多功能挖掘機回轉裝置設計【17張CAD圖紙+文檔全套文件】

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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 rollers abrasion and increases the running resistance. Along with the development of excavators 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，Nd1 螺栓小徑，mm 螺栓的許用拉應力，MPaM 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11.1 機械式挖掘機的研究背景11.2 回轉支承的國內外研究狀況11.3 回轉支承簡介11.4 本文的工作與意義32 回轉支承的選擇及聯(lián)接52.1 回轉支承的類型52.2 回轉支承性能比較82.2.1 單排球式回轉支承和交叉滾柱式回轉支承性能比較82.2.2 單排球式回轉支承和雙排球式回轉支承性能比較92.3 挖掘機回轉支承載荷分析102.4 回轉支承的類型選擇102.5 回轉支承型號的選擇112.5.1 回轉支承HOU30/1000的靜態(tài)參照載荷和的計算112.5.2 回轉支承HOU30/1000的額定靜容量和當量軸向載荷的計算122.5.3 回轉支承的選型流程142.6 回轉支承聯(lián)接體的設計與計算152.6.1 回轉支承聯(lián)接體的設計162.6.2 聯(lián)接體的設計172.6.3 螺栓聯(lián)接載荷的計算172.6.4 螺栓聯(lián)接承載力的驗算182.6.5 螺栓聯(lián)接的強度校核193 與回轉支承HOU30/1000外齒嚙合的小齒輪的設計223.1 小齒輪的材料和精度選擇223.2 小齒輪齒數(shù)和變位系數(shù)的選擇223.2.1 根據(jù)挖掘機回轉機構的傳動比，選擇小齒輪齒數(shù)233.2.2 計算小齒輪變位系數(shù)233.2.3 計算齒輪傳動的嚙合角243.2.4 小齒輪參數(shù)的校核243.2.5 齒輪傳動受力分析263.2.6 齒面接觸疲勞強度校核26III3.2.7 齒根彎曲疲勞強度校核284 機械式挖掘機的平衡性分析304.1 確定允許的最大平衡重304.2 確定允許的最小平衡重314.3 確定合理的平衡重325 結論37參考文獻38致謝39IV1 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率方面起著十分重要的作用12。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。國外，回轉支承由軸承公司進行專業(yè)化生產，各公司都有自己的型式、尺寸系列。主要生產公司有：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?，它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0.410米，有的竟達40米?；剞D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??；結構緊湊，外形尺寸?。ㄖ饕歉叨龋?；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)在生產的要。為了使機械式挖掘機更好的發(fā)揮作用，提高生產率。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。1231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DLCo，大28%；CaCa，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60100%，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em (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MNmm (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DL1800時，單排球式回轉支承的r最高。當DL1800時，三排柱式回轉支承的r最高。也就是說在DL1800范圍內承受同樣的載荷，用單排球式回轉支承成本最低；DL1800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DL1800時,回轉支承應以單排球式回轉支承為首選型式;當DL1800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，DL1800mm，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，NM靜態(tài)參照傾覆力矩，NmFa主機回轉支承受到的最大垂直載荷，NFr主機回轉支承受到的最大徑向載荷，NM主機回轉支承受到的最大傾覆力矩，Nmfs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FaFa =Fafs14030101.452034365 N由式(2.17)計算靜態(tài)參照傾覆力矩 M =Mfs22463881.455108539 Nm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=fDLdo (2.18)式中：f靜容量系數(shù)，0.108kN/mm210DL滾道中心直徑，mmdo鋼球公稱直徑，mm當量軸向載荷Cp (2.19)式中：M傾覆力矩，kNmFa軸向力，kNFr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/mm210DL滾道中心直徑，mmdo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1.001.15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1.151.30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1.301.45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 f (f 見 表ssCp2.1)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OO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，Nd1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，Nz螺栓的數(shù)目A接觸面面積，mm2M傾覆力矩，NmmW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=2246388Nmm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QN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Amm2 (2.33)計算圖2.11的抗彎截面模量Wmm3 (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pmaxMPa取聯(lián)接體的材料為Q215A，由參考文獻42中的表24和表26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5863HRC,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)z14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amm (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)：m20，=20，z118；回轉支承的外齒參數(shù)：m20，=20，z2128，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)x10.5，滿足x10。小齒輪要采用正變位，因此要使得0。若0.4m。小齒輪的參數(shù)：；計算小齒輪的齒頂圓直徑da1mm (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p1kW (3.12)回轉小齒輪的轉速 (3.13)小齒輪傳遞的轉矩Nmm (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9.1126=1.85小齒輪的圓周速度為v=0.9m/s，由圖9.4426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9.1326得齒向載荷分布系數(shù) 計算載荷系數(shù)K： (3.20)按表9.1426取材料彈性系數(shù)，=189.8由圖9.4826查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)，=2.4根據(jù)重合度=1.611，由圖9.4926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9.5526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)NN (3.23)由圖9.5626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9.5726查得齒輪接觸疲勞強度的尺寸系數(shù)，=1由表9.1526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9.5326取齒形系數(shù)，=2.15由圖9.5426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9.1126取=1.85；由圖9.4426得動載荷系數(shù)，=1.1由表9.1226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9.4626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9.5826得試驗齒輪的彎曲疲勞極限，=350MPa 由圖9.5926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9.6026得齒輪的彎曲疲勞強度的尺寸系數(shù),由表9.1526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