多功能挖掘機回轉裝置設計

多功能挖掘機回轉裝置設計,多功能,挖掘機,回轉,裝置,設計 畢業(yè)設計(論文)中期報告 題目：多功能挖掘機回轉裝置設計 1、畢業(yè)設計（論文）內容簡介 本課題主要內容為多功能挖掘機回轉裝置的設計，包括括回轉裝置的結構設計、驅動系統(tǒng)設計及平衡性分析等相關問題，隨著挖掘機生產(chǎn)能力的提高，原來那個開放式的滾輪夾套式支承結構顯現(xiàn)出很多弊端，而軸承式回轉支承運轉靈活，回轉阻力小，結構緊湊，外形尺寸小，維修方便，全封閉式防塵，是用壽命長，這些特點是軸承式回轉支承更好的適應現(xiàn)在生產(chǎn)和作業(yè)。 2、設計（論文）進展狀況 2.1 回轉支承類型選擇 回轉裝置主要由起支承作用的回轉支承裝置和驅動轉臺回轉的回轉驅動裝置組成?；剞D支承裝置是一切兩部分之間需作相對回轉運動，又需同時承受軸向力、徑向力、傾覆力矩的機械所必需的重要傳力元件。最典型、使用最普遍的回轉支承的結構型式有四種：單排球式回轉支承(01系列)、雙排球式回轉支承（02 系列）、單排交叉滾柱式回轉支承（11系列）、三排滾柱式回轉支承（13 系列）。 三排滾柱式回轉支承具有三個座圈，上下及徑向滾道各自分開，使得每一排滾柱的負載都能確切地加以確定，能夠同時承受各種載荷，是四種產(chǎn)品中承載能力最大的一種，軸、徑向尺寸都較大結構牢固，特別適用于要求較大直徑的重型機械，如斗輪式挖掘機、輪式起重機、船用起重機、鋼包回轉及大噸位汽車起重機等機械上。 回轉驅動裝置由斜軸式高速液壓馬達經(jīng)齒輪減速箱帶動小齒輪回轉，小齒輪帶動轉臺相對大齒圈轉動。這種方案結構緊湊，容易得到較大的傳動比，且齒輪的受力情況也比較好。 2.2 回轉支承的型號選擇 三排滾柱式回轉支承選型時，僅對軸向滾道負荷和傾覆力矩的作用進行計算。 Fa′=Fa*fs M′=M*fs (Fa′靜態(tài)參照垂直載荷，N；Fa主機回轉支承收的的最大垂直載荷，N；M′靜態(tài)參照傾覆力矩，Nm；T主機回轉支承受到的最大傾覆力矩，Nm。) 2.3回轉支承 HOU30/1000 的額定靜容量 Co 和當量軸向載荷的計算 由式Co = f ×DL×do計算回轉支承 HOU30/1000 的額定靜容量 Co： Co = f ×DL×do ＝0.172×1008×32＝5548032 N 由式計算回轉支承 HOU30/1000 的當量軸向載荷 ： 取[fs]＝1.45 > [ fs ]=1.45 2.3 減速器輸出小齒輪主要尺寸的計算 2.3.1根據(jù)挖掘機回轉機構的傳動比 i，選擇小齒輪齒數(shù) z1 由式 其中回轉支承外齒齒數(shù) z2＝100， n電 ＝1150r/min， i減＝33.55 ，回轉支承的轉速。 n回 =4~6r/min ~27 初步選擇小齒輪齒數(shù) z1＝18 2.3.2計算齒輪傳動的嚙合角 (1)小齒輪的參數(shù)為 回轉齒圈的外齒參數(shù)為 計算原來齒輪傳動的嚙合角 計算得 計算齒輪傳動的中心距 a (2)計算回轉支承外齒與小齒輪傳動的嚙合角 小齒輪的參數(shù) 回轉支承的外齒參數(shù)： 齒輪傳動的中心距 a=1820 mm 由式得 所以 3、存在問題及解決措施 3.1存在問題 （1）回轉支承連接體的還沒具體設計和計算，還沒對電機選型； （2）部分零件的尺寸還沒進行系統(tǒng)的設計驗算和強度校核； （3）挖掘機的平衡性進行分析沒有得到解決； （4）還沒有完整的動畫表達該裝置的工作情況。 3.2解決措施 （1）多看看書，查找相關資料，和老師同學交流，盡快確定電機型號； （2）運用SolidWorks軟件對一些重要受力零件進行系統(tǒng)的設計并驗算合格； （3）查找相關資料，對挖掘機的平衡性進行分析； （4）通過整體分析對挖掘機提出更好的改造設計。 4、后期工作安排 第09周：回轉支承連接體的設計和計算，對電機進行選擇； （2014年03月19日-2014年03月23日） 第10周：完善回轉裝置的設計及計算，修改裝配圖； （2014年03月24日-2014年03月30日） 第11周：對回轉裝置的各構件的合理性的驗證； （2014年03月31日-2014年04月06日） 第12周：對回轉裝置零件及整體進行校核計算； （2014年04月07日-2014年04月13日） 第13周：挖掘機的平衡性分析； （2014年04月14日-2014年04月23日） 第13-15周：撰寫畢業(yè)設計說明書，完成論文，準備最后答辯； （2014年04月23日-2014年04月04日） 第16-18周：修改完善論文和圖紙。 （2014年05月05日-2014年05月26日） 指導教師簽字： 年 月 日 本科畢業(yè)設計(論文) 題目：挖掘機回轉裝置設計 1 多功能挖掘機回轉裝置設計 摘 要 目前機械式挖掘機普遍采用滾輪夾套式支承回轉裝置，這種支承裝置，只能傳遞垂直作用的載荷，傳遞水平力必須依靠樞軸或反傾覆滾子，并要借助于中央樞軸對準中心。由于滾輪為圓柱形，所以內外端回轉半徑不同，滾動起來有速度差，使?jié)L輪與滾道間發(fā)生滑動，增大了運行阻力，加快了滾輪的磨損；并且維修復雜。為了使挖掘機的結構變得更加緊湊、旋轉更快、裝配維護更加方便，同時能承受更大的載荷，本文采用了軸承式回轉支承裝置。這種支承是一種能夠承受綜合載荷的大型軸承，可以同時承受較大的軸向負荷、徑向負荷和傾覆力矩，并使回轉機構省去了中央樞軸的新型支承回轉裝 置。 本文對機械式挖掘機的回轉支承結構進行了改造，選擇了用軸承式的回轉支承來代替滾輪夾套式支承。本論文做了如下工作： (1) 按照回轉支承的承載能力和選型原則，提出機械式挖掘機回轉支承類型和型號的選擇原則。 (2) 提出與回轉支承外齒嚙合的小齒輪參數(shù)的設計原則。 (3) 提出回轉支承聯(lián)接體結構設計和強度分析的方法。 (4) 為了使回轉支承滾動體受力均勻，提出挖掘機合理平衡重的確定方法。 關鍵詞：回轉支承；載荷分析；齒輪傳動；平衡分析；有限元法 Structure Design and Analysis of Slewing Ring of Mechanical Excavator Abstract 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 roller’s abrasion and increases the running resistance. Along with the development of excavator’s 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; Fem 主要符號表 Co 支承的額定靜容量 Ca 額定動容量 Fa 主機回轉支承裝置受到的最大軸向載荷、 M 主機回轉支承裝置受到的最大傾覆力矩 水平載荷 垂直載荷 Q 螺栓受到的最大拉力，N d1 螺栓小徑，mm 螺栓的許用拉應力，MPa M 傾覆力矩 W 抗彎截面模量 小齒輪傳遞的轉矩 p1 小齒輪的功率 da1 齒頂圓直徑 齒頂厚 彎曲應力 目 錄 1 緒論 1 1.1 機械式挖掘機的研究背景 1 1.2 回轉支承的國內外研究狀況 1 1.3 回轉支承簡介 1 1.4 本文的工作與意義 3 2 回轉支承的選擇及聯(lián)接 5 2.1 回轉支承的類型 5 2.2 回轉支承性能比較 8 2.2.1 單排球式回轉支承和交叉滾柱式回轉支承性能比較 8 2.2.2 單排球式回轉支承和雙排球式回轉支承性能比較 9 2.3 挖掘機回轉支承載荷分析 10 2.4 回轉支承的類型選擇 10 2.5 回轉支承型號的選擇 11 2.5.1 回轉支承HOU30/1000的靜態(tài)參照載荷和的計算 11 2.5.2 回轉支承HOU30/1000的額定靜容量和當量軸向載荷的計算 12 2.5.3 回轉支承的選型流程 14 2.6 回轉支承聯(lián)接體的設計與計算 15 2.6.1 回轉支承聯(lián)接體的設計 16 2.6.2 聯(lián)接體的設計 17 2.6.3 螺栓聯(lián)接載荷的計算 17 2.6.4 螺栓聯(lián)接承載力的驗算 18 2.6.5 螺栓聯(lián)接的強度校核 19 3 與回轉支承HOU30/1000外齒嚙合的小齒輪的設計 22 3.1 小齒輪的材料和精度選擇 22 3.2 小齒輪齒數(shù)和變位系數(shù)的選擇 22 3.2.1 根據(jù)挖掘機回轉機構的傳動比，選擇小齒輪齒數(shù) 23 3.2.2 計算小齒輪變位系數(shù) 23 3.2.3 計算齒輪傳動的嚙合角 24 3.2.4 小齒輪參數(shù)的校核 24 3.2.5 齒輪傳動受力分析 26 3.2.6 齒面接觸疲勞強度校核 26 III 3.2.7 齒根彎曲疲勞強度校核 28 4 機械式挖掘機的平衡性分析 30 4.1 確定允許的最大平衡重 30 4.2 確定允許的最小平衡重 31 4.3 確定合理的平衡重 32 5 結論 37 參考文獻 38 致謝 39 IV 1 緒論 1.1機械式挖掘機的研究背景 液壓挖掘機是一種集土方挖掘、裝載、平整、拆除、搶險等作業(yè)的多功能工程機械，廣泛應用于各類土方工程施工、民用建筑、道路建設、水利工程、電力工程和礦山采掘等施工中，它在減輕繁重的體力勞動，保證工程質量，加快建設速度以及提高勞動生產(chǎn)率方面起著十分重要的作用[1][2]。據(jù)有關資料報道，世界上各種土方工程約有65%～70%的土方量由液壓挖掘機來完成[3]。由于液壓挖掘機具有多品種，多功能，高質量和高效率等特點，因此受到廣大施工作業(yè)單位的青睞。液壓挖掘機的開發(fā)和制造設計機械、液壓傳動、冶金、石油化工、電氣等眾多行業(yè)，已經(jīng)形成了一個龐大的產(chǎn)業(yè)集群。大力開展對液壓挖掘機的研究和探索，對于提高國家整體工業(yè)水平和加速國家經(jīng)濟的發(fā)展具有重大的促進意義。 1.2回轉支承的國內外研究狀況 我國回轉支承行業(yè)已有30年的歷史，它從無到有，從小到大，逐步走向成熟。目前已具備了滿足各類主機需要的回轉支承的設計、制造、測試的綜合開發(fā)能力，為主機行業(yè)的發(fā)展做出了一定的貢獻。特別是馬鞍山回轉支承廠，自1984年與建設部北京建筑機械綜合研究所合作，成功地開發(fā)出具有80年代國際先進水平的單排球式回轉支承后，打破了我國回轉支承行業(yè)以3片式交叉滾柱和雙排球式為主的落后局面，大大縮小了與發(fā)達國家之間的差距，帶動了我國回轉支承行業(yè)的迅速發(fā)展。近年來，國內已開始設計和制造三排滾珠式、三排滾錐式回轉支承。洛陽軸承廠、徐州軸承廠和馬鞍山回轉支承廠現(xiàn)在都進行回轉支承專業(yè)化生產(chǎn)。國外，回轉支承由軸承公司進行專業(yè)化生產(chǎn)，各公司都有自己的型式、尺寸系列。主要生產(chǎn)公司有：聯(lián)邦德國的羅特愛德公司和FAG公司；法國的RKS公司；英國的泰泊雷克斯（TAPEREX）公司；日本的NSK、KOYO公司以及美國、蘇聯(lián)、民主德國的一些公司和工廠。SKF公司是歐洲較大的工業(yè)集團，也是世界上最早成立的技術最先進的軸承制造公司，在英國、法國、聯(lián)邦德國、意大利都有分公司，在荷蘭設有現(xiàn)代化綜合實驗中心，其總公司設在瑞典[18]。 1.3回轉支承簡 回轉支承作為機械的重要基礎元件，近幾十年來，隨著主機行業(yè)的迅速發(fā)展，得到了廣泛的應用，除為挖掘機、塔吊、汽車吊及各類起重機配套外，還廣泛應 40 用于輕工機械、冶金機械、醫(yī)療機械、工業(yè)機器人、隧道掘進機、堆取料機、旋轉舞臺等?？傊且磺袃刹糠种g需作相對回轉運動，又需同時承受軸向力、徑向力、傾覆力矩的機械所必需的重要傳力元件[10]。如圖1.1所示的內齒式回轉支承，這種形式的回轉支承由內、外座圈、滾動體、隔離體、密封裝置、調整墊片、潤滑裝置和連接螺栓等組成。內座圈或外座圈可加工成帶內齒或外齒。軸承式支承回轉裝置是一種結構緊湊，裝配維護簡單，工作平穩(wěn)，回轉輕快，效率高，并使回轉機構省去了中央樞軸的新型支承回轉裝置。這種支承回轉裝置是全封閉防塵式，能延長其壽命，減小動力消耗。 1-上外座圈；2－轉臺；3－調整墊片；4－下外座圈；5、12－密封裝置；6－連接螺栓； 7－螺母；8－墊圈；9－底架；10－帶齒內座圈；11－滾柱；13－螺釘 圖1.1 回轉支承結構 回轉支承近乎特大型的滾動軸承。圖1.2反映了回轉支承在履帶式液壓挖掘機上的應用情況，它將機器的上部和下部連接起來，用以支承上部的重量和工作負荷，并使上部能相對于下部旋轉。如圖1.3所示的內齒式的回轉支承，回轉支承的外座圈用螺栓與轉臺連接，帶齒的內座圈與底架用螺栓連接，內外座圈之間設有滾動體。挖掘機工作裝置作用在轉臺上的垂直載荷、水平載荷和傾覆力矩通過回轉支承的外座圈、滾動體和內座轉傳給底架?；剞D機構的殼體固定在轉臺上，用小齒輪與回轉支承內座圈上的齒圈相嚙合。小齒輪既可以繞自身的軸線自轉，又可繞轉臺中心線公轉。當回轉機構工作時轉臺就相對底架進行回轉。 圖1.2 裝在挖掘機上的回轉支承 圖1.3 回轉裝置 回轉支承和普通軸承一樣，都有滾動體和帶滾道的滾圈。但是，它與普通滾動軸承相比，又有很多差異，主要的有以下幾點： 回轉支承的尺寸都很大，其直徑De通常在0.4～10米，有的竟達40米。 回轉支承一般都要承受幾個方面的負荷，不僅要承受軸向力、徑向力，還要承受較大的傾翻力矩。因此，一套回轉支承往往起幾套普通滾動軸承的作用。 在制造工藝、材料及熱處理等方面，回轉支承與滾動軸承有很大差別。 通常，回轉支承上帶有旋轉驅動用的齒圈以及防塵用的密封裝置。 在安裝方面，回轉支承的尺寸很大，不像普通軸承那樣套在心軸上并裝在軸承座孔內，而是采用螺釘將其緊固在上、下支座上。 1.4本文的工作與意義 挖掘機目前在露天挖掘作業(yè)中被廣泛使用，使用單位根據(jù)現(xiàn)場需要對挖掘機的很大部分已經(jīng)做了技術改造，使得挖掘機變得更加完善。但是支承回轉部分，一直以來都是使用滾輪夾套式的支承結構。隨著挖掘機生產(chǎn)能力的提高，原來的支承結構顯現(xiàn)出了很多的弊端。因為這種結構是開放式的，使得滾輪易于磨損，并且摩擦阻力也大，大大影響了回轉速度，降低了生產(chǎn)效率。結構復雜，維護起來麻煩。增大了維修成本。每年每臺挖掘機回轉機構的維修費用高達10多萬元。圖1.1所示的軸承式回轉支承恰恰避免了上述問題，它運轉輕便靈活，回轉阻力?。唤Y構緊湊，外形尺寸小（主要是高度）；維護方便；全封閉防塵，使用壽命長，這些特點使它能夠更好的適應現(xiàn)在生產(chǎn)的要。 為了使機械式挖掘機更好的發(fā)揮作用，提高生產(chǎn)率。本文提出了機械式挖掘機回轉支承的改造方案，選用軸承式的回轉支承代替現(xiàn)在的滾輪夾套式支承。為完成這項改進，主要工作包括： (1) 根據(jù)回轉支承的承載能力及選型規(guī)則，提出適合現(xiàn)場要求的回轉支承的選擇方法。 (2) 根據(jù)回轉支承外齒圈的參數(shù)和轉臺轉速要求，提出與回轉支承外齒圈嚙合的小齒輪的設計原則。 (3) 根據(jù)回轉支承的安裝尺寸，進行回轉支承聯(lián)接件的結構設計和強度分析。 (4) 為了保證回轉支承滾動體的受力均勻，對挖掘機進行平衡性分析，提出合理平衡重的確定方法。 2 回轉支承的選擇及聯(lián)接 2.1回轉支承的類型 回轉支承是近40年來發(fā)展起來的新型機器部件，分轉柱式和轉盤式兩類。目前，回轉支承除為門機、塔吊、汽車吊等回轉式臂架起重機配套外，還廣泛應用于輕工機械、冶金機械、醫(yī)療機械等。隨著機械行業(yè)的迅速發(fā)展，回轉支承己經(jīng)成為一切兩部分之間需要作相對回轉運動、又需同時承受軸向力、徑向力、傾翻力矩的機械所必需的重要傳力元件。圖2.1就是外座圈帶齒的軸承式回轉支承。其結構如圖2.5所示。 按軸承結構，滾動軸承式回轉支承可作如下分類：按滾動體型式有滾珠式和滾柱式(包括錐形和鼓形滾動體)；按滾動體排數(shù)有單排式、雙排式和多排式；按滾道型式有曲面(圓弧)式、平面式和鋼絲滾道式等。 1 2 3 1－螺栓聯(lián)接孔； 2—回轉支承內座圈；3－回轉支承外座圈 圖2.1 回轉支承 最典型、使用最普遍的回轉支承的結構型式有四種：單排球式、雙排球式、交叉滾柱式和三排滾柱式。 (1) 單排球式回轉支承 單排球式回轉支承中，最為常見的是圖2.2所示的四點接觸單排球式回轉支承。如圖示，在內外滾圈各有兩條滾道(共四條)，每個滾圈上的兩條滾道由兩段中心并不重合的圓弧構成，從而構成接觸點和接觸角。這種型式的回轉支承結構 緊湊、重量輕，能同時承受軸向力和傾翻力矩。而且，這種回轉支承在承 3與回轉支承HOU30/1000外齒嚙合的小齒輪的設計 受負荷時，能自動調整接觸角，以適應負荷情況，降低最大接觸應力。因此，當滾球分布直徑DL<1800mm時(超過這一尺寸，會因座架徑向剛度的限制而降低承載能力)，單排四點接觸球式回轉支承承載能力最高，而成本又最低。目前，需要裝配中小規(guī)?；剞D支承的中小型起重機、回轉式輸送機、挖掘機等機械均以這種型式為首選。 (2) 雙排球式回轉支承 圖2.3所示的雙排滾球式回轉支承,具有三個座圈，開式裝配非常方便。根據(jù)受力情況，上下兩排滾球的直徑可以相同，也可以不同。這種支承能同時承受軸向力和傾翻力矩。此外，當滾道中心直徑DL相同時，每排滾球的總承載能力與滾球直徑do成正比。因此，在支承斷面高度相同的情況下同時承受軸向力和傾翻力矩時，異徑雙排球式回轉支承能更好地利用斷面尺寸；而等徑雙排球式回轉支承由于上下對稱、制造方便且更符合標準化要求，還可以在大修時上下翻轉后使用，延長使用壽命。雙排球式回轉支承軸向、徑向尺寸都比較大，對制造安裝精度以及座架的軸向和徑向變形敏感性最小，不易發(fā)生滾道與滾動體邊緣接觸，特別適用于要求中等以上直徑的各型裝卸機械。 (3) 交叉滾柱式回轉支承 交叉滾柱式回轉支承分單排和雙排兩種，其中如圖2.4所示的單排交叉滾柱式回轉支承，它只有一排短圓柱形滾柱(目前多為腰鼓形滾子所取代)；相鄰滾柱的軸線成90°交叉排列：內、外滾圈各有兩條滾道，滾道斷面為直線型，其中一半滾柱承受向下的軸向力，一半承受向上的軸向力。這種支承結構緊湊，制造精度高，裝配間隙小，能同時承受軸向力、傾翻力矩和較大的徑向力，被廣泛地應用于起重運輸機械和軍工產(chǎn)品上。 (4) 三排滾柱式回轉支承 三排滾柱式回轉支承如圖2.5所示，是最典型的多排滾柱式回轉支承(也稱為組合式回轉支承)。它有三個座圈，上下及徑向滾道各自分開(上下兩排滾柱承受軸向力及傾翻力矩，徑向力則由垂直布置的第三排滾柱承受)，使得每一排滾柱的負載都能確切地加以確定。而且，這種支承結構牢固。因此，它特別適用于要求較大直徑的重型機械，是重載的首選型式。 除上述四種常見結構型式外，工程中使用的還有交叉滾錐式回轉支承、鋼絲滾道回轉支承、三排滾球式回轉支承、三排混合式回轉支承、五排滾柱式回轉支承等多種結構型式的回轉支承。但它們均存在結構復雜或造價高昂或承載能力低等一個或多個方面的缺陷，只在某些特殊要求下才考慮使用。 圖2.2 單排球式回轉支承 圖2.3 雙排球式回轉支承 圖2.4 交叉滾柱式回轉支承 圖2.5 三排柱式回轉支承 2.2回轉支承性能比較 回轉支承的承載能力和使用壽命決定了回轉支承的性能，為了使回轉機械能夠選擇合適的回轉支承結構型式（單排球式、雙排球式、交叉滾柱式、三排柱式等）和規(guī)格尺寸（滾道中心直徑DL，滾動體直徑do），對不同結構的回轉支承的性能進行分析。 2.2.1單排球式回轉支承和交叉滾柱式回轉支承性能比較 額定靜容量Co和額定動容量Ca的大小決定了回轉支承的承載能力和使用壽命，現(xiàn)以外型及安裝尺寸完全相同的單排球式和交叉滾柱式為例，分析對比如下： （1）單排球式 回轉支承的額定靜容量Co和額定動容量Ca 額定靜容量Co N (2.1) 式中 f——靜容量系數(shù)，0.108kN/mm2[9] do——滾動體直徑，mm DL——滾道中心直徑，mm 額定動容量Ca N (2.2) 式中 f1——載荷系數(shù) fs——速度因數(shù) fc——壽命系數(shù) fa——靜態(tài)工況下的安全系數(shù) fd——動態(tài)工況下的安全系數(shù) fH——時間系數(shù) （2）交叉滾柱式回轉支承的額定靜容量Co和額定動容量Ca 額定靜容量Ca N (2.3) 式中 Lo——滾動體有效接觸長度，mm fo——滾道硬度系數(shù) Z——滾動體個數(shù) ——滾道接觸角，一般機械?。?0° 額定動容量Ca Ca = 410 ′ fa ′ fs ′ do ′ Z ′ f H = 978133 N (2.4) 式中 fa——靜態(tài)工況下的安全系數(shù) fs——速度因數(shù) do——滾動體直徑，mm Z——滾動體個數(shù) fH——時間系數(shù) 從上述計算得到單排球式回轉支承的靜載能力比交叉滾柱式高90%，但動載能力小25%。任選二種基本參數(shù)(DL和do)相同的單排球式和交叉滾柱式回轉支承對比，其結論都是單排球式回轉支承的靜載能力高于交叉滾柱式回轉承，動載能力小于交叉滾柱式回轉支承。 2.2.2單排球式回轉支承和雙排球式回轉支承性能比較 (1) 雙排球式回轉支承 [9]的額定靜容量Co 額定靜容量Co N (2.5) 雙排球式回轉支承的額定動容量Ca 額定動容量Ca Ca = 105 ′ f1 ′ fs ′ fc ′ fa ′ fd ′ Z ′ f H = 865320N (2.6) (2) 若保持其滾道中心直徑DL、安裝孔組節(jié)圓直徑DL和孔徑Φ不變，將它改型設計為單排球，可安排do=50~60的鋼球。若取do=50，則單排球式回轉支承Q1120×50的額定靜容量Co'為： Co ' = fo ′ do2 ′ Z ′ sin 50 = 38 ′ 502 ′ 62 ′ sin 50 = 4512002 N (2.7) 單排球式回轉支承的額定動容量Ca' 額定動容量Ca' N (2.8) 結果是Co'>Co，大28%；Ca'>Ca，大35％。 同理，對于其它規(guī)格的雙排球式回轉支承得到的結論與此是類似的。因雙排球為三片式、雙滾道、材料費用、加工制造、運輸費用都較單排球式回轉支承高，一般同一DL的差價達60～100%，而且，雙排球式的滾道的形狀精度和表面粗糙度因不易磨削加工而很差。 2.3挖掘機回轉支承載荷分析 如圖2.6所示，當提升力為值，斗柄處于水平狀態(tài)，斗柄上作用著最大挖掘阻力時，挖掘機支承滾子將受到最大載荷[6]。 (1) 垂直載荷 作用在回轉支承裝置上的垂直載荷為 Fa = Gb + Gd + Gbi + W1 + G2 + G1 = 1403010N (2.9) 見圖2.6，F(xiàn)a對回轉中心線的偏心位置距為e m (2.10) (2) 水平載荷 作用在滾盤上的水平載荷為：Fr=W2=95500 N 如圖2.6所示到滾輪平面的距離為， (3) 傾覆力矩M 由，的偏心造成的傾覆力矩為M N·mm (2.11) 2.4回轉支承的類型選 三排柱式回轉支承比其它三種型式的回轉支承承載能力大，但是它的單位成本額定靜容量r是最高的，因此成本也最高(圖2.5所示,對于相同的滾道中心直徑DL)。通過對JJ36-1991和JB2300-1984標準中各種回轉型式、所有規(guī)格的r值的詳細計算[10]，有下面的結論： (1) 隨著DL的增加，四種型式的r值都在增加； (2) 在DL≤1800時，單排球式回轉支承的r最高。當DL>1800時，三排柱式回轉支承的r最高。也就是說在DL≤1800范圍內承受同樣的載荷，用單排球式回轉支承成本最低；DL>1800時，承受同樣的載荷，用三排柱式回轉支承成本最低。 所以在初步進行回轉支承的類型選擇時,當主機的回轉滾道中心直徑DL≤1800時,回轉支承應以單排球式回轉支承為首選型式;當DL>1800時,以三排柱式回轉支承為首選。 2.5回轉支承型號的選擇 當確定了回轉支承的類型以后，需要選擇合適的回轉支承型號?；剞D支承型號選擇的主要依據(jù)是回轉支承承受載荷的能力。Fa為主機回轉支承裝置受到的最大軸向載荷、M為主機回轉支承裝置受到的最大傾覆力矩?；剞D支承的承載力的大小是由它的靜態(tài)參照載荷Fa'和M'、額定靜容量Co及回轉支承螺栓聯(lián)接的承載力決定的。每一型號的回轉支承都對應一個承載能力曲線圖(見圖2.7)，在圖2.7上確定點(Fa'，M')和(Fa，M)。若使回轉支承滿足承載要求，必須同時滿足下面的條件： (1) 點(Fa'，M')位于承載能力曲線圖中承載曲線1的下方； (2) 點(Fa，M)在回轉支承承載能力曲線圖中位于相應性能等級的螺栓負荷曲線2的下方； (3) 回轉支承的額定靜容量Co與回轉支承的當量軸向載荷Cp要滿足，為許用的靜態(tài)安全系數(shù)(表2.1)。 根據(jù)回轉支承類型的選型原則，挖掘機的回轉軌道中心直徑DL=2900mm，DL>1800mm，因此，我們將選擇三排柱式回轉支承。其結構如圖2.5所示。按照回轉支承的選型流程，初步選擇的回轉支承型號為HOU30/1000。其中DL=1008mm，do=32mm。 圖2.6 挖掘機載荷分析 2.5.1回轉支承HOU30/1000的靜態(tài)參照載荷和的計算 根據(jù)主機回轉裝置的回轉軌道中心直徑DL初步選擇回轉支承型號。然后根據(jù)主機回轉支承裝置受到的最大載荷(包括軸向載荷Fa、徑向載荷Fr及傾覆力矩M)來計算靜態(tài)參照載荷Fa'和M'。 (1) 單排球式回轉支承的靜態(tài)參照載荷計算。 單排球式回轉支承的靜態(tài)參照載荷Fa'和M'的計算按承載角45°和60°兩種情況進行。 當時 (2.12) (2.13) 當時 (2.14) (2.15) 式中 Fa'——靜態(tài)參照垂直載荷，N M'——靜態(tài)參照傾覆力矩，Nm Fa——主機回轉支承受到的最大垂直載荷，N Fr——主機回轉支承受到的最大徑向載荷，N M——主機回轉支承受到的最大傾覆力矩，Nm fs——靜態(tài)安全系數(shù)，從表2.1選取。 (2) 三排滾柱式回轉支承的靜態(tài)參照載荷的計算 三排滾柱式回轉支承的靜態(tài)參照載荷Fa'和M'的計算式： (2.16) (2.17) 式(2.16)～(2.17)中的參數(shù)與式(2.12)～(2.113)中的參數(shù)意義相同。 計算回轉支承HOU30/1000的靜態(tài)參照載荷和： 由表2.1挖掘機的許用靜態(tài)安全系數(shù)：=1.45 由式(2.16)計算靜態(tài)參照垂直載荷Fa' Fa '=Fa×fs＝1403010×1.45＝2034365 N 由式(2.17)計算靜態(tài)參照傾覆力矩 M ' =M×fs＝2246388×1.45＝5108539 N·m 在回轉支承HOU30/1000的承載能力曲線圖(圖2.13)中確定點，點位于其靜態(tài)承載曲線1的下方。 2.5.2回轉支承HOU30/1000的額定靜容量和當量軸向載荷的計算 (1) 單排球式回轉支承的額定靜容量Co和當量軸向載荷CP 額定靜容量Co: Co=f×DL×do (2.18) 式中：f——靜容量系數(shù)，0.108kN/mm2[10] DL——滾道中心直徑，mm do——鋼球公稱直徑，mm 當量軸向載荷Cp (2.19) 式中：M——傾覆力矩，kN﹒m Fa——軸向力，kN Fr——徑向力，kN (2) 三排滾柱式回轉支承的額定靜容量Co和當量軸向載荷CP 額定靜容量 (2.20) 式中：f——靜容量系數(shù)，0.172kN/mm2[10] DL——滾道中心直徑，mm do——上排滾柱直徑，mm 當量軸向載荷CP (2.21) 1－靜態(tài)承載曲線;2－螺栓負荷曲線(8.8、10.9、12.9為螺栓的性能等級) 圖2.7 回轉支承承載能力曲線圖 表2.1 許用靜態(tài)安全系數(shù) 工作類型 工作性質 機械舉例 許用靜態(tài)安全系數(shù) 輕型 不經(jīng)常滿負荷，回轉平穩(wěn)沖擊小 堆取料機，汽車起重機，非港口用輪式起重機 1.00~1.15 中型 不經(jīng)常滿負荷，回轉較快，有沖擊 塔式起重機，船用起重機，履帶起重機 1.15~1.30 重型 經(jīng)常滿負荷，回轉快，沖擊大 抓斗起重機，港口起重機，單斗挖掘機，集裝箱起重機 1.30~1.45 特重型 滿負荷，沖擊大或工作場所條件惡劣 冶金起重機，海上作業(yè)平臺起重機 >1.45 注：此表取自參考文獻[9]。 由式(2.20)計算回轉支承HOU30/1000的額定靜容量 N 由式(2.21)計算回轉支承HOU30/1000的當量軸向載荷 N 取，，。 2.5.3回轉支承的選型流程 回轉支承的選型過程見圖2.8。 根據(jù)主機回轉軌道中心直徑 DL 初步/重新選擇回轉支承型號 根據(jù)回轉支承承受的最大載荷(包括軸向載荷 Fa 、徑向載荷 Fr 及傾覆力矩 M)，計算靜態(tài)參照載荷 Fa＇和 M＇。 根據(jù)回轉支承的尺寸 DL 和d o 及承受的最大載荷( 包括 Fa 、 Fr 、M)計算回轉支承的額定靜容量 Co 和當量軸向載荷 CP 把回轉支承承受的最大載荷 Fa 和 M 作為螺栓聯(lián)接承受的載荷 在回轉支承型號對應的靜態(tài)承載曲線圖(圖 2.7)上確定點 (Fa＇， M＇)和(Fa，M) 否 點(Fa＇， M＇ )在靜態(tài)承 載曲線的下方 是 否 Co 3 [ f ] ([f ] 見 表 s s C p 2.1) 是 否 點(Fa， M)在選定的螺 栓負荷曲線下方 逐步提高螺栓性能等級， 直至達到最大 12.9 級 否 點(Fa，M)在選定的螺栓 負荷曲線下方 是 是 結 束 圖2.8 回轉支承選型計算流程圖 2.6回轉支承聯(lián)接體的設計與計算 回轉支承通過上聯(lián)接體與回轉平臺連接；通過下聯(lián)接體與底架進行連接?；剞D支承的內外圈剛度是靠聯(lián)接件的結構來保證。安裝這種支承回轉裝置時，要注意其聯(lián)接結構件的強度和剛度。圖2.9為回轉支承的聯(lián)接結構圖。 1－回轉平臺；2－回轉支承上聯(lián)接體；3－回轉支承外座圈；4、9－連接螺栓； 圖2.9 回轉支承聯(lián)接結構 圖2.10 螺栓聯(lián)接受力分析 2.6.1回轉支承聯(lián)接體的設計 在設計回轉支承的聯(lián)接體(圖2.9中的2和5)時，要按照回轉支承的螺栓孔中心尺寸D1和D2(圖2.5)來定位聯(lián)接體的聯(lián)接孔中心圓直徑；按照回轉支承的尺寸d(D)和DL(圖2.5)設計聯(lián)接體的內外圓直徑。根據(jù)小齒輪的位置設計回轉支承聯(lián)接體的高度。 2.6.2聯(lián)接體的設計 機械式挖掘機選用的回轉支承型號為SWA2800.32。其結構如圖2.5所示。根據(jù)回轉支承外形尺寸D′，d，DL設計回轉支承內齒和回轉支承內圈如圖2.11，圖2.12所示。 圖2.11 回轉支承內齒 圖2.12 回轉支承內圈 2.6.3螺栓聯(lián)接載荷的計算 （1）在傾翻力矩M的作用下，計算受力最大的螺栓的工作載荷Fmax 由靜力平衡得 (2.22) 由變形協(xié)調條件得 (2.23) 由式(2.31)和式(2.32)聯(lián)立求得 (2.24) 式中——各螺栓軸線到傾翻對稱線O－O的距離(圖2.10)，mm （2）螺栓受到的最大拉力 如圖2.9所示，在位置時螺栓受到的拉 (2.25) 在位置II時螺栓受到的拉力為 (2.26) 式中 ——螺栓受到的預緊力，N ——螺栓的相對剛度 (3) 螺栓受到的預緊力 (2.27) 對于有緊密性要求的聯(lián)接(如汽缸、壓力容器)，；一般聯(lián)接，工作載荷有變化時，；工作載荷無變化時，。 因為螺栓聯(lián)接除承受傾翻力矩，還承受水平力和垂直載荷的作用，為了對聯(lián)接體作較精確的強度分析，還可以用有限元法。 2.6.4螺栓聯(lián)接承載力的驗算 把主機回轉支承裝置受到的最大載荷(軸向載荷Fa、傾覆力矩M)作為回轉支承螺栓聯(lián)接承受的載荷。在回轉支承承載能力曲線圖(圖2.7)上標出點(Fa，M)，檢查點(Fa，M)是否在相應性能等級的螺栓負荷曲線以下，若在下方，證明回轉支承的螺栓滿足強度要求；否則可提高螺栓的性能等級，當螺栓的性能等級選擇了最大，點(Fa，M)仍然位于螺栓負荷曲線以上時，我們就要重新選擇回轉支承型號。 在回轉支承HOU30/1000的承載能力曲線圖(圖2.13)中確定點(Fa，M)。螺栓的性能等級為8.8級。如圖點(Fa，M)位于其性能曲線2的下方。 1－靜態(tài)承載曲線;2－螺栓負荷曲線(8.8、10.9、12.9為螺栓的性能等級) 圖2.13 HOU30/1000承載能力曲線圖 根據(jù)回轉支承的選型原則，型號為HOU30/1000的回轉支承滿足承載要求。 2.6.5螺栓聯(lián)接的強度校核 對螺栓(圖2.9中的4和9)強度的校核除了可借助于回轉支承承載能力曲線進行螺栓承載力的驗算外，還可以直接對螺栓聯(lián)接進行強度的校核。如圖2.9所示，回轉支承的螺栓聯(lián)接主要承受的是傾翻力矩M的作用，螺栓聯(lián)接的失效形式主要有：螺栓被拉斷、回轉支承與聯(lián)接體的結合面被壓潰或出縫隙。設計準則為： (1) 為了保證螺栓不被拉斷，應該滿足： (2.28) 式中 Q——螺栓受到的最大拉力，N d1——螺栓小徑，mm ——螺栓的許用拉應力，MPa (2) 受拉面不出縫隙，應滿足下式 (2.29) (2.30) (3) 受壓面不被壓潰，應滿足下式 (2.31) (2.32) 式中 ——螺栓受到的預緊力，N z——螺栓的數(shù)目 A——接觸面面積，mm2 M——傾覆力矩，N·mm W——抗彎截面模量，mm3 (4) 計算螺栓聯(lián)接中受力最大的螺栓的工作載荷Fmax 計算上聯(lián)接體(圖2.9中的2)中受力最大的螺栓的工作載荷Fmax。 聯(lián)接體受到的傾翻力矩M=2246388N·mm 由圖2.11得rmax=1330mm,螺栓的數(shù)目z=48 計算得 mm2 由式(2.24)得 N (5) 計算螺栓受到的預緊力Qp 由式(2.27)得 N (6) 受力最大的螺栓的強度的校核 由式(2.25)計算螺栓受到的最大拉力Q N 由式(2.28)得 N/mm2 取螺栓的許用拉應力 所以，即螺栓在最大工作載荷Fmax =70372 N；預緊力 Qp=126670 N作用下，不會被拉斷。 (7) 螺栓聯(lián)接的受拉面校核 根據(jù)螺栓聯(lián)接的設計準則，由式(2.32)計算 在圖2.5中，；計算接觸面積A mm2 (2.33) 計算圖2.11的抗彎截面模量W mm3 (2.34) 所以 MPa 滿足式(2.29)，。即螺栓聯(lián)接的受拉面不會出現(xiàn)縫隙。 （8）螺栓聯(lián)接的受壓面進行校核由式(2.32)計算pmax MPa 取聯(lián)接體的材料為Q215－A，由參考文獻[42]中的表2－4和表2－6得許用擠壓應力=176N/mm2。所以滿足式(2.31) ，即螺栓聯(lián)接的受壓面不會被壓潰。 3 與回轉支承HOU30/1000外齒嚙合的小齒輪的設計 圖3.1 回轉傳動示意圖 如圖3.1所示，由于用回轉支承代替了以前的支承，與小齒輪嚙合的齒輪的參數(shù)發(fā)生了改變，所以要重新設計一個小齒輪與回轉支承的外齒進行嚙合。挖掘機的使用工況使得齒輪傳動承受的是重載、且有沖擊?；剞D支承外齒采用的是調質齒輪，材質40Cr，表面進行了淬火處理。所以選擇的小齒輪材料也應是齒面硬度較高的淬火齒輪，常用的齒輪材料為20Cr、20CrMnTi、20Cr2Ni4等。小齒輪的齒輪參數(shù)應該滿足下面的要求： (1) 小齒輪要與回轉支承的外齒具有相同的模數(shù)m和壓力角。 (2) 安裝條件使得齒輪傳動的中心距a要與原中心距保持一致。 (3) 小齒輪齒數(shù)z1要滿足回轉機構的傳動比的要求范圍。 (4) 回轉支承的外齒采用了正變位，為了保證小齒輪的齒根強度，要求小齒輪也采用正變位。對于正變位齒輪，過大的變位可能引起齒頂變尖或齒頂厚過小的現(xiàn)象。為了保證齒輪的齒頂強度，齒頂厚不能太小。 (5) 為了保持齒輪傳動的連續(xù)性，重合度要大于或等于許用的重合度。 (6) 小齒輪要滿足齒輪齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度的計算。 3.1小齒輪的材料和精度選擇 齒輪材料為，滲碳淬火，齒面硬度58～63HRC,精度7級的漸開線直齒圓柱齒輪。 3.2小齒輪齒數(shù)和變位系數(shù)的選擇 (1) 選擇小齒輪齒數(shù)z1 4機械式挖掘機的平衡性分析 如圖2.8，設回轉電機的轉速為n電，回轉支承的轉速為n回，回轉減速箱的傳動比i減，回轉支承的外齒齒數(shù)為z2。由回轉結構的傳動比公式得到： (3.1) 然后根據(jù)n回的許用范圍，確定小齒輪的齒數(shù)z1。 (2) 計算齒輪傳動的嚙合角 小齒輪的模數(shù)m和壓力角與回轉支承外齒的模數(shù)和壓力角相同。根據(jù)變位齒輪中心距a的計算公式得到： (3.2) (3) 計算小齒輪變位系數(shù)x1 根據(jù)公式計算小齒輪的變位系數(shù)x1： (3.3) 3.2.1根據(jù)挖掘機回轉機構的傳動比，選擇小齒輪齒數(shù) 由式(3.1)得 其中回轉支承外齒齒數(shù)，，，回轉支承的轉速 所以 初步選擇小齒輪齒數(shù) 3.2.2計算小齒輪變位系數(shù) 由式(3.3)計算小齒輪的變位系數(shù) 3.2.3計算齒輪傳動的嚙合角 (1) 根據(jù)更新支承前的齒輪參數(shù)，計算齒輪傳動的中心距a 小齒輪的參數(shù)為m=26，=20，z1=18，x1=0.5 回轉齒圈的外齒參數(shù)為m=26，=20，z2=128 計算原來齒輪傳動的嚙合角' (3.4) 計算得 計算齒輪傳動的中心距a mm (3.5) (2) 計算回轉支承外齒與小齒輪傳動的嚙合角 小齒輪的參數(shù)：m＝20，=20，z1＝18； 回轉支承的外齒參數(shù)：m＝20，=20，z2＝128，x2=0.5 齒輪傳動的中心距a=1820mm 由式(3.2)得 所以 3.2.4小齒輪參數(shù)的校核 (1) 變位系數(shù)的校核小齒輪的變位系數(shù)x1＝0.5，滿足x1>0。 小齒輪要采用正變位，因此要使得>0。若<0，在滿足公式(2.17)的情況下，減小齒輪齒數(shù)，重新計算變位系數(shù)。 對于正變位齒輪，過大的變位可能引起齒頂變尖或齒頂厚過小的現(xiàn)象。為了保證齒輪的齒頂強度，齒頂厚不能太小，一般要求。對于表面淬火的齒輪，要求。齒頂厚可按下式計算： (3.6) 式中 ——小齒輪的齒頂圓直徑，mm ——齒頂圓壓力角 若不能滿足齒頂厚要求，則在小齒輪的齒數(shù)選擇范圍之內，增大小齒輪的齒數(shù)，重新計算的值。 為了保證齒輪的齒頂強度，齒頂厚不能太小，這里要求Sa1>0.4m。小齒輪的參數(shù)：； 計算小齒輪的齒頂圓直徑da1 mm (3.7) 齒頂圓壓力角 (3.8) 由式(2.22)計算小齒輪的齒頂厚 mm 滿足 (2) 重合度的計算 在變位小齒輪具有標準頂隙的情況下，計算齒輪傳動的重合度。重合度要滿足，挖掘機的[26]。重合度計算公式為： (3.9) 若重合度不滿足要求，則在小齒輪的齒數(shù)選擇范圍之內，增大小齒輪的齒數(shù)z1。 (3) 小齒輪強度的校核 若小齒輪的齒數(shù)和變位系數(shù)滿足了齒頂厚和重合度的要求，需要對小齒輪進行齒面接觸疲勞強度校核、齒根彎曲疲勞強度的校核。校核公式為： 齒面接觸疲勞強度的校核公式 (3.10) 齒根彎曲疲勞強度的校核公式 (3.11) 若校核結果為，則應該提高齒輪材料的表面硬度，選擇齒面硬度大的齒輪材料；若齒輪的齒根彎曲疲勞強度不滿足，應該增大齒輪的變位系數(shù)，即在小齒輪的齒數(shù)選擇范圍之內，減小小齒輪的齒數(shù)；若在小齒輪的齒數(shù)選擇范圍之內，所有的都不能滿足計算要求，就要重新選定回轉支承型號。 3.2.5齒輪傳動受力分析 機械式挖掘機回轉機構的機械特性： 回轉電機額定功率P=54KW；額定轉數(shù)n=1150r/min；回轉減速箱的傳動比i減=33.55；回轉減速箱的齒輪傳動效率減=0.8142 小齒輪的功率p1 kW (3.12) 回轉小齒輪的轉速 (3.13) 小齒輪傳遞的轉矩 N·mm (3.14) 小齒輪的節(jié)圓直徑 mm (3.15) 所以小齒輪收到的圓周力為 N (3.16) 3.2.6齒面接觸疲勞強度校核 齒面接觸疲勞強度的校核公式[26]為 (3.17) 其中 ——重合度系數(shù) ——節(jié)點區(qū)域系數(shù) ——材料彈性系數(shù)， 齒數(shù)比u (3.18) 載荷系數(shù) 按表9.11[26]=1.85 小齒輪的圓周速度為v=0.9m/s，由圖9.44[26]取動載荷系數(shù)=1.1 由表9.12得齒間載荷分配系數(shù) 小齒輪的齒寬b=160；齒寬系數(shù) (3.19) 由表9.13[26]得齒向載荷分布系數(shù) 計算載荷系數(shù)K： (3.20) 按表9.14[26]取材料彈性系數(shù)，=189.8 由圖9.48[26]查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)，=2.4 根據(jù)重合度=1.611，由圖9.49[26]取重合度系數(shù)，=0.9 計算齒面接觸疲勞強度： (3.21) 計算齒輪的許用接觸應力： (3.22) 由圖9.55[26]查得實驗齒輪的齒面接觸疲勞極限，=800MPa 計算小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)N N (3.23) 由圖9.56[26]得齒輪接觸疲勞強度的壽命系數(shù)，=1.08 工作硬化系數(shù)，=1 由圖9.57[26]查得齒輪接觸疲勞強度的尺寸系數(shù)，=1 由表9.15[26]得接觸疲勞強度的最小安全系數(shù)，=1.0 所以，由齒輪的許用接觸應力公式(4.18)得 MPa 滿足校核公式(3.17),所以齒輪的齒面強度滿足要求。 3.2.7齒根彎曲疲勞強度校核 齒根彎曲疲勞強度的校核公式[26] (3.24) 根據(jù)圖9.53[26]取齒形系數(shù)，=2.15 由圖9.54[26]查得應力修正系數(shù)，=1.825 由重合度得重合度系數(shù) (3.25) 載荷系數(shù)K， (3.26) 按表9.11[26]取=1.85； 由圖9.44[26]得動載荷系數(shù)，=1.1 由表9.12[26]得齒間載荷分配系數(shù)，=1.1 小齒輪的齒寬與齒高比，取=1.193 由圖9.46[26]得齒向載荷分布系數(shù)，=1.14 所以由式(4.26)得載荷系數(shù)K， 計算齒根彎曲疲勞強度： MPa (3.27) 由圖9.58[26]得試驗齒輪的彎曲疲勞極限，=350MPa 由圖9.59[26]取齒輪彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù), 齒輪的應力修正系數(shù)， 由圖9.60[26]得齒輪的彎曲疲勞強度的尺寸系數(shù), 由表9.15[26]得齒輪彎曲疲勞強度的安全系數(shù)， 計算小齒輪的許用彎曲應力 MPa (3.28) ，滿足齒根彎曲疲勞強度的校核公式(4.20) 按照回轉支承小齒輪參數(shù)的設計原則，選擇小齒輪的參數(shù)為m=20，=20，z1=18，x1=0.5滿足傳動要求。 4 機械式挖掘機的平衡性分析 機械式挖掘機的平衡是指轉臺與工作裝置在各種工作位置時，其作用力的合力都不超出回轉支承回轉軌道的直徑范圍，并盡量使回轉支承滾球受力均勻。為此必須在轉臺上置以適當?shù)钠胶庵?。所以挖掘機平衡問題，也就是確定平衡重的問題[6]。當平衡重小時，挖掘機工作時靠近工作裝置側的轉臺前部的滾子，要承受大部分載荷，因而受到較大的磨損；而當平衡重過重時，轉臺尾部的支承滾子將受到更為強烈的磨損。挖掘機的平衡，是要達到在挖掘機工作循環(huán)內作用到支承滾子上的負荷均勻分布，因此若使挖掘機得到很好的平衡，應當滿足下列條件：轉臺上的機構和工作裝置的重量的合力，不管空斗或滿斗的工作裝置處于任何位置時，都不得超過支承軌道的最大直徑。 4.1確定允許的最大平衡重 滿足轉臺平衡條件，確定允許的最大平衡重的位置如圖4.1： 1. 動臂與機器所在水平位置成最大傾角。 2. 鏟斗位于挖掘開始位置，提升鋼繩處于放松狀態(tài)。 假定轉臺上的部件、平衡重以及工作裝置的重量的合力通過x點，則此時轉臺尾部支承上的反作用力為 (4.1) 式中 ——轉臺