挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)畢業(yè)設(shè)計(jì)

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1、斗容1m3挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)2015 年 6 月 摘 要 近年來，我國的基建工程有日益增多的趨勢，國家也要大力發(fā)展基建工程來拉動(dòng)經(jīng)濟(jì)增長，而挖掘機(jī)作為土方施工必不可少的機(jī)械設(shè)備，將在我國的基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)方面發(fā)揮舉足輕重的作用。 挖掘機(jī)在進(jìn)行作業(yè)時(shí)，其回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)要承受軸向載荷，徑向載荷，和傾覆力矩，對其剛度，強(qiáng)度與穩(wěn)定性就有一定的要求。所以，挖掘機(jī)的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)對保持挖掘機(jī)整體的穩(wěn)定性方面有重要作用，對挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的研究有助于國家發(fā)展各種不同類型的挖掘機(jī)。 針對斗容1m3挖掘機(jī)的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)，我進(jìn)行了驅(qū)動(dòng)方案分析，回轉(zhuǎn)支承選型設(shè)計(jì)，回轉(zhuǎn)速度控制及制動(dòng)方案與制動(dòng)器設(shè)計(jì)，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)各部件的受力校核及選型，還采用

2、了有限元方法來進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。 國內(nèi)的挖掘機(jī)廠商對國內(nèi)市場的把握還不夠大，對挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的不斷優(yōu)化對國內(nèi)廠商制造更大更多類型的挖掘機(jī)有重要的意義。關(guān)鍵詞：機(jī)械設(shè)備；挖掘機(jī)；回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)；有限元 第一章 緒 論1.1 液壓挖掘機(jī)及其回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)介紹 液壓挖掘機(jī)是一種多功能周期作業(yè)的土方機(jī)械,廣泛應(yīng)用于交通運(yùn)輸，水利工程，礦山采掘和電力工程等機(jī)械施工中。它的工作過程先是以鏟斗的切割刃切削土壤，裝滿后再提升、回轉(zhuǎn)至卸土位置，把土卸空后鏟斗再回原來位置開始下一次作業(yè)，如此循環(huán)。 所以挖掘機(jī)對于對于減輕工人繁重的體力勞動(dòng)，加快施工進(jìn)度，提高施工機(jī)械化水平，促進(jìn)各項(xiàng)建設(shè)事業(yè)的發(fā)展，都起著很大的作用。一臺(tái)斗容1

3、m3挖掘機(jī)每班的生產(chǎn)率基本上等于300-400個(gè)工人一天的工作量。所以很有必要大力發(fā)展液壓挖掘機(jī)，提高其工作性能，讓其更好地提高生產(chǎn)率，為國民建設(shè)與國民經(jīng)濟(jì)服務(wù)。 挖掘機(jī)的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)由回轉(zhuǎn)支承、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)臺(tái)和液壓回轉(zhuǎn)系統(tǒng)等組成?；剞D(zhuǎn)支承的內(nèi)外座圈間設(shè)有滾動(dòng)體，其底座跟帶齒的內(nèi)座之間用螺栓連接，外座圈跟轉(zhuǎn)臺(tái)用螺栓連接。挖掘機(jī)工作裝置上的各種載荷與力矩經(jīng)過回轉(zhuǎn)支承傳給底架。回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的小齒輪既能繞自身自轉(zhuǎn)又能繞轉(zhuǎn)臺(tái)中心公轉(zhuǎn)，帶動(dòng)轉(zhuǎn)臺(tái)繞底架回轉(zhuǎn)，相當(dāng)于行星機(jī)構(gòu)。1.2國內(nèi)外發(fā)展概況工國外發(fā)達(dá)國家在挖掘機(jī)技術(shù)上一直處于領(lǐng)先優(yōu)勢，他們從20世紀(jì)80年代就開始生產(chǎn)特大型挖掘機(jī)，例如，美國生產(chǎn)的斗容132m的

4、步行式拉鏟挖掘機(jī)，斗容50-150m剝離用挖掘機(jī)；B-E（布比賽路斯-伊利）公司生產(chǎn)的斗容量107m的剝離用挖掘機(jī)，斗容量168.2m的步行式拉鏟挖掘機(jī)等。從20世紀(jì)后期開始， 國際上挖掘機(jī)的生產(chǎn)向微型化、多功能化、大型化、專用化和自動(dòng)化的方向發(fā)展。 國內(nèi)的挖掘機(jī)生產(chǎn)商雖然要有很強(qiáng)的創(chuàng)新意識，并且要針對市場與用戶的各種要求來開發(fā)出新一代挖掘機(jī)的變型產(chǎn)品（如高原型車、焊接車等），爭取步入大型挖掘機(jī)市場，不能只依靠國外進(jìn)口，把握市場方向。同時(shí)，國內(nèi)的廠商要提高用戶服務(wù)，樹立良好的品牌形象，力求企業(yè)與用戶實(shí)現(xiàn)雙贏局面。只有這樣，國內(nèi)廠商才可能慢慢把失去的市場份額奪過來。 1.3 本設(shè)計(jì)的目的和意義

5、目前我國及發(fā)展中國家的基礎(chǔ)工程建設(shè)相當(dāng)多，挖掘機(jī)的產(chǎn)銷量很大。作為工程機(jī)械應(yīng)用專業(yè)的學(xué)生，通過此設(shè)計(jì)，可以很全面地掌握挖掘機(jī)的構(gòu)造和作業(yè)環(huán)境及要求；掌握產(chǎn)品設(shè)計(jì)思路與方法；鍛煉其綜合運(yùn)用機(jī)械類基礎(chǔ)知識解決實(shí)際問題的能力和提高對計(jì)算機(jī)軟件的應(yīng)用水平；本設(shè)計(jì)要求完成上臺(tái)車回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)方案設(shè)計(jì)及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。研究內(nèi)容包括，驅(qū)動(dòng)方案分析確定，傳動(dòng)設(shè)計(jì)，回轉(zhuǎn)支承選型設(shè)計(jì)，回轉(zhuǎn)速度控制及制動(dòng)方案與制動(dòng)器設(shè)計(jì)。1.3研究的基本思路與采用的方法通過查閱相關(guān)資料進(jìn)行回轉(zhuǎn)馬達(dá)與回轉(zhuǎn)支承的選型，計(jì)算嚙合齒輪參數(shù)，計(jì)算液壓系統(tǒng)參數(shù)。結(jié)合三維建模及分析修改設(shè)計(jì)方案及結(jié)構(gòu)參數(shù)；標(biāo)準(zhǔn)件或選用總成要完成選型匹配計(jì)算，寫出具體的型號。

6、生成二維設(shè)計(jì)圖，按標(biāo)準(zhǔn)要求完成標(biāo)注、打印出二維設(shè)計(jì)圖； 第二章 方案設(shè)計(jì) 2.1 回轉(zhuǎn)方案選擇1）高速方案：采用高速液壓馬達(dá)，經(jīng)過齒輪減速箱來帶動(dòng)小齒輪繞齒圈滾動(dòng)，從而使平臺(tái)回轉(zhuǎn)?？梢允褂?種回轉(zhuǎn)方案：1 一級正齒輪和一級行星齒輪傳動(dòng)2 兩級行星齒輪傳動(dòng)3 兩級正齒輪傳動(dòng)4 一級正齒輪和兩級行星齒輪傳動(dòng)在高速軸上裝了機(jī)械制動(dòng)器，我國目前對一級行星齒輪傳動(dòng)和一級正齒輪和兩級行星齒輪傳動(dòng)進(jìn)行了系列化和專業(yè)化生產(chǎn)。方案優(yōu)點(diǎn)：馬達(dá)采用了高速馬達(dá)，又加了齒輪減速機(jī)構(gòu)，可靠性效率都比較高，同時(shí)又能降低成本縮小體積。設(shè)置了機(jī)械制動(dòng)器，不需要背壓補(bǔ)油，降低了油液發(fā)熱與功率損失，可與軸向柱塞泵零件通用。2）低速

7、方案：這種馬達(dá)轉(zhuǎn)速比較低，但扭矩比較大，帶動(dòng)小齒輪并讓轉(zhuǎn)臺(tái)回轉(zhuǎn)的時(shí)候，中間不用加減速器。這種方案采用的液壓馬達(dá)通常為靜力平衡式，內(nèi)曲線式和星型柱塞式等。不用經(jīng)過減速器驅(qū)動(dòng)的回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)多是內(nèi)曲線式的，而且這種馬達(dá)轉(zhuǎn)速低，扭矩大。 方案優(yōu)點(diǎn)：這種馬達(dá)傳動(dòng)比較簡單，起動(dòng)的時(shí)候制動(dòng)性能也比較好，零件比較少，可靠性比較好，對油污的敏感性也比較小。 為了經(jīng)濟(jì)性、可靠性和效率，選用了方案2。2.2 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)齒輪嚙合方案的確定 內(nèi)齒式齒輪嚙合結(jié)構(gòu)緊湊能節(jié)省尺寸，受外部環(huán)境影響小。而外齒式齒輪嚙合傳動(dòng)受外部環(huán)境影響比較大，比較浪費(fèi)橫向尺寸。所以選用內(nèi)齒式齒輪嚙合傳動(dòng)。2.3 回轉(zhuǎn)軸承選型（1）單排滾球式滾道端面中

8、心d偏滾珠中心而且滾道是圓弧形曲面的，滾道半徑R=0.52d，滾珠與滾道接觸角(水平線與作用力的夾角)一般45，所以可以傳各種方向的軸向、徑向載荷與傾覆力矩。（2）雙排滾球式 它的滾珠分了2排，下排比上排收到的載荷小，所以下排滾珠比較小。接觸角(水平線與作用力的夾角)=90，所以能承受很大的軸向載荷與傾覆力矩。（3）交叉滾柱式 滾動(dòng)體做成了圓錐或圓柱形，接觸角常為45，相鄰滾珠軸線交叉排列，滾道做成平面的，可以傳遞各種方向的載荷與力矩。（4）組合滾子式跟雙排滾珠式類似，帶第三排滾珠直于上、下兩排滾柱，能傳遞徑向載荷。主要用在直徑與受到的載荷都比較大的大型的液壓挖掘機(jī)上。 現(xiàn)實(shí)應(yīng)用最廣泛的是上述

9、（1）（2）（3）3種。 縱觀液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)支承發(fā)展歷程，開始采用的雙排異徑球式，后來發(fā)展成用單排交叉滾柱式，近來單排四點(diǎn)接觸球式得到了迅速的發(fā)展。對比這三種回轉(zhuǎn)支承，單排四點(diǎn)接觸球式的全部滾動(dòng)體都能同時(shí)分擔(dān)載荷，而另外兩種只有一般滾動(dòng)體可以承受載荷，所以其靜容量遠(yuǎn)超另外兩種。綜合以上結(jié)論，此次的液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)軸承的選型選用單排四點(diǎn)接觸球式滾動(dòng)軸承式，2.4滾動(dòng)軸承式回轉(zhuǎn)支承的系列標(biāo)準(zhǔn)及其具體選型滾動(dòng)軸承式回轉(zhuǎn)支承，不少國家已有系列標(biāo)準(zhǔn)，由專門的軸承廠制造，主機(jī)成更具用途選用即可。我國制定的滾動(dòng)支撐系列標(biāo)準(zhǔn)分兩大類，六種結(jié)構(gòu)形式，四十種規(guī)格。第一類或稱第一系列為接觸角，滾柱按1：1排列的交叉滾

10、柱式回轉(zhuǎn)支承，以代號“HJ”表示。第二類或稱為第二系列為接觸角的四點(diǎn)接觸球式回轉(zhuǎn)支承，以代號“HS”表示。每一類按座圈不帶齒（代號“B”），帶外齒（代號“W”）和帶內(nèi)齒（代號“N”）的不同分為三種結(jié)構(gòu)形式。每一類按滾道中心直徑的大小分為二十種規(guī)格。例如HJN-2820表示滾道中心直徑，具有內(nèi)齒機(jī)構(gòu)形式的交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承。我國指定的滾動(dòng)軸承職稱系列標(biāo)準(zhǔn)有一下特點(diǎn)：1.尺寸參數(shù)比較齊全（滾道中心直徑范圍是），符合主機(jī)系列，可滿足發(fā)展需要；2.兩種系列的安裝尺寸，毛胚尺寸完全相同，可以互換：3.齒輪有兩種模數(shù)以滿足不同的主機(jī)需要，內(nèi)外齒的原始齒形均為標(biāo)準(zhǔn)型（即壓力角，齒頂高系數(shù)，齒頂間隙系數(shù)）.為

11、了減少小齒輪齒數(shù)，提高其承載能力，改善傳動(dòng)性能，內(nèi)齒式采用高度變位（變位系數(shù)+0.35），外齒式采用角度變位（當(dāng)大齒圈齒數(shù)為95116時(shí)變位系數(shù)取+1.0；當(dāng)齒數(shù)為117136時(shí)取+1.15；當(dāng)齒數(shù)等于和大于137時(shí)取+1.4）4.滾動(dòng)體材料為GCr15及GCr15SiMn,表面硬度為HRC6155.座圈材料為50Mn,50SiMn，5CrMnMo等，滾道表面硬度為HRC5565，硬化層深度為35mm.參考單斗液壓挖掘機(jī)表3-2滾動(dòng)軸承式回轉(zhuǎn)支承參數(shù)系列，初步選取四點(diǎn)接觸球式滾動(dòng)回轉(zhuǎn)支承系列，其基本技術(shù)參數(shù)如下:滾道中心直徑：外形尺寸： 安裝尺寸： 內(nèi)齒參數(shù)： 四點(diǎn)接觸球式滾動(dòng)回轉(zhuǎn)支承滾球尺寸

12、： 接觸角圖 2.1回轉(zhuǎn)支承2.5 主要性能參數(shù) 斗容量 1M 整機(jī)使用質(zhì)量（含配重） 30000 其中預(yù)估： 上車 19900 下車 9100 柴油機(jī) 型號 SAA6D102E-2 額定功率 125/2100 行駛速度范圍: 低速范圍 VI=03.1 km/h 高速范圍 V=05.5 km/h最大爬坡角 35 軌距 2380 mm 每側(cè)履帶接地尺寸(長寬) 64702980 mm 運(yùn)輸工況外形尺寸(長寬高) 986529803015液壓系統(tǒng)參數(shù):鏟斗油缸-個(gè)數(shù)缸徑行程(mm) 130102090回轉(zhuǎn)液壓回路(Mpa) 28.4控制液壓回路(Mpa) 3.2先導(dǎo)油路斗桿油缸-個(gè)數(shù)缸徑行程(mm

13、) 1401635100動(dòng)臂油缸-個(gè)數(shù)缸徑行程(mm) 130133590行走液壓回路(Mpa) 37.3主泵最大流量(L/min) 439第三章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3.1回轉(zhuǎn)支承的受力分析決定回轉(zhuǎn)支承壽命的主要是靜容量，因?yàn)槠涑Ｔ诘退俅筘?fù)荷下運(yùn)轉(zhuǎn)。為了研究滾動(dòng)軸承式回轉(zhuǎn)支承的受力狀態(tài)，求出滾動(dòng)體受的最大作用力，以便與驗(yàn)算滾道與滾動(dòng)體間的接觸強(qiáng)度?；剞D(zhuǎn)支撐的座圈是一個(gè)多支點(diǎn)彈性體,主要以滾動(dòng)體為支點(diǎn)，承受著傾覆力矩M徑向載荷Fr以及軸向載荷Fa的共同作用。設(shè)內(nèi)座圈與底架固定，外座圈與轉(zhuǎn)臺(tái)固定，轉(zhuǎn)臺(tái)經(jīng)外座圈，滾動(dòng)體，內(nèi)座圈到底架是力的傳遞路線，如下圖2.3所示。圖3.1 回轉(zhuǎn)支承受力簡圖內(nèi)外座圈間的內(nèi)力分

14、布跟制造方法有關(guān)，為了計(jì)算的簡化，假設(shè)：受力變形只發(fā)生在滾動(dòng)體與滾道接觸處，內(nèi)外座圈為絕對剛體；滾道與滾動(dòng)體接觸良好，無加工誤差，無徑向間隙和軸向間隙。 用在滾動(dòng)體上的軸向、徑向載荷與傾覆力矩的疊加內(nèi)力進(jìn)行計(jì)算，經(jīng)過分析后得出挖掘機(jī)在直立狀態(tài)下受到的載荷為最大。 總軸向力V=23KN 徑向力的分析包括了小齒輪與齒圈間嚙合力和風(fēng)力和慣性作用下產(chǎn)生的離心力其中C風(fēng)載體型系數(shù)取0.7 Kh高度休整系數(shù)取1q風(fēng)壓值取25公斤/m2F迎風(fēng)面按照外傾5來進(jìn)行計(jì)算:= 1.37KN所以= +5.2+1.37+4350KN各力對回轉(zhuǎn)中心取距的傾斜力矩M為391KN.m3.2靜載系數(shù)的確定一般用回轉(zhuǎn)支承的靜、動(dòng)

15、容量來決定回轉(zhuǎn)支承的負(fù)荷能力，動(dòng)容量指回轉(zhuǎn)支承回轉(zhuǎn)100萬轉(zhuǎn)不會(huì)疲勞破壞出現(xiàn)裂紋的能力，而靜容量指回轉(zhuǎn)支承的滾動(dòng)體與滾道接觸處在靜負(fù)荷的作用下的永久變形量之和到了滾動(dòng)體直徑的萬分之一但不影響回轉(zhuǎn)支承正常運(yùn)轉(zhuǎn)的能力。挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)速度比較低，所以只需要計(jì)算其回轉(zhuǎn)支承的靜容量。這種回轉(zhuǎn)支承的承載角，其靜態(tài)參照載荷計(jì)算可以參照以下公式： Fa=（Fa +2 Fr）Fs 258t其中Fa軸向力 Fr徑向力 Fs靜載系數(shù)取1.25M=M Fs79104Nm M傾斜力矩 計(jì)算安全系數(shù):軸向E額定靜負(fù)荷容量為:Coa=3000KN 當(dāng)量軸向載荷:Cp= 2296KN 所以 1.31查挖掘機(jī)設(shè)計(jì)手冊知,安全系數(shù)在

16、1.201.35之間符合設(shè)計(jì)要求3.3 回轉(zhuǎn)支承的選型經(jīng)過計(jì)算初步選擇支承：QNA1600-40內(nèi)嚙合式的,模數(shù)m=12,齒數(shù)z=116,=1600,=1744，N表示內(nèi)齒式，40表示滾球直徑，1600代表它的回轉(zhuǎn)滾道中心直徑為1600mm。JB2300-84給出了所選支承的承載曲線圖，圖中標(biāo)出了（Fa，M）坐標(biāo)，并且在靜態(tài)承載力曲線下面。所以，選擇的支承型號符合要求。 圖3.1 QNA1600-40承載曲線圖確定滾動(dòng)體的數(shù)目：Z=D/d-0.51273.4最大接觸應(yīng)力校核 滾動(dòng)體所受載荷分別為：Pv=V/z5KN Phmax=KH/iz1.86KN(i=1) Pmmax=KM/zD6.8KN

17、該支承滾珠接觸角為45度，承受的最大等效載荷為： Nmax= Pv/sin+ Phmax/cos+ Pmmax/ sin75KN1928公斤最大接觸點(diǎn)應(yīng)力： 10000式中：最大的正應(yīng)力； 接觸處的換算曲率半徑； 其中：0.09 查設(shè)計(jì)手冊可知當(dāng)HB300時(shí)校核成立。3.5支撐連接螺栓強(qiáng)度計(jì)算（1）連接螺栓的最大工作載荷P0計(jì)算P0=4M/nD+Fa/n式中 M傾覆力矩，根據(jù)前面計(jì)算得M=628KN.m Fa軸向力，根據(jù)前面計(jì)算得Fa =560KN D螺栓分布圓直徑，根據(jù)回轉(zhuǎn)支承型號查得D=1540mm n螺栓分布的個(gè)數(shù)，根據(jù)回轉(zhuǎn)支承型號查得n=40故 P0=4M/nD+Fa/n =28.79

18、KN（2） 連接螺栓預(yù)緊力的計(jì)算為防止座圈與支撐面之間存在間隙，提高連接螺栓疲勞強(qiáng)度，通常都設(shè)置較大的預(yù)緊力，其大小如下： Py=ky P0（1-） 其中 工作載荷分配系數(shù)，對于不用彈簧墊圈的高強(qiáng)度螺栓通常取0.25 ky接合面緊密性安全系數(shù)，一般取ky1.52.0，在此取2故 Py=ky P0（1-） =43.19KN 螺栓上的預(yù)緊應(yīng)力y=10 PyF1 其中F1 螺紋根部的斷面積。 F1 = d24=0.2524=0.05N 故 y=10 PyF1 = 1015.91000/0.05=3Mpa螺栓的預(yù)緊應(yīng)力通常是y 0.50.7s，其中s為螺栓的屈服極限查得螺栓的屈服極限s為15Mpa，故

19、符合預(yù)緊力要求。（3）螺栓最大計(jì)算載荷Pj=50.4KN（4） 螺栓強(qiáng)度計(jì)算靜強(qiáng)度安全系數(shù)：1.21.5 計(jì)算3.35疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)： 23 計(jì)算5.63.6回轉(zhuǎn)齒輪強(qiáng)度校核挖掘機(jī)轉(zhuǎn)臺(tái)轉(zhuǎn)速比較低，傳動(dòng)比比較大，其回轉(zhuǎn)齒輪為開式，其主要破壞形式為疲勞彎曲破壞，所以只需要對驅(qū)動(dòng)小齒輪做彎曲強(qiáng)度計(jì)算。計(jì)算最大彎曲應(yīng)根據(jù)力F max直齒圓柱齒輪齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算公式即F max= （MPa） PU 運(yùn)轉(zhuǎn)中出現(xiàn)在分度圓上最大圓周嚙合力（KN） PU= 油馬達(dá)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的額定輸出扭矩，=1.5KN.mm齒輪模數(shù)，m=5mmZ小齒輪齒數(shù)，Z=12q齒形系數(shù)。根據(jù)齒數(shù)Z=12，變位系數(shù)X=+0.15，由曲線圖查

20、得q=3b齒寬，b=45mme影響載荷系數(shù)，取e=1.25將上述參數(shù)代入3-6式得： =齒根疲勞極限應(yīng)力：= （MPa） （3.7）式中 壽命系數(shù)，由壽命系數(shù)圖查得：=1.9彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)，由表查得：=1.5 尺寸系數(shù)，由尺寸系數(shù)圖查得：=1相對應(yīng)力集中系數(shù)，由系數(shù)圖查得：=0.88由2-7式計(jì)算得： =5251.91/0.881.5=755.67MPa計(jì)算結(jié)果表明：，齒根抗彎強(qiáng)度足夠。3.7回轉(zhuǎn)軸承齒輪設(shè)計(jì)3.7.1參數(shù)選擇回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)速度不是很快，其沖擊很輕微，取7級的精度，采用軟-軟齒面組合。查表選擇小齒輪的材料為調(diào)質(zhì)處理過的40Cr鋼，硬度241286HBS;大齒輪選擇調(diào)質(zhì)處理過的材

21、料為ZG42SiMn鑄鋼，硬度190240 HBS；粗選取=127，=117（參考已有的產(chǎn)品）9.75由表取齒寬系數(shù)=0.6，按軟齒面齒輪對稱安裝。3.7.2齒面接觸疲勞強(qiáng)度齒面接觸疲勞強(qiáng)度的計(jì)算公式(1) 初選載荷系數(shù)，計(jì)算名義轉(zhuǎn)矩=3000由表查得使用系數(shù)KA=1.75 。由圖試取動(dòng)載荷系數(shù) Kv=1.18。由表，按齒輪在兩軸承中間對稱布置，7級精度，初取KH=1.3 。由表按齒面未硬化，直齒輪，7級精度，初取KH=1.3 。(2)初選系數(shù)和參數(shù)因選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪，初選重合度系數(shù)Z=0.9，節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.5，查手冊確定彈性系數(shù)ZE=188.9。齒面接觸許用應(yīng)力查手冊可知：齒輪材料接觸疲

22、勞極限應(yīng)力Hlim1=800MPa，Hlim2=560MPa 。小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查手冊可知：接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)ZN（允許有一定量點(diǎn)蝕）為：ZN1=0.95，ZN2=1.03。 查手冊取安全系數(shù)SH=1。(3) 齒輪分度圓直徑等主要幾何尺寸的計(jì)算148.67mmb=0.4148.67=60mm取小齒輪與大齒輪的寬度=85mm，=80mm12取m=12中心距630mm分度圓直徑144mm，1404mm基圓直徑135.32mm，1319.32mm齒頂圓直徑173.93mm，1385mm齒根圓直徑118.8mm，1440mm重合度38.92， 17.691.69(4) 由計(jì)算結(jié)果

23、來校核前面得假設(shè)正確與否41667N查手冊得合理，取因=0.6， b=200，7級精度，對稱布置，查手冊得。計(jì)算載荷系數(shù)按，查手冊查得。標(biāo)準(zhǔn)齒輪，節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核=576.8Mpa所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度是安全的。3.7.3校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度其計(jì)算公式為(1) 確定載荷系數(shù)查手冊。則 (2) 確定參數(shù)經(jīng)過查手冊，小齒輪齒形系數(shù) ，大齒輪齒形系數(shù) 。查手冊可知；小齒輪應(yīng)力修正系數(shù) ，大齒輪應(yīng)力修正系數(shù)；重合度系數(shù)。(3) 確定彎曲疲勞許用應(yīng)力彎曲疲勞許用應(yīng)力查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力，。查得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的壽命系數(shù)：，；取應(yīng)力修正系數(shù) ；查手冊查得尺寸系數(shù)，安全系數(shù) 。(4)

24、 校核齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度比較按大齒輪來校核彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。3.8轉(zhuǎn)臺(tái)運(yùn)動(dòng)分析圖3.2轉(zhuǎn)臺(tái)運(yùn)動(dòng)特性3.8.1 起動(dòng)加速過程圖3.3起動(dòng)泵時(shí)w與t關(guān)系圖3.4泵起動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)角與t關(guān)系在考慮啟動(dòng)階段的回轉(zhuǎn)阻力時(shí)，忽略風(fēng)與在傾斜度比較大的坡道上作業(yè)的影響，摩擦阻力矩比較小，占不到總起動(dòng)力矩的百分之五，所以可以忽略而只考慮慣性阻力矩。假定起動(dòng)力矩在起動(dòng)的時(shí)候一直不變：常數(shù)（rad/s） （3-1）根據(jù)式3-1和圖3.3的坐標(biāo)系建立角速度對時(shí)間t的微分方程其通解當(dāng)時(shí),，解得固特解 (3-2)當(dāng)時(shí) 即 (rad/s) (3-3)或 ( s ) （3-4）根據(jù)式3-2和圖3.4的坐標(biāo)系建立較對時(shí)間t的微分方程其通

25、解 當(dāng)時(shí)，解得固特解 當(dāng)時(shí)， 即 （rad） (6-5)起動(dòng)過程所耗功 (6-6)起動(dòng)過程所耗功率 (W) (6-7)式中： J 滿斗回轉(zhuǎn)時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（kgm） 、分別是滿斗回轉(zhuǎn)時(shí)轉(zhuǎn)臺(tái)的轉(zhuǎn)臺(tái)角速度（rad/s）、轉(zhuǎn)臺(tái)角（rad）、起動(dòng)時(shí)間（s）3.8.2制動(dòng)減速過程圖3.5表示采用液壓制動(dòng)的轉(zhuǎn)臺(tái)進(jìn)行液壓制動(dòng)時(shí)制動(dòng)力矩的變化。這時(shí)，通液壓泵與油箱的油路被斷開，油壓開始呈升高的趨勢，轉(zhuǎn)臺(tái)產(chǎn)生的慣性導(dǎo)致馬達(dá)的作用變?yōu)榱吮玫淖饔?，如果壓力低于制?dòng)閥調(diào)定的壓力，馬達(dá)就開始制動(dòng)。在考慮制動(dòng)階段的回轉(zhuǎn)阻力時(shí)，忽略風(fēng)與在傾斜度比較大的坡道上作業(yè)的影響，摩擦阻力矩比較小，占不到總起動(dòng)力矩的百分之五，所以可以忽略

26、而只考慮慣性阻力矩。假定制動(dòng)力矩在制動(dòng)的時(shí)候一直不變：常數(shù)（rad/s） （3-8）圖3.5實(shí)測下轉(zhuǎn)臺(tái)的制動(dòng)力矩變化圖3.6制動(dòng)時(shí)w與t關(guān)系根據(jù)式3-8和圖3.6的坐標(biāo)系建立角速度對時(shí)間t的微分方程 其通解 當(dāng)時(shí) 解得固特解 (rad/s) (3-9)當(dāng) 時(shí)， 即 (rad/s) (3-10)或 (s) (3-11)令 則 (s) (3-12)根據(jù)式3-9和圖3.7的坐標(biāo)系建立轉(zhuǎn)角對制動(dòng)時(shí)間t的微分方程其通解 當(dāng)時(shí) 解得故特解 圖3.7轉(zhuǎn)臺(tái)制動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)角與t關(guān)系當(dāng)時(shí) 即 (rad) (3-13) (rad) (3-14) (rad) （3-15）3.8.3勻速過程轉(zhuǎn)臺(tái)轉(zhuǎn)的時(shí)間比較長，轉(zhuǎn)角比較大時(shí)可

27、能會(huì)出現(xiàn)勻速過程，設(shè)為轉(zhuǎn)臺(tái)只朝一個(gè)方向回轉(zhuǎn)時(shí)轉(zhuǎn)角，為勻速階段的轉(zhuǎn)角，為勻速回轉(zhuǎn)過程的時(shí)間，則 （3-16） （3-17）3.8.4 空斗時(shí)轉(zhuǎn)臺(tái)返回過程 對于空斗返回的過程，上面的公式雖然是在滿斗回轉(zhuǎn)狀態(tài)下導(dǎo)出的，只要將滿斗時(shí)轉(zhuǎn)臺(tái)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量換為并選取不同的，就可以沿用上述公式。(一) 對于用三角形速度圖 (3-18) (3-19) (3-20) (3-21)(二) 對于梯形速度圖 (3-22) (3-23) (3-24) (3-25) (3-26) (3-27) 通過以上的計(jì)算分析，我們的出了回轉(zhuǎn)平臺(tái)在轉(zhuǎn)動(dòng)過程中的轉(zhuǎn)動(dòng)角度、角加速度、轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)間等一系列轉(zhuǎn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算公式，這為后面我們得出具體的數(shù)據(jù)

28、奠定了基礎(chǔ)。3.9轉(zhuǎn)臺(tái)最佳速度的分析計(jì)算 為了確定轉(zhuǎn)臺(tái)的最佳轉(zhuǎn)速，我們就需要知道確定最佳轉(zhuǎn)速的原則，那就是在經(jīng)常使用的轉(zhuǎn)角范圍之內(nèi)，在角加速度和回轉(zhuǎn)力矩不超過允許值的情況下，應(yīng)盡可能縮短回轉(zhuǎn)時(shí)間。另外，最佳轉(zhuǎn)速也與轉(zhuǎn)臺(tái)速度的圖是什么有關(guān)。一般常用具有勻速運(yùn)動(dòng)階段的梯形速度圖和無勻速運(yùn)動(dòng)階段的三角形速度圖推導(dǎo)轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速的計(jì)算公式。下面我就這兩種不同形式的速度圖加以具體介紹：3.9.1 具有勻速運(yùn)動(dòng)階段的梯形速度圖的轉(zhuǎn)臺(tái)計(jì)算分析 回轉(zhuǎn)循環(huán)時(shí)間： (s) (3-28) 所以， (3-29)又已知， ，所以代入上式中可得 (3-30)又 所以， 將上式代入6-28中可得， （3-31） 所以， （3

29、-32） 再將， 代入上式中， (3-33) 式中： 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)所需液壓功率（KW） 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)總效率；，其中為回轉(zhuǎn)支承效率；為減速器效率；為液壓馬達(dá)效率（包括容積效率和機(jī)械效率）； (這里我們?nèi)。? 這里取為1.78； 、 轉(zhuǎn)角，的單位為弧度，的單位為度。3.9.2 具有無勻速運(yùn)動(dòng)階段三角形速度圖的轉(zhuǎn)臺(tái)最佳速度計(jì)算分析對于定量泵驅(qū)動(dòng)空斗單向回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)角 （rad）(3-34) 所以，(3-35)或， (3-35)以代入式6-34中得 (3-36)所以， （6-37）或， （3-38）在這種情況下，我們知道即所以， （3-39）回轉(zhuǎn)循環(huán)時(shí)間 （3-40）至此，分別用具有勻速階段的梯形圖和沒有勻速階段的

30、三角形圖的最佳轉(zhuǎn)速的計(jì)算分析我們已經(jīng)全部完成了，用正確的運(yùn)用上述公式代入相關(guān)的數(shù)據(jù)，即可得到我們所需要的參數(shù)。3.10回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的參數(shù)選擇計(jì)算轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速的時(shí)候，要先做好回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)特性分析，確定轉(zhuǎn)臺(tái)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，轉(zhuǎn)角范圍與起動(dòng)、制動(dòng)力矩等參數(shù)。3.10.1轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算對于反鏟的方式，由經(jīng)驗(yàn)公式得:滿斗回轉(zhuǎn)時(shí)：空斗回轉(zhuǎn)時(shí)：由設(shè)計(jì)任務(wù)書我們知道，代入上式可得： 滿斗回轉(zhuǎn)時(shí)： Nms 空斗回轉(zhuǎn)時(shí)： Nms所以， ,式中G單斗液壓挖掘機(jī)的整機(jī)重量（t）. 3.10.2回轉(zhuǎn)所需起動(dòng)力矩和制動(dòng)力矩估算行走系統(tǒng)跟地面摩擦產(chǎn)生的力矩應(yīng)該超過回轉(zhuǎn)最大啟動(dòng)與制動(dòng)力矩。當(dāng)機(jī)械制動(dòng)時(shí)可取，僅靠液壓制動(dòng)時(shí)可取。M為作

31、用在轉(zhuǎn)臺(tái)上的最大制動(dòng)力矩。行走系統(tǒng)與地面摩擦產(chǎn)生的力矩可按下面公式計(jì)算： (Nm)式中：G挖掘機(jī)總重（t）. 附著系數(shù)，對平履帶板取0.3，對帶筋履帶板取0.5由于本設(shè)計(jì)采用的是機(jī)械制動(dòng)。所以 (Nm)對于機(jī)械制動(dòng)，一般取，因?yàn)?，所?(Nm)6.3.3 轉(zhuǎn)角的選取 從上面的計(jì)算最佳轉(zhuǎn)速的公式可以看出，當(dāng)M、J、C、k這些參數(shù)確定后，轉(zhuǎn)角決定了轉(zhuǎn)臺(tái)的最佳轉(zhuǎn)速，所以選取比較合適的轉(zhuǎn)角很重要。一般情況下，中小型液壓挖掘機(jī)轉(zhuǎn)角范圍在之間，標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)角選擇在之間比較適當(dāng)，結(jié)合本設(shè)計(jì)實(shí)際情況，這里選取，即。3.11回轉(zhuǎn)速度和時(shí)間的計(jì)算 按兩種方法進(jìn)行計(jì)算：（一） 按三角速度圖計(jì)算1. 液壓馬達(dá)所需功率 式中

32、： Nm 2. 轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速 式中： Nms 由此得 3. 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)速比由此得 M=26109.4 Nm則 MNm Nm所以，馬達(dá)選取是合理的。4. 校核最佳轉(zhuǎn)速 式中: 與前計(jì)算的最佳轉(zhuǎn)速基本相等，固選取合理。5. 滿斗單向最大速度 6. 回轉(zhuǎn)循環(huán)時(shí)間 （6-40） 7. 各階段的延續(xù)時(shí)間，角加速度和轉(zhuǎn)角 = =1.007 rad = =0.630rad =1.009 rad =0.631 rad (二) 按梯形速度圖計(jì)算 1.轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速 r/min則 ， 2. 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)速比由此得 NM NM 所以，轉(zhuǎn)矩沒有問題。3. 校核 = 與前面計(jì)算的最佳轉(zhuǎn)速有不小的差距，所以對于本次設(shè)計(jì)，采用這種

33、計(jì)算方法不太合適，還是采用第一種三角形速度圖無勻速階段的計(jì)算方法較為合適。對于，梯形圖速度法，這里就不再繼續(xù)計(jì)算了。4.回轉(zhuǎn)循環(huán)時(shí)間第4章 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)關(guān)鍵構(gòu)件有限元分析4.1 有限元分析介紹4.1.1 有限元方法介紹有限元法是將連續(xù)介質(zhì)離散為有限多個(gè)單元來進(jìn)行分析計(jì)算的方法。它是1960年由美國的Clough（克拉夫）在首先提出使用的。40多年來，該方法已由由靜力平衡問題擴(kuò)展到穩(wěn)定性問題、動(dòng)力學(xué)問題和波動(dòng)問題分析的對象由彈性材料擴(kuò)展到塑性、粘塑性和復(fù)合材料等，彈性力學(xué)平面問題擴(kuò)展到板殼問題、空間問題，從固體力學(xué)擴(kuò)展到流體力學(xué)熱傳導(dǎo)學(xué)、電磁學(xué)等領(lǐng)域。有限元法(fem)是一個(gè)CAE(計(jì)算機(jī)輔助工程、

34、計(jì)算機(jī)輔助工程)是一個(gè)重要的分支,它是提高產(chǎn)品性能,加快產(chǎn)品開發(fā)過程的有效方法,從分析的角度來解決問題的總體性能及其相關(guān)產(chǎn)品,解決濫用在傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)和制造過程中,使用該技術(shù)產(chǎn)品的各種工況進(jìn)行了分析,預(yù)測產(chǎn)品的整體性能,并改進(jìn)產(chǎn)品設(shè)計(jì),提高產(chǎn)品性能。有限元法(FEM)和強(qiáng)大的分析功能,與此同時(shí),許多如Pro / E、UG、CATIA具有非常強(qiáng)大的造型功能結(jié)合的優(yōu)勢都使用,可以很容易地和迅速實(shí)現(xiàn)了CAD軟件建立三維模型,運(yùn)動(dòng)模擬機(jī)制,然后將其導(dǎo)入有限元分析軟件,該模型(FEM)進(jìn)行分析。如果要進(jìn)行修改，只需要改其中一部分就行。通過使用有限元法(fem)分析機(jī)構(gòu),可以獲得整體,部分在各種各樣的信息,如

35、變形、應(yīng)力分布狀況,在實(shí)用的前提下,系統(tǒng)或組件可以判斷是否符合要求,發(fā)現(xiàn)薄弱環(huán)節(jié),學(xué)習(xí)哪些方面需要修改,以優(yōu)化系統(tǒng)與其他傳統(tǒng)的力學(xué)方法相比,有限元方法有許多優(yōu)點(diǎn):1）可以分析的形狀非常復(fù)雜,不均勻的各種實(shí)際工程結(jié)構(gòu);2）可模擬各種復(fù)雜的材料本構(gòu)關(guān)系、條件和荷載；3）可以進(jìn)行結(jié)構(gòu)動(dòng)力分析；4）由于預(yù)處理和后處理技術(shù)的發(fā)展可以大量的方案的比較分析,并迅速圖計(jì)算結(jié)果,從而優(yōu)化項(xiàng)目計(jì)劃。用有限元進(jìn)行分析的基本步驟：1） 對象離散化。根據(jù)需要和計(jì)算精度來將分析的對象離散為有限多個(gè)單元，一般來說,單元分裂更詳細(xì)的規(guī)則描述變形情況更準(zhǔn)確地說,越接近實(shí)際變形,但計(jì)算量就越大。 2）單元特性分析。首先位移模式的

36、選擇。有限元法(fem)通常采用位移法,因此應(yīng)該合理的選擇方式的位移(位移函數(shù))。然后分析了單元的力學(xué)性能?；趩卧牟牧咸匦浴⑿螤?、大小、節(jié)點(diǎn)數(shù)量、位置及其意義,并找出節(jié)點(diǎn)力和節(jié)點(diǎn)位移之間的關(guān)系,即元素剛度矩陣派生,這是一個(gè)關(guān)鍵步驟的分析。最后計(jì)算等效節(jié)點(diǎn)力。單元邊界上的表面力、體積力或集中力相當(dāng)于轉(zhuǎn)移到節(jié)點(diǎn),也是使用等效節(jié)點(diǎn)力,而不是所有單元上的力。3）單元組集。利用結(jié)構(gòu)力的邊界條件和平衡條件把各個(gè)單元按原來的結(jié)構(gòu)重新聯(lián)結(jié)起來，形成整體剛度矩陣。4）求解未知節(jié)點(diǎn)位移。解出有限元方程求出節(jié)點(diǎn)位移，然后根據(jù)節(jié)點(diǎn)位移來求出別的未知量。 與計(jì)算機(jī)技術(shù)的迅速發(fā)展和廣泛應(yīng)用有限元法也被快速的發(fā)展和廣泛

37、的應(yīng)用?；剞D(zhuǎn)機(jī)構(gòu)由于其惡劣的工作環(huán)境和復(fù)雜的力量,傳統(tǒng)力學(xué)方法分析了力學(xué)的應(yīng)用程序不能完全滿足設(shè)計(jì)的需要。應(yīng)用有限元法(fem)分析,可以應(yīng)用程序中的挖掘機(jī)的理論分析各種問題的力學(xué)和工程數(shù)值模擬,將挖掘機(jī)的設(shè)計(jì)和改善起到很大的推動(dòng)作用。4.1.2 ANSYS軟件介紹 ANSYS軟件是能進(jìn)行流體、結(jié)構(gòu)、電磁場、聲場的耦合場分析的大型通用有限元分析軟件。它是由美國ANSYS公司開發(fā)的可以與大多數(shù)CAD軟件接口,實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)共享和交換,比如Pro /工程師,NASTRAN軟件,Alogor,i - deas,AutoCAD,等,是一種先進(jìn)的CAD工具在現(xiàn)代產(chǎn)品設(shè)計(jì)。ANSYS軟件是美國核安全局（NQA）

38、、美國機(jī)械工程師協(xié)會(huì)（ASME）以及近二十種專業(yè)技術(shù)協(xié)會(huì)認(rèn)證的標(biāo)準(zhǔn)分析軟件，它還是是第一個(gè)通過ISO9001質(zhì)量認(rèn)證的大型設(shè)計(jì)軟件。在國內(nèi)被國務(wù)院17個(gè)部委推廣使用。一般的機(jī)械結(jié)構(gòu)都比較復(fù)雜，受到較多負(fù)載的情況下，理論分析比較難以解決，要想解決的話，就必須要采用數(shù)值模擬的方法來簡化機(jī)構(gòu)再進(jìn)行分析。由于電腦工業(yè)的發(fā)展,相應(yīng)的軟件也應(yīng)運(yùn)而生,ANSYS軟件廣泛應(yīng)用于工程、機(jī)械、電氣、民事、電子、航空等領(lǐng)域的使用,可以實(shí)現(xiàn)一定程度的信譽(yù),贏得了社會(huì)各界的好評。用該軟件，即能節(jié)省成本又能縮短設(shè)計(jì)時(shí)間。到80年代初,一些大的國際工程面向有限元通用軟件主要包括:ANSYS，NASTRAN，ASKA，ADI

39、NA，SAP等。今天的9.0版本跟1971年的最初版本有了很大不同，最初版本只能提供熱與結(jié)構(gòu)線性分析，現(xiàn)在可用來求流體、結(jié)構(gòu)、電磁場、電力及碰撞等問題。它將有限元、優(yōu)化技術(shù)與計(jì)算機(jī)圖形學(xué)完美結(jié)合，包含了前后置處理與各種解題程序，它已然成為了解決現(xiàn)代工程學(xué)問題必不可少的工具之一。4.2結(jié)構(gòu)有限元分析流程 Pro/MECHANICA STRUCTURE結(jié)構(gòu)分析軟件包,包含兩種工作方式,即就是:限元模式(FEM-Mode)工作流程，基本模式(Native-Mode)工作流程,有，如圖4.1和4.2所示。該軟件包可以進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化。 圖4.1基本工作流程 圖4.2有限元模式的工作流程基本工作模式將

40、使用MECHANICA的適配型P碼功能,它可以讓用戶創(chuàng)建材料、連接、約束、載荷、測量等模型圖素并進(jìn)行網(wǎng)格劃分,然后利用自己的求解器來找出解決問題得方法。FEM模式則使用MECHANICA的有限元模型功能來取代P碼功能,該功能可以創(chuàng)建約束、載荷和理想化等FEM模型圖素,同時(shí)也可使用H碼元素將模型網(wǎng)格化,然后再運(yùn)行第三方有限元軟件(如: NASTRAN、ANSYS、ABAQUS等)來進(jìn)行預(yù)覽,分析并獲取分析結(jié)果。本論文將按照有限元分析工作流程,利用Pro/MECHANICA STRUCTURE結(jié)構(gòu)分析軟件包,完成對關(guān)鍵構(gòu)件的結(jié)構(gòu)分析和評估。4.3齒輪的結(jié)構(gòu)有限元分析（1）因?yàn)辇X輪是軸對稱的零件，而

41、且受到的載荷也是對稱的，所以將Pro/Engineer中建立的齒輪模型截取一個(gè)齒模型導(dǎo)入Pro/MECHANICA中進(jìn)行計(jì)算。（2）設(shè)置齒輪材料屬性選用齒輪彈性模量E=206GPa,材料為40Cr;密度=7.8210-6kg/mm3;泊松比=0.3。同時(shí)將材料屬性分配給齒輪模型。（3）添加約束條件對齒輪采取靜力分析,選取兩側(cè)面為對稱面,分別對X、Y、Z三個(gè)方向上的平動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)進(jìn)行約束,其過程底面進(jìn)行約束。（4）施加載荷提取其中一個(gè)直齒進(jìn)行分析,在齒輪齒面嚙合線上建立局部坐標(biāo)系,齒根所受彎曲應(yīng)力是最大的時(shí)候是嚙合到齒頂時(shí)，所以將載荷加載在極限位置的齒頂處。將齒面上的法向載荷Fn在節(jié)點(diǎn)處分解為2個(gè)相

42、互垂直的徑向力Fr與圓周力Ft兩個(gè)分力。該齒輪實(shí)際傳遞的最大扭矩T=20062Nm,齒輪壓力角=20標(biāo)準(zhǔn)值。則徑向力Fr=Fttan=3467 N,圓周力Ft= 2T/d= 9526 N,加載結(jié)果。（5）建立分析文件類型分析有限元模式選擇中使用的“結(jié)構(gòu)”(結(jié)構(gòu))結(jié)構(gòu)力學(xué)分析,可以計(jì)算出位移、結(jié)構(gòu)的應(yīng)力、應(yīng)變和力參數(shù),如計(jì)算的過程中,該求解器可以判斷每一個(gè)單元的非線性邊界應(yīng)力連續(xù)性是否達(dá)到了單元階次標(biāo)準(zhǔn),并在計(jì)算結(jié)果中給出應(yīng)力誤差報(bào)告,從精度和計(jì)算速度方面都比較合適。圖4.3 創(chuàng)建有限元分析（6）有限元網(wǎng)格劃分通過Pro / MECHANICA AutoGEM(自動(dòng)網(wǎng)格行分隔符)工具來進(jìn)行有限元

43、網(wǎng)格自動(dòng)劃分。AutoGEM可根據(jù)幾何參考來劃分網(wǎng)格。本文直接了選取直齒輪幾何實(shí)體進(jìn)行劃分,在劃分過程中設(shè)置控制參數(shù)并用四面體網(wǎng)格來完成,如圖4.4所示。圖4.4 創(chuàng)建網(wǎng)格對該回轉(zhuǎn)齒輪輪齒共設(shè)置了2840 elements and 751 nodes。（7）網(wǎng)格檢測劃分網(wǎng)格后，系統(tǒng)彈出了如圖4.5的對話框，設(shè)置對話框的各個(gè)選項(xiàng)后，單擊“Check”按鈕就可以檢測網(wǎng)格精度，可以看到模型中創(chuàng)建的變形小于0. 400000的單元只有3%，中比例小于0. 100000的單元只有2%，長寬比大于7. 000000單元沒有。所以可以看出，只有少數(shù)精度較差的單元，劃分的網(wǎng)格精度基本符合要求。圖4.5 網(wǎng)格檢

44、測結(jié)果（8）運(yùn)行分析求解在求解過程中Pro/MECHANICA給了七種求解器,即ANSYS模式、DisplayOnly模式、COS-MOS/M模式、NASTRAN模式、SUPERTAB模式、PATRAN模式,本文選擇ANSYS模式作為有限元的求解器,可以輸出ANSYS軟件識別的分析結(jié)果文件，如圖4.6。圖4.6 有限元求解（9）顯示并獲取計(jì)算結(jié)果求解完畢后輸出you_madachilun_fuben.ans格式齒輪文件并保存,就可利用ANSYS軟件直接輸出結(jié)果。輸出的結(jié)果中包括了靜力分析的各種物理量,例如:位移、應(yīng)力、應(yīng)變能、應(yīng)變等。本文選用了云紋圖進(jìn)行表示,可以看出直齒輪的應(yīng)力應(yīng)變情況,如圖

45、4.7所示。 圖4.7 應(yīng)變與應(yīng)力云圖從云圖上可以看到,齒輪的最大變形發(fā)生在齒頂處，最大變形為0.0119mm，齒頂嚙合處受到的應(yīng)力最大，最大應(yīng)力值為71.196Mpa。支架梁的材料的屈服極限為206Gpa滿足要求，符合經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)的情況，說明齒輪更易失效的形式是齒面接觸疲勞失效，在優(yōu)化設(shè)計(jì)中可以進(jìn)行熱處理等方法來調(diào)節(jié)齒輪的硬度，從而設(shè)計(jì)出更優(yōu)越的產(chǎn)品。4.4 支架梁的結(jié)構(gòu)有限元分析（1）將在Pro/Engineer中建立的支架梁模型導(dǎo)入Pro/MECHANICA中進(jìn)行計(jì)算。（2）設(shè)置材料屬性選用齒輪材料為鋼,泊松比=0.3;密度=7.8210kg/mm3;彈性模量E=2.1105MPa，然后將材

46、料屬性分配給齒輪模型。（3）添加約束條件本文對支架梁進(jìn)行靜力分析,對插入履帶框的部分創(chuàng)建面域，分別對X、Y、Z三個(gè)方向上的轉(zhuǎn)動(dòng)和平動(dòng)進(jìn)行約束。（4）施加載荷在梁的上面加面載荷F=V=230KN。（5）建立分析文件有限元模式下，選擇為“結(jié)構(gòu)(Structural)”來進(jìn)行結(jié)構(gòu)力學(xué)分析,可以得到結(jié)構(gòu)的應(yīng)力、應(yīng)變、位移和力等參數(shù),該求解器可以判斷每個(gè)單元的邊界應(yīng)力非線性連續(xù)性能不能達(dá)到單元的階次標(biāo)準(zhǔn)的要求,并輸出應(yīng)力誤差報(bào)告,保證了計(jì)算精度與速度。圖4.8 創(chuàng)建有限元分析（6）有限元網(wǎng)格劃分網(wǎng)格控制采用“Boundary”(邊界)選項(xiàng)，選“Triangles”(三角面)方式顯示網(wǎng)格獲得較高精度的網(wǎng)格

47、，如圖4.9。圖4.9 創(chuàng)建網(wǎng)格對支架梁共設(shè)置了5880 elements and 2922 nodes（7）網(wǎng)格檢測劃分了網(wǎng)格后，系統(tǒng)彈出了“Element Qualty Checks”對話框，設(shè)置完各個(gè)選項(xiàng)后，單擊“Check”就可以檢測網(wǎng)格精度，檢測結(jié)果如圖4.10所示，由圖可見中比例小于0. 100000的單元只有1%，模型中沒有創(chuàng)建的長寬比大于7. 000000單元。可以看到，只有少數(shù)精度較差的單元，所以劃分的網(wǎng)格精度符合要求。圖4.10 網(wǎng)格檢測（8）運(yùn)行分析求解在求解過程中Pro/MECHANICA提供了七種求解器,即ANSYS模式、DisplayOnly模式、COS-MOS/M

48、模式、NASTRAN模式、SUPERTAB模式、PATRAN模式,本文選用ANSYS模式。圖4.11 有限元求解（9）顯示并獲取計(jì)算結(jié)果求解完后輸出dipanzhijia-liang.ans格式文件保存,就能用ANSYS直接輸出結(jié)果。本設(shè)計(jì)選用云紋圖,得到了支架梁的應(yīng)變情況,如圖4.12所示： 圖4.12 應(yīng)變云圖與最大位移節(jié)點(diǎn)應(yīng)力情況,如圖所示： 圖4.13 應(yīng)力云圖與最大應(yīng)力節(jié)點(diǎn)結(jié)果分析：根據(jù)ANSYS的分析結(jié)果可知，最大變形發(fā)生在支撐板邊緣四角處，最大變形為0.15446mm，支架梁在與履帶框限位的附近所受應(yīng)力最大，最大應(yīng)力值為23.707Mpa。材料屈服極限為290Mpa，所以支架梁滿

49、足強(qiáng)度要求。從云圖上可看出,受應(yīng)變很小，在優(yōu)化設(shè)計(jì)中可通過增加該部分的厚度來改善承載能力，從而進(jìn)一步優(yōu)化。4.5 支撐板的結(jié)構(gòu)有限元分析（1）、將在Pro/Engineer中創(chuàng)建的支撐板模型導(dǎo)入Pro/MECHANICA中計(jì)算。（2）、設(shè)置材料屬性選用齒輪材料為鋼,彈性模量E=2.1105MPa;泊松比=0.3;密度=7.8210-6kg/mm3。同時(shí)將材料屬性分配給支撐板模型。（3）、添加約束條件本文對支架梁采取靜力分析,對與外圈接觸的部分創(chuàng)建面域，分別對X、Y、Z三個(gè)方向上的平動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)進(jìn)行約束。（4）、施加載荷在支撐板與上車架接觸的面域加面載荷F=V=560KN。和回轉(zhuǎn)扭矩M=3147NM

50、（5）、建立分析文件有限元模式下，選擇為“結(jié)構(gòu)(Structural)”來進(jìn)行結(jié)構(gòu)力學(xué)分析,可以得到結(jié)構(gòu)的應(yīng)力、應(yīng)變、位移和力等參數(shù),該求解器可以判斷每個(gè)單元的邊界應(yīng)力非線性連續(xù)性能不能達(dá)到單元的階次標(biāo)準(zhǔn)的要求,并輸出應(yīng)力誤差報(bào)告,保證了計(jì)算精度與速度。圖4.14 有限元分析（6）、有限元網(wǎng)格劃分網(wǎng)格控制采用“Boundary”(邊界)選項(xiàng)，選“Triangles”(三角面)方式顯示網(wǎng)格獲得較高精度的網(wǎng)格。由于支撐板螺栓孔較多，在網(wǎng)格控制中設(shè)置螺栓孔面來建網(wǎng)格面，可以讓網(wǎng)格均勻出現(xiàn)。圖4.15 創(chuàng)建網(wǎng)格對支撐板共設(shè)置了78868 elements and 39216 nodes（7）、網(wǎng)格檢測

51、劃分網(wǎng)格后，系統(tǒng)彈出“Element Qualty Checks”對話框，設(shè)置對話框的各個(gè)選項(xiàng)后，單擊“Checks”按鈕即可檢測網(wǎng)格精度，檢測結(jié)果如圖所示，由圖可見模型中創(chuàng)建的長寬比大于7. 000000單元沒有，中比例小于0. 100000的單元也只有4%。由以上分析可知，劃分的網(wǎng)格精度符合要求。圖4.16 網(wǎng)格檢測（8）、運(yùn)行分析求解在求解過程中Pro/MECHANICA提供了七種求解器,即DisplayOnly模式、ANSYS模式、NASTRAN模式、COS-MOS/M模式、PATRAN模式、SUPERTAB模式,本文選用ANSYS模式。圖4.17 有限元求解（9）、顯示并獲取計(jì)算結(jié)果

52、求解完后輸出shangban.ans格式文件并保存,就可以利用ANSYS直接輸出結(jié)果。本文選用了云紋圖,獲取了支架梁的應(yīng)變情況,如圖4.18所示： 圖4.18 應(yīng)變云圖與最大位移節(jié)點(diǎn)應(yīng)力情況,如圖4.19+所示： 圖4.19 應(yīng)力云圖與最大應(yīng)力節(jié)點(diǎn)結(jié)果分析：根據(jù)ANSYS的分析結(jié)果可知，支撐板最大應(yīng)力發(fā)生在外圈接觸邊緣處，最大應(yīng)力值為61.365Mpa，最大變形發(fā)生在支撐板邊緣四角處，最大變形為0.2451mm。支撐板的材料的屈服極限為290Mpa，故強(qiáng)度滿足要求。從云圖上可以看到,所受應(yīng)變很小，在優(yōu)化設(shè)計(jì)中可以通過改變厚度或者增加附加結(jié)構(gòu)來改善承載能力，進(jìn)一步優(yōu)化。第五章 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)及

53、制動(dòng)器設(shè)計(jì)5.1回轉(zhuǎn)馬達(dá)與機(jī)械式制動(dòng)器的介紹 回轉(zhuǎn)馬達(dá)是為挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)提供動(dòng)力的重要部件，主要是將油液的動(dòng)能轉(zhuǎn)變?yōu)檩S與齒輪的機(jī)械能?，F(xiàn)在的液壓回轉(zhuǎn)馬達(dá)一般內(nèi)部都有液壓及機(jī)械式的制動(dòng)器，當(dāng)操縱回轉(zhuǎn)的回轉(zhuǎn)操縱閥處于中間位置時(shí)，馬達(dá)就開始制動(dòng)，其制動(dòng)力矩由閥來調(diào)節(jié)。但液壓制動(dòng)不具有良好的慣性，不能長時(shí)間保持同一狀態(tài)。而裝了機(jī)械式的制動(dòng)器后，能使制動(dòng)變得可靠長久，可以阻止在坡度大的路面或者風(fēng)的作用讓其自動(dòng)回轉(zhuǎn)。 為了減少制動(dòng)時(shí)候?qū)X輪與齒圈產(chǎn)生的沖擊過大，要讓機(jī)械制動(dòng)在液壓制動(dòng)之后延遲幾秒。液壓制動(dòng)通過節(jié)流孔或者流量閥回油來讓液壓缸回油保持一個(gè)范圍。圖4.2挖掘機(jī)典型的回轉(zhuǎn)液壓回路 圖4.2中的油路

54、就是通過流量閥來保持回油量在一定范圍內(nèi)。5.2制動(dòng)器的選擇 制動(dòng)器根據(jù)工作元件的特點(diǎn)分為：帶式制動(dòng)器、閘瓦式制動(dòng)器、片式制動(dòng)器、圓錐式制動(dòng)器。閘瓦式制動(dòng)器 閘式制動(dòng)器在設(shè)計(jì)比較合理的情況下，對制動(dòng)輪軸加的彎矩比較小，閘瓦間的磨損也相對比較均勻。制動(dòng)同樣的力矩，這種制動(dòng)器需要的尺寸更小，同時(shí)也比較可靠，摩擦散發(fā)出的熱量能比較好的散發(fā)出去。所以本設(shè)計(jì)采用這種制動(dòng)器。6.4液壓系統(tǒng)的計(jì)算因?yàn)榈孛娓街? 33437N.m（=0.25）所以回轉(zhuǎn)制動(dòng)力矩為：Mb=0.6 Mf20062N.m回轉(zhuǎn)啟動(dòng)力矩為：Mo= Mb/c12538N.m(取C=1.6)由于大功率馬達(dá)價(jià)格昂貴妾安裝尺寸較大，,原則上選用大扭矩低轉(zhuǎn)速的馬達(dá),初選型號為1WYH2-3000挖掘機(jī)機(jī)設(shè)計(jì)手冊可得回轉(zhuǎn)阻力矩：式中：旋轉(zhuǎn)支撐裝置中的摩擦阻力5.3KN.m風(fēng)阻力矩56.2