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摘要 近年來，中國基礎設施項目呈現(xiàn)增長趨勢，黨的十九大召開以來，我國依然要以經濟建設為中心，因此我國必須發(fā)展基礎設施，在滿足便利人民的同時，也推動經濟發(fā)展。挖掘機械是挖掘土石方和石方的通用機械設備，因其在生產生活中的決定性的作用自然受到各方的廣泛關注。 挖掘機的類型多種多樣，從傳動方式上可以分為機械式挖掘機和液壓式挖掘機。與前者相比，液壓挖掘機具有工作效率高，速度快，性能優(yōu)越，工作穩(wěn)定等優(yōu)點。近年來，小型液壓挖掘機由于其緊湊性，靈活性，通用性和高效率的特點，并且兼具有大中型挖掘機的許多功能而受到社會的廣泛關注。 因此，本文選用微型液壓挖掘機作為主要研究對象。 大部分挖掘機大部分都可以看做上下兩部分的工程機械，作為上半部的是工作裝置，下半部的是行走機構，起承接作用的就是回轉體機構?；剞D體機構由三部分組成：上部轉臺、回轉支承以及回轉機構組成?；剞D體機構在挖掘機進行作業(yè)時，會受到較大的工作載荷，因此對回轉體機構各部分提出了嚴格的要求，國家也制定了相關的標準?？梢哉f，回轉體機構設計的好壞是衡量挖掘機生產技術的重要指標。 對于本次研究課題，我主要進行了這幾方面的設計：回轉支承的選型與設計以及相應回轉力的計算，回轉機構設計主要是驅動方案設計，轉臺的運動的分析與計算，還試著用有限元對機構進行加工完善。 關鍵詞 挖掘機械；回轉體部分；運動分析；通用機械 Abstract In recent years, China’s infrastructure projects have shown a growing trend. Since the party’s 19th National Congress, China still has to focus on economic construction. Therefore, China must develop infrastructure to meet the convenience of the people while also promoting economic development. Excavating machinery is a general-purpose mechanical equipment for excavating earthwork and stonework. Naturally, its decisive role in production and life is widely concerned by various parties. There are many types of excavators, and they can be divided into mechanical excavators and hydraulic excavators. Compared with the former, the hydraulic excavator has the advantages of high work efficiency, high speed, superior performance, and stable operation. In recent years, due to its compactness, flexibility, versatility, and high efficiency, the small hydraulic excavator has attracted much attention from the society because of its many functions. Therefore, this paper chooses the micro-hydraulic excavator as the main research object. Most of the excavators can be regarded as upper and lower parts of the construction machinery. As the upper part is the working device, the lower part is the walking mechanism, and the rotary body is the one that plays the role of receiving. The rotary body consists of three parts: an upper turntable, a slewing ring and a slewing gear. The rotary body mechanism receives a large working load when the excavator is operating. Therefore, strict requirements are placed on various parts of the rotary body, and the country has also established relevant standards. It can be said that the design of the rotary body is an important indicator of the excavators production technology. For this research project, I mainly carried out these aspects of the design: the selection and design of slewing bearing and the calculation of the corresponding rotation force. The design of the slewing mechanism is mainly the drive design, the analysis and calculation of the motion of the turntable, and also try to use The finite element refines the organization. Keywords excavating machinery rotating body part motion analysis general machinery 40 目 錄 摘要 I Abstract II 1 緒論 1 1.1 微型液壓挖掘機及其回轉體機構簡介 1 1.1.1 什么是微型液壓挖掘機 1 1.1.2 回轉體機構的簡介 1 1.2 國內外微型液壓挖掘機發(fā)展進程 2 1.2.1 國外微型液壓挖掘機發(fā)展進程 2 1.2.2 我國微型液壓挖掘機發(fā)展進程 3 2. 微型液壓挖掘機回轉體機構設計 3 2.1回轉支承的選型與設計 3 2.1.1回轉支承的主要形式 4 2.3四點接觸球式回轉支承的分析 8 2.3.1分析和計算 9 2.3.2分析與計算 9 2.3.3分析與計算 10 3四點接觸球式回轉支承的校核計算 11 3.2 負荷能力的計算 16 3.3連接螺栓的校核 17 3.4計算與校驗回轉小齒輪 19 4回轉機構傳動方式及其選擇 21 4.1 微型液壓挖掘機的回轉機構 21 5 回轉阻力矩 24 5.1 回轉慣性阻力矩計算 24 5.2 回轉摩擦阻力矩計算 24 5.3 回轉風阻力矩計算 25 5.4回轉坡度阻力矩計算 25 6 轉臺的設計與運動分析 26 6.1 轉臺的運動過程 26 6.1.1 起動加速過程 27 6.1.2制動減速過程 28 6.1.3 恒流量過程 31 6.1.4 空斗時轉臺返回過程 32 6.2.分析與計算轉臺最佳速度 32 6.2.1 具有勻速運動階段的梯形速度圖的轉臺計算分析 33 6.2.2 具有無勻速運動階段三角形速度圖的轉臺最佳速度計算分析 34 6.3.具體參數的計算 35 6.3.1回轉機構的參數選擇 35 6.3.2 轉角的選取 36 結論 37 致謝 38 參考文獻 39 1 緒論 1.1 微型液壓挖掘機及其回轉體機構簡介 1.1.1 什么是微型液壓挖掘機 挖掘機械的主要用途是開挖土方和石方，同時作為一種通用機械，它的工作裝置可以更換以滿足復雜的施工要求，所以在建筑行業(yè)中得到廣泛的使用。在生產和生活中我們經常可以看到各式各樣的挖掘機機械比如在礦山開采礦石的大型挖掘機械，又比如活躍在鄉(xiāng)村與街道建設的小型挖掘機械等等，由于挖掘機同時還兼具有節(jié)省人力、降低工程造價和提高生產率等優(yōu)點。挖掘機主要分為間歇作業(yè)式（單斗）和連續(xù)作業(yè)式（多斗）挖掘機，而機械傳動的的單斗挖掘機簡稱機械式挖掘機，液壓傳動的單斗挖掘機則被稱為液壓挖掘機，現(xiàn)在目前大多數工程行業(yè)中所用的都是液壓式挖掘機，約占挖掘機械總量的90%以上。 那么如何定義一臺液壓式挖掘機，國內國外對液壓挖掘機均有著嚴格的定義。通過查閱資料我們總結出液壓挖掘機必須具備以下幾點特點： （1）必須是通過液壓進行傳動； （2）可以進行回轉運動（一般研究的液壓挖掘機都是進行回轉） （3）液壓挖掘機是一種自行式機械。 相比于機械式挖掘機，液壓挖掘機在工程作業(yè)上有著巨大的優(yōu)越性。從體積上看，由于液壓傳動系統(tǒng)的元件體積以及數量少，簡化了挖掘機的結構，使得布局緊湊、結構簡單，從生產效率上來看，同等機重的情況下，液壓挖掘機的挖掘力比機械式約高一倍以上，從平穩(wěn)性能角度看，液壓系統(tǒng)傳動簡單平穩(wěn)，從生產效益上看，液壓挖掘機易于實現(xiàn)大批量生產，可以有效的降低生產成本。 根據目前市場和生產的習慣，按如下表格在規(guī)格上對液壓挖掘機進行分類。 表1-1-1 按整機質量、驅動功率和鏟斗容量分類 分類 整機質量/t 驅動功率/KW 鏟斗容量/m3 小型機 6t以下 小于40 0.2~0.22 中小型機 大于6t小于13t 大于40小于85 0.20~0.6 中型機 大于等于13t小于50t 大于85~260 0.6~2.5 大型機 大于等于50t小于100t 大于250~400 2.5~5.0 超大型機 大于100t 大于350 大于5.0 1.1.2 回轉體機構的簡介 微型液壓挖掘機的結構可以分為上下兩個部分，上半部是工作裝置，下半部分是底盤，而起著承接作用的就是回轉體機構。轉臺、回轉支承和回轉機構以及液壓系統(tǒng)等構成了一個完整的回轉體機構， 如下圖1-1-2所示。從圖中我們可以看出回轉體機構也是一個上下兩層的結構，主要動力源來自于液壓馬達。回轉支承分為內外座圈，從圖中可以看出外座圈通過連接螺栓與轉臺連接在一起，內座圈也是通過連接螺栓與底架相連。當液壓挖掘機進行回轉運動時，它必然會受到垂直載荷、水平載荷和傾覆力矩。這些力會通過內圈與外圈之間的滾動體傳由外座圈傳遞給內座圈，最后傳給底架。回轉體機構的外殼是固定在轉臺上，隨轉臺一起運動。轉臺與底架可以進行回轉運動，是由于兩者之間通過回轉齒輪與回轉支承內座圈嚙合時，小齒輪帶動兩者進行相對回轉運動。 1-連接螺栓 2-回轉支承 3-墊片 4-螺母 5-液壓馬達 圖1-1-2 回轉體機構圖 1.2 國內外微型液壓挖掘機發(fā)展進程 1.2.1 國外微型液壓挖掘機發(fā)展進程 自從美國機械師奧季斯設計制造的機械式挖掘機問世以來，挖掘機的發(fā)展就從未停止過。世界上第一臺挖掘機是由蒸汽驅動，代表了當時的最高工藝，而今機械式 驅動、液壓式驅動逐步取代了蒸汽驅動，世界上第一臺液壓驅動的挖掘機由法國Poclain公司率先推出，但是嚴格意義上來講這并不算一臺真正的液壓式挖掘機，它是一臺全回轉、部分機構由液壓驅動的機械。在1954年，德國Demag公司制造出了真正意義上的液壓挖掘機，全部機構均由液壓驅動。隨著科技的進步與突破，尤其是液壓技術關鍵性問題的解決，中小型液壓挖掘機得到迅猛發(fā)展，德國、日本、美國陸續(xù)開始研發(fā)與改進液壓挖掘機，到20世紀六七十年代為止，液壓挖掘機的產量已經占到挖掘機總產量的88%以上。 直至今日，國外對液壓挖掘機的研究任未止步，他們從技術設計、生產工藝、整機、零部件甚至銷售形式與售后對液壓挖掘機進行重大的革命，由此液壓挖掘機成為土方作業(yè)中的尖兵，在各個領域發(fā)揮著重要的作用，經統(tǒng)計，工程作業(yè)中55%~65%作業(yè)量都是由液壓式挖掘機完成的。目前，國外正在大力發(fā)展小型液壓挖掘機以及大型和巨型液壓挖掘機，研發(fā)計算機智能化來操控機械。 1.2.2 我國微型液壓挖掘機發(fā)展進程 我國由于近代工業(yè)發(fā)展的落后，工程機械的發(fā)展也相應落后于發(fā)達國家。直至20世紀70年代初期，我國進入了挖掘機全面制造研發(fā)階段。其中著名的有上海建筑機械廠、貴州礦山機械廠以及北京建筑機械廠，當時共有6種級別10個型號。在1975年前后，我國的液壓挖掘機基本可以實現(xiàn)批量生產。雖然我國的液壓挖掘機發(fā)展勢頭突飛猛進，但在關鍵技術上如柴油機、液壓元件任依賴于外方企業(yè)。因此，從1980年起，我國為提升自主制造挖掘機的能力，向德國引進了先進的液壓挖掘機技術，在學習技術的同時加快自主研發(fā)的腳步，以滿足日益增長的國民經濟需要。 20世紀80至90年代，我國經濟實現(xiàn)幾何式增長，基建工程的日益增多，對挖掘機的質量和數量提出了嚴峻的考驗。在這種情況下，我國不得不大量進口挖掘機，因此吸引了大量外國生產廠家來中國尋求商機，在1995年前后，我國挖掘機步入了與外方合作研究的重要階段，其中著名的企業(yè)有成都機械工程廠與日本神戶制鋼合資成立的成都神鋼建設機械有限公司等。通過與外方企業(yè)的長期合作，我國的挖掘機技術水平逐步趕上世界發(fā)展水平，同期國產企業(yè)也邁入了自主研發(fā)的新階段。 21世紀初，我國的挖掘機制造企業(yè)開始從中國制造向中國創(chuàng)造邁進，在生產企業(yè)數量猛增的同時，核心技術也在不斷向自主化與現(xiàn)代化方向發(fā)展，液壓挖掘機的性能也在不斷提高?，F(xiàn)如今，我國的小型液壓挖掘機產量在滿足自身需要的同時，也逐步開拓歐美市場，與歐美一些頂尖的企業(yè)進行競爭，在這一時期我國的生產企業(yè)面臨更新一輪的發(fā)展挑戰(zhàn)，機型更新、高性能、高質量、環(huán)保、低能耗，而液壓挖掘機生產企業(yè)也面臨著更為激烈的市場競爭，因此，研發(fā)高效的微型液壓挖掘機已迫在眉睫。 2. 微型液壓挖掘機回轉體機構設計 2.1回轉支承的選型與設計 回轉支承也叫做轉盤軸承，顧名思義它的作用就是進行回轉運動。它可以實現(xiàn)機械設備兩個部位之間的相互回轉，其主要作用是傳動和傳力，同時它還肩負著承擔軸向力、徑向力和傾覆力矩的作用，所以各種機械中得到廣泛應用。 微型液壓挖掘機可以看做上半部是工作機構，下半部是底盤的雙層結構，它的一個特點就是可以進行360度回轉運動，由于液壓挖掘機的工作環(huán)境嚴峻，工作載荷的劇烈變化對是連接結構的回轉支承提出了較高的技術要求。 圖2-1-1 液壓挖掘機的回轉支承 2.1.1回轉支承的主要形式 液壓挖掘機的發(fā)展進程中，回轉支承的研究與開發(fā)在其中起了關鍵性作用。表2-1-1支承的主要分類與形式 表2-1-1回轉支承的類型與分類 類別 主要形式 滾動體形式 球式、柱式以及球柱聯(lián)合式回轉支承 滾動體排數 單排、雙排以及三排回轉支承 傳動形式 外齒式、內齒式以及無齒式回轉支承 下面選取幾個最為典型的回轉支承來進行分析 （1） 單排球式回轉支承 單排球式回轉支承，從圖2-1-1中可以看出它的滾道是圓弧形曲面，滾道斷面的半徑與滾球直徑的關系一般推薦為: ，滾珠與滾道接觸角 = 45，相比于雙排式回轉支承有著較大的靜定容量，它可以降低軌道接觸敏感度，減少摩擦力矩，同時可以承 受來自不同方向的力的作用。 圖2-1-1 單排球式回轉支承 （2） 雙排球式回轉支承。 顧名思義，這類軸承的滾珠分為上下兩排，排列在外座圈與內座圈的滾道上。接觸角可高達90度，他的特點是可以承受較大的載荷力矩，便于維修，但難以承受較大的徑向力矩。 。所以挖掘機上一般不采用這種回轉支承。如圖2-1-2所示 圖2-1-2 雙排球式回轉支承。 （3）單排交叉滾柱式回轉支承 如圖2-1-3表示的就是單排交叉滾柱式回轉支承，與圖2-1-1單排球式回轉支承相比較，我們可以發(fā)現(xiàn)主要區(qū)別就是滾動體不一樣，一個是球體，一個是圓柱體，后者采用交叉式排列，接觸角與前者相同一般都是。后者的徑向力與動容量都比較大，但是存在載荷。 偏移的現(xiàn)象，所以不采用。 圖2-1-3 單排交叉滾柱式回轉支承 （4） 三排滾柱式回轉支承 三排式回轉支承載荷能力強，不適用于為微型液壓挖掘機，主要適用于80t以上的大型礦山挖掘機。如圖2-1-4所示 圖2-1-4 三排滾柱式回轉支承 現(xiàn)在大部分挖掘機都采用上述幾種回轉支承，因為我們研究的是微型液壓挖掘機，所以建議采用單排球式回轉支承，下面根據國家標準進行具體選型。 2.2 我國回轉支承的系列標準及其具體選型 回轉支承的標準制定隨著液壓挖掘機的發(fā)展而不斷完善，國外各個機械大國均制定了嚴格的標準。隨著我國機械行業(yè)的不斷進步，也制定了相關的標準，便于液壓挖掘機的生產與制造。我國制定的滾動支承系列標準分兩大類：交叉滾動式和四點接觸球式，兩大類下分六種結構形式：主要按照不帶齒、內齒、外齒等來分，每一類按照滾道中心大小不同又可以分成二十種規(guī)格，共計四十種規(guī)格。 如圖2-2-1就是第一類標準的部分圖，其中HJ表示的就是交叉滾柱式回轉支承，我國制定的標準是相當完善的，除了回轉支承的基本參數如滾道中心直徑等的制動，還規(guī)定了相應的外形尺寸和安裝尺寸，給生產帶來了極大的便利。圖中顯示交叉滾柱式回轉支承可以分為三種不帶齒、外齒、內齒三種結構形式，其中不帶齒用英文字母“B表示，外齒用“W表示，內齒用“N表示。第一類按照滾道中心直徑大小不同可以二十種不同規(guī)格。 圖2-2-1 交叉滾柱式回轉支承部分標準圖 第二類是四點接觸球式回轉支承，代號是“HS”。如圖2-2-2所示，第二類標準與第一類大體上相同。四點接觸球式回轉支承也分為三類：不代齒、外齒與內齒，同樣用相應的字母代替，按滾道中心直徑不同分為二十類，不同的是四點接觸球式回轉支承一般采用內齒輪嚙合，所以標準中才會出現(xiàn)內齒輪參數。 圖2-2-2四點接觸球式回轉支承部分標準圖 下面舉個例子HSN-625表示的就是滾道中心直徑 =625mm，具有內齒機構形式的四點接觸式回轉支承。 我國制定的滾動時回轉支承有以下特點 （1）尺寸參數比較齊全（滾道中心直徑范圍是），兩種系列的支承在安裝尺寸與毛胚尺寸相同的情況下可以互相更換。 （2）下表2-2-1是國家對于齒輪的標準選擇，有表中可以看出內齒與外齒都是標準齒輪，除了在變位系數上有所區(qū)別，這與內外齒在回轉支承上所起的作用有關。 表2-2-1 兩種齒輪的選擇標準 齒輪 壓力角（） 齒頂高系數（） 齒頂間隙系數() 變位系數 內齒 1 0.25 外齒 1 0.25 外齒的變位系數與齒數有關 齒數為95—116時變位系數取+1.0， 齒數為117—136時，變位系數取+1.15 齒數等于和大于137時，變位系數取+1.4 （3）國家規(guī)定的滾動回轉支承的材料及表面硬度見下表2-2-2 表2-2-2 滾動式回轉支承材質及硬度規(guī)定 結構名稱 材質 表面硬度規(guī)定 滾動體 GCr15及GCr15SiMn HRC61—5 座圈 50Mn,50SiMn，5CrMnMo HRC61—5 滾道表面 GCr15及GCr15SiMn HRC55—65 因為我研究的微型液壓挖掘機，微型液壓挖掘機的載荷不會過大，所以三排式以及交叉式回轉支承不作考慮，我選擇單排球式回轉支承，參照SWE40U微型液壓挖掘機，選用 系列軸承，圖2-2-3便是這種支承的機構圖 圖2-2-3 回轉支承結構圖 2.3四點接觸球式回轉支承的分析 本次設計中所采用的單排球式轉支承是四點球式的，所以以下受力分析僅就單排球式回轉支承作以下簡單分析和計算。如圖2-3-1示的就是單排球式回轉支承受力圖，從圖中可以看出回轉支承受到軸向載荷，傾覆力矩和徑向載荷。我們可以把座圈看做是個以滾動體為支點的多支點彈性體。我借鑒了《液壓挖掘機》中的研究方法，將內座圈與轉臺看做一個整體，外座圈與底架看做一個整體，這樣從圖中就可以看出力的傳遞路線是轉臺經內座圈，滾動體，外座圈到底架。由于內力受到內外座圈與滾動體的影響，為了便于研究與分析，我們不妨假設 （1）在對回轉支承進行受力分析時，選用滾動體與滾到的接觸點為受力點，在這個點上進行里的分析，另外受力分析時不受到內外圈因受力而產生變形的影響。 （2）假設滾動體與滾道之間是光滑的，除去加工誤差對滾動體與滾道的影響 圖2-3-1 單排球式回轉支承受力分析 內力計算的方法有兩種，在這里不逐一介紹。第一種變形疊加法比較復雜，不適合簡單的回轉支承分析，所以考慮到載荷疊加法比較簡單，計算結果能滿足要求，因此仍采用載荷疊加法計算內力，即上述三種載荷在滾動體上引起的正壓力分別計算后再疊加?！?林慕義，史青錄，《單斗液壓挖掘機的構造與設計》 2011.04 】 2.3.1分析和計算 如圖2-3-1所示，在力的作用下，運用載荷疊加法計算，每一個滾動體對滾道的正壓力 (2-1) 式中：--滾動體總數； --接觸角（即滾道上力的作用線與垂直于回轉支承軸線的平面之間的夾角）。 2.3.2分析與計算 在傾覆力矩M作用下，按照上述假定滾動體與滾道之間的彈性接觸與橫坐標成正比例。令受載最大的滾動體其變形量為，則有 （2-2） 為簡化計算，暫時忽略接觸角的影響。按照彈性接觸理論，正壓力-2與變形的關系為 （2-3） 式中： k--比例常數，與滾動體和滾道的幾何尺寸、材料和接觸情況有關。于是 （2-3） 考慮到滾動體個數較多，可以視作其變形是連續(xù)的，我們可以用積分的方法計算出在微小弧長上正壓力的力矩，根據力矩平衡，再將接觸角代入其中 （2-3） 2.3.3分析與計算 在徑向載荷作用下，假定回轉支承只要Y坐標右側的滾動體受力，滾動體沿X坐標方向的移動量相等，用表示，滾動體在徑向的變形符合余弦規(guī)律，即 ，為了簡便計算，我先暫時忽略接觸角，根據彈性接觸理論，先求的單位滾道上的徑向力，在求得一小段弧長上的分力， 根據力的平衡條件，僅對一條滾道起作用，引入接觸角得 （2-4） 令，由于回轉支承會受到、和的共同作用，滾動體對滾道的正壓力可以表示為 （2-5） 3四點接觸球式回轉支承的校核計算 3.1當量負荷的計算 已知四點接觸球式回轉支承會受到總軸向力、傾覆力矩以及徑向力矩的作用，由此可知當量負荷也應與這三個量有關。如下公式就是三者的關系： （3-1） 上式中 --滾道中心直徑（m）； --作用在回轉支撐上的總軸向力()； --傾覆力矩（）； --徑向力矩（）。 挖掘機在進行挖掘作業(yè)時回轉支承上會受到外載荷、和的作用，因為挖掘工況和計算位置的不同，可以計算出若干組當量軸向負荷，我們選擇其最大值。 挖掘機工作裝置主要分為三種：反鏟工作裝置、正鏟工作裝置以及其他作業(yè)裝置，這樣就導致在計算不同工作裝置在不同位置時要使用不同的計算方法。因為我設計的液壓挖掘機工作裝置是反鏟工作裝置，所以就反鏟裝置的工作過程給予詳細的分析，其余情況就不一一介紹。挖掘機在進行挖掘作業(yè)時，在各個位置時都會有著不同的當量軸向負荷，我們不可能一一計算在內。所以在一般情況下，我們選擇具有代表性的三個位置進行分析與計算： （1）動臂兩絞點處于同一水平線上，斗桿鉛直，用鏟斗液壓缸挖掘，使切向斗齒力垂直于地面。如下圖3-1-1所示 V 圖3-1-1斗桿鉛垂時工作位置計算圖 因為我設計的是微型液壓挖掘機回轉體機構，不涉及工作裝置各部分的計算，所以有關液壓挖掘機工作裝置的數據只能從網上對比選擇與我設計類似的微型液壓挖掘機的數據，我選用的是“山河智能”SWE40U型液壓挖掘機，因為所選數據僅為近似值，所以我也就近似求解。 下表的數據就是某挖掘機在斗桿鉛直時，其工作裝置各部分相對以中心點的力矩與力臂的數值。下圖所示的數據均為某液壓挖掘機的工作時的數據。 ` 圖3-1-2某液壓挖掘機工作時各項數據 挖掘機進行挖掘作業(yè)時，轉臺以上部分是不對中心點產生力矩的，我們只計算工作裝置產生的力矩 （3-2） 帶入上表中所顯示的數據，得 在挖掘機進行作業(yè)過程中，各項力會對回轉支承中心產生合力，合力為 (3-3) 同樣帶入上數據，得 挖掘機在進行作業(yè)時，總傾覆力矩會對回轉支承產生的力是 式中：--反鏟裝置進行作業(yè)時，挖掘機受到的切向挖掘阻力（）； --反鏟工作裝置進行作業(yè)時，挖掘機整機受到的法向挖掘阻力（）； --回轉支承上部（也就是轉臺）的重量（）； --動臂液壓缸的質量（）； --斗桿液壓缸的質量（）； --鏟斗液壓缸的質量（） 、--表示動臂和斗桿的自重（）； --鏟斗自重和斗內所有物體的重量之和（）； --力臂的長度（m） --回轉支承工作條件系數，對于微型液壓挖掘機，取。 所以當量負荷的計算將上述三個值帶入 （2）在挖掘機進行土工作業(yè)時，挖掘機的工作裝置在掘進土層時，會有一個最大深度，在這種情況下，總傾覆力矩為（見圖3-2） (3-4) 圖3—2最大挖掘深度時反鏟回轉支撐當量負荷的計算位置 (3) 挖掘機在不作業(yè)時，如圖3-3所示的停放方式，其反鏟回轉裝置當量負荷是 (3-5) (3-6) (3-7) 式中： --回轉支承所受法向力與水平線的夾角（） 圖3—3回轉支撐當量負荷的計算位置 3.2 負荷能力的計算 一般用回轉支承的靜、動容量來表示回轉支承的負荷能力的大小，動容量與靜容量的區(qū)別在于一靜一動，簡單點來說動容量是回轉支承在進行回轉運動時，不會因回轉次數過多而受損，而靜容量就是當回轉支承靜止時，受靜負荷的作用下，不會出現(xiàn)磨損的能力。由于我選用的是微型液壓挖掘機，不會進行速度較快的回轉運動，所以只需要計算其回轉支承的靜容量。 回轉支承的靜容量計算如下： 式中： --滾柱靜容量系數（）； --滾球靜容量系數（）； 與是相關的兩個量，在計算中取滾球靜容量系數為兩倍的滾柱系數； --分為柱體和球體，本次設計滾動體是球體，是球體的直徑（mm），選?。? --接觸角的大小，我們??； --滾動體總數。 下面我們來分析與計算滾動體總數，通過查閱資料可以得知滾動體總數的計算分為兩種情況，一種是帶隔離塊的，另一種是不帶隔離塊。因為我們選用的是四點接觸球式回轉支承，在生產中我們必須按照國家標準來制定，國家標準中的額定靜容量是按照帶隔離帶算出的，因次我們選用下式 (3-8) 上式中: --滾道中心直徑（）； --隔離帶的寬度（）；這個寬度的選擇主要是依據滾道中心直徑的大小來制定的，標準是=,當大于這個值時，選取寬度為；當小于等于這個值時，選取寬度為。 帶入數據得 由國家標準取。 在計算回轉支承的靜容量時，由于回轉支承靜容量受到滾道表面硬度的影響，所以當選用靜容量系數時，按照下表兩者的關系來選擇： 所以按照式子（3-2-1）可以計算出 最后一步，驗證滾道的的承載能力，主要是根據計算出來的安全系數，如下式 式子：--回轉支承的靜容量； --當量軸向載荷； --回轉支承安全系數，由于我設計的是微型液壓挖掘機，取1.30~1.45之間 經計算得，回轉支承安全系數在合理范圍之內。 3.3連接螺栓的校核 連接螺栓是回轉體機構的重要零件，他的主要作用是連接回轉支承外圈和轉臺，當挖掘機處于工作狀態(tài)時，回轉機構進行回轉運動，其勢必會帶給連接螺栓較大的應力，所以必須對作為關鍵零件的連接螺栓進行校驗。 （一）最大工作載荷 最大工作載荷的計算公式由下式得 （3-9） 上式中 --螺栓分布直徑（m），取D等于內圈螺栓分布圓直徑； --圈螺栓的數目 計算連接螺栓預緊力 螺栓預緊力的計算如下 （3-10） 式中：--工作載荷分配系數，對于高強度螺栓常取x=0.25 --結合面緊密性安全系數。一般取 我們可以選取，，經計算得 （3-11） 那么我們不難得到 （3-12） 上式中：F--螺紋根部的斷面積螺栓的預緊力通常是，為螺栓的屈服極限（MPa）。 當按算出的值超過時，應增加螺栓直徑或改變材質。 為確保螺栓具有必要的預緊力，在擰緊螺紋和螺母斷面涂油的情況下，測力 扳手的預緊扭矩為 (Nm) (3-13) 式中：—螺栓名義直徑（mm） 當預緊力時 (Nm) (3-14) 下面來計算螺栓最大計算載荷 (KN) (3-15) 當時， (KN) 螺栓的強度計算 螺栓的靜強度安全系數 （3-16） 螺栓的疲勞強度安全系數 （3-17） 式中：變應力的應力幅（MPa）， （3-18） —螺栓螺紋部分對稱循環(huán)疲勞極限（MPa） 對于45號鋼，調質， MPa時，可近似取為40 MPa。對于40Cr鋼，調質，， MPa時，可以近似取為MPa（小值用于大直徑螺紋）。 上述值系螺栓在次載荷循環(huán)下的疲勞極限，對10年工作壽命的挖掘機，載荷循環(huán)次數約為，因此可將增大左右。 3.4計算與校驗回轉小齒輪 （一）計算外嚙合小齒輪參數 如下圖3-4表示的就是小齒輪齒數與小齒輪變位系數之間的關系 圖3-4 齒數與變位系數參照表 外嚙合小齒輪的齒數一般選取，所以可以確定變位系數。 計算內嚙合小齒輪參數 內嚙合小齒輪與外嚙合齒輪參數選擇有著明顯的區(qū)別，我們選擇齒數，選用變位系數，同時為了提高齒輪的彎曲強度，我們采用的短齒齒形?；? （三）確定齒輪傳動參數 挖掘機回轉驅動裝置的大小齒輪要按照國家標準來選取，采用的基準齒形，大齒輪與小齒輪之間的傳動選用高度變位齒輪傳動。由于傳動之間的摩擦損耗，為了提高傳動強度，小齒輪與大齒輪的變位系數不同。由上面所得的內容可知 4回轉機構傳動方式及其選擇 回轉機構一般分為半回轉和全回轉的回轉機構 。微型液壓挖掘機由于工作環(huán)境的多樣化，要求其必須可以進行回轉作業(yè)。因此微型液壓挖掘機必須選擇全回轉的回轉機構。 4.1 微型液壓挖掘機的回轉機構 液壓挖掘機的回轉機構回轉方式以及選擇可以見表4-1-1。 回轉方案 傳動方式 液壓馬達型號 高速方案 兩級正齒輪傳動， 斜軸式高速液壓馬達 斜盤式高速液壓馬達 一級正傳動和一級行星齒輪傳動 兩級行星齒輪傳動 一級正傳動和兩級行星齒輪傳動 低速方案 正齒輪傳動 內曲線式，靜力平衡式和星型柱塞式 表4-1-1 回轉傳動裝置結構形式表 下面就此表介紹回轉傳動裝置的結構形式。 高速方案：高速方案選用的馬達是高速液壓馬達，這種馬達的典型特點就是轉速高，但是由于這種馬達的轉速過快，所以高速方案中一般都配有齒輪減速箱，通過齒輪減速箱的減速后，液壓馬達會增大其扭矩，從而帶動回轉小齒輪滾動，進而使轉臺進行轉動。 4-1-1可知高速方案有四種傳動方式。由于高速方案選用的是每轉排量較小、轉速高的液壓馬達，在生產生活中主要采用的是斜軸式液壓馬達，可以使用多種傳動方式。目前斜盤式液壓馬達由于回轉減速器的不斷改進，并增加了防反沖閥等多種液壓元件，提高了性能 ，在生產中的應用也逐步增多。 低速方案：低速方案的馬達選擇不同于高速馬達，它選用的是低速馬達，但是這種馬達的速度雖然低，但是他的典型特征就是扭矩大，所以在低速方案中不需要增加齒輪減速箱這一類減速器。 低速方案不同于高速方案，不需要減速器來增大扭矩，可以大大節(jié)省空間。相比于高速方案的液壓馬達，低速方案因為不需要液壓馬達進行高速運轉，所以采用低速馬達，但是因為低速馬達轉速低，無法產生足夠大的扭矩，因而為了滿足上述兩種的需求。我們在低速方案中選用低速大扭矩馬達，在市場上主要的類型通常為內曲線式，靜力平衡式和星型柱塞式等。因為低速方案中采用的馬達具有扭矩達、速度低的特點，所以在挖掘機運行和生產時制動性能好，廠商一般不會在采用低速方案的液壓挖掘機中安裝制動器。 由于低速大扭矩液壓馬達的制動性能較好，固未采用另外的制動器。 高速方案和低速方案各有其特點，生產廠家會根據液壓挖掘機生產環(huán)境、挖掘機生產各個方面的數據來選擇。高速方案與低速方案各有其優(yōu)缺點，下表4-1-2列出了高速方案與低速方案的優(yōu)缺點。 表4-1-2 兩種傳動方案比較 方案 優(yōu)點 缺點 高速方案 高速液壓馬達具有占用空間小，不需背壓補油，便于設置小制動器，發(fā)熱和功率損失小，性能可靠，適合 多種環(huán)境下的復雜作業(yè)， 需要較大的啟動扭矩。 低速方案 零件少，傳動簡單，起動制動性能好，對油污的敏感性小，使用壽命長等優(yōu)點 發(fā)熱和功率損失比較大，工作制動性能比較差，專業(yè)化生產和通用化程度比較差。 根據上述表格兩種傳動方式的優(yōu)缺點比較，在結合我所設計的是微型液壓挖掘機回轉體機構，高速方案適合于啟動扭矩大的中大型挖掘機，所以我采用低速大扭矩液壓馬達，即選擇低速方案 全回轉的回轉機構按液壓泵的調節(jié)方式和回轉制動方式可分為九類，如表4-1-3所示 表4-1-3 回轉機構分類方式 驅動方式 定量泵 分功率變量泵 全功率變量泵 傳動方式代號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 回轉制動方式 液壓 液壓+機械 機械 液壓 液壓+機械 機械 液壓 液壓+機械 機械 轉臺可否自由轉動 不可 可 不可 可 不可 可 下面我們來分析回轉機構的液壓系統(tǒng)傳動，傳動示意圖如圖4-1 1-定量泵 2-高壓管路 3-安全閥 4-換向閥 5-回轉馬達 6-過載閥 7-單向閥 圖4-1 液壓傳動系統(tǒng)簡圖 下面我們依據上面的傳動系統(tǒng)圖對回轉機構的傳動系統(tǒng)進行分析，在液壓系統(tǒng)壓力正常的情況下，液壓油通過定量泵進入高壓管路，再由高壓管路進入液壓馬達，在由低壓油管路經換向閥流回油箱。這就是液壓傳動系統(tǒng)的簡單傳動過程。在其中安全閥3起著保護整個系統(tǒng)的作用，在液壓傳動中一旦壓力高于標準值后，液壓油會通過安全閥流走，從而保護整個系統(tǒng)的壓力平衡。圖4-1中換向閥4的作用是控制轉臺的回轉方向，換向閥的操作桿在如圖所示的位置時，整條油路就不通，液壓油無法經正常的通路進入回轉馬達以及順利流出，此時回轉馬達處于無法工作的狀態(tài)。換向閥的位置決定了液壓挖掘機回轉平臺的轉向。 據統(tǒng)計，液壓加機械制動采用最為廣泛，而低速大扭矩液壓馬達驅動的回轉機構則易于選用機械制動，而本次設計正是低速大扭矩液壓馬達驅動的回轉機構，因此將選用機械制動的方式。 5 回轉阻力矩 回轉阻力矩是挖掘機在各種不同情況下受到不同方向的分力而引起是阻力矩，主要是回轉摩擦阻力矩、回轉風阻力矩、斜坡阻力矩以及回轉慣性矩這四種。挖掘機的回轉阻力矩就是上面四種阻力矩的和，因為挖掘機在啟動和制動時會消耗上大量的功率，所以回轉慣性阻力矩在這四種中起著主要作用。 5.1 回轉慣性阻力矩計算 回轉慣性阻力矩是由挖掘機在靜止時因液壓挖掘機的慣性力產生的回轉力矩，下面是它的計算公式 (5-1) 式中：--回轉角加速度 Ｑ--鏟斗的重量以及鏟斗內所含物體的重量（ｋｇ）； ｇ--重力加速度，一般選取9.8（）； ｒ--力臂的長度，指的是所挖土方的質量到回轉中心點的距離（ｍ）； ｊ--轉動慣量的值，包括工作裝置以及轉臺上的所有元件。 5.2 回轉摩擦阻力矩計算 回轉摩擦阻力矩是由于液壓挖掘機在進行回轉作業(yè)時，在受到外部載荷的作用下，由摩擦力或是摩擦力的分力產生的回轉力矩。計算公式如下 (5-2) 式中：--當量摩擦系數，選用參照表5-1 表5—1當量摩擦系數 工況 滾動式軸承 交叉滾柱式軸承 正常周期 0.008 0.01 回轉啟動時 0.012 0.015 --回轉支承的滾道中心直徑（m）； --軸向力矩以及傾覆力矩的作用下，對滾動體產生的法向的壓力值的和（N），注意由于對于滾動體產生的法向壓力方向會出現(xiàn)不同，要去絕對值之后取值。 --在徑向荷載的作用下，滾動體上的法向壓力值和，同上面一樣，取絕對值之后求和（N）。 因為選取的是四點接觸式軸承，取≦0.3 （N） 5.3 回轉風阻力矩計算 回轉風阻力矩是由外部阻力風力引起的回轉力矩，在回轉阻力矩的計算過程中由于風阻力產生的力矩太小，所以一般不作考慮。下面簡單的介紹它的計算方法。 ( N /m) (5-3) 式中： p--風壓值的大小，一般 取p=147 N /m； --乘風面積的大小，乘風面積指的就是回轉體部分受到風力的有效面積（m）； --回轉裝置各部分受到風力的有效面積的形心到回轉中心的距離，一邊取正值，一邊取負值 。 5.4回轉坡度阻力矩計算 當挖掘機停在斜坡上的時候，挖掘機會與水平面成現(xiàn)出一個夾角，上部轉臺與工作裝置的重量會產生一個在斜坡上的分力，上車會產生一個回轉力矩。下面的式子就是回轉坡阻力矩的計算方法。 ( N /m) (5-4) 式中：--角度值，是斜坡與水平面的夾角； --挖掘機工作裝置的總重量（㎏）； --轉臺上部的質量（㎏）； --鏟斗內土石的質量（㎏） --物料重心到回轉中心軸線的距離（m） --工作裝置重心到回轉中心軸線的距離（m） --轉臺上部（除工作裝置外）重心到回轉中心軸線的距離（m） 6 轉臺的設計與運動分析 微型液壓挖掘機回轉驅動泵采用定量泵驅動，挖掘機進行回轉作業(yè)時，當轉臺進行小幅度回轉時，挖掘機的回轉過程幾乎就是勻速過程，但當挖掘機進行大幅度回轉作業(yè)時，回轉過程中便會明顯的出現(xiàn)加速、勻速與減速三個階段，在這期間轉角、角速度、啟動與制動力矩均會隨著轉角的變化而變化，其變化過程如圖6-1所示。 圖 6-1 微型液壓挖掘機角速度、角加速度、啟動力矩、制動力矩與轉角的關系圖 6.1 轉臺的運動過程 微型液壓挖掘機轉臺的運動過程在轉過較大轉角時，會出現(xiàn)多個過程。首先是啟動加速過程，在這一期間轉臺的速度處于加速變化狀態(tài)，且加速度不恒定，其次是制動減速階段，再接著是恒流量也叫做勻速轉動階段，此時轉臺的轉速取決于定量泵的輸入流量，且勻速轉動階段只會出現(xiàn)在轉角較大的情況下，最后就是空斗時轉臺的返回過程。以上的過程就是挖掘機轉臺在進行回轉作業(yè)時的完整過程。 6.1.1 起動加速過程 如圖6—2所示為定量泵驅動時轉臺起動扭矩變化的實測情況。從圖中不難看出轉臺的啟動力矩隨時間的變化是一個漸變的過程。在時間啟動力矩隨時間的變化而急速上升，在時刻到達頂峰也就是最大啟動力矩的時候。而后隨著時間的增大，啟動力矩大體的趨勢是減小，但在一小段時間內仍然會出現(xiàn)峰值，這就是轉臺上的瞬時力矩。在整個階段中我們可以標出作用在轉臺上的平均起動力矩。 圖6-2轉臺啟動力矩變化情況 圖6-3 定量泵驅動時角速度與時間關系 圖6-4 定量泵驅動時轉角與時間關系 由上面計算回轉阻力矩可以得知，回轉阻力是由四個部分組成，分別是坡度、風力、慣性阻力以及摩擦阻力。因為坡度與風力影響較小，所以不作考慮。 啟動階段的回轉阻力就是慣性阻力矩和摩擦阻力矩。在實際啟動階段，回轉摩擦阻力矩很小，一般不作考慮。并假定轉臺在整個起動過程中的起動力矩不變，則有 常數（） (6-1) 由上述三個圖以及上式，運用微分方程的方法，可以得出 起動過程所耗功 () (6-2) 起動過程所耗功率 (6-3) 式中： --挖掘機的鏟斗滿載時的轉動慣量（） --挖掘機的鏟斗滿載時回轉加速結束時轉臺角速度（） --挖掘機的鏟斗滿載時回轉加速結束時轉臺角（） -- 挖掘機的鏟斗滿載時回轉時轉臺起動時間（） 6.1.2制動減速過程 如圖6—5所示是典型的在采用液壓制動后制動力矩的變化圖。圖中表示由于閥的動態(tài)特性所引起的作用在轉臺上的瞬時力矩；表示最大制動力矩：表示作用在轉臺上的平均制動力矩；表示液壓馬達壓力從零升到最大值的升壓時間，其值略小于。是與靜摩擦和動摩擦有關的系數，為了簡化計算，可令。 在不考慮坡度、風力及摩擦阻力據的影響時，作用在轉臺上的制動力矩等于慣性阻力矩，并假定在制動過程中其值不便，于是有 常值 (6-4) 圖6-5 液壓制動時轉臺制動力矩變化實測情況 圖6-6 制動時角速度與時間關系 根據式子和圖6—6的坐標系建立角速度對時間的微分方程 (6-5) 對上式微分方程進行求解，可以得到其通解是 (6-6) 由其通解，解得其特解是 取 ，也就是 即得到 (6-7) 取，經計算的 (6-8) 根據式子和圖6—7的坐標系建立轉角對制動時間的微分方程 (6-9) 對上式進行微分方程計算 (6-10) 由圖6-可以看出當時， 代入上式 解得 (6-11) 所以上述微分方程的特解 (6-12) 圖6-7 制動時轉角與時間關系 當時 代入上式 (6-13) 6.1.3 恒流量過程 恒流量過程也就是與勻速轉動過程，當微型液壓挖掘機進行轉動時，會出現(xiàn)一個勻速過程。由上述轉角與速度的關系圖可知，當轉角過小時不會出現(xiàn)勻速過程，只有當轉角增大時才會出現(xiàn)勻速過程，則 (6-14) (6-15) 上式中 ： --轉臺單向回轉時的轉角; --勻速階段的轉角; --勻速回轉時間; 6.1.4 空斗時轉臺返回過程 轉臺空斗返回過程與滿斗回轉是有著明顯的區(qū)別的，首先在分析空斗時轉臺回轉仍然可以使用滿斗時的公式，但需要注意的是上述公式中的轉動慣量是有區(qū)別的，此外，計算時還需要注意無論是用三角速度圖進行分析還是用梯形速度圖進行分析，都會對最佳轉速產生影響 (一) 用三角形速度圖 (6-16) (6-17) (二)用梯形速度圖 (6-20) (6-18) (6-19) (6-20) (6-21) (6-22) 通過用三角速度圖與梯形速度圖對轉臺在不同時間的轉角速度、轉動時間、角加速度進行分析，我們可以得出在轉臺運動的一系列過程中所得的關于轉臺各個階段轉動的公式，為我們接下來對轉臺最佳速度的分析與計算做了鋪墊。。 6.2.分析與計算轉臺最佳速度 要分析與計算轉臺最佳轉速，首先我們要知道什么是最佳轉速以及最佳轉速的計算公式，先來分析第一個問題什么是最佳轉速，最佳轉速有三個基本原則： （1）角速度在允許值范圍內； （2）回轉力矩在允許范圍內； （3）時間盡可能的短。 下面我們分別用梯形速度圖與三角行速度圖來對轉臺的最佳轉速進行分析。 6.2.1 具有勻速運動階段的梯形速度圖的轉臺計算分析 回轉循環(huán)時間： (6-23) 上式對進行求導，求得 (6-24) 將 以及代入上式，得 (6-25) 又因為，所以得 (6-26) 將上式代入回轉時間的公式中，再對進行求導，令求導的值為0，得 (6-27) 再將， 代入上式得 (6-28) 式中： --液壓功率； --回轉機構總效率； 其中、以及為對應的效率值，取0.95 取1.8 6.2.2 具有無勻速運動階段三角形速度圖的轉臺最佳速度計算分析 對于定量泵驅動空斗單向回轉轉角 (6-29) 由梯形圖的方法不難得出 (6-30) (6-31) 將代入 ，便可得到 (6-32) 也就可以算得 (6-33) (6-34) 在空斗回轉運動的情況下 即 可以得出 (6-35) 按照回轉時間的計算公式可得出 (6-36) 上面兩種對于回轉平臺最佳轉速的方法就已經全部完成，只要用正確的代入相關的數據，即可得到我們所需要的參數。 6.3.具體參數的計算 根據液壓馬達的選取原則，正確地選取我們設計所需要的馬達?？紤]到液壓馬達的各項性能，這次研究的又是微型液壓挖掘機，參照實際生產中的各種液壓挖掘機所用液壓馬達的數據，選取低速大扭矩液壓馬達。 經參閱《液壓元件使用指南》一書，我初選型號的徑向球塞式液壓馬達，其基本技術參數如下 6.3.1回轉機構的參數選擇 在總體設計階段中，如何確定轉臺的最佳轉速是一個關鍵性問題 ，設計中我們可以得知只有先確定轉臺的轉動慣量、啟動力矩、制動力矩、以及轉角范圍的值，才能得出最佳轉速 。上述參數的確定，對與確定回轉機構的運動特性具有重要意義。 在生產中，我們常常根據最常見的工況和常用的工作裝置來估算轉臺的轉動慣量。因為工作裝置的不同及反鏟與正鏟裝置的不同，用來估算的公式也不相同。由設計書可知，我設計的液壓挖掘機是反鏟裝置，因此采用如下公式； 當挖掘機斗容量滿載時，有 （） (6-37) 當挖掘機空斗時，有 （） (6-38) 上式中，是整個挖掘機的質量，將代入上式就可以得到 所以， 回轉啟動力矩以及制動力矩的確定 首先我們需要確定的是回轉最大啟動力矩和最大制動力矩不應該超過行走部分與地面的附著力矩。通過查閱資料得到，當制動方式不同時，回轉啟動力矩與制動力矩也不同。因為在設計中我們采用的是機械制動的履帶式液壓挖掘機，所以先按照如下公式計算： (Nm) 式中： G--整機重量（t） . --附著系數，對平履帶板取0.3，對帶筋履帶板取0.5 由于本設計采用的是機械制動，當機械制動時，取