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本科毕业设计(论文)题目：挖掘机回转装置设计多功能挖掘机回转装置设计摘 要目前机械式挖掘机普遍采用滚轮夹套式支承回转装置，这种支承装置，只能传递垂直作用的载荷，传递水平力必须依靠枢轴或反倾覆滚子，并要借助于中央枢轴对准中心。由于滚轮为圆柱形，所以内外端回转半径不同，滚动起来有速度差，使滚轮与滚道间发生滑动，增大了运行阻力，加快了滚轮的磨损；并且维修复杂。为了使挖掘机的结构变得更加紧凑、旋转更快、装配维护更加方便，同时能承受更大的载荷，本文采用了轴承式回转支承装置。这种支承是一种能够承受综合载荷的大型轴承，可以同时承受较大的轴向负荷、径向负荷和倾覆力矩，并使回转机构省去了中央枢轴的新型支承回转装 置。本文对机械式挖掘机的回转支承结构进行了改造，选择了用轴承式的回转支承来代替滚轮夹套式支承。本论文做了如下工作：(1) 按照回转支承的承载能力和选型原则，提出机械式挖掘机回转支承类型和型号的选择原则。(2) 提出与回转支承外齿啮合的小齿轮参数的设计原则。(3) 提出回转支承联接体结构设计和强度分析的方法。(4) 为了使回转支承滚动体受力均匀，提出挖掘机合理平衡重的确定方法。关键词：回转支承；载荷分析；齿轮传动；平衡分析；有限元法IStructure Design and Analysis ofSlewing Ring of Mechanical 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: First, the selection principle of the type and model of the slewing bearing applied to mechanical excavator has been put forward according to the load capability and the selection principle of slewing bearing . Second, the small gear design principle has beenput forward in order to engage with the slewing bearing. Third, the means of the structure design and strength analysis of the stay bearing has been put forward. Fourth, the process of the excavator optimal balance weight is proposed to ensure the slewing bearing to accept a load homogeneously. Keywords： Slewing bearing; Load analysis; Gear drive; Balance analysis; FemII主要符号表Co 支承的额定静容量Ca 额定动容量Fa 主机回转支承装置受到的最大轴向载荷、M 主机回转支承装置受到的最大倾覆力矩水平载荷r垂直载荷aQ 螺栓受到的最大拉力，Nd1 螺栓小径，mm螺栓的许用拉应力，MPaM 倾覆力矩W 抗弯截面模量小齿轮传递的转矩1Tp1 小齿轮的功率da1 齿顶圆直径齿顶厚1aS弯曲应力FIII目 录1 绪论 .11.1 机械式挖掘机的研究背景 .11.2 回转支承的国内外研究状况 .11.3 回转支承简介 .11.4 本文的工作与意义 .32 回转支承的选择及联接 .52.1 回转支承的类型 .52.2 回转支承性能比较 .82.2.1 单排球式回转支承和交叉滚柱式回转支承性能比较 .82.2.2 单排球式回转支承和双排球式回转支承性能比较 .92.3 挖掘机回转支承载荷分析 .102.4 回转支承的类型选择 .102.5 回转支承型号的选择 .112.5.1 回转支承 HOU30/1000 的静态参照载荷 和 的计算 .11aFM2.5.2 回转支承 HOU30/1000 的额定静容量 和当量轴向载荷 的计算 .12oCpC2.5.3 回转支承的选型流程 .142.6 回转支承联接体的设计与计算 .152.6.1 回转支承联接体的设计 .162.6.2 联接体的设计 .172.6.3 螺栓联接载荷的计算 .172.6.4 螺栓联接承载力的验算 .182.6.5 螺栓联接的强度校核 .193 与回转支承 HOU30/1000 外齿啮合的小齿轮的设计 .223.1 小齿轮的材料和精度选择 .223.2 小齿轮齿数 和变位系数 的选择 .221z1x3.2.1 根据挖掘机回转机构的传动比 ，选择小齿轮齿数 .23i 1z3.2.2 计算小齿轮变位系数 .2313.2.3 计算齿轮传动的啮合角 .243.2.4 小齿轮参数的校核 .243.2.5 齿轮传动受力分析 .263.2.6 齿面接触疲劳强度校核 .26IV3.2.7 齿根弯曲疲劳强度校核 .284 机械式挖掘机的平衡性分析 .304.1 确定允许的最大平衡重 .304.2 确定允许的最小平衡重 .314.3 确定合理的平衡重 .325 结论 .37参考文献 .38致谢 .3901 绪论1.1 机械式挖掘机的研究背景液压挖掘机是一种集土方挖掘、装载、平整、拆除、抢险等作业的多功能工程机械，广泛应用于各类土方工程施工、民用建筑、道路建设、水利工程、电力工程和矿山采掘等施工中，它在减轻繁重的体力劳动，保证工程质量，加快建设速度以及提高劳动生产率方面起着十分重要的作用 12。据有关资料报道，世界上各种土方工程约有 65%70%的土方量由液压挖掘机来完成 3。由于液压挖掘机具有多品种，多功能，高质量和高效率等特点，因此受到广大施工作业单位的青睐。液压挖掘机的开发和制造设计机械、液压传动、冶金、石油化工、电气等众多行业，已经形成了一个庞大的产业集群。大力开展对液压挖掘机的研究和探索，对于提高国家整体工业水平和加速国家经济的发展具有重大的促进意义。1.2 回转支承的国内外研究状况我国回转支承行业已有 30 年的历史，它从无到有，从小到大，逐步走向成熟。目前已具备了满足各类主机需要的回转支承的设计、制造、测试的综合开发能力，为主机行业的发展做出了一定的贡献。特别是马鞍山回转支承厂，自1984 年与建设部北京建筑机械综合研究所合作，成功地开发出具有 80 年代国际先进水平的单排球式回转支承后，打破了我国回转支承行业以 3 片式交叉滚柱和双排球式为主的落后局面，大大缩小了与发达国家之间的差距，带动了我国回转支承行业的迅速发展。近年来，国内已开始设计和制造三排滚珠式、三排滚锥式回转支承。洛阳轴承厂、徐州轴承厂和马鞍山回转支承厂现在都进行回转支承专业化生产。国外，回转支承由轴承公司进行专业化生产，各公司都有自己的型式、尺寸系列。主要生产公司有：联邦德国的罗特爱德公司和 FAG公司；法国的 RKS 公司；英国的泰泊雷克斯（TAPEREX）公司；日本的NSK、KOYO 公司以及美国、苏联、民主德国的一些公司和工厂。 SKF 公司是欧洲较大的工业集团，也是世界上最早成立的技术最先进的轴承制造公司，在英国、法国、联邦德国、意大利都有分公司，在荷兰设有现代化综合实验中心，其总公司设在瑞典 18。1.3 回转支承简1回转支承作为机械的重要基础元件，近几十年来，随着主机行业的迅速发展，得到了广泛的应用，除为挖掘机、塔吊、汽车吊及各类起重机配套外，还广泛应用于轻工机械、冶金机械、医疗机械、工业机器人、隧道掘进机、堆取料机、旋转舞台等。总之，它是一切两部分之间需作相对回转运动，又需同时承受轴向力、径向力、倾覆力矩的机械所必需的重要传力元件 10。如图 1.1 所示的内齿式回转支承，这种形式的回转支承由内、外座圈、滚动体、隔离体、密封装置、调整垫片、润滑装置和连接螺栓等组成。内座圈或外座圈可加工成带内齿或外齿。轴承式支承回转装置是一种结构紧凑，装配维护简单，工作平稳，回转轻快，效率高，并使回转机构省去了中央枢轴的新型支承回转装置。这种支承回转装置是全封闭防尘式，能延长其寿命，减小动力消耗。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 回转支承结构回转支承近乎特大型的滚动轴承。图 1.2 反映了回转支承在履带式液压挖掘机上的应用情况，它将机器的上部和下部连接起来，用以支承上部的重量和工作负荷，并使上部能相对于下部旋转。如图 1.3 所示的内齿式的回转支承，回转支承的外座圈用螺栓与转台连接，带齿的内座圈与底架用螺栓连接，内外座圈之间设有滚动体。挖掘机工作装置作用在转台上的垂直载荷、水平载荷和倾覆力矩通过回转支承的外座圈、滚动体和内座转传给底架。回转机构的壳体固定在转台上，用小齿轮与回转支承内座圈上的齿圈相啮合。小齿轮既可以绕自身的轴线自转，又可绕转台中心线公转。当回转机构工作时转台就相对底架进行回转。2图 1.2 装在挖掘机上的回转支承图 1.3 回转装置回转支承和普通轴承一样，都有滚动体和带滚道的滚圈。但是，它与普通滚动轴承相比，又有很多差异，主要的有以下几点：回转支承的尺寸都很大，其直径 De 通常在 0.410 米，有的竟达 40 米。回转支承一般都要承受几个方面的负荷，不仅要承受轴向力、径向力，还要承受较大的倾翻力矩。因此，一套回转支承往往起几套普通滚动轴承的作用。在制造工艺、材料及热处理等方面，回转支承与滚动轴承有很大差别。通常，回转支承上带有旋转驱动用的齿圈以及防尘用的密封装置。在安装方面，回转支承的尺寸很大，不像普通轴承那样套在心轴上并装在轴承座孔内，而是采用螺钉将其紧固在上、下支座上。1.4 本文的工作与意义挖掘机目前在露天挖掘作业中被广泛使用，使用单位根据现场需要对挖掘机的很大部分已经做了技术改造，使得挖掘机变得更加完善。但是支承回转部分，一直以来都是使用滚轮夹套式的支承结构。随着挖掘机生产能力的提高，3原来的支承结构显现出了很多的弊端。因为这种结构是开放式的，使得滚轮易于磨损，并且摩擦阻力也大，大大影响了回转速度，降低了生产效率。结构复杂，维护起来麻烦。增大了维修成本。每年每台挖掘机回转机构的维修费用高达 10 多万元。图 1.1 所示的轴承式回转支承恰恰避免了上述问题，它运转轻便灵活，回转阻力小；结构紧凑，外形尺寸小（主要是高度）；维护方便；全封闭防尘，使用寿命长，这些特点使它能够更好的适应现在生产的要。为了使机械式挖掘机更好的发挥作用，提高生产率。本文提出了机械式挖掘机回转支承的改造方案，选用轴承式的回转支承代替现在的滚轮夹套式支承。为完成这项改进，主要工作包括：(1) 根据回转支承的承载能力及选型规则，提出适合现场要求的回转支承的选择方法。(2) 根据回转支承外齿圈的参数和转台转速要求，提出与回转支承外齿圈啮合的小齿轮的设计原则。(3) 根据回转支承的安装尺寸，进行回转支承联接件的结构设计和强度分析。(4) 为了保证回转支承滚动体的受力均匀，对挖掘机进行平衡性分析，提出合理平衡重的确定方法。42 回转支承的选择及联接2.1 回转支承的类型回转支承是近 40 年来发展起来的新型机器部件，分转柱式和转盘式两类。目前，回转支承除为门机、塔吊、汽车吊等回转式臂架起重机配套外，还广泛应用于轻工机械、冶金机械、医疗机械等。随着机械行业的迅速发展，回转支承己经成为一切两部分之间需要作相对回转运动、又需同时承受轴向力、径向力、倾翻力矩的机械所必需的重要传力元件。图 2.1 就是外座圈带齿的轴承式回转支承。其结构如图 2.5 所示。按轴承结构，滚动轴承式回转支承可作如下分类：按滚动体型式有滚珠式和滚柱式( 包括锥形和鼓形滚动体)；按滚动体排数有单排式、双排式和多排式；按滚道型式有曲面(圆弧) 式、平面式和钢丝滚道式等。1231螺栓联接孔； 2回转支承内座圈；3回转支承外座圈图 2.1 回转支承最典型、使用最普遍的回转支承的结构型式有四种：单排球式、双排球式、交叉滚柱式和三排滚柱式。(1) 单排球式回转支承单排球式回转支承中，最为常见的是图 2.2 所示的四点接触单排球式回转支承。如图示，在内外滚圈各有两条滚道(共四条)，每个滚圈上的两条滚道由5两段中心并不重合的圆弧构成，从而构成接触点和接触角。这种型式的回转支承结构紧凑、重量轻，能同时承受轴向力和倾翻力矩。而且，这种回转支承在承受负荷时，能自动调整接触角，以适应负荷情况，降低最大接触应力。因此，当滚球分布直径 DLCo，大 28%； CaCa，大 35。同理，对于其它规格的双排球式回转支承得到的结论与此是类似的。因双排球为三片式、双滚道、材料费用、加工制造、运输费用都较单排球式回转支承高，一般同一 DL 的差价达 60100% ，而且，双排球式的滚道的形状精度和表面粗糙度因不易磨削加工而很差。2.3 挖掘机回转支承载荷分析如图 2.6 所示，当提升力为 值，斗柄处于水平状态，斗柄上作用着最maxQ大挖掘阻力 时，挖掘机支承滚子将受到最大载荷 6。1W(1) 垂直载荷 aF作用在回转支承装置上的垂直载荷为 aFFa Gb Gd Gbi W1 G2 G1 1403010N (2.9)见图 2.6，F a 对回转中心线的偏心位置距为 em (2.10)32.10.49785121rrrebidbp(2) 水平载荷 r作用在滚盘上的水平载荷 为：F r=W2=95500 N r如图 2.6 所示 到滚轮平面的距离为 ， r 1e3.4(3) 倾覆力矩 M由 ， 的偏心造成的倾覆力矩为 MaFrNmm (2.11)61 1038.24.10431.59er2.4 回转支承的类型选10三排柱式回转支承比其它三种型式的回转支承承载能力大，但是它的单位成本额定静容量 r 是最高的，因此成本也最高(图 2.5 所示,对于相同的滚道中心直径 DL)。通过对 JJ36-1991 和 JB2300-1984 标准中各种回转型式、所有规格的r 值的详细计算 10，有下面的结论：(1) 随着 DL 的增加，四种型式的 r 值都在增加；(2) 在 DL1800 时，单排球式回转支承的 r 最高。当 DL1800 时，三排柱式回转支承的 r 最高。也就是说在 DL1800 范围内承受同样的载荷，用单排球式回转支承成本最低；D L1800 时，承受同样的载荷，用三排柱式回转支承成本最低。所以在初步进行回转支承的类型选择时,当主机的回转滚道中心直径DL1800 时,回转支承应以单排球式回转支承为首选型式;当 DL1800 时,以三排柱式回转支承为首选。2.5 回转支承型号的选择当确定了回转支承的类型以后，需要选择合适的回转支承型号。回转支承型号选择的主要依据是回转支承承受载荷的能力。F a 为主机回转支承装置受到的最大轴向载荷、M 为主机回转支承装置受到的最大倾覆力矩。回转支承的承载力的大小是由它的静态参照载荷 Fa和 M、额定静容量 Co 及回转支承螺栓联接的承载力决定的。每一型号的回转支承都对应一个承载能力曲线图(见图 2.7)，在图 2.7 上确定点(F a，M)和(F a，M)。若使回转支承满足承载要求，必须同时满足下面的条件：(1) 点(F a，M)位于承载能力曲线图中承载曲线 1 的下方；(2) 点(F a，M) 在回转支承承载能力曲线图中位于相应性能等级的螺栓负荷曲线 2 的下方；(3) 回转支承的额定静容量 Co 与回转支承的当量轴向载荷 Cp 要满足， 为许用的静态安全系数(表 2.1)。spofCs根据回转支承类型的选型原则，挖掘机的回转轨道中心直径DL=2900mm， DL1800mm，因此，我们将选择三排柱式回转支承。其结构如图2.5 所示。按照回转支承的选型流程，初步选择的回转支承型号为HOU30/1000。其中 DL=1008mm，d o=32mm。11图 2.6 挖掘机载荷分析2.5.1 回转支承 HOU30/1000 的静态参照载荷 和 的计算aFM根据主机回转装置的回转轨道中心直径 DL 初步选择回转支承型号。然后根据主机回转支承装置受到的最大载荷(包括轴向载荷 Fa、径向载荷 Fr 及倾覆力矩 M)来计算静态参照载荷 Fa和 M。(1) 单排球式回转支承的静态参照载荷计算。单排球式回转支承的静态参照载荷 Fa和 M的计算按承载角 45和 60两种情况进行。当 时45(2.12)sraa fF )67.2.1(2.13)sfM当 时60(2.14)sraf)46.5(2(2.15)sf式中 Fa静态参照垂直载荷，NM静态参照倾覆力矩，NmFa主机回转支承受到的最大垂直载荷，NFr主机回转支承受到的最大径向载荷，NM主机回转支承受到的最大倾覆力矩，Nmfs静态安全系数，从表 2.1 选取。(2) 三排滚柱式回转支承的静态参照载荷的计算三排滚柱式回转支承的静态参照载荷 Fa和 M的计算式：(2.16)safF(2.17)M式(2.16)(2.17)中的参数与式 (2.12)(2.113)中的参数意义相同。计算回转支承 HOU30/1000 的静态参照载荷 和 ：aFM由表 2.1 挖掘机的许用静态安全系数 ： =1.45sfs由式(2.16)计算静态参照垂直载荷 FaFa =Fafs 14030101.45 2034365 N12由式(2.17)计算静态参照倾覆力矩 MM =Mfs 22463881.45 5108539 Nm在回转支承 HOU30/1000 的承载能力曲线图(图 2.13)中确定点 ，点),(MFa位于其静态承载曲线 1 的下方。),(Fa2.5.2 回转支承 HOU30/1000 的额定静容量 和当量轴向载荷 的计算oCpC(1) 单排球式回转支承的额定静容量 Co 和当量轴向载荷 CP额定静容量 Co: Co=fDLdo (2.18)式中：f静容量系数，0.108kN/mm 210DL滚道中心直径， mmdo钢球公称直径，mm当量轴向载荷 Cp(2.19)rLapFMFC4.370式中：M 倾覆力矩，kNmFa轴向力，kNFr径向力，kN(2) 三排滚柱式回转支承的额定静容量 Co 和当量轴向载荷 CP额定静容量 (2.20)oLodDfC式中：f静容量系数，0.172kN/mm 210DL滚道中心直径， mmdo上排滚柱直径，mm当量轴向载荷 CP(2.21)LapMF450131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 许用静态安全系数工作类型 工作性质 机械举例 许用静态安全系数 轻型 不经常满负荷，回转平稳冲击小 堆取料机，汽车起重机，非港口用轮式起重机 1.001.15中型 不经常满负荷，回转较快，有冲击 塔式起重机，船用起重机，履带起重机 1.151.30重型 经常满负荷，回转快，冲击大 抓斗起重机，港口起重机，单斗挖掘机，集装箱起重机 1.301.45特重型 满负荷，冲击大或工作场所条件恶劣 冶金起重机，海上作业平台起重机 1.45注：此表取自参考文献 9。由式(2.20)计算回转支承 HOU30/1000 的额定静容量 oCN5480321072.oLodDfC由式(2.21)计算回转支承 HOU30/1000 的当量轴向载荷 p14N706518328435014350LapDMFC取 ， ， 。5.sf1.76po 4.spofC2.5.3 回转支承的选型流程回转支承的选型过程见图 2.8。15根 据 主 机 回 转 轨 道 中 心 直 径 DL 初 步 /重 新 选 择 回 转 支 承 型号根 据 回 转 支 承 承 受 的 最 大 载 荷 (包 括 轴 向 载 荷 Fa 、 径 向载 荷Fr 及 倾 覆 力 矩 M)， 计 算 静 态 参 照 载 荷 Fa 和 M 。根 据 回 转 支 承 的 尺 寸 DL 和 d o 及 承 受 的 最 大 载 荷 ( 包 括 Fa 、Fr 、 M)计 算 回 转 支 承 的 额 定 静 容 量 Co 和 当 量 轴 向 载 荷 CP把 回 转 支 承 承 受 的 最 大 载 荷 Fa 和 M 作 为 螺 栓 联 接 承 受 的 载荷在 回 转 支 承 型 号 对 应 的 静 态 承 载 曲 线 图 (图 2.7)上 确 定 点 (Fa ，M )和 (Fa， M)否点 (Fa ，M )在 静 态 承载 曲 线 的 下 方是否Co f (f 见 表 ssCp2.1)是否点 (Fa， M)在 选 定 的 螺栓 负 荷 曲 线 下 方逐 步 提 高 螺 栓 性 能 等 级 ，直 至 达 到 最 大 12.9 级否点 (Fa， M)在 选 定 的 螺 栓负 荷 曲 线 下 方是是结 束图 2.8 回转支承选型计算流程图162.6 回转支承联接体的设计与计算回转支承通过上联接体与回转平台连接；通过下联接体与底架进行连接。回转支承的内外圈刚度是靠联接件的结构来保证。安装这种支承回转装置时，要注意其联接结构件的强度和刚度。图 2.9 为回转支承的联接结构图。1回转平台；2回转支承上联接体；3回转支承外座圈；4、9连接螺栓；图 2.9 回转支承联接结构图 2.10 螺栓联接受力分析2.6.1 回转支承联接体的设计在设计回转支承的联接体(图 2.9 中的 2 和 5)时，要按照回转支承的螺栓孔中心尺寸 D1 和 D2(图 2.5)来定位联接体的联接孔中心圆直径；按照回转支承的尺寸 d(D)和 DL(图 2.5)设计联接体的内外圆直径。根据小齿轮的位置设计回转支承联接体的高度。172.6.2 联接体的设计机械式挖掘机选用的回转支承型号为 SWA2800.32。其结构如图 2.5 所示。根据回转支承外形尺寸 D，d，D L 设计回转支承内齿和回转支承内圈如图2.11，图 2.12 所示。图 2.11 回转支承内齿图 2.12 回转支承内圈2.6.3 螺栓联接载荷的计算（1）在倾翻力矩 M 的作用下，计算受力最大的螺栓的工作载荷 Fmax由静力平衡得(2.22)rFzii1由变形协调条件得(2.23)zrFr21max由式(2.31)和式 (2.32)联立求得(2.24)22maxaxzrrMF18式中 各螺栓轴线到倾翻对称线 OO 的距离 (图 2.10)，mmir（2）螺栓受到的最大拉力如图 2.9 所示，在位置时螺栓受到的拉 1Q(2.25)max1FCQLp在位置 II 时螺栓受到的拉力为 2(2.26)max1FLp式中 螺栓受到的预紧力，NpQ螺栓的相对刚度FLC(3) 螺栓受到的预紧力 p(2.27)max1FQLp对于有紧密性要求的联接(如汽缸、压力容器)， ；一般联FQp)8.15(接，工作载荷有变化时， ；工作载荷无变化时，p)0.16(。FQp)6.02(因为螺栓联接除承受倾翻力矩，还承受水平力和垂直载荷的作用，为了对联接体作较精确的强度分析，还可以用有限元法。2.6.4 螺栓联接承载力的验算把主机回转支承装置受到的最大载荷(轴向载荷 Fa、倾覆力矩 M)作为回转支承螺栓联接承受的载荷。在回转支承承载能力曲线图(图 2.7)上标出点(F a，M)，检查点( Fa，M) 是否在相应性能等级的螺栓负荷曲线以下，若在下方，证明回转支承的螺栓满足强度要求；否则可提高螺栓的性能等级，当螺栓的性能等级选择了最大，点( Fa，M)仍然位于螺栓负荷曲线以上时，我们就要重新选择回转支承型号。在回转支承 HOU30/1000 的承载能力曲线图(图 2.13)中确定点(F a，M)。螺栓的性能等级为 8.8 级。如图点(F a，M) 位于其性能曲线 2 的下方。191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 2.13 HOU30/1000 承载能力曲线图根据回转支承的选型原则，型号为 HOU30/1000 的回转支承满足承载要求。2.6.5 螺栓联接的强度校核对螺栓(图 2.9 中的 4 和 9)强度的校核除了可借助于回转支承承载能力曲线进行螺栓承载力的验算外，还可以直接对螺栓联接进行强度的校核。如图 2.9所示，回转支承的螺栓联接主要承受的是倾翻力矩 M 的作用，螺栓联接的失效形式主要有：螺栓被拉断、回转支承与联接体的结合面被压溃或出缝隙。设计准则为：(1) 为了保证螺栓不被拉断，应该满足：(2.28)2143.dQ式中 Q螺栓受到的最大拉力，Nd1螺栓小径，mm螺栓的许用拉应力，MPa(2) 受拉面不出缝隙，应满足下式(2.29)0minp(2.30)WMCAzQLFppin(3) 受压面不被压溃，应满足下式20(2.31)ppmax(2.32)WMCAzQLFpax式中 螺栓受到的预紧力，Npz螺栓的数目A接触面面积，mm 2M倾覆力矩，NmmW抗弯截面模量，mm 3(4) 计算螺栓联接中受力最大的螺栓的工作载荷 Fmax计算上联接体(图 2.9 中的 2)中受力最大的螺栓的工作载荷 Fmax。联接体受到的倾翻力矩 M=2246388Nmm由图 2.11 得 rmax=1330mm,螺栓的数目 z=48计算得mm236.42598821r由式(2. 24)得N70326.459810221maxmax zrrMF(5) 计算螺栓受到的预紧力 Qp由式(2. 27)得N126707038.1)2.01(1maxmax FFCQLpP(6) 受力最大的螺栓的强度的校核由式(2.25)计算螺栓受到的最大拉力 QN140732.01267max FLp由式(2. 28)得N/mm2190354.122dQ取螺栓的许用拉应力 42/mN所以 ，即螺栓在最大工作载荷 Fmax =70372 N； 预 紧 力Q p=126670 N21作用下，不会被拉断。(7) 螺栓联接的受拉面校核根据螺栓联接的设计准则，由式(2.32)计算 minpWMCAzQLFppmin在图 2.5 中， ；计算接触面积 AdD39;258;2840 mm2 (2.33).104.计算图 2.11 的抗弯截面模量 Wmm3(2.34)12495876560233W所以MPa4.124958760.014min MCAzQLFpp满足式(2.29) ， 。即螺栓联接的受拉面不会出现缝隙。0in（8）螺栓联接的受压面进行校核由式(2.32)计算 pmaxMPa2.0124958763.03142678max WCAzQLFPp取联接体的材料为 Q215A，由参考文献 42中的表 24 和表 26 得许用挤压应力 =176N/mm2。所以满足式(2.31) ，即螺栓联接的受p maxpp压面不会被压溃。223 与回转支承 HOU30/1000 外齿啮合的小齿轮的设计图 3.1 回转传动示意图如图 3.1 所示，由于用回转支承代替了以前的支承，与小齿轮啮合的齿轮的参数发生了改变，所以要重新设计一个小齿轮与回转支承的外齿进行啮合。挖掘机的使用工况使得齿轮传动承受的是重载、且有冲击。回转支承外齿采用的是调质齿轮，材质 40Cr，表面进行了淬火处理。所以选择的小齿轮材料也应是齿面硬度较高的淬火齿轮，常用的齿轮材料为 20Cr、20CrMnTi 、20Cr2Ni4等。小齿轮的齿轮参数应该满足下面的要求：(1) 小齿轮要与回转支承的外齿具有相同的模数 m 和压力角 。(2) 安装条件使得齿轮传动的中心距 a 要与原中心距保持一致。(3) 小齿轮齿数 z1 要满足回转机构的传动比 的要求范围。回电ni(4) 回转支承的外齿采用了正变位，为了保证小齿轮的齿根强度，要求小齿轮也采用正变位。对于正变位齿轮，过大的变位可能引起齿顶变尖或齿顶厚过小的现象。为了保证齿轮的齿顶强度，齿顶厚不能太小。(5) 为了保持齿轮传动的连续性，重合度 要大于或等于许用的重合度。(6) 小齿轮要满足齿轮齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的计算。3.1 小齿轮的材料和精度选择齿轮材料为 ，渗碳淬火，齿面硬度 5863HRC, 精度 7 级的渐开TiMCnr20线直齿圆柱齿轮。3.2 小齿轮齿数 和变位系数 的选择1z1x23(1) 选择小齿轮齿数 z1如图 2.8，设回转电机的转速为 n 电，回转支承的转速为 n 回，回转减速箱的传动比 i 减，回转支承的外齿齿数为 z2。由回转结构的传动比公式得到： (3.1)12zni减回电 电 减回 iz21然后根据 n 回的许用范围，确定小齿轮的齿数 z1。(2) 计算齿轮传动的啮合角 小齿轮的模数 m 和压力角与回转支承外齿的模数和压力角相同。根据变位齿轮中心距 a 的计算公式 得到：cos)(212za(3.2)z)(cos1(3) 计算小齿轮变位系数 x1根据公式 计算小齿轮的变位系数 x1：tan)(21zinvi(3.3)21ta2)()( xiix3.2.1 根据挖掘机回转机构的传动比 ，选择小齿轮齿数i 1z由式(3 .1)得 电 减回ni21z其中回转支承外齿齿数 ， ， ，回转支承102zmin/50rn电 5.3减的转速 mi/64r回所以271850i4n21 减回电 减回z初步选择小齿轮齿数 18z3.2.2 计算小齿轮变位系数 x由式(3.3)计算小齿轮的变位系数 1 5.020tan)146()6.(tan2)1()( 21 ivizivx243.2.3 计算齿轮传动的啮合角 (1) 根据更新支承前的齿轮参数，计算齿轮传动的中心距 a小齿轮的参数为 m=26， =20，z 1=18，x 1=0.5回转齿圈的外齿参数为 m=26， =20，z 2=128计算原来齿轮传动的啮合角(3.4)01752.tan13904.tan)(212 zxinvi计算得计算齿轮传动的中心距 amm(3.5)1820.2cos1862cos212 zma(2) 计算回转支承外齿与小齿轮传动的啮合角小齿轮的参数：m20， =20，z 118；回转支承的外齿参数：m20， =20，z 2128，x 2=0.5齿轮传动的中心距 a=1820mm由式(3 .2)得 97.0182cos02coscos1 z所以 6.3.2.4 小齿轮参数的校核(1) 变位系数 的校核小齿轮的变位系数 x10.5，满足 x10。1x小齿轮要采用正变位，因此要使得 0。若 0.4m。小齿轮的参数：；计算小齿轮的齿顶圆直径 da1mm(3.7)5802211 maxhamzhdaa齿顶圆压力角 1a(3.8) 6.32580cos26rcsosrc11aad由式(2.22)计算小齿轮的齿顶厚 1aSmm9)(211 aainvdzS满足 ma84.01(2) 重合度 的计算在变位小齿轮具有标准顶隙的情况下，计算齿轮传动的重合度 。重合度要满足 ，挖掘机的 26。重合度计算公式为：4.1(3.9)tanttant21221a zz若重合度 不满足要求，则在小齿轮的齿数选择范围之内，增大小齿轮的齿数 z1。(3) 小齿轮强度的校核若小齿轮的齿数 和变位系数 满足了齿顶厚 和重合度 的要求，需要1z1xaS对小齿轮进行齿面接触疲劳强度校核、齿根弯曲疲劳强度的校核。校核公式为：齿面接触疲劳强度的校核公式(3.10)HtHEubdKFZ1齿根弯曲疲劳强度的校核公式26(3.11)FSaFtFYbmK若校核结果为 ，则应该提高齿轮材料的表面硬度，选择齿面硬度H大的齿轮材料；若齿轮的齿根弯曲疲劳强度不满足 ，应该增
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