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机械式挖掘机回转支承结构设计与分析

来源：小侦探旅游网

分类号密级 U D C 学位论文

机械式挖掘机回转支承结构设计与分析

作者姓名：王忠海

指导教师：张伟华副教授

现代传动与数字化技术研究所申请学位级别：硕士学科专业名称：机电一体化论文提交日期： 2007年2月学位授予日期：评阅人：

论文答辩日期：2007年3月答辩委员会主席：学科类别：工学

东北大学 2007 年 3月

A Thesis in Mechanic and electronic Engineering

Structure Design and Analysis of Slewing Ring of Mechanical Excavator

by Wang Zhonghai

Supervisor : Professor Zhang Weihua

Northeastern University

March 2007

独创性声明

本人声明所呈交的学位论文是在导师的指导下完成的。论文中取得的研究成果除加以标注和致谢的地方外，不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包括本人为获得其他学位而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示诚挚的谢意。

学位论文作者签名：

签字日期：

学位论文版权使用授权书

本学位论文作者和指导教师完全了解东北大学有关保留、使用学位论文的规定：即学校有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借阅。本人同意东北大学可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索、交流。

（如作者和导师同意网上交流，请在下方签名：否则视为不同意）

学位论文作者签名：导师签名：

签字日期：签字日期：

－I－

东北大学硕士学位论文摘要

机械式挖掘机回转支承结构设计与分析

摘要

挖掘机是重要的工程机械之一，被广泛用于建筑、化工、水利、矿山等领域，是工程建设项目中不可缺少的施工工具。我国目前大部分露天矿山，仍然普遍采用4m3机械式单斗挖掘机进行采装作业。WK-4单斗机械式挖掘机是全回转式的，即工作平台相对于底架可回转360°以上，回转运动的时间占工作循环时间的65％～75％，最大可达85%。因此，回转机构对于单斗挖掘机的生产率有很大影响。

目前WK-4机械式挖掘机普遍采用滚轮夹套式支承回转装置，这种支承装置，只能传递垂直作用的载荷，传递水平力必须依靠枢轴或反倾覆滚子，并要借助于中央枢轴对准中心。由于滚轮为圆柱形，所以内外端回转半径不同，滚动起来有速度差，使滚轮与滚道间发生滑动，增大了运行阻力，加快了滚轮的磨损；并且维修复杂。为了使挖掘机的结构变得更加紧凑、旋转更快、装配维护更加方便，同时能承受更大的载荷，产生了轴承式回转支承装置。这种支承是一种能够承受综合载荷的大型轴承，可以同时承受较大的轴向负荷、径向负荷和倾覆力矩，并使回转机构省去了中央枢轴的新型支承回转装置。

本文对WK-4机械式挖掘机的回转支承结构进行了改造，选择了用轴承式的回转支承来代替滚轮夹套式支承。为了保证新的支承能够正常运行，本论文做了如下工作：

(1) 按照回转支承的承载能力和选型原则，提出机械式挖掘机回转支承类型和型号的选择原则。

(2) 提出与回转支承外齿啮合的小齿轮参数的设计原则。 (3) 提出回转支承联接体结构设计和强度分析的方法。

(4) 为了使回转支承滚动体受力均匀，提出挖掘机合理平衡重的确定方法。

关键词：挖掘机；回转支承；载荷分析；齿轮传动；平衡分析；有限元法

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东北大学硕士学位论文 Abstract

Structure Design and Analysis of Slewing Ring of Mechanical Excavator

Abstract

Excavator is one kind of the important engineering machine. It is widely used in architecture, chemical industry, irrigation and mining areas. It’s the essential work tool in engineering construction. So far, the excavators have been used in the most strip mine in our country. The excavator’s work platform can turn 360° relative to the supporting stand. The turning time occupy 65 ~75% of the whole working time and the longest time can reach 85% of the whole time. The turning structure is very important to the excavator’ efficiency. The slewing rings of roller clampped are adopted by the mechanical excavators. However,this structure can only transfer the vertical load and it need the central pivot or the rollers that avoid to overturn to transfer level load.The excavator aims at the centre by the aid of central pivot. The shape of the rollers is columned, so their slewing radius are different. The glide happens between the roller and the orbit. The glide accelerates the roller’s abrasion and increases the running resistance. Along with the development of excavator’s productivity, the slewing ring bearing come into being. This structure can support the excavators to work without the central pivot. This supporting is one kind of large-scale bearing being able to bear synthetical load .At the same time, it can bear bigger axial load , radial direction load and overturn force moment. It is like a special big roller bearing. Its structure becomes more compact and the assemblage and maintenance become easier. It runs smooth and slews fast. The slewing ring can improve the efficiency of excavator .

The purpose of research is to choose an appropriate slewing bearing to replace the roller supporting structure. The main contents in this paper are described as follows:

First, the selection principle of the type and model of the slewing bearing applied to mechanical excavator has been put forward according to the load capability and the selection principle of slewing bearing .

Second, the small gear design principle has been put forward in order to engage with the slewing bearing.

Third, the means of the structure design and strength analysis of the stay bearing has been put forward.

Fourth, the process of the excavator’ optimal balance weight is proposed to ensure the

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东北大学硕士学位论文 Abstract

slewing bearing to accept a load homogeneously. Keywords：Excavator; Slewing bearing; Load analysis; Gear drive; Balance analysis; Fem

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东北大学硕士学位论文目录

独创性声明..................................................................................................I 摘要........................................................................................................II ABSTRACT..............................................................................................III 第一章绪论...........................................................................................1

1.1 挖掘机的发展状况.............................................................................................................1 1.2 机械式单斗挖掘机简介.....................................................................................................5 1.3 回转之承简介.....................................................................................................................8 1.4本文的工作与意义............................................................................................................11

第二章回转支承的选择及联接...........................................................12

2.1 回转支承的类型...............................................................................................................12 2.2 回转支承性能比较...........................................................................................................15

2.2.1 单排球式回转支承和交叉滚柱式回转支承性能比较........................................16 2.2.2 单排球式回转支承和双排球式回转支承性能比较............................................17 2.3 回转支承的类型选择.......................................................................................................18 2.4 回转支承的型号选择.......................................................................................................18

2.4.1 回转支承静态参照载荷的计算............................................................................18 2.4.2 回转支承额定静容量和当量轴向载荷的计算....................................................19 2.4.3 螺栓联接承载力的验算........................................................................................21 2.4.4 回转支承的选型流程............................................................................................21 2.5 与回转支承齿圈啮合的小齿轮参数的设计...................................................................23

2.5.1 小齿轮齿数和变位系数的选择............................................................................24 2.5.2 小齿轮参数的校核................................................................................................24 2.5.3 小齿轮参数的设计流程........................................................................................25 2.6 回转支承联接体的设计与计算.......................................................................................27

2.6.1 回转支承联接体的设计........................................................................................28 2.6.2 回转支承联接体螺栓联接的强度校核................................................................28 2.6.3 螺栓联接载荷的计算............................................................................................29

第三章机械式挖掘机的平衡性分析...................................................30

3.1 确定允许的最大平衡重...................................................................................................30 3.2 确定允许的最小平衡重...................................................................................................31 3.3 确定合理的平衡重...........................................................................................................32

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东北大学硕士学位论文目录

第四章 WK-4机械式挖掘机回转支承的改造设计............................35

4.1 挖掘机回转支承载荷分析...............................................................................................35 4.2 回转支承型号的选择.......................................................................................................36

4.2.1 回转支承SWA2800.32的静态参照载荷Fa'和M'的计算................................36 4.2.2 回转支承SWA2800.32的额定静容量Co和当量轴向载荷CP的计算.............36 4.2.3 螺栓联接承载力的验算........................................................................................37 4.3 与回转支承SWA2800.32外齿啮合的小齿轮的设计...................................................37

4.3.1 小齿轮的材料和精度选择....................................................................................37 4.3.2 小齿轮齿数z1和变位系数x1的选择...................................................................37 4.3.3 小齿轮齿数z1和变位系数x1的校核...................................................................39 4.3.4小齿轮的强度校核.................................................................................................39 4.4 挖掘机回转支承联接体的设计与计算...........................................................................43

4.4.1 联接体的设计........................................................................................................43 4.4.2 螺栓联接的强度校核............................................................................................43 4.4.3 联接体的有限元分析............................................................................................45 4.5 WK-4挖掘机平衡性分析..............................................................................................48

4.5.1 确定最大平衡重....................................................................................................48 4.5.2 确定最小平衡重....................................................................................................49 4.5.3 确定合理的平衡重................................................................................................49

第五章结论.........................................................................................52 参考文献...................................................................................................53 致谢.........................................................................................................55

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东北大学硕士学位论文第1章绪论

第一章绪论

1.1 挖掘机的发展状况

挖掘机械是工程机械之一，是土石方挖掘的主要机械设备，广泛应用于工业、交通、能源、农田改造、水利、民用建筑、矿山采掘以及现代化军事工程等机械化施工中。如表1.1所示，挖掘机械包括各种类型和特点的挖掘机，具有挖掘、装载、卸载和整机移动的功能。因其可连续高效的工作，对于减轻劳动强度，提高劳动效率起了很大的作用，所以在土石方施工中得到了广泛的应用, 是工程建设项目中不可缺少的施工工具，是国家重要基础建设项目的有力保证。一个国家生产使用挖掘机械的能力，在一定程度上可以说是一个国家工程建设能力的体现。虽然不像汽车那样具有支柱产业的地位，但却能体现重工业的发展水平[1]。

表1.1挖掘机的类型及特征 Table 1.1 Style and character of excavator

分类按挖掘机斗数

基本类型

主要特点

单斗挖掘机循环式工作，挖掘时间占15％～20％。

多斗挖掘机连续式工作，对土壤和地形适应性较差，生产率高。正铲挖掘机斗齿朝外，主要挖掘停机面以上的土。反铲挖掘机斗齿朝内，主要挖掘停机面以下的土。

按结构特性分

拉铲挖掘机铲斗用钢丝绳吊挂于支架上，主要用于挖掘停机面以下泥沙。

抓铲挖掘机铲斗具有活瓣，吊挂于支杆上，主要挖停机面以下水中的土及装卸散粒物料。杠杆操纵

操纵紧张、生产率低。操作平稳、作业范围较广操作灵敏、省力

按操作动力分液压操纵气动操纵

近十年来，全世界每年挖掘机产量虽然有些波动(最高年产量曾达到20余万台)，但挖掘机的年产量总要大大高于装载机和推土机的年产量。据有关专家估算，全世界各种施工作业场约有65％至70％的土石方工程是由挖掘机完成的。另外，从环保能源角度考虑，完成同样的土石方施工量，采用挖掘机作业消耗的能量最少，装载机次之，推土机能量消耗最大。从经济性考虑，购买一台挖掘机虽然一次性投资比装载机、推土机要大一些，但投资回收期短，是真正投资回报率较高的设备。所以，

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东北大学硕士学位论文第1章绪论

对挖掘机进行深入透彻的研究，具有重大的社会效益和经济意义。

自从20世纪90年代中期以来，随着中国经济的快速发展，作为基础设施建设和矿场作业主要设备之一的挖掘机的市场也步入了高速增长期。特别是2000年以来，中国挖掘机市场的销量以超常规的速度增长。2000年中国国内所有挖掘机生产企业销售量之和为7,926台，2003年则达到34,800台，3年时间增长了4倍。2001年比2000年增长56.4％；2002年比2001年增长59％；2003年与2002年相比，增长率竟然高达76％；2004年第一季度与2003年第一季度相比，全国挖掘机销售量的增长率又创新高，达到78％。虽然2004年以来，在国家宏观调控影响下，我国挖掘机行业的增长速度有所趋缓，但是，整体依然保持持续发展的趋势。显然，挖掘机在整个工程机械行业中是产、销量增长最快的机种之一[18]。

中国国土辽阔，挖掘机市场需求空间很大，但是目前中国还不具备足够的条件将巨大的潜在市场转变为现实市场。业内人士认为，按照我国的土地、人口和经济状况，在一定的时间内，挖掘机的年均增长率保持15％～20％的发展速度是比较正常的。专家认为中国挖掘机市场应该呈现波浪式发展，未来的发展空间巨大。正是看到中国市场巨大的容量和日益扩大的供需矛盾，20世纪90年代中期以后，卡特彼勒、神钢、小松、日立、大宇和现代等国外工程机械巨头先后在中国建立合资、独资企业。经过几年的发展，目前外资品牌挖掘机已经占据了市场的主导地位，市场份额达到90％以上。同时，巨大的市场诱惑又吸引了新的外资企业不断加盟，如沃尔沃建筑设备、利勃海尔、特雷克斯阿特拉斯、住友和加藤等；小松、现代和神钢也陆续在中国设立了第二家甚至是第三家合资工厂。与此同时，与外资品牌这种红火的境况相对应的却是国产品牌的日渐衰退，国内原有的挖掘机企业由于不同的原因，在外资企业的迅猛攻势下，先后丢掉了自己的市场。直到近两年柳洲工程机械有限公司、徐洲挖掘机有限公司和三一重型工程有限公司等企业的崛起，才使得国产品牌挖掘机重新得到业内人士的关注。从这几年看，国有企业及民营企业生产的新一代挖掘机产品的性能、可靠性都已达到了较高水平，如柳洲工程机械有限公司、徐洲挖掘机有限公司和三一重型工程有限公司所开发的挖掘机，质量性能都不错，产销量稳步增加，但是关键部件都是选用的国外进口配套件。柳工的挖掘机2004年1~10月已销售了433台，同比增长率超过100％；三一重机2004年同期也有300多台的销量。目前国内其他企业也先后开发了一批采用国外液压件、发动机等优质配套件的新机型，主要性能指标同日本、韩国的机型基本相当。可以预计，未来几

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东北大学硕士学位论文第1章绪论

年国内品牌挖掘机的市场份额肯定会有所上升，5～8年的时间内估计将达到20％。但是由于国内企业没有掌握关键部件如液压系统、电子控制系统等核心技术，这就需要国内品牌挖掘机企业付出更大的努力，进一步解决结构件的制造质量和合理匹配的问题，以巩固与扩大国产新一代挖掘机的市场份额。

美国是挖掘机发展较早的国家。1833年美国机械工程师取得了单斗挖掘机的发明权，1836年制造出世界上第一台机械传动挖掘机，其挖掘机生产技术一直处于领先地位，尤其是大容量的矿用挖掘机几乎垄断了资本主义市场，并在机械性能、结构、电器传动技术和运行可靠性方面遥遥领先[2、3]。

随着采掘量的提高及挖掘机的发展，矿用挖掘机发展的一个突出特点，就是向大斗容量发展，使设备进一步大型化。德国、法国、日本、美国和前苏联是生产大型矿用挖掘机的主要国家[8]。其中挖掘机的发展以美国为最快，无论斗容量还是品种、产量、技术水平、可靠性等，美国皆居领先地位。美国制造大型单斗挖掘机，主要有三大厂商：哈尼斯格公司、简称为P&H 公司，布赛路斯—伊利公司、简称B–E 公司，马力昂动力铲公司。三家公司产品遍布世界各国。三公司制造的挖掘机代表了美国和世界先进技术水平。P&H 公司生产的挖掘机从P&H1400到P&H5700，斗容量从3.5m3 到40m3。马利昂公司生产的单斗采矿型挖掘机斗容量从6m3～25.4m3，剥离用挖掘机的斗容量从50 m3～150 m3;斗容量为150m3 的挖掘机是世界上最大的挖掘机，斗容量为132m3 的步行式拉铲居第二位。该公司制造挖掘机的生产工艺先进，设备、检测技术和手段也较先进、完备，产品生产周期短，生产1台15.2m3挖掘机从投产到出产品不到一年时间。美国第三大生产挖掘机的厂家是B-E 公司，它曾生产出斗容量为168.2m3步行式拉铲和斗容量为107m3的剥离用挖掘机,该厂生产的挖掘机系列产品斗容量从5m3～46m3。乌拉尔重型机器厂是前苏联制造大型挖掘机的主要厂家，在1978 年该厂生产了斗容量为20m3的正铲机械单斗挖掘机。日本的三井造船株式会社、住友重工业株式会社和神户制钢所分别与美国合作，引进了B-E 公司、马利昂公司和P&H 公司的挖掘机制造技术，合作生产了大斗容量矿用挖掘机。

随着液压技术的广泛应用，使挖掘机有了合适的传动装置，液压传动代替机械传动是挖掘机技术上的一个飞跃。挖掘机的液压化是挖掘机的第二代产品的标志。液压挖掘机的研究到80年代中期已达到十分成熟的阶段。从80年代中期至今，由于电子技术的进步，尤其是计算机技术的广泛应用，使液压挖掘机向高性能、高自

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东北大学硕士学位论文第1章绪论

动化和智能化的方向发展。挖掘机的电子化是挖掘机第三代产品的标志，机电一体化是液压挖掘机的主要发展方向。随着科学技术的发展和建筑施工现代化生产的需要，液压挖掘机需要大幅度的技术进步，面对生产的需要，液压挖掘机将向着大型化、智能化和无人化方向发展。在此基础上，未来的液压挖掘机将全面装备融合电子化、自动化和机器人化的机电一体化技术。液压挖掘机的主要特点是：

(1) 中小型液压挖掘机一机多动、适用性强，用途广泛。

(2) 液压挖掘机结构紧凑，零部件少，重量轻，成本低，生产能力大，操作控制轻便灵活，依靠人机系统控制，使整机重量和发动机功率最大限度发挥，实现快速作业。

(3) 应用微电子技术实现机电一体化，以液压挖掘机为主体，传感检测、信息处理、执行机构和接口等部分组合在一起，用微机和检测装置进行记录，优选和显示液压挖掘机系统主要参数，自动调节功率分配，不断提高劳动生产率，以节省燃料、降低能耗、减少磨损、提高效率。

我国从1967年开始开发液压挖掘机，经过了近40年的发展，液压挖掘机发展迅速。据统计，2005年我国共销售33642台液压挖掘机，小型挖掘机（整机质量小于或等于13t的履带式或轮胎式挖掘机）的销量为1.2万台，所占比重超过了35%，比2004年上升了22%[18]。小型挖掘机由于其小巧、灵活、多功能和高效率等特点，极受用户的欢迎，在未来具有极大的市场空间。目前，中小型液压挖掘机占据了挖掘机的主要市场,几乎取代了中小型机械式挖掘机。但是70～80年代生产的机械式挖掘机，经过现场不断的改造，现在仍然可以适应生产的需要，在广大的露天矿中发挥作用。由于矿用机械挖掘机具有较大的挖掘力以及作业稳定、可靠和显著的生产效益，到目前为止仍然是露天采矿中最主要的挖掘装载设备。在我国的矿山挖掘中，液压挖掘机全面代替机械式挖掘机还将需要很长的时间。

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东北大学硕士学位论文第1章绪论

1.2 机械式单斗挖掘机简介

矿用机械挖掘机的历史悠久，自1877 年开始应用于露天采矿工业，经过一百多年的研究改进，在动力能源方式、各部机械结构及控制操纵等方面都有重大的改进。但就基本结构与工作特性来看，仍不失其原来的基本形态。1954年我国试制成功第一台斗容量为1m3 的机械式正铲挖掘机，开始了我国挖掘机的生产。我国于1961年生产出第一台4m3挖掘机，至今仍在内蒙古平庄煤矿发挥作用[7]。

18 16 3 17 146105 21201391211478 15 19 1-吊臂;2-推压机构;3-斗柄;4-铲斗;5-开斗机构;6-提升卷筒;7-首轮;8-提升钢绳;9-转台;10-推压电机;11-开斗电机;12-履带;13-下部平台;14-A型架;15-配重;16-钢绳;17-机棚;18-绳轮;19-回转支承;20-转盘图1.1单斗机械式挖掘机图1.1 机械式挖掘机 Fig 1.1 Mechanical excavator

目前，4m3挖掘机主导产品有WK-4A、WK-4B、WK-4C三种型号。由于矿用机械挖掘机具有较大的挖掘力以及作业稳定、可靠和显著的生产效益，到目前为止仍然是露天采矿中最主要的挖掘装载设备。我国目前大部分露天矿山，仍然普遍采用图1.1所示的4m3机械式单斗挖掘机进行采装作业。其性能参数见表1.2。单斗挖掘机的工作装置的形式很多，对机械传动的挖掘机来说，常用的基本形式有正铲、反铲、刨铲、抓斗及起重装置等。挖掘机结构主要分成三大部分，分别为行走机构、回转装置、工作装置。整个机器为多机独立驱动,放在底座后面的行走电机驱动履带

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东北大学硕士学位论文第1章绪论

完成行走运动；回转平台上的两台回转电机进行回转驱动；挖掘工作由提升电机和推压电机共同完成[4]。

表1.2 WK-4机械式挖掘机的主要性能参数 Table 1.2 Primary capability parameters of excavator

机械式单斗挖掘机用一个铲斗以间歇重复的工作循环进行工作，即由挖掘、满斗回转至卸载点、卸载、空斗回转至挖掘地点等四个工序构成一个工作循环。在作业过程中，挖掘机是不移动的，直到将一次停机范围内的矿石挖完，挖掘机才移动到新的作业地点[9]。Wk-4挖掘机是全回转式的，即工作平台相对于底架可回转360°以上。挖掘机回转为运载过程，回转角度决定于工作面与卸载位置的关系，一般为90°～180°。当角度大于160°时，往往沿一个方向转360°回到原来位置，这样可以减少回转加速的时间，降低能量的消耗。在单斗挖掘机中，回转运动的时间占工作循环时间的65％～75％，最大可达85%。因此，回转机构对于单斗挖掘机的生产率有很大影响。所以要合理的选择其运动形式。

图1.1中的19为挖掘机的支承回转装置，设在转台和下部平台之间，它承上连下，使上下两部分可作相对回转运动。要求它承载能力大，结构尺寸小，回转阻力小，回转时平台保持平衡，不得倾覆。每种挖掘机都设有回转装置，它除配合提升、推压铲斗之外，还配合完成将铲斗转到卸载地点或回到工作地点。挖掘机工作装置、平台及其上的设备的重量，回转装置的自重及挖掘工作时的作用力都要由回转装置来承担。所以，它是一个运动部件，又是一个承力部件，常将它称为支承回转装置。

标准斗容提升速度推压速度行走速度最大提升力最大推压力

4m3 0.855m/s 0.53m/s 0.43km/h 450kN 225kN

主电机功率最大挖掘半径最大挖掘高度最大卸载半径最大卸载高度挖掘深度整机重量理论生产率

250KW 14.3m 10.1m 12.65m 6.3m 3.2m 190t 572m3/h

最大爬坡角度 12度平均比压

238kPa

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东北大学硕士学位论文第1章绪论

中央枢轴滚轮滚轮支架回转齿圈回转轨道图1.2滚轮夹套式支承回转装置

Fig 1.2 Bearing equipment of roller clampped

滚轮夹套式回转支承底架

图1.3滚轮支承与底架的连接

Fig 1.3 Connection of bearing equipment and nether stand

目前在挖掘机上使用的回转装置有多种形式。根据传递载荷传力点的多少分为，少支点的滚轮支承回转装置；多支点的滚子夹套式支承回转装置；轴承支承回转装置。20世纪70～80年代生产的机械式挖掘机多采用图1.2所示的滚轮夹套式支承回转装置[6]。这种支承装置，只能传递垂直作用的载荷，传递水平力必须依靠枢轴或反倾覆滚子，并借助于中央枢轴对准中心，回转平台与中央枢轴直接进行连接。如图1.3所示，滚轮回转支承装置固定在下部底架上面，利用滚轮进行支承，

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东北大学硕士学位论文第1章绪论

36个滚轮排列在滚道上，滚道分上下两片，每个滚子用同心轴固定在钢制的滚轮支架上，以保持各相邻滚子间距不变。回转时滚子在滚道上滚动，隔离圈跟随着一起转动。由于滚轮为圆柱形，所以内外端回转半径不同，滚动起来有速度差，使滚轮与滚道间发生滑动，增大了运行阻力，加快了滚轮的磨损。若采用锥形滚轮，虽然可以保证无滑动，减小滚轮的磨损，运行阻力小。但是，其滚道也要做成锥形，且锥形滚轮会使轮子产生轴向分力，必须在每个滚轮内装设轴向止推轴承，所以结构复杂，造价高。这种回转装置是开露式的，不防尘，故其磨损快，动载荷大，大大影响了挖掘机的生产效率。而现在的液压挖掘机广泛使用图1.4所示的轴承式回转支承装置。这种装置是密封的，经久耐用，能够承受更大的载荷，回转轻快，阻力小。

1.3 回转之承简介

1 2

3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

4－下外座圈；5、12－密封装置；6－连接1-上外座圈；2－转台；3－调整垫片；图2.1 回转支承螺栓；7－螺母；8－垫圈；9－底架；10－带齿内座圈；11－滚柱；13－螺钉图 1.4 回转支承结构

Fig 1.4 Structure of the Slewing bearing

回转支承作为机械的重要基础元件，近几十年来，随着主机行业的迅速发展，得到了广泛的应用，除为挖掘机、塔吊、汽车吊及各类起重机配套外，还广泛应用于轻工机械、冶金机械、医疗机械、工业机器人、隧道掘进机、堆取料机、旋转舞

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东北大学硕士学位论文第1章绪论

台等。总之，它是一切两部分之间需作相对回转运动，又需同时承受轴向力、径向力、倾覆力矩的机械所必需的重要传力元件[10]。如图1.4所示的内齿式回转支承，这种形式的回转支承由内、外座圈、滚动体、隔离体、密封装置、调整垫片、润滑装置和连接螺栓等组成。内座圈或外座圈可加工成带内齿或外齿。轴承式支承回转装置是一种结构紧凑，装配维护简单，工作平稳，回转轻快，效率高，并使回转机构省去了中央枢轴的新型支承回转装置。这种支承回转装置是全封闭防尘式，能延长其寿命，减小动力消耗。

回转支承

图1.5 装在挖掘机上的回转支承

Fig 1.5 Slewing bearing applied in excavator

回转支承近乎特大型的滚动轴承。图1.5反映了回转支承在履带式液压挖掘机上的应用情况，它将机器的上部和下部连接起来，用以支承上部的重量和工作负荷，并使上部能相对于下部旋转。如图1.6所示的内齿式的回转支承，回转支承的外座圈用螺栓与转台连接，带齿的内座圈与底架用螺栓连接，内外座圈之间设有滚动体。挖掘机工作装置作用在转台上的垂直载荷、水平载荷和倾覆力矩通过回转支承的外座圈、滚动体和内座转传给底架。回转机构的壳体固定在转台上，用小齿轮与回转支承内座圈上的齿圈相啮合。小齿轮既可以绕自身的轴线自转，又可绕转台中心线公转。当回转机构工作时转台就相对底架进行回转。

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东北大学硕士学位论文第1章绪论

回转电机转台回转支承底架

图 1.6 回转装置 Fig 1.6 The structure of slewing

回转支承和普通轴承一样，都有滚动体和带滚道的滚圈。但是，它与普通滚动轴承相比，又有很多差异，主要的有以下几点：

z 回转支承的尺寸都很大，其直径De通常在 0.4～10米，有的竟达40米。 z 回转支承一般都要承受几个方面的负荷，不仅要承受轴向力、径向力，还要

承受较大的倾翻力矩。因此，一套回转支承往往起几套普通滚动轴承的作用。 z 在制造工艺、材料及热处理等方面，回转支承与滚动轴承有很大差别。 z 通常，回转支承上带有旋转驱动用的齿圈以及防尘用的密封装置。 z 在安装方面，回转支承的尺寸很大，不像普通轴承那样套在心轴上并装在轴

承座孔内，而是采用螺钉将其紧固在上、下支座上。

我国回转支承行业已有30年的历史，它从无到有，从小到大，逐步走向成熟。目前已具备了满足各类主机需要的回转支承的设计、制造、测试的综合开发能力，为主机行业的发展做出了一定的贡献。特别是马鞍山回转支承厂，自1984年与建设部北京建筑机械综合研究所合作，成功地开发出具有80年代国际先进水平的单排球式回转支承后，打破了我国回转支承行业以3片式交叉滚柱和双排球式为主的落后局面，大大缩小了与发达国家之间的差距，带动了我国回转支承行业的迅速发展。近年来，国内已开始设计和制造三排滚珠式、三排滚锥式回转支承。洛阳轴承厂、徐州轴承厂和马鞍山回转支承厂现在都进行回转支承专业化生产。国外，回转支承由轴承公司进行专业化生产，各公司都有自己的型式、尺寸系列。主要生产公司有：联邦德国的罗特爱德（ ROTHE ERDE ）公司和 FAG 公司；法国的 RKS 公司；

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东北大学硕士学位论文第1章绪论

英国的泰泊雷克斯（ TAPEREX ）公司；日本的NSK 、KOYO 公司以及美国、苏联、民主德国的一些公司和工厂。SKF公司是欧洲较大的工业集团，也是世界上最早成立的技术最先进的轴承制造公司，在英国、法国、联邦德国、意大利都有分公司，在荷兰设有现代化综合实验中心，其总公司设在瑞典[18]。

1.4本文的工作与意义

WK-4挖掘机目前在露天挖掘作业中被广泛使用，使用单位根据现场需要对挖掘机的很大部分已经做了技术改造，使得挖掘机变得更加完善。但是支承回转部分，一直以来都是使用图1.2所示的滚轮夹套式的支承结构。随着挖掘机生产能力的提高，原来的支承结构显现出了很多的弊端。因为这种结构是开放式的，使得滚轮易于磨损，并且摩擦阻力也大，大大影响了回转速度，降低了生产效率。结构复杂，维护起来麻烦。增大了维修成本。每年每台挖掘机回转机构的维修费用高达10多万元。图1.4所示的轴承式回转支承恰恰避免了上述问题，它运转轻便灵活，回转阻力小；结构紧凑，外形尺寸小（主要是高度）；维护方便；全封闭防尘，使用寿命长，这些特点使它能够更好的适应现在生产的需要。

为了使机械式挖掘机更好的发挥作用，提高生产率。本文提出了机械式挖掘机回转支承的改造方案，选用轴承式的回转支承代替现在的滚轮夹套式支承。为完成这项改进，主要工作包括：

(1) 根据回转支承的承载能力及选型规则，提出适合现场要求的回转支承的选择方法。

(2) 根据回转支承外齿圈的参数和转台转速要求，提出与回转支承外齿圈啮合的小齿轮的设计原则。

(3) 根据回转支承的安装尺寸，进行回转支承联接件的结构设计和强度分析。 (4) 为了保证回转支承滚动体的受力均匀，对挖掘机进行平衡性分析，提出合理平衡重的确定方法。

－11－

东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

第二章回转支承的选择及联接

2.1 回转支承的类型

回转支承是近40年来发展起来的新型机器部件，分转柱式和转盘式两类。目前，回转支承除为门机、塔吊、汽车吊等回转式臂架起重机配套外，还广泛应用于轻工机械、冶金机械、医疗机械等。随着机械行业的迅速发展，回转支承己经成为一切两部分之间需要作相对回转运动、又需同时承受轴向力、径向力、倾翻力矩的机械所必需的重要传力元件。图2.1就是外座圈带齿的轴承式回转支承。其结构如图2.5所示。

按轴承结构，滚动轴承式回转支承可作如下分类：按滚动体型式有滚珠式和滚柱式(包括锥形和鼓形滚动体)；按滚动体排数有单排式、双排式和多排式；按滚道型式有曲面(圆弧)式、平面式和钢丝滚道式等。

1 2 3

1 －螺栓联接孔； ` 2—回转支承内座圈；3－回转支承外座圈

图2.1 回转支承 Fig. 2.1 Slewing ring bearing

最典型、使用最普遍的回转支承的结构型式有四种：单排球式、双排球式、交叉滚柱式和三排滚柱式。

(1) 单排球式回转支承

单排球式回转支承中，最为常见的是图 2.2所示的四点接触单排球式回转支承。如图示，在内外滚圈各有两条滚道 (共四条)，每个滚圈上的两条滚道由两段中心并

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东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

不重合的圆弧构成，从而构成接触点和接触角。这种型式的回转支承结构紧凑、重量轻，能同时承受轴向力和倾翻力矩。而且，这种回转支承在承受负荷时，能自动调整接触角，以适应负荷情况，降低最大接触应力。因此，当滚球分布直径DL<1800mm时(超过这一尺寸，会因座架径向刚度的限制而降低承载能力)，单排四点接触球式回转支承承载能力最高，而成本又最低。目前，需要装配中小规模回转支承的中小型起重机、回转式输送机、挖掘机等机械均以这种型式为首选。

(2) 双排球式回转支承

图2.3所示的双排滚球式回转支承,具有三个座圈，开式装配非常方便。根据受力情况，上下两排滚球的直径可以相同，也可以不同。这种支承能同时承受轴向力和倾翻力矩。此外，当滚道中心直径DL相同时，每排滚球的总承载能力与滚球直径 do成正比。因此，在支承断面高度相同的情况下同时承受轴向力和倾翻力矩时，异径双排球式回转支承能更好地利用断面尺寸；而等径双排球式回转支承由于上下对称、制造方便且更符合标准化要求，还可以在大修时上下翻转后使用，延长使用寿命。双排球式回转支承轴向、径向尺寸都比较大，对制造安装精度以及座架的轴向和径向变形敏感性最小，不易发生滚道与滚动体边缘接触，特别适用于要求中等以上直径的各型装卸机械。

(3) 交叉滚柱式回转支承

交叉滚柱式回转支承分单排和双排两种，其中如图2.4所示的单排交叉滚柱式回转支承，它只有一排短圆柱形滚柱 (目前多为腰鼓形滚子所取代)；相邻滚柱的轴线成90°交叉排列：内、外滚圈各有两条滚道，滚道断面为直线型，其中一半滚柱承受向下的轴向力，一半承受向上的轴向力。这种支承结构紧凑，制造精度高，装配间隙小，能同时承受轴向力、倾翻力矩和较大的径向力，被广泛地应用于起重运输机械和军工产品上。

(4) 三排滚柱式回转支承

三排滚柱式回转支承如图2.5所示，是最典型的多排滚柱式回转支承 (也称为组合式回转支承)。它有三个座圈，上下及径向滚道各自分开 (上下两排滚柱承受轴向力及倾翻力矩，径向力则由垂直布置的第三排滚柱承受)，使得每一排滚柱的负载都能确切地加以确定。而且，这种支承结构牢固。因此，它特别适用于要求较大直径的重型机械，是重载的首选型式。

除上述四种常见结构型式外，工程中使用的还有交叉滚锥式回转支承、钢丝滚

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东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

道回转支承、三排滚球式回转支承、三排混合式回转支承、五排滚柱式回转支承等多种结构型式的回转支承。但它们均存在结构复杂或造价高昂或承载能力低等一个或多个方面的缺陷，只在某些特殊要求下才考虑使用。

D3DLn-Φh D2dH1 DDe

bn-Φ

H d1

图 2.2 单排球式回转支承

Fig 2.2 Single-row ball slewing ring

D3DLn-Φ

h D2d

H1 bn-Φ

DDe

H d1

图 2.3 双排球式回转支承

Fig 2.3 Two-row ball slewing ring

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东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

DLD3n-Φh D2dH1 bn-Φ

DDe

H d1

图 2.4 交叉滚柱式回转支承

Fig 2.4 Cross- rolling pole slewing ring DLD2dh bn-ΦDDeD1H1 doH 图 2.5 三排柱式回转支承 Fig 2.5 Three-row pole slewing ring

2.2 回转支承性能比较

回转支承的承载能力和使用寿命决定了回转支承的性能，为了使回转机械能够选择合适的回转支承结构型式（单排球式、双排球式、交叉滚柱式、三排柱式等）和规格尺寸（滚道中心直径DL，滚动体直径do），对不同结构的回转支承的性能进行分析。

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东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

2.2.1 单排球式回转支承和交叉滚柱式回转支承性能比较

额定静容量Co和额定动容量Ca的大小决定了回转支承的承载能力和使用寿命，现以外型及安装尺寸完全相同的单排球式Q1600×36(DL=1600mm,do=36mm)和交叉滚柱式J1600×36为例，分析对比如下：

(1) 单排球式回转支承Q1600×36的额定静容量Co和额定动容量 Ca 额定静容量Co

Co=f×do×DL=6220800N (2.1)

式中 f —— 静容量系数，0.108 kN / mm2 [9]

do—— 滚动体直径，mm

DL—— 滚道中心直径，mm

额定动容量Ca

738760Ca=95×f1×fs×fc×fa×fd×Z×fH=N (2.2)

式中 f1 —— 载荷系数

fs —— 速度因数 fc —— 寿命系数

fa —— 静态工况下的安全系数 fd —— 动态工况下的安全系数 fH —— 时间系数

(2) 交叉滚柱式回转支承J1600×36的额定静容量Co和额定动容量Ca

额定静容量Co

Co=fo×do×Lo×(Z/2)×sinα=3398783N (2.3)

式中 Lo —— 滚动体有效接触长度，mm

fo —— 滚道硬度系数 Z —— 滚动体个数

α—— 滚道接触角，一般机械取α＝50°

额定动容量Ca

Ca=410×fa×fs×do×Z×fH=978133N 式中 fa —— 静态工况下的安全系数

fs —— 速度因数

－16－

(2.4)

东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

do —— 滚动体直径，mm Z —— 滚动体个数 fH —— 时间系数

从上述计算得到单排球式回转支承的静载能力比交叉滚柱式高90%，但动载能力小25%。任选二种基本参数(DL和do)相同的单排球式和交叉滚柱式回转支承对比，其结论都是单排球式回转支承的静载能力高于交叉滚柱式回转支承，动载能力小于交叉滚柱式回转支承。

2.2.2 单排球式回转支承和双排球式回转支承性能比较

(1) 双排球式回转支承021×30×1120[9]的额定静容量Co 额定静容量Co

Co=fo×do×Z×sin90=38×302×103×1=3522600N (2.5) 双排球式回转支承021×30×1120的额定动容量Ca 额定动容量Ca

Ca=105×f1×fs×fc×fa×fd×Z×fH=865320 N (2.6) (2) 若保持其滚道中心直径DL、安装孔组节圆直径D1和孔径Φ不变，将它改型设计为单排球，可安排do=50~60的钢球。若取do=50，则单排球式回转支承Q1120×50的额定静容量Co'为：

Co'=fo×do×Z×sin50=38×502×62×sin50=4512002N (2.7) 单排球式回转支承Q1120×50的额定动容量Ca' 额定动容量Ca'

Ca'=95×f1×fs×fc×fa×fd×Z×fH=623580N (2.8) 结果是Co' >Co ，大28%；Ca'>Ca，大35％。

同理，对于其它规格的双排球式回转支承得到的结论与此是类似的。因双排球为三片式、双滚道、材料费用、加工制造、运输费用都较单排球式回转支承高，一般同一DL的差价达60～100%，而且，双排球式的滚道的形状精度和表面粗糙度因不易磨削加工而很差。

－17－

东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

2.3 回转支承的类型选择

三排柱式回转支承比其它三种型式的回转支承承载能力大，但是它的单位成本额定静容量r是最高的，因此成本也最高(图2.5所示,对于相同的滚道中心直径DL)。通过对JJ36-1991和JB2300-1984标准中各种回转型式、所有规格的r值的详细计算

[10]

，有下面的结论：

(1) 随着DL的增加，四种型式的r值都在增加；

(2) 在DL≤1800时，单排球式回转支承的r最高。当DL>1800时，三排柱式回

转支承的r最高。也就是说在DL≤1800范围内承受同样的载荷，用单排球式回转支承成本最低；DL>1800时，承受同样的载荷，用三排柱式回转支承成本最低。

所以在初步进行回转支承的类型选择时,当主机的回转滚道中心直径DL≤1800时,回转支承应以单排球式回转支承为首选型式;当 DL>1800时,以三排柱式回转支承为首选。

2.4 回转支承的型号选择

当确定了回转支承的类型以后，需要选择合适的回转支承型号。回转支承型号选择的主要依据是回转支承承受载荷的能力。Fa为主机回转支承装置受到的最大轴向载荷、M为主机回转支承装置受到的最大倾覆力矩。回转支承的承载力的大小是由它的静态参照载荷Fa'和M'、额定静容量Co及回转支承螺栓联接的承载力决定的。每一型号的回转支承都对应一个承载能力曲线图(见图2.6)，在图2.6上确定点

(Fa'，M')和(Fa，M)。若使回转支承满足承载要求，必须同时满足下面的条件：

(1) 点(Fa'，M')位于承载能力曲线图中承载曲线1的下方；

(2) 点(Fa，M)在回转支承承载能力曲线图中位于相应性能等级的螺栓负荷曲线2的下方；

(3) 回转支承的额定静容量Co与回转支承的当量轴向载荷Cp要满足[fs]为许用的静态安全系数 (表2.1)。

CoCp

≥[fs]，

2.4.1 回转支承静态参照载荷的计算

根据主机回转装置的回转轨道中心直径DL初步选择回转支承型号。然后根据主

－18－

东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

机回转支承装置受到的最大载荷(包括轴向载荷Fa、径向载荷Fr及倾覆力矩M)来计算静态参照载荷Fa'和M'。

(1) 单排球式回转支承的静态参照载荷计算

单排球式回转支承的静态参照载荷Fa'和M'的计算按承载角 45°和 60°两种情况进行。

当α=45°时

Fa1'=(1.225×Fa+2.676×Fr)×fs M'1=1.225×M×fs 当α=60°时

Fa2'=(Fa+5.046×Fr)×fs M2'=M×fs 式中Fa'—— N 静态参照垂直载荷，

M'—— 静态参照倾覆力矩，Nm

Fa—— 主机回转支承受到的最大垂直载荷， N

Fr—— 主机回转支承受到的最大径向载荷，N

M—— 主机回转支承受到的最大倾覆力矩，Nm fs—— 静态安全系数，从表2.1选取。

(2) 三排滚柱式回转支承的静态参照载荷的计算

三排滚柱式回转支承的静态参照载荷Fa'和M'的计算式：

Fa'=Fa×fs M'=M×fs 式(2.13)～(2.14)中的参数与式(2.9)～(2.10)中的参数意义相同。

2.4.2 回转支承额定静容量和当量轴向载荷的计算

(1) 单排球式回转支承的额定静容量Co和当量轴向载荷CP

额定静容量Co: Co = f ×DL×do 式中：f —— 静容量系数，0.108 kN / mm2 [10] DL —— 滚道中心直径，mm do —— 钢球公称直径，mm

－19－

(2.9) (2.10)

(2.11) (2.12)

(2.13) (2.14)

(2.15) 东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

当量轴向载荷CP

CP=Fa+

4370M+3.44Fr (2.16)

式中：M —— 倾覆力矩，kNm Fa —— 轴向力，kN Fr —— 径向力，kN

(2) 三排滚柱式回转支承的额定静容量Co和当量轴向载荷CP

额定静容量 Co = f ×DL×do 式中：f —— 静容量系数，0.172 kN / mm2 [10] DL —— 滚道中心直径，mm do —— 上排滚柱直径，mm 当量轴向载荷CP

CMP=Fa+

4500D L

100

90 12.9 80 10.9 8.8 70 N460 0 1/50 矩力40 2覆倾30 1 20 10 25 50 75 100 125 150 175 200 225 250 275 300 325 轴向力/ 104N 1－静态承载曲线; 2－螺栓负荷曲线 (8.8、10.9、12.9为螺栓的性能等级)

图2.6 回转支承承载能力曲线图 Fig 2.6 Load graph of slewing ring

－20－

(2.17) (2.18)

东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

表2.1 许用静态安全系数 Table 2.1 Safety factor of static

工作类型轻型

工作特性不经常满负荷，回转平稳冲击小不经常满负荷，回转较快，有冲击经常满负荷，回转快冲击大

满负荷，冲击大或工作场所条件恶劣

机械举例

堆取料机，汽车起重机，非港口用轮式起重机

塔式起重机，船用起重机，履带起重机

抓斗起重机，港口起重机，单斗挖掘机，集装箱起重机斗轮式挖掘机，隧道掘进机，冶金起重机，海上作业平台起重机

>1.45

许用静态安全系数[ fs]

1.00～1.15

中型 1.15～1.30

重型 1.30～1.45

特重型

注：此表取自参考文献[9]。 2.4.3 螺栓联接承载力的验算

把主机回转支承装置受到的最大载荷(轴向载荷Fa、倾覆力矩M)作为回转支承螺栓联接承受的载荷。在回转支承承载能力曲线图(图2.6)上标出点(Fa，M)，检查点(Fa，M)是否在相应性能等级的螺栓负荷曲线以下，若在下方，证明回转支承的螺栓满足强度要求；否则可提高螺栓的性能等级，当螺栓的性能等级选择了最大，点(Fa，M)仍然位于螺栓负荷曲线以上时，我们就要重新选择回转支承型号。

2.4.4 回转支承的选型流程

回转支承的选型过程见图2.7。

－21－

东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

根据主机回转轨道中心直径DL初步/重新选择回转支承型号根据回转支承承受的最大载荷(包括轴向载荷Fa、径向载荷Fr及倾覆力矩M)，计算静态参照载荷Fa＇和M＇。根据回转支承的尺寸DL和do及承受的最大载荷(包括Fa、Fr、M)计算回转支承的额定静容量Co和当量轴向载荷CP把回转支承承受的最大载荷Fa和M作为螺栓联接承受的载荷在回转支承型号对应的静态承载曲线图(图2.6)上确定点 (Fa＇，M＇)和(Fa，M) 点(Fa＇，M＇)在静态承载曲线的下方否是否Co≥[fs] ([fs]见表Cp2.1) 是否点(Fa，M)在选定的螺栓负荷曲线下方逐步提高螺栓性能等级，直至达到最大12.9级否点(Fa，M)在选定的螺栓是结束是负荷曲线下方图 2.7 回转支承选型计算流程图 Fig 2.7 Flow chart of selection of slewing ring

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2.5 与回转支承齿圈啮合的小齿轮参数的设计

回转电机回转减速箱小齿轮

回转支承(带外齿)

图 2.8 回转传动示意图 Fig 2.8 Slewing drive

如图2.8所示，由于用回转支承代替了以前的支承，与小齿轮啮合的齿轮的参数发生了改变，所以要重新设计一个小齿轮与回转支承的外齿进行啮合。挖掘机的使用工况使得齿轮传动承受的是重载、且有冲击。回转支承外齿采用的是调质齿轮，材质为40Cr，表面进行了淬火处理。所以选择的小齿轮材料也应是齿面硬度较高的淬火齿轮，常用的齿轮材料为20Cr、20CrMnTi、20Cr2Ni4等。小齿轮的齿轮参数应该满足下面的要求：

(1) 小齿轮要与回转支承的外齿具有相同的模数m和压力角α。 (2) 安装条件使得齿轮传动的中心距a要与原中心距保持一致。 (3) 小齿轮齿数z1要满足回转机构的传动比i=

n电n回

的要求范围。

(4) 回转支承的外齿采用了正变位，为了保证小齿轮的齿根强度，要求小齿轮也采用正变位。对于正变位齿轮，过大的变位可能引起齿顶变尖或齿顶厚过小的现象。为了保证齿轮的齿顶强度，齿顶厚不能太小。

(5) 为了保持齿轮传动的连续性，重合度εα要大于或等于许用的重合度[εα]。 (6) 小齿轮要满足齿轮齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的计算。

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2.5.1 小齿轮齿数和变位系数的选择

(1) 选择小齿轮齿数z1

如图2.8，设回转电机的转速为n电，回转支承的转速为n回，回转减速箱的传动比i减，回转支承的外齿齿数为z2。由回转机构的传动比公式i=

n电n回

z2×i减

得到

z1=

z2×n回×i减

n电

(2.19)

然后根据n回的许用范围，确定小齿轮的齿数z1。

(2) 计算齿轮传动的啮合角α'

小齿轮的模数m和压力角α与回转支承外齿的模数和压力角相同。根据变位齿轮中心距a的计算公式a=

cosα'=

1m(z1+z2)cosα得到：

2cosα'

m(z1+z2)cosα (2.20)

2(x1+x2)tanα计算小齿轮的变位系数x1： z1+z2

(3) 计算小齿轮变位系数x1 根据公式invα'=invα+

x1=

(invα'−invα)×(z1+z2)

−x2 (2.21)

2tanα2.5.2 小齿轮参数的校核

(1) 变位系数x1的校核

小齿轮要采用正变位，因此要使得x1>0。若x1<0，在满足公式(2.17)的情况下，减小齿轮齿数z1，重新计算变位系数x1。

对于正变位齿轮，过大的变位可能引起齿顶变尖或齿顶厚过小的现象。为了保证齿轮的齿顶强度，齿顶厚不能太小，一般要求 Sa≥0.25m。对于表面淬火的齿轮，要求Sa>0.4m。齿顶厚Sa可按下式计算：

Sa=da×

π2z1

+da(invα−invαa) (2.22)

式中 da —— 小齿轮的齿顶圆直径，mm

αa—— 齿顶圆压力角

－24－

东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

若x1不能满足齿顶厚要求，则在小齿轮的齿数选择范围之内，增大小齿轮的齿数z1，重新计算x1的值。

(2) 重合度εα的计算

在变位小齿轮具有标准顶隙的情况下，计算齿轮传动的重合度εα。重合度要满足εα≥[εα]，挖掘机的[εα]＝1.4[26]。重合度计算公式为：

εα=

[z1(tanαa1−tanα')+z2(tanαa2−tanα')] (2.23) 2π若重合度εα不满足要求，则在小齿轮的齿数选择范围之内，增大小齿轮的齿数

z1。

(3) 小齿轮强度的校核

若小齿轮的齿数z1和变位系数x1满足了齿顶厚Sa和重合度εα的要求，需要对小齿轮进行齿面接触疲劳强度校核、齿根弯曲疲劳强度的校核。校核公式为：

齿面接触疲劳强度的校核公式

σH=ZEZHZεKFt(u+1)

≤[σH] (2.24)

bd1u

齿根弯曲疲劳强度的校核公式

σF=

KFt

YFaYSaYε≤[σF] (2.25) bm

若校核结果为σH≥[σH]，则应该提高齿轮材料的表面硬度，选择齿面硬度大的齿轮材料；若齿轮的齿根弯曲疲劳强度不满足σF≤[σF]，应该增大齿轮的变位系数

x1，即在小齿轮的齿数选择范围之内，减小小齿轮的齿数z1；若在小齿轮的齿数选择范围之内，所有的 z1都不能满足计算要求，就要重新选定回转支承型号。

2.5.3 小齿轮参数的设计流程

小齿轮参数的设计流程见图2.9。

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根据回转机构的传动比i=n电=z2i，选择小齿轮齿数z1 减n回z1根据回转支承外齿轮参数m、α、z2和变位齿轮中心距a由公式cosα'=m(z1+z2)cosα计算啮合角α' 2a2(x1+x2)tanα z1+z2根据齿轮的啮合公式 invα'=invα+由式(2.19)计算小齿轮的变位系数x1 否x1>0且Sa>0.4m是由式(2.21)计算齿轮传动的重合度εα否εα≥[εα] 是σH≤[σH] σF≤[σF] 是结束计算否图 2.9 小齿轮参数设计流程图 Fig 2.9 Flow chart of selection of parameter

－26－

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2.6 回转支承联接体的设计与计算

回转支承通过上联接体与回转平台连接；通过下联接体与底架进行连接。回转支承的内外圈刚度是靠联接件的结构来保证。安装这种支承回转装置时，要注意其联接结构件的强度和刚度。图2.10为回转支承的联接结构图。

1 M 2Ι 6 3 4 5 8 7 II 9 10 1－回转平台；2－回转支承上联接体；3－回转支承外座圈；4、9－连接螺栓；

5－回转支承下联接体；6－滚柱体；7－回转支承内座圈；8－底架;10－筋板图2.10 回转支承联接结构

Fig 2.10 Join structure of the Slewing bearing OriFi rmax Fmax

O 图2.11 螺栓联接受力分析 Fig 2.11 Force analysisof bolt join

－27－

东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

2.6.1 回转支承联接体的设计

在设计回转支承的联接体(图2.10中的2和5)时，要按照回转支承的螺栓孔中心尺寸D1和D2(图2.5)来定位联接体的联接孔中心圆直径；按照回转支承的尺寸d(D)和DL(图2.5)设计联接体的内外圆直径。根据小齿轮的位置设计回转支承联接体的高度。

2.6.2 回转支承联接体螺栓联接的强度校核

对螺栓(图2.10中的4和9)强度的校核除了可借助于回转支承承载能力曲线进行螺栓承载力的验算外，还可以直接对螺栓联接进行强度的校核。如图2.10所示，回转支承的螺栓联接主要承受的是倾翻力矩M的作用，螺栓联接的失效形式主要有：螺栓被拉断、回转支承与联接体的结合面被压溃或出缝隙。设计准则为：

(1) 为了保证螺栓不被拉断，应该满足：

σ=

1.3Q

π4

≤[σ]； (2.26)

式中 Q —— 螺栓受到的最大拉力，N

d1 ——螺栓小径，mm

[σ] —— 螺栓的许用拉应力，Mpa (2) 受拉面不出缝隙，应满足下式

σpmin>0 (2.27) σpmin=

zQpA−

CFM

⋅ (2.28)

CF+CLW

(3) 受压面不被压溃，应满足下式

σpmax≤[σp] (2.29) σpmax=

zQpA+

CFM

⋅ (2.30)

CF+CLW

式中 Qp —— 螺栓受到的预紧力，N

z —— 螺栓的数目 A —— 接触面面积，mm2 M —— 倾翻力矩，Nmm

－28－

东北大学硕士学位论文第2章回转支承的选择及联接

W —— 抗弯截面模量，mm3

2.6.3 螺栓联接载荷的计算

(1) 在倾翻力矩M的作用下，计算受力最大的螺栓的工作载荷Fmax 由静力平衡得

∑Firi=M (2.31)

i=1

由变形协调条件得

FmaxF1F2F

===Λ=z (2.32) rmaxr1r2rz

由式(2.31)和式(2.32)联立求得

Fmax=

Mrmax

r1+r2+Λ+rz

(2.33)

式中 ri —— 各螺栓轴线到倾翻对称线O－O的距离(图2.11)，mm

(2) 螺栓受到的最大拉力

如图2.10所示，在位置Ι时螺栓受到的拉力为Q1

Q1＝Qp+

Fmax (2.34)

CL+CF

在位置II时螺栓受到的拉力为Q2

Q2＝Qp−

Fmax (2.35)

CL+CF

式中 Qp —— 螺栓受到的预紧力，N

—— 螺栓的相对刚度

CF+CL

(3) 螺栓受到的预紧力Qp

Qp＝Qp'+(1−

)Fmax (2.36)

CL+CF

对于有紧密性要求的联接(如汽缸、压力容器), Qp'=(1.5~1.8)F；一般联接，工作载荷有变化时，Qp'=(0.6~1.0)F ；工作载荷无变化时，Qp'=(0.2~0.6)F。

因为螺栓联接除承受倾翻力矩，还承受水平力和垂直载荷的作用，为了对联接体作较精确的强度分析，还可以用有限元法。

－29－

东北大学硕士学位论文第3章机械式挖掘机的平衡性分析

第三章机械式挖掘机的平衡性分析

机械式挖掘机的平衡是指转台与工作装置在各种工作位置时，其作用力的合力都不超出回转支承回转轨道的直径范围，并尽量使回转支承滚球受力均匀。为此必须在转台上置以适当的平衡重。所以挖掘机平衡问题，也就是确定平衡重的问题[6]。当平衡重小时，挖掘机工作时靠近工作装置侧的转台前部的滚子，要承受大部分载荷，因而受到较大的磨损；而当平衡重过重时，转台尾部的支承滚子将受到更为强烈的磨损。挖掘机的平衡，是要达到在挖掘机工作循环内作用到支承滚子上的负荷均匀分布，因此若使挖掘机得到很好的平衡，应当满足下列条件：转台上的机构和工作装置的重量的合力，不管空斗或满斗的工作装置处于任何位置时，都不得超过支承轨道的最大直径。

3.1 确定允许的最大平衡重

满足转台平衡条件，确定允许的最大平衡重的位置如图3.1：

1. 动臂与机器所在水平位置成最大倾角αmax 。 2. 铲斗位于挖掘开始位置，提升钢绳处于放松状态。

假定转台上的部件、平衡重以及工作装置的重量的合力通过x点，则此时转台尾部支承上的反作用力Rkx为

max

Rkx=Q1+Gbi+GP (3.1)

式中 Q1—转台上的机构的重量，N

Gbi—动臂重量（包括推压机构的重量），N

max

—允许的最大平衡重，N GP

各力对x点的力矩平衡方程式

max

Gp(rp−ex)+Q1(r1−ex)=Gbi(rbi+ex) (3.2) max

解此方程，满足转台平衡条件允许的最大平衡重GP为：

max

= Gp

Gbi(rbi+ex)−Q1(r1−ex)

(3.3)

rp−ex

－30－

东北大学硕士学位论文第3章机械式挖掘机的平衡性分析

r1 ex

rbi

Gbi

Rkx

αmax

maxp

图 3.1 挖掘机受力分析(确定最大平衡重)

Fig 3.1 Load analysis of excavator(the maximal balance weight)

3.2 确定允许的最小平衡重

满足转台平衡条件，确定允许的最小平衡重的位置如图3.2所示：

1. 动臂与机器所在水平成最小倾角αmin 。

2. 铲斗位于挖掘完毕，将要开始回转的位置，斗柄推出量是最大值(q>1.5m3 时用全推出量；q<1.5m3时用

推出量)。 3

假定转台上的机构、平衡重以及工作装置的重量的合力通过n点，此时，前部支承上的反作用力RKn为：

min

RKn=Q1+Gbi+Gb+Gd+tu+GP (3.4)

各重力对n点的力矩平衡方程式为：

min

Gp(rp+en)+Q1(r1+en)=Gbi(rbi−en)+Gb(rb−en)+Gd+tu(rdj+tu−en) (3.5)

式中 Gb— 斗柄重量，N

Gd+tu— 满载斗的重量，N

minGp— 允许的最小平衡重，N

－31－

东北大学硕士学位论文第3章机械式挖掘机的平衡性分析

min

根据平衡方程式(3.5)可得满足转台平衡条件的允许的最小平衡重Gp

minp

Gbi(rbi−en)+Gb(rb−en)+Gd+tu(rdj+tu−en)−Q1(r1+en)

(3.6) =

rp+en

rdj+turp r1 enrbrbiGbGbiQ1minxGpGd+tu Rknαminnx 图 3.2挖掘机受力分析（确定最小平衡重） Fig 3.2 Load analysis of excavator( the minimal balance weight)

3.3 确定合理的平衡重

在工作装置参数、工作装置重量、以及转台支承圆盘尺寸等比较合适的条件

maxminmaxmin

下，应当是 Gp≥GP。若得出Gp0,GP<0，则说明工作装置过轻或

尺寸过小，要适当调整有关参数。

合理的平衡重可以根据转台上的所有机构以及工作装置的重力对转台回转轴心线oy的力矩恒等条件确定，此时应当选用两个力矩的平均值为倾覆力矩MP。

Moj+Mo

(3.7) Mp=

式中 Moj— 斗柄推出量小于0.75斗柄行程条件下，满斗的工作装置对oy轴心线的倾覆力矩，Nm

biMo— 动臂对轴心线oy的倾覆力矩，Nm

所以

－32－

东北大学硕士学位论文第3章机械式挖掘机的平衡性分析

Moj=Gbi×rbi+Gb×rb'+Gd+tu×rd+tu' (3.8)

=Gbi×rbi (3.9) Mo

对oy轴心线的力矩平衡方程式为

Gprp+Q1r1−Rkxex=MP−Rknen (3.10)

根据转台平衡条件，式中 Rkxex=Rknen 所以

Gp=

Mp−Q1r1

(3.11)

然后用确定在两个极端情况下，转台和工作装置合力的位移的方法，对求得的合理平衡重作最后的检查。图3.3所示，这两个极端情况是：

(1) 开始挖掘前的位置(图3.3中的位置Ⅰ)，此时铲斗靠在地面上，铲斗和斗柄的重量从倾覆力矩中除去。

(2) 装满的铲斗处于

推出量时(图3.3中的位置Ⅱ)。 3

转台上的所有机构和处于位置Ⅰ时的工作装置的重力的合力P1

P1=Q1+Gp+Gbi (3.12)

在位置Ⅰ时，挖掘机回转部分的倾覆力矩用下式确定：

M1=Q1r1+Gprp−Gbirbi (3.13)

知道了合力和等效倾覆力矩后，就可以求出合力对中心轴的位移bx

bx=

(3.14) P1

转台上的所有机构和处于位置Ⅱ时的工作装置的重力的合力P∏：

P∏=Q1+Gp+Gbi+Gb+Gd+tu (3.15)

在位置Ⅱ时，挖掘机回转部分的倾覆力矩M∏为

－33－

东北大学硕士学位论文第3章机械式挖掘机的平衡性分析

M∏=Q1r1+Gprp−Gbirbi−Gbrb'−Gd+turd+tu' (3.16)

由式(3.14)得

bn=

M∏P∏

若符合bn=(1.0~1.1)bx的条件，就可以把上面求得的平衡重当作最后的也就是最合理的平衡重采用之；当不符合bn=(1.0~1.1)bx时，可能有两种情况：

(1) bn>(1.0~1.1)bx时，平衡重小，因此需增加它； (2) bn<(1.0~1.1)bx时，平衡重大，因此要减小它；

rp r1 rdj+tuexrbrbienbbx nп GbGbiP1 PΧGd+tu Q1 Gp x nІ1Gd 图3.3 挖掘机受力分析(确定合理的平衡重)

Fig 3.3 Load analysis of excavator (the optimal balance weight)

－34－

东北大学硕士学位论文第4章 wk-4机械式挖掘机回转支承的设计

第四章 WK-4机械式挖掘机回转支承的设计

4.1 挖掘机回转支承载荷分析

rp r2 r1 rbrbi e Fard Qmax W1 G2 G1

γminGbie1 FrW2

图4.1挖掘机载荷分析

Fig 4.1 Load analysis of excavator

如图4.1所示，当提升力为Qmax值，斗柄处于水平状态，斗柄上作用着最大挖掘阻力W1时，挖掘机支承滚子将受到最大载荷[6]。

其中 rp=14.4m；rd=12.73m；rb=8.95m；rbi=4.85m；r1=1.5m；r2=4.2m

W1=191000 N；W2=95500N；Gd=81700N；Gb=67100N；Gbi=186360N； G1=672380N；G2=234470N；

(1) 垂直载荷Fa

作用在回转支承装置上的垂直载荷为Fa

Fa=Gb+Gd+Gbi+W1+G2+G1=1403010 N (4.1)

见图4.1，Fa对回转中心线的偏心位置距为e

Gbrb+Gdrd+Gbirbi+W1rp−G2r2−G1r1

Gb+Gd+Gbi+W1+G2+G1

1851.97

=1.32m (4.2)

1403.01

(2) 水平载荷Fr

作用在滚盘上的水平载荷Fr为：Fr=W2=95500 N

－35－

东北大学硕士学位论文第4章 wk-4机械式挖掘机回转支承的设计

如图4.1所示Fr到滚轮平面的距离为e1 ， e1＝4.13m

(3) 倾覆力矩M

由Fa，Fr的偏心造成的倾覆力矩为M

M=Fr×e1+Fa×e=95.5×4.13+1403.01×1.32=2246.388×106 Nmm (4.3)

4.2 回转支承型号的选择

根据回转支承类型的选型原则，WK-4挖掘机的回转轨道中心直径DL为

2900mm，DL>1800mm，因此，我们将选择三排柱式回转支承。其结构如图2.5所示。按照回转支承的选型流程，初步选择的回转支承型号为SWA2800.32。其中

DL=2800mm，do=32mm。

4.2.1 回转支承SWA2800.32的静态参照载荷Fa'和M'的计算

计算回转支承SWA2800.32的静态参照载荷Fa'和M'：由表2.1取WK－4挖掘机的许用静态安全系数[fs]：[ fs]=1.45 由式(2.13)计算静态参照垂直载荷Fa'

Fa'=Fa×fs＝1403010×1.45＝2034365 N

由式(2.14)计算静态参照倾覆力矩M＇

M'=M×fs＝2246388×1.45＝5108539 Nm

在回转支承SWA2800.32的承载能力曲线图(图4.3)中确定点(Fa',M')，点

(Fa',M')位于其静态承载曲线1的下方。

4.2.2 回转支承SWA2800.32的额定静容量Co和当量轴向载荷CP的计算

由式(2.17)计算回转支承SWA2800.32的额定静容量Co

Co = f ×DL×do ＝0.172×2800×32＝15411200 N

由式(2.18)计算回转支承SWA2800.32的当量轴向载荷CP

CP=Fa+

4500MDL

＝1403010＋

4500×2246388

＝7065183 N

2800

取[fs]＝1.45

Co15411200

==2.18 CP7065183

－36－

东北大学硕士学位论文第4章 wk-4机械式挖掘机回转支承的设计

>[fs]=1.45 Cp

4.2.3 螺栓联接承载力的验算

把挖掘机支承回转装置受到的最大载荷(轴向载荷Fa、倾覆力矩M)作为回转支承螺栓联接承受的载荷。在回转支承SWA2800.32的承载能力曲线图(图4.2)中确定点(Fa，M)。螺栓的性能等级为8.8级。如图点(Fa，M)位于其性能曲线2的下方。

2000 1800 1600 倾覆力矩/104Nm 1400 1200 1000 800 600 400 200 2 8.812.9 10.9．.(Fa,M) (Fa＇,M＇) 1 250 500 750 1000 1250 1500 1750 2000 2200 2500 2750 3000 3250 轴向力 /104N 图4.2 SWA2800.32承载能力曲线图 Fig 4.2 Load graph of slewing ring

1－静态承载曲线; 2－螺栓负荷曲线 (8.8、10.9、12.9为螺栓的性能等级)

根据回转支承的选型原则，型号为SWA2800.32的回转支承满足承载要求。

4.3 与回转支承SWA2800.32外齿啮合的小齿轮的设计

4.3.1 小齿轮的材料和精度选择

齿轮材料为20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度58～63HRC,精度7级的渐开线直齿圆柱齿轮。

4.3.2 小齿轮齿数z1和变位系数x1的选择

4.3.2.1 根据挖掘机回转机构的传动比i，选择小齿轮齿数z1

由式(2.19)得

z1=

z2×n回×i减

n电

－37－

东北大学硕士学位论文第4章 wk-4机械式挖掘机回转支承的设计

其中回转支承外齿齿数z2＝154，n电＝1150r/min，i减＝33.55，回转支承的转速

n回=4~6r/min

所以 z×n回×i减

×n回×i减

z2n=

154电

1150

＝18～27

初步选择小齿轮齿数z1＝26

4.3.2.2 计算齿轮传动的啮合角α'

(1) 根据更新支承前的齿轮参数，计算齿轮传动的中心距a 小齿轮的参数为m=26，α=20，z1=11，x1=0.5 回转齿圈的外齿参数为m=26，α=20，z2=128 计算原来齿轮传动的啮合角α'

invα'=invα+

2(x1+x2)ztanα=0.014904+1

tan201+z2

139=0.0175225 计算得α'=21.1°

计算齿轮传动的中心距a

1m(z1+z2)cosα1262cosα'=2××(11+128)×cos20

cos21.1

=1820mm (2) 计算回转支承外齿与小齿轮传动的啮合角α' 小齿轮的参数：m＝20，α＝20o, z1＝26；

回转支承的外齿参数：m＝20，α＝20o, z2＝154，x2=0.5 齿轮传动的中心距a=1820 mm 由式(2.20)得

cosα'=

m(z1+z2)cosα20×(26+154)×cos20

2a=

2×1820

=0.9297 所以 α'=21.61 o

4.3.2.3 计算小齿轮变位系数x1

由式(2.21)计算小齿轮的变位系数x1

xα'−invα)×(zz1=

(inv1+2)2tanα−x=(inv21.61−inv20)×(26+154)

22tan20

−0.5=0.5

－38－

(4.4)

(4.5)

东北大学硕士学位论文第4章 wk-4机械式挖掘机回转支承的设计

4.3.3 小齿轮齿数z1和变位系数x1的校核

4.3.3.1 变位系数x1的校核

小齿轮的变位系数x1＝0.5，满足x1>0。

为了保证齿轮的齿顶强度，齿顶厚不能太小，这里要求Sa1>0.4m。小齿轮的参数：m＝20，α＝20o, z1＝26，x1＝0.5；计算小齿轮的齿顶圆直径da1

da1=d1+2ha1=mz1+2(ha*−x2+

齿顶圆压力角αa1

a'−a

)m=580mm (4.6)m

αa1=arccos

d1cosα20×26×cos20

=arccos=32.6° (4.7)da1580

由式(2.22)计算小齿轮的齿顶厚Sa1

Sa1=da1×

π2z1

+da1(invα−invαa1)=9mm

满足Sa1>0.4m＝8mm

4.3.3.2 重合度εα的计算

计算回转支承外齿的齿顶圆压力角αa2

αa2=arccos

d2cosα20×154×cos20

=arccos=22.56° da23480

由式(2.21)计算重合度εα

εα=

[z1(tanαa1−tanα')+z2(tanαa2−tanα')]=1.611 2π取挖掘机的[εα]＝1.4[26] ， εα≥[εα]满足传动要求。

4.3.4小齿轮的强度校核

4.3.4.1 齿轮传动受力分析

WK-4机械式挖掘机回转机构的机械特性：

回转电机额定功率 P=54KW；额定转数 n=1150r/min；回转减速箱的传动比

i减=33.55；回转减速箱的齿轮传动效率为 8142η减=0.

小齿轮的功率p1

－39－

东北大学硕士学位论文第4章 wk-4机械式挖掘机回转支承的设计

p1=p×η减=54×0.8142=43.97 KW (4.8)

回转小齿轮的转速n1

n1=

ni减

=34.28r/min (4.9)

小齿轮传递的转矩T1

T1=9.55×106

P143.97=9.55×106×=12250000 Nmm (4.10) n134.28

小齿轮的节圆直径d1'

d1'=d1cosα/cosα'=20×26×1.01=525.2 mm 所以小齿轮受到的圆周力Ft为

F2T1t=

=2×12250=46650 N 1525.24.3.4.2 齿面接触疲劳强度校核

齿面接触疲劳强度的校核公式[26]为

σ(u+1)H=ZEZHZKFεtbd≤[σH] 1u

其中

Zε−重合度系数ZH−节点区域系数

ZE−材料弹性系数，MPa齿数比u：

z2z=154=5.92 126

载荷系数K=KAKVKαKβ 按表9.11[26]取KA=1.85；

小齿轮的圆周速度为v=0.9m/s，由图9.44[26]取动载荷系数Kv=1.1 由表9.12[26]得齿间载荷分配系数KHα=1.1 小齿轮的齿宽 b=160；齿宽系数

φbd=

d=160=0.31 1520

－40－

(4.11)

(4.12)

(4.13)

(4.14) (4.15) 东北大学硕士学位论文第4章 wk-4机械式挖掘机回转支承的设计

由表9.13[26]得齿向载荷分布系数 193KHβ=1. 计算载荷系数K：

K=1.85×1.1×1.1×1.193=2.671 (4.16)

按表9.14[26]取材料弹性系数ZE，ZE=189.8 由图9.48[26]查得节点区域系数ZH，ZH=2.4

根据重合度εα=1.611，由图9.49[26]取重合度系数Zε，Zε=0.9 计算齿面接触疲劳强度σH：

σH=ZEZHZKF+1)

t(ubd1u

＝189.8×2.4×0.9

2.671×46650×6.925.92×160×520

＝542.43

计算齿轮的许用接触应力[σH]：

[σNZWZX

H]=

σHlimZS H

由图9.55[26]查得实验齿轮的齿面接触疲劳极限σHlim，σHlim=800MPa 计算小齿轮的应力循环次数N

N=60nkth=60×34.28×3×300×12=2.2×107 由图9.56[26]得齿轮接触疲劳强度的寿命系数ZN，ZN=1.08 工作硬化系数ZW，ZW=1

由图9.57[26]查得齿轮接触疲劳强度的尺寸系数Zx， Zx=1 由表9.15[26]得接触疲劳强度的最小安全系数SH， SH=1.0 所以，由齿轮的许用接触应力公式(4.18)得

[σH]=

σHlimZNZWZX

800×1.08×1×1

1.05

=822.86MPa σH=542.43<[σH]=822.86

满足校核公式(4.13),所以齿轮的齿面强度满足要求。

4.3.4.3 齿根弯曲疲劳强度校核

齿根弯曲疲劳强度的校核公式[26]

σKFF=

YFaYSaYε≤[σF] －41－

(4.17)

(4.18)

(4.19)

(4.20) 东北大学硕士学位论文第4章 wk-4机械式挖掘机回转支承的设计

根据图9.53[26]取齿形系数YFa，YFa=2.15 由图9.54[26]查得应力修正系数Ysa，Ysa=1.825 由重合度εα得重合度系数Yε

Yε=0.25+

0.75

εα

=0.72 (4.21)

载荷系数K，K=KAKVKFαKFβ (4.22) 按表9.11[26]取KA=1.85；

由图9.44[26]得动载荷系数Kv，Kv=1.1 由表9.12[26]得齿间载荷分配系数KFα，KFα=1.1 小齿轮的齿宽与齿高比

bh=16045

=3.56，取KHβ=1.193 由图9.46[26]得齿向载荷分布系数 KFβ，KFβ=1.14

所以由式(4.22)得载荷系数K，K=1.85×1.1×1.1×1.14=2.55 计算齿根弯曲疲劳强度σF：

σF=

KFtbmY2.55×46650

FaYSaYε=160×20

×2.15×1.825×0.72=105 MPa 由图9.58[26]得试验齿轮的弯曲疲劳极限σFlim： σFlim=350MPa 由图9.59[26]取齿轮弯曲疲劳强度计算的寿命系数YN， YN=1.0 齿轮的应力修正系数YST，YST=2.0

由图9.60[26]得齿轮的弯曲疲劳强度的尺寸系数Yx， Yx=0.91 由表9.15[26]得齿轮弯曲疲劳强度的安全系数SF， SF=1.25 计算小齿轮的许用弯曲应力[σF]

[σ1.0×2.0×0.91

F]=

σFlimYNYSTYx

350×1.25

=509.6 MPa F

σF<[σF]，满足齿根弯曲疲劳强度的校核公式(4.20)

按照回转支承小齿轮参数的设计原则，选择小齿轮的参数为m=20，z1=26，x1=0.5满足传动要求。

－42－

(4.23) (4.24)

=20，

α东北大学硕士学位论文第4章 wk-4机械式挖掘机回转支承的设计

4.4 挖掘机回转支承联接体的设计与计算

4.4.1 联接体的设计

WK-4机械式挖掘机选用的回转支承型号为SWA2800.32，其结构如图2.5所示。根据回转支承外形尺寸D'、d、DL设计回转支承上联接体(图2.10中的2)和下联接体(图2.10中的5)。如图4.3、图4.4所示。

Φ2700 25 25Φ2510 170 25 48-Φ39 Φ2660Φ2840 图4.3上联接体 Fig 4.3 Upper stay bearing

Φ2980 25 25Φ2790 170 25 48-Φ39 Φ2954Φ3080 图4.4下联接体 Fig 4.4 Nether stay bearing

4.4.2 螺栓联接的强度校核

(1) 计算螺栓联接中受力最大的螺栓的工作载荷Fmax

计算上联接体(图2.10中的2)中受力最大的螺栓的工作载荷Fmax 。联接体受到的倾翻力矩M=2246388Nm 由图4.3得rmax=1330mm, 螺栓的数目z=48 计算得 r12+r22+Λ+r482=42455998.36 mm2 由式(2.33)得

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东北大学硕士学位论文第4章 wk-4机械式挖掘机回转支承的设计

Fmax=

Mrmax

r12+r22+Λ+rz2

2246388000×1330

=70372N

42455998.36

(2) 计算螺栓受到的预紧力Qp 由式(2.36)得

Qp＝Qp'+(1−

)Fmax=Fmax+(1−0.2)Fmax=1.8×70372=126670N

CL+CF

(3) 受力最大的螺栓的强度的校核由式(2.34)计算螺栓受到的最大拉力Q

Q＝Qp+

Fmax=126670+0.2×70372=140744 N

CL+CF

由式(2.26)得

σ=

1.3Q

π4

d12

1.3×140744

π4

=190 N/mm2

×352

取螺栓的许用拉应力[σ]=533N/mm2 [42]

所以σ<[σ]，即螺栓在最大工作载荷Fmax=70372N；预紧力Qp=126670N作用下，不会被拉断。

(4) 螺栓联接的受拉面校核

根据螺栓联接的设计准则，由式(2.30)计算σpmin

zQpA

CFM

⋅

CF+CLW

σpmin=

−

在图2.5中，D'=2840mm ;d=2582mm ;φ=39mm；计算接触面积A

A=π[(

D'2d

)−()2−48×19.52]＝1041334.3 mm2 (4.25) 22

计算图4.3的抗弯截面模量W

25104

W=(2560−)=1249585716mm3 (4.26)

322560

π3

所以 σpmin=

zQpA

−

CFM48×1266702246388000

⋅=−0.8×=4.4Mpa

CF+CLW1041334.31249585716

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满足式(2.27)，σpmin>0。即螺栓联接的受拉面不会出现缝隙。 (4) 螺栓联接的受压面进行校核

由式(2.30)计算σpmax

σpmax=

zQpA

CFM48×1266702246388000

⋅=+0.8×=20.22 Mpa

CF+CLW1041334.31249585716

取联接体的材料为Q215－A，由参考文献[42]中的表2－4和表2－6得许用挤所以满足式(2.29)σpmax<[σp]，即螺栓联接的受压面不会被压应力[σp]=176N/mm2。压溃。

4.4.3 联接体的有限元分析

4.4.3.1 联接体的建模

如图4.5所示，根据图4.3的尺寸，在ANSYS中建立了上联接体的模型，对联接体进行变形和应力分析。在对联接体进行网格划分时，共划分了191988个单元，单元类型为Solid45。

图4.5 上联接体模型 Fig 4.5 Model of upper stay bearing

如图4.6所示，根据图4.4的尺寸，在ANSYS中建立了下联接体的模型。对联接体进行变形和应力分析。在对下联接体进行网格划分时，共划分了201564个单元，

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单元类型为Solid45。

图4.6 下联接体模型

Fig 4.6 Model of nether stay bearing

4.4.3.2 联接体的变形及应力分析

图2.10中的联接体承受的载荷有垂直载荷Fa、水平载荷Fr、倾覆力矩M。其中Fa=1403010 N；Fr =95500 N；M=2246.388×106 Nmm。在综合载荷作用下，上联接体的变形如图4.7所示；应力分布如图4.8所示。下联接体的变形如图4.9所示；应力分布如图4.10所示。

图4.7上联接体的应力变形

Fig 4.7 Stress deformation of upper stay bearing

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图4.8上联接体的应力分布

Fig 4.8 Stress distribution of upper stay bearing

图4.9下联接体的应力变形

Fig 4.9 Stress deformation of nether stay bearing

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东北大学硕士学位论文第4章 wk-4机械式挖掘机回转支承的设计

图4.10下联接体的应力分布

Fig 4.10 Stress distribution of netherr stay bearing

由于在上联接体与回转支承联接的表面施加了约束，从图4.7中我们可以看到，联接体与转台接触的表面发生了大的变形，最大的变形量为0.78535mm。这样的变形量对于挖掘机的回转没有影响。由图4.8看到上联接体受到的最大应力集中在筋板上面，最大应力为59.811Mpa。由于联接体的材料为结构钢Q215－A，材料Q215－A的屈服极限σs=220Mpa；材料Q215－A的许用拉应力[σ]＝147Mpa，联接体受到的拉应力σ=59.811<[σ]，所以在综合载荷作用下，上联接体满足强度要求。由图4.9看到下联接体发生的最大变形量为0.72455mm，由图4.10得到下联接体受到的最大应力为53.334 Mpa，小于材料Q215－A的许用应力，所以满足强度和刚度的要求。

4.5 WK-4挖掘机平衡性分析

4.5.1 确定最大平衡重

由式(3.3)得

maxGp=

Gbi(rbi+ex)−Q1(r1−ex)

rp−ex

式中 rp=r2=4.2m；ex=1.4m；r1=1.5m；rbi=4.85m；Q1=672380N；Gbi=186360N

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max

解此方程，满足转台平衡条件允许的最大平衡重Gp为： max

= Gp

Gbi(rbi+ex)−Q1(r1−ex)186360×6.25−672380×0.1

==391968.6 N

rp−ex2.8

4.5.2 确定最小平衡重

由式(3.6)得

min

Gbi(rbi−en)+Gb(rb−en)+Gd+tu(rdj+tu−en)−Q1(r1+en)

rp+en

其中 186360Gbi=N；rbi=4.85m；en=1.4m；Gb=67100N；rb=8.95m；Gd+tu=171700N；rdj+tu=12.73m；Q1=672380N；r1=1.5m；rp=4.2m

min

所以满足平衡条件的允许的最小平衡重Gp

min

Gbi(rbi−en)+Gb(rb−en)+Gd+tu(rdj+tu−en)−Q1(r1+en)

rp+en

186360×3.45+67100×7.55+171700×11.33−672380×2.9

=204465.4 N

5.6

4.5.3 确定合理的平衡重

根据挖掘机转台的平衡条件，确定合理的平衡重。由式(3.8)得

Moj=Gbi×rbi+Gb×rb'+Gd+tu×rd+tu'

其中 52rb'=6.m； rd+tu'=10.3m； 186360Gbi=N； 171700Gd+tu=N；

代入得 Moj=Gbi×rbi+Gb×rb'+Gd+tu×rd+tu'

=186360×4.85+67100×6.25+171700×10.3=3091731 Nm

由式(3.9)得

Mo=Gbi×rbi=186360×4.85=903846 Nm

由式(3.7)得

Moj+Mo3091731+903846Mp===1997788.5 Nm

根据力矩平衡方程式(3.10)得

Gprp+Q1r1−Rkxex=MP−Rknen

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式中 Rkxex=Rknen 所以

Gp=

Mp−Q1r1

1997788.5−672380×1.5

=235528.2N

4.2

计算出的平衡重满足条件

maxminGp>Gp>GP

然后用确定在两个极端情况下，转台和工作装置合力的位移方法，对求得的合理平衡重作最后的检查。由式(3.12)得

P1=Q1+Gp+Gbi=672380+235528.2+186360=1094268.2N

由式(3.13)得

M1=Q1r1+Gprp−Gbirbi=1997788.5−903846=1093942.5 Nm

知道了合力和等效倾覆力矩后，就可以求出合力对中心轴的位移，由式(3.14)得

bx=

M11093942.5

==0.9997m P11094268.2

由式(3.15)得

P11=Q1+Gp+Gbi+Gb+Gd+tu

=1094268.2+67100+171700=1333068.2N

由式(3.16)得

M11=Q1r1+Gprp−Gbirbi−Gbrb'−Gd+turd+tu'

bn=

M111093942.5

==0.821m P111333068.2

=1997788.5−3091731=−1093942.5Nm

所以

bn0.821==0.821 bx0.9997

不满足bn=(1.0~1.1)bx ，所选平衡重过大，因此需减小平衡重。

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东北大学硕士学位论文第4章 wk-4机械式挖掘机回转支承的设计

现取Gp=204465.4 N则由式(3.12)得

P1=672380+204465.4+186360=1063205.4N

由式(3.13)得

M1=1867324.68−903846=963478.68 Nm

由式(3.14)得

bx=

M1963478.68

==0.91 m P11063205.4

由式 (3.15)得

P11=1063205.4+67100+171700=1302005.4N

由式 (3.16)得

M11=1867324.68−3091731=−1224406.32 Nm

由式 (3.14)得

bn=

M111224406.32

==0.94 m P111302005.4

所以

bn0.94

==1.03 bx0.91

符合bn=(1.0~1.1)bx的条件，最后确定挖掘机的平衡重Gp=204465.4N 。

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东北大学硕士学位论文第5章结论

第五章结论

回转支承是一切两部分之间需作相对回转运动，又需同时承受轴向力、径向力、倾覆力矩的机械所必需的重要传力元件。本文提出将回转支承应用在4m3机械式挖掘机上，代替原来的滚轮夹套式支承，是对回转支承应用的一个新的尝试。通过对WK-4机械式挖掘机回转装置的改进，我们可以得到以下的结论：

(1) 用回转支承代替滚轮夹套式支承，对WK-4机械式挖掘机回转装置进行改造，

可以提高挖掘机的作业效率，减少维修费用。

(2) 通过对挖掘机回转支承承载力的计算，验证了三排柱式回转支承确实能够承受

大的、综合性的载荷，是重型机械支承的首选。

(3) 论文提出的回转支承的选型理论和与回转支承齿轮啮合的小齿轮的设计原则，

不仅适用于机械式挖掘机，还同样适用于所有需要采用回转支承的机械。

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东北大学硕士学位论文参考文献

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东北大学硕士学位论文致谢

致谢

本论文是在我的导师张伟华老师的悉心指导下完成的。两年多来，张老师的身体力行、言传身教，教给了我极为宝贵的科研方法和严谨的治学态度。正是在张老师的谆谆教导下，才使我在学业方面和为人处事方面取得了较大的进步。为此，谨向张老师致以最诚挚的敬意和最衷心的感谢！同时非常感谢鞍矿公司齐大山铁矿的徐家富厂长，杜天容工程师，为我的论文创作提供了很多现场的技术资料及积极的建议。

向给予我帮助的姜楠、李鑫、孙源鑫、刘健等同学表示由衷的感谢！

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