挖掘机回转机构毕业设计综述

斗容1m3挖掘机回转机构设计2015年6月摘要近年来，我国的基建工程有日益增多的趋势，国家也要大力发展基建工程来拉动经济增长，而挖掘机作为土方施工必不可少的机械设备，将在我国的基础设施建设方面发挥举足轻重的作用。挖掘机在进行作业时，其回转机构要承受轴向载荷，径向载荷，和倾覆力矩，对其刚度，强度与稳定性就有一定的要求。所以，挖掘机的回转系统对保持挖掘机整体的穏定性方面有重要作用，对挖掘机回转系统的研究有助于国家发展各种不同类型的挖掘机。针对斗容lii】3挖掘机的回转系统，我进行了驱动方案分析，回转支承选型设计，回转速度控制及制动方案与制动器设计，回转系统各部件的受力校核及选型,还采用了有限元方法来进行优化设计。国内的挖掘机厂商对国内市场的把握还不够大，对挖掘机回转系统的不断优化对国内厂商制造更大更多类型的挖掘机有重要的意义。关键词：机械设备；挖掘机；回转机构设计；有限元第一章绪论1-1液压挖掘机及其回转机构介绍液压挖掘机是一种多功能周期作业的土方机械，广泛应用于交通运输，水利工程，矿山采掘和电力工程等机械施工中。它的工作过程先是以铲斗的切割刃切削土壤，装满后再提升、回转至卸土位置，把土卸空后铲斗再回原来位置开始下一次作业，如此循环。所以挖掘机对于对于减轻工人繁重的体力劳动，加快施工进度，提高施工机械化水平，促进各项建设事业的发展，都起着很大的作用。一台斗容ln】3挖掘机每班的生产率基本上等于300-400个工人一天的工作量。所以很有必要大力发展液压挖掘机，提高其工作性能，让其更好地提高生产率，为国民建设与国民经济服务。挖掘机的回转系统由回转支承、回转机构、转台和液压回转系统等组成。回转支承的内外座圈间设有滚动体，其底座跟带齿的内座之间用螺栓连接，外座圈跟转台用螺栓连接。挖掘机工作装置上的各种载荷与力矩经过回转支承传给底架。回转机构的小齿轮既能绕自身自转乂能绕转台中心公转，带动转台绕底架回转，相当于行星机构。1.2国内外发展概况工国外发达国家在挖掘机技术上一直处于领先优势，他们从20世纪80年代就开始生产特大型挖掘机，例如，美国生产的斗容13211F的步行式拉铲挖掘机，斗容5O-15ON剥离用挖掘机：B-E（布比赛路斯-伊利）公司生产的斗容量107m3的剥离用挖掘机，斗容量168.2m3的步行式拉铲挖掘机等。从20世纪后期开始,国际上挖掘机的生产向微型化、多功能化、大型化、专用化和自动化的方向发展。国内的挖掘机生产商虽然要有很强的创新意识，并且要针对市场与用户的各种要求来开发出新一代挖掘机的变型产品（如高原型车、焊接车等），争取步入大型挖掘机市场，不能只依靠国外进口，把握市场方向。同时，国内的厂商要提高用户服务，树立良好的品牌形象，力求企业与用户实现双赢局面。只有这样，国内厂商才可能慢慢把失去的市场份额夺过来。1.3本设计的目的和意义目前我国及发展中国家的基础工程建设相当多，挖掘机的产销量很大。作为工程机械应用专业的学生，通过此设计，可以很全面地掌握挖掘机的构造和作业环境及要求；掌握产品设计思路与方法；锻炼其综合运用机械类基础知识解决实际问题的能力和提髙对计算机软件的应用水平；本设计要求完成上台车回转机构方案设计及结构设计。研究内容包括，驱动方案分析确定，传动设计，回转支承选型没计，回转速度控制及制动方案与制动器设计。1-3研究的基本思路与釆用的方法通过查阅相关资料进行回转马达与回转支承的选型，计算啮合齿轮参数，计算液压系统参数。结合三维建模及分析修改设计方案及结构参数；标准件或选用总成要完成选型匹配计算，写出具体的型号。生成二维设计图，按标准要求完成标注、打印出二维设计图；第二章方案设计2.1回转方案选择1） 高速方案：采用高速液压马达，经过齿轮减速箱来带动小齿轮绕齿圈滚动，从而使平台回转。可以使用4种回转方案：1一级正齿轮和一级行星齿轮传动2两级行星齿轮传动3两级正齿轮传动4一级正齿轮和两级行星齿轮传动在高速轴上装了机械制动器，我国目前对一级行星齿轮传动和一级正齿轮和两级行星齿轮传动进行了系列化和专业化生产。方案优点：马达采用了高速马达，又加了齿轮减速机构，可靠性效率都比较高，同时又能降低成本缩小体积。设置了机械制动器，不需要背压补油，降低了油液发热与功率损失，可与轴向柱塞泵零件通用。2） 低速方案：这种马达转速比较低，但扭矩比较大，带动小齿轮并让转台回转的时候，中间不用加减速器。这种方案采用的液压马达通常为静力平衡式，内曲线式和星型柱塞式等。不用经过减速器驱动的回转机构多是内曲线式的，而且这种马达转速低，扭矩大。方案优点：这种马达传动比较简单，起动的时候制动性能也比较好，零件比较少，可靠性比较好，对油污的敏感性也比较小。为了经济性、可靠性和效率，选用了方案2。2.2回转机构齿轮啮合方案的确定内齿式齿轮啮合结构紧凑能节省尺寸，受外部环境影响小。而外齿式齿轮啮合传动受外部环境影响比较大，比较浪费横向尺寸。所以选用内齿式齿轮啮合传动。2.3回转轴承选型（1） 单排滾球式滚道端面中心d偏滚珠中心而且滚道是圆弧形曲面的，滚道半径R=0.52d,滚珠与滚道接触角Q（水平线与作用力的夹角）一般45°,所以可以传各种方向的轴向、径向载荷与倾覆力矩。（2） 双排滚球式它的滚珠分了2排，下排比上排收到的载荷小，所以下排滚珠比较小。接触角a（水平线与作用力的夹角）=90°,所以能承受很大的轴向载荷与倾覆力矩。（3） 交叉滚柱式滚动体做成了圆锥或圆柱形，接触角常为45°,相邻滚珠轴线交义排列，滚道做成平面的，可以传递各种方向的载荷与力矩。（4） 组合滚子式跟双排滚珠式类似，带第三排滚珠直于上、下两排滚柱，能传递径向载荷。主要用在直径与受到的载荷都比较大的大型的液压挖掘机上。现实应用最广泛的是上述（1）（2）（3）3种。纵观液压挖掘机回转支承发展历程，开始采用的双排异径球式，后来发展成用单排交义滚柱式，近来单排四点接触球式得到了迅速的发展。对比这三种回转支承，单排四点接触球式的全部滚动体都能同时分担载荷，而另外两种只有一般滚动体可以承受载荷，所以其静容量远超另外两种。综合以上结论，此次的液压挖掘机回转轴承的选型选用単排四点接触球式滚动轴承式，2.4滚动轴承式回转支承的系列标准及其具体选型滚动轴承式回转支承，不少国家己有系列标准，由专门的轴承厂制造，主机成更具用途选用即可。我国制定的滚动支撑系列标准分两大类，六种结构形式，四十种规格。第一类或称第一系列为接触角45,滚柱按1：1排列的交叉滚柱式回转支承,以代号“HJ”表示。第二类或称为第二系列为接触角45’的四点接触球式回转支承，以代号“HS”表ZK。每一类按座圈不带齿（代号“B”）,带外齿（代号）和带内齿（代号）的不同分为三种结构形式。每一类按滚道中心直径的大小分为二十种规格。例如HJX-2820表示滚道中心直径。。=2820〃〃〃.具有内齿机构形式的交义滚柱式回转支承。我国指定的滚动轴承职称系列标准有一下特点：尺寸参数比较齐全（滚道中心直径范围是625-4540〃“〃），符合主机系列，可满足发展需要；两种系列的安装尺寸，毛胚尺寸完全相同，可以互换：齿轮有两种模数以满足不同的主机需要，内外齿的原始齿形均为标准型（即压力角％=20,齿顶高系数人=1,齿顶间隙系数C°=0.25）.为了减少小齿轮齿数，提高其承载能力，改善传动性能，内齿式釆用高度变位（变位系数+0.35）,外齿式釆用角度变位（当大齿圈齿数为95—116时变位系数取+1.0；当齿数为117—136时取+1.15：当齿数等于和大于137时取+1.4）滚动体材料为 GCrl5及GCrlSSiMn,表面硬度为HRC61-55.座圈材料为50Mn,50SiMn,5CrMnMo等，滚道表面硬度为HRC55—65,硬化层深度为35mm.参考《单斗液压挖掘机》表3-2滚动轴承式回转支承参数系列，初步选取四点接触球式滚动回转支承HSN-S80系列，其基本技术参数如下：滚道中心直径： Do=880mm

外形尺寸:安装尺寸:D=1000〃"〃d=760〃〃〃H=95mmh=12.5mm外形尺寸:安装尺寸:内齿参数：p=718.18〃〃〃df=728mm m=10mmZ2=18内齿参数：p=718.18〃〃〃df=728mm m=10mmZ2=18=+0.35L=70mm四点接触球式滚动回转支承滚球尺寸：4=40〃〃〃C*=21SkN接触角a=45°Vi=0Vi=0〜3.1km/hvm〜5.5km/h35°2380mm6470X2980mm9865X2980X30152.5主要性能参数斗容量 iw整机使用质量（含配重）30000kg其中预估：上车 19900kg下车 9100kg柴油机型号 SAA6D102E-2额定功率 125/2100行驶速度范围：低速范围高速范围最大爬坡角轨距每侧履带接地尺寸（长X宽）运输工况外形尺寸（长X宽X高）液压系统参数：铲斗油紅-个数X紅径X行程(mm)130X1020X90回转液压回路(Mpa)28.4控制液压回路(Mpa)3.2先导油路斗杆油缸-个数X缸径X行程(mm)140X1635X100动臂油缸-个数X缸径X行程(mm)130X1335X90行走液压回路(Mpa)37.3主泵最大流量(L/min)439第三章结构设计3.1回转支承的受力分析决定回转支承寿命的主要是静容量，因为其常在低速大负荷下运转。为了研究滚动轴承式回转支承的受力状态，求出滚动体受的最大作用力，以便与验算滚道与滚动体间的接触强度。回转支撑的座圈是一个多支点弹性体、主要以滚动体为支点，承受着倾覆力矩M径向载荷Fr以及轴向载荷已的共同作用°设内座圈与底架固定，外座圈与转台固定，转台经外座圈，滚动体，内座圈到底架是力的传递路线，如下图2.3所示。图3.1回转支承受力简图内外座圈间的内力分布跟制造方法有关，为了计算的简化，假设：受力变形只发生在滚动体与滚道接触处，内外座圈为绝对刚体：滚道与滚动体接触良好，无加工误差，无径向间隙和轴向间隙。用在滚动体上的轴向、径向载荷与倾覆力矩的叠加内力进行计算，经过分析后得出挖掘机在直立状态下受到的载荷为最大。总轴向力V=23KN径向力的分析包括了小齿轮与齿圏间啮合力瑞和风力P战和惯性作用下产生的离心力P齿P墙=3xM舗xix〃x =43KN' Dxcos<zP.l=ECxKhxqxF=520公斤=5.2KN其中C一一风载体型系数取0.7K11一一高度休整系数取1q 风压值取25公斤/1112F一一迎风面R按照外倾5°来进行计算：9002.52xl04x(6x4.1+20x5+1x0.97-22x4.12-3x2.7-0.6x23-1.2x1.21-4x0.61)/900R1.37KN所以Hj=P哂+P«+PaQ5.2+1.37十43250KN各力对回转中心取距的倾斜力矩M为M=NGL+ZPQL+EF^R.Q391KN.ni3.2静载系数的确定一般用回转支承的静、动容量来决定回转支承的负荷能力，动容量指回转支承回转100万转不会疲劳破坏出现裂纹的能力，而静容量指回转支承的滚动体与滚道接触处在静负荷的作用下的永久变形量之和到了滚动体直径的万分之一但不影响回转支承正常运转的能力。挖掘机回转速度比较低，所以只需要计算其回转支承的静容量。这种回转支承的承载角a=45。，其静态参照载荷计算可以参照以下公式:Fa=(Fa+2Fr)Fs@258t其中Fa一一轴向力Fr一一径向力Fs一一静载系数取1.25M'=MFs^79X10*N-mM一一倾斜力矩计算安全系数：轴向E额定静负荷容量为:Coa=3000KN4.5M》2.5Hpshir +Gp+ 当量轴向载荷:Cp=。 cosrR2296KN所以£二宇21.31一Cp査挖掘机设计手册知，安全系数在1.20-1.35之间符合设计要求3.3回转支承的选型经过计算初步选择支承：QNA1600-40内啮合式的，模数ni=12,齿数z=116,D内圈=1600.%紺=1744,N表示内齿式，40表示滚球直径，1600代表它的回转滚道中心直径为1600nmioJB2300-84给出了所选支承的承载曲线图，图中标出了(Fa',M')坐标,并且在静态承载力曲线下面。所以，选择的支承型号符合要求。车由向7JFa/13N图3.1QNA1600-40承载曲线图确定滚动体的数目：Z=DJi/d-0.5^1273.4最大接触应力校核滚动体所受载荷分别为：Pv=V/z^5KNPhmax=KHK1.86KN（i=lJPnimax=KM，zDR6.8KN该支承滚珠接触角为45度，承受的最大等效载荷为：Nmax=Pv/siuP+Phmax/cosP+Pmmax/siiiP^75^^1928公斤最大接触点应力：=4咽~^810000公斤/厘米'式中：Ng一-最大的正应力：県一一接触处的换算曲率半径；1 4 2cos/?1 = —

廿宀上dD+dcosflr°m

其中：换 " @0.09査设计手册可知当HB<300时=24000~3000校核成立。3.5支撑连接螺栓强度计算（1）连接螺栓的最大工作载荷P。计算Po=4M/nD-FMi式中M—倾覆力矩，根据前面计算得M=628KN.mFa——轴向力，根据前面计算得Fa=560KND一一螺栓分布圆直径，根据回转支承型号査得D=1540nmiu一一螺栓分布的个数，根据回转支承型号查得11=40Po=4M/nD+Fa/n=28.79KN（2） 连接螺栓预紧力的计算为防止座圈与支撑面之间存在间隙，提高连接螺栓疲劳强度，通常都设置较大的预紧力，其大小如下：Py=kyPo（1-X）其中X一一工作载荷分配系数，对于不用弹簧垫圈的高强度螺栓通常取0.25ky一一接合而紧密性安全系数，一般取kyW1.5〜2.0,在此取2故 P/kyPo（1-（）=43.19KN螺栓上的预紧应力。y=10Pv/Fl其中F】一一螺纹根部的I析面积。Ft=d2n/4=0.252ji/4=0.05N故 Oy=10Pv/Fl=10X15.9X1000/0.05=3Mpa螺栓的预紧应力通常是。y0.5〜0.76,其中6为螺栓的屈服极限查得螺栓的屈服极限。:为15Mpa,故符合预紧力要求。（3） 螺栓最大计算载荷Pj=P）+pgxJ0.4KN（4） 螺栓强度计算ri,=—f 0=—泠静强度安全系数： 职七〉1.2〜1.5 计算儿價R3.35疲劳强度安全系数・.％2一"叩2〜3计算3.6回转齿轮强度校核挖掘机转台转速比较低，传动比比较大，其回转齿轮为开式，其主要破坏形式为疲劳弯曲破坏，所以只需要对驱动小齿轮做弯曲强度计算。计算最大弯曲应根据力％3直齿圆柱齿轮齿根弯曲应力计算公式即

易=易=PLfqxlOi‘5Wbtne（MPa）Pv一一运转中出现在分度圆上最大圆周啮合力（KN）2x1.50.005x122x1.50.005x12=50KNMli——油马达驱动机构的额定输出扭矩，Mv-1.5KN.mm 齿轮模数，m=5mmZ——小齿轮齿数，Z=12Q一一齿形系数。根据齿数Z二12,变位系数X二+0.15,由曲线图査得=3b 齿宽，b二45mme一一影响载荷系数，取81.25将上述参数代入3-6式得：=竺”*。七 50x3x1。' =533"'maxWbme0.M5x0.005x1.25齿根疲劳极限应力%/爲湖*Yn*Yx,Ysr*Sfm（原） （3.7）式中丫、一一寿命系数，由寿命系数图査得：r,.=i.9S,屈一一弯曲强度最小安全系数，由表査得：匕一一尺寸系数，由尺寸系数图査得：rx=iYir一一相对应力集中系数，由系数图査得：Ysr=0.88由2-7式计算得:标=525XI.9X1/0.88X1.5=755.67MPa计算结果表明：舞心＜电，齿根抗弯强度足够。3.7回转轴承齿轮设计3.7.1参数选择回转机构速度不是很快，其冲击很轻微，取7级的精度，采用软.软齿面组合。查表选择小齿轮的材料为调质处理过的40C1钢，硬度241〜286HBS;大齿轮选择调质处理过的材料为ZG42S1M11铸钢，硬度190〜240HBS；粗选取乙=127,Z2=117(参考己有的产品)，=金=旦1=9.75乙12由表取齿宽系数4=06,按软齿面齿轮对称安装。3.7.2齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度的计算公式 初选载荷系数，计算名义转矩7；=3000NM由表查得使用系数K.—1.75o由图试取动载荷系数K，=1.18。由表，按齿轮在两轴承中间对称布置，7级精度，初取如=1.3。由表按齿面未硬化，直齿轮，7级精度，工宓陽皿萍⑶吃初取"=1.3oK=KAKyKH^KHa=1.75x1.18x13*11=295初选系数和参数因选用标准齿轮，初选重合度系数Z=0.9,节点区域系数Zw=2.5,查手册确定弹性系数Ze=J88.9o齿而接触许用应力査手册可知：齿轮材料接触疲劳极限应力。机而=800MPa,g^2=560MPa。小齿轮应力循环次数M -60X680X1XWX250X16-1.632X109大齿轮应力循环次数“2=60”2施R=60x238x1x10x250*16=5.712x10s

査手册可知：接触疲劳强度寿命系数Zw(允许有一定量点蚀)为：Zm=0.95,Z.v2=1.03o查手册取安全系数5w=lo齿轮分度圆直径等主要儿何尺寸的计算,、,2x2.95x3x1069.75-1A88.9x0.9)2111111=148.67mmb=^d)2111111=148.67mm取小齿轮与大齿轮的宽度0=85mm,b产80mm如Z]0.6x12取m=12中心距分度圆直径基圆直径dhl=cosa=135.32mm,dh2=d2cosa=1319.32mni齿顶圆直径dal=d]+2m(h+x)=173.93mm, =d、一2h(ni—x)=1385mm齿根圆直径clfl=t/l-2m(h+c)=118.8mm,d,2=d2+2m(h+c)=1440nini重合度%=aiccos(Jw/dal)=38.92\az=arccos(J/>2/Ja2)=17.69'

由计算结果来校核前面得假设正确与否r2L2x3x10641„7XT.Ft=—= =41667N'd.144查手册得虬"T"查手册得虬"T"合理，取踞因例=0.6，b=200,7级精度，对称布置，査手册得苔叩=乙326计算载荷系数K= =1.75x1.15xl.326xl.1=2.935按％=L68,查手册查得Z/0.88。标准齿轮，节点区域系数如=25齿而接触疲劳强度校核%= 「辭二當7x^^~Mpa=550.6M『ov%=576.8Mpa所以齿面接触疲劳强度是安全的。3.7.3校核齿根弯曲疲劳强度其计算公式为=T亠上丫&匕-Sbm确定载荷系数Ka=1.75,K=L15,KFa =/.326,b/h==200/18=11.1,査手册谿=1.33°则K=KAKvKF^KFc=1.75X1.15X1.33X1.1=2.94确定参数经过查手册，小齿轮齿形系数丫知=2.18,大齿轮齿形系数七衫=2.1査手册可知；小齿轮应力修正系数大齿轮应力修正系数以2=189重合度系数匕=025+0.75/%=025+0.75/1.68=0.70确定弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳许用应力亍理

査取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=300血Ex.打尸m=240也Rz査得计算弯曲疲劳强度的寿命系数：瓜=°88,昵数上『"；査手册査得尺寸系数4=1,安全系数&F査得计算弯曲疲劳强度的寿命系数：瓜=°88,昵数上『"；査手册査得尺寸系数4=1,安全系数&F300"aX088x1x2四=毎■1.25bm。卩血2%2上陰• 24OMPax0.9乂1乂21.25=°・9：取应力修正系=1.25O=4224MPa345包扃(4)校核齿轮弯曲疲劳强度比较(4)校核齿轮弯曲疲劳强度比较%按大齿轮来校核°F2=二^~%32&12君om=7682"女<%=MPa弯曲疲劳强度足够。3.83.8转台运动分析图3.2转台运动特性3.8.1起动加速过程图3.3起动泵时w与［关系图3.4图3.4泵起动时转角与t关系在考虑启动阶段的回转阻力时，忽略风与在倾斜度比较大的坡道上作业的影响，摩擦阻力矩比较小，占不到总起动力矩的百分之五，所以可以忽略而只考虑惯性阻力矩。假定起动力矩在起动的时候一直不变:£=拳=常数(tad/s)(3-1)根据式3.1和图3.3的坐标系建立角速度已对时间t的微分方程dt其通解S=#+C当1=0时皿=0,解得(7=0固特解(3-2)%=学”@(】%=学”@(】ad/s)(33)（3边）根据式3-2和图3.4的坐标系建立较久对时间t的微分方程d。 Mkdt J1其通解直=蛭宀cx2J当，=0时，在=0,解得C=0固特解赤M’k广当，=“时，R=%即 但=螳"：=攵£（rad）处U。2Msk(6-5)起动过程所耗功(6-6)起动过程所耗功率N=Msk・c)Q(W)(6-7)式中：J-满斗回转时的转动惯量（kg-m2）%、饬、％分别是满斗回转时转台的转台角速度（rad/s）、转台角（rad）、起动时间（s）3.8.2制动减速过程图3.5表示采用液压制动的转台进行液压制动时制动力矩的变化。这时，通液压泵与油箱的油路被断开，油圧开始呈升高的趋势，转台产生的惯性导致马达的作用变为了泵的作用，如果压力低于制动阀调定的压力，马达就开始制动。在考虑制动阶段的回转阻力时，忽略风与在倾斜度比较大的坡道上作业的影响，摩擦阻力矩比较小，占不到总起动力矩的百分之五，所以可以忽略而只考虑惯性阻力矩。假定制动力矩在制动的时候一直不变：一蛭=常数（函炉）（3-8）

图3.6制动时w与t关系根据式3-8和图3.6的坐标系建立角速度皿对时间琮的微分方程其通解 %=-絆f+c

当—弓时电=0解得c=芋皿固特解M〃k, 、(rad/s)(3-9)当上=0时，%=%即aQ=^J-9tBQad/s) (3-10)或JcDn'/話⑸M,k(3-11)令C=性则—W(S)(3-12)根据式3-9和图3.7的坐标系建立转角＜pB对制动时间”的微分方程d（pRMBk脖；奴E）其通解%=_寧％，_将'+C当上=0时Mk但=0解得。=等•匚故特解虹2；d）r土3.83.8转台运动分析图3.7转台制动时转角与t关系即4M〃k改2J匕（曲）(3-13)2MrIcQad)(3-14)(rad)(3-15)=2MskC3.8.3匀速过程转台转的时间比较长，转角比较大时可能会出现匀速过程，设伊为转台只朝一个方向回转时转角，代为匀速阶段的转角，七为匀速回转过程的时间，则Jct）2n1 1欢=。一（佑+夜）=。一^-（后+林）（3-16）1亠->2Ms，k"k)(3-17)%%3.8.4空斗时转台返回过程对于空斗返回的过程，上面的公式虽然是在满斗回转状态下导出的，只要将满斗时转台的转动惯量/换为J。并选取不同的％,就可以沿用上述公式。(-)对于用三角形速度图(3-18)2MHk(3-19)(3-20)M$kC2MHk(3-19)(3-20)M$kC(3・21)(-)对于梯形速度图加0 加0 (3-22)2Msk卜卜好A°23)(3-24)(325)(326)(3-27)通过以上的计算分析，我们的出了回转平台在转动过程中的转动角度、角加速度、转动时间等一系列转动参数的计算公式，这为后面我们得出具体的数据奠定了基础。3.9转台最佳速度的分析计算为了确定转台的最佳转速，我们就需要知道确定最佳转速的原则，那就是在

经常使用的转角范困之内，在角加速度和回转力矩不超过允许值的情况下，应尽可能缩短回转时间。另外，最佳转速也与转台速度的图是什么有关。一般常用具有匀速运动阶段的梯形速度图和无匀速运动阶段的三角形速度图推导转台最佳转速的计算公式。下面我就这两种不同形式的速度图加以具体介绍：3.9.1具有匀速运动阶段的梯形速度图的转台计算分析回转循环时间：7'=（^+^）+（/,+＜）+（/z+4）_丿0（1+/1）% 2MSkCkJ0（l+^）d^Msk % MskCd%2MskCk%(rad/s)(3(rad/s)(3・29)乂已知％=备"，9=爲・。°,所以代入上式中可得(3-30)(3-30)所以，M将上式代入6-28中可得,%(3)吼丄丄*2xl000N〃°kCkcoQ

=如+加丄丑(3-31)2000N〃。C纬也=2如+小丄*=od-Q2000N%C吼所以，細=tymax=3j2Q0Q*伽、(血］s) (3-32)^0(1+2)(1+-)再将％=#•〃，。=三了。°代入上式中，3U 1ov〃=〃心=3.121匚1°°°'如。(厂/min) (3-33)*(l+/i)(l+g)式中：N一回转机构所需液压功率(KW)仇一回转机构总效率；其中名为回转支承效率：么为减速器效率；払为液压马达效率(包括容积效率和机械效率)；(这里我们取%=0.95,亿=0.95,%=0.95)2=』=1.6〜1.8,这里取为1.78；丿0夕、。。一转角，仞的单位为弧度，/的单位为度。3.9.2具有无匀速运动阶段三角形速度图的转台最佳速度计算分析对于定量泵驱动空斗单向M转转角(rad)(3-34)(rad)(3-34)所以，％(3-35)所以，％(3-35)或，n3.19些或，n3.19些(3-35)F)以虬=整代入式6_34中得所以，「°皿''?。（m〃s） （6-37）V或，〃m”=3.1211QQQA^Z/o（r/mui）（3-38）在这种情况下，我们知道佑+。=外+妙2MSJ0刃2MSJ0刃max2Ms（卜寿）所以，％=^W"d/s)（3-39）回转循环时间T=tQ+tT=tQ+tz+tQ+izJ%MSK® "。吼I丿0吼MSKCMSKMSKC=(l+&(>/I+l)・4^($) (3-40)C Msk至此，分别用具有匀速阶段的梯形图和没有匀速阶段的三角形图的最佳转速的计算分析我们己经全部完成了，用正确的运用上述公式代入相关的数据，即可得到我们所需要的参数。3.10回转机构的参数选择计算转台最佳转速的时候，要先做好回转机构的运动特性分析，确定转台的转动惯量，转角范围与起动、制动力矩等参数。3.10.1转动惯量的计算对于反铲的方式，由经验公式得：满斗回转时：丿=128法空斗回转时：丿°=72G；由设计任务书我们知道，G=lOt代入上式可得：满斗回转时：J=594123N-m-s2空斗回转时：Jo=33419.4N-m-s2所以，2=±=1.78，式中G一单斗液压挖掘机的整机重量(t).J3.10.2回转所需起动力矩和制动力矩估算行走系统跟地面摩擦产生的力矩应该超过回转最大启动与制动力矩。当机械制动时可取〃。=0.8~0.9姫，仅靠液压制动时可取州=0.5~0.7M。。L为作用在转台上的最大制动力矩。行走系统与地面摩擦产生的力矩可按下面公式计算：4 4=4910妁亍=4910x0.5x10亍=52891.371(N・in)式中：G一挖掘机总重(t). 。一附着系数，对平履带板取0.3,对带筋履带板取0.5由于本设计采用的是机械制动。所以=0.85M。=0.85x52783.68=44866.13(N-m)对于机械制动，一般取C=1.6,因为C=*,所以Ms性=竺空竺=28098.541(N・m)51.6 1.66.3.3转角的选取从上面的计算最佳转速的公式可以看出，当M、J、C、k这些参数确定后，转角决定了转台的最佳转速，所以选取比较合适的转角很重要。一般情况下，中小型液压挖掘机转角范围在75〜135之间，标准转角选择在90〜120。之间比较适当，结合本设计实际情况，这里选取。=坐・/=1.832血，即0=105丄1803.11回转速度和时间的计算按两种方法进行计算：（一）按三角速度图计算1.液压马达所需功率1000〃。28098.541x0.90x1.1081000x0.85=32.96KW式中：M,=28098.541N・mK=0.90〃。=0.852.转台最佳转速=3.121x1000xNJox(l+/l)x(l+l)=3.121x1000x70.5x120x0.8532751.01x(1+1.78)x(1+-!-)=11.39(r/nun)式中：^°=105°J=59412.3N-m-s2C=1.6由此得=淑吼=1.192由此得=淑吼=1.192渝/s3.回转机构速比4011.39=（1+」）以4011.39=（1+」）以7+1）・蚂轩）C Mck（6-40）=（1+土）（扃+1）33419.4x1.23628098.541x0.9=3.512由此得Ms=1#1°X3.512X0.95x0.95=42504.07> 二26109.4Nm・L则Mb=M5xC=29233x1.384=40458.5Nm•尸>Mz=40014.6Nm•尸所以，马达选取是合理的。校核最佳转速，丄=3.⑵，怦呼—c,1000x32.96x105x0.85=3.1ZI : V33419.4x（1+—）11.809/7mm式中：k=0.90与前计算的最佳转速基本相等，固选取合理。满斗单向最大速度L236=0.926/-^/5回转循环时间亠+亠+虹+业羣。。'MSKMSKCMSKMSKC

=4.84（5）各阶段的延续时间，角加速度和转角认I'%=2.015s%=今^=0.37血/尸^^-=1.007rad2Msk=MskC1.2605J=4.84（5）各阶段的延续时间，角加速度和转角认I'%=2.015s%=今^=0.37血/尸^^-=1.007rad2Msk=MskC1.2605J(!Tq=0.630iad2M〃k丿0口maxz"C=l°"s侖=岑^=。65湖S外2Msk1°09iad豈=芋=091W冶JoIM.k_063113<，（二）按梯形速度图计算1,转台最佳转速，心=3.121,IOOONqW丿。（七）=3.1211000x32.96x105x0.85334成伙+谅=11.809i7niin=帶零=。•蜘徐回转机构速比斋=3.607由此得Ms=6246x8.697x0.95x0.95=36843N・M>29233N・M所以，转矩没有问题。校核

6.37M"ro(1+A)(l+^)6.37x36843x100138037.3x(1+1.77)(—+)\ 0.851384x0.85=11.423/7min与前面计算的最佳转速有不小的差距，所以对于本次设计，釆用这种计算方法不太合适，还是采用第一种三角形速度图无匀速阶段的计算方法较为合适。对于，梯形图速度法，这里就不再继续计算了。回转循环时间T=tQ+t2+tQJ%十J%十MSKMSKC十 M’KMSKC=4.84(5)第四章回转机构关键构件有限元分析4.1有限元分析介绍4.1.1有限元方法介绍有限元法是将连续介质离散为有限多个单元来进行分析计算的方法。它是1960年由美国的Clough（克拉夫）在首先提出使用的。40多年来，该方法已由由静力平衡问题扩展到稳定性问题、动力学问题和波动问题分析的对象由弹性材料扩展到塑性、粘塑性和复合材料等，弹性力学平面问题扩展到板壳问题、空间问题，从固体力学扩展到流体力学热传导学、电磁学等领域。有限元法（fem）是一个CAE（计算机辅助工程、计算机辅助工程）是一个重要的分支,它是提高产品性能，加快产品开发过程的有效方法，从分析的角度来解决问题的总体性能及其相关产品，解决滥用在传统的设计和制造过程中，使用该技术产品的各种工况进行了分析,预测产品的整体性能，并改进产品设计,提高产品性能。有限元法（FEM）和强大的分析功能，与此同时，许多如如。/E、UG、CATIA具有非常强大的造型功能结合的优势都使用，可以很容易地和迅速实现了CAD软件建立三维模型，运动模拟机制，然后将其导入有限元分析软件,该模型（FEM）进行分析。如果要进行修改，只需要改其中一部分就行。通过使用有限元法（fem）分析机构，可以获得整体，部分在各种各样的信息，如变形、应力分布状况，在实用的前提下，系统或组件可以判断是否符合要求，发现薄弱环节，学习哪些方面需要修改，以优化系统与其他传统的力学方法相比，有限元方法有许多优点：1） 可以分析的形状非常复杂，不均匀的各种实际工程结构；2） 可模拟各种复杂的材料本构关系、条件和荷载；3） 可以进行结构动力分析；4） 由于预处理和后处理技术的发展可以大量的方案的比较分析，并迅速图计算结果，从而优化项目计划。用有限元进行分析的基本步骤：1）对象离散化。根据需要和计算精度来将分析的对象离散为有限多个单元,一般来说,单元分裂更详细的规则描述变形情况更准确地说，越接近实际变形，但计算量就越大。2） 单元特性分析。首先位移模式的选择。有限元法（fem）通常采用位移法，因此应该合理的选择方式的位移（位移函数）。然后分析了单元的力学性能。基于单元的材料特性、形状、大小、节点数量、位置及其意义，并找出节点力和节点位移之间的关系，即元素刚度矩阵派生,这是一个关键步骤的分析。最后计算等效节点力。单元边界上的表面力、体积力或集中力相当于转移到节点,也是使用等效节点力，而不是所有单元上的力。3） 单元组集。利用结构力的边界条件和平衡条件把各个单元按原来的结构重新联结起来，形成整体刚度矩阵。4） 求解未知节点位移。解出有限元方程求出节点位移，然后根据节点位移来求出别的未知量。与计算机技术的迅速发展和广泛应用有限元法也被快速的发展和广泛的应用。回转机构由于其恶劣的工作环境和复杂的力量,传统力学方法分析了力学的应用程序不能完全满足设计的需要。应用有限元法（fem）分析，可以应用程序中的挖掘机的理论分析各种问题的力学和工程数值模拟,将挖掘机的设计和改善起到很大的推动作用。4.1.2ANSYS软件介绍ANSYS软件是能进行流体、结构、电磁场、声场的耦合场分析的大型通用有限元分析软件。它是由美国ANSYS公司开发的可以与大多数CAD软件接口，实现数据共享和交换，比如Pr。/工程师,NASTRAN软件,Alogor,i-deas,AutoCAD、等,是一种先进的CAD工具在现代产品设i+oANSYS软件是美国核安全局（NQA）、美国机械工程师协会（ASME）以及近二十种专业技术协会认证的标准分析软件,它还是是第一个通过IS09001质量认证的大型设计软件。在国内被国务院17个部委推广使用。一般的机械结构都比较复杂，受到较多负载的情况下，理论分析比较难以解决，要想解决的话，就必须要釆用数值模拟的方法来简化机构再进行分析。由于电脑工业的发展，相应的软件也应运而生,ANSYS软件广泛应用于工程、机械、电气、民事、电子、航空等领域的使用，可以实现一定程度的信誉、赢得了社会各界的好评。用该软件，即能节省成本又能缩短设计时间。到80年代初，一些大的国际工程面向有限元通用软件主要包括:ANSYS,NASTRAN.ASKA,ADINA,SAP等。今天的9.0版本跟1971年的最初版本有了很大不同,最初版本只能提供热与结构线性分析，现在可用来求流体、结构、电磁场、电力及碰撞等问题。它将有限元、优化技术与计算机图形学完美结合，包含了前后置处理与各种解题程序，它己然成为了解决现代工程学问题必不可少的工具之一。4.2结构有限元分析流程Pio/MECHANICASTRUCTURE结构分析软件包，包含两种工作方式，即就是:限元模式(FEM-Mode)I：作流程，基本模式(Native-Mode)L作流程，有，如图4.1和4.2所示。该软件包可以进行结构分析与优化。图4.1基本工作流程 图4.2有限元模式的工作流程基本工作模式将使用MECHANICA的适配型P码功能，它可以让用户创建材料、连接、约束、载荷、测量等模型图素并进行网格划分，然后利用自己的求解器来找出解决问题得方法。FEM模式则使用MECHANICA的有限元模型功能来取代P码功能，该功能可以创建约束、载荷和理想化等FEM模型图素，同时也可使用H码元素将模型网格化,然后再运行第三方有限元软件(如：NASTRAN、ANSYS、ABAQUS等)来进行预览，分析并获取分析结果。本论文将按照有限元分析工作流程，利用Pro/MECHANICASTRUCTURE结构分析软件包，完成对关键构件的结构分析和评估。4.3齿轮的结构有限元分析（1） 因为齿轮是轴对称的零件，而且受到的载荷也是对称的，所以将Pro/Engineer中建立的齿轮模型截取一个齿模型导入Pro/MECHANICA中进行计算。（2） 设置齿轮材料属性选用齿轮弹性模量E=206GPa,材料为40Cr;密度P=7.82X10-6kg/mm3;泊松比卩二0.3。同时将材料属性分配给齿轮模型。（3） 添加约束条件对齿轮采取静力分析，选取两侧面为对称面,分别对X、Y、Z三个方向上的平动和转动进行约束，其过程底面进行约束。（4） 施加载荷提取其中一个直齿进行分析，在齿轮齿面啮合线上建立局部坐标系，齿根所受弯曲应力是最大的时候是啮合到齿顶时，所以将载荷加载在极限位置的齿顶处。将齿面上的法向载荷Fn在节点处分解为2个相互垂直的径向力Fr与圆周力Ft两个分力。该齿轮实际传递的最大扭矩T=20062N-m,齿轮压力角□二20°标准值。则径向力Fr=Ft•tana=3467N,圆周力Ft=2T/d=9526N,加载结果。（5） 建立分析文件类型分析有限元模式选择中使用的“结构”（结构）结构力学分析，可以计算出位移、结构的应力、应变和力参数，如计算的过程中、该求解器可以判断每一个单元的非线性边界应力连续性是否达到了单元阶次标准,并在计算结果中给出应力误差报告，从精度和计算速度方面都比较合适。

图4.3创建有限元分析（6）有限元网格划分通过Pio/MECHANICAAutoGEM（自动网格行分隔符）工具来进行有限元网格自动划分。AutoGEM可根据儿何参考来划分网格。本文直接了选取直齿轮几何实体进行划分，在划分过程中设置控制参数并用四面体网格来完成，如图4.4所/]\O图4.4创建网格对该回转齿轮轮齿共设置了2840elementsand751nodeso（7）网格检测划分网格后，系统弹出了如图4.5的对话框，设置对话框的各个选项后，单击“Check”按钮就可以检测网格精度，可以看到模型中创建的变形小于0.400000的单元只有3%,中比例小于0.100000的单元只有2%,长宽比大于7.000000单元没有。所以可以看出，只有少数精度较差的单元，划分的网格精度基本符合要求。图4.5网格检测结果（8）运行分析求解

在求解过程中Pro/MECHAXICA给了七种求解器，即ANSYS模式、DisplayOnly模式、COS-MOS/M模式、NASTRAN模式、SUPERTAB模式、PATRAN模式，本文选择ANSYS模式作为有限元的求解器，可以输出ANSYS软件识别的分析结果文件，如图4.6o图4.6有限元求解（9）显示并获取计算结果求解完毕后输出you_madachilun_fuben.ans格式齿轮文件并保存，就可利用ANSYS软件直接输出结果。输出的结果中包括了静力分析的各种物理量，例如:位移、应力、应变能、应变等。本文选用了云纹图进行表示，可以看出直齿轮的应力应变情况，如图4.7力应变情况，如图4.7所示。图4.7应变与应力云图从云图上可以看到，齿轮的最大变形发生在齿顶处，最大变形为0.0119mm,齿顶啮合处受到的应力最大，最大应力值为71.196\1pac支架梁的材料的屈服极限为206Gpa满足要求，符合经验设计的情况，说明齿轮更易失效的形式是齿面接触疲劳失效，在优化设计中可以进行热处理等方法来调节齿轮的硬度，从而设计出更优越的产品。4.4支架梁的结构有限元分析（1） 将在Pro/Engineer中建立的支架梁模型导入Pro/MECHANICA中进行计算。（2） 设置材料属性选用齿轮材料为钢，泊松比卩=0.3;密度P=7.82X10kg/mm3;弹性模量E=2.1X10sMPa,然后将材料属性分配给齿轮模型。（3） 添加约束条件本文对支架梁进行静力分析，对插入履带框的部分创建面域，分别对X、Y、Z三个方向上的转动和平动进行约束。（4） 施加载荷在梁的上面加面载荷F二V二230KN。（5） 建立分析文件有限元模式下，选择为“结构（Structural）w来进行结构力学分析，可以得到结构的应力、应变、位移和力等参数，该求解器可以判断每个单元的边界应力非线性连续性能不能达到单元的阶次标准的要求，并输出应力误差报告，保证了计算精度与速度。图4.8创建有限元分析（6）有限元网格划分网格控制采用“BoundaryM（边界）选项，选“Triangles"（H角面）方式显示网格获得较高精度的网格，如图4.9。

图4.9创建网格对支架梁共设置了5880elementsand2922nodes（7）网格检测划分了网格后，系统弹岀了"ElementQualtyChecks”对话框，设置完各个选项后，单击“CheckM就可以检测网格精度，检测结果如图4.10所示，由图可见中比例小于0.100000的单元只有1%,模型中没有创建的长宽比大于7.000000单元。可以看到，只有少数精度较差的单元，所以划分的网格精度符合要求。图4.10网格检测（8）运行分析求解在求解过程中Pro/MECHAXICA提供了七种求解器，即ANSYS模式、DisplayOnly模式、C0S-M0S/M模式、NASTRAN模式、SL'PERTAB模式、PATRAN模式，本文选用ANSYS模式。

KunFH1X图4.11有限元求解KunFH1X图4.11有限元求解（9）显示并获取计算结果求解完后输出dipanzhijia-liang.ans格式文件保存，就能用ANSYS直接输出结果。本设计选用云纹图，得到了支架梁的应变情况，如图4.12所示：图4.13应力云图与最大应力节点结果分析：根据ANSYS的分析结果可知，最大变形发生在支撑板边缘四角处,最大变形为0.15446mm，支架梁在与履带框限位的附近所受应力最大，最大应力值为23.707Mpa。材料屈服极限为290Mpa.所以支架梁满足强度要求。从云图上可看出，受应变很小，在优化设计中可通过增加该部分的厚度来改善承载能力，从而进一步优化。4.5支撑板的结构有限元分析（1） 、将在Pro/Engineer中创建的支撑板模型导入Pro/MECHANICA中计算。（2） 、设置材料属性选用齿轮材料为钢，弹性模量E=2.IXlO^a;泊松比卩=0.3;密度P=7.82X10-6kg/mm3。同时将材料属性分配给支撑板模型。（3） 、添加约束条件本文对支架梁采取静力分析，对与外圈接触的部分创建面域，分别对X、Y、Z三个方向上的平动和转动进行约束。（4） 、施加载荷在支撑板与上车架接触的面域加面载荷F=V=560KNo和回转扭矩M=3147N-M（5） 、建立分析文件有限元模式下，选择为“结构（Structural）w来进行结构力学分析，可以得到结构的应力、应变、位移和力等参数，该求解器可以判断每个单元的边界应力非线性连续性能不能达到单元的阶次标准的要求，并输出应力误差报告，保证了计算精度与速度。图4.14有限元分析（6）、有限元网格划分冋格控制采用*4Boundary*'（边界）选项，选^Triangles',（三角面）方式显示网格获得较高精度的网格。由于支撑板螺栓孔较多，在网格控制中设置螺栓孔而来建网格面，可以让网格均匀出现•

图4.15创建网格对支撑板共设置了78868elementsand392