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

1、<p>　　斗容1m3挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　近年來(lái)，我國(guó)的基建工程有日益增多的趨勢(shì)，國(guó)家也要大力發(fā)展基建工程來(lái)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(guó)的基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)方面發(fā)揮舉足輕重的作用。</p><p>　　挖掘機(jī)在進(jìn)行作業(yè)時(shí)，其回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)要

2、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(guó)家發(fā)展各種不同類(lèi)型的挖掘機(jī)。</p><p>　　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，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(lái)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。</p>&

3、lt;p>　　國(guó)內(nèi)的挖掘機(jī)廠商對(duì)國(guó)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(guó)內(nèi)廠商制造更大更多類(lèi)型的挖掘機(jī)有重要的意義。</p><p>　　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</p><p><b>　　第一章 緒 論</b></p><p>　　1.1 液壓挖掘機(jī)及其回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)介紹</p><

4、p>　　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(guò)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(lái)位置開(kāi)始下一次作業(yè)，如此循環(huán)。</p><p>　　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

5、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(guó)民建設(shè)與國(guó)民經(jīng)濟(jì)服務(wù)。</p><p>　　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(guò)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)，

6、帶動(dòng)轉(zhuǎn)臺(tái)繞底架回轉(zhuǎn)，相當(dāng)于行星機(jī)構(gòu)。</p><p>　　1.2國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況</p><p>　　工國(guó)外發(fā)達(dá)國(guó)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(kāi)始生產(chǎn)特大型挖掘機(jī)，例如，美國(guó)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168.2m

7、³的步行式拉鏟挖掘機(jī)等。從20世紀(jì)后期開(kāi)始， 國(guó)際上挖掘機(jī)的生產(chǎn)向微型化、多功能化、大型化、專(zhuān)用化和自動(dòng)化的方向發(fā)展。</p><p>　　國(guó)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(lái)開(kāi)發(fā)出新一代挖掘機(jī)的變型產(chǎn)品（如高原型車(chē)、焊接車(chē)等），爭(zhēng)取步入大型挖掘機(jī)市場(chǎng)，不能只依靠國(guó)外進(jìn)口，把握市場(chǎng)方向。同時(shí)，國(guó)內(nèi)的廠商要提高用戶服務(wù)，樹(shù)立良好的品牌形象，力求企業(yè)與用戶實(shí)現(xiàn)雙贏局面

8、。只有這樣，國(guó)內(nèi)廠商才可能慢慢把失去的市場(chǎng)份額奪過(guò)來(lái)。</p><p>　　1.3 本設(shè)計(jì)的目的和意義</p><p>　　目前我國(guó)及發(fā)展中國(guó)家的基礎(chǔ)工程建設(shè)相當(dāng)多，挖掘機(jī)的產(chǎn)銷(xiāo)量很大。作為工程機(jī)械應(yīng)用專(zhuān)業(yè)的學(xué)生，通過(guò)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(lèi)基礎(chǔ)知識(shí)解決實(shí)際問(wèn)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(chē)

9、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)方案設(shè)計(jì)及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。</p><p>　　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)方案與制動(dòng)器設(shè)計(jì)。</p><p>　　1.3研究的基本思路與采用的方法</p><p>　　通過(guò)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)。</p><p>　　結(jié)合三維建模及分析

10、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(xiě)出具體的型號(hào)。</p><p>　　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； </p><p><b>　　第二章 方案設(shè)計(jì)</b></p><p>　　2.1 回轉(zhuǎn)方案選擇</p><p>　　1）高速方案：采用高速液壓馬達(dá)，經(jīng)過(guò)齒輪減速箱

11、來(lái)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：</p><p>　　1 一級(jí)正齒輪和一級(jí)行星齒輪傳動(dòng)</p><p>　　2 兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng)</p><p><b>　　3 兩級(jí)正齒輪傳動(dòng)</b></p><p>　　4 一級(jí)正齒輪和兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng)</p><p>　　在高速軸

12、上裝了機(jī)械制動(dòng)器，我國(guó)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(zhuān)業(yè)化生產(chǎn)。</p><p>　　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。</p><p>　　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

13、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(guò)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。 </p><p>　　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，可靠性比較好，對(duì)油污的敏感性也比較小。</p><p>　　為了經(jīng)濟(jì)性、可靠性和效率，選用了方案2。</p><

14、p>　　2.2 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)齒輪嚙合方案的確定</p><p>　　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)。</p><p>　　2.3 回轉(zhuǎn)軸承選型</p><p><b>　?。?）單排滾球式</b></p><p>

15、;　　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。</p><p><b>　?。?）雙排滾球式</b></p><p>　　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(水平線與作用力的夾角)=90

16、76;，所以能承受很大的軸向載荷與傾覆力矩。</p><p><b>　?。?）交叉滾柱式</b></p><p>　　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。</p><p><b>　　（4）組合滾子式</b></p>&l

17、t;p>　　跟雙排滾珠式類(lèi)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。</p><p>　　現(xiàn)實(shí)應(yīng)用最廣泛的是上述（1）（2）（3）3種。</p><p>　　縱觀液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)支承發(fā)展歷程，開(kāi)始采用的雙排異徑球式，后來(lái)發(fā)展成用單排交叉滾柱式，近來(lái)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

18、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。</p><p>　　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，</p><p>　　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</p><p>　　滾動(dòng)軸承式回轉(zhuǎn)支承，不少?lài)?guó)家已有系列標(biāo)準(zhǔn)，由專(zhuān)門(mén)的軸承廠制造，主機(jī)成更具用途選用即可。<

19、;/p><p>　　我國(guó)制定的滾動(dòng)支撐系列標(biāo)準(zhǔn)分兩大類(lèi)，六種結(jié)構(gòu)形式，四十種規(guī)格。</p><p>　　第一類(lèi)或稱(chēng)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。</p><p>　　第二類(lèi)或稱(chēng)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。</p><p>　　每一類(lèi)按座圈不帶齒（代號(hào)“B”），帶外齒（

20、代號(hào)“W”）和帶內(nèi)齒（代號(hào)“N”）的不同分為三種結(jié)構(gòu)形式。</p><p>　　每一類(lèi)按滾道中心直徑的大小分為二十種規(guī)格。</p><p>　　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。</p><p>　　我國(guó)指定的滾動(dòng)軸承職稱(chēng)系列標(biāo)準(zhǔn)有一下特點(diǎn)：</p><p>　　1.尺寸參數(shù)比較齊全（滾道中心直徑范圍

21、是），符合主機(jī)系列，可滿足發(fā)展需要；</p><p>　　2.兩種系列的安裝尺寸，毛胚尺寸完全相同，可以互換：</p><p>　　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

22、.0；當(dāng)齒數(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）</p><p>　　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:</p

23、><p><b>　　滾道中心直徑：</b></p><p>　　外形尺寸： </p><p>　　安裝尺寸： </p><p>　　內(nèi)齒參數(shù)： </p><p>　　四點(diǎn)接觸球式滾動(dòng)回轉(zhuǎn)支承滾球尺寸： 接觸角

24、</p><p><b>　　圖 2.1回轉(zhuǎn)支承</b></p><p>　　2.5 主要性能參數(shù)</p><p>　　斗容量 1M³</p><p>　　整機(jī)使用質(zhì)量（含配重） 30000㎏</p><p>　　其中預(yù)估： 上車(chē)

25、 19900㎏</p><p>　　下車(chē) 9100㎏</p><p>　　柴油機(jī) 型號(hào) SAA6D102E-2</p><p>　　額定功率 125/2100

26、 </p><p><b>　　行駛速度范圍:</b></p><p>　　低速范圍 VI=0～3.1 km/h</p><p>　　高速范圍 VⅡ=0～5.5 km/h</p><p>　　最大爬坡角

27、 35º</p><p>　　軌距 2380 mm</p><p>　　每側(cè)履帶接地尺寸(長(zhǎng)×寬) 6470×2980 mm</p><p>　　運(yùn)輸工況外形尺寸(長(zhǎng)×寬×高) 9865×2980×30

28、15</p><p><b>　　液壓系統(tǒng)參數(shù):</b></p><p>　　鏟斗油缸-個(gè)數(shù)×缸徑×行程(mm) 130×1020×90</p><p>　　回轉(zhuǎn)液壓回路(Mpa) 28.4</p><p>　　控制液壓回路(Mpa) 3.2先導(dǎo)油路</p><

29、p>　　斗桿油缸-個(gè)數(shù)×缸徑×行程(mm) 140×1635×100</p><p>　　動(dòng)臂油缸-個(gè)數(shù)×缸徑×行程(mm) 130×1335×90</p><p>　　行走液壓回路(Mpa) 37.3</p><p>　　主泵最大流量(L/min) 439</p>

30、<p><b>　　第三章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</b></p><p>　　3.1回轉(zhuǎn)支承的受力分析</p><p>　　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)。</p><p>　　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

31、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。</p><p>　　圖3.1 回轉(zhuǎn)支承受力簡(jiǎn)圖</p><p>　　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)：</p><p>　　受力變形只發(fā)生在滾動(dòng)體與滾道接觸處，內(nèi)外座圈

32、為絕對(duì)剛體；滾道與滾動(dòng)體接觸良好，無(wú)加工誤差，無(wú)徑向間隙和軸向間隙。</p><p>　　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(guò)分析后得出挖掘機(jī)在直立狀態(tài)下受到的載荷為最大。</p><p>　　總軸向力V=23KN</p><p>　　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</p><p&g

33、t;　　其中C——風(fēng)載體型系數(shù)取0.7</p><p>　　Kh——高度休整系數(shù)取1</p><p>　　q——風(fēng)壓值取25公斤/m2</p><p><b>　　F——迎風(fēng)面</b></p><p>　　按照外傾5°來(lái)進(jìn)行計(jì)算:</p><p><b>　　=</b&g

34、t;</p><p><b>　　≈1.37KN</b></p><p>　　所以= ++≈5.2+1.37+43≈50KN</p><p>　　各力對(duì)回轉(zhuǎn)中心取距的傾斜力矩M為</p><p><b>　　≈391KN.m</b></p><p>　　3.2靜載系數(shù)的確定&

35、lt;/p><p>　　一般用回轉(zhuǎn)支承的靜、動(dòng)容量來(lái)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(wàn)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(wàn)分之一但不影響回轉(zhuǎn)支承正常運(yùn)轉(zhuǎn)的能力。</p><p>　　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：

36、 </p><p>　　Fa´=（Fa +2 Fr）Fs ≈258t</p><p>　　其中Fa——軸向力 </p><p><b>　　Fr——徑向力</b></p><p>　　Fs——靜載系數(shù)取1.25</p><p>　　M´=M Fs≈79×104N

37、83;m</p><p>　　M——傾斜力矩 </p><p><b>　　計(jì)算安全系數(shù):</b></p><p>　　軸向E額定靜負(fù)荷容量為:Coa=3000KN </p><p>　　當(dāng)量軸向載荷:Cp= ≈2296KN</p><p>　　所以 ≈1.31</p>&l

38、t;p>　　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</p><p>　　3.3 回轉(zhuǎn)支承的選型</p><p>　　經(jīng)過(guò)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。</p><p>　　JB230

39、0-84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。</p><p>　　圖3.1 QNA1600-40承載曲線圖</p><p>　　確定滾動(dòng)體的數(shù)目：Z=Dπ/d-0.5≈127</p><p>　　3.4最大接觸應(yīng)力校核</p><p>　　滾動(dòng)體所受載荷分別為：P

40、v=V/z≈5KN</p><p>　　Phmax=KH/iz≈1.86KN(i=1)</p><p>　　Pmmax=KM/zD≈6.8KN</p><p>　　該支承滾珠接觸角為45度，承受的最大等效載荷為：</p><p>　　Nmax= Pv/sinβ+ Phmax/cosβ+ Pmmax/ sinβ≈75KN≈1928公斤</

41、p><p><b>　　最大接觸點(diǎn)應(yīng)力：</b></p><p><b>　　≈10000</b></p><p>　　式中：——最大的正應(yīng)力；</p><p>　　——接觸處的換算曲率半徑； </p><p>　　其中：≈0.09

42、 </p><p>　　查設(shè)計(jì)手冊(cè)可知當(dāng)HB<300時(shí)校核成立。</p><p>　　3.5支撐連接螺栓強(qiáng)度計(jì)算</p><p>　?。?）連接螺栓的最大工作載荷P0計(jì)算</p><p>　　P0=4M/nD+Fa/n</p><p>　　式中 M——傾覆力矩，根據(jù)前面計(jì)算得M=628KN.m</

43、p><p>　　Fa——軸向力，根據(jù)前面計(jì)算得Fa =560KN</p><p>　　D——螺栓分布圓直徑，根據(jù)回轉(zhuǎn)支承型號(hào)查得D=1540mm</p><p>　　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</p><p>　　故 P0=4M/nD+Fa/n</p><p>&l

44、t;b>　　=28.79KN</b></p><p>　　（2） 連接螺栓預(yù)緊力的計(jì)算</p><p>　　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：</p><p>　　Py=ky P0（1-χ）</p><p>　　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

45、栓通常取0.25</p><p>　　ky——接合面緊密性安全系數(shù)，一般取ky≥1.5～2.0，在此取2</p><p>　　故 Py=ky P0（1-χ） </p><p><b>　　=43.19KN</b></p><p>　　螺栓上的預(yù)緊應(yīng)力σy=10 Py／F1</p&g

46、t;<p>　　其中F1 ——螺紋根部的斷面積。</p><p>　　F1 = d2π／4=0.252π／4=0.05N</p><p>　　故 σy=10 Py／F1</p><p>　　= 10×15.9×1000/0.05=3Mpa</p><p>　　螺栓的預(yù)緊應(yīng)力通

47、常是σy 0.5～0.7σs，其中σs為螺栓的屈服極限</p><p>　　查得螺栓的屈服極限σs為15Mpa，故符合預(yù)緊力要求。</p><p>　　（3）螺栓最大計(jì)算載荷</p><p>　　Pj=≈50.4KN</p><p>　?。?） 螺栓強(qiáng)度計(jì)算</p><p>　　靜強(qiáng)度安全系數(shù)：〉1.2~1.5

48、計(jì)算≈3.35</p><p>　　疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)： 2~3 計(jì)算≈5.6</p><p>　　3.6回轉(zhuǎn)齒輪強(qiáng)度校核</p><p>　　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(kāi)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。</p><p>　　計(jì)算最大彎曲應(yīng)根據(jù)力δF max</p>

49、<p>　　直齒圓柱齒輪齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算公式即</p><p>　　δF max= （MPa） </p><p>　　PU—— 運(yùn)轉(zhuǎn)中出現(xiàn)在分度圓上最大圓周?chē)Ш狭Γ↘N）</p><p><b>　　PU=</b></p><p>　　——油馬達(dá)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的

50、額定輸出扭矩，=1.5KN.m</p><p>　　m——齒輪模數(shù)，m=5mm</p><p>　　Z——小齒輪齒數(shù)，Z=12</p><p>　　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</p><p>　　b——齒寬，b=45mm</p><p>　　e——影響載荷系數(shù)，取e=1

51、.25</p><p>　　將上述參數(shù)代入3-6式得：</p><p><b>　　==</b></p><p><b>　　齒根疲勞極限應(yīng)力：</b></p><p>　　= （MPa） （3.7）</p><p>　　式中 ——壽命

52、系數(shù)，由壽命系數(shù)圖查得：=1.9</p><p>　　——彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)，由表查得：=1.5</p><p>　　——尺寸系數(shù)，由尺寸系數(shù)圖查得：=1</p><p>　　——相對(duì)應(yīng)力集中系數(shù)，由系數(shù)圖查得：=0.88</p><p><b>　　由2-7式計(jì)算得：</b></p><p>

53、　　=525×1.9×1/0.88×1.5=755.67MPa</p><p>　　計(jì)算結(jié)果表明：，齒根抗彎強(qiáng)度足夠。</p><p>　　3.7回轉(zhuǎn)軸承齒輪設(shè)計(jì)</p><p><b>　　3.7.1參數(shù)選擇</b></p><p>　　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

54、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(guò)的40Cr鋼，硬度241～286HBS;大齒輪選擇調(diào)質(zhì)處理過(guò)的材料為ZG42SiMn鑄鋼，硬度190～240 HBS；</p><p>　　粗選取=127，=117（參考已有的產(chǎn)品）9.75</p><p>　　由表取齒寬系數(shù)=0.6，按軟齒面齒輪對(duì)稱(chēng)安裝。</p><p>　　3.7.2齒面接觸疲勞強(qiáng)度</p

55、><p>　　齒面接觸疲勞強(qiáng)度的計(jì)算公式</p><p>　　(1) 初選載荷系數(shù)，計(jì)算名義轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　=3000</b></p><p>　　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(duì)稱(chēng)布置，7級(jí)精度，初取KHβ=1.3 。由表按齒面未硬化，直齒輪

56、，7級(jí)精度，，初取KHα=1.3 。</p><p>　　(2)初選系數(shù)和參數(shù)</p><p>　　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。</p><p><b>　　齒面接觸許用應(yīng)力　</b></p><p><b>　　查手冊(cè)可知：<

57、/b></p><p>　　齒輪材料接觸疲勞極限應(yīng)力σHlim1=800MPa，σHlim2=560MPa 。</p><p><b>　　小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p><b>　　大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p><b>　　查手冊(cè)可知：</b>

58、</p><p>　　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。 </p><p>　　查手冊(cè)取安全系數(shù)SH=1。</p><p>　　(3) 齒輪分度圓直徑等主要幾何尺寸的計(jì)算</p><p><b>　　148.67mm</b></p><p>　

59、　b==0.4148.67=60mm</p><p>　　取小齒輪與大齒輪的寬度=85mm，=80mm</p><p><b>　　12</b></p><p><b>　　取m=12</b></p><p><b>　　中心距</b></p><p>

60、<b>　　630mm</b></p><p><b>　　分度圓直徑</b></p><p>　　144mm，1404mm</p><p><b>　　基圓直徑</b></p><p>　　135.32mm，1319.32mm</p><p><

61、b>　　齒頂圓直徑</b></p><p>　　173.93mm，1385mm</p><p><b>　　齒根圓直徑</b></p><p>　　118.8mm，1440mm</p><p><b>　　重合度</b></p><p>　　38.92’，

62、17.69’</p><p><b>　　1.69</b></p><p>　　(4) 由計(jì)算結(jié)果來(lái)校核前面得假設(shè)正確與否</p><p><b>　　41667N</b></p><p><b>　　查手冊(cè)得合理，取</b></p><p>　　因=0

63、.6， b=200，7級(jí)精度，對(duì)稱(chēng)布置，查手冊(cè)得。</p><p><b>　　計(jì)算載荷系數(shù)</b></p><p>　　按，查手冊(cè)查得。標(biāo)準(zhǔn)齒輪，節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。</p><p>　　齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核</p><p>　　<=576.8Mpa</p><p>　　所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度是安

64、全的。 </p><p>　　3.7.3校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度</p><p><b>　　其計(jì)算公式為</b></p><p>　　(1) 確定載荷系數(shù)</p><p><b>　　查手冊(cè)。</b></p><p><b>　　則 </b>&l

65、t;/p><p><b>　　確定參數(shù)</b></p><p>　　經(jīng)過(guò)查手冊(cè)，小齒輪齒形系數(shù) ，大齒輪齒形系數(shù) 。</p><p>　　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)。</p><p>　　(3) 確定彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p><b>　　彎曲疲

66、勞許用應(yīng)力</b></p><p>　　查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力</p><p><b>　　，。</b></p><p>　　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) 。</p><p>　　(4) 校核齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度</p><p>

67、<b>　　比較</b></p><p><b>　　按大齒輪來(lái)校核</b></p><p><b>　　彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。</b></p><p><b>　　3.8轉(zhuǎn)臺(tái)運(yùn)動(dòng)分析</b></p><p>　　圖3.2轉(zhuǎn)臺(tái)運(yùn)動(dòng)特性</p>&

68、lt;p>　　3.8.1 起動(dòng)加速過(guò)程</p><p>　　圖3.3起動(dòng)泵時(shí)w與t關(guān)系</p><p>　　圖3.4泵起動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)角與t關(guān)系</p><p>　　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</p><p>　　慮慣性阻力矩。假定起動(dòng)力

69、矩在起動(dòng)的時(shí)候一直不變：</p><p>　　常數(shù)（rad/s） （3-1）</p><p>　　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</p><p><b>　　其通解</b></p><p><b>　　當(dāng)時(shí),，解得</b></p><p>&

70、lt;b>　　固特解</b></p><p><b>　　(3-2)</b></p><p><b>　　當(dāng)時(shí) </b></p><p>　　即 (rad/s) (3-3)</p><p>　　或 ( s )

71、 （3-4）</p><p>　　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</p><p>　　其通解 </p><p><b>　　當(dāng)時(shí)，，解得</b></p><p>　　固特解 </p><p><b>　　當(dāng)時(shí)

72、， </b></p><p>　　即 （rad） (6-5)</p><p><b>　　起動(dòng)過(guò)程所耗功</b></p><p><b>　　(6-6)</b></p><p><b>　　起動(dòng)過(guò)程所耗功率</b></p>

73、<p>　　(W) (6-7)</p><p>　　式中： J — 滿斗回轉(zhuǎn)時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（kg·m）</p><p>　　、、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）</p><p>　　3.8.2制動(dòng)減速過(guò)程</p><p>　　圖3.5表示采用液壓制動(dòng)

74、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(kāi)，油壓開(kāi)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(kāi)始制動(dòng)。</p><p>　　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</p><p>　　慮慣性阻力矩。假定制動(dòng)力矩在制動(dòng)

75、的時(shí)候一直不變：</p><p>　　常數(shù)（rad/s） （3-8）</p><p>　　圖3.5實(shí)測(cè)下轉(zhuǎn)臺(tái)的制動(dòng)力矩變化</p><p>　　圖3.6制動(dòng)時(shí)w與t關(guān)系</p><p>　　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</p><p>　　其通解 </p>

76、<p><b>　　當(dāng)時(shí) 解得</b></p><p>　　固特解 (rad/s) (3-9)</p><p><b>　　當(dāng) 時(shí)， 即</b></p><p>　　(rad/s) (3-10)</p><p>　　或

77、 (s) (3-11)</p><p><b>　　令 則 </b></p><p>　　(s) (3-12)</p><p>　　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</p><p>　　其通解

78、 </p><p><b>　　當(dāng)時(shí) 解得</b></p><p>　　故特解 </p><p>　　圖3.7轉(zhuǎn)臺(tái)制動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)角與t關(guān)系</p><p><b>　　當(dāng)時(shí) </b></p><p>　　即

79、 (rad) (3-13)</p><p>　　(rad) (3-14)</p><p>　　(rad) （3-15）</p><p><b>　　3.8.3勻速過(guò)程</b></p><p>　　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(guò)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

80、轉(zhuǎn)角，為勻速回轉(zhuǎn)過(guò)程的時(shí)間，則</p><p><b>　?。?-16）</b></p><p><b>　　（3-17）</b></p><p>　　3.8.4 空斗時(shí)轉(zhuǎn)臺(tái)返回過(guò)程</p><p>　　對(duì)于空斗返回的過(guò)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

81、不同的，就可以沿用上述公式。</p><p>　　(一) 對(duì)于用三角形速度圖</p><p><b>　　(3-18)</b></p><p><b>　　(3-19)</b></p><p><b>　　(3-20)</b></p><p><b

82、>　　(3-21)</b></p><p>　　(二) 對(duì)于梯形速度圖</p><p><b>　　(3-22)</b></p><p><b>　　(3-23)</b></p><p><b>　　(3-24)</b></p><p>

83、;<b>　　(3-25)</b></p><p><b>　　(3-26)</b></p><p><b>　　(3-27)</b></p><p>　　通過(guò)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(guò)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)。

84、</p><p>　　3.9轉(zhuǎn)臺(tái)最佳速度的分析計(jì)算 </p><p>　　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(guò)允許值的情況下，應(yīng)盡可能縮短回轉(zhuǎn)時(shí)間。</p><p>　　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(wú)

85、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：</p><p>　　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</p><p><b>　　回轉(zhuǎn)循環(huán)時(shí)間：</b></p><p>　　(s) (3-28)</p><p>　　

86、所以， (3-29)</p><p>　　又已知， ，所以代入上式中可得</p><p><b>　　(3-30)</b></p><p>　　又 </p><p><b>　　所以， </b></p><p>　　將上式代入6-28中可得，

87、</p><p><b>　?。?-31）</b></p><p>　　所以， （3-32） </p><p>　　再將， 代入上式中，</p><p><b>　　(3-33) </b></p><p>　　式中： — 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)所需液壓功率（KW）</p>

88、<p>　　— 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）；</p><p><b>　　(這里我們?nèi)。?</b></p><p><b>　　這里取為1.78；</b></p><p>　　、— 轉(zhuǎn)角，的單位為弧度，的單位為度。</p>&l

89、t;p>　　3.9.2 具有無(wú)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</p><p>　　對(duì)于定量泵驅(qū)動(dòng)空斗單向回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)角</p><p>　?。╮ad）(3-34)</p><p>　　所以，(3-35)</p><p>　　或， (3-35)</p><p>　　以代入式6-34中得</p&g

90、t;<p><b>　　(3-36)</b></p><p>　　所以， （6-37）</p><p>　　或， （3-38）</p><p>　　在這種情況下，我們知道</p><p><b>　　即</b></p><p>　　所以， （3-39

91、）</p><p><b>　　回轉(zhuǎn)循環(huán)時(shí)間</b></p><p><b>　?。?-40）</b></p><p>　　至此，分別用具有勻速階段的梯形圖和沒(méi)有勻速階段的三角形圖的最佳轉(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)。</p><p>

92、　　3.10回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的參數(shù)選擇</p><p>　　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)。</p><p>　　3.10.1轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算</p><p>　　對(duì)于反鏟的方式，由經(jīng)驗(yàn)公式得:</p><p><b>　　滿斗回轉(zhuǎn)時(shí)：</b></p

93、><p><b>　　空斗回轉(zhuǎn)時(shí)：</b></p><p>　　由設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)我們知道，代入上式可得：</p><p>　　滿斗回轉(zhuǎn)時(shí)： N·m·s</p><p>　　空斗回轉(zhuǎn)時(shí)： N·m·s</p><p>　　所以， ,式中G—單斗液壓挖掘機(jī)的整機(jī)重量（t

94、）. </p><p>　　3.10.2回轉(zhuǎn)所需起動(dòng)力矩和制動(dòng)力矩估算</p><p>　　行走系統(tǒng)跟地面摩擦產(chǎn)生的力矩應(yīng)該超過(guò)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。</p><p>　　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：</p><p><b>　　

95、(N·m)</b></p><p>　　式中：G—挖掘機(jī)總重（t）</p><p>　　. —附著系數(shù)，對(duì)平履帶板取0.3，對(duì)帶筋履帶板取0.5</p><p>　　由于本設(shè)計(jì)采用的是機(jī)械制動(dòng)。所以 (N·m)</p><p>　　對(duì)于機(jī)械制動(dòng)，一般取，因?yàn)?，所?(N·m)</p>

96、;<p>　　6.3.3 轉(zhuǎn)角的選取</p><p>　　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。</p><p>　　3.11回轉(zhuǎn)速度和時(shí)間的計(jì)算</p><p>

97、;　　按兩種方法進(jìn)行計(jì)算：</p><p><b>　　按三角速度圖計(jì)算</b></p><p><b>　　液壓馬達(dá)所需功率</b></p><p><b>　　式中： Nm </b></p><p><b>　　轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速</b></p>

98、<p><b>　　式中： °</b></p><p><b>　　N·m·s</b></p><p>　　由此得 </p><p><b>　　回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)速比</b></p><p>　　由此得 ﹥M

99、=26109.4 Nm</p><p>　　則 MNm﹥ Nm</p><p>　　所以，馬達(dá)選取是合理的。</p><p><b>　　校核最佳轉(zhuǎn)速</b></p><p><b>　　式中: </b></p><p>　　與前計(jì)算的最佳轉(zhuǎn)速基本相等，固選取合理。&l

100、t;/p><p><b>　　滿斗單向最大速度</b></p><p><b>　　回轉(zhuǎn)循環(huán)時(shí)間</b></p><p><b>　?。?-40）</b></p><p>　　各階段的延續(xù)時(shí)間，角加速度和轉(zhuǎn)角</p><p>　　= =1.007 rad

101、</p><p>　　= =0.630rad ′==1.009 rad </p><p>　　′==0.631 rad </p><p>　　(二) 按梯形速度圖計(jì)算 </p><p><b>　　1.轉(zhuǎn)臺(tái)最佳轉(zhuǎn)速</b></p><p><b>　　r/min</

102、b></p><p><b>　　則 ， </b></p><p><b>　　2. 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)速比</b></p><p>　　由此得 NM ﹥NM </p><p>　　所以，轉(zhuǎn)矩沒(méi)有問(wèn)題。</p><p><b>　　3. 校核 </b>

103、</p><p><b>　　= </b></p><p>　　與前面計(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(wú)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。</p><p><b>　　4.回轉(zhuǎn)循環(huán)時(shí)間</b></p>&l

104、t;p>　　回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)關(guān)鍵構(gòu)件有限元分析</p><p>　　4.1 有限元分析介紹</p><p>　　4.1.1 有限元方法介紹</p><p>　　有限元法是將連續(xù)介質(zhì)離散為有限多個(gè)單元來(lái)進(jìn)行分析計(jì)算的方法。它是1960年由美國(guó)的Clough（克拉夫）在首先提出使用的。40多年來(lái)，該方法已由由靜力平衡問(wèn)題擴(kuò)展到穩(wěn)定性問(wèn)題、動(dòng)力學(xué)問(wèn)題和波動(dòng)問(wèn)題分析的對(duì)象由彈

105、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(wèn)題擴(kuò)展到板殼問(wèn)題、空間問(wèn)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(kāi)發(fā)過(guò)程的有效方法,從分析的角度來(lái)解決問(wèn)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(guò)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)

106、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(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(guò)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</p><p>　　1）可以分析的形狀非常復(fù)雜,不均勻的各種實(shí)際

107、工程結(jié)構(gòu);</p><p>　　2）可模擬各種復(fù)雜的材料本構(gòu)關(guān)系、條件和荷載；</p><p>　　3）可以進(jìn)行結(jié)構(gòu)動(dòng)力分析；</p><p>　　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。</p><p>　　用有限元進(jìn)行分析的基本步驟：</p><p>　　對(duì)象離

108、散化。根據(jù)需要和計(jì)算精度來(lái)將分析的對(duì)象離散為有限多個(gè)單元，一般來(lái)說(shuō),單元分裂更詳細(xì)的規(guī)則描述變形情況更準(zhǔn)確地說(shuō),越接近實(shí)際變形,但計(jì)算量就越大。</p><p>　　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,

109、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。</p><p>　　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(lái)的結(jié)構(gòu)重新聯(lián)結(jié)起來(lái)，形成整體剛度矩陣。</p><p>　　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(lái)求出別的未知量。</p>&l

110、t;p>　　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(wèn)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。</p><p>　　4.1.2 ANSYS軟件介紹</p><p>　　AN

111、SYS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(guó)ANSYS公司開(kāi)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(guó)核安全局（NQA）、美國(guó)機(jī)械工程師協(xié)會(huì)（ASME）以及近二十種專(zhuān)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(guò)ISO9001質(zhì)量

112、認(rèn)證的大型設(shè)計(jì)軟件。在國(guó)內(nèi)被國(guó)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(lái)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,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(guó)際工程面向有限元通用軟件主要包

113、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，</p><p>　　4.2結(jié)構(gòu)有限元分析流程 </p><p>　　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

114、可以進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化。</p><p>　　圖4.1基本工作流程 圖4.2有限元模式的工作流程</p><p>　　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(lái)找出解決問(wèn)題得方法。</p><p>　　FEM模式則使用MECHANIC

115、A的有限元模型功能來(lái)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(lái)進(jìn)行預(yù)覽,分析并獲取分析結(jié)果。</p><p>　　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。</p><p&

116、gt;　　4.3齒輪的結(jié)構(gòu)有限元分析</p><p>　　（1）因?yàn)辇X輪是軸對(duì)稱(chēng)的零件，而且受到的載荷也是對(duì)稱(chēng)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。</p><p>　?。?）設(shè)置齒輪材料屬性</p><p>　　選用齒輪彈性模量E=206GPa,材料為40Cr;密度ρ=7.82×10-6

117、kg/mm3;泊松比μ=0.3。同時(shí)將材料屬性分配給齒輪模型。</p><p><b>　?。?）添加約束條件</b></p><p>　　對(duì)齒輪采取靜力分析,選取兩側(cè)面為對(duì)稱(chēng)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(guò)程底面進(jìn)行約束。</p><p><b>　　（4）施加載荷</b></p>

118、<p>　　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。

119、</p><p><b>　?。?）建立分析文件</b></p><p>　　類(lèi)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(guò)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。</p><p&g

120、t;　　圖4.3 創(chuàng)建有限元分析</p><p>　?。?）有限元網(wǎng)格劃分</p><p>　　通過(guò)Pro / MECHANICA AutoGEM(自動(dòng)網(wǎng)格行分隔符)工具來(lái)進(jìn)行有限元網(wǎng)格自動(dòng)劃分。AutoGEM可根據(jù)幾何參考來(lái)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(guò)程中設(shè)置控制參數(shù)并用四面體網(wǎng)格來(lái)完成,如圖4.4所示。</p><p><b&g

121、t;　　圖4.4 創(chuàng)建網(wǎng)格</b></p><p>　　對(duì)該回轉(zhuǎn)齒輪輪齒共設(shè)置了2840 elements and 751 nodes。</p><p><b>　?。?）網(wǎng)格檢測(cè)</b></p><p>　　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)

122、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(zhǎng)寬比大于7. 000000單元沒(méi)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。</p><p>　　圖4.5 網(wǎng)格檢測(cè)結(jié)果</p><p><b>　　（8）運(yùn)行分析求解</b></p><p>　　在求解過(guò)程中Pro/MECHA

123、NICA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(shí)別的分析結(jié)果文件，如圖4.6。</p><p>　　圖4.6 有限元求解</p><p>　?。?）顯示并獲取計(jì)算結(jié)果</p><p>　　求解完畢

124、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。</p><p>　　圖4.7 應(yīng)變與應(yīng)力云圖</p><p>　　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0.0119

125、mm，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(shuō)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(lái)調(diào)節(jié)齒輪的硬度，從而設(shè)計(jì)出更優(yōu)越的產(chǎn)品。</p><p>　　4.4 支架梁的結(jié)構(gòu)有限元分析</p><p>　?。?）將在Pro/Engineer中建立的支架梁模型導(dǎo)入Pro/MECH

126、ANICA中進(jìn)行計(jì)算。</p><p><b>　?。?）設(shè)置材料屬性</b></p><p>　　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。</p><p><b>　?。?）添加約束條件</b></p

127、><p>　　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。</p><p><b>　　（4）施加載荷</b></p><p>　　在梁的上面加面載荷F=V=230KN。</p><p><b>　　（5）建立分析文件</b></p>