機(jī)械設(shè)計說明書-多功能挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)裝置設(shè)計

本科畢業(yè)設(shè)計(論文)題目：挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)裝置設(shè)計1緒論1.1機(jī)械式挖掘機(jī)的研究背景液壓挖掘機(jī)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(jī)械，廣泛應(yīng)用于各類土方工程施工、民用建筑、道路建設(shè)、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(zhì)量，加快建設(shè)速度以及提高勞動生產(chǎn)率方面起著十分重要的作用[1][2]。據(jù)有關(guān)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(jī)來完成[3]。由于液壓挖掘機(jī)具有多品種，多功能，高質(zhì)量和高效率等特點(diǎn)，因此受到廣大施工作業(yè)單位的青睞。液壓挖掘機(jī)的開發(fā)和制造設(shè)計機(jī)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(chǎn)業(yè)集群。大力開展對液壓挖掘機(jī)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(jì)的發(fā)展具有重大的促進(jìn)意義。1.2回轉(zhuǎn)支承的國內(nèi)外研究狀況我國回轉(zhuǎn)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(jī)需要的回轉(zhuǎn)支承的設(shè)計、制造、測試的綜合開發(fā)能力，為主機(jī)行業(yè)的發(fā)展做出了一定的貢獻(xiàn)。特別是馬鞍山回轉(zhuǎn)支承廠，自1984年與建設(shè)部北京建筑機(jī)械綜合研究所合作，成功地開發(fā)出具有80年代國際先進(jìn)水平的單排球式回轉(zhuǎn)支承后，打破了我國回轉(zhuǎn)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(dá)國家之間的差距，帶動了我國回轉(zhuǎn)支承行業(yè)的迅速發(fā)展。近年來，國內(nèi)已開始設(shè)計和制造三排滾珠式、三排滾錐式回轉(zhuǎn)支承。洛陽軸承廠、徐州軸承廠和馬鞍山回轉(zhuǎn)支承廠現(xiàn)在都進(jìn)行回轉(zhuǎn)支承專業(yè)化生產(chǎn)。國外，回轉(zhuǎn)支承由軸承公司進(jìn)行專業(yè)化生產(chǎn)，各公司都有自己的型式、尺寸系列。主要生產(chǎn)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(tuán)，也是世界上最早成立的技術(shù)最先進(jìn)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(shè)有現(xiàn)代化綜合實(shí)驗(yàn)中心，其總公司設(shè)在瑞典[18]。1.3回轉(zhuǎn)支承簡回轉(zhuǎn)支承作為機(jī)械的重要基礎(chǔ)元件，近幾十年來，隨著主機(jī)行業(yè)的迅速發(fā)展，得到了廣泛的應(yīng)用，除為挖掘機(jī)、塔吊、汽車吊及各類起重機(jī)配套外，還廣泛應(yīng)用于輕工機(jī)械、冶金機(jī)械、醫(yī)療機(jī)械、工業(yè)機(jī)器人、隧道掘進(jìn)機(jī)、堆取料機(jī)、旋轉(zhuǎn)舞臺等?？傊?，它是一切兩部分之間需作相對回轉(zhuǎn)運(yùn)動，又需同時承受軸向力、徑向力、傾覆力矩的機(jī)械所必需的重要傳力元件[10]。如圖1.1所示的內(nèi)齒式回轉(zhuǎn)支承，這種形式的回轉(zhuǎn)支承由內(nèi)、外座圈、滾動體、隔離體、密封裝置、調(diào)整墊片、潤滑裝置和連接螺栓等組成。內(nèi)座圈或外座圈可加工成帶內(nèi)齒或外齒。軸承式支承回轉(zhuǎn)裝置是一種結(jié)構(gòu)緊湊，裝配維護(hù)簡單，工作平穩(wěn)，回轉(zhuǎn)輕快，效率高，并使回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)省去了中央樞軸的新型支承回轉(zhuǎn)裝置。這種支承回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)臺；3－調(diào)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(nèi)座圈；11－滾柱；13－螺釘圖1.1回轉(zhuǎn)支承結(jié)構(gòu)回轉(zhuǎn)支承近乎特大型的滾動軸承。圖1.2反映了回轉(zhuǎn)支承在履帶式液壓挖掘機(jī)上的應(yīng)用情況，它將機(jī)器的上部和下部連接起來，用以支承上部的重量和工作負(fù)荷，并使上部能相對于下部旋轉(zhuǎn)。如圖1.3所示的內(nèi)齒式的回轉(zhuǎn)支承，回轉(zhuǎn)支承的外座圈用螺栓與轉(zhuǎn)臺連接，帶齒的內(nèi)座圈與底架用螺栓連接，內(nèi)外座圈之間設(shè)有滾動體。挖掘機(jī)工作裝置作用在轉(zhuǎn)臺上的垂直載荷、水平載荷和傾覆力矩通過回轉(zhuǎn)支承的外座圈、滾動體和內(nèi)座轉(zhuǎn)傳給底架?；剞D(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的殼體固定在轉(zhuǎn)臺上，用小齒輪與回轉(zhuǎn)支承內(nèi)座圈上的齒圈相嚙合。小齒輪既可以繞自身的軸線自轉(zhuǎn)，又可繞轉(zhuǎn)臺中心線公轉(zhuǎn)。當(dāng)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)工作時轉(zhuǎn)臺就相對底架進(jìn)行回轉(zhuǎn)。圖1.2裝在挖掘機(jī)上的回轉(zhuǎn)支承圖1.3回轉(zhuǎn)裝置回轉(zhuǎn)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(diǎn)：回轉(zhuǎn)支承的尺寸都很大，其直徑De通常在0.4～10米，有的竟達(dá)40米。回轉(zhuǎn)支承一般都要承受幾個方面的負(fù)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(zhuǎn)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(zhuǎn)支承與滾動軸承有很大差別。通常，回轉(zhuǎn)支承上帶有旋轉(zhuǎn)驅(qū)動用的齒圈以及防塵用的密封裝置。在安裝方面，回轉(zhuǎn)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(nèi)，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(jī)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(jī)的很大部分已經(jīng)做了技術(shù)改造，使得挖掘機(jī)變得更加完善。但是支承回轉(zhuǎn)部分，一直以來都是使用滾輪夾套式的支承結(jié)構(gòu)。隨著挖掘機(jī)生產(chǎn)能力的提高，原來的支承結(jié)構(gòu)顯現(xiàn)出了很多的弊端。因?yàn)檫@種結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)速度，降低了生產(chǎn)效率。結(jié)構(gòu)復(fù)雜，維護(hù)起來麻煩。增大了維修成本。每年每臺挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的維修費(fèi)用高達(dá)10多萬元。圖1.1所示的軸承式回轉(zhuǎn)支承恰恰避免了上述問題，它運(yùn)轉(zhuǎn)輕便靈活，回轉(zhuǎn)阻力?。唤Y(jié)構(gòu)緊湊，外形尺寸?。ㄖ饕歉叨龋?；維護(hù)方便；全封閉防塵，使用壽命長，這些特點(diǎn)使它能夠更好的適應(yīng)現(xiàn)在生產(chǎn)的要。為了使機(jī)械式挖掘機(jī)更好的發(fā)揮作用，提高生產(chǎn)率。本文提出了機(jī)械式挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)支承的改造方案，選用軸承式的回轉(zhuǎn)支承代替現(xiàn)在的滾輪夾套式支承。為完成這項改進(jìn)，主要工作包括：(1)根據(jù)回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)支承的選擇方法。(2)根據(jù)回轉(zhuǎn)支承外齒圈的參數(shù)和轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)速要求，提出與回轉(zhuǎn)支承外齒圈嚙合的小齒輪的設(shè)計原則。(3)根據(jù)回轉(zhuǎn)支承的安裝尺寸，進(jìn)行回轉(zhuǎn)支承聯(lián)接件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強(qiáng)度分析。(4)為了保證回轉(zhuǎn)支承滾動體的受力均勻，對挖掘機(jī)進(jìn)行平衡性分析，提出合理平衡重的確定方法。2回轉(zhuǎn)支承的選擇及聯(lián)接2.1回轉(zhuǎn)支承的類型回轉(zhuǎn)支承是近40年來發(fā)展起來的新型機(jī)器部件，分轉(zhuǎn)柱式和轉(zhuǎn)盤式兩類。目前，回轉(zhuǎn)支承除為門機(jī)、塔吊、汽車吊等回轉(zhuǎn)式臂架起重機(jī)配套外，還廣泛應(yīng)用于輕工機(jī)械、冶金機(jī)械、醫(yī)療機(jī)械等。隨著機(jī)械行業(yè)的迅速發(fā)展，回轉(zhuǎn)支承己經(jīng)成為一切兩部分之間需要作相對回轉(zhuǎn)運(yùn)動、又需同時承受軸向力、徑向力、傾翻力矩的機(jī)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(zhuǎn)支承。其結(jié)構(gòu)如圖2.5所示。按軸承結(jié)構(gòu)，滾動軸承式回轉(zhuǎn)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。11231－螺栓聯(lián)接孔；2—回轉(zhuǎn)支承內(nèi)座圈；3－回轉(zhuǎn)支承外座圈圖2.1回轉(zhuǎn)支承最典型、使用最普遍的回轉(zhuǎn)支承的結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)支承單排球式回轉(zhuǎn)支承中，最為常見的是圖2.2所示的四點(diǎn)接觸單排球式回轉(zhuǎn)支承。如圖示，在內(nèi)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(gòu)成，從而構(gòu)成接觸點(diǎn)和接觸角。這種型式的回轉(zhuǎn)支承結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕，能同時承受軸向力和傾翻力矩。而且，這種回轉(zhuǎn)支承在承3與回轉(zhuǎn)支承HOU30/1000外齒嚙合的小齒輪的設(shè)計受負(fù)荷時，能自動調(diào)整接觸角，以適應(yīng)負(fù)荷情況，降低最大接觸應(yīng)力。因此，當(dāng)滾球分布直徑DL<1800mm時(超過這一尺寸，會因座架徑向剛度的限制而降低承載能力)，單排四點(diǎn)接觸球式回轉(zhuǎn)支承承載能力最高，而成本又最低。目前，需要裝配中小規(guī)?；剞D(zhuǎn)支承的中小型起重機(jī)、回轉(zhuǎn)式輸送機(jī)、挖掘機(jī)等機(jī)械均以這種型式為首選。(2)雙排球式回轉(zhuǎn)支承圖2.3所示的雙排滾球式回轉(zhuǎn)支承,具有三個座圈，開式裝配非常方便。根據(jù)受力情況，上下兩排滾球的直徑可以相同，也可以不同。這種支承能同時承受軸向力和傾翻力矩。此外，當(dāng)滾道中心直徑DL相同時，每排滾球的總承載能力與滾球直徑do成正比。因此，在支承斷面高度相同的情況下同時承受軸向力和傾翻力矩時，異徑雙排球式回轉(zhuǎn)支承能更好地利用斷面尺寸；而等徑雙排球式回轉(zhuǎn)支承由于上下對稱、制造方便且更符合標(biāo)準(zhǔn)化要求，還可以在大修時上下翻轉(zhuǎn)后使用，延長使用壽命。雙排球式回轉(zhuǎn)支承軸向、徑向尺寸都比較大，對制造安裝精度以及座架的軸向和徑向變形敏感性最小，不易發(fā)生滾道與滾動體邊緣接觸，特別適用于要求中等以上直徑的各型裝卸機(jī)械。(3)交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承分單排和雙排兩種，其中如圖2.4所示的單排交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承，它只有一排短圓柱形滾柱(目前多為腰鼓形滾子所取代)；相鄰滾柱的軸線成90°交叉排列：內(nèi)、外滾圈各有兩條滾道，滾道斷面為直線型，其中一半滾柱承受向下的軸向力，一半承受向上的軸向力。這種支承結(jié)構(gòu)緊湊，制造精度高，裝配間隙小，能同時承受軸向力、傾翻力矩和較大的徑向力，被廣泛地應(yīng)用于起重運(yùn)輸機(jī)械和軍工產(chǎn)品上。(4)三排滾柱式回轉(zhuǎn)支承三排滾柱式回轉(zhuǎn)支承如圖2.5所示，是最典型的多排滾柱式回轉(zhuǎn)支承(也稱為組合式回轉(zhuǎn)支承)。它有三個座圈，上下及徑向滾道各自分開(上下兩排滾柱承受軸向力及傾翻力矩，徑向力則由垂直布置的第三排滾柱承受)，使得每一排滾柱的負(fù)載都能確切地加以確定。而且，這種支承結(jié)構(gòu)牢固。因此，它特別適用于要求較大直徑的重型機(jī)械，是重載的首選型式。除上述四種常見結(jié)構(gòu)型式外，工程中使用的還有交叉滾錐式回轉(zhuǎn)支承、鋼絲滾道回轉(zhuǎn)支承、三排滾球式回轉(zhuǎn)支承、三排混合式回轉(zhuǎn)支承、五排滾柱式回轉(zhuǎn)支承等多種結(jié)構(gòu)型式的回轉(zhuǎn)支承。但它們均存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜或造價高昂或承載能力低等一個或多個方面的缺陷，只在某些特殊要求下才考慮使用。圖2.2單排球式回轉(zhuǎn)支承圖2.3雙排球式回轉(zhuǎn)支承圖2.4交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承圖2.5三排柱式回轉(zhuǎn)支承2.2回轉(zhuǎn)支承性能比較回轉(zhuǎn)支承的承載能力和使用壽命決定了回轉(zhuǎn)支承的性能，為了使回轉(zhuǎn)機(jī)械能夠選擇合適的回轉(zhuǎn)支承結(jié)構(gòu)型式（單排球式、雙排球式、交叉滾柱式、三排柱式等）和規(guī)格尺寸（滾道中心直徑DL，滾動體直徑do），對不同結(jié)構(gòu)的回轉(zhuǎn)支承的性能進(jìn)行分析。2.2.1單排球式回轉(zhuǎn)支承和交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承性能比較額定靜容量Co和額定動容量Ca的大小決定了回轉(zhuǎn)支承的承載能力和使用壽命，現(xiàn)以外型及安裝尺寸完全相同的單排球式和交叉滾柱式為例，分析對比如下：（1）單排球式回轉(zhuǎn)支承的額定靜容量Co和額定動容量Ca額定靜容量CoN(2.1)式中f——靜容量系數(shù)，0.108kN/mm2[9]do——滾動體直徑，mmDL——滾道中心直徑，mm額定動容量CaN(2.2)式中f1——載荷系數(shù)fs——速度因數(shù)fc——壽命系數(shù)fa——靜態(tài)工況下的安全系數(shù)fd——動態(tài)工況下的安全系數(shù)fH——時間系數(shù)（2）交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承的額定靜容量Co和額定動容量Ca額定靜容量CaN(2.3)式中Lo——滾動體有效接觸長度，mmfo——滾道硬度系數(shù)Z——滾動體個數(shù)——滾道接觸角，一般機(jī)械?。?0°額定動容量CaCa410fafsdoZfH978133N(2.4)式中fa——靜態(tài)工況下的安全系數(shù)fs——速度因數(shù)do——滾動體直徑，mmZ——滾動體個數(shù)fH——時間系數(shù)從上述計算得到單排球式回轉(zhuǎn)支承的靜載能力比交叉滾柱式高90%，但動載能力小25%。任選二種基本參數(shù)(DL和do)相同的單排球式和交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承對比，其結(jié)論都是單排球式回轉(zhuǎn)支承的靜載能力高于交叉滾柱式回轉(zhuǎn)承，動載能力小于交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承。2.2.2單排球式回轉(zhuǎn)支承和雙排球式回轉(zhuǎn)支承性能比較(1)雙排球式回轉(zhuǎn)支承[9]的額定靜容量Co額定靜容量CoN(2.5)雙排球式回轉(zhuǎn)支承的額定動容量Ca額定動容量CaCa105f1fsfcfafdZfH865320N(2.6)(2)若保持其滾道中心直徑DL、安裝孔組節(jié)圓直徑DL和孔徑Φ不變，將它改型設(shè)計為單排球，可安排do=50~60的鋼球。若取do=50，則單排球式回轉(zhuǎn)支承Q1120×50的額定靜容量Co'為：Co'fodo2Z503850262504512002N(2.7)單排球式回轉(zhuǎn)支承的額定動容量Ca'額定動容量Ca'N(2.8)結(jié)果是Co'>Co，大28%；Ca'>Ca，大35％。同理，對于其它規(guī)格的雙排球式回轉(zhuǎn)支承得到的結(jié)論與此是類似的。因雙排球?yàn)槿?、雙滾道、材料費(fèi)用、加工制造、運(yùn)輸費(fèi)用都較單排球式回轉(zhuǎn)支承高，一般同一DL的差價達(dá)60～100%，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(jī)回轉(zhuǎn)支承載荷分析如圖2.6所示，當(dāng)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(jī)支承滾子將受到最大載荷[6]。(1)垂直載荷作用在回轉(zhuǎn)支承裝置上的垂直載荷為GbGdGbiG21403010N(2.9)見圖2.6，F(xiàn)a對回轉(zhuǎn)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=95500N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MN·mm(2.11)2.4回轉(zhuǎn)支承的類型選三排柱式回轉(zhuǎn)支承比其它三種型式的回轉(zhuǎn)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(biāo)準(zhǔn)中各種回轉(zhuǎn)型式、所有規(guī)格的r值的詳細(xì)計算[10]，有下面的結(jié)論：(1)隨著DL的增加，四種型式的r值都在增加；(2)在DL≤1800時，單排球式回轉(zhuǎn)支承的r最高。當(dāng)DL>1800時，三排柱式回轉(zhuǎn)支承的r最高。也就是說在DL≤1800范圍內(nèi)承受同樣的載荷，用單排球式回轉(zhuǎn)支承成本最低；DL>1800時，承受同樣的載荷，用三排柱式回轉(zhuǎn)支承成本最低。所以在初步進(jìn)行回轉(zhuǎn)支承的類型選擇時,當(dāng)主機(jī)的回轉(zhuǎn)滾道中心直徑DL≤1800時,回轉(zhuǎn)支承應(yīng)以單排球式回轉(zhuǎn)支承為首選型式;當(dāng)DL>1800時,以三排柱式回轉(zhuǎn)支承為首選。2.5回轉(zhuǎn)支承型號的選擇當(dāng)確定了回轉(zhuǎn)支承的類型以后，需要選擇合適的回轉(zhuǎn)支承型號。回轉(zhuǎn)支承型號選擇的主要依據(jù)是回轉(zhuǎn)支承承受載荷的能力。Fa為主機(jī)回轉(zhuǎn)支承裝置受到的最大軸向載荷、M為主機(jī)回轉(zhuǎn)支承裝置受到的最大傾覆力矩?；剞D(zhuǎn)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(zhuǎn)支承螺栓聯(lián)接的承載力決定的。每一型號的回轉(zhuǎn)支承都對應(yīng)一個承載能力曲線圖(見圖2.7)，在圖2.7上確定點(diǎn)(Fa'，M')和(Fa，M)。若使回轉(zhuǎn)支承滿足承載要求，必須同時滿足下面的條件：(1)點(diǎn)(Fa'，M')位于承載能力曲線圖中承載曲線1的下方；(2)點(diǎn)(Fa，M)在回轉(zhuǎn)支承承載能力曲線圖中位于相應(yīng)性能等級的螺栓負(fù)荷曲線2的下方；(3)回轉(zhuǎn)支承的額定靜容量Co與回轉(zhuǎn)支承的當(dāng)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(zhuǎn)支承類型的選型原則，挖掘機(jī)的回轉(zhuǎn)軌道中心直徑DL=2900mm，DL>1800mm，因此，我們將選擇三排柱式回轉(zhuǎn)支承。其結(jié)構(gòu)如圖2.5所示。按照回轉(zhuǎn)支承的選型流程，初步選擇的回轉(zhuǎn)支承型號為HOU30/1000。其中DL=1008mm，do=32mm。圖2.6挖掘機(jī)載荷分析2.5.1回轉(zhuǎn)支承HOU30/1000的靜態(tài)參照載荷和的計算根據(jù)主機(jī)回轉(zhuǎn)裝置的回轉(zhuǎn)軌道中心直徑DL初步選擇回轉(zhuǎn)支承型號。然后根據(jù)主機(jī)回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)支承的靜態(tài)參照載荷計算。單排球式回轉(zhuǎn)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(jìn)行。當(dāng)時(2.12)(2.13)當(dāng)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(jī)回轉(zhuǎn)支承受到的最大垂直載荷，NFr——主機(jī)回轉(zhuǎn)支承受到的最大徑向載荷，NM——主機(jī)回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)支承的靜態(tài)參照載荷的計算三排滾柱式回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)支承HOU30/1000的靜態(tài)參照載荷和：由表2.1挖掘機(jī)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Fa''=Fa×fs＝1403010×1.45＝2034365N由式(2.17)計算靜態(tài)參照傾覆力矩M'=M×fs＝2246388×1.45＝5108539N·m在回轉(zhuǎn)支承HOU30/1000的承載能力曲線圖(圖2.13)中確定點(diǎn)，點(diǎn)位于其靜態(tài)承載曲線1的下方。2.5.2回轉(zhuǎn)支承HOU30/1000的額定靜容量和當(dāng)量軸向載荷的計算(1)單排球式回轉(zhuǎn)支承的額定靜容量Co和當(dāng)量軸向載荷CP額定靜容量Co: Co=f×DL×do (2.18)式中：f——靜容量系數(shù)，0.108kN/mm2[10]DL——滾道中心直徑，mmdo——鋼球公稱直徑，mm當(dāng)量軸向載荷Cp(2.19)式中：M——傾覆力矩，kN﹒mFa——軸向力，kNFr——徑向力，kN(2)三排滾柱式回轉(zhuǎn)支承的額定靜容量Co和當(dāng)量軸向載荷CP額定靜容量(2.20)式中：f——靜容量系數(shù)，0.172kN/mm2[10]DL——滾道中心直徑，mmdo——上排滾柱直徑，mm當(dāng)量軸向載荷CP(2.21)1－靜態(tài)承載曲線;2－螺栓負(fù)荷曲線(8.8、10.9、12.9為螺栓的性能等級)圖2.7回轉(zhuǎn)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(zhì)機(jī)械舉例許用靜態(tài)安全系數(shù)輕型不經(jīng)常滿負(fù)荷，回轉(zhuǎn)平穩(wěn)沖擊小堆取料機(jī)，汽車起重機(jī)，非港口用輪式起重機(jī)1.00~1.15中型不經(jīng)常滿負(fù)荷，回轉(zhuǎn)較快，有沖擊塔式起重機(jī)，船用起重機(jī)，履帶起重機(jī)1.15~1.30重型經(jīng)常滿負(fù)荷，回轉(zhuǎn)快，沖擊大抓斗起重機(jī)，港口起重機(jī)，單斗挖掘機(jī)，集裝箱起重機(jī)1.30~1.45特重型滿負(fù)荷，沖擊大或工作場所條件惡劣冶金起重機(jī)，海上作業(yè)平臺起重機(jī)>1.45注：此表取自參考文獻(xiàn)[9]。由式(2.20)計算回轉(zhuǎn)支承HOU30/1000的額定靜容量N由式(2.21)計算回轉(zhuǎn)支承HOU30/1000的當(dāng)量軸向載荷N取，，。2.5.3回轉(zhuǎn)支承的選型流程回轉(zhuǎn)支承的選型過程見圖2.8。根據(jù)主機(jī)回轉(zhuǎn)軌道中心直徑根據(jù)主機(jī)回轉(zhuǎn)軌道中心直徑DL初步/重新選擇回轉(zhuǎn)支承型號根據(jù)回轉(zhuǎn)支承承受的最大載荷(包括軸向載荷、徑向載荷r及傾覆力矩M)，計算靜態(tài)參照載荷Fa＇和M。根據(jù)回轉(zhuǎn)支承的尺寸DLo及承受的最大載荷(包括、、M)計算回轉(zhuǎn)支承的額定靜容量Co和當(dāng)量軸向載荷CP把回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)支承型號對應(yīng)的靜態(tài)承載曲線圖(圖2.7)上確定點(diǎn)(Fa，M＇)和(Fa，M)否點(diǎn)(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(diǎn)(Fa，M)在選定的螺栓負(fù)荷曲線下方逐步提高螺栓性能等級，直至達(dá)到最大12.9級否點(diǎn)(FaM)在選定的螺栓負(fù)荷曲線下方是是結(jié)束圖2.8回轉(zhuǎn)支承選型計算流程圖2.6回轉(zhuǎn)支承聯(lián)接體的設(shè)計與計算回轉(zhuǎn)支承通過上聯(lián)接體與回轉(zhuǎn)平臺連接；通過下聯(lián)接體與底架進(jìn)行連接。回轉(zhuǎn)支承的內(nèi)外圈剛度是靠聯(lián)接件的結(jié)構(gòu)來保證。安裝這種支承回轉(zhuǎn)裝置時，要注意其聯(lián)接結(jié)構(gòu)件的強(qiáng)度和剛度。圖2.9為回轉(zhuǎn)支承的聯(lián)接結(jié)構(gòu)圖。1－回轉(zhuǎn)平臺；2－回轉(zhuǎn)支承上聯(lián)接體；3－回轉(zhuǎn)支承外座圈；4、9－連接螺栓；圖2.9回轉(zhuǎn)支承聯(lián)接結(jié)構(gòu)圖2.10螺栓聯(lián)接受力分析2.6.1回轉(zhuǎn)支承聯(lián)接體的設(shè)計在設(shè)計回轉(zhuǎn)支承的聯(lián)接體(圖2.9中的2和5)時，要按照回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)支承的尺寸d(D)和DL(圖2.5)設(shè)計聯(lián)接體的內(nèi)外圓直徑。根據(jù)小齒輪的位置設(shè)計回轉(zhuǎn)支承聯(lián)接體的高度。2.6.2聯(lián)接體的設(shè)計機(jī)械式挖掘機(jī)選用的回轉(zhuǎn)支承型號為SWA2800.32。其結(jié)構(gòu)如圖2.5所示。根據(jù)回轉(zhuǎn)支承外形尺寸D′，d，DL設(shè)計回轉(zhuǎn)支承內(nèi)齒和回轉(zhuǎn)支承內(nèi)圈如圖2.11，圖2.12所示。圖2.11回轉(zhuǎn)支承內(nèi)齒圖2.12回轉(zhuǎn)支承內(nèi)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(diào)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O－O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(yù)緊力，N——螺栓的相對剛度(3)螺栓受到的預(yù)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?yàn)槁菟?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(qiáng)度分析，還可以用有限元法。2.6.4螺栓聯(lián)接承載力的驗(yàn)算把主機(jī)回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)支承螺栓聯(lián)接承受的載荷。在回轉(zhuǎn)支承承載能力曲線圖(圖2.7)上標(biāo)出點(diǎn)(Fa，M)，檢查點(diǎn)(Fa，M)是否在相應(yīng)性能等級的螺栓負(fù)荷曲線以下，若在下方，證明回轉(zhuǎn)支承的螺栓滿足強(qiáng)度要求；否則可提高螺栓的性能等級，當(dāng)螺栓的性能等級選擇了最大，點(diǎn)(Fa，M)仍然位于螺栓負(fù)荷曲線以上時，我們就要重新選擇回轉(zhuǎn)支承型號。在回轉(zhuǎn)支承HOU30/1000的承載能力曲線圖(圖2.13)中確定點(diǎn)(Fa，M)。螺栓的性能等級為8.8級。如圖點(diǎn)(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(fù)荷曲線(8.8、10.9、12.9為螺栓的性能等級)圖2.13HOU30/1000承載能力曲線圖根據(jù)回轉(zhuǎn)支承的選型原則，型號為HOU30/1000的回轉(zhuǎn)支承滿足承載要求。2.6.5螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度校核對螺栓(圖2.9中的4和9)強(qiáng)度的校核除了可借助于回轉(zhuǎn)支承承載能力曲線進(jìn)行螺栓承載力的驗(yàn)算外，還可以直接對螺栓聯(lián)接進(jìn)行強(qiáng)度的校核。如圖2.9所示，回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)支承與聯(lián)接體的結(jié)合面被壓潰或出縫隙。設(shè)計準(zhǔn)則為：(1)為了保證螺栓不被拉斷，應(yīng)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(yīng)力，MPa(2)受拉面不出縫隙，應(yīng)滿足下式(2.29)(2.30)(3)受壓面不被壓潰，應(yīng)滿足下式(2.31)(2.32)式中——螺栓受到的預(yù)緊力，Nz——螺栓的數(shù)目A——接觸面面積，mm2M——傾覆力矩，N·mmW——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=2246388N·mm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(yù)緊力Qp由式(2.27)得N(6)受力最大的螺栓的強(qiáng)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(yīng)力所以，即螺栓在最大工作載荷=70372N預(yù)緊力Qp=126670N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(shè)計準(zhǔn)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(jìn)行校核由式(2.32)計算pmaxMPa取聯(lián)接體的材料為Q215－A，由參考文獻(xiàn)[42]中的表2－4和表2－6得許用擠壓應(yīng)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(zhuǎn)支承HOU30/1000外齒嚙合的小齒輪的設(shè)計圖3.1回轉(zhuǎn)傳動示意圖如圖3.1所示，由于用回轉(zhuǎn)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(shè)計一個小齒輪與回轉(zhuǎn)支承的外齒進(jìn)行嚙合。挖掘機(jī)的使用工況使得齒輪傳動承受的是重載、且有沖擊?；剞D(zhuǎn)支承外齒采用的是調(diào)質(zhì)齒輪，材質(zhì)40Cr，表面進(jìn)行了淬火處理。所以選擇的小齒輪材料也應(yīng)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(yīng)該滿足下面的要求：(1)小齒輪要與回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的傳動比的要求范圍。(4)回轉(zhuǎn)支承的外齒采用了正變位，為了保證小齒輪的齒根強(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)度和齒根彎曲疲勞強(qiáng)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58～63HRC,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(jī)械式挖掘機(jī)的平衡性分析如圖2.8，設(shè)回轉(zhuǎn)電機(jī)的轉(zhuǎn)速為n電，回轉(zhuǎn)支承的轉(zhuǎn)速為n回，回轉(zhuǎn)減速箱的傳動比i減，回轉(zhuǎn)支承的外齒齒數(shù)為z2。由回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的傳動比，選擇小齒輪齒數(shù)由式(3.1)得其中回轉(zhuǎn)支承外齒齒數(shù)，，，回轉(zhuǎn)支承的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)支承外齒與小齒輪傳動的嚙合角小齒輪的參數(shù)：m＝20，=20，z1＝18；回轉(zhuǎn)支承的外齒參數(shù)：m＝20，=20，z2＝128，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)x1＝0.5，滿足x1>0。小齒輪要采用正變位，因此要使得>0。若<0，在滿足公式(2.17)的情況下，減小齒輪齒數(shù)，重新計算變位系數(shù)。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(qiáng)度，齒頂厚不能太小，一般要求。對于表面淬火的齒輪，要求。齒頂厚可按下式計算：(3.6)式中——小齒輪的齒頂圓直徑，mm——齒頂圓壓力角若不能滿足齒頂厚要求，則在小齒輪的齒數(shù)選擇范圍之內(nèi)，增大小齒輪的齒數(shù)，重新計算的值。為了保證齒輪的齒頂強(qiáng)度，齒頂厚不能太小，這里要求Sa1>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(biāo)準(zhǔn)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(jī)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(nèi)，增大小齒輪的齒數(shù)z1。(3)小齒輪強(qiáng)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(jìn)行齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核。校核公式為：齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核公式(3.10)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核公式(3.11)若校核結(jié)果為，則應(yīng)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(qiáng)度不滿足，應(yīng)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(nèi)，減小小齒輪的齒數(shù)；若在小齒輪的齒數(shù)選擇范圍之內(nèi)，所有的都不能滿足計算要求，就要重新選定回轉(zhuǎn)支承型號。3.2.5齒輪傳動受力分析機(jī)械式挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的機(jī)械特性：回轉(zhuǎn)電機(jī)額定功率P=54KW；額定轉(zhuǎn)數(shù)n=1150r/min；回轉(zhuǎn)減速箱的傳動比i減=33.55；回轉(zhuǎn)減速箱的齒輪傳動效率減=0.8142小齒輪的功率p1(3.12)回轉(zhuǎn)小齒輪的轉(zhuǎn)速(3.13)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩N·mm(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(qiáng)度校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核公式[26]為(3.17)其中——重合度系數(shù)——節(jié)點(diǎn)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9.11[26]=1.85小齒輪的圓周速度為v=0.9m/s，由圖9.44[26]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9.13[26]得齒向載荷分布系數(shù)計算載荷系數(shù)K：(3.20)按表9.14[26]取材料彈性系數(shù)，=189.8由圖9.48[26]查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，=2.4根據(jù)重合度=1.611，由圖9.49[26]取重合度系數(shù)，=0.9計算齒面接觸疲勞強(qiáng)度：(3.21)計算齒輪的許用接觸應(yīng)力：(3.22)由圖9.55[26]查得實(shí)驗(yàn)齒輪的齒面接觸疲勞極限，=800MPa計算小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN(3.23)由圖9.56[26]得齒輪接觸疲勞強(qiáng)度的壽命系數(shù)，=1.08工作硬化系數(shù)，=1由圖9.57[26]查得齒輪接觸疲勞強(qiáng)度的尺寸系數(shù)，=1由表9.15[26]得接觸疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，=1.0所以，由齒輪的許用接觸應(yīng)力公式(4.18)得MPa滿足校核公式(3.17),所以齒輪的齒面強(qiáng)度滿足要求。3.2.7齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核公式[26](3.24)根據(jù)圖9.53[26]取齒形系數(shù)，=2.15由圖9.54[26]查得應(yīng)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9.11[26]取=1.85；由圖9.44[26]得動載荷系數(shù)，=1.1由表9.12[26]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9.46[26]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(qiáng)度：MPa(3.27)由圖9.58[26]得試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限，=350MPa由圖9.59[26]取齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計算的壽命系數(shù),齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，由圖9.60[26]得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度的尺寸系數(shù),由表9.15[26]得齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)，計算小齒輪的許用彎曲應(yīng)力MPa(3.28)，滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核公式(4.20)按照回轉(zhuǎn)支承小齒輪參數(shù)的設(shè)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(jī)械式挖掘機(jī)的平衡性分析機(jī)械式挖掘機(jī)的平衡是指轉(zhuǎn)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(zhuǎn)支承回轉(zhuǎn)軌道的直徑范圍，并盡量使回轉(zhuǎn)支承滾球受力均勻。為此必須在轉(zhuǎn)臺上置以適當(dāng)?shù)钠胶庵?。所以挖掘機(jī)平衡問題，也就是確定平衡重的問題[6]。當(dāng)平衡重小時，挖掘機(jī)工作時靠近工作裝置側(cè)的轉(zhuǎn)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(dāng)平衡重過重時，轉(zhuǎn)臺尾部的支承滾子將受到更為強(qiáng)烈的磨損。挖掘機(jī)的平衡，是要達(dá)到在挖掘機(jī)工作循環(huán)內(nèi)作用到支承滾子上的負(fù)荷均勻分布，因此若使挖掘機(jī)得到很好的平衡，應(yīng)當(dāng)滿足下列條件：轉(zhuǎn)臺上的機(jī)構(gòu)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(zhuǎn)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(jī)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(zhuǎn)臺上的部件、平衡重以及工作裝置的重量的合力通過x點(diǎn)，則此時轉(zhuǎn)臺尾部支承上的反作用力為(4.1)式中——轉(zhuǎn)臺上的機(jī)構(gòu)的重量，N——動臂重量（包括推壓機(jī)構(gòu)的重量），N——允許的最大平衡重，N各力對x點(diǎn)的力矩平衡方程式(4.2)P解此方程，滿足轉(zhuǎn)臺平衡條件允許的最大平衡重Gmax為：P(4.3)式中4.2m；ex=1.4m；r1=1.5；rbi=4.84m；Q1=672380N；Gbi=18630N西安工業(yè)大學(xué)北方信息工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）解此方程，滿足轉(zhuǎn)臺平衡條件允許的最大平衡重為N圖4.1挖掘機(jī)受力分析(確定最大平衡重)4.2確定允許的最小平衡重滿足轉(zhuǎn)臺平衡條件，確定允許的最小平衡重的位置如圖4.2所示：1.動臂與機(jī)器所在水平成最小傾角。2.鏟斗位于挖掘完畢，要開始回轉(zhuǎn)的位置，斗柄推出量是最大值(時用全推出量時用；時用推出量)。假定轉(zhuǎn)臺上的機(jī)構(gòu)、平衡重以及工作裝置的重量的合力通過n點(diǎn)，此時，前部支承上的反作用力為：(4.4)各重力對n點(diǎn)的力矩平衡方程式為：(4.5)式中——斗柄重量，N——滿載斗的重量，N——允許的最小平衡重，N根據(jù)平衡方程式(4.5)可得滿足轉(zhuǎn)臺平衡條件的允許的最小平衡重(4.6)其中Gbi=186360N；rbi=4.85m；en=1.4m；Gb=67100N；rb=8.95m；Gd+tu=171700N；m；Q1=672380N；r1=1.5m；rp=4.2m所以滿足平衡條件的允許的最小平衡重N圖4.2挖掘機(jī)受力分析（確定最小平衡重）4.3確定合理的平衡重在工作裝置參數(shù)、工作裝置重量、以及轉(zhuǎn)臺支承圓盤尺寸等比較合適的條件下，應(yīng)當(dāng)時。若得出。這說明支承圓形軌道的尺寸太小，工作裝置尺寸大或工作裝置過重；若得出，，則說明工作裝置過輕或尺寸過小，要適當(dāng)調(diào)整有關(guān)參數(shù)。合理的平衡重可以根據(jù)轉(zhuǎn)臺上的所有機(jī)構(gòu)以及工作裝置的重力對轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)軸心線oy的力矩恒等條件確定，此時應(yīng)當(dāng)選用兩個力矩的平均值為傾覆力矩。(5.7)式中——斗柄推出量小于0.75斗柄行程條件下，滿斗的工作裝置對oy軸心線的傾覆力矩，N·m——動臂對軸心線oy的傾覆力矩，N·m所以(4.8)(4.9)對oy軸心線的力矩平衡方程式為(4.10)根據(jù)轉(zhuǎn)臺平衡條件，式中所以(3.11)然后用確定在兩個極端情況下，轉(zhuǎn)臺和工作裝置合力的位移的方法，對求得的合理平衡重作最后的檢查。圖4.3所示，這兩個極端情況是：(1)開始挖掘前的位置(圖4.3中的位置Ⅰ)，此時鏟斗靠在地面上，鏟斗和斗柄的重量從傾覆力矩中除去。(2)裝滿的鏟斗處于推出量時(圖4.3中的位置Ⅱ)。轉(zhuǎn)臺上的所有機(jī)構(gòu)和處于位置Ⅰ時的工作裝置的重力的合力(4.12)在位置Ⅰ時，挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)部分的傾覆力矩用下式確定：(4.13)知道了合力和等效傾覆力矩后，就可以求出合力對中心軸的位移(4.14)轉(zhuǎn)臺上的所有機(jī)構(gòu)和處于位置Ⅱ時的工作裝置的重力的合力P：(4.15)在位置Ⅱ時，挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)部分的傾覆力矩為(4.16)由式(4.14)得若符合的條件，就可以把上面求得的平衡重當(dāng)作最后的也就是最合理的平衡重采用之；當(dāng)不符合時，可能有兩種情況：(1)時，平衡重小，因此需增加它；(2)時，平衡重大，因此要減小它；圖4.3挖掘機(jī)受力分析(確定合理的平衡重)根據(jù)挖掘機(jī)轉(zhuǎn)臺的平衡條件，確定合理的平衡量。由式(4.8)得其中rb'=6.52m；rd+tu'=10.3m；Gb=186360N；Gd+tu=171700N；代入得N·m由式(4.9)得N·m由式(4.7)得N·m根據(jù)力矩平衡方程式式中所以計算出的平衡重滿足條件然后用確定在兩個極端情況下，轉(zhuǎn)臺和工作裝置合力的位移方法，對求得的合理平衡重作最后的檢查。由式(4.12)得11GpGbi6723802355221863601094262N由式(4.13)得M111GppGbibi199778590384610939425N·m知道合力和等效傾覆力矩后，就可求出合力對中心軸的位移，由式(4.14)得由式(4.15)得111GpGbiGbGdtu671001717001333068.2N由式(4.16)得M1111GppGbibiGbbGdtudtu'30917311093942.5N·m所以m不滿足，所選平衡重過大，因此需減小平衡重?，F(xiàn)取Gp=204465.4N則由式(3.12)得1672380204465.41863601063205.4N由式(4.13)得M11867324.68903846963478.68N·m由式(4.14)得由式(4.15)得111063205.4671001717001302005.4N由式(4.16)得M111867324.6830917311224406.32N·m由式(4.14)得所以