挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)畢業(yè)設(shè)計(jì)(共49頁)

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 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(shì)，國家也要大力發(fā)展基建工程來拉動(dòng)經(jīng)濟(jì)增長(zhǎng)，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(duì)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(duì)保持挖掘機(jī)整體的穩(wěn)定性方面有重要作用，對(duì)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(duì)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，

2、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(duì)國內(nèi)市場(chǎng)的把握還不夠大，對(duì)挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的不斷優(yōu)化對(duì)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)

3、，如此循環(huán)。 所以挖掘機(jī)對(duì)于對(duì)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1m3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?；剞D(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)，

4、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(shì)，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132m3的步行式拉鏟挖掘機(jī)，斗容50-150m3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107m3的剝離用挖掘機(jī)，斗容量168.2m3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(shí)，并且要針對(duì)市場(chǎng)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(zhēng)取步入大型挖掘機(jī)市場(chǎng)，不能只依靠

5、國外進(jìn)口，把握市場(chǎng)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(chǎng)份額奪過來。 1.3 本設(shè)計(jì)的目的和意義 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(shí)解決實(shí)際問題的能力和提高對(duì)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?jī)?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

6、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(hào)。 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(jí)正齒輪和一級(jí)行星齒輪傳動(dòng) 2 兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng) 3 兩級(jí)正齒輪傳動(dòng) 4 一級(jí)正齒輪和兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng) 在高速軸上裝

7、了機(jī)械制動(dòng)器，我國目前對(duì)一級(jí)行星齒輪傳動(dòng)和一級(jí)正齒輪和兩級(jí)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(jiǎn)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

8、比較好，對(duì)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α(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α(水平線與

9、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（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(duì)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，

10、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排列的交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承，以代號(hào)“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(hào)“HS”表示。 每一類按座圈不帶齒（代號(hào)“B”），帶外齒（代號(hào)“W”）和帶內(nèi)齒（代號(hào)“N”）的不

11、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95—116時(shí)變位系數(shù)取+1.0；當(dāng)齒

12、數(shù)為117—136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HRC61—55.座圈材料為50Mn,50SiMn，5CrMnMo等，滾道表面硬度為HRC55—65，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： 接觸角

13、 圖 2.1回轉(zhuǎn)支承 2.5 主要性能參數(shù) 斗容量 1M3 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(hào) SAA6D102E-2 額定功

14、率 125/2100 行駛速度范圍: 低速范圍 VI=0～3.1 km/h 高速范圍 VⅡ=0～5.5 km/h 最大爬坡角 35o 軌距 2380 mm 每側(cè)履帶接地尺寸(長(zhǎng)×

15、寬) 6470×2980 mm 運(yùn)輸工況外形尺寸(長(zhǎng)×寬×高) 9865×2980×3015 液壓系統(tǒng)參數(shù): 鏟斗油缸-個(gè)數(shù)×缸徑×行程(mm) 130×1020×90 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) 140×1635×100 動(dòng)臂油缸-個(gè)數(shù)×缸徑×行程(mm) 130×1335×90 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

16、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(jiǎn)圖 內(nèi)外座圈間的內(nèi)力分布跟制造方法有關(guān)，為了計(jì)算的簡(jiǎn)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(duì)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。

17、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1 q——風(fēng)壓值取25公斤/m2 F——迎風(fēng)面 按照外傾5°來進(jìn)行計(jì)算: = ≈1.37KN 所以= ++≈5.2+1.37+43≈50KN 各力對(duì)回轉(zhuǎn)中心取距的傾斜力矩M為 ≈391KN.m 3.2靜載系數(shù)的確定 一般用回轉(zhuǎn)支承的靜、動(dòng)容量來決定回轉(zhuǎn)支承的負(fù)荷能力，動(dòng)容量指

18、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1.25 M′=M Fs≈79×104N·m 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

19、載荷:Cp= ≈2296KN 所以 ≈1.31 查挖掘機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)知,安全系數(shù)在1.20~1.35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(hào)符合要求。

20、 圖3.1 QNA1600-40承載曲線圖 確定滾動(dòng)體的數(shù)目：Z=Dπ/d-0.5≈127 3.4最大接觸應(yīng)力校核 滾動(dòng)體所受載荷分別為：Pv=V/z≈5KN Phmax=KH/iz≈1.86KN(i=1) Pmmax=KM/zD≈6.8KN 該支承滾珠接觸角為45度，承受的最大等效載荷為： Nmax= Pv/sinβ+ Phmax/cosβ+ Pmmax/ sinβ≈75KN≈1928公斤 最大接觸點(diǎn)應(yīng)力： ≈10000 式中：—

21、—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(cè)可知當(dāng)HB<300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(hào)查得D=1540mm n——螺栓分布的個(gè)數(shù)，根據(jù)回轉(zhuǎn)支承型號(hào)查得n=40 故

22、 P0=4M/nD+Fa/n =28.79KN （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-χ） 其中 χ——工作載荷分配系數(shù)，對(duì)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ky≥1.5～2.0，在此取2 故 Py=ky P0（1-χ）

23、 =43.19KN 螺栓上的預(yù)緊應(yīng)力σy=10 Py／F1 其中F1 ——螺紋根部的斷面積。 F1 = d2π／4=0.252π／4=0.05N 故 σy=10 Py／F1 = 10×15.9×1000/0.05=3Mpa 螺栓的預(yù)緊應(yīng)力通常是σy 0.5～0.7σs，其中σs為螺栓的屈服極限 查得螺栓的屈服極限σs為15Mpa，故符合預(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)：〉1.2~1

24、.5 計(jì)算≈3.35 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)： 2~3 計(jì)算≈5.6 3.6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(duì)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δF max 直齒圓柱齒輪齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算公式即 δF 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.m m——齒輪模數(shù)，m=5mm Z——小齒輪齒數(shù)

25、，Z=12 q——齒形系數(shù)。根據(jù)齒數(shù)Z=12，變位系數(shù)X=+0.15，由曲線圖查得q=3 b——齒寬，b=45mm e——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(duì)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： =525×1.9×1/0.88×1.5=7

26、55.67MPa 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(jí)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241～286HBS;大齒輪選擇調(diào)質(zhì)處理過的材料為ZG42SiMn鑄鋼，硬度190～240 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(duì)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

27、系數(shù) Kv=1.18。由表，按齒輪在兩軸承中間對(duì)稱布置，7級(jí)精度，初取KHβ=1.3 。由表按齒面未硬化，直齒輪，7級(jí)精度，，初取KHα=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)Zε=0.9，節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.5，查手冊(cè)確定彈性系數(shù)ZE=188.9。 　 齒面接觸許用應(yīng)力　 查手冊(cè)可知： 齒輪材料接觸疲勞極限應(yīng)力σHlim1=800MPa，σHlim2=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(cè)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(cè)取安全系數(shù)SH=1。

28、 (3) 齒輪分度圓直徑等主要幾何尺寸的計(jì)算 148.67mm b==0.4148.67=60mm 取小齒輪與大齒輪的寬度=85mm，=80mm 12 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’， 17.69’ 1.69 (4) 由計(jì)算結(jié)果來校核前面得假設(shè)正確與否 41667N 查手冊(cè)得合理，取 因=0.6， b=200，7級(jí)精度，對(duì)稱布置，查手冊(cè)得。 計(jì)算載荷

29、系數(shù) 按，查手冊(cè)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(cè)。 則 (2) 確定參數(shù) 經(jīng)過查手冊(cè)，小齒輪齒形系數(shù) ，大齒輪齒形系數(shù) 。 查手冊(cè)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(cè)查得尺寸系數(shù)，安全系數(shù) 。 (4) 校核齒輪彎曲疲勞

30、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(duì)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)

31、 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(duì)時(shí)間t的微分方程 其通解 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（kg·m）

32、 、、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(shì)，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(cè)下轉(zhuǎn)臺(tái)的制動(dòng)力

33、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(duì)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(duì)制動(dòng)時(shí)間t的微分方程 其通解

34、 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(zhǎng)，轉(zhuǎn)角比較大時(shí)可能會(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(duì)于空斗返

35、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(duì)于用三角形速度圖 (3-18) (3-19) (3-20) (3-21) (二) 對(duì)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)奠定了基礎(chǔ)。 3.9轉(zhuǎn)臺(tái)

36、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)

37、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， （3-32） 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

38、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(duì)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三

39、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(duì)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)： N·m·s 空斗回轉(zhuǎn)時(shí)： N·m·s 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

40、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： (N·m) 式中：G—挖掘機(jī)總重（t） . —附著系數(shù)，對(duì)平履帶板取0.3，對(duì)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 (N·m) 對(duì)于機(jī)械制動(dòng)，一般取，因?yàn)?，所?(N·m) 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，

41、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： Nm 2. 轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速 式中： ° N·m·s

42、 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

43、 = =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

44、前面計(jì)算的最佳轉(zhuǎn)速有不小的差距，所以對(duì)于本次設(shè)計(jì)，采用這種計(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(duì)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(duì)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)

45、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、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(cè)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(shì)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(F

46、EM)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(duì)象離散化。根據(jù)需要和計(jì)算精度

47、來將分析的對(duì)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。基于單元的材料特性、形狀、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

48、，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(chǎng)、聲場(chǎng)的耦合場(chǎng)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,

49、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）、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(jiǎn)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

50、,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(píng)。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，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(chǎng)、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

51、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(cè)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: NASTR

52、AN、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(duì)關(guān)鍵構(gòu)件的結(jié)構(gòu)分析和評(píng)估。 4.3齒輪的結(jié)構(gòu)有限元分析 （1）因?yàn)辇X輪是軸對(duì)稱的零件，而且受到的載荷也是對(duì)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ρ=7.82×10-6kg/mm3;泊松比μ=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(duì)齒輪采取

53、靜力分析,選取兩側(cè)面為對(duì)稱面,分別對(duì)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=20062N·m,齒輪壓力角α=20°標(biāo)準(zhǔn)值。則徑向力Fr=Ft·tanα=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)

54、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(duì)該回轉(zhuǎn)齒輪輪齒共設(shè)置了2840 elements and 751 nodes。

55、 （7）網(wǎng)格檢測(cè) 劃分網(wǎng)格后，系統(tǒng)彈出了如圖4.5的對(duì)話框，設(shè)置對(duì)話框的各個(gè)選項(xiàng)后，單擊“Check”按鈕就可以檢測(cè)網(wǎng)格精度，可以看到模型中創(chuàng)建的變形小于0. 的單元只有3%，中比例小于0. 的單元只有2%，長(zhǎng)寬比大于7. 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)格檢測(cè)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ANSY

56、S軟件識(shí)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)

57、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μ=0.3;密度ρ=7.82×10kg/mm3;彈性模量E=2.1×105MPa，然后將材料屬性分配給齒輪模型。 （3）添加約束條件 本文對(duì)支架梁進(jìn)行靜力分析,對(duì)插入履帶框的部分創(chuàng)建面域，分別對(duì)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=230

58、KN。 （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，如圖4.9。 圖4.9 創(chuàng)建網(wǎng)格 對(duì)支架梁共設(shè)置了5880 elements and 2922 nodes （7）網(wǎng)格檢測(cè) 劃分了網(wǎng)格后，系統(tǒng)彈出了“

59、Element Qualty Checks”對(duì)話框，設(shè)置完各個(gè)選項(xiàng)后，單擊“Check”就可以檢測(cè)網(wǎng)格精度，檢測(cè)結(jié)果如圖4.10所示，由圖可見中比例小于0. 的單元只有1%，模型中沒有創(chuàng)建的長(zhǎng)寬比大于7. 單元?？梢钥吹?，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(cè) （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

60、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?cè)茍D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)

61、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=2.1×105MPa;泊松比μ=0.3;密度ρ=7.82×10-6kg/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(duì)支架梁采取靜力分析,對(duì)與外圈接觸的部分創(chuàng)建面域，分別對(duì)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=3147N·M （5）、建立分析文件 有限元模式下，選擇為“結(jié)構(gòu)(St

62、ructural)”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(duì)支撐板共設(shè)置了78868 elements and 39216 nodes （7）、網(wǎng)格檢測(cè) 劃分網(wǎng)格后，系統(tǒng)

63、彈出“Element Qualty Checks”對(duì)話框，設(shè)置對(duì)話框的各個(gè)選項(xiàng)后，單擊“Checks”按鈕即可檢測(cè)網(wǎng)格精度，檢測(cè)結(jié)果如圖所示，由圖可見模型中創(chuàng)建的長(zhǎng)寬比大于7. 單元沒有，中比例小于0. 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(cè) （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 求解

64、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?cè)茍D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

65、。 第五章 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)液壓系統(tǒng)及制動(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(zhǎng)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(zhǎng)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

66、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(duì)制動(dòng)輪軸加的彎矩比較小，閘瓦間的磨損也相對(duì)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 Mf≈20062N.m 回轉(zhuǎn)啟動(dòng)力矩為： Mo= Mb/c≈12538N.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(hào)為1WYH2-3000 挖掘機(jī)機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)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 ≈56.2KN.m ——由慣性力造成的旋轉(zhuǎn)阻力矩 ≈24K