以通过控制齿轮齿数关系来达到控制尖端厚度的范围以使得齿轮达到使用要求。要想使得齿轮的使用寿命加长除过以上参数符合要求以外还需要使得齿轮的齿尖硬度符合要求，齿尖硬度又是由齿尖厚度来控制的，因此控制齿尖厚度可以调节齿尖硬度。查阅参考文献可知计算齿顶圆直径 (3.7) (3.8)引用上文计算中式(2.22)计算齿顶厚根据上式计算结果可知计算结果远大于比对结果，所以此设计合理。 (2) 计算齿轮重合度要计算齿轮传动的重合度需使齿轮具有头部间隙标注，查阅文献可知挖掘机的重合度 则重合度公式为： (3.9)如果根据上式计算所得的重合度在实际使用中不匹配，那么久应该在小齿轮的齿数范围内增加相应的齿数然后重新计算再使用，知道所得齿轮在实际应用中符合要求为止。(3) 校核齿轮强度如果以上计算全部缝合要求后，此时我们还需要对齿轮的强度和疲劳强度进行专业的校核计算，全部符合要求后才能大面积使用。校核公式为: (3.10)齿轮疲劳强度的校核： 其中 ： (3.11)通过上式计算可知齿轮疲劳去强度和齿轮的模数呈反函数关系，在特定的情况下我们可以采取控制齿轮模数的自变量来达到控制齿轮疲劳强度的因变量的目的，使得在不改变生产制造材料的条件下来提高齿轮的疲强度以达到齿轮满足设计和实际应用的要求。如果此时齿轮的模数和齿数达到了可变范围的临界值还不能满足使用要求的情况下，我们就应该从一开始的选择回转支撑开始重新进行设计计算知道所有零件全部满足设计和使用要求即可。3.2.5齿轮传动功率设计根据此设计装置的特殊用途我们假设电机；。计算小齿轮功率带式计算: (3.12) (3.13) (3.14) (3.15) (3.16)3.2.6校核疲劳强度查阅文献可知疲劳强度校核公式： (3.17)计算齿数比u： (3.18)计算载荷系数查阅参考文献表9-11可知：查阅参考文献表9-13可知小齿轮的齿宽则： (3.19)查阅参考文献表9-11查得齿向载荷分布系数 代式计算： （3.20） 查阅参考文献表9-14可得：:根据上文计算可得重合度：根据上文式（3.17） ：代式计算： (3.21) (3.22)查阅参考文献表9-15查得齿面接触疲劳极限N (3.23)查阅参考文献表9-14可得齿轮疲劳强度寿命系数：小齿轮硬化系数：查阅参考文献可知齿轮的接触应力为：MPa根据上式计算可得理论值高于实际使用最大值，故此设计合理。3.2.7齿根弯曲疲劳强度校核查阅文献可知校核公式： (3.24)查阅文献可知：代式计算重合度系数： (3.25)查阅文献可知 (3.26)查阅文献可知：MPa (3.27)查阅文献可知：把上述结果代式计算：MPa (3.28)根据上式计算结果可知齿轮的实际工况最大疲劳强度远小于设计疲劳强度故此设计合格满足此设计挖掘机的传动要求。需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）4 挖掘机平衡设计在挖掘机的工作作业情况下不仅其性能要达到要求并且在工况运转下还要使得其保持平衡来提高工作效率，所以要让回转支承滚珠尽可能均匀地受力。因此要使得挖掘机的挖掘斗槽在最大作业半径时机器不能侧翻，这就需要从挖掘机中部的旋转盘下手来解决此问题了，当挖掘机在最大作业半径和最小作业半径时他中间的转盘的两端分别收到最大的摩擦力，此时两端摩擦力最大既就是磨损最为严重的位置这对于挖掘机的使用寿命来说是一个不小的挑战。转盘的端部支撑轴受到更强烈的磨损。 挖掘机的工作循环期间实现作用在支撑轴上的载荷的均匀分布是为了挖掘机的平衡。因此，如果挖掘机平衡良好，则应满足以下条件：无论空载或满载，机构的重量和转盘上的工作力都不得超过支撑轴的最大直径而且不管工作装置当时的状态。4.1计算工况最大平衡重挖掘机平衡位置机构简图如图4.1所示：查阅参考文献可知挖掘机转盘作用力 ： (4.1)最大工作半径时平衡方程： (4.2)联立上述两式可求得极限重量： (4.3)公式中：最大平衡重量 ：；需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等）N其中：图4.1 挖掘机受力分析（确定最大平衡重）4.2计算最小平衡力 上文计算了挖掘机最大的的受力条件下的平衡状态，但是挖掘机不仅要使得最大状态的平衡力过关还要使得最小平衡力过关才能使得挖掘机应对各种工况状态下工作。查阅参考文献可知挖掘机转盘作用力： (4.4)由此计算最小作业半径承载力： (4.5)根据上式可计算最小衡重的范围： (4.6)其中：；N图4.2整体挖掘机受力（最小平衡重合理性）通过上式计算可知设计最小承载平衡力远大于实际最小承载平衡力，故此设计合理。4.3设计合理平衡承载在挖掘机工况工作时由于挖掘机自身质量和工况工作所带来的作用于转盘的承载力不能超过设计的最大值和最小值，如果超过这个最大或者最小的承载力范围就可能使得零件损坏或者挖掘机侧翻；这样对于操作人员的人生安全有着巨大的隐患，而且对于财产损失也是巨大的还会降低工作效率。综上所述，要满足这些必须性的要求才能应用市场大量投产。选择合适的衡重范围有众多的限制条件但是与主轴转矩的条件关系最为明确。查阅文献表9-13可知应选择两个周期的平均值作为倾覆周期。 (4.7) (4.8) (4.9)计算中心轴线力矩平衡： (4.10)又因为：所以： (3.11) 此时应确定挖掘机工作时的两个极端状态，又因为转台在工作时会发生相对比较小的位移，然后又通过装置位移计算合力最后对求得的合力做最后的验算检查才能使用。(1) 挖掘机开始作业前挖斗处于最大作业半径时产生的倾覆力矩（不算挖斗的重力带来的力矩）。(2) 挖掘机挖斗装满物料处于接近一半的推出量时，此时转盘所受力矩最大。 查阅文献可知挖掘机上半部分工作重力。 (4.12) 挖掘机回转