20070403286_郑永梅_履带式挖掘机工作装置及上部转台设计

1、济南大学毕业设计毕业设计题 目 履带式挖掘机工作装置及上部转台设计 学 院 机械工程 专 业 机械工程及自动化 班 级 机自0708 学 生 郑永梅 学 号 20070403286 指导教师 王艳芳 二一一年 五 月 三十一 日- 2 -济南大学毕业设计目 录摘 要iabstractii1 前言11.1 挖掘机国内外研究现状及发展趋势11.2 选题的目的及意义21.3 选题内容22 挖掘机主要类型特点及参数42.1 挖掘机主要类型特点42.2 挖掘机主要参数53 工作装置设计73.1 动臂机构73.1.1 动臂机构参数选择73.1.2 校核动臂力矩特性83.2 斗杆机构103.3 铲斗机构11

2、3.3.1 基本参数的选择113.3.2 斗形参数的选择113.4 最大卸载高度、最大挖掘深度和停机面最大挖掘半径的计算123.5 挖掘力的计算143.5.1 工作油缸的理论挖掘力143.5.2 整机的理论挖掘力143.6 挖掘范围154 液压系统设计174.1 元件的选择174.2 系统分析185 上部转台设计195.1 回转支承的选择195.2 负荷能力的计算195.3 连接螺栓计算195.4 回转阻力矩计算205.4.1 回转惯性阻力矩计算205.4.2 回转摩擦阻力矩计算215.4.3 回转风阻力矩计算215.4.4 回转坡度阻力矩计算225.5 转台最佳转速226 结 论23参 考

3、文 献24致 谢25- 24 -1 前言1.1 挖掘机国内外研究现状及发展趋势从20世纪90年代至今，我国的挖掘机行业有了突飞猛进的发展。在20世纪90年代，我国的挖掘机产量和销量也仅仅是几千台而已。但是仅仅通过十几年的努力发展，如今我国的挖掘机产量是当初的十几倍，当然销售量（包括出口量）也是当初销售量的十几倍。总之一句话，不管是产量还是销售量都比当初增长了十几倍1。目前，我国的挖掘机年需求量已经远远超过几万台，也成为世界上最大的挖掘机市场。随着国内挖掘机市场的不断扩大，用户对挖掘机的需求量不断增加。在丰厚利润的诱惑下，一些国外的主要挖掘机制造商纷纷进入中国市场2。激烈的市场竞争，促进了企业产

4、品质量的不断提高，也使得产品的更新速度加快，企业或代理商为用户服务的意识也有了很大的提高。进入中国的不少大公司为他们自己的品牌的代理商以融资租赁或者其他方式，手续慢慢简化3。随着国家对基本建设的投资规模逐渐扩大，挖掘机已经成为各种施工工程的首选机种。随着国民经济的不断发展，中国西部和北部地区的建设项目不断增多，中央和地方也对这些地区的基本建设进行大量的投资，促使这些地区对挖掘机的需求量增加4。挖掘机核心技术的研发和关键配套部件的制造是我国技术人员必须努力完成的两项重大任务，也只有这样，中国品牌的挖掘机才能享誉中外5。目前业内技术人才、管理人才、营销人才流动频繁，人才竞争远远要比市场竞争激烈的多

5、，良性的、次良性的甚至恶性的流动时而出现6。不少企业在非公开宣传或产品推荐会上，不切实际的说自己的产品最好，对自己的产品进行不全面的评价，以自己产品的优点和其他产品的缺点进行比较，这样的行为纯粹是一种消费误导，再说的严重一点就是欺骗。挖掘机涨价的理由是原材料涨价。挖掘机本身是一种技术含量高、利润大的产品，由于行内竞争中的一些小问题，也促使价格向上攀升。1996年颁布实施的gb9131.2-1996液压挖掘机技术条件国家标准，实际开始制定的时间是1995年初7。由于多方面的原因，当时标准的初稿要求已经不算太高，但到各个厂家的代表到会审查时，根据各个厂家的意见和要求指标又降低了一些8。标准中各项指

6、标定的相当低，根本起不到用标准来促进产品质量的提高和技术进步的要求。近年来属于高科技产品的gps智能服务系统在挖掘机上的应用越来越广泛，在挖掘机上安装和使用此系统为各个方面都提供了极大的便利9。行业协会要为企业务实的工作。加强企业与政府之间的联系和沟通。协会工作人员要深入下去发觉更多需要做的工作10。开动脑筋为企业着想，协会工作要不断的创新，切忌只有理论没有实践的阐述。在文献1中，主要介绍了挖掘机的工作装置在有限元中的动态分析，这是挖掘机在现代的先进发展的充分表现；在文献2中介绍了现代机械产品的数字化，这表明了，现代机械具有更高的精密性；在文献3中讲了液压挖掘机工作装置的智能化发展，充分体现了

7、现在我国挖掘机发展的速蒙；其中在文献1415的英文文献中，主要概括的介绍了挖掘机的主要应用范围和应用条件的广泛性，可以说，液压挖掘机在很多领域都得到了广泛应用。 1.2 选题的目的及意义选择该课题的目的首先是我对挖掘机有一定兴趣，它与我们的生活很接近，在我们的生活中随处可见。在很多行业中，我们都必须用到挖掘机，例如:建筑业，筑路工程等等11；其次，作为一名中国的机械专业的现代大学生，我想尽我最大的努力，为我们的国家在挖掘机这一行业中做一些研究和贡献。尽可能的运用新技术，开发一些高性能的零部件，使我国新一代的挖掘机在质量和功能上有新的突破12。挖掘机在我们生活中到处可见，它的诞生，节省了很多的人

8、力和物力，同时也造就了一类新型的技术人才。相信我国工程机械的发展会越来越好，前景越来越广阔。通过本次的课题，让我对四年大学所学习的知识有了一些综合性的认识13。也使我学到了理论知识与实践操作相结合的重要性14。在做这个课题的过程中，几乎用到了我四年大学学习的所有知识，包括高数，机械设计，理论力学，画法几何等等。在让我做课题的同时，我也对大学学习到的知识回顾的同时更加巩固了我学到的知识15。并且此课题在让我学习深化自己的专业知识，全面接触实践方面有极其重要的意义。1.3 选题内容本次毕业设计是大学学习中不可缺少的一部分，特别是对于我们机械专业的学生来说，更是奔赴工作岗位之前的一次重要演习。这两个

9、月的毕业设计时间虽然有点仓促，但是这次的设计几乎用到了我们大学四年所学的所有知识。也让我通过这次毕业设计对大学四年所学的知识进行了总的复习，使我以前感到模糊不清、模棱两可的知识点，有了系统化和条理化。而且在这次的毕业设计过程中，具体详细的运用了我们学习的专业课和专业基础课的理论知识，加强了专业理论及典型机械设备的实际原理和计算方法，培养了我们的整体实践能力以及如何将所学理论知识应用到工程实践当中去。挖掘机是工程机械的一个主要机种，它广泛应用于矿山开采、道路工程、国防施工、农田水利等基本建设之中。随着我国经济建设的迅猛发展特别是国家加大公路、铁路、住宅和水利设施的投资，挖掘机越来越显示出在国民经

10、济建设中的巨大作用。这次的毕业设计，我所设计的课题是：履带式挖掘机工作装置及上部转台设计。其中我主要设计的是液压挖掘机，所以我在设计挖掘机工作装置的时候，着重设计了液压缸。在绘图的时候，也着重多画了关于液压缸的零件。液压挖掘机的工作装置在不同的厂商，选用的零件型号也不同，根据具体的参数设定尺寸参数，再根据尺寸参数选定不同的零件型号。在设计挖掘机上部转台时，我着重的描述了回转支承部分。由于上部转台在外部看来只是一个四方的壳子，所以在绘图的时候，我着重的画了回转支承的图。2 挖掘机主要类型特点及参数2.1 挖掘机主要类型特点 挖掘机械是工程机械八大种类中的其中一种。挖掘机械的类型以及构造形式有很多

11、种，可以根据挖掘的工作原理、过程、用途以及构造特征等来进行详细的划分。根据挖掘机械的作业过程，可以分为周期作业式和连续作业式两大类。一般情况下挖掘、运载、卸载等作业时，挖掘机依次重复循环进行称为周期作业式，各种各样单斗挖掘机一般都属于此类。像上述作业的同时，挖掘机还连续进行称为连续作业式。根据动力装置，挖掘机有电驱动、内燃机驱动以及复合驱动之分。用一台发动机带动挖掘机全部机构则称为单机驱动式，以几个发动机分别带动各个主要机构则称为多机驱动式。根据用途，单斗挖掘机可以分为：建筑型、采矿型以及剥离型等等。建筑型挖掘机一般情况下可以安装很多不同的工作装置，可以进行多种作业，所以称为通用式（或万能式）

12、。采矿型、剥离型和隧洞挖掘机械等往往只能安装一种工作装置，专门用来某种作业，所以称为专用式。根据传动方式，可以把挖掘机分为机械传动式、液压传动式以及混合传动式（一部分机构采用机械传动，其他部分机构采用液压传动。又称为半液压传动）。单斗挖掘机械的工作装置的型式繁多，经常用到的基本形式有：正铲、反铲、拉铲、抓斗以及起重吊钩等等。 其中，反铲挖掘机最适合沟渠的挖掘，开挖方法有两种：（1） 沿沟渠倒退式挖掘。这样挖掘时，挖掘机位于沟廓中心上，车辆停在沟侧，动臂只要回转400500即可卸料，如果所挖掘的沟宽是挖掘机最大挖掘半径的两倍，车辆只能停在挖掘机侧面，回转900卸料。挖掘更宽的渠道时，可分段进行。

13、当挖掘机倒退挖掘到尽头后，由该端转换位置反向开挖。这种开挖方式，每段的挖掘宽度不宜过大，以车辆能在沟侧行驶为原则。挖掘曲线沟时，可用短直线的连续挖掘进行。（2） 沟侧开挖法。车辆开始时停在沟端，以后就只能停在沟侧。挖掘机须回转900卸料。挖深沟时，可采用分层分段的挖掘方法。先挖深沟当挖掘机沿沟渠方向前进，挖到长度等于挖掘机全长的一半时，再挖掘的所规定的深度。挖掘时，应使动臂下降，斗杆几乎和挖掘面垂直，并配合挖掘机后退移动。有时，挖掘沟渠后还要铺设管子。（3）挖掘机还可以运用到建筑工地上。主要适用在挖掘机的停机面以下的土壤。挖掘机一般处在地面以上，不需要另外劈开倾斜通道。2.2 挖掘机主要参数

14、整机主要参数的选择确定是挖掘机总体的设计方案中非常重要的环节，它和液压挖掘机整体及各主要机构结构型式有非常密切的关系，比如挖掘机工作装置的尺寸往往是必须在选定的工作装置的结构形式及布置方案以后才能够确定，然而，工作装置结构方案的选择必须满足各个工作尺寸的主要要求。因此，结构方案的选择和主要参数的确定往往需要交叉反复进行，并且通过经验设计后仔细确定。在选择主要参数时，必须考虑到先进性、可靠性、经济性之间的关系，恰到好处的处理相关参数之间的制约关系，比如过大的减轻整机的重量，可能会影响机械挖掘力的充分发挥，并且会导致有效的工作尺寸减小，更有甚者会影响机械的强度以及刚度。相反的，必然导致机械的过分笨

15、重，经济性极差。所以，要根据实际情况分析并满足对各项性能指标的要求。合理正确的参数应该主要符合以下几个条件：1. 满足实际的使用要求实用性；2. 适合在生产厂家的制造条件可能性；3. 充分利用发动机的功率经济性； 4.和国内外的同类型的产品相比要尽可能有先进的经济指标及可靠的工作性能 即先进性。根据国家颁布的液压挖掘机型式与基本参数系列标准规定的数值范围，结合拟定采用的结构特点选定参数值，即按标准选定法，初步确定以下参数：标准斗容量 q=0.18m3 机重 g=5.5t 发动机功率 n=30kw/2350rpm利用经验公式计算法（查表法），以液压挖掘机的机重为指标，对现代液压挖掘机的总体参数用

16、概率的方法得出各主要参数的经验系数，以公式来确定挖掘机的各种参数。关于尺寸参数可按以下经验公式近似求得：线尺寸参数：li=kli 面积参数：si=ksi 体积参数：vi=kvig式中，kli，ksi，kvi分别是各个线向、面积、体积尺寸经验系数，查单斗液压挖掘机表1-4。根据这些公式可计算出以下尺寸：动臂长度 l1 =3177.31（毫米）斗杆长度 l2=1412.14（毫米） 铲斗长 l3=882.6（毫米）3 工作装置设计反铲工作装置是中型和小型液压挖掘机的重要工作装置。它是用在挖掘停机面下面的土壤。其中动臂是工作装置中的主要构件，它的结构形式对斗杆以及它的辅助装置的配备有十分密切的关系。

17、动臂总体来说可以分成整体式和组合式两种类型。其中整体式动臂重量比较轻，制造成本也比较低，能得到较大的挖掘深度，是反铲工作装置常用的形式。所以，本次采用整体式弯动臂。斗杆的分类有两种即整体式和组合式。大部分的挖掘机都用整体式的斗杆。如果斗杆的长度或杠杆比需要调整时采用更换斗杆的办法。所以斗杆也选用整体式。所以，本次设计的挖掘机工作装置为反铲装置，采用如下结构方案：1、 采用整体式弯动臂，动臂油缸下置式。二、采用整体式斗杆。三、动臂与斗杆的长度比，采用中间方案，即特性参数k1=l1/l2在1.52之间。取k1=1.85。3.1 动臂机构3.1.1 动臂机构参数选择 最大挖掘半径一般与动臂长、斗杆长

18、和铲斗长三者之和值相等，按经验公式取其值 r1=l1+l2+l3=5472.05（毫米） 如下图3.1，在三角形czf中,取：动臂弯角=1200,特性参数k3=lzf/lcz=l42/l41=1.2 图3.1 动臂弯角图 得: lcz=1672.27(毫米) （3.1） lzf=l42=k3l41=2006.72（毫米） =280 （3.2）在图1三角形czf中，可得到，zcf=320,bcz=50,bcf=270。取k4=0.96，11=cap=600基本用于反铲装置。斗杆全缩时cfq为最大值，取为1600。考虑结构尺寸、运动余量、稳定性构件运动幅度等因素，取 1=全伸长/全缩长=1.7，1

19、min=300因k4=sin1max/1sin1min 得：1max=1250 又由： 得：=2.9129 =2.1065符合下列几何条件： +1，(1+)/ mz满足要求。（3） 满斗处于最大高度时的动臂缸应该有足够的提升力。按照（2）中同类的方法计算可得： e1=l7l5sin1max/l1max=13.2（米）显然，满斗处于最大高度时的载荷力矩要小于满斗处于最大半径时的值。故mt=28（吨/米）mz，满足要求。3.2 斗杆机构 根据斗杆挖掘阻力计算，并参考国内外同类型机器斗杆挖掘力值，取最大挖掘力为80kn,斗杆油缸直径d=125（毫米），工作压力p=250kg/cm2则斗杆油缸大腔作用

20、面积:f2=d12/4=122.656(cm2） 油缸推力：p2=pf2=30.664（吨） 最大作用力臂：e2max=l9=pgmax（l2+l3）/p2=0.9（米）如图3.3所示：取斗杆摆角 2=900,2=1.7。则 (米） （3.7） (米） （3.8） 图3.3斗杆运动计算图斗杆上efq=1380, dfz=50。3.3 铲斗机构3.3.1 基本参数的选择 如图4所示：在铲斗连杆机构中可取f、n、q三点在一直线上。取k2=l24/l3=qk/qv=0.34，10=kqv=1050。则 l24=k2l3=0.3（米）3.3.2 斗形参数的选择斗容量q，平均斗宽b，转斗挖掘半径r和转斗

21、挖掘装满2(取为950)四者之间有以 图3.4铲斗挖掘系数之间的关系下几何关系：q=0.5r2b(2-sin2)ks (3.9)取土壤松散系数 ks=1.25，得平均斗宽 b=0.8（米） 转斗挖掘时，挖掘满容积的土所消耗的能量称为转斗挖掘能容量，用符号e表示。取k2=1.5，k3=l42/l41=zf/cz=0.07得： e=1.587k (3.10)式中，k挖掘过程中考虑其它因素影响的系数 转角范围为1600。3.4 最大卸载高度、最大挖掘深度和停机面最大挖掘半径的计算（1） 当下置动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩，qv连线处于垂直状态时，可得到最大卸载高度，如图3.5所示： （3.11）代入数

22、据得： h3max=3.45（米） 图3.5动臂油缸运动图（2） 当下置动臂油缸全缩，f、q、v三点在同一直线并处于垂直状态时得到最大挖图3.6动臂油缸全缩几何图掘深度，如图3.6所示 （3.12）代入数据得：h1max=5.6（米）（3） 当斗杆油缸全缩，f、q、v三点在同一直线上时，而且yv=0时可以得到停机面最大挖掘半径，如图3.7所示： 图3.7斗杆油缸全缩几何计算图 （3.13） （3.14）代入数据得：l40=7.5（米） r0max=7.8（米）3.5 挖掘力的计算反铲装置挖掘力可以按照以下情况分为工作油缸的理论挖掘力、整机的理论挖掘力。3.5.1 工作油缸的理论挖掘力 反铲装置

23、主要采用铲斗油缸进行挖掘。假设不考虑这些因素：工作装置自重和土重；液压系统和连杆机构效率；工作油缸的背压。铲斗挖掘时，铲斗油缸的理论挖掘力: p0d=p3r1r3/r2l3=p3i （3.15）代入数据得：p0d=13.5（吨）式中，铲斗油缸大腔作用面积：f3=f1=122.656（cm2） 铲斗油缸的理论推力：p3=f3p=30.664（吨） 液压系统工作压力: p=250kg/cm2铲斗连杆机构的总传动比: i=0.4。对于反铲装置动臂油缸的理论挖掘力一般不予考虑。3.5.2 整机的理论挖掘力 假设挖掘力的方向为斗齿运动轨迹的切线方向，铲斗油缸主动作用产生的挖掘力为p0d，大小已知。可得到

24、整机的理论挖掘力： p03=p0d+（g3rq3+g6rq6）/l3 (3.16）式中，铲斗加土和连杆机构自重对q点的作用力矩： g3rq3+g6rq6=0.15（吨*米）p03能克服的最大挖掘阻力w03大小与p03相等，方向相反，即： w03=p03=13.5（吨）在此作用下斗杆油缸受压，动臂油缸受拉。假设动臂油缸在不被拉长的条件下所受到的挖掘阻力为w01。取整个工作装置为隔离体，则对c点的力矩平衡方程式： =w01rcw （3.17）式中，gi各装置g1g6的大小（吨）； e1动臂油缸对c点的作用力臂（米）； rcww01对c点的作用力臂（米）； rci各装置作用力臂（米）。可得： =9.

25、0（吨） （3.18）同理： =9.5（吨） （3.19）式中： rfww02对f点的作用力臂(米)；g2rf2+g3rf3+g5rf5+g6rf6各装置对f点的力矩（吨*米）； e2斗杆油缸对f点的作用力臂（米）。取整机为隔离体，列出对倾翻支点i的力矩平衡方程式，得整机稳定条件所允许的挖掘阻力最大值: w06=(ggrig+gsris)/riw （3.20）代入数据得：w06=9.5（吨）式中，riww06对i点的作用力臂（米）； gg工作装置总重（吨）； riggg对i点的作用力臂（米）； gs机体重量（吨）； risgg对i点的作用力臂（米）。附着条件所限制的挖掘阻力值可由整机受力的坐标

26、投影平衡方程求得： w04=g/cos38代入数据得：w04=8.6（吨）式中，g整机重量（吨）； 行走装置与地面附着系数； 38挖掘阻力的水平倾角，取为200。综上所述，只有在主动油缸产生挖掘力的同时满足下列条件才可能实现： 动臂油缸闭锁条件 p03=w03w01； 斗杆油缸闭锁条件p03=w03w02 ; 整机与地面附着条件p03=w03w04; 整机稳定条件 p03=w03w06如果达不到这些条件，整机能实现的理论挖掘力由最小值决定，即整机理论挖掘力的最小值9.5吨。3.6 挖掘范围 挖掘轨迹如图3.8所示： 图3.8挖掘范围轨迹图 弧ab是动臂油缸进行挖掘，且铲斗尖、铲斗与斗杆铰点、斗

27、杆与动臂铰点位于同一直线上；弧bc是斗杆油缸进行挖掘，且动臂位于最低，铲斗尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点位于同一直线上；弧cd是动臂油缸全缩，斗杆油缸全伸，铲斗油缸工作；弧de是斗杆油缸全伸，铲斗尖到动臂与机架铰点最近，动臂油缸工作；弧ef是动臂油缸和斗杆油缸全伸，铲斗油缸工作；弧gf是动臂和铲斗油缸全伸，斗杆油缸工作；弧ag是动臂油缸全伸，斗杆油缸全缩以铲斗进行挖掘。 4 液压系统设计单斗挖掘机在工作时主要完成的动作是：动臂上升和下降，斗杆收及放，铲斗的转动，转台的回转，机械行走和转向等一系列动作。当挖掘机在作业时，为了提高作业速度，需两个动作同时进行，例如动臂和回转等。这种现象叫复合动

28、作，这些都由液压系统来保证实现。 根据国家公称压力及流量系列，选用系统压力为250kg/cm2。已计算系统流量为2125升/分。4.1 元件的选择（1） 油缸的选择 动臂油缸为双缸，铲斗和斗杆油缸均为单缸，缸径均为125毫米。（2） 油泵的选择油泵功率： ny=ppqp/450r=48（千瓦） （4.1）式中，pp油泵的最大工作压力（kg/cm2）； qp油泵的流量（升/分）； 油泵的总效率，取为0.88； r变量系数，取为2.5。查有关的资料，主油泵采用埋油斜轴式轴向柱塞双向变量泵，参数如下：表4.1 主油泵相关系数 公称排量ml/r额定压力mpa额定转速r/min125evzb-12512

29、5252200控制油路采用齿轮泵cb-b20,参数如下：表4.2 齿轮泵cb-b20相关系数型号公称排量ml/r额定压力mpa额定转速r/min驱动功率kw重量kg容积效率cb-b20202.514501.025.490(3) 马达的选择 经查资料，回转马达和行走马达均采用型号为gqm16-1600。(4)发动机的选择 由于变量系统油泵经常在满载或超载情况下工作，功率利用系数比较高，为了保证功率的高效，同时考虑到辅助设备的动力消耗，取发动机功率：n=1.25ny=5.8（kw）查有关资料，采用4120f型风冷柴油机。 （5）主油管管径的计算 挖掘机液压系统主油管路的油液流速取为8米/秒。=2（

30、厘米） （4.2） （6）油箱容量的计算 油箱为开式，容量取为油泵总流量的1.5倍。v=1.52q=375（升）4.2 系统分析 由柴油机驱动液压泵，向工作装置、转台回转机构的执行元件输送液压油。工作装置包括动臂、斗杆和铲斗，分别由液压缸驱动；回转机构和行走装置由液压马达驱动。其工作循环是：以铲斗切削土壤，装满后提升，回转至卸土位置，卸空后的铲斗再回到挖掘位置，开始下一次作业。 液压系统为双泵双回路全功率调节变量系统。液压泵组包括两台轴向柱塞式变量泵（主泵）和一台齿轮泵（先导油泵）。通过操纵减压阀式先导阀手柄的不同方向和位置，使来自先导油泵的液压油控制液压多路换向阀的开度和换向，实现执行机构的

31、单一动作和同步动作。工作回路除容积调速外，尚有节流调速和双泵合流的有级调速。5 上部转台设计5.1 回转支承的选择 回转机构的回转支承采用滚动轴承式回转支承，其广泛用于全回转的挖掘机、起重机和其他机械上。滚动轴承式回转支承具有尺寸小，结构紧凑，承载能力大，回转摩擦阻力小，滚动体与滚道之间的间隙小，维护方便、使用寿命长，易于实现“三化”等一系列优点。滚动轴承式回转支承转速低，通常承受轴向载荷、倾覆力矩和径向载荷，因此滚道上接触点的载荷循环次数较少，设计时主要进行负荷能力的计算。5.2 负荷能力的计算 回转支承的负荷能力一般用静容量和动容量表示。静容量是指回转支承在静负荷作用下滚动体和滚道接触处的

32、永久变形量之和达到滚动体直径万分之一而不影响回转支承正常运转的负荷能力。动容量是指回转支承回转达到100万转后不出现疲劳裂纹的负荷能力。目前，用动容量来计算各种低速回转支承的日益减少，一般只进行静容量计算即可。回转支承的静容量计算如下：交叉滚柱式: coa=f0d0lxzsin/103 （5.1）代入数据得： coa=185.3（吨）式中 f0静容量系数（kg/mm2）； d0滚动体直径（mm）； lx滚柱有效长度，lx=0.8d0（mm）； 滚动体与滚道的接触角，在系列标准中取=450； z滚动体总数。5.3 连接螺栓计算（1） 连接螺栓最大工作载荷pg计算 pg=4m/nd+(-)gp/n

33、 （5.2）代入数据得： pg=580（吨）式中，m作用在回转支承上的总倾复力矩（吨-米）； gp作用在回转支承上的总轴向力（吨）； d螺栓分布圆直径（米），一般取d等于内圈螺栓分布圆直径dn； n一圈螺栓的数目。上式中，当轴向力gp指向支承面时取负号，当轴向力gp使回转支承离开支承面时取正号。（2） 连接螺栓预紧力py计算 为了提高连接螺栓的疲劳强度，防止座圈和支承面之间出现间隙，通常都加有相当大的预紧力，其大小按下式计算 py=kypg(1-x) （5.3）代入数据得： py=870（吨）式中: x工作载荷分配系数。对于不用弹簧垫的高强度螺栓常取x=0.25； ky结合面紧密性安全系数。一

34、般取ky1.52.0；5.4 回转阻力矩计算 挖掘机回转时回转机构的回转阻力矩按下式计算 msw=mf+mw+ms+mi（kg.m） （5.4）式中，mf回转摩擦阻力矩（kg.m）； mw回转风阻力矩（kg.m）； ms由于停机面倾斜所引起的回转坡度阻力矩（kg.m）； mi回转起动时的回转惯性阻力矩（kg.m）。挖掘机工作时转台的回转角度一般在901200范围内，起动和制动决定了回转过程的时间消耗和动力消耗，因此惯性阻力矩是回转过程的主要阻力矩，而其他则为次要阻力矩。5.4.1 回转惯性阻力矩计算 mi =qr2/g+ji (5.5)代入数据得： mi=3.85103（kgm）其中式中 回转

35、角加速度，=/t=0.105n/t（弧度/秒2） 其中n为挖掘机回转速度（转/分）；为挖掘机回转角速度（弧度/秒）；t为回转起动时间，一般取25秒； q铲斗内所盛物料的重量（kg）； g重力加速度，可近似取g=9.81(m/s2); r物料重心到回转中心的距离（米）； ji转台上各部件和工作装置对回转中心轴的转动惯量。如令j0表示部 件对通过其质心并与回转中心轴平行的轴的转动惯量，l为部件质心到回转中心轴的 距离，m为部件质量，则 ji=j0+ml2（kg.m.s2） （5.6） 部件对通过其质心的轴的转动惯量和工作装置对回转中心轴的转动惯量可查单斗液压挖掘机表3-6。 回转惯性阻力矩也可用下

36、式计算 mi=0.105n/t（qr2/g+ji） （5.7）5.4.2 回转摩擦阻力矩计算 mf=dd0（ngm+)/2 （5.8）式中 d当量摩擦系数；表5.1 当量摩擦系数工况滚球式轴承交叉滚柱式轴承正常回转0.0080.01回转起动时0.0120.015d0回转支承的滚道中心直径（米）； ngm由于外载荷gp和m的作用，在滚动体上产生的法向压力绝对值的总和（千克）； nh由于外载荷hp的作用，在滚动体上产生的法向压力绝对值的总和（千克）。当 e=m/gp0.262d0时（对交叉滚柱式）或 e=m/gp0.3d0时（对四点接触球式） ngm=1414gp(kg)式中 gp作用在回转支承上的总轴向力（吨）。 当e=m/gp大于上述值时 ngm=2828gpeke/d0（千克） （5.9）式中 ke系数。根据2e/d0从单斗液压挖掘机图3-21查得。 nh=kh.hp(千克)式中 hp作用在回转支承上的总径向力（吨）； kh系数。当滚动体与滚道的接触角为450时，对交叉滚柱式取1790；对四点接触球式取1720。在计算法向压力时，外载荷gp，m和hp可不考虑回转支承的工作条件系数。5.4.3 回转风阻力矩计算 mw=pfili（kg.m） （5.10）