毕业设计（论文）-单斗液压挖掘机设计.doc

摘要摘 要由于中国国土面积大，各项建设事业正处于蓬勃发展过程中，对挖掘机的需求量大。世界上工业发达国家著名的挖掘机制造商几乎全部进入中国，不少国有和民营企业也看好中国的挖掘机市场，纷纷进入挖掘机行业，进行挖掘机产品的生产和开发，而且产品的产量随着市场的需求量的提高不断增长。本文完成的主要工作有：建立了液压挖掘机主工作装置的数学模型；针对工作装置的计算工况，建立了相关的力学模型；确定了液压挖掘机的设计方案，完成了主要参数的设计计算；对主要工作装置的铰点和关键部位进行力学分析和计算；建立了底盘行走系的数学模型和结构模型；对底盘行走系的相关部件进行的校核计算。关键词液压挖掘机、工作装置、行走装置I 燕山大学本科生毕业设计（论文）AbstractBecause of the size of Chinas largest, is in the construction boom in the process, demand for excavators. Almost all of industrially developed countries of the world famous manufacturer of excavators into China, many State-owned and private companies are optimistic about the Chinese excavator market, entering the excavator, excavator production and development of products, production as market demand increases and product continues to grow. Major work completed in this article: 1) a mathematical model of hydraulic excavator working device; 2) for calculation of working device of working conditions, the establishment of a mechanical model; 3) determines the design of hydraulic excavator, complete the design and calculation of the main parameters; 4) on the hinge points and key parts of the working device of main mechanical analysis and calculation; 5) established a walking model and structure model of chassis; 6) chassis related parts of the Running System of calculation.Keywords Hydraulic excavators, attachments, running gearI 目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 本课题的目的和意义11.2 国内外发展现状21.2.1 国外发展现状21.2.1 国内发展现状21.3 本课题主要研究内容41.4 本课题主要解决的问题及方法措施4第2章 工作装置设计52.1工作装置形式选择52.2 工作装置的主要参数定义及数值62.3工作装置布置形式72.3.1总体布局72.3.2动臂机构82.3.3斗杆机构102.3.4铲斗机构112.4结构设计112.4.1动臂结构设计112.4.2斗杆结构设计142.4.3铲斗结构设计152.5本章小结16第3章 回转装置设计173.1 回转支承173.1.1 回转支承的主要形式和性能特点173.1.2回转支承额定静容量的计算183.2挖掘机的回转支承外载荷计算193.2.1最大挖径处受力分析193.2.2最大挖深处受力分析203.3液压挖掘机回转支承选型213.3.1回转支承形式、主要参数的确定及滚道承载能力的验证213.3.2齿轮传动参数确定223.3.3连接螺栓的验算223.4本章小结23第4章 行走装置设计244.1行走装置的选型244.2行走装置的设计254.2.1履带的设计254.2.2驱动轮的设计295.2.3支重轮的设计325.2.4托轮的设计355.2.5导向轮及张紧装置的设计365.2.6行走减速机、台车架、底架的设计395.3驱动功率415.4本章小结42第5章 液压系统设计435.1 液压挖掘机的工况435.1.1挖掘工况分析445.1.2 满斗举升回斗工况分析465.1.3 行走时复合动作475.2 液压系统设计计算475.2.1液压系统参数确定475.2.2 主要工作装置的设计计算485.3本章小结52结论53参考文献54致谢56附录1 开题报告571）国外研究情况。572）国内研究情况。57附录2 文献综述63附录 外文翻译70V第1章绪论第1章 绪论1.1 本课题的目的和意义由于中国国土面积大，各项建设事业正处于蓬勃发展过程中，对挖掘机的需求量大1。世界上工业发达国家著名的挖掘机制造商几乎全部进入中国，不少国有和民营企业也看好中国的挖掘机市场，纷纷进入挖掘机行业，进行挖掘机产品的生产和开发，而且产品的产量随着市场的需求量的提高不断增长2。中国已成为世界上最大的挖掘机市场，正在成为世界挖掘机的制造中心。但是必须注意，中国目前虽然已成为挖掘机需求和生产的大国，但绝不是强国3。国际水平的研发中心不在中国，挖掘机关键配套零部件业不在中国。在挖掘机关键的核心技术研究与掌握方面，国内企业与国外企业差距很大，特别是国内企业在挖掘机的基础理论研究方面投入的人力、财力严重不足。这些年，我们取得了长足的进步，大大缩小了与国外先进技术的差距，但如果今后在技术创新（包括设计技术和制造技术等方面）上稍有懈怠，与国外先进技术的差距仍然会拉大，因此可以说今后的国内挖掘机企业的任务仍然十分艰巨4。由于历史的原因，原本的国有挖掘机企业因为人才流失，资金不足，技术不高，造成自主研发能力不高，设计方法落后，改革开放后的合资企业与外资企业，只是根据国外的设计图纸进行批量生产，基本进行设计，所以中国的挖掘机设计手段比较落后，常常凭借经验进行设计制造，造成生产的挖掘机存在一些缺陷，在三包期间常出现故障，做不到等寿命设计，对厂商和买家造成不小的经济损失5。以往液压挖掘机的新产品开发过程是前期设计完成后，进行样机试制，然后经过现场挖掘机试验或强度测试，若出现问题再改进，再试验，再修改，反复修改直到满足设计要求后，再批量生产6。目前国内企业在设计挖掘机是仍以测绘类比为主，强度计算仍采用材料力学方法，对挖掘机结构件应力分布情况缺乏定量的了解。并且，挖掘机作业外载荷又复杂多变，所以非常有必要将现带虚拟样机设计方法应用于挖掘机工作装置的结构设计和性能分析，所以提高挖掘机工作装置的可靠性，对机构进行优化、减轻工作装置重量、提高工作效率、减少能耗，从而提高挖掘机生产企业的设计水平和自主发放能力7。1.2 国内外发展现状1.2.1 国外发展现状 第一台手动挖掘机问世至今已有130多年的历史，期间经历了由蒸汽驱动半回转挖掘机到电力驱动和内燃机驱动全回转挖掘机，应用机电液一体化技术的全自动液压挖掘机的逐步发展过程8。工业发达国家的挖掘机生产较早，法国、德国、美国、俄罗斯、日本等是斗容量3.5-40m3单斗液压挖掘机的主要生产国，从20世纪80年代开始生产特大型挖掘机。例如，美国马利昂公司生产的斗容量50-150m3的剥离用挖掘机，斗容量132m3的步行式拉铲挖掘机；B-E(布比赛路斯一伊利)公司生产的斗容量168.2m3的步行式拉铲挖掘机，斗容量107m3的剥离用挖掘机等，是世界上目前最大的挖掘机9。由于液压技术的应用，20世纪40年代有了在拖拉机上配装液压反铲的悬挂式挖掘机，20世纪50年代初期和中期相继研制出拖式全回转液压挖掘机和履带式全液压挖掘机，初期试制的液压挖掘机是采用飞机和机床的液压技术，缺少适用于挖掘机各种工况的液压元件，制造质量不够稳定，配套件也不齐全。从20世纪60年代起，液压挖掘机进入推广和蓬勃发展阶段，各国挖掘机制造厂和品种增加很快，产量猛增。19681970年间，液压挖掘机产量已占挖掘机总产量的83%，目前已接近100%1316。从20世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。111.2.1 国内发展现状中国的挖掘机生产起步较晚，从1954年抚顺挖掘机厂生产第一台斗容量为1m3;的机械式单斗挖掘机至今，大体上经历了测绘仿制、自主研制开发和发展提高等三个阶段6。新中国成立初期，以测绘仿制前苏联20世纪3040年代的W501、W502、W1001、W1002等型机械式单斗挖掘机为主，开始了中国的挖掘机生产历史。由于当时国家经济建设的需要，先后建立起十多家挖掘机生产厂。1967年开始，中国自主研制液压挖掘机。早期开发成功的产品主要有上海建筑机械厂的WYl00型、贵阳矿山机器厂的W4-60型、合肥矿山机器厂的WY60型挖掘机等。随后又出现了长江挖掘机厂的WYl60型和杭州重型机械厂的WY250型挖掘机等。它们为中国液压挖掘机行业的形成和发展迈出了极其重要的一步7。到20世纪80年代末，中国挖掘机生产厂已有30多家，生产机型达40余种。中、小型液压挖掘机已形成系列，斗容有0.12.5 m3；等12个等级、20多种型号，还生产0.5-4.0m3以及大型矿用10m3、12m3机械传动单斗挖掘机，1m3隧道挖掘机，4m3长臂挖掘机，1000m3/h的排土机等，还开发了斗容量0.25m3的船用液压挖掘机，斗容量0.4m3、0.6m3、0.8m3；的水陆两用挖掘机等。但总的来说，中国挖掘机生产的批量小、分散，生产工艺及产品质量等与国际先进水平相比，有很大的差距912。改革开放以来，积极引进、消化、吸收国外先进技术，以促进中国挖掘机行业的发展。其中贵阳矿山机器厂、上海建筑机械厂、合肥矿山机器厂、长江挖掘机厂等分别引进德国利勃海尔(Liebherr)公司的A912、R912、R942、A922、R922、R962、R972、R982型液压挖掘机制造技术7，9。稍后几年，杭州重型机械厂引进德国德玛克(Demag)公司的H55和H85型液压挖掘机生产技术，北京建筑机械厂引进德国奥加凯(O&K)公司的RH6和MH6型液压挖掘机制造技术。与此同时，还有山东推土机总厂(其挖掘机生产基地改名为山重建机有限公司，包括STRONG和JCM两个品牌)、黄河工程机械厂、江西长林机械厂、山东临沂工程机械厂等联合引进了日本小松制作所的PC100、PC120、PC200、PC220、PC300、PC400型液压挖掘机(除发动机外)的全套制造技术。这些厂通过数年引进技术的消化、吸收、移植，使国产液压挖掘机产品性能指标全面提高到20世纪80年代的国际水平，产量也逐年提高。由于国内对液压挖掘机需求量的不断增加且多样化，在国有大、中型企业产品结构的调整，牵动了一些其他机械行业的制造厂加入液压挖掘机行业1,36。中国单斗液压挖掘机应向全液压方向发展。斗容量宜控制在0.1-15 m3；而对于大型及多斗挖掘机，由于液压元件的制造、装配精度要求高，施工现场维修条件差等，则仍以机械式为主。应着手研究、运用电液控制技术，以实现液压挖掘机操纵的自动化46，8。1.3 本课题主要研究内容研究的主要内容对单斗反铲液压挖掘机进行整机设计，包括工作装置，动臂、斗杆、挖斗等，行走装置，底盘架、履带、支持轮等，液压装置，包括液压缸、液压泵、控制阀等。关键部件或机构使用有限元进行应力分析，优化设计。1.4 本课题主要解决的问题及方法措施现在对液压系统不是很熟悉，首先要弄懂工程机械的液压系统特点，多了解这方面先进技术，并运用于设计之中。对有限元软件只是有一般的了解，还需要再学习。措施：1.查找文献，了解国内外单斗液压挖掘机的研究状况和发展趋势；2.参考相关22t挖掘机的设计计算方法，进行设计计算，并使用有限元软件进行有限元应力分析；3.查看相关图纸，完成图纸设计；4.运用SOLIDWORKS软件进行三维设计。87 第2章 工作装置设计 第2章 工作装置设计2.1工作装置形式选择工作装置是液压挖掘机的施工作业机具，因而也是整机液压传动的执行机构。为适应不同的作业对象，液压挖掘机可换装形式多样的的工作装置，其结构也不断发展，演变为千变万化、各具特色的形式，其中反铲工作装置是液压挖掘机最常用也是最重要的工作装置。反铲工作装置采用铰接式多连杆机构，一般由动臂、斗杆、反铲斗、摇臂、连杆机构、液压缸、销轴和连接管路组成。中型挖掘机普遍采用整体式动臂，如图2-1（b），图2-1（a）为组合式。（a） （b）图2-1 典型工作装置简图这两种结构形式各具特点，比较如下：（1）整体动臂的强度、刚度较好，同时结构简单、经济实用，对于专业设备配套较完善的工程，综合经济效益较好。组合臂可调，较适用于不同作用工况和作业范围，且极具缺乏的工地，但结构复杂，自重较大，强度、刚度相对较差。（2）组合臂的上动臂可改装不同的替换装置；整体式臂前部的弯曲，满足换装的工作装置较少。（3）轮式挖掘机行驶速度较高，组合臂收缩后可减少振动和转弯半径，或拆去上臂可减小运输长度。综合考虑整体式和组合式的特点及设计要求，选用整体式作为本次设计的形式。2.2 工作装置的主要参数定义及数值 也有挖掘机基本参数是标示和衡量挖掘机性能的重要指标。反铲装置中参数主要包括：最大挖掘机半径：在停机面上，指从纵向中心平面铲斗齿尖至机器回转中心最大距离。最大挖掘机高度：当工作装置处于最大举升高度式，从停机地面到铲斗齿尖的垂直距离。最大挖掘高度半径：指当斗杆邮箱全收缩时，机械臂处于最大挖掘半径，从停机面到铲斗齿尖的距离。最大挖掘深度半径：指当铲斗处于最大挖掘深度时，从回转中心轴到铲斗齿尖的水平距离。最大卸载高度半径：当斗杆油缸收缩使动臂处于最高位置时，从铲斗齿尖所通过的轨迹最低点到回转中心轴的水平距离。最大挖掘深度：机械臂姿态在最低，铲斗、斗齿齿尖与斗杆铰点，斗杆与动臂铰点这三点在同一垂直停机面的直线上，从停机面距斗齿齿尖的最大距离。最大卸载高度：指当斗杆与动臂位于极限高度时，转斗反转斗齿尖处于最低位从停机水平面到斗齿齿尖的距离。最大挖掘机力：挖掘机在标准工作压力作业时，斗杆油缸或者铲斗油缸能发挥的最大切向挖掘力，有斗杆和铲斗最大挖掘力之分。现在80%以上挖掘机的工作装置是反铲机构，组成部分为：斗杆、动臂、工作液压缸、铲斗及连杆机构等，具有结构简单实用范围广的特点，能够通过三组油缸的伸缩实现响应的装载、挖掘、卸载等工作。更换不同斗容的铲斗能提高效率。2.3工作装置布置形式2.3.1总体布局1）作基本地平面GRP。2）作俯视图。履带式挖掘机轨距 （2-1）式中：G机重（t）。取B值为2.4。3）在主视图GRP上确定。履带驱动轮与张紧轮轴距 （2-2）取L值为3.4。4）履带驱动轮直径。 （2-3）式中：t轨链节距（mm）， z驱动轮齿数。取履带节距为202.8mm，齿数为21， （2-4）5）履带式挖掘机工作平台离地间隙。 （2-5）6）初选回转支承。外径： （2-6）7）确定平台侧梁高度。 （2-7）P0P1C0C1Ll1l2P3zP2dlP7P8P5L2Rs1S1SRsL3P10E0P5EzP4C2P3zE图2-22.3.2动臂机构1）动臂缸根铰点至平台地面高度。 （2-8）距回转中心取0.8m。2）作动臂根铰点。使的倾角。计标点坐标，有3）作动臂下段的中心线，使下板外形与履带最远轮廓，即左前斜向轮廓相切。4）作最大挖深线（最大挖深按类比法或者技术任务书初选）和铲斗铰点最深线（）。5）在线与回转中心线交点处作辅助线，由作辅助线垂直于点。6）作最大挖径斗齿夹圆弧和斗杆端铰圆弧（）（最大挖径按类比法或者技术任务书初选）。7）作辅助圆与相切。8）以钝角（斗杆最伸与上动臂夹角）的一边保持与相切，角顶在点附近，另一边与弧相交于点，将顶角点在点附近浮动寻找，当与垂线（）相等时，该位置点即为动臂上铰点在最大挖深处的位置。9）校核。式中：动臂长（m）; 都杆长（m）。10）作最大卸载高线，最大卸高按技术任务书或者类比法初选。11）作斗杆端铰最高位置线，与弧交于点，作出工装最高位置，并作及最大挖高（）。12）测量。13）作动臂液压缸最下位置，使尽量水平，使动臂缸不与履带干涉，且点在动臂上下板适中位置，法兰盘焊缝余上下板焊缝的距离不小于3倍焊缝宽。14）作动臂液压缸最上位置。15）校核。动臂液压缸最小位置长度为取1.9m。 （2-9）缸最大允许长度 （2-10）2.3.3斗杆机构1）作斗杆最短位置（），以为半径作斗齿尖弧线，校核与动臂下板及动臂液压缸不干涉。2）计算斗杆力臂 （2-11）式中：斗杆最大挖掘力（按类比法或者技术任务书初选）（N）； 斗杆缸直径（m）。3）作斗杆力臂扇形（扇形半径，扇形角=），作，点最下位置为，与动臂上板大体平行，点至动臂上板高度。校核点在要在上方。2.3.4铲斗机构1）作，使点与斗杆上板之间的间隙铲斗缸径。2）将逆时针转至（斗杆下板侧），使。3）过作连杆中心线，要求连杆外宽与斗杆端外形不干涉。4）在斗杆上端作铲斗缸根铰点（），与斗杆上板间隙铲斗缸径。5）在上作点，使。6）在的垂直平分线上选一点，点尽量取在线左边，如摇臂仍与铲斗耳板干涉，摇臂可设计成弯形。7）过作铲斗最大仰角（）位置和斗杆最短位置的角度（）。2.4结构设计2.4.1动臂结构设计反铲工作装置动臂的机构形式主要分为整体式和组合式两种。整体式动臂结构简单、强劲，自重轻，广泛应用于挖掘地面以下的土石方作业。图2-3所以为一种典型的中型液压挖掘机动臂焊接件总图，由钢板和锻件组焊而成。动臂是整机受力最大的结构件之一，在挖掘、提升和回转启制动过程中，臂体承受、平面内的弯矩和平面内的扭矩轴向力、剪力反复作业，在板件和焊缝各处产生复合应力。动臂结构设计应保证在危险截面处的最大应力值控制在许用值之下。图2-3 动臂焊接图整体臂采用工字形变截面弯形梁结构。上下比交点处的高宽比约为1.5，然后沿上下臂方向分别向两端减低高度，宽度保持不变。但从下臂的中部开始至臂根部，高度减低而宽度加宽，以承受侧向弯矩。但宽度过宽会影响司机室，一般根部宽度控制在不超过上臂宽与里昂液压缸外径之和，从臂根宽度缓缓过渡到前部宽度，在下臂得两侧成斜坡状，斜坡的长度应保证底板边缘与动臂缸盖外径不干涉（在最大挖高位置用三维作图校核）。工字形截面上下板厚为侧板1.21.5倍，中段高应力区的上下板可适当加厚。上下板的外宽要伸出侧板外表面至少1.52倍角焊趾高，以防咬肉。动臂根铰点受力较大，支承做与上下板及侧板的焊缝容易开裂，故上下焊缝和侧面焊缝应相互错开。左右支承座锻件分别锻出飞边，飞边厚度与侧板基本一致。左右锻件用钢管焊成一体后，再用对接焊缝与侧板焊接，最后于上下板用不等边角焊缝相连。动臂液压缸活塞杆端处支承做是动臂又一重载点，也是动臂的危险截面。采用加大法兰边的盘形左右锻件，先用钢管焊成一体粗加工后套入侧板的孔内，在法兰周边用加强对接焊缝焊成（采用环形垫板防漏焊），考虑到焊缝承载和焊接应力分布，法兰的直径不小于轴径的4倍为宜。下臂和上臂的弯角是为了在最大挖深时动臂不与履带相碰，但弯曲改变了危险截面处的正应力分布。计算表明，当平均曲率半径是截面高度的4倍时，下板拉应力为上板压应力的1.18倍，同时，下板拉应力迅速增大为上板的2.1倍。动臂前端叉形开口处是与斗杆连接的部位，也是动臂又一受力最大处、最易开裂的部位。此处臂体的高度比一般保持1:1，叉形开口的左右侧板为厚钢板削坡与侧板对焊，外贴补强钢板。斗杆液压缸根部铰接在动臂上板的两耳板上，耳板采用圆弧缓缓过渡的形式与上板焊接，在两端用不等边角焊缝缓缓降低并仔细打磨，以减少应力集中，防止撕裂。由于钢板坯材长度有限，或出于套材下料或滚弯方便，也由于在不同应力区采用不同钢板厚度等原因，上下板和侧板一般分割成几段再拼接，成整块，在对接焊缝的背面预焊垫板，以防熔池穿漏。侧板与上下板的角焊缝处于受拉的高应力区，特别在侧板接头处一般要打坡口，以增加焊缝断面积，且在动臂中间段弯曲。2.4.2斗杆结构设计斗杆在液压挖掘作业中是运动较频繁、运动幅度较大的构件。因此要求质量较小且又有足够的强度。斗杆主要受挖掘力形成的平面弯矩、回转启动制动或者侧向挖掘力形成的平面内的弯矩和横截面上的轴向力，和图2-4 斗杆焊接图剪切力，故斗杆一般采用箱型断面的变高直梁结构。按截面截形，斗杆分为工字箱型和H箱形两类。如图2-4所示为最常用的工字箱型结构断面斗杆。这种断面结构能较好适应在平面弯矩较大的受力工况，故已成为当今应用最广的一种主要结构形式。在图2-4所示的工字箱型断面斗杆结构图中，根部铰点插入动臂叉形开口的断面受力最大，因此为箱型断面的最高处，根铰结构也采用带扇形法兰盘的锻件与钢管组焊而成较厚实的封闭管形体，并加焊辐射状肋板与上板铲斗缸根铰处相连。法兰保证与侧板的焊缝有足够的周长，这些狗屎使根部有较高的结构强度，以传递上下两端的力矩。斗杆缸铲斗缸铰耳都采用和缓的曲线与后板、上板焊接。在后板、下板与根铰锻件焊接处采用不等高加强角焊缝。在其他各处的焊接细节与动臂结构类同。在作业时，斗杆下板前端常受物料的冲击磨损，故加焊条形加强肋。2.4.3铲斗结构设计铲斗是液压挖掘机对物料进行挖掘、卸载的机具。根据物料和作业工况的不同，铲斗有多种形式和规格。对于挖、装级土壤的常用工况，主机常配的铲斗通常称为标准铲斗。铲斗结构的主要参数包括斗容、斗宽、斗长、斗深、切削角、斗唇板厚和后角、斗齿类型、齿宽、齿距等。标准铲斗一般都装设斗齿，以降低挖掘的线比压。易于切入物料或耙出石块。在修挖沟渠时还要求装侧齿。便于导向，但也增大了阻力。侧齿左右成对用螺栓与侧刃固定，装侧齿时，正齿要超前于侧齿。图2-4 铲斗简图铲斗设计要求：（1）铲斗纵向剖面形状应使挖掘机和装土的阻力最小，有利于物料的流动和充满，在卸载时物料容易卸尽，无卡阻，少粘附。（2）斗宽与都长的选择，为了减小偏载，斗宽一般不大于斗长。（3）铲斗唇宽要不大于根部，口宽要大于底宽，以减少摩擦阻力，有利于装卸料。铲斗设计步骤：（1）确定铲斗结构参数（2）确定斗形参数。（2-12）取1.45。（3）选择斗齿。根据整机类型、作业工况和设计任务书的要求选择齿座和齿尖形式、规格尺寸。由作业物料的坚硬程度、耐磨要求和冲击负荷条件选取种类和型号。齿座焊在斗唇前沿，齿尖的后面与斗唇后面平行。选用80号通用斗齿。（4）作铲斗纵向剖面图。斗唇板厚度按所选齿的开口尺寸确定，唇口按齿座槽底角割成坡口，斗唇板截面宽度h要大于齿座开口的1.1倍，作斗齿和斗唇截形部分及斗前壁直线段，使。（5）侧刃板。侧刃板厚=（0.60.8）斗唇板厚。为制作方便，一般侧刃梁取直形，梁上的上缘不超过唇口边，保证侧齿不超过前齿齿尖。侧刃梁下缘可缩进唇板下缘之内，由唇口沿竖直方向作侧刃梁板宽线。侧刃梁中部上缘也可割坡口或割成凹弧形。2.5本章小结本章应用作图法对挖掘机工作装置进行了设计，包括机构的设计和结构的设计。第3章 回转装置设计 第3章 回转装置设计3.1 回转支承回转支承又称转盘轴承，是机械的两个部分之间需要相对回转又同时承受轴向力、径向力和倾覆力矩的的传力基础元件，其基本功能是进行传力和传动，实现机械设备两个部分之间的相对回转。一般情况下，回转支承自身带有安装孔、润滑孔和密封装置，具有结构紧凑、安装与维护容易等特点，可以满足各种机械回转机构不同回转工况的要求，被广泛运用于起重运输机、建筑工程机械、风力发电机、雷达和导弹发射车等大型回转装置上。液压挖掘机通常为工作装置和底盘可想对回转的上下结构，其连接机构自然离不开回转支承。由于挖掘时工作载荷大且变化剧烈，因此对回转支承有着较高的技术要求。3.1.1 回转支承的主要形式和性能特点根据回转支承结构的不同，可做如下分类。1） 按滚动体形式 分为球式回转支承、柱式回转支承和球柱联合回转支承。2） 按滚动体排数 分为单排回转支承、双排回转支承和三排回转支承。3） 按传动方式 分为外齿回转支承、内齿回转支承和无齿回转支承。20世纪70年代末，我国的回转支承在引进、小孩国外技术的基础上，开始专业化生产。80年代初，在结构形式的选择上，中小规格的以单排交叉滚柱式为主，部分采用双排异径球式。随着回转支承的广泛应用和理论研究的的深入，这两种结构的回转支承的缺陷也被认知。任一规格的单排交叉滚柱式中的滚动体换成倍滚柱直径的球，其额定静容量从理论上就会提高15%35%。然后交叉滚柱的实际承载能力远达不到理论值。只要有间隙存在，在倾覆力矩的作用下，内、外套圈将发生相对倾斜，内、外圈本应平行的对应滚道也相对倾斜；由于滚道角度误差（）的存在，滚柱受载沿长度方向是不均匀的，一端高、一段低，其高端的应力高出计算平均应力很多；再加上滚柱两端在回转时存在相对滑动，因此负载即使尚未达到其额定容量，其高端应力已超出许用应力，使滚道失效。双排异径球式回转支承在轴向负荷下只有上排球作用，在倾覆力矩的作用下，上下各半排作用，因此不能起到两个单排球式的作用。它上排球的接触角是，单排球的设计接触角是，因此当上排球的球径与单排球的球径相同时，额定静容量提高30%，但双排异径球的截面尺寸较但单排球大得多，完全可以用比上排球径大的球将它改为单排球式，可保持承载能力不变。因将双滚道改为单滚道，内外圈由三片式改为二片式，材料费用、加工成本都大大降低。因此单排交叉滚柱和双排异径球式的回转支承彻底淘汰，被单排球式和双排八点接触球式回转支承所替代。3.1.2回转支承额定静容量的计算额定静容量是衡量回转支承静载能力的指标，除回转支承的原材料及其热处理状态对其影响外，加工制造过程中的滚道表面淬火硬度和淬硬层深度、球式滚道的接触角、沟道半径与钢球半径之比也是影响回转支承承载能力的主要参数。现行回转支承标准规定，滚道淬火硬度不小于55，但对t没有规定。一般制造厂在t=1.021.10中选取，但t=1.08时的额定静容量只有t=1.04时的72%。淬道淬硬层剥落是回转支承的主要失效形式之一。滚道淬硬层的剥落是源于滚道受到切应力之故。在外载荷的作用下，滚道和滚动体同时受力，滚道上产生切应力，而最大切应力发生在距滚道表面一定深度的地方，如淬硬深度浅于该深度，则极易造成淬硬层剥落，因此，淬硬层深度应大于该深度应大于该深度。但对于大于直径滚动体（直径大于40mm）的沟道一般很难达到与之相匹配的滚道淬硬层深度，虽然现行标准中滚道淬硬层深度值按滚动体直径进行分级规定，但大直径滚动体对应的规定值也达不到与之匹配的滚道淬硬层深度值，大直径滚动体的承载能力受到削弱。单排球式回转支承的额定静容量： （3-1）式中：额定静容量（kN）; 滚道中心直径（mm）； 钢球公称直径（mm）。3.2挖掘机的回转支承外载荷计算挖掘机作用在回转支承上的外载荷、和应根据挖掘机工况和计算位置算出，根据不同挖掘工况和计算位置算出的若干组当量轴向负荷值，选其中最大者作为计算的当量轴向载荷。（1）总倾覆力矩；（2）总轴向力；（3）总径向力。3.2.1最大挖径处受力分析图3.1 最大挖径处受力图如图3.1，取回转中心为o点，则倾覆力矩为： （3-2）轴向力为： （3-3）径向力为： （3-4）3.2.2最大挖深处受力分析图3.2 最大挖深处受力图如图3.2，取回转中心为o点，则倾覆力矩为： （3-5）轴向力为： （3-6）径向力为：3.3液压挖掘机回转支承选型回转支承的选型主要包括：确定回转支承的形式和主要参数，验证滚道、齿轮、螺栓的承载能力。3.3.1回转支承形式、主要参数的确定及滚道承载能力的验证（1）回转支承的滚道中心直径和滚动体直径是构成回转支承基本参数的核心主要参数，一般来说，单排球式。大于上述值在额定静容量下使用寿命不足，反之使用寿命过剩，前者造成回转支承的过早失效，后者造成浪费。 （3-7）式中：滚道中心直径（mm）； 钢球直径（mm）； 挖掘机吨位（t）； 取值范围为11.1。根据设计参数，初选丰合公司的QU.1250.40A。（2）计算回转支承的额定静容量 （3-8）（3）计算回转支承的当量轴向载荷 （3-9）a、最大挖径处b、最大挖深处取较大值3647kN。（4）计算安全系数 （3-10）满足设计要求。3.3.2齿轮传动参数确定（1）挖掘机回转驱动装置的大小齿轮一般采用GB/T 1356规定的基准齿形，内啮合传动，大小齿齿面都要求淬硬，以提高齿轮强度及使用寿命。（2）为了提高齿轮的弯曲强度，可采用GB/T 1356规定的短齿齿形，其变位系数、模数、齿数与基准齿形相同。3.3.3连接螺栓的验算（1）工作载荷计算如下。 （3-11）最大挖径处：最大挖深处：取较大值9936.5N。（2）预紧力计算 （3-12）（3）螺栓静强度校核 （3-13）选用12.9级高强度螺栓，直径22mm。安全系数为3.95，满足设计要求。3.4本章小结本章对回转支承作了简要介绍，根据设计要求，选定回转支承，对典型工况进行受力分析，并对主要参数校核验算，最终确定回转支承型号，为QU.1250.40A。第4章 行走装置设计 第4章 行走装置设计行走装置的设计主要包括确定行走装置的形式，并确定各部分的尺寸型号。4.1行走装置的选型履带式行走装置由“四轮一带”（即驱动轮、导向轮、支重轮、托轮、以及履带），张紧装置和缓冲弹簧，行走机构，行走架等组成。液压传动的履带行走装置，挖掘机转向时由安装在两条履带上、分别由两台液压泵供油的行走马达（用一台油泵供油时需采用专用的控制阀来操纵）通过对油路的控制，很方便地实现转向或就地转弯，以适应挖掘机在各种地面、场地上运动。履带式行走装置驱动力大（通常每条履带的驱动力可达机重的35%-45%），接比压小（40-150kPa），因而越野性能及稳定性好，爬坡能力大（一般为50%-80%，最大的可达100%），且转弯半径小，灵活性好。履带式行走装置在液压挖掘上使用较为普遍。但履带式行走装置制造成本高，运行速度低，运行和转向时功率消耗大，零件磨损快，因此，挖掘机长距离运行时需借助于其他运输车辆。轮胎式液压挖掘机行走装置的结构型式很多，有采用标准汽车底盘的可轮式拖拉机底盘的，但斗容量稍大、工作性能要求较高的轮胎式液压挖掘则采用专用的轮胎式底盘行走装置。尽管履带式行走装置存在一些，但在单斗液压挖掘机中使用较为广泛，而且本机主要用于城市道路建设或者狭窄空间内作业。考虑到工作环境和实际条件等因素本机采用橡胶履带，由于橡胶履带具有对路面破坏小、噪音低、速度快、振动小、接地比压小、牵引力大，可以减少地面对机械的冲击等优点，所以本机主要使用橡胶履带。而在恶劣环境中或在野外作业时可以使用钢制履带以适应恶劣的工况。而轮式行走装置虽有运行速度快、机动性好，运行时轮胎不损坏路面，因而在城市建设中很受欢迎，但是其接地比压大，爬坡能力小，挖掘作业时需要用专门支腿支撑，以确保挖掘机的稳定性和安全性。所以履带式行走装置比轮式行走装置更为适用。故本机采用履带式行走装置。履带式行走装置的结构图如图4.1所示：图4.1履带式行走装置结构图1 - 导向轮；2 - 履带； 3 - 张紧装置； 4 - 支重轮；5 - 驱动轮； 6 - 减速机4.2行走装置的设计行走装置的设计主要包括“四轮一代”即驱动轮、导向轮、支重轮、托轮的设计和履带的设计。4.2.1履带的设计履带工作条件恶劣，要求具有足够的强度和刚度、耐磨性好、质量轻以减少材料的消耗量，并减轻履带运行时的动载荷，要求履带能和地面有很好的附着性能，又要考虑减少行驶及转向的阻力。本机主要用于城市道路建设或者狭窄空间内作业。挖掘机的履带有整体式和组合式两种。整体式是履带板上带啮合齿，直接与驱动轮啮合，履带板本身成为支重轮等轮子的滚动轨道。整体式每一节履带铸造成整体，结构简单、制造方便、重量轻、易拆装，但销孔间隙大、易进泥沙、易磨损，“三化”性差，在机械式挖掘机中使用较多，适于高速车辆。目前液压挖掘机中广泛采用工业拖拉机型式的组合式履带。它由履带板、链轨节、履带销轴和销套等组成。这种型式的左右链轨节与销套用紧配合连接，履带销轴插入销套有一定的间隙，以保证转动灵活，其两端与另两个链轨节孔紧配合。锁紧履带销与链轨节孔配合较松，便于整个履带的安装和拆卸。这种结构节距小，绕转性好，行走速度较快，销轴和衬套硬度较高、耐磨、使用寿命长。所以本机履带采用组合式履带。（1）履带尺寸的计算履带宽度b的初步确定： （4-1）式中：装载机的整机质量，由单斗液压挖掘机P42液压挖掘机基本参数系列表，这里取。所以： （4-2）为了取标准节距的履带，这里取b=600mm。履带宽度和履带支撑面长度一般按总体设计及工作条件的平均接地比压确定 （4-3）式中： 履带支撑面的长度，m； 挖掘机总重，；履带宽度，mm；平均接地比压，根据工程机械底盘构造与设计 P313选取；所以 ：这里初取。计算所得的应满足转向要求： （4-4）式中：支撑面长度，=3.4 m=3400mm； 履带轨距， 初选； 附着系数，=1.0； 滚动阻力系数，=0.10； 根据工程机械底盘构造与设计可知=0.5；所以与的合理配合，对提高底盘的牵引附着性能有较大的影响，通用的工程机械为。 满足要求。所以，履带的宽度、支撑面的长度选择合适，即=600 mm =3400mm（2）履带板结构的选择履带板的型式很多，标准化后规定采用重量轻、强度高、结构简单和价格较低的轧制履带板。履带板有单筋、双筋和三筋数种。本机采用三筋式普通履带板，这种履带板筋稍短易于转向，且由于筋多使履带板的强度和刚度提高，承重能力大,主要用于小型挖掘机械。三筋板上有四个连接孔，中间有两个清泥孔。当链轨绕过驱动轮时可借助轮齿自动清除链轨节上的淤泥。相邻两履带板制成有搭接部分，防止履带板之间夹进石块而产生高的应力。（3）履带节距履带节距，随自重的增大而线性增大，通常为： （4-5）按我国履带式工程行走机构统图四轮一带规定，全部履带工程机械用四种节距：203、216、228.5、260，本设计选取节距为203。（4）履带的强度计算a）履带的计算工况整机在斜坡上工作时，一侧履带所能传递的最大驱动力，取决于土壤的附着条件，即： （4-6）式中：附着系数，取； 考虑在斜坡上工作时，整机重量在一侧履带上分配系数，取。所以：（2）强度验算 履带总成联系尺寸如下表表4.1履带板的总成联系尺寸型号ABFGJKLd1d2D3HH1LD20357.676.2184.1146106196.425144.566.521117.365根据挖掘机的工作要求，挖掘机采用组合式履带，组合式履带式履带板、轨链节、履带销、销套、螺栓等零件组合而成。由于履带的主要破坏形式是磨损，因此只需要校核履带销的剪切强度： （4-7）式中：履带销直径；所以履带销采用50Mn，履带销套采用20 Mn，履带板的材料采用40Mn2Si。 50Mn的剪切强度：275Mpa所以，履带销的强度满足要求。（3）校核轨链节的抗拉强度对于钢制履带，履带板应验算其拉伸应力，危险截面是销孔的最窄处： （4-8）式中：履带销套半径，； 履带销半径，； 一块履带板一端的各销孔宽度之和，。 需用拉伸应力，所以所以，履带的抗拉强度满足要求。4.2.2驱动轮的设计驱动轮的谁主要包括齿形的设计，驱动轮尺寸的确定以及强度校核。（1） 驱动轮的齿形设计发动机的动力通过驱动轮传给履带，因此，对驱动轮的要求是与履带啮合正确，传动平稳，并且当履带因销套磨损而伸长后仍能很好啮合。按齿面形状，驱动轮齿形可分为凸形，直线形和凹形齿形三种。目前履带工程机械多采用后两种。履带的驱动轮通常置于挖掘机的后部，这样能使履带的张紧段较短，减少磨损和功率损失。驱动轮用来驱动履带，轮齿工作时受履带销套反作用的弯曲压应力，并且轮齿与销套之间有磨料磨损。因此驱动轮应选用淬透性好的钢材，通常用50Mn，45SiMn，中频淬火、低温回火，硬度应达到HRC5558。一般来讲，对驱动轮齿形的要求为：1）使履带节销顺利地进入和退出啮合，减少接触面的冲击应力；2）齿面接触应力应小，以减少磨损；3)当履带节距因磨损而增大时，履带节销与驱动轮齿仍能保持工作，不至脱链。本设计采用典型的“三圆弧一直线”型齿形。（2）