挖掘机回转系统设计方案

挖掘机回转系统设计方案1.绪论1.1概述纵观国内外工程机械上下几百年的发展历程，展现的是不朽的经典，孕育的是深厚的文化，淘出的是世界的经济。伴随全球经济的不停发展，越来越多的工程项目的出现，新的世纪，新的劳动工具的再次转型与升级。低碳环境保护、节能环境保护的观念已经深入人心，为了更好的实现中国的伟大复兴，为了更好的与世界工程、工业接轨，工程机械的再次升级是目前的首要任务。这是一种艰难漫长的过程，更是一种自主创新的过程，是一种难得的机遇与挑战。面对着我国既有工程机械的发展概况，经营模式以及管理制度，我们急切的呼吁--创新。本设计就是在既有的PC360-7液压挖掘机基础上的一种大胆的尝试和创新，以回转电机为回转动力源的新型混合动力液压挖掘机便应运而生了。根据参照、借鉴、学习但不抄袭的原则，该混合动力新型液压挖掘机通过混合动力综合控制器控制以及对应的储能装置进行能量的存储和释放，到达机电一体化智能控制以便、快捷、稳定的效果和能量的实时回收与再运用。1.2国内外挖掘机的发展概况1.2.1国内挖掘机的发展概况我国从第一台挖掘机的诞生到今天已经有近60年的发展历史，大体上可以提成如下三个阶段:(1)测绘仿制阶段(1967－1977年)这个阶段是最基本的阶段，是不成熟的阶段。尽管如此，勇于探索进取的祖辈们通过数年坚持不懈的努力奋斗，最终研究出了多款成功产品，将我国挖掘机事业继续向前推进着。表1开发成功的重要产品机械厂厂名称上海建筑机械厂贵阳矿山机器厂合肥矿山机器厂长江挖掘机械厂杭州重型机械厂挖掘机型号WYl00W4-60WY60WYl60WY250如表1所示，它们的出现代表着我国液压挖掘机行业逐渐由开始的初步形成到深入发展壮大的发展历程。(2)技术研发革新阶段(1978－1986年)技术的革新才能最终引领时代的风骚。各个机械厂家均掀起了一场技术革新的革命。他们大力引进世界著名挖掘机品牌，学习其关键技术，不停的为自己充电，使其在残酷的挖掘机竞争行业中终有一席立足之地。表2各机械厂引进状况机械厂名长江挖掘机厂贵阳矿山机器厂合肥矿山机器厂上海建筑机械厂杭州重型机械厂北京建筑机械厂引进国家德国德国德国德国德国德国引进企业利勃海尔利勃海尔利勃海尔利勃海尔德玛克奥加凯引进型号R972R982A912R912R922R962R942A922H55H85RH6MH6(3)联合外资持续发展阶段(1987－至今)由于国内对挖掘机的需求量的不停提高,供需矛盾日益扩大,国外各著名挖掘机制造厂商看好中国市场,纷纷前来开办合资企业[1]。国内挖掘机品牌在经历了外资企业的洗礼下，通过了几十年的不停拼搏、奋斗，才能由最初的全军覆没到今天的稳定发展。它们目前不仅占据着整个国内大部分市场，更是傲视国际市场，近似疯狂地展开国际并购措施来拓宽自己的产业链，增强自身的竞争实力，实现开拓新市场的需要（见图1）。图1近3年中国挖掘机市场销量变化状况1.2.2国外挖掘机的发展概况第一台手动挖掘机问世至今已经有130数年的历史，期间经历了由蒸汽驱动斗回转挖掘机到电力驱动和内燃机驱动回转挖掘机、应用机电液一体化技术的全自动液压挖掘机的逐渐发展过程[2]。从20世纪后期开始,国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展[3]。尽管近几年来，整个国际工程机械行业状况不容乐观，不过国外的许多著名挖掘机品牌商纷纷采用有力措施，迅速变化运行模式，管理制度，及时调整销售对象，静中求变，变中求稳，力争将损失减少到最低程度。1.3本设计所研究的重要内容本次所设计的挖掘机为小松PC360-7中型反铲液压挖掘机，主线根据为既有的小松PC360-7中型反铲液压挖掘机的有关参数及构造型式，在此基础上将动力更换为混合动力，回转系统部分等效替代为一回转电机驱动的机电控制系统。重要设计内容为整个挖掘机的设计及回转系统的设计，重要包括整机部分整机参数确实定、动臂构造型式确实定，行走装置构造型式确实定，传动型式确实定，以及回转系统部分回转电机的选择，回转支撑类型的选择，回转减速机的设计等等。PC360-7挖掘机总体设计的合理性、全面性是整个设计任务顺利完毕的保证；回转系统设计的优劣对其他机构部件设计的质量起着决定性的作用。1.4本设计的技术难点及对应的措施对于小松PC360-7中型反铲液压挖掘机的整体设计，基本上没有多大的技术难点，仍然是柴油发动机为重要的动力源，只在回转系统部分将原有的液压回转系统等效替代为对应的电机回转系统，因而此混合动力液压挖掘机的得名由此而来。本设计的重要的技术难点是回转系统部分。回转系统的设计波及领域广，原则规范较多。参照近些年的国内国外的各项有关混合动力液压挖掘机的汇报、会议论文、专利及专题论文，结合现代节能环境保护的设计理念，将回转系统的设计上升到了一种前所未有的高度。回转系统总体重要包括回转电机的选择，回转支撑类型的选择，回转减速机的设计。其中回转减速机的设计是本设计的技术最大难点。由于回转电机为等效替代原有的回转液压马达，因而回转电机的选用只要根据原有的回转液压马达即可。回转减速机的设计需要综合考虑回转电机的选型及回转支撑的选型，在此两者的基础上，根据详细的传动比关系，最终确定为NGW型二级行星减速机。行星减速机具有构造紧凑，传动比大，传递扭矩大的特点。再次根据既有的机械设计有关设计手册选用行星齿轮各设计参数，结合铸造有关工艺特点设计减速机外壳。本设计所采用的重要设计手段是数值计算、计算机绘图（重要绘图软件为SolidWorks、AutoCAD等）。设计措施重要包括数值计算、计算机绘图（重要绘图软件为SolidWorks、AutoCAD等。首先对PC360-7中型反铲液压挖掘机的整机设计所要到达的技术目的进行综合分析和设计，再对整机中具有决定性作用的零部件之一回转系统进行对的的、全面的分析和设计。在整个设计过程中，一旦发现技术瓶颈和急需要处理的问题，首先应当自己认真的查找有关资料，在大量搜集资料的基础上加深对此技术难点的理解，努力争取处理。同步，每周均有两次的老师指导，将已经或将要出现的技术难点、急需处理的问题趁着这些机会向指导老师请教，而后再通过自己的多方思索、考察和整顿，最终真正理解其难点的实质性问题所在，从而找到对应的处理问题的措施，最终处理问题并验证对应结论的对的性。2.PC360-7挖掘机构造功能分析2.1PC360-7挖掘机总功能确实定挖掘机是一种多功能机械，被广泛应用于水利工程，交通运送，电力工程和矿山采掘等机械施工中，它在减轻繁重的体力劳动，保证工程质量，加紧建设速度以及提高劳动生产率方面起着十分重要的作用[4]。表2PC360-7挖掘机的设计规定1功能基本功能：挖掘土方。2工况适应性铲斗挖掘工况:由铲斗液压缸单独动作进行挖掘的工况斗杆挖掘工况:由斗杆液压缸单独动作进行挖掘的工况联合挖掘工况:由铲斗、斗杆液压缸复合动作进行挖掘的工况环境：摄氏-10℃-40℃，相对湿度，40%RH-90%RH，大气压力：70kPa-106kPa3性能行走速度：3.2-5.5KM/h回转速度：9.5r/min工作重量：33-36t构造尺寸：长11140mm×宽3190mm×高3280mm4生产能力生产率：理论的、额定的、实际的5可靠性可靠度、维修度和有效度6使用寿命正常作业的状况下，其使用年限不低于8年7经济成本材料费用、设计费用、制造加工费用、管理费用8人机工程造型美观，操作以便，座椅舒适9安全保证人身、设备安全：具有安全保护、自动检测设备状态装置10包装运送产品运送、移动以便11环境保护指标工作时尽量少产生烟雾、异味、污染.2.2PC360-7挖掘机的黑箱图热量PC360-7热量PC360-7挖掘机需开挖的土方控制指令润滑剂灰尘土方堆驱动能、制动能指令显示图2PC360-7挖掘机的黑箱图信号能耗损的润滑油温度湿度震动噪音湿热振动2.3PC360-7挖掘机的功能分解图挖挖掘机完成土石方开挖工作动力装置传动功能动力机实现运动运送动力设备减速机传动功能传动齿轮能量转换回转驱动回转功能回转机构转台回转接头行走功能停车、制动制动功能前进、后退及变向回转支承图3挖掘机的功能分解图减速机实现驱动执行功能工作装置开挖工具容纳土方满斗回转卸载土方回位动力供应控制功能仪表显示方向角度速度润滑信息显示油润滑脂润滑辅助功能润滑系统信息反馈配重平衡夜间照明2.4PC360-7挖掘机的功能构造图需开挖的土方绿化迁移需开挖的土方绿化迁移选择开挖开挖土方配重平衡工作执行信号能行走机构制动能驱动能回转机构能量转换容纳土方回转支承回转接头转台显示屏机控器电控器土石方堆耗损的润滑剂显示能量信息指令满斗回转卸载土方堆放整顿联接、支承润滑润滑剂显示屏显示屏显示屏显示屏分离灰尘温度湿度震动热量噪声振动图4挖掘机的功能构造图2.5PC360-7挖掘机的原理解组合表3PC360-7挖掘机的功能分解功能元功能元分解12345A动力汽油机柴油机电动机液压马达混合动力B铲斗正铲反铲抓斗钳式斗C回转形式内齿传动外齿传动液轮传动D行走履带轮胎轨道-车轮迈步式E能量传递齿轮箱油泵链传动皮带传动F制动闸瓦制动带式制动片式制动齿式制动气压制动G推压齿轮齿条液压缸丝杆螺母钢丝绳根据上述，可建立PC360-7挖掘机的系统解形态学矩阵如表3。从表3中得到组合方案数为：5×4×3×4×4×4×4=15360种可选出代表性的三种方案作比较：方案I：A2+B2+C2+D4+E2+F1+G2迈步式反铲外齿回转液压挖掘机方案II：A5+B2+C1+D1+E2+F1+G2履带式反铲内齿回转混合动力液压挖掘机方案III：A3+B2+C1+D2+E1+F3+G2轮胎式反铲内齿回转电动液压挖掘机2.6原理方案的评价与决策在上表的15360种组合方案中，使用技术—经济综合评价的环节最终决策出最佳方案。表4评价与决策评价目的重要性系数g1方案I方案II方案IIINO内容参数值评分w1jW1jg1参数值评分w1jW1jg1参数值评分w1jW1jg11行走速度0.1872.15.550.5121012回转速度0.255.561.089.5825413挖掘力0.3521080.4523193.1512051.754铲斗容量0.051.280.721.69045170.355整机重量0.033280.123380.244550.156特殊作业0.05弱40.3强80.4一般70.357急停控制0.03一般60.25一般60.18弱40.128维护0.05简朴80.72一般60.3难40.29安全0.04高等80.42高等70.28中等60.2410环境保护0.15低等50.24平等71.05高等91.357.498.556.51通过表4可得最佳方案为方案II作为本设计，详细为方案II：A5+B2+C1+D1+E2+F1+G2，即履带式反铲内齿回转混合动力液压挖掘机。3.PC360-7挖掘机总体设计挖掘机的构造重要是由发动机、液压系统、工作装置、行走装置、回转装置和电气控制等部分构成[5]。由于挖掘机的工作条件恶劣，规定实现的动作很复杂，于是对它的总体设计的规定就相对的很高，需要在完整的理解它的整个工作原理、构造、工作循环过程的基础上，查阅有关最新的国际国内最新研究资料，在既有机型的对比指导下，逐渐完毕对整个PC360-7挖掘机的总体设计。本设计的基本思绪：在既有的PC360-7挖掘机的基础上，结合现现代的低碳环境保护的生活目的，融合现代科技的机电液智能一体化发展模式，渗透更多的节省资源与能源的理念，将回转系统部分的回转马达部分等效的替代成以电动机为驱动的回转系统装置。从而防止了液压驱动系统成本高，可靠性差，维修保压麻烦的缺陷，吸纳了精确度高，调速精确以便的长处。此外伴随现代高科技的发展，诸多挖掘机的研究都在回转系统部分加装了能量回收装置，使得更多的能量得以再运用。PC360-7挖掘机的总体改善设计详细内容有如下几点：将原挖掘机的回转马达等效替代为电动机；更改电动机后减速机的设计；更改后制动装置的设计；更改后混合动力综合控制器的设计；更改后储能装置的设计（超级电容的选用）；柴油机发动机仍然还是重要的动力源，驱动除回转装置以外的液压泵及带动电动机，分别控制主阀和回转电机控制器来控制整个挖掘机的运动状态，并运用超级电容储存回收回来的制动能量及其他方面回收回来的能量。3.1整机总体参数的初步确定液压挖掘机的重要参数有机体尺寸参数、重量参数、发动机功率参数等，通过理论分析或经验计算以及使用单位的规定和制造厂商的生产条件等求得。各参数应当满足如下条件：满足实际使用规定——实用性；适合于生产厂的制造条件——也许性；充足发挥发动机功率——经济性；3.2重量参数的初步确定重量参数包括整机重量及各总成的重量。3.2.1整机重量初步确定整机重量可以通过市场上既有的小松PC360-7挖掘机的重量作为参照值，可获得设计机重G=33T。由经验公式：确定。式中——各部分重量系数。详细参数取值如下表所示。表5挖掘机各总成重量确实定名称重量系数计算成果（t）取值(t)平台0.185.946底盘0.4213.8614反铲作业装置0.154.9553.2.2机体尺寸的初步确定机体尺寸包括：机体的外形尺寸、工作装置尺寸和工作尺寸等[6]。根据经验公式：确定，并根据小松企业既有的PC360系列机型选用取值。表6既有PC360-7挖掘机有关参数项目单位PC360-7工作重量t33额定功率KW245（180）标准斗容m31.6性能最大行走速度高速Km/h5.5中速Km/h4.5低速Km/h3.2铲斗挖掘力（最大）Kgf23100斗杆挖掘力（最大）Kgf17400尺寸全长mm11140全宽mm3190全高mm3280工作范围最大挖掘高度mm10210最大卸载高度mm7110最大挖掘深度mm7380最大垂直挖掘深度mm6480最大挖掘半径mm11100在地面内的最大挖掘半径mm10920发动机名称-小松SAA6D114E额定转速rpm1900排量ltr8.27表7机体尺寸确实定名称机体尺寸系数计算成果(mm)取值(mm)履带长度1.3643624625履带轨距0.825672590转台宽度0.9228873190驾驶室高度0.9630793100转台底部离地高0.4012831300尾部半径0.9630793100前部离回转中心0.4213471350机棚总高0.8025662580履带总高0.3210261050底架离地隙>0.14449450臂铰离回转中心0.15481485臂铰与液压缸铰距0.30962965动臂转角—-50°-40°斗杆转角—50°-160°滚盘外径0.4514431390臂铰离地高0.6420532050续表：斗杆臂长1.857745790最大挖掘半径3.451106611100最大挖掘深度2.2572207380最大卸载高度2.270577110最大挖掘高度3.21026010210后端回转半径1.0734323450配重离地间隙0.3611551185最大垂直挖掘深度2.064156480停机面挖掘半径3.4109010920履带接地长度1.1536893700最小离地间隙0.154815003.3整机及各部分构造型式的初步确定3.3.1动臂构造型式的初步确定反铲动臂可分为整体式和组合式两类。整体式动臂有直动臂和弯动臂两种。整体式动臂构造简朴、价廉，刚度相似时重量较组合式动臂轻[7]。本设计中选用整体式动臂。+1-整体式动臂2-动臂油缸3-斗杆油缸4-斗杆5斗杆液压缸6-铲斗7-连杆8-摇杆图5整体式动臂3.3.2底盘行走装置构造型式的初步确定行走装置兼有液压挖掘机的支撑和运行两大功能。挖掘机按行走装置分履带式、轮胎式和步履式三大类。履带行走装置的特点是，驱动力大（一般每条履带的驱动力可达机重的35%-45%），接地比压小（40-150kPa），爬坡能力大（一般为50%-80%，最大的可达100%），且转弯半径小，灵活性好[8]。本设计选用履带行走装置。图6履带式行走装置图7履带式行走装置的构造图1-导向轮；2-履带；3-张紧装置；4-支重轮；5-驱动轮；6-减速机3.3.3斗杆构造型式的初步确定斗杆的构造型式往往取决于动臂的构造型式，由于本设计中的动臂选用的是整体式，故本设计中采用整体式斗杆。图8斗杆图3.3.4传动型式的初步确定底盘的动力装置和驱动轮之间的传动部件总称为传动系统。传动系统的功用是使动力装置输出的功率传给驱动轮[9]。传动系统把源动力的输出动力通过对应的传动机构传递给驱动机构，并根据驱动机构驱动特性的变化反过来调整源动力的输出特性，以满足不一样工况下对源动力输出规定的匹配特性。传动系统大体可分为机械传动、液压传动、液力机械传动及电力传动四种类型。本设计采用高压变量系统，同步在回转系统中嵌入机械传动，重要依托行星齿轮减速器的齿轮传动。3.3.5回转机构构造型式的初步确定回转机构的回转时间约占整个工作循环时间的50%-70%，能量消耗约占25-40%，回转液压油路的发热量约占液压系统总发热量的30%-40%[10]。因此，合适的、合理地选择回转机构的构造型式，对的地、仔细确实定回转机构的各个重要参数，对整机的灵活运转起着举足轻重的作用。综合考虑以上各原因，本设计采用了节能环境保护的回转系统：由电动机驱动，通过凸缘联轴器与行星减速机的联接，到输出齿轮轴与回转支承的啮合。回转机构的重要机构之一为回转支撑机构，它重要用于回转运动过程中支撑回转平台以上整个机体的重量。本设计中采选用单排四点接触式滚动轴承式回转机构，它具有构造紧凑，重量轻等长处，同步钢球与圆弧滚道四点接触，能同步承受较大的轴向力、径向力和倾翻力矩。按照设计规定最终采用接触角为45º的单排滚球式回转支撑。如图9所示。图9回转机构构造图3.4.功率参数及发动机的初步选定3.4.1整机功率参数的初步确定发动机功率；液压功率发动机功率可以根据经验公式Nt=kxG(kw)确定，可得：P=5x36=180kw3.4.2发动机的初步选定发动机选择的好坏直接关系到整机动力匹配特性的优劣程度，因此为了以至少的成本和时间设计出最优质的挖掘机，设计中选定由小松工程机械有限企业生产的原装小松SAA6D114E系列发动机。表8发动机重要参数型号小松SAA6D114E型式水冷、四冲程、直喷、涡轮增压、机械式全程调速进气方式增压、增压中冷气缸数-缸径×行程mm6-114mm×135mm活塞排量L8．27标定功率/转速kW/r/min180/19003.5回转速度、工作循环时间及生产率的估算根据经验公式：G=33T回转速度：其中系数Kn=14（3.1）由公式（3.1）得n=9.5(r/min)2、工作循环时间：其中系数Kƶ。=10（3.2）由公式（3.2）得=14.75s以上参数都是经验公式的初步估算，如有需要可合适调整。4.PC360-7挖掘机回转系统设计查阅有关国内国外最新挖掘机回转系统资料，挖掘机回转系统存在液压回转系统和电机回转系统两种类型。下面就这两种回转系统类型作出对比，并选出适合本设计创新、环境保护规定的回转系统。4.1液压回转系统液压回转系统重要是由许多高压液压油路构成，通过变化液压油的压力大小来间接控制整机行走速度、回转速度、挖掘力大小。液压回转系统的重要功能如图10所示：回转马达启动瞬间，高压液压油经A口流入作为回转马达转动的驱动力，同步该压力超过了与之连通的溢流阀极限压力，将溢流阀瞬间打开获得及时泄压的目的；当需要回转制动时，应当及时的切断供应油路，并设计对应的补油油路，使其两端压力到达平衡。由于回转马达液压制动不能长期保持，为了防止整机因停在倾斜地面上受重力作用而产生回转，使制动长期保持，回转马达设计有机械式制动器[11]。1延时阀2溢流阀3防反转阀图10回转马达原理图上述的液压回转系统可用简化的AMEsim模型建模，如图11所示。1主控阀2溢流阀3单向阀4减速器5控制信号6离合器模块7角度传感器8回转马达9PID调整器10增益11比较器12控制信号图11液压回转系统简化模型液压回转系统的局限性：（1）运用液压马达来控制挖掘机的回转运动，效率较低，操作反应时间较长；（2）回转马达启动时,由于液压泵输出的流量不小于马达所需流量而产生溢流损失，导致能量损失[12]；（3）液压马达油路的发热量多，需要设计强大的散热系统做后盾。4.2电机回转系统混合动力挖掘机回转系统原理如图12所示：通过扳动回转先导手柄使对应的压力传感器向混合动力控制器发送电机转动控制信号，进而使超级电容放电，回转电机带动回转平台转动[13]。当回转平台制动时，回转电机转变为发电机产生制动力矩使回转平台停止，所发出的电能存储在超级电容中，以便在回转平台下次启动时加以运用。该系统通过使用效率较高的电动机取代液压马达，从而使回转系统的传动效率大大提高。上述的电机回转系统可用简化的AMEsim模型建模如图12所示。1回转电机2PID调整器3减速器4转矩转换器5角速度传感器6控制信号7增益8比较器9控制信号10超级电容图14电机回转系统简化模型电机回转系统的长处：（1）可提高能量运用率；（2）有效回收回转制动所产生的能量以到达节能的目的。基于如上所示，本设计最终采用了电机回转系统。将原有的液压马达等效替代为电机驱动，通过设计的行星减速器，最终传递到回转支撑的回转滚盘，带动整个回转平台实现整个回转过程。4.3回转支撑装置类型的选择回转支撑重要分为转柱式回转支撑和滚动轴承式回转支撑。滚动轴承式回转支撑广泛用于全回转的液压挖掘机上，它是在一般滚动轴承的基础上发展起来的，构造上相于放大了的滚动轴承[14]。本设计中采用接触角为45º的单排滚球内齿式回转支撑。其构造如图13所示。图13回转滚盘的构造图4.4回转机构参数的选择（1）转台的转动惯量转动惯量可以根据最常用的工作装置和最常碰到的工况来估算回转平台的转动惯量[15]。本机采用的是反铲工作装置，可按下列经验公式估算(G=33T）。满斗回转：（4.1）有关数据代入公式（4.1）算得空斗回转：（4.2）有关数据代入公式（4.2）算得（2）回转起动和制动力矩确实定回转最大起动力矩和最大制动力矩不应超过行走部分和地面的附着力矩[16]。当机械制动时可取,仅靠液压制动时可取，为作用在转台上的最大制动力矩。履带式液压挖掘机对地面的附着力矩可按下式（4.3）求得：ψ（4.3）有关数据代入公式（4.3）算得式中——整机重量（t）——附着力矩，对平履带板取0.3，对带筋履带板取0.5。挖掘机的履带板推荐为平履带板，0.3。其制动力矩，通过计算为=93549。作用在转台上的最大起动力矩一般不不小于最大制动力矩，其比值对纯液压制动为，当采用高速油马达时取=0.78，当采用低速大扭矩液压马达时取=0.58。因此，代入数据得C=1.64;。（3）转角范围一般中小型挖掘机转角范围一般在75º～135º之间，原则转角范围一般选在90º～120º间（本设计中取=90º）。4.5最佳转速计算确定转台最佳转速的原则是在常常使用的转角范围内，在角加速度和回转力矩不超过容许值的状况下，请尽量缩短回转时间。在回转机构功率一定状况下决定平台的最佳转速[17]。由有关经验公式：（4.3）数据代入公式（4.3）算得：(r/min)与总体设计中相符。4.6回转功率的计算由转台回转力矩公式：：（4.4）将数据代入公式（4.4）得：KW4.7回转电机的选择多种电机在混合动力系统中均有使用，其中永磁同步电动机(PMSM)[18]依托永磁体产生气隙磁场，启动转矩大，运行平稳，可靠性好，控制相对简朴[19]。因此，本系统选用永磁同步电机驱动回转平台。在回转电机参数的选择上，应遵照等效替代原则，即所选择的回转电机性能等于或靠近原液压马达的性能。根据既有的PC360-7液压挖掘机回转马达的转速试取等效替代后的电机转速为，取值为1600r/min。总传动比为液压挖掘机的最大扭矩为；式中r为负载离回转重心的距离约取1000mm;为负载受力大小N；为土方质量Kg；为土方密度Kg/m3；为铲斗体积m3,取值为1.6m3。代入有关数据为N.m电动机输出的最大扭矩为N假设行星齿轮减速器的效率为90%，电机的储备功率系数为1.1，所需的电机的额定扭矩为N.m。根据立式永磁同步电动机（PMSM）[20]选择回转电机的参数如表9所示。表9回转电机参数表峰值功率/kW87额定功率/kW42峰值转矩/（N·m）370额定转矩（N·m）215最高转速（r/min）额定转速（r/min）16004.8回转支承构造的选择本设计中的回转支承选用滚动轴承式。滚动轴承式回转支承与一般滚动轴承相比，又具有其特点：一般滚动轴承的内、外座圈的刚度依托轴与轴承座的装配来保证，而它则由转台和底架来保证[21]。（1）支承型式的选择在本次的液压挖掘机设计中，选择接触角为45°的四点接触球内齿式回转支承。图14单排四点接触式回转支承（2）计算滚盘的外径（4.5）式中——滚盘外径的经验系数，取0.45将数据代入公式mm因此，算得D=1443mm。（3）滚动轴承的参数双排滚球式、四点接触单排球式回转支承可同步承受轴向力、径向力和一定的倾翻力矩[22]。因此本设计选用四点接触单排球式回转支承。在徐州恒瑞回转支承有限企业网站上，通过联络客服，选择出合适回转支承的代号，将其参数列表如下。表10回转支承参数序号内齿式DL(mm)外形尺寸安装尺寸D(mm)d(mm)H(mm)D1(mm)13013.45.1250139011101101337014.45.125013`013.35.1250139011101101337014.35.1250安装尺寸构造尺寸D2(mm)nmmdm(mm)L(mm)n1(mm)11634026M2448511634026M24485构造尺寸齿轮参数D3(mm)d1(mm)H1(mm)h(mm)b(mm)x1251124810010900.51251124810010900.5齿轮参数齿轮圆周力参照重量M(mm)De(mm)z正火Z104N调质T104N（Kg）121048.88813.518.8420141041.67515.821.9121048.88813.518.8420141041.67515.821.9根据表10中数据可得，本设计中选择的型号代号为014.45.1250。4.9回转循环时间计算单斗液压挖掘机转台运动特性单斗液压挖掘机当转角较大时，转台的回转过程可由加速、匀速和减速三部分构成[23]。但在本次设计中，单斗液压挖掘机的时间由启动时间、制动时间、满斗回转时间、空斗回转时间几种部分构成。本机总工作循环时间为s由经验公式得出的时间t=14.75s，取值为15s。根据回转时间占工作循环时间的2/3左右，+=t,由公式（4.6）式中为满斗回转时间，为空斗回转时间。代入公式4.6）数据可得：s起动、制动时间启动时间确实定很关键，启动时间过长将影响机器的生产率，启动时间过短将引起过大的惯性力，从而使机器的零件损坏，一般取=3~8s[24]。根据经验公式s（4.7）s（4.8）式中——起动时间——制动时间。——满斗回转加速结束时的转台角速度，rad/s。（2）满斗回转时间s（4.9）（3）空斗回转时间s（4.10）从而计算总的回转时间T=+=5.492+4.534=10.026s。5.PC360-7挖掘机传动计算5.1回转小齿轮参数确实定内啮合小齿轮采用高移距高度变位，其齿数≥12。根据设计规定，选选择（推荐16），变位系数（推荐＋0.35）。传动比分派式中为内啮合小齿轮齿数，为回转支承齿圈齿数。代入有关数据Z1=16，Z2=75得表11回转小齿轮各参数参数代号公式内啮合小齿轮回转齿圈分度圆直径dd=mz2241050齿顶圆直径dada`=m(z-2)-1022da=m(z+2)252-齿根圆直径dfdf`=m(z+2.5)-1085df=(z-2.5)175-齿厚B-9290齿数Z-1675模数m-1414压力角-20205.2回转机构齿轮传动传动比计算减速器总传动比（5.1）代入公式（5.1）数据可得此减速器总传动比为35.8，查表17.2-1得属于二级NGW型传动比范围[25]，因此减速器确定为二级行星齿轮减速器。5.3回转减速器的设计计算本设计采用的是行星齿轮减速器。行星齿轮传动与一般定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等长处[26]。5.3.1回转减速器设计方案选用两级太阳轮输入、行星架输出的形式串联。高速级行星架与低速级太阳轮之间用浮动齿轮联轴器联接如图15所示，从而到达高速级行星架与低速级太阳轮的浮动均载的目的。两级行星轮数都选np=3。图15二级NGW型行星减速器5.3.2重要参数确实定总传动比为查表17.2-4得将传动比分派为5.3.3高速级齿数确实定行星齿轮传动各齿轮齿数的选择，除去应满足渐开线圆柱齿轮齿数的选择原则外，还必须满足传动比条件、同心条件等[27]。满足传动比条件（5.2）满足装配条件：保证多种行星轮均布装入两中心论的齿间（5.3）同心条件：保证太阳轮、内齿圈和行星架轴线重叠（5.4）满足邻接条件将齿轮参数代入后即：（5.5）选用高速级太阳轮数为17和行星齿轮数为,。根据内齿轮对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的P值与给定的P值稍有变化，不过必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为其传动比误差满足规定。根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为所求得的合用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为：查表17.2-4得高速级取组值为5.3.4低速级齿数确实定（1）满足传动比条件满足装配条件：保证多种行星轮均布装入两中心论的齿间同心条件：保证太阳轮、内齿圈和行星架轴线重叠满足邻接条件将齿轮参数代入后即：选用低速级太阳轮数为23和行星齿轮数为，。根据内齿轮对内齿轮齿数进行圆整后实际传动比为其传动比误差满足规定。根据同心条件可求得行星齿轮c2的齿数为所求得的合用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为：查表17.2-4得低速级取组值为5.3.5按接触强度初算a1-c1传动的中心距和模数1、选择齿轮材料高下速级太阳轮和行星轮材料使用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度HRC为56-62[28]。齿面精度等级为8-7-7；内齿轮材料为40Cr。按接触强度初步确定中心距查表16.2-3得圆柱齿轮（直齿）传动的简化设计计算公式：（5.6）式中为齿数比，即，K为载荷系数，为齿宽系数，为许用接触应力。取载荷系数为K=1.4；。查图16.2-17选用初取许用接触应力由于行星齿轮为两支承相对于小齿轮作对称布置，查表10-7初取中心太阳轮输入转矩取行星轮间载荷分派不均匀系数为在一对a1-c1传动中，小轮传递的转矩将上述多种数据代入设计公式（5.6）得：mm初取mm模数查表16.2-3根据模数优先选用原则，取高速级a1-c1,c1-b1传动未变位时的中心距a：mmmm由此可见高速级的原则中心距相等，因此该行星齿轮传动满足非变位的同心条件（但在行星齿轮传动中，采用高度变位高移距变位可以免除根切，减小机构的尺寸和质量，还可以改善齿轮副的磨损状况以及提高其载荷能力）。本设计中行星齿轮传动不规定变位，因此a1-c1,c1-b1传动的实际中心距为75mm，即高速级齿轮几何尺寸的计算表12高速级各齿轮参数表参数代号计算公式取值（mm）分度圆直径42.5107.5257.5齿顶圆直径47.5112.5252.5齿根圆直径36.25101.25263.75齿宽系数确实定齿宽系数（5.7）数据代入公式（5.7）则由公式则mm考虑其动载不均性的影响取b=34mm。5.3.6a1-c1传动的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的校核1、a1-c1按接触疲劳强度校核根据接触疲劳强度公式：（5.8）一对齿轮啮合中分度圆上圆周力N小轮单对齿啮合系数，取值为1节点区域系数，取值为2.5弹性模量系数，取值为189.8重叠度系数，（5.9）（5.10）数据代入公式（5.10）得：因此螺旋角系数，取值为1使用系数，查表10-2得取值为1动载系数，查图10-8得取值为1.15齿间载荷分派系数，查表10-3得齿向载荷分派系数，查表10-4得取值为1将以上数据代入接触应力公式（5.8）得：查图16.2-17得接触应力许用值为式中为安全系数查表16.2-46取高可靠度为1.5代入数据则，许用接触疲劳强度满足规定，通过校核。a1-c1按弯曲疲劳强度校核根据接弯曲疲劳强度公式：（5.11）一对齿轮啮合中分度圆上圆周力，N齿间载荷分派系数，查表10-3得齿向载荷分派系数，查图10-13得使用系数，查表16.2-36得动载系数，查图10-8得取值为1.15齿形系数及应力修正系数，查表10-5得：对于齿轮，对于齿轮,螺旋角系数，取值为1重叠度系数，取值将以上数据代入公式（5.11）得：查图16.2-17得弯曲引起许用值式中为安全系数，查表16.2-46取较高可靠度为1.6代入数据得，许用弯曲疲劳强度满足规定，通过校核。3、c1-b1按接触疲劳强度校核根据接触疲劳强度公式：（5.12）一对齿轮啮合中分度圆上圆周力N(1)小轮单对齿啮合系数，取值为1(2)节点区域系数，取值为2.5(3)弹性模量系数，取值为189.8(4)重叠度系数，代入有关数据螺旋角系数，取值为1使用系数，查表10-2得取值为1(7)动载系数，查图10-8得取值为1.15(8)齿间载荷分派系数，查表10-3得(9)齿向载荷分派系数，查表10-4得取值为1将以上数据代入接触应力公式（5.12）：查图16.2-17得接触应力许用值为式中为安全系数查表16.2-46取高可靠度为1.5代入数据则，许用接触疲劳强度满足规定，通过校核。4、c1-b1按弯曲疲劳强度校核根据接弯曲疲劳强度公式：（5.13）一对齿轮啮合中分度圆上圆周力，N齿间载荷分派系数，查表10-3得齿向载荷分派系数，查图10-13得使用系数，查表16.2-36得动载系数，查图10-8得取值为1.15齿形系数及应力修正系数，查表10-5得：对于齿轮，螺旋角系数，取值为1重叠度系数，取值将以上数据代入公式（5.13）得：查图16.2-17得弯曲引起许用值式中为安全系数，查表16.2-46取较高可靠度为1.6代入数据得，许用弯曲疲劳强度满足规定，通过校核。5.3.7按接触强度初算a2-c2传动的中心距和模数1、选择齿轮材料低速级太阳轮和行星轮材料使用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度HRC为56-62。齿面精度等级为8-7-7；内齿轮材料为40Cr。按接触强度初步确定中心距查表16.2-3得圆柱齿轮（直齿）传动的简化设计计算公式：（5.14）式中为齿数比，即，K为载荷系数，为齿宽系数，为许用接触应力。取载荷系数为K=1.4；。查图16.2-17选用初取许用接触应力由于行星齿轮为两支承相对于小齿轮做对称布置，查表10-7初取高速级传动效率为0.98中心太阳轮输入转矩代入数据得取行星轮间载荷分派不均匀系数为在一对a1-c1传动中，小轮传递的转矩将上述多种数据代入设计公式（5.14）得：mm初取mm模数根据安装条件试取m=3时，试取m=4时，查表16.2-3根据模数优先选用原则，取低速级a2-c2,c2-b2传动未变位时的中心距a：mmmm由此可见高速级的原则中心距相等，因此该行星齿轮传动满足非变位的同心条件。本设计中行星齿轮传动不规定变位，因此a2-c2,c2-b2传动的实际中心距为75mm，即低速级齿轮几何尺寸的计算表13低速级各齿轮参数表参数代号计算公式取值（mm）分度圆直径69102273齿顶圆直径75108267齿根圆直径61.594.5280.5齿宽系数确实定齿宽系数查表10-7取值为由公式则mm考虑其动载不均性的影响取b=40mm。6.PC360-7挖掘机回转构造的设计6.1高速级输入轴根据NGW型的行星齿轮传动的工作特点，传递功率的大小和转速的高下状况，首先确定中心齿轮a1的构造，由于它的直径较小，因此a1采用齿轮轴的构造形式，即将中心齿轮a1与输入轴连成一体，由前面的高下速级太阳轮可知：材料为20CrMnTi，因此齿轮轴的材料为20CrMnTi。查表19.3-1得公式（6.1）查表19.3-2得考虑到轴上键槽的影响，轴颈对应的增长5%-10%则将数据代入公式（6.1）得：轴直径最小取为30mm,同步进行轴的构造设计。为了便于轴上的零件的装拆，将轴做成阶梯形，键槽为选用一般平键B型8x63[GB/T1096-1979]所对应。如图16所示图16输入轴三维图带有键槽的输入轴直径取值为，过渡台阶与轴承相配合的轴段直径根据轴承的选择尺寸，取值为，满足密封元件的孔径规定，选用密封元件为A型橡胶防尘密封圈36x44x5[GB/T10708,3-1989]。长轴环用于轴承的轴向定位和固定，此轴段直径取值为。各轴段尺寸详细如图17所示。图17输入轴工程图6.2高下速级中间轴齿轮传动由高速级向低速级的过渡，由于高速级动力由行星架输出，通过齿式联轴器，再到中间轴的传递。因此中间轴的设计至关重要。低速级太阳轮直径为，与高速级的输入轴同样，a2采用齿轮轴的构造形式，由前面的高下速级太阳轮可知：材料为20CrMnTi，因此齿轮轴的材料为20CrMnTi。高速级的输出转速为由公式（6.1）则轴径最小取值为56mm。考虑其动载的影响实际取值为。图18中间轴6.3低速级输出轴低速级输出轴与回转小齿轮为一体，即齿轮轴。输出轴前端与低速级行星架相连，后端与回转内齿圈相啮合。由于输出端的受扭矩很大，与低速级行星架相连端采用花键链接。回转小齿轮直径为，取输出轴材料为40Cr，调质处理。低速级的输出转速为由公式（6.1）则轴径最小取值为96mm。考虑其动载的影响实际取值为。查表6.3-22得选用花键轴规格为（GB/T1144-）。图19输出轴6.4内齿轮的设计内齿轮b1采用紧固螺栓与箱体连接起来，从而可以将其固定，紧固螺栓为C级M10x45[GB/T5780-]，内齿轮材料为40Cr。如图20、图21所示。图20图216.5行星齿轮的设计行星齿轮采用带有内孔构造，它的齿宽应当加大，以保证该行星齿轮c与中心齿轮a的啮合良好，同步还应保证其与内齿轮b和行星齿轮c相啮合。在每个高速级行星齿轮的内孔中，可安装四个滚动轴承（深沟球轴承61806-2Z[GB/T276-94]）来支撑着，在每个低速级行星齿轮的内孔中，可安装六个滚动轴承（深沟球轴承61810-2Z[GB/T276-94]）来支撑着。而行星齿轮的轴在安装到转臂X的侧板上之后，可采用矩形截面的弹性挡圈来进行轴的固定。如图22、图23所示。图22图236.6转臂的设计一种构造合理的转臂应当式外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，动平衡好，能保证行星轮间的载荷分布均匀，并且应具有良好的加工和装配工艺[29]。6.6.1高速级转臂（1）两侧板的厚度：（6.2）（6.3）数据代入公式（6.2）（6.3）得：取（2）转臂的半径：（6.4）数据代入公式（6.4）可得：转臂的半径(3)连接板的内圆半径：（6.5）数据代入公式（6.5）可得：取值转臂详细构造如图24所示。图24高速级转臂6.6.2低速级转臂（1）两侧板的厚度由公式（6.2）（6.3）得：取（2）转臂的半径由公式（6.4）可得：，取值为254mm转臂的半径(3)连接板的内圆半径由公式（6.5）可得：取值转臂详细构造如图25所示。图25低速级转臂6.7浮动用齿式联轴器浮动的齿轮联轴器是传动比的内外啮合传动，其齿轮的齿廓曲线一般采用渐开线。选用齿数为30，由于它们是模数相等和齿数相等的啮合齿轮副，如图26。图26齿式联轴器表14齿式联轴器参数序号名称成果（单位：㎜）1分度圆直径2节圆直径3齿顶高4齿根高5齿顶圆直径6齿根圆直径7啮合角8齿宽取值为6.8箱体的设计箱体外形尺寸的设计须根据行星传动的安装类型来决定，铸造的机体应尽量减少壁厚突变，应尽量减少壁厚差，防止不必要的铸造缺陷。材料选为灰铸铁HT200。表15减速器箱体设计名称符号尺寸关系数值（单位：㎜）机体壁厚10前机盖壁厚8~10后机盖厚度10机体和机盖的禁锢螺栓直径8.5~10机盖法兰凸缘厚度12.5轴承端盖的螺栓直径10机体内壁直径D按安装规定确定6.9其他机构及系统的设计电动机与输入轴间用凸缘联轴器联接，根据有关尺寸设计规定查表22.2-3可选择此缘联轴器为GY4。整个回转电机需要在回转平台上有精确的定位和固定，这就需要有对应的装夹构造。箱体部分的箱体座与回转平台用强度足够的螺栓联接。回转接头仍然是为了保证回转平台做回转运动时液压油路的供应，通过中央回转接头将液压油输送给行走马达。其型号的选用参照市场既有的PC360-7挖掘机中央回转接头。机电一体化智能控制系统的设计比较复杂，本设计可以引用类似的汽车控制系统。液压系统是液压挖掘机的重要构成部分。挖掘机对液压系统的规定单斗液压挖掘机的动作繁复，重要机构常常起动、制动、换向，外负荷变化很大，冲击和振动多[30]。详细可参照有关挖掘机的液压系统设计资料设计。总结与体会毕业了，立即就要毕业了！面对着眼前的一切，无尽感概那孩童时的大学梦，梦想着自己终有一天也能长出雄鹰的翅膀，伴我翱翔。机遇在眼前，路在脚下，相信自己，我的未来不是梦！在大学知识殿堂“进修”阶段靠近尾声的时候，作为在校本科生、选择机械专业的我非常有必要对自己这四年来的学习状况作一种完美的总结，为即将踏入社会工作的自己许下一种漂亮的诺言。毕业设计就是对自己实力的充足展现，对美好未来的有力佐证。我的毕业设计题目是：PC360-7挖掘机及回转系统设计。本设计的混合动力液压挖掘机是在既有的小松PC360-7挖掘机的基础上进行的一次大胆的尝试与创新。首先通过对本次设计任务的分析与定位，本设计重要内容为PC360-7挖掘机整机的改善设计及回转系统的设计，设计重点为回转系统中减速机的设计。资料的搜集及方案确实定。我在图书馆里借到了挖掘机设计的有关手册，重点阅读了《小松挖掘机构造与维修》系列书籍，借助于现代网络科技，电子阅览，理解了国内外挖掘机的最新发展状况及未来挖掘机市场的前景展望，再充足依托于犀浦镇四川吉利三立工程机械有限企业，成都惠松工程机械有限企业等既有挖掘机不一样型号的实地考察研究后，最终将本设计挖掘机的方向确定为绿色环境保护，低功耗，能量回收再运用的可持续发展模式。在这样一种大方向的引导下，根据设计的有关规定，画出了挖掘机的黑箱示意图，作出了挖掘机的功能分解图以及在此基础上的功能构造图，列出了挖掘机的形态学矩阵，得出了上万种方案，运用技术-经济综合评价法对组合方案进行了评价，选出了最佳方案：履带式反铲内齿回转混合动力液压挖掘机。整机的改善设计重要是对整个挖掘机的动力系统、传动系统、工作系统、行走系统及回转系统等的布局与设计。本设计中柴油机仍然是重要的动力源，大发动机驱动着有关的液压泵及电动机，由混合动力综合控制器控制着主阀及回转电机控制器，在此基础，回转平台上加装了超级电容，运用超级电容存储回收回来的制动能量及其他方面散热系统回收回来的能量，再用于回转电机的驱动，从而减少了发动机的燃油消耗，实现了整个机械系统能量的回收与再运用。回转系统的设计是本设计的重点所在，回转系统控制着挖掘机的整个上半身，对挖掘机整个的运转起着举足轻重的作用。因此对回转系统的设计不可有丝毫的懈怠，在所有查找的资料中，回转系统的设计重点参照了《混合动力挖掘机回转系统设计》《油电混合动力挖掘机的关键技术研究》《混合动力挖掘机回转系统仿真模型的建立与分析》等最新期刊。回转机构详细的设计包括：a.将PC360-7挖掘机的回转马达等效替代为回转电机；b.更改为电机驱动后对应减速机的设计；c.回转支承的选用；d.对应制动装置的设计；e.混合动力综合控制器的设计；f.回转电机控制器的设计；g.对应储能装置的设计等。回转电机的选用重点参照了《基于DSP的混合动力汽车用永磁同步电机控制系统》，选型以原有回转液压马达功率为根据，可以上下浮动，这样就防止了胡乱设计所带来的盲区。减速机是连接回转电机与回转支撑的关键零部件之一，对整机运转的灵活性、性价比起着重要的作用。它确实定重要根据整机重心绕回转中心的最大扭矩，转速，总传动比的分派等，最终将传动比锁定为35.8。查机械设计手册第三卷减速器有关章节，此传动比为二级NGW型传动比范围，拟用两级