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旋转支撑系统设计要求

日期:2020-11-07 14:29 作者:狗博app

  旋转支撑系统设计要求_工学_高等教育_教育专区。安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 4.4 滚动轴承式回转支承 ┊ 4.4.1 构造、类型和特点 ┊ ┊ 滚动轴承式回转支承由内外座圈、滚动体、隔离体、密封装置、润滑装置和连接 ┊

  安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 4.4 滚动轴承式回转支承 ┊ 4.4.1 构造、类型和特点 ┊ ┊ 滚动轴承式回转支承由内外座圈、滚动体、隔离体、密封装置、润滑装置和连接 ┊ 螺栓等组成。它是在普通滚动轴承基础上发展起来的,但又有其特点。普通轴承主要 ┊ ┊ 起支承作用而它还要传递运动;普通轴承内外座圈的宽度与径向尺寸之比远大于回转 ┊ 支承,其刚度靠轴承座装配来保证,而回转支承则靠支承它的转台与底架来保证,设 ┊ 计时必须注意转台与底架的刚度;普通轴承转速高,滚动体与滚道接触的变化次数也 ┊ ┊ 多,失效形式主要是疲劳点蚀,回转支承转速低,载荷大,失效形式主要是塑性变形, ┊ 故一般进行静容量计算即可。 ┊ ┊ 回转支承按滚动体型式有滚球和滚柱;按滚动体排数有单排、双排和多排;按滚 装 道型式有圆弧曲面、平面和钢丝滚道等。常用的有单排滚球式、双排滚球式、单排交 ┊ ┊ 叉滚柱式和组合滚柱式等四种。 ┊ 4.4.2 回转支承的确定 ┊ ┊ 结合设计题目,采用单排四点接触球式回转支承便可以满足设计要求,具体的内 订 部结构形式如图 4-7 所示。查表 4-4 确定型号为 013,014 型 0 安装型孔(图 4-8), ┊ ┊ 初步设计选用 013.25.400 型号尺寸,具体的参数如表 4-5 所示。 ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 共 页 第1页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 图 4-7 单排球内齿式回转支承 ┊ 1-连接螺栓 2-外座圈 3-密封装置 4-滚动体 5-内座圈 6-润滑装置 7-隔 ┊ 离体 8-插销 9 堵塞 ┊ ┊ 表 4-4 单排球式回转轴承 ┊ Q 系列(JG/T66) 线 ┊ 外齿式 QWA QWB QWC QWD ┊ 内齿式 ┊ ┊ 无齿式 QNA QNB QNC QND QUA QUB QUC QUD ┊ HS 系列(JG/T66) HSW HSN ┊ ┊ 01 系列(JB/T2300) ┊ 010 型 0 型孔 1 型孔 2 型孔 3 型孔 ┊ ┊ 011,012 型 0 型孔 1 型孔 2 型孔 3 型孔 ┊ 013,014 型 0 型孔 1 型孔 2 型孔 3 型孔 ┊ ┊ HS 系列(JB/T2300) HSW HSN HSB 共 页 第2页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 图 4-8 013,014,0 型安装孔 ┊ 表 4-5 回转支承基本参数 ┊ 基本型号 ┊ 013.25.400 ┊ 外形尺寸 D d H ┊ 订 493 307 70 ┊ 安装孔尺寸 D1 D2 n d n1 / d n2 d m1 / d m2 T ┊ ┊ 457 343 24 18 M 16 32 ┊ 结构尺寸 n2 H1 h ┊ 线 ┊ 齿轮参数 b x m ┊ ┊ 50 0 6 ┊ 内齿参数 De Z ┊ ┊ 276 48 ┊ ┊ ┊ 4.4.3 回转支承的受力分析 ┊ 研究滚动轴承式回转支承的受力状态在于找出受力最大的滚动体上的负荷,验算 ┊ ┊ 滚动体与滚道的接触强度。 ┊ 回转支承的座圈是一个以滚动体为支点的多支点环形梁,承受着轴向载荷 GP 、 倾覆力矩 M 和径向力 H P 。设内座圈与转台固定,外座圈与底架固定,力的传递路线 是转台经内座圈、滚动体、外座圈到底架,如图 4-9 所示。由于内力分布与内外座圈 的刚度、滚动体和滚道加工有关,为简化计算,假定: 共 页 第3页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 (1)内外座圈为绝对刚体,受力后变形只发生在滚动体与滚道接触处。 (2)滚动体与滚道接触良好,无加工误差,无轴向间隙和径向间隙。 内力计算有变形叠加法和载荷叠加法,后者仅适用于作用力和变形是线性关系的 ┊ 情况。考虑到载荷叠加法比较简单,计算结果能满足要求,因此仍采用载荷叠加法计 ┊ 算内力,即上述三种载荷在滚道上引起的正压力分别计算后再叠加。 ┊ ┊ 4.4.3.1 单排球式回转支承受力分析 ┊ ┊ 1. ?G 计算 ┊ 在 ?G 作用下,根据上述假定每一个滚动体对滚道的正压力 ?G 为 ┊ ┊ ┊ PG ? Z GP sin ?1 (4-7) ┊ 式中 Z —滚动体总数; ┊ ┊ 带隔离块时 Z ? ? ? D0 ?103 (4-8) 装 d0 ? b ┊ ┊ 不带隔离块时 Z ? ? ? D0 ?103 (4-9) ┊ d0 ┊ ┊ 式中 D0 为滚道中心直径( m ),b 为隔离块有效宽度( mm ),当 D0 ? 2.6 m 订 ┊ 时 b = 3 mm ,当 D0 ? 2.6 m 时 b = 2 mm 。算出的 Z 值对交叉滚柱式应圆整到 ┊ 最接近的较小偶数;对四点接触式应圆整到最接近的较小数。 ┊ ┊ 由上述可知,本设计采用隔离块,且 D0 ? 2.6 m ,所以取 b = 2 mm ,按式 3-8 计 ┊ 算可得: 线 ┊ ┊ 取 Z =46,即滚动体个数为 46 个。 ┊ ?1 ——滚动体与滚道的接触角。 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 共 页 第4页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 图 4-9 单排球式回转支承受力分析 ┊ 2. PM max 计算(图 4-10) 装 ┊ 在倾复力矩 M 作用下,按照上述假定滚动体与滚道之间的弹性接触变形? ? 与横 ┊ ┊ 坐标 X 成比例。令受载最大的滚动体其变形量为? max ,则有 ┊ ?? ? ? max ? cos? (4-10) ┊ 订 为简化计算,暂时忽略接触角?1 的影响。按照弹性接触理论,正压力 PM 与变形 ┊ 的关系为 ┊ ┊ PM ? k??1.5 , PM max ? ?k 1.5 max (4-11) ┊ ┊ 式中 k —比例常数,与滚动体和滚道的几何尺寸,材料和接触情况有关。 线 于是 PM ? PM max ? cos1.5 ? (4-12) ┊ ┊ 由于滚动体数量很多,可认为其变形式连续的,令 ?? 表示滚动体的角节距,则 ┊ 单位弧长上的负荷为 ┊ ┊ ┊ P? ? PM D0 ? ?? ? PM D0 ? 2? ? Z ? PM max ? cos1.5 ? ?D0 (4-13) ┊ 2 2Z ┊ 在 dl 一段微小弧长上的正压力对Y 坐标的力矩为 ┊ ┊ ┊ dM ? P? ? dl ? D0 2 ? cos? ? ZPM max ?D0 ? cos1.5 ? ? D0 2 ? d? ? D0 2 ? cos? ┊ ┊ ? ZPM max 4? ? D0 ? cos2.5 ?d? (4-14) 根据力矩平衡条件 共 页 第5页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 图 4-10 单排球式回转支承受力分析 ┊ ┊ ┊ ┊ ? M ? 4? ZPM max 4? ?2 ? D0 cos2.5?d? 0 ┊ ┊ ┊ ? Z ? D0 ? PM max 4.37 即 PM max ? 4.37 M ZD0 ┊ ?2 ? 式中 cos2.5?d? ? 0.719 0 (4-15) 共 页 第6页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 图 4-11 单排球式回转支承受力分析 ┊ ┊ 引入接触角?1 ,则有: ┊ ┊ ┊ PM max ? 4.37 M ZD0 sin?1 (4-16) 订 ┊ 3. ?H max 计算(图 4-11) ┊ 在径向载荷 H P 作用下,假定回转支承只有Y 坐标右侧的滚动体受力,滚动体沿 X ┊ ┊ 坐标方向的移动量相等,用 ? max表示,滚动体在径向的变形 ?? 符合余弦规律,即 ┊ 线 ? ? = ? max ? cos? ,又 P? ? k??1.5 , PH max ? k? 1.5 max ,则有: ┊ P? ? PH max ? cos1.5 ? ┊ ┊ 设 ?? 表示滚动体的角节距,则单位弧长上的径向力为 (4-17) ┊ ┊ ┊ P? ? P? D0 ? ?? ? P? D0 ? 2? ? Z ? PH max ? cos1.5 ? ?D0 (4-18) ┊ 2 2Z ┊ 在 1 一段微小弧长上投影到 2 作用方向的分力为 ┊ ┊ dH P ? P? ? dl ? cos? ┊ ┊ ┊ ? Z ? PH max ? cos1.5 ? ? D0 ? d? ? cos? ?D0 2 ? Z ? PH max ? cos2.5 ?d? 2? (4-19) 根据力的平衡条件 共 页 第7页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 ? H P ? 2? Z ? PH max ? 2 2 cos2.5?d? 2? 0 ? Z ? PH max ┊ 2.185 (4-20) ┊ 积分符号内的“2”表示单排球在 2 作用下有两条滚道(图 4-12)。 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 图 4-12 装 ┊ ┊ 于是 PH max ? 2.185H P Z ┊ ┊ ┊ 引入接触角 PH max ? 2.185 H P Z ? cos?1 (4-21) 订 令?1 ? ? ? 45? ,在 GP 、 M 、 H P 共同作用下受载最大一颗滚动体对滚道的正压 ┊ ┊ 力为 ┊ Pmax ? PG ? PM max ? PHmaz ┊ ┊ 线 M ? Z ? sin?1 (GP ? D0 ? 2.185 H P ) (4-22) ┊ 由于间隙的存在,使受载滚动体的数目减少,因此上式中的系数应酌情增加,即 ┊ ┊ ┊ Pm a x ? Z 1 ? sin? (G P ? 5M D0 ? 2.5H P ) ┊ ┊ 代入数据到式 4-27 可得受力最大的滚动体对滚道的正压力为: (4-23) ┊ ┊ Pm a x ? 1 46? sin 45? (11460 ? 5? 6318.12 0.4 ? 2.5? 29969.70) ┊ ┊ ? 5084.58(N) ┊ 4.5 滚动轴承式回转支承的校核 ┊ ┊ 4.5.1 当量轴向负荷 CP 的计算 对交叉滚柱式: CP ? GP ? 4.5M D0 ? 2.5H P (kN) (4-24) 共 页 第8页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 对单排四点接触球式: CP ? GP ? 5M D0 ? 2.5H P (kN) (4-25) ┊ 式中 D0 ——滚道中心直径( m ); ┊ ┊ GP ——作用在回转支承上的总轴向力( kN ); ┊ M ——作用在回转支承上的总倾复力矩( kN ? m ); ┊ ┊ H P ——在力矩 M 作用平面内的总径向力( kN )。 ┊ 本设计采用单排四点接触式回转支承,把数据代入 4-25 可得: ┊ ┊ ┊ CP ? 11.46 ? 5? 6.31812 0.4 ? 2.5 ? 29.9697 ┊ ? 167.01(kN) ┊ ┊ 4.5.2 负荷能力 C0 的计算 装 回转支承的负荷能力一般用净容量和动容量表示。净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,挖掘机回转支承的转速较低,一般进行静容量计算即可。 订 回转支承的静容量计算如下: ┊ 对单排四点接触球式 ┊ ┊ C0 ? f0 ? d02 ? Z ? sin? /103 (kN) ┊ ┊ 对单排交叉滚柱式 (4-26) 线 ? sin? /103 ┊ ┊ ? f0 ? d0 ? lx ? Z ? sin? /10 3 (kN) (4-27) ┊ ┊ 式中 f ? 0 , f0 —分别为滚柱和滚球的静容量系数 (N / mm 2 ) ,一般 f ? 0 ? 2 f0 ; ┊ ┊ d 0 —滚动体直径 (mm) ; ┊ lx —滚柱有效长度, lx ? 0.8d0 (mm) ; ┊ ┊ ? —滚动体和滚道的接触角,在系列标准中取? ? 45? ; ┊ Z —滚动体总数,由上可知为 46。 ┊ 本设计采用单排四点接触式回转支承,把数据代入 4-26 可得: ┊ C0 ? f0 ? d02 ? Z ? sin? /103 (kN) ? 36? 252 ? 46? sin 45? /103 ? 731.86(kN) 共 页 第9页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 系列标准中的额定静容量是按滚道表面硬度 HRC55,并带隔离块时算出的,若情 况改变,应重新按上式计算。本设计的额定静容量是按滚道硬度 HRC56,带隔离块来 选取的,静容量系数按表 4-6 选用。 ┊ 表 4-6 回转支承静容量系数 ┊ 滚道表面硬度 HRC 45 48 50 52 53 55 56 58 60 61 ┊ ┊ 静容量系数 f 0 17 22 25 27 31 34 36 41 46 49 ┊ ┊ 回转支承安全性能的校核 ┊ ┊ ┊ 安全系数 fa ? C0 CP ┊ ? 731.86 ? 4.38 ┊ 167.01 (4-28) ┊ ┊ ? 1.3 ~ 1.45 装 从结果可知,所选回转支承完全能满足设计要求。 ┊ 4.6 影响回转支承承载能力的因素 ┊ ┊ 回转支承的失效形式有两种,一是滚道损坏,二是断齿,而滚道损坏占的比例达 ┊ ┊ 98%以上,因此可以说,滚道质量是回转支承质量的核心问题,影响回转支承滚道质 订 量的因素较多,其中滚道淬火硬度、淬硬层深度、滚道曲率半径和接触角无疑是最重 ┊ 要的四个影响因素,它们以不同的方式影响着滚道质量,并决定了回转支承的承载能 ┊ ┊ 力和使用寿命。 ┊ 1、滚道硬度 ┊ 线 回转支承滚道淬火硬度对其额定静容量影响较大,如以 HRC55 时额定静容量为 ┊ 标准 1,则滚道硬度与额定静容量有下列对应关系(表 4-7): ┊ ┊ 表 4-7 滚道硬度与额定静容量的对应关系 ┊ 滚道硬度 HRC 60 59 58 57 56 55 53 50 ┊ 静容量对比系数 1.53 1.39 1.29 1.16 1.05 1 0.82 0.58 ┊ ┊ 标准规定的最低硬度为 HRC55,通常实际平均淬火硬度在 HRC57 左右,因此绝 ┊ 大多数回转支承实际承载能力均高于按 HRC55 计算的理论值。从上表也可看出当硬 ┊ ┊ 度低于 HRC53 时,即使留有 1.2 的安全系数,使用也不安全了,特别当硬度只有 HRC50 ┊ 时,1.7 倍的安全系数也形同虚设,非常危险。硬度不够极易造成回转支承失效,从 ┊ ┊ 滚道表面点蚀开始到坍塌结束。 2、滚道淬硬层深度 滚道淬硬层深度目前尚无无损检测的方法,主要靠工艺和装备来保证,必要的淬 硬层深度是回转支承滚道不产生剥落的保证。当回转支承受外负荷作用时,钢球与滚 道的点接触就变成了面接触,是一个长半轴为 a,短半轴为 b 的椭圆面,滚道除受压 共 页 第 10 页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 应力外,还受到剪切应力作用,最大剪切应力发生在表面下 0.47a 深处,因此滚道淬 硬层深度须大于 0.47a(一般取 0.6a),这也是标准中根据钢球直径大小,而不是根据 回转支承直径大小来规定淬硬层深度的原因,同时给出了具体最小保证值。 ┊ 3、滚道曲率半径 ┊ 这里的滚道曲率半径是指滚道在垂直剖面内的曲率半径,它与钢球半径的比值 t ┊ ┊ (一般为 1.04~1.08)的大小也显著影响着回转支承的额定静容量和动容量(寿命 ┊ Lh),设 t=1.04 时为额定静容量和寿命均为 1,则有下表 4-8 对比关系: ┊ ┊ 表 4-8 额定静容量与寿命的对比关系 ┊ 曲率比 t 1.04 1.06 1.08 1.10 ┊ ┊ CO 1 0.82 0.72 0.65 ┊ Lh 1 0.59 0.43 0.33 ┊ 从表中可看出半径比越大额定静容量越低,使用寿命越短,即使滚道热处理硬度 ┊ 装 和淬硬层深度都符合标准要求,而不能有效控制该半径比,回转支承的承载能力和使 ┊ 用寿命仍达不到标准值,而这一点往往被忽视,但它却是影响回转支承性能的重要参 ┊ ┊ 数。 ┊ 4、滚道接触角 α ┊ 该接触角是指钢球在滚道上的接触点和钢球球心连线与回转支承径向剖面(水平 订 ┊ 面)之间的夹角。回转支承的额定静容量 CO 与 sinα 成线性正比,一般原始接触角 α ┊ 取 45,之所以称之谓原始接触角,是因它是滚道设计计算和测量的角度,在 ┊ ┊ 回转支承轴、径向间隙为 0 时,原始接触角和装配后的实际接触角一致,当回转支承 ┊ 有间隙时,实际接触角大于原始接触角,间隙越大,实际接触角越大,在标准规定的 线 ┊ 间隙范围内一般将增加 2 10,即实际接触角将达到 55这是一个 ┊ 对承载能力有利的变化,如果原始接触角和间隙都较大,实际接触角超过 60?随着滚 ┊ 道的磨损间隙将进一步加大,实际接触角也将增大,也就是钢球的落点向滚道边缘靠 ┊ ┊ 近,这时将出现接触椭圆面超出滚道边缘,滚道实际受力将高于理论计算应力,而造 ┊ 成滚道边缘压溃,回转支承失效。因此控制好原始接触角和装配间隙已不是一个简单 ┊ ┊ 的精度问题,而是保证承载能力和使用寿命的大事。 影响原始接触角的因素是滚道 ┊ 半径误差和上、下半弧偏心距的误差,而实际接触角以原始接触角为最小值,随着间 ┊ ┊ 隙的加大而加大,当钢球与滚道的曲率比不同时,同样的滚道半径和上、下弧偏心距 ┊ 误差对原始接触角误差大小的影响程度不同。同样,装配间隙对实际接触角的影响也 ┊ 与曲率比有关,曲率比越小,实际接触角越大,换言之曲率比越小,原始接触角越难 控制,间隙对实际接触角影响越大。 4.7 连接螺栓的校核 本设计回转支承连接螺栓采用的是 M18?120的螺栓,等级为 8.8 级。 共 页 第 11 页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 回转支承的连接螺栓都加有相当大的预紧力以增加连接的可靠性,因此应按受有 预紧力和工作拉力的螺栓进行计算。单个螺栓连接受力变形状态如图 4-13 所示。 表 4-12 系数 f 值 ┊ 2M 单排四点接触 双排球式 单排交叉滚柱 三排滚柱式 ┊ ┊ GP D0 球式 式 ┊ 1 0.25 0.25 0.25 0.30 ┊ ┊ 2 0.35 0.30 0.35 0.40 ┊ 3 0.45 0.40 0.45 0.50 ┊ ┊ ?4 0.55 0.50 0.55 0.60 ┊ ┊ ┊ 1.工作载荷 FA 计算 ┊ 装 ┊ FA ? 1 103 ( K1 M n D0 ? GP ) ┊ 1 10 3 ? 4.37 ? 6318 .12 ?( ?11460 ) ┊ 24 0.4 (4-29) ┊ ? 2398 .56(N ) ┊ 订 式中 K1 —系数,对滚球取 4.37,对滚柱取 4.1; ┊ n —内圈螺栓数; ┊ ┊ FA —工作载荷,[FA ]为 N 。 ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 图 4-13 单个螺栓连接受力变形线. 预紧力 Fsp 的校核 Fsp ? FM max (4-30) 共 页 第 12 页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 式中 Fsp —施加的预紧力,其值使螺栓中应力达到材料屈服限的 90%,按螺栓强度 等级和规格查同济大学版单斗挖掘机 P124 表 3-5 可得 Fsp 为 88000N ; FM max —螺栓需要的最大预紧力,[FM max] 为 N ,由下式求得: ┊ ┊ FM max ? ? A[FK ? (1 ? 0.65?K ) ? FA ? FZ ] (4-31) ┊ ┊ 式中 ? A —扭力扳手的扭紧系数,取1.6 ; ┊ FK —螺栓中的残余预紧力, FK ? fFA , f 由表 34-13 查得为 0.45; ┊ ┊ ?K —螺栓相对刚度,按 lx / d 由图 4-14 查得为 0.24 ; ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 图 4-14 ?K 曲线及 lK d 图 ┊ ┊ 0.65—考虑外力作用位置差异系数; ┊ FZ —回转支承与支架安装面接合处变形所引起的预紧力损失,[FZ ] 为 N ,其 ┊ ┊ 值按下式计算: ┊ ┊ ┊ ? FZ ? fZ ?K ?P (4-32) ? ? 式中 fZ —全部被连接件弹性变形之和,[ fZ ]为 um ,其值按下式计算: ? fZ = 0.05 lK d ?1 (4-33) 共 页 第 13 页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 ? 0.05 ? 93 ? 1 18 ? 1.258(um) ┊ ? P —钢的弹性系数,由图 4-15 查得为 6.5?10?4 um / N 。 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 图 4-15 钢的弹性系数 线 ┊ 把相关数据代入式 4-30、4-31、4-32 可得: ┊ ┊ ┊ ? FZ ? fZ ?K ?P ┊ ┊ ? 1.258 ? 0.24 6.5 ?10 ?4 ┊ ? 464 .49(N ) ┊ ┊ FM max ? ? A[FK ? (1 ? 0.65?K ) ? FA ? FZ ] ┊ ? 1.6[0.45 ? 2398 .56 ? (1 ? 0.65 ? 0.24) ? 2398 .56 ? 464 .49] ┊ ┊ ? 5709 .16(N ) ┊ Fsp ? 88000 ?? FM max ? 5709 .16(N ) 3.螺栓疲劳强度校核 ?a ??A (4-34) 式中 ? A —螺栓的允许疲劳应力幅,[? A ] 为 N / mm2 ,对滚压、车削、淬火—回火处 共 页 第 14 页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 理等方法制造的螺栓,查表 4-14 可得为 45N / mm2 ; ? a —螺栓的疲劳应力幅。 表 4-14 螺栓的允许疲劳应力幅( N / mm2 ) ┊ 螺栓规格 M10 ~ M16 M18 ~ M30 ? M 30 ┊ ┊ 螺栓等级 55 45 40 ┊ 8.8,10.9,12.9 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ?a ? ?2( 0.65?K FAmax ) 2 AZ (4-35) ┊ 式中 AZ —螺栓芯部最小截面积查同济大学版单斗挖掘机 P124 表 3-5 可得 ┊ ┊ 为175mm2 。括号前的系数 2 是考虑弯曲应力影响; ┊ FA m ax —可能出现的最大载荷,由于本设计只进行静载荷计算,不进行 装 ┊ 整机稳定性的校核,所以大概取 FAmax ? 2FA ; ┊ ┊ ? a —螺栓疲劳应力幅,[? a ] 为 N / mm2 。 ┊ 把相关数据代入式 4-34、4-35 可得: ┊ 订 ┊ ?a ? ?2( 0.65?K FAmax ) 2 AZ ┊ 0.65 ? 0.24 ? 4797 .12 ┊ ? ?2( ) 2 ?175 ┊ ┊ ? 4.28(N / mm 2 ) 线 ? a ?? ? A ┊ ┊ 即所用螺栓完全满足强度条件。 ┊ ┊ ┊ ┊ 表 4-15 回转液压油路型式 ┊ 驱动方式 ┊ 定量泵 分功率变量泵 全功率变量泵 ┊ 传动方式代号 ⅠⅡ ⅢⅣ Ⅴ ⅥⅦ Ⅷ Ⅸ ┊ ┊ 参见图号 a b c d e f ┊ 回转制动方式 液 液压+ 机械 液压 液压+ 机械 液 液压+ 机 ┊ 压 机械 机械 压 机械 械 转台可否自由转动 不可 可 不可 可 不可 可 共 页 第 15 页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 回转机构的传动和制动方式 ┊ ┊ 1-定量泵 2-高压管路 3-安全阀 4-换向阀 5-回转马达 6-过载阀 7- ┊ 单向阀 8-制动器 9-分功率变量泵 10、11-全功率变量泵 ┊ ┊ 本设计所采用的驱动方式是全功率变量泵,采用高速方案,用高速液压马达经齿 ┊ 轮减速器带动小齿轮绕回转支承上的固定齿圈滚动。 ┊ ┊ 4.9 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: ┊ M sw ? M f ? M i (N ? m) (4-36) 式中 M f —回转摩擦阻力矩 (N ? m) ; M i —回转起动时的回转惯性阻力矩 (N ? m) 。 共 页 第 16 页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 4.9.1 回转惯性阻力矩计算 回转惯性阻力矩可按下式计算: M i ? ? ? mr 2 ? ? ? ?J i (N ? m) ┊ ┊ 式中 ? —回转角加速度 ? = ? = n 0.105 (rad / s2) ┊ t t ┊ ┊ (4-38) ┊ ┊ ? 0.105? 8 ? 0.168(rad / s2 ) 5 ┊ 表 4-16 各种几何体的转动惯量 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ (4-37) r —物料重心到回转中心的距离 (m) 共 页 第 17 页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 J i —转台上各部件和工作装置对回转中心的轴的转动惯量。如令 J 0 表示部件 对通过其对通过其质心并与回转中心轴线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 ┊ ┊ J i ? J 0 ? ml 2 (kg ? m2 ) ┊ 回转惯性阻力矩也可用下式计算: (4-39) ┊ ┊ Mi ? 0.105n (mr 2 t ? ?Ji )(N ? m) ┊ ┊ 由上可得: (4-40) ┊ ┊ M i ? 0.168 ? 40 ? 3.204 2 ? 0.168 ?1981 .52 ┊ ? 401.88(N ? m) ┊ 4.9.2 回转摩擦阻力矩计算 ┊ ┊ 回转摩擦阻力矩可按下式计算: 装 ┊ ┊ Mf ? ua ? D0 2 (?N GM ? ?N H )(N ? m) ┊ 式中 u? —当量摩擦系数(表 4-18); ┊ ┊ 表 4-18 当量摩擦系数 订 工况 滚球式轴承 交叉滚柱式轴承 ┊ ┊ 正常运转 0.008 0.01 ┊ 回转起动时 0.012 0.015 ┊ ┊ D0 —回转支承的滚道中心直径 (m) ; 线 ?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 ┊ ┊ (N) ; ┊ ┊ ?N H —由于外载荷 H P 的作用,在滚动体上产生的法向压力绝对值的总和 (N ) 。 ┊ ┊ 当e ? M GP ? 0.262 D0 时(对交叉滚柱式) ┊ ┊ ┊ 或e ? M GP ? 0.3D0 时(对四点接触球式) ┊ ┊ ?NH ? 1414 GP (N) ┊ 式中 GP —作用在回转支承上的总轴向力( kN )。 ┊ 当 e ? M 大于上述值时 GP (4-41) ?N GM ? 2828 GP D0 ?e ? Ke(N) (4-42) 共 页 第 18 页 安徽工业大学 毕业设计(论文)说明书 式中 e —垂直载荷 GP 偏离回转中心的距离 (m) ; Ke —系数。根据 2e D0 查同济大学版(第二版)单斗液压挖掘机 P150 图 3-25 ┊ 可得为1.237 。 ┊ ┊ ?N H ? ? H ? H P (N ) (4-43) ┊ 式中 H P —作用在回转支承上的总径向力(kN); ┊ ┊ ? H —系数。当滚动体与滚道的接触角为 45?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 H P 可不考虑回转支承的工作条件系数。 ┊ ┊ 本设计 e ? M GP ? 6318 .12 11460 ? 0.55 ? 0.3D0 ? 0.12 ,所以按后面的公式计算,把数据 ┊ ┊ 代入 4-41、4-42、4-43 可得: 装 ┊ ?N GM ? 2828?11.46? 0.55 ?1.237 0.4 ? 55123.4(5 N) ┊ ┊ ?NH ? 1720 ? 29.9697 ? 51547.8(8 N) ┊ ┊ 订 Mf ? 0.008? 0.4 (55123.45 ? 51547.88) 2 ┊ ? 170.67(N ? m) 正常运转 ┊ 0.4 ┊ ┊ M f ? 0.012? 2 (55123.45 ? 51547.88) ┊ ? 256.01(N ? m) 回转启动时 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 共 页 第 19 页

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