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

2工作裝置總體設(shè)計(jì)2.1 工作裝置構(gòu)成1-斗桿油缸；2- 動臂； 3-油管； 4-動臂油缸； 5-鏟斗； 6-斗齒； 7-側(cè)板；8-連桿； 9-曲柄(搖桿）： 10-鏟斗油缸； 11-斗桿.圖2-1 工作裝置組成圖 圖2-1為液壓挖掘機(jī)工作裝置基本組成及傳動示意圖，如圖所示反鏟工作裝置由鏟斗5、連桿9、斗桿11、動臂2、相應(yīng)的三組液壓缸1, 4,10等組成。動臂下鉸點(diǎn)鉸接在轉(zhuǎn)臺上，通過動臂缸的伸縮，使動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸點(diǎn)轉(zhuǎn)動。依靠斗桿缸使斗桿繞動臂的上鉸點(diǎn)轉(zhuǎn)動，而鏟斗鉸接于斗桿前端，通過鏟斗缸和連桿則使鏟斗繞斗桿前鉸點(diǎn)轉(zhuǎn)動。挖掘作業(yè)時，接通回轉(zhuǎn)馬達(dá)、轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)臺，使工作裝置轉(zhuǎn)到挖掘位置，同時操縱動臂缸小腔進(jìn)油使液壓缸回縮，動臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進(jìn)油而伸長，使鏟斗進(jìn)行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動并操縱動臂缸大腔進(jìn)油，使動臂抬起，隨即接通回轉(zhuǎn)馬達(dá)，使工作裝置轉(zhuǎn)到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉(zhuǎn)進(jìn)行卸土。卸完后，工作裝置再轉(zhuǎn)至挖掘位置進(jìn)行第二次挖掘循環(huán)。在實(shí)際挖掘作業(yè)中，由于土質(zhì)情況、挖掘面條件以及挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)的不同，反鏟裝置三種液壓缸在挖掘循環(huán)中的動作配合可以是多樣的、隨機(jī)的。上述過程僅為一般的理想過程。挖掘機(jī)工作裝置的大臂與斗桿是變截面的箱梁結(jié)構(gòu)，鏟斗是由厚度很薄的鋼板焊接而成。各油缸可看作是只承受拉壓載荷的桿。根據(jù)以上特征，可以對工作裝置進(jìn)行適當(dāng)簡化處理3。則可知單斗液壓挖掘機(jī)的工作裝置可以看成是由動臂、斗桿、鏟斗、動臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸及連桿機(jī)構(gòu)組成的具有三自由度的六桿機(jī)構(gòu)，處理的具體簡圖如2-2所示。進(jìn)一步簡化得圖如2-3所示。圖2-2 工作裝置結(jié)構(gòu)簡圖1-鏟斗；2-連桿；3-斗桿；4-動臂；5-鏟斗油缸；6-斗桿油缸圖2-3 工作裝置結(jié)構(gòu)簡化圖挖掘機(jī)的工作裝置經(jīng)上面的簡化后實(shí)質(zhì)是一組平面連桿機(jī)構(gòu)，自由度是3，即工作裝置的幾何位置由動臂油缸長度L1、斗桿油缸長度L2、鏟斗油缸長度L3決定，當(dāng)L1、L2、L3為某一確定的值時，工作裝置的位置也就能夠確定。2.2 動臂及斗桿的結(jié)構(gòu)形式動臂采用整體式彎動臂，這種結(jié)構(gòu)形式在中型挖掘機(jī)中應(yīng)用較為廣泛。其結(jié)構(gòu)簡單、價(jià)廉，剛度相同時結(jié)構(gòu)重量較組合式動臂輕，且有利于得到較大的挖掘深度。斗桿也有整體式和組合式兩種，大多數(shù)挖掘機(jī)采用整體式斗桿。在本設(shè)計(jì)中由于不需要調(diào)節(jié)斗桿的長度，故也采用整體式斗桿。2.3 動臂油缸與鏟斗油缸的布置動臂油缸裝在動臂的前下方，動臂的下支承點(diǎn)（即動臂與轉(zhuǎn)臺的鉸點(diǎn)）設(shè)在轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)中心之前并稍高于轉(zhuǎn)臺平面，這樣的布置有利于反鏟的挖掘深度。油缸活塞桿端部與動臂的鉸點(diǎn)設(shè)在動臂箱體的中間，這樣雖然削弱了動臂的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，但不影響動臂的下降幅度。并且布置中，動臂油缸在動臂的兩側(cè)各裝一只，這樣的雙動臂在結(jié)構(gòu)上起到加強(qiáng)筋的作用，以彌補(bǔ)前面的不足。具體結(jié)構(gòu)如圖2-4所示。21 1-動臂； 2=動臂油缸圖2-4 動臂油缸鉸接示意圖2.4 鏟斗與鏟斗油缸的連接方式本方案中采用六連桿的布置方式，相比四連桿布置方式而言在相同的鏟斗油缸行程下能得到較大的鏟斗轉(zhuǎn)角，改善了機(jī)構(gòu)的傳動特性。該布置中1桿與2桿的鉸接位置雖然使鏟斗的轉(zhuǎn)角減少但保證能得到足夠大的鏟斗平均挖掘力。如圖2-5所示。2331-斗桿； 2-連桿機(jī)構(gòu)； 3-鏟斗圖2-5 鏟斗連接布置示意圖2.5 鏟斗的結(jié)構(gòu)選擇鏟斗結(jié)構(gòu)形狀和參數(shù)的合理選擇對挖掘機(jī)的作業(yè)效果影響很大，其應(yīng)滿足以下的要求1：（1） 有利于物料的自由流動。鏟斗內(nèi)壁不宜設(shè)置橫向凸緣、棱角等。斗底的縱向剖面形狀要適合于各種物料的運(yùn)動規(guī)律。（2） 要使物料易于卸盡。（3） 為使裝進(jìn)鏟斗的物料不易于卸出，鏟斗的寬度與物料的粒徑之比應(yīng)大于4，大于50時，顆粒尺寸不考慮，視物料為均質(zhì)。綜上考慮，選用中型挖掘機(jī)常用的鏟斗結(jié)構(gòu)，基本結(jié)構(gòu)如圖2-6所示。圖2-6 鏟斗斗齒的安裝連接采用橡膠卡銷式，結(jié)構(gòu)示意圖如2-7所示。1-卡銷 ；2 橡膠卡銷；3 齒座； 4斗齒圖2-7 卡銷式斗齒結(jié)構(gòu)示意圖2.6 原始幾何參數(shù)的確定（1）動臂與斗桿的長度比K1由于所設(shè)計(jì)的挖機(jī)適用性較強(qiáng)，一般不替換工作裝置，故取中間比例方案，K1取在1.52.0之間，初步選取K1=1.8，即l1/l2=1.8。（2） 鏟斗斗容與主參數(shù)的選擇斗容在任務(wù)書中已經(jīng)給出：q =2m3按經(jīng)驗(yàn)公式和比擬法初選：斗寬b=1.8m3 工作裝置運(yùn)動學(xué)分析3.1 動臂運(yùn)動分析動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度；A：動臂油缸的下鉸點(diǎn)；B：動臂油缸的上鉸點(diǎn)；C：動臂的下鉸點(diǎn).圖3-1 動臂擺角范圍計(jì)算簡圖1是L1的函數(shù)。動臂上任意一點(diǎn)在任一時刻也都是L1的函數(shù)。如圖3-1所示，圖中動臂油缸的最短長度；動臂油缸的伸出的最大長度；動臂油缸兩鉸點(diǎn)分別與動臂下鉸點(diǎn)連線夾角的最小值；動臂油缸兩鉸點(diǎn)分別與動臂下鉸點(diǎn)連線夾角的最大值；A：動臂油缸的下鉸點(diǎn)；B：動臂油缸的上鉸點(diǎn)；C：動臂的下鉸點(diǎn)。則有：在三角形ABC中：L12 = l72+l52-2l7l5 COS11 = COS-1（l72+l52- L12）/2×l7×l5 (3-1)在三角形BCF中：L222 = l72+l12-2×COS20×l7×l120 = COS-1（l72+ l12- L222）/2×l7×l1 (3-2)由圖3-3所示的幾何關(guān)系，可得到21的表達(dá)式：21=20+11-1 (3-3)當(dāng)F點(diǎn)在水平線CU之下時21為負(fù)，否則為正。F點(diǎn)的坐標(biāo)為 XF = l30+l1×cos21 YF=l30+l1×Sin21 (3-4)C點(diǎn)的坐標(biāo)為 XC = XA+l5×COS11 = l30 YC=YA+l5×Sin11 (3-5)動臂油缸的力臂e1 e1=l5×SinCAB (3-6)顯然動臂油缸的最大作用力臂e1max= l5，又令 = l1min/ l5, = l7/ l5。這時L1 = Sqr（l72-l52）= l5 × Sqr（2-1）1=cos-11/ (3-7)3.2 斗桿的運(yùn)動分析如下圖3-2所示，D點(diǎn)為斗桿油缸與動臂的鉸點(diǎn)點(diǎn)，F(xiàn)點(diǎn)為動臂與斗桿的鉸點(diǎn)，E點(diǎn)為斗桿油缸與斗桿的鉸點(diǎn)。斗桿的位置參數(shù)是l2，這里只討論斗桿相對于動臂的運(yùn)動，即只考慮L2的影響。D-斗桿油缸與動臂的鉸點(diǎn)點(diǎn)； F-動臂與斗桿的鉸點(diǎn)；E-斗桿油缸與斗桿的鉸點(diǎn)； 斗桿擺角.圖3-2 斗桿機(jī)構(gòu)擺角計(jì)算簡圖在三角形DEF中L22 = l82+ l92-2×COS2×l8×l92 = COS-1（L22- l82-l92）/2×l8×l9 (3-8)由上圖的幾何關(guān)系知2max=2 max-2min (3-9)則斗桿的作用力臂e2=l9DEF (3-10)顯然斗桿的最大作用力臂e2max = l9，此時2 = COS-1（l9/l8），L2 = sqr（l82-l92）3. 3 鏟斗的運(yùn)動分析鏟斗相對于XOY坐標(biāo)系的運(yùn)動是L1、L2、L3的函數(shù)，現(xiàn)討論鏟斗相對于斗桿的運(yùn)動，如圖3-5所示，G點(diǎn)為鏟斗油缸與斗桿的鉸點(diǎn)，F(xiàn)點(diǎn)為斗桿與動臂的鉸點(diǎn)Q點(diǎn)為鏟斗與斗桿的鉸點(diǎn)，v點(diǎn)為鏟斗的斗齒尖點(diǎn)，K點(diǎn)為連桿與鏟斗的餃點(diǎn)，N點(diǎn)為曲柄與斗桿的鉸點(diǎn)，M點(diǎn)為鏟斗油缸與曲柄的鉸點(diǎn)，H點(diǎn)為曲柄與連桿的鉸點(diǎn)1。（1） 鏟斗連桿機(jī)構(gòu)傳動比i利用圖3-3，可以知道求得以下的參數(shù)：在三角形HGN中 22 = HNG = COS-1（l152+l142-L32）/2×l15×l1430 = HGN = COS-1（L32+ l152- l142）/2×L3×l1432=HNG = - MNG - MGN = -22-30 (3-11)在三角形HNQ中L272 = l132 + l212 + 2×COS23×l13×l21NHQ = COS-1（l212+l142- L272）/2×l21×l14 (3-12)在三角形QHK中27 = QHK= COS-1（l292+l272-L242）/2×l29×l27 (3-13)在四邊形KHQN中NHK=NHQ+QHK (3-14)鏟斗油缸對N點(diǎn)的作用力臂r1r1=l13×Sin32 (3-15)連桿HK對N點(diǎn)的作用力臂r2r2=l13×SinNHK (3-16)而由r3 = l24，r4 = l3 有3連桿機(jī)構(gòu)的總傳動比i = （r1×r3）/（r2×r4） (3-17)顯然3-17式中可知，i是鏟斗油缸長度L2的函數(shù)，用L2min代入可得初傳動比i0，L2max代入可得終傳動比iz。（2） 鏟斗相對于斗桿的擺角3鏟斗的瞬時位置轉(zhuǎn)角為 3=7+24+26+10 (3-18)其中，在三角形NFQ中7 = NQF= COS-1（l212+l22- l162）/2×l21×l2 (3-19)10暫時未定，其在后面的設(shè)計(jì)中可以得到。當(dāng)鏟斗油缸長度L3分別取L3max和L3min時，可分別求得鏟斗的最大和最小轉(zhuǎn)角3max和3min，于是得鏟斗的瞬間轉(zhuǎn)角:3 = 3-3min (3-20) 鏟斗的擺角范圍: 3 = 3max-3min (3-21) 圖3-3 鏟斗連桿機(jī)構(gòu)傳動比計(jì)算簡圖（3） 斗齒尖運(yùn)動分析見圖3-4所示，斗齒尖V點(diǎn)的坐標(biāo)值XV和YV，是L1 、L2、L3的函數(shù)只要推導(dǎo)出XV和YV的函數(shù)表達(dá)式，那么整機(jī)作業(yè)范圍就可以確定，現(xiàn)推導(dǎo)如下:由F點(diǎn)知：32=CFQ= 3-4-6-2 (3-22)在三角形CDF中：DCF由后面的設(shè)計(jì)確定，在DCF確定后則有：l82 = l62 + l12 - 2×COSDCF×l1×l6 (3-23)l62 = l82 + l12 - 2×COS3×l1×l8 3 = COS-1（l82+l12l62）/2×l1×l8 (3-24)在三角形DEF中L22 = l82 + l92 - 2×COS2×l8×l9 圖3-4 齒尖坐標(biāo)方程推導(dǎo)簡圖1則可以得斗桿瞬間轉(zhuǎn)角2 2 = COS-1（l82+l92- L22）/2×l8×l9 (3-25)4、6在設(shè)計(jì)中確定。由三角形CFN知：l28 = Sqr（l162 + l12 - 2×COS32×l16×l1） (3-26)由三角形CFQ知：l23 = Sqr（l22 + l12 - 2×COS32×l2×l1） (3-27)由Q點(diǎn)知：35=CQV= 233-24-10 (3-28)在三角形CFQ中：l12 = l232 + l32 - 2×COS33×l23×l3 33 = COS-1（l232+l32- l12）/2×l23×l3 (3-29)在三角形NHQ中：l132 = l272 + l212 - 2×COS24×l27×l21 24 =NQH=COS-1l272+l212 -l132）/2×l27×l21 (3-30)在三角形HKQ中：l292 = l272 + l242 - 2×COS26×l27×l24 26 =HQK=COS-1l272+l242l292）/2×l27×l24 (3-31)在四邊形HNQK：NQH =24 +26 (3-32)20 = KQV，其在后面的設(shè)計(jì)中確定。在列出以上的各線段的長度和角度之間的關(guān)系后，利用矢量坐標(biāo)我們就可以得到各坐標(biāo)點(diǎn)的值。3.4 特殊工作位置計(jì)算：（1） 最大挖掘深度H1maxNH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點(diǎn)；A -動臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動臂與動臂油缸鉸點(diǎn)；F-動臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖.圖3-5 最大挖掘深度計(jì)算簡圖如圖3-5示，當(dāng)動臂全縮時，F(xiàn), Q, U三點(diǎn)共線且處于垂直位置時，得最大挖掘深度為: H1max = YV = YFminl2l3 = YC+L1Sin21minl2l3 = YC+l1Sin（1-20-11）l2l3 (3-33)（2） 最大卸載高度H3maxNH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點(diǎn)；A -動臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動臂與動臂油缸鉸點(diǎn)；F-動臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖 圖3-6 最大卸載高度計(jì)算簡圖如圖3-6所示，當(dāng)斗桿油缸全縮，動臂油缸全伸時，QV連線處于垂直狀態(tài)時，得最大卸載高度為: (3-34)（3） 水平面最大挖掘半徑R1maxNH-搖臂；HK-連桿；C-動臂下鉸點(diǎn)；A -動臂油缸下鉸點(diǎn)；B-動臂與動臂油缸鉸點(diǎn)；F-動臂上鉸點(diǎn)；D-斗桿油缸上鉸點(diǎn)；E-斗桿下鉸點(diǎn)；G-鏟斗油缸下鉸點(diǎn)；Q-鏟斗下鉸點(diǎn)；K-鏟斗上鉸點(diǎn)；V-鏟斗斗齒尖圖3-7 停機(jī)面最大挖掘半徑計(jì)算簡圖如圖3-7所示，當(dāng)斗桿油缸全縮時，F(xiàn). Q. V三點(diǎn)共線，且斗齒尖v和鉸點(diǎn)C在同一水平線上，即YC= YV，得到最大挖掘半徑R1max為:R1max=XC+L40 (3-35)式中：L40 = Sqr（L1+L2+L3）2-2×（L2+L3）×L1×COS32max (3-36)（4） 最大挖掘半徑R最大挖掘半徑時的工況是水平面最大挖掘半徑工況下C、V連線繞C點(diǎn)轉(zhuǎn)到水平面而成的。通過兩者的幾何關(guān)系，我們可計(jì)算得到：l 30 = 85mm ；l 40 = 9800mm。（5） 最大挖掘高度H2max最大挖掘高度工況是最大卸載高度工況中鏟斗繞Q點(diǎn)旋轉(zhuǎn)直到鏟斗油缸全縮而形成的。具體分析方法和最大卸載高度工況的分析類似。4工作裝置基本尺寸的確定4.1 斗形參數(shù)的確定斗容量q ：在設(shè)計(jì)任務(wù)書中已給出q = 2.0 m3平均斗寬b：其可以由經(jīng)驗(yàn)公式選擇： 再參考其它機(jī)型的平均斗寬預(yù)初定b = 1.75m = 1750mm 轉(zhuǎn)斗挖掘滿轉(zhuǎn)角（2）：考慮到鏟斗切削入土和出土的余量，一般取2<140°，同時考慮到在轉(zhuǎn)斗速度一定時轉(zhuǎn)斗角度太大會增加挖掘阻力，降低生產(chǎn)率，因此一般取2=90°110°。初取2=100挖掘半徑R：參考同斗容的其它型號的機(jī)械，初選R = 10420mm 。鏟斗兩個鉸點(diǎn)K、Q之間的間距l(xiāng)24和l3的比值k2的選?。簂24太大將影響機(jī)構(gòu)的傳動特性，太小則影響鏟斗的結(jié)構(gòu)剛度3，初選特性參數(shù)k2 = 0.29。由于鏟斗的轉(zhuǎn)角較大，而k2的取值較小，故初選10 = KQV =110。4.2 動臂機(jī)構(gòu)參數(shù)的選擇4.2.1 動臂轉(zhuǎn)角的選取初選動臂轉(zhuǎn)角1 = 120 由經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和參考其它同斗容機(jī)型，初選特性參數(shù)k3 = 1.4 （k3 = L42/L41）4.2.2 l1與l2的選擇由統(tǒng)計(jì)分析，最大挖掘半徑R1值與l1+l2+l3的值很接近，由已給定的最大挖掘距離R1、已初步選定的l3和k1，結(jié)合經(jīng)驗(yàn)公式有：l2 = （R -l3）/（1+ k1）= （10420-1550）/（1+1.8）= 3167mm則l1 = k1l2 = 1.8 × 3167 = 5700mm4.2.3 l41與l42的計(jì)算如圖3-所示，在三角形CZF中：l42 = k3l41 = 1.4×2728 = 3820 mm3 9= ZFC = COS-1（l422+l12l412）/2×l1×l42 = 24.5°4.2.4 l5的計(jì)算由經(jīng)驗(yàn)和反鏟工作裝置對閉鎖力的要求初取k4 = 0.411的取值對特性參數(shù)k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影響，增大11會使k4減少或使H1max 增大，這符合反鏟作業(yè)的要求，初選11 = 62.5。斗桿油缸全縮時，CFQ =32 8最大，依經(jīng)驗(yàn)統(tǒng)計(jì)和便于計(jì)算，初選（32 8）max = 160 。由于采用雙動臂油缸，BCZ的取值較小，初取BCZ = 5 如上圖4-1所示，在三角形CZF中：ZCF= -1-39 = 180-120-24.5 = 35.5BCF=3=ZCF-ZCB =35.5-10 = 30.5由3-34和3-35有H3max = YC+l1Sin（1-20-11）l2l3 (4-1)= YA+ l5 Sin11+l1Sin（1max-2-11）+l2 Sin（1max+32 max -11-8-2-180） l3 H1max = l2+l3+l1Sin（11-1min+2）- l5 Sin11- YA) (4-2)由4-1、4-2式有：H1max + H3max = l1Sin（1max-2-11）+ l2 Sin（1max+32 max -11-8-2-180）+ l1Sin（11-1min+2）+ l2 (4-3)令 A =2+11 = 30.5 + 62.5 = 93 B = A + （32 8）max = 93 +（-160）=-67將A、B的值代入4-3式中有H1max + H3max - l1Sin（1max-93）+ Sin（93 -1min） + l2 Sin（1max +67）+1= 0 (4-4)又特性參數(shù)k4 = Sin1max/ 1Sin1min 則有 Sin1min = Sin1max/ 1 k4 =Sin1max/0.65 (4-5) (4-6)將4-5、4-6代入到4-4式中6485+6630-5700×Sin（1max-93）+ Sin（93 -1min） + l2 Sin（1max +67） =0 ()解之： 1max = 152 1min = 46.1 而1min與1max需要滿足以下條件1min = COS-1（2+1-2）/2 (4-8)1max = COS-1（2+1-122）/2 (4-9)將1max 、1min 的值代入4-8、4-9中得： = 2.51 = 3.1 1而+1=2.51 + 1 = 3.51 (4-10)（1 + ）/ = 4.1 1/2.51 = 1.64 （= 1.6） (4-11)、滿足4-10、4-11兩個經(jīng)驗(yàn)條件，說明、的取值是可行的。則l7 = l5 =3.11 ×750 = 2370mm (4-12)至此，動臂機(jī)構(gòu)的各主要基本參數(shù)已初步確定。E204.3 斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的選擇 E2ZDl92maxl8F D：斗桿油缸的下鉸點(diǎn)；E：鏟斗油缸的上鉸點(diǎn)；F動臂的上鉸點(diǎn)；2：斗桿的擺角；l9：斗桿油缸的最大作用力臂.圖4-1 斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)計(jì)算簡圖取整個斗桿為研究對象，可得斗桿油缸最大作用力臂的表達(dá)式：e2max = l9 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2 = 100×103 ×（3167+1550）×10-3/31.4××(70)2×10-6 = 975 mm 如圖4-1所示圖中，D：斗桿油缸的下鉸點(diǎn)；E：鏟斗油缸的上鉸點(diǎn)；F動臂的上鉸點(diǎn)；2：斗桿的擺角；l8：斗桿油缸的最大作用力臂。斗桿油缸的初始位置力臂e20與最大力臂e2max有以下關(guān)系:e20/e2max = l9COS(2max/2)/l9 = COS (2max/2) 2max越大,則e20越小,即平均挖掘阻力越小.要得到較大的平均挖掘力,就要盡量減少2max,初取2max = 90由上圖的幾何關(guān)系有:l82 = L22min + l29 + 2×L2min×l9×COS(-2max)/2l8 = 3820 mm而EFQ取決于結(jié)構(gòu)因素和工作范圍,一般在130170之間.初定EFQ=150,動臂上DFZ也是結(jié)構(gòu)尺寸,按結(jié)構(gòu)因素分析,可初選DFZ=10.至此，工作裝置的基本尺寸均已初步確定。5 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)5.1 回轉(zhuǎn)支撐的選擇 滾動軸承式回轉(zhuǎn)支撐廣泛用于全回轉(zhuǎn)的挖掘機(jī)，起重機(jī)和其他機(jī)械上。它是在普通滾動軸承基礎(chǔ)上發(fā)展起來的。結(jié)構(gòu)上相當(dāng)于放大了的滾動軸承。 本論文所設(shè)計(jì)的液壓挖掘機(jī)為50噸級中型挖掘機(jī)，參考國內(nèi)同型號的液壓挖掘機(jī)選擇單排四點(diǎn)接觸球式回轉(zhuǎn)支撐JB2300-84，型號： 012.40.800該回轉(zhuǎn)支撐外齒齒數(shù)Z=94 齒頂圓直徑D=970mm 模數(shù)m=105.2 減速器輸出小齒輪主要尺寸的計(jì)算 小齒輪與回轉(zhuǎn)支撐大齒輪外嚙合，傳動比為5。 小齒輪齒數(shù)Z2=94/5=18.8,根據(jù)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)對輸出小齒輪齒數(shù)的一般選擇，圓整Z=20 模數(shù)m=10回轉(zhuǎn)支撐大齒輪主要尺寸： 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒寬：中心距小齒輪主要尺寸：分度圓直徑： 齒寬：齒根圓直徑：mm 頂圓直徑：mm5.3回轉(zhuǎn)減速器設(shè)計(jì) 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)一般選用行星齒輪傳動，行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質(zhì)量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點(diǎn)，這些已被我國越來越多的機(jī)械工程技術(shù)人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動中均有效的利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理地采用了內(nèi)嚙合，才使得其具有了上述的許多獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)。行星齒輪傳動不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉(zhuǎn)矩的機(jī)械傳動裝置上。它可以用作減速、增速和變速傳動，運(yùn)動的合成和分解，以及其特殊的應(yīng)用中；這些功用對于現(xiàn)代機(jī)械傳動發(fā)展有著重要意義。因此，行星齒輪傳動在起重運(yùn)輸、工程機(jī)械、冶金礦山、石油化工、建筑機(jī)械、輕工紡織、醫(yī)療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器、和航空航天等工業(yè)部門均獲得了廣泛的應(yīng)用。5.3.1液壓馬達(dá)選型液壓挖掘機(jī)轉(zhuǎn)臺最大扭矩為，最大轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)減速器輸出齒輪與回轉(zhuǎn)支撐外嚙合 傳動比取5液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速初定為則減速器總傳動比液壓馬達(dá)輸出最小扭矩假設(shè)行星齒輪減速器效率為90%, 液壓馬達(dá)儲備功率系數(shù)1.1所需液壓馬達(dá)額定扭矩 型號規(guī)格MFBQA20輸出轉(zhuǎn)矩 （）100工作轉(zhuǎn)速 （r/min）1200減速器傳動比i=1200/6.6/5=36.3,屬二級NGW型的傳動比范圍。擬用兩級太陽輪輸入、行星架輸出的形式串聯(lián)。兩級行星輪數(shù)都選np=3,高速級行星架不加支撐，與低速級太陽輪之間用浮動齒輪聯(lián)軸器聯(lián)接，以實(shí)現(xiàn)高速級行星架與低速級太陽輪的浮動均載。 設(shè)計(jì)方案如圖5-1 圖5-1 二級NGW型行星減速器5.3.2 主要參數(shù)的確定總傳動比將傳動比分配為5.3.3 高速級齒數(shù)的確定行星齒輪傳動各齒輪齒數(shù)的選擇，除去應(yīng)滿足漸開線圓柱齒輪齒數(shù)選擇的原則外，還須滿足以下條件：同心條件、裝配條件、鄰接條件。1）滿足傳動比條件2）滿足裝配條件:保證多個行星輪均布裝入兩中心輪的齒間， 3）同心條件：保證太陽輪、內(nèi)齒圈和行星架軸線重合即滿足4）滿足鄰接條件L=將齒輪參數(shù)代入后即：查表13-5-5 NGW型行星齒輪傳動的齒數(shù)組合 選擇20 51 122 7.10005.3.4按接觸強(qiáng)度初算a-c傳動的中心距和模數(shù) 1、選擇齒輪材料太陽輪和行星輪材料使用20CrMnTi滲碳淬火 齒面硬度HRC58-62齒輪精度等級 8-7-72、按接觸強(qiáng)度初步確定中心距按直齒輪從表13-1-75選取483，取載荷系數(shù)K=2.0.查圖13-1-24選取初取許用接觸應(yīng)力由于行星齒輪為懸臂布置，初取則齒寬系數(shù)按表13177 圓整取中心輪輸入轉(zhuǎn)矩取行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)1.4在一對a-c傳動中，小輪傳遞的轉(zhuǎn)矩齒數(shù)比按表中公式計(jì)算初取=62模數(shù)取=2 則 a-c傳動未變位時的中心距由于此行星齒輪不要求變位。所以a-c傳動和c-b傳動的實(shí)際中心距變位系數(shù)及中心距為71mm =0 =0 5.3.5幾何尺寸計(jì)算1）分度圓直徑2）齒頂圓直徑3）齒根圓直徑4）齒寬和實(shí)際齒寬系數(shù) 取為30 實(shí)際齒寬系數(shù) 5.3.6 驗(yàn)算a-c傳動的接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度1、按接觸疲勞強(qiáng)度校核根據(jù)表13180 校核公式為1）一對齒輪嚙合中分度圓上圓周力2)小輪單對齒嚙合系數(shù)查表131104得 =13）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)查圖13116得 =2.54)彈性系數(shù)查表131105得 189.85)重合度系數(shù)6）螺旋角系數(shù)17）使用系數(shù)查表13181 得 18) 動載系數(shù)動載系數(shù)是按齒輪相對于行星架X的圓周速度查圖13-1-14求出可得：1.15 9）齒向載荷分布系數(shù)、由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=97.6/102<1所以： 可取110)齒間載荷分配系數(shù)、查表13-1-102 按7級精度 選取 得1.1將以上數(shù)據(jù)代入下式得齒輪得計(jì)算接觸應(yīng)力：11)許用接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13-1-24選取12）接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N由下式?jīng)Q定：太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 由于 、所以 得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）13）潤滑油膜影響系數(shù)查表131108 取 14）工作硬化系數(shù) 取 1.015)尺寸系數(shù)查表131109 得 1.016)接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)查表131110 取 =1.1將上述參數(shù)代入公式求得許用接觸應(yīng)力則=13001.0040.92/1.1=1091.6Mpa=13001.1280.92/1.1=1226.4Mpa結(jié)論：由于,所以a-c傳動的接觸疲勞強(qiáng)度通過校核.2、 按彎曲疲勞強(qiáng)度校核根據(jù)表131111校核公式為1）齒向載荷分布系數(shù)由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=97.6/102<1所以： 可取12)齒間載荷分配系數(shù)查表13-1-102 按7級精度 選取 、 得1.13)使用系數(shù)14) 動載系數(shù) 1.15 5）齒形系數(shù) 查圖13138 得 2.55 =2.456)應(yīng)力修正系數(shù) 查圖13143 得 7）螺旋角系數(shù)1.08)重合度系數(shù)9)將以上數(shù)據(jù)代入下式得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力：9)許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13-1-24選取由于行星輪受對稱雙向彎曲，故行星輪的許用彎曲疲勞強(qiáng)度為10）壽命系數(shù) 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 由于 、所以 得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）11)尺寸系數(shù)查圖13156 得 1.012）相對齒根圓角敏感系數(shù)查表 32139【2】 得 1.013）相對齒根表面狀況系數(shù)查圖13158 得 1.014)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 15)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)查表131110 取 （一般可靠度）16）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力則 結(jié)論：由于所以a-c傳動的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核5.3.7 根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算來確定內(nèi)齒輪材料1c-b傳動比u2、重合度系數(shù)3、內(nèi)齒輪接觸強(qiáng)度壽命系數(shù) （允許有一定點(diǎn)蝕）4、齒輪的接觸疲勞極限為5根據(jù)，選用40cr調(diào)質(zhì)處理, =700MPa5.3.8 c-b傳動的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算1）齒向載荷分布系數(shù)12)齒間載荷分配系數(shù)1.13)使用系數(shù)14) 動載系數(shù) 1.15 5）齒形系數(shù) 查圖13138 得 2.18 =2.456)應(yīng)力修正系數(shù) 查圖13143 得 7）螺旋角系數(shù)1.08)重合度系數(shù)9)將以上數(shù)據(jù)代入下式得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力：9)許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13-1-23取 齒輪行星輪受對稱雙向彎曲， 10）壽命系數(shù)行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）11)尺寸系數(shù)查圖13156 得 1.012）相對齒根圓角敏感系數(shù)查表 32139【2】 得 1.013）相對齒根表面狀況系數(shù)查圖13158 得 1.014)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 16)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)查表131110 取 （一般可靠度）17）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力則 結(jié)論：由于所以c-b傳動的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核5.3.9 低速速級齒數(shù)的確定低速級傳動比為5.1行星齒輪傳動各齒輪齒數(shù)的選擇，除去應(yīng)滿足漸開線圓柱齒輪齒數(shù)選擇的原則外，還須滿足以下條件：同心條件、裝配條件、鄰接條件。1）滿足傳動比條件2）滿足裝配條件:保證多個行星輪均布裝入兩中心輪的齒間， 3）同心條件：保證太陽輪、內(nèi)齒圈和行星架軸線重合即滿足4）滿足鄰接條件L=將齒輪參數(shù)代入后即：查表13-5-5 NGW型行星齒輪傳動的齒數(shù)組合 選擇20 31 82 5.10005.3.10 按接觸強(qiáng)度初算a-c傳動的中心距和模數(shù) 1、選擇齒輪材料太陽輪和行星輪材料使用20CrMnTi滲碳淬火 齒面硬度HRC58-62齒輪精度等級 8-7-72、按接觸強(qiáng)度初步確定中心距按直齒輪從表13-1-75選取483，取載荷系數(shù)K=2.0.查圖13-1-24選取初取許用接觸應(yīng)力由于行星齒輪為懸臂布置，初取則齒寬系數(shù)按表13177 圓整取高速級傳動效率為0.98中心輪輸入轉(zhuǎn)矩取行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)1.4在一對a-c傳動中，小輪傳遞的轉(zhuǎn)矩齒數(shù)比按表中公式計(jì)算初取=93模數(shù)取=4則 a-c傳動未變位時的中心距由于此行星齒輪不要求變位。所以a-c傳動和c-b傳動的實(shí)際中心距變位系數(shù)及中心距為102mm =0 =0 5.3.11 幾何尺寸計(jì)算1）分度圓直徑2）齒頂圓直徑3）齒根圓直徑4）齒寬和實(shí)際齒寬系數(shù) 取為40 實(shí)際齒寬系數(shù) 5.3.12 驗(yàn)算a-c傳動的接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度1、按接觸疲勞強(qiáng)度校核根據(jù)表13180 校核公式為1）一對齒輪嚙合中分度圓上圓周力2)小輪單對齒嚙合系數(shù)查表131104得 =13）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)查圖13116得 =2.54)彈性系數(shù)查表131105得 189.85)重合度系數(shù)6）螺旋角系數(shù)17）使用系數(shù)查表13181 得 18) 動載系數(shù)動載系數(shù)是按齒輪相對于行星架X的圓周速度查圖13-1-14求出1.15 9）齒向載荷分布系數(shù)、取110)齒間載荷分配系數(shù)、查表13-1-102 按7級精度 選取 得1.1將以上數(shù)據(jù)代入下式得齒輪得計(jì)算接觸應(yīng)力：11)許用接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13-1-24選取12）接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N由下式?jīng)Q定：太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 由于 、所以 得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）13）潤滑油膜影響系數(shù)查表131108 取 14）工作硬化系數(shù) 取 1.015)尺寸系數(shù)查表131109 得 1.016)接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)查表131110 取 =1.1將上述參數(shù)代入公式求得許用接觸應(yīng)力則=13001.2740.92/1.1=1385.2Mpa=13001.2310.92/1.1=1338.4Mpa結(jié)論：由于,所以a-c傳動的接觸疲勞強(qiáng)度通過校核.3、 按彎曲疲勞強(qiáng)度校核根據(jù)表131111校核公式為1）齒向載荷分布系數(shù)取12)齒間載荷分配系數(shù)查表13-1-102 按7級精度 選取 、 得1.13)使用系數(shù)14) 動載系數(shù) 1.15 5）齒形系數(shù) 查圖13138 得 2.55 =2.456)應(yīng)力修正系數(shù) 查圖13143 得 7）螺旋角系數(shù)1.08)重合度系數(shù)9)將以上數(shù)據(jù)代入下式得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力：9)許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13-1-24選取由于行星輪受對稱雙向彎曲，故行星輪的許用彎曲疲勞強(qiáng)度為10）壽命系數(shù) 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 由于 、所以 得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）11)尺寸系數(shù)查圖13156 得 1.012）相對齒根圓角敏感系數(shù)查表 32139【2】 得 1.013）相對齒根表面狀況系數(shù)查圖13158 得 1.014)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 15)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)查表131110 取 （一般可靠度）16）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力則 結(jié)論：由于所以a-c傳動的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核5.3.13 根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算來確定內(nèi)齒輪材料1c-b傳動比u2、重合度系數(shù)3、內(nèi)齒輪接觸強(qiáng)度壽命系數(shù) （允許有一定點(diǎn)蝕）4、齒輪的接觸疲勞極限為5、根據(jù)，選用40cr調(diào)質(zhì)處理, =700MPa5.3.14 c-b傳動的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算1）齒向載荷分布系數(shù)12)齒間載荷分配系數(shù)1.13)使用系數(shù)14) 動載系數(shù) 1.15 5）齒形系數(shù) 查圖13138 得 2.18 =2.456)應(yīng)力修正系數(shù) 查圖13143 得 7）螺旋角系數(shù)1.08)重合度系數(shù)9)將以上數(shù)據(jù)代入下式得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力：9) 許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13-1-23取 齒輪行星輪受對稱雙向彎曲， 10）壽命系數(shù)內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）11)尺寸系數(shù)查圖13156 得 1.012）相對齒根圓角敏感系數(shù)查表 32139【2】 得 1.013）相對齒根表面狀況系數(shù)查圖13158 得 1.014)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 16)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)查表131110 取 （一般可靠度）17）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力則 結(jié)論：由于所以c-b傳動的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核5.3.15 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與強(qiáng)度校核 1 軸的初步計(jì)算按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初定軸的直徑輸出軸的扭矩轉(zhuǎn)速rpm由表5-1-18查得： 考慮到鍵槽的影響及軸的受力情況，取軸的基本直徑d=70mm。材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)裝配關(guān)系，輸出軸的示意圖如圖5-2圖5-2 輸出軸示意圖 2 軸的疲勞強(qiáng)度校核 1）軸的支反力： 軸的受力簡圖，水平面受力及垂直面受力分別如圖5-3所示。 在水平面內(nèi)： 在垂直面內(nèi)：求合力：2） 求彎矩 求垂直面彎矩 求水平面彎矩 求合成彎矩 扭矩 圖5-3 輸出軸的彎扭矩圖3）確定危險(xiǎn)截面經(jīng)過比較，根據(jù)載荷較大及截面面積較小的原則，選取軸上2段截面為危險(xiǎn)截面。 4） 校核危險(xiǎn)截面的安全系數(shù)s： 計(jì)算內(nèi)容截面的計(jì)算值及數(shù)據(jù)2783.22961.834.368.6350200 軸的當(dāng)量彎矩 由表5-1-1 查得，則 =0.09-0.1 =67.5-75MPa ， 彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅 只考慮彎矩作用時的安全系數(shù) 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 只考慮扭矩作用時的安全系數(shù) 危險(xiǎn)截面的安全系數(shù)由上計(jì)算可知，軸的疲勞強(qiáng)度通過。3）軸上平鍵的強(qiáng)度驗(yàn)算a.軸上2段的鍵為A型普通平鍵，型號為：鍵20×60 由于： 所以，改平鍵強(qiáng)度滿足要求。b.軸上5段的鍵為A型普通平鍵，型號為：鍵20×60 由于： 所以，改平鍵強(qiáng)度滿足要求。5.3.16 花鍵的校核1) 減速器輸入端花鍵的設(shè)計(jì)與校核選用漸開線花鍵：分度圓直徑 外花鍵 小徑 大徑內(nèi)花鍵 小徑 其中 小徑 大徑選擇花鍵長度l=28mm 動聯(lián)接選用許用壓強(qiáng) 校核花鍵連接的強(qiáng)度滿足要求2） 低速級軸花鍵的設(shè)計(jì)與校核選用漸開線花鍵：分度圓直徑 外花鍵 小徑 大徑內(nèi)花鍵 小徑 其中 小徑 大徑選擇花鍵長度l=32mm 動聯(lián)接選用許用壓強(qiáng) 校核花鍵連接的強(qiáng)度滿足要求5.3.17 軸承的校核液壓挖掘機(jī)平均每天工作14小時，要求減速器大修器為1年。在工作過程中時常受到?jīng)_擊載荷，對其零部件的破壞相對較大，因而，為了充分保證軸承使用的可靠性，取其設(shè)計(jì)壽命低一些，選取Lh5000h。軸承的壽命按下式計(jì)算：Lh式中 n軸承內(nèi)外圈的相對速度；C軸承的額定載荷； P軸承承受的當(dāng)量載荷; Fp載荷系數(shù); Ft溫度系數(shù)；壽命系數(shù)，取.1) 輸出軸選用調(diào)心滾子軸承22316，取Lh5000h。其參數(shù)如表5-1所示：表5-1軸承型號DmmdmmTmmemmY mm額定動負(fù)載kN額定靜負(fù)載kN極限轉(zhuǎn)速r/min脂潤滑油潤滑2231617080580.3728840519002600 調(diào)心滾子軸承校核計(jì)算當(dāng)量動載荷P由于調(diào)心滾子軸承承受徑向載荷， 徑向力P=fbRfb載荷系數(shù)取fb=1.2P=1.224007=28808.4計(jì)算軸承壽命滿足條件2) 低速級行星輪內(nèi)雙列深溝球軸承的校核選用雙列深溝球軸承6205，取Lh12000h。其參數(shù)如表5-2所示：表5-2軸承型號DmmdmmTmmemmY mm額定動負(fù)載kN額定靜負(fù)載kN極限轉(zhuǎn)速r/min脂潤滑油潤滑62055225157.88141200016000深溝球軸承校核計(jì)算當(dāng)量動載荷P由于軸承承受徑向載荷， 徑向力