液压挖掘机回转装置的设计(补充参考).doc

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 0.1M 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）： 名称质量（Kg） 质心坐标（mm）XYZ底盘总成3840-52226下支承底架35000300推土铲（含油缸）12401040240偏摆支架420750650偏转支座100590690回转支承920 0520回转平台2890-400680转台油马达与回转接头105-150-150780电瓶32-540-2601210底椅及底架59-240-2801080液压油箱（含液压油）130505-3251110柴油箱（含柴油）63500-9901240发动机（含三联泵）300-90-950930液压油冷却器50-240-300880配重2130-1300780驾驶员与驾驶室160-240-2801100 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: 低速范围 VI=02.32 km/h 高速范围 V=03.84 km/h最大爬坡角(第速度范围) 30 轨距 1180 mm 每侧履带接地尺寸(长宽) 1250300 mm 驱动轮动力半径 =173 mm运输工况外形尺寸(长宽高) 320014802540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 0100rmp 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所示图2.1 卸载稳定性计算工况图中，A点 机倾翻边缘作用点g1满负荷铲斗重（含土方），g1=0.255Tg2斗杆铲斗油缸重力，g2=0.078Tg3动臂及动臂油缸和斗杆油缸重力，g3=0.159Tg4转台（含配重）重力，g4=1.498Tg5下车重力，g5=0.91TL1L5分别为g1g5对坡面垂直分力至倾翻边缘作用点A的距离L1=2.493L2=2.093L3=1.45L4=1.154L5=0.5752.3.2 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。 图2.2 挖掘机工作稳定性计算工况挖掘作业时，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=0.2N G2动臂重力，G2=1N G3斗杆油缸重力，G3=0.39N G4铲斗油缸重力，G4=0.31N G5斗杆重力，G5=0.47N G6铲斗满负荷（含土）重力，G6=2.55N G7下支承底架重力，G7=3.5N G8行走底盘总成，G83.84N G9推土铲即油缸重力，G9=1.24N G0转台上部结构使用重力（不含工作装置），G0=14.98N W1采用铲斗油缸挖掘时，齿尖切向挖掘阻力，W1=11.68N W2采用铲斗油缸挖掘时，齿尖法向挖掘阻力，W2=7.7NW风载，W=q*F=0.025N/m22 m2=0.05Nr0r9 分别为G0，G1G9至挖掘机回转中心轴线的距离，其中：r0=0.579mr1=1.19mr2=1.83mr3=2.62mr4=3.3mr5=3.2mr6=2.9m r7=0mr8=0.052mr9=1.04mrA=0.75m；hw=1.2m；h=0.5m；R=2.5m其中：rA履带着地前边缘A点至回转中心线距离；hw风载作用点离地面的高度；H铲斗齿尖到地面深度；RW1距挖掘机回转中心线距离。由图1-2可知，稳定力矩M1和M2可分别由下式求出M1=G7 *rA+ G8(rA-r8)+ G0(r0+rA)+ G9(r9+rA)+ W2*H=M2= G1(r1-rA)+ G2(r2-rA)+ G3(r3-rA)+ G4(r4-rA)+ G5(r5-rA)+ G6(r-rA)+W1（R-rA）+W*hW=K=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，强度计算应取最大当量负荷工况为计算工况。取典型的挖掘工况作为当量负荷的计算工况：该典型计算工况即斗杆垂直于地面，斗齿尖离地面H深处（取H=0.5m），采用铲斗油缸挖掘，切向挖掘阻力W1垂直于地面，受力情况如图3.1所示。 图3.2 回转支承当量负荷计算工况3.1回转支承当量负荷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： =Gp+5M/D0+2.5Hp N （3.1） 式中，D0滚道中心直径，D0=0.560 m； 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 Hp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- G0r0 N.m （3.2） 沿回转中心轴线方向的合力为： = k(W1+G6)+Gi+G0 N （3.3）在M作用平面内的总径向水平作用力Hp为： Hp=kW2 N （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； G0转台上部（工作装置除外）结构使用重力 N G1. G2. G3分别为动臂油缸.动臂和斗杆油缸重力N G4. G5分别为铲斗油缸和斗杆的重力 N G6铲斗与斗内土方重力 N r0转台上部（不含工作装置）重力至回转中心轴线距离 m r1r8分别为G1. G2. G3 G4. G5 G6 W1 W2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作用力NG4G2G3G4G5G6W1W2W30.210.390.310.472.5511.687.714.98力 臂mr4r2r3r4r5r6r7r8r01.191.832.623.33.202.902.501.20.579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、和: M=k(W1r7- W2r8+G6r6)+Giri- G0r0= =k(W1+ G6)+Gi+ G0= Hp=kW2=当量负荷为： = Gp+5M/D0+2.5Hp=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 所用材料， 螺栓组所受的工作剪力 所受的倾覆力矩为螺栓组呈圆形分布，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 则每个螺栓所受的剪切应力为由于，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 螺栓所受的应力为 因为，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Coa按下式计算：=f0*do2*Z*Sin （3.5）式中f0静容量系数（Kgf/m2）取f0=3.5 Kg/mm2（滚道表面硬度为HRC=55） d0滚动体直径（mm），d0=25mm Z滚动体总数，Z=77 滚动体与滚道的接触角，=45由（3-5）式可算出回转支承静容量负荷能力 = f0*do2*Z*Sin 计算结果表明： 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F max即F max= （MPa） （3.6） 式中，PU 运转中在分度园上出现的最大圆周啮合力（KN） PU=式中，油马达驱动机构的额定输出扭矩，=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=3b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： =齿根疲劳极限应力，由下式求出：= （MPa） （3.7）式中 寿命系数，有寿命系数图查的：=1.9尺寸系数，由尺寸系数图查得：=1相对应力集中系数，由系数图查得：=0.88弯曲强度最小安全系数，由表查得：=1.5由2-7式计算得： =5251.91/0.881.5=755.67MPa计算结果表明：，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回转支承与转台骨架之间螺栓组的强度校核 该机回转平台为若干纵横梁和两根对称斜梁焊接而成，形成框架式结构，槽形钢断面。平台的前下方设有法兰，与回转装置相连。平台前端设有动臂偏摆支座及与之铰接的偏摆支架。 图4.1 转台简化受力模型受力计算时，可将回转平台主要承载部分简化为主梁，10也即视多种载荷作用于主梁上，然后按伸出支梁进行受力分析与计算。 回转平台简化受力计算如图4-1所示 图中，点为主梁轴线与平台法兰下方回转支承滚道中心的交叉点，也即转台的前后支承点。 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.G.和分别为配重的重力发动机.三联泵和柴油箱的使用重量12G液压油箱和驾驶室总成使用重量动臂铰点C承受的水平载荷，代支反力计算求出动臂铰点C承受的垂直载荷，代支反力计算求出 动臂油缸铰点d承受的载荷，代支反力计算求出 分别为G作用线至转台回转轴线的距离其中 ；动臂油缸铰点至转台回转轴线的距离 =0.88m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回转支承滚道半径，=Q动臂油缸轴线与Y轴的夹角， 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。；h=1.51m；=动臂油缸与Y轴夹角， =65取 则可求得动臂油缸铰点d的支反力 将分解成为水平和垂直方向的反力和，即：=由此，可取 和求的动臂铰点C的支反力和取 取 则得 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。 则将数据代入式中可得 同上理，对支点b取矩，即可求得支点的反力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：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： 截面2： 形心坐标：求出各截面形心轴的惯性矩：截面1：截面2：整个截面惯性矩：截面的抗弯截面模量为：A-A截面的正应力：A-A截面的剪应力：整个合应力为： ,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：抗弯截面模量：均布载荷：最大弯矩：正应力：剪应力：挤压面积：挤压应力：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。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： 截面2： 截面2： 截面3： 截面4： A-B截面形心坐标为A=77.5mm然后，求各截面对形心轴。截面1：截面2：截面3：截面4：故截面对的惯性矩为：抗弯截面模量为： 截面的正应力为：截面的剪应力为：合应力为：综上，材料Q235-A屈服极限为235MPa,故满足强度要求。参考文献1 孔德文，赵克利，徐宁生.液压挖掘机.北京化学工业出版社，2006：3-7，30-40.2 马鹏飞.微型挖掘机的发展与进步J.建筑机械，2000(10)：12-14.3 宿圆圆(译).几种小型挖掘机的比较J.国际建筑中文版，1999(9)：29-33.4 潘国远.小型挖掘机的发展概况J.建筑机械，199