液压挖掘机回转装置的设计(补充参考).doc

工程机械课程设计

液压挖掘机回转装置的设计

长沙学院

第2章 整机性能参数的确定与计算

2.1 主要性能参数
斗容量 0.1M³
整机使用质量（含配重） 2940㎏
其中预估： 上车 1990㎏
下车 910㎏
表2.1 结构质量分配及其质心坐标预估（坐标原点为回转轴线接地点）：
名称
质量
（Kg）
质心坐标（mm）
X
Y
Z
底盘总成
384
0
-52
226
下支承底架
350
0
0
300
推土铲（含油缸）
124
0
1040
240
偏摆支架
42
0
750
650
偏转支座
10
0
590
690
回转支承
92
0
0
520
回转平台
289
0
-400
680
转台油马达与回转接头
105
-150
-150
780
电瓶
32
-540
-260
1210
底椅及底架
59
-240
-280
1080
液压油箱（含液压油）
130
505
-325
1110
柴油箱（含柴油）
63
500
-990
1240
发动机（含三联泵）
300
-90
-950
930
液压油冷却器
50
-240
-300
880
配重
213
0
-1300
780
驾驶员与驾驶室
160
-240
-280
1100
注：挖掘机工作装置总质量为92KG，其质心坐标随工作状态而变化，未列入此表。
柴油机 型号 JC480
额定功率 22.4KW 2400r/min
29.4KW 2900r/min
行驶速度范围:
低速范围 VI=0～2.32 km/h
高速范围 VⅡ=0～3.84 km/h
最大爬坡角(第Ⅰ速度范围) 30º
轨距 1180 mm
每侧履带接地尺寸(长×宽) 1250×300 mm
驱动轮动力半径 =173 mm
运输工况外形尺寸(长×宽×高) 3200×1480×2540

液压系统参数:
行走液压系统
额定油压 16 MPa
流量 20 L/min
空载时系统背压 1.5MPa
挖掘工作装置液压控制系统
额定油压 16MPa
流量 20L/min
液压回转装置控制系统
液压马达型号 INM05-200
额定油压 16MPa
流量 8L/min
转速范围 0～100rmp
最大工作压力 25MPa
最大输出扭矩 2900N.m
额定输出扭矩 1500N.m
静制动力矩 3000N.m
驱动小齿轮齿数 12
回转支承内齿圈齿数 86
啮合模数 5 mm

卸载稳定性计算工况如图2.1所示

图2.1 卸载稳定性计算工况

图中，A点 ——机倾翻边缘作用点
g1——满负荷铲斗重（含土方），g1=0.255T
g2——斗杆铲斗油缸重力，g2=0.078T
g3——动臂及动臂油缸和斗杆油缸重力，g3=0.159T
g4——转台（含配重）重力，g4=1.498T
g5——下车重力，g5=0.91T
L1～L5——分别为g1～g5对坡面垂直分力至倾翻边缘作用点A的距离
L1=2.493
L2=2.093
L3=1.45
L4=1.154
L5=0.575
2.3.2 工作稳定性计算
挖掘机在挖掘作业过程中，当工作臂铲斗内土方和挖掘阻力形成向前翻倾力矩时，有可能造成整机失稳，必须进行工作稳定性计算。
挖掘机作业稳定性计算应取典型的挖掘工况：即挖掘机应采用纵向挖掘挖掘作业，斗杆垂直于地面，斗齿尖位于停机面以下H深处（取H=0.5m），采用铲斗油缸挖掘，切向挖掘阻力W1垂直于停机面，计算工况见图2.2。

图2.2 挖掘机工作稳定性计算工况

挖掘作业时，倾翻边缘作用点为着地履带前边缘A点，其稳定系数K应≥1。
图中，G1－动臂油缸重力，G1=0.2N
G2——动臂重力，G2=1N
G3——斗杆油缸重力，G3=0.39N
G4——铲斗油缸重力，G4=0.31N
G5——斗杆重力，G5=0.47N
G6——铲斗满负荷（含土）重力，G6=2.55N
G7——下支承底架重力，G7=3.5N
G8——行走底盘总成，G83.84N
G9——推土铲即油缸重力，G9=1.24N
G0——转台上部结构使用重力（不含工作装置），G0=14.98N
W1——采用铲斗油缸挖掘时，齿尖切向挖掘阻力，W1=11.68N
W2——采用铲斗油缸挖掘时，齿尖法向挖掘阻力，W2=7.7N
W——风载，W=q*F=0.025N/m2×2 m2=0.05N
r0～r9—— 分别为G0，G1～G9至挖掘机回转中心轴线的距离，
其中：r0=0.579m
r1=1.19m
r2=1.83m
r3=2.62m
r4=3.3m
r5=3.2m
r6=2.9m
r7=0m
r8=0.052m
r9=1.04m
rA=0.75m；hw=1.2m；h=0.5m；R=2.5m
其中：rA——履带着地前边缘A点至回转中心线距离；
hw——风载作用点离地面的高度；
H——铲斗齿尖到地面深度；
R——W1距挖掘机回转中心线距离。
由图1-2可知，稳定力矩M1和M2可分别由下式求出
M1=G7 *rA+ G8(rA-r8)+ G0(r0+rA)+ G9(r9+rA)+ W2*H=
M2= G1(r1-rA)+ G2(r2-rA)+ G3(r3-rA)+ G4(r4-rA)+ G5(r5-rA)+ G6(r-rA)
+W1（R-rA）+W*hW=
K=＞1
计算结果表明：该挖掘机作业时的工作稳定安全。

第3章 回转装置设计

挖掘机回转支承装置设计为01系列013.30.560型单排滚球内齿式轴承支承转盘，转盘外座圈为剖分式，通过螺栓与回转平台法兰连接，转盘内座圈设有内齿圈，通过螺栓固定在底架的支承圆盘上。[9]

图3.1 回转支承结构示意图（013.30.560）

所采用的单排滚球式轴承为四点接触球式轴承，其回转支承的受力与挖掘工况有关，强度计算应取最大当量负荷工况为计算工况。
取典型的挖掘工况作为当量负荷的计算工况：该典型计算工况即斗杆垂直于地面，斗齿尖离地面H深处（取H=0.5m），采用铲斗油缸挖掘，切向挖掘阻力W1垂直于地面，受力情况如图3.1所示。

图3.2 回转支承当量负荷计算工况
3.1回转支承当量负荷的计算
对单排四点接触球式回转支承，其当量负荷Cd由下式求出：
=Gp+5M/D0+2.5Hp N （3.1）
式中，D0——滚道中心直径，D0=0.560 m；
——作用在回转支承上的总轴向力 N
M——作用在回转支承上的总倾覆力矩 N.m
Hp——在总倾覆力矩M作用平面内的总径向力N
如图3-1所示，取回转支承上部为脱离体，对回转支承中心O点取矩，
则 M=k（W1r7- W2r8+ G6r6）+ G1r1+ G2r2+ G3r3+ G4r4+ G5r5- G0r0 N.m （3.2）
沿回转中心轴线方向的合力为：
= k(W1+G6)+ΣGi+G0 N （3.3）
在M作用平面内的总径向水平作用力Hp为：
Hp=kW2 N （3.4）
式中，W1——用铲斗油缸挖掘时，铲斗齿尖承受的切向挖掘阻力 N；
W2——用铲斗油缸挖掘时，铲斗齿尖承受的法向挖掘阻力 N；
G0——转台上部（工作装置除外）结构使用重力 N
G1. G2. G3——分别为动臂油缸.动臂和斗杆油缸重力N
G4. G5——分别为铲斗油缸和斗杆的重力 N
G6——铲斗与斗内土方重力 N
r0——转台上部（不含工作装置）重力至回转中心轴线距离 m
r1～r8——分别为G1. G2. G3 G4. G5 G6 W1 W2对回转中心O取矩的力臂 m
k——回转支承工作条件系数，取k=1.4。
以上重力或挖掘阻力与相应的力臂列表如下：
表3.1 重力或挖掘阻力与力臂相应列表
作用力
N
G4
G2
G3
G4
G5
G6
W1
W2
W3
0.2
1
0.39
0.31
0.47
2.55
11.68
7.7
14.98
力 臂m

r4
r2
r3
r4
r5
r6
r7
r8
r0
1.19
1.83
2.62
3.3
3.20
2.90
2.50
1.2
0.579
将上述已知参数分别代入（3.1）式、（3.2）式、（3.3）式和（3.4）式，即可分别求出M、、、和:
M=k(W1r7- W2r8+G6r6)+ΣGiri- G0r0=
=k(W1+ G6)+ΣGi+ G0=
Hp=kW2=
当量负荷为： = Gp+5M/D0+2.5Hp=
3.2回转支承与转台骨架之间螺栓组的强度校核
由于此处为螺栓组联接，因此必须按螺栓组受力情况来计算。
螺栓个数为Z=20，
螺栓直径
所用材料，
螺栓组所受的工作剪力
所受的倾覆力矩为
螺栓组呈圆形分布，其分布圆直径为626 mm
先校核所受的剪力
每个螺栓所受的工作剪力为

则每个螺栓所受的剪切应力为
由于＞，所以满足要求
再校核所受的倾覆力矩
螺栓中受力最大的螺栓所受的力

螺栓所受的应力为
因为＞，所以满足要求
3.3回转支承负荷能力计算
由于液压挖掘机的回转支承是低速回转支承，故不考虑滚动和滚道抗疲劳裂纹的负荷能力，而只校核其回转支承静容量负荷能力。
对单排四点接触球式回转支承，其静容量Coa按下式计算：
=f0*do2*Z*Sinα （3.5）
式中f0——静容量系数（Kgf/m2）取f0=3.5 Kg/mm2（滚道表面硬度为HRC=55）
d0——滚动体直径（mm），d0=25mm
Z——滚动体总数，Z=77
α——滚动体与滚道的接触角，α=45º
由（3-5）式可算出回转支承静容量负荷能力
= f0*do2*Z*Sinα
计算结果表明： ＜ 滚动轴承式回转支承承载能力足够
3.4回转齿轮强度校核
转台回转齿轮为开式齿轮，且传动比大，转速低，显然其主要破坏形式为疲劳弯曲破坏，故只需对驱动小齿轮做弯曲强度验算。
直齿圆柱齿轮齿根弯曲应力计算公式，计算最大弯曲应根据力δF max即
δF max= （MPa） （3.6）
式中，PU—— 运转中在分度园上出现的最大圆周啮合力（KN）
PU=
式中，——油马达驱动机构的额定输出扭矩，=1.5KN.m
m——齿轮模数，m=5mm
Z——小齿轮齿数，Z=12
q——齿形系数。根据变位系数X=+0.15，齿数Z=12，由曲线图查得q=3
b——齿宽，b=45mm
e——影响载荷系数，取e=1.25
将上述参数代入3-6式得：
==
齿根疲劳极限应力，由下式求出：
= （MPa） （3.7）
式中 ——寿命系数，有寿命系数图查的：=1.9
——尺寸系数，由尺寸系数图查得：=1
——相对应力集中系数，由系数图查得：=0.88
——弯曲强度最小安全系数，由表查得：=1.5
由2-7式计算得：
=525×1.9×1/0.88×1.5=755.67MPa
计算结果表明：，齿根抗弯强度足够。

第4章 回转平台 动臂偏摆支架等主要结构件的强度计算

液压挖掘机的回转平台和下支承底架等金属结构件受力复杂，是超静定受力体系，精确计算较为困难，除可采用有限元计算外，通常采用简化计算方法即可。
4.1回转支承与转台骨架之间螺栓组的强度校核
该机回转平台为若干纵横梁和两根对称斜梁焊接而成，形成框架式结构，槽形钢断面。平台的前下方设有法兰，与回转装置相连。平台前端设有动臂偏摆支座及与之铰接的偏摆支架。

图4.1 转台简化受力模型

受力计算时，可将回转平台主要承载部分简化为主梁，[10]也即视多种载荷作用于主梁上，然后按伸出支梁进行受力分析与计算。
回转平台简化受力计算如图4-1所示
图中，点为主梁轴线与平台法兰下方回转支承滚道中心的交叉点，也即转台的前后支承点。
该机发动机横置于转台后部，尾端装有配重。转台前端安装挖掘工作装置的偏摆支座，该支座通过垂直铰销与偏转支架连接。当动臂摆动油缸闭锁时，可将回转平台.偏摆支座和偏摆支架视为刚性连接，形成整体承载主梁。[11]
转台强度计算工况选择与第二章回转支承装置强度验算同一工况，受力情况如“第三章图3-1回转支承当量负荷计算工况”所示。
图4-1简化的转台受力模型中载荷..GⅢ...和分别为
——配重的重力
——发动机.三联泵和柴油箱的使用重量[12]
GⅢ——液压油箱和驾驶室总成使用重量
——动臂铰点C承受的水平载荷，代支反力计算求出
——动臂铰点C承受的垂直载荷，代支反力计算求出
——动臂油缸铰点d承受的载荷，代支反力计算求出
——分别为～GⅢ作用线至转台回转轴线的距离
其中 ；；
——动臂油缸铰点至转台回转轴线的距离 =0.88m
——动臂铰点至转台回转轴线的距离
H——动臂饺点离回转平台的高度
——回转支承滚道半径，=
Q——动臂油缸轴线与Y轴的夹角，

图4.2挖掘工作装置总成受力图
4.1.1 动臂及其油缸的支点反力计算
以挖掘工作装置总成为受力体[13]，受力如图4-2所示。
；；；；；；
；；h=1.51m；θ=动臂油缸与Y轴夹角， θ=65º
取 则可求得动臂油缸铰点d的支反力

将分解成为水平和垂直方向的反力和，即：
=

由此，可取 和求的动臂铰点C的支反力和
取 取
则得
4.1.2 平台主梁承受的支承反力计算
为了简化计算，假定平台主梁为伸出简支梁[14]（此假定的计算结果更偏于安全），其受力图如4.3。

图4.3回转平台主梁的内力图
图中 a,b两点视为平台主梁与法兰支承圈的交点。分别对a,b两点取矩，即可求出a,b两点的支反力。
则将数据代入式中可得
同上理，对支点b取矩，，即可求得支点的反力
由回转平台主梁的内力图可知，平台主梁的支点b处受的弯矩最大，是主梁的危险截面，其弯矩值为：

4.2动臂偏摆支撑架和回转平台主梁强度校核
4.2.1 偏转支架强度校核

图4.4 偏转支架根部截面示意图

首先，求截面形心坐标z，把截面分成若干块截面计算，截面关于Z轴对称[15]只要求出z轴即可。
截面1：
截面2：
形心坐标：
求出各截面形心轴的惯性矩：
截面1：
截面2：
整个截面惯性矩：
截面的抗弯截面模量为：
A-A截面的正应力：
A-A截面的剪应力：
整个合应力为：
,故满足强度要求。
4.2.2 偏转支架与转台骨架铰接销的强度校核

图4.5 偏转支架与转台骨架铰接销示意图

销轴作用力：P=6945kg
销轴直径：D=65mm
截面积：
抗弯截面模量：
均布载荷：
最大弯矩：
正应力：
剪应力：
挤压面积：
挤压应力：
由于销轴材料采用45号钢，并经调质处理，调质处理后的45号钢，其抗弯屈服极限为。完全满足要求。
4.2.3 回转平台主梁强度校核

图4.6 回转平台主梁截面示意图

首先求截面形心坐标Z，截面关于Z轴对称，因此形心坐标必在对称轴上，将截面分成四块。
截面1：

截面2：

截面2：

截面3：

截面4：

A-B截面形心坐标为A=77.5mm
然后，求各截面对形心轴。
截面1：
截面2：
截面3：
截面4：
故截面对的惯性矩为：
抗弯截面模量为：
截面的正应力为：
截面的剪应力为：
合应力为：
综上，材料Q235-A屈服极限为235MPa,故满足强度要求。

参考文献

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[17]

附 录

本设计中，挖掘机的外形结构所参照的挖掘机产品为“山河智能” SWE40U小型液压挖掘机。其相关参数附录如下。