挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)支承載荷分析及選型

侯文峰，趙 光，張 洋，閆春艷

（徐州徐工挖掘機(jī)械有限公司，江蘇 徐州 221004）

液壓挖掘機(jī)是目前工程機(jī)械行業(yè)應(yīng)用較為廣泛的設(shè)備，其工況惡劣，復(fù)雜多變?；剞D(zhuǎn)支承作為液壓挖掘機(jī)重要的組成部分，主要起回轉(zhuǎn)、連接及承載作用，其至少承載了整個(gè)液壓挖掘機(jī)總重的60%，另外，挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)工作比重也占到整個(gè)液壓挖掘機(jī)工作循環(huán)的50%～70%，還消耗了挖掘機(jī)25%～40%的能量。因此，回轉(zhuǎn)支承選型不僅對(duì)液壓挖掘機(jī)整機(jī)性能影響甚大，而且還關(guān)乎整機(jī)安全，合理地對(duì)回轉(zhuǎn)支承進(jìn)行載荷分析對(duì)回轉(zhuǎn)支承選型至關(guān)重要。本文以某國(guó)產(chǎn)大型挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)支承為例，分析了其在6種典型工況下，受到的載荷情況，并指出了載荷分析中需要注意的問題，最后，對(duì)回轉(zhuǎn)支承進(jìn)行了選型校核計(jì)算。

回轉(zhuǎn)支承雖然種類較多，但基本結(jié)構(gòu)構(gòu)成幾乎一樣，主要有內(nèi)齒或外齒的內(nèi)、外座圈、滾動(dòng)體、隔離體、調(diào)整墊片以及自帶的密封、潤(rùn)滑裝置和連接安裝孔等構(gòu)成。在挖掘機(jī)結(jié)構(gòu)中，回轉(zhuǎn)支承外座圈用螺栓與轉(zhuǎn)臺(tái)聯(lián)接，內(nèi)座圈用螺栓與下車架用聯(lián)接。根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)“JB/T 2300-1999”，按照滾道型式分為4個(gè)系列：

（1）單排四點(diǎn)接觸球式（01系列），結(jié)構(gòu)輕巧、緊湊，鋼圈與圓弧滾道四點(diǎn)接觸，能同時(shí)承受軸向力、傾覆力矩和徑向載荷。

（2）雙排異徑球式（02系列），其分上下2排布置滾珠。由于上排滾珠比下排滾珠大，因此上排滾珠的載荷大，下排的滾珠載荷小。為有利承受較大的傾覆力矩和軸向載荷，接觸角制造成90°使其能自由移動(dòng)。

（3）單排交叉滾柱式（11系列），其滾動(dòng)體為成90°交叉排列的圓柱形或圓錐形，為平面式滾道，一般是45°接觸角，在軸線上相鄰滾道的滾柱交叉排列，徑向載荷，軸向載荷和傾覆力矩可以沿不同方向軸向傳遞。

（4）三排滾柱式（13系列），與雙排滾珠式回轉(zhuǎn)支承類似，主要傳遞徑向載荷的是位于中間的一排滾柱，其垂直于上排和下排的滾柱。載荷大、直徑較大的大型回轉(zhuǎn)設(shè)備一般采用三排滾柱式。

就目前挖掘機(jī)行業(yè)而言，運(yùn)用最廣泛的就是單排四點(diǎn)接觸球式回轉(zhuǎn)支承，主要運(yùn)用于75t及其以下噸位的挖掘機(jī)，本文所研究液壓挖掘機(jī)上選取的即為內(nèi)齒式單排四點(diǎn)接觸球式回轉(zhuǎn)支承。

1 載荷分析和計(jì)算

1.1 工況選擇

回轉(zhuǎn)支承工作過程時(shí)，主要承受軸向載荷Fa，徑向載荷Fr，以及傾覆力矩M的共同作用，由于整機(jī)工作姿態(tài)和載荷情況比較復(fù)雜，在進(jìn)行挖掘機(jī)部件載荷分析時(shí)，一般只針對(duì)幾種典型工作和失穩(wěn)狀態(tài)工況，進(jìn)行載荷分析即可滿足基本強(qiáng)度計(jì)算要求。

工況1，挖掘機(jī)斗桿與地面垂直，斗齒尖離地面以下0.5m，鏟斗滿載土壤，采用鏟斗液壓缸推力進(jìn)行挖掘作業(yè)，挖掘豎直方向阻力垂直于地面向下，挖掘水平方向阻力忽略不計(jì)（見圖1）。

圖1 工況1示意圖

工況2，挖掘機(jī)斗桿與地面垂直，斗齒尖與鏟斗回轉(zhuǎn)中心連線與地面也保持垂直，斗齒尖離地面以下，鏟斗只載1/4斗容土壤，在鏟斗油缸推力作用下，進(jìn)行挖掘作業(yè)，挖掘水平方向阻力平行于地面，遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)臺(tái)，挖掘豎直方向阻力忽略不計(jì)（見圖2）。

圖2 工況2示意圖

工況3，挖掘機(jī)鏟斗位于最大挖掘深度，斗桿與地面垂直，斗齒尖與鏟斗回轉(zhuǎn)中心連線也保持與地面垂直，鏟斗內(nèi)載有1/4斗容土壤，在鏟斗油缸推力作用下，進(jìn)行挖掘作業(yè)。（見圖3）。

圖3 工況3示意圖

工況4，挖掘機(jī)鏟斗位于最大挖掘半徑，鏟斗空斗，在鏟斗油缸推力作用下，進(jìn)行挖掘作業(yè)（見圖4）。

圖4 工況4示意圖

工況5，斗桿與地面垂直，鏟斗置于地面之上，鏟斗滿載，在動(dòng)臂油缸推力和回轉(zhuǎn)馬達(dá)作用下，進(jìn)行動(dòng)臂加速提升和加速（減速）回轉(zhuǎn)（見圖5）。

工況6，鏟斗置于駕駛室上方，斗桿油缸處于最短狀態(tài)，鏟斗空斗，在動(dòng)臂油缸推力和回轉(zhuǎn)馬達(dá)作用下，進(jìn)行動(dòng)臂下降減速回轉(zhuǎn)（見圖6）。

圖5 工況5示意圖

圖6 工況6示意圖

1.2 載荷分析

如前文所述，回轉(zhuǎn)支承工作過程時(shí)，主要承受軸向載荷Fa，徑向載荷Fr，以及傾覆力矩M的共同作用，但由于工況不同，如下表所示，在計(jì)算軸向載荷Fa和徑向載荷Fr考慮的主要影響因素也不盡相同。

除了考慮載荷構(gòu)成因素以外，表1所示。在求解主要載荷挖掘反力時(shí)，還需要考慮限制挖掘機(jī)挖掘力發(fā)揮的諸多確定和不確定因素，如挖掘機(jī)結(jié)構(gòu)件強(qiáng)度，工作裝置傳動(dòng)效率，機(jī)器狀態(tài)，作業(yè)方式，駕駛員技能等，本文為了簡(jiǎn)化計(jì)算，僅考慮以下制約因素。

（1）某一組油缸（如鏟斗油缸）主動(dòng)工作時(shí)，另外2組被動(dòng)油缸（如斗桿油缸和動(dòng)臂油缸）均不超過各自的閉鎖能力或兩組被動(dòng)油缸油壓均不超過其各自溢流壓力。

（2）挖掘反力不至于導(dǎo)致整機(jī)發(fā)生傾覆，如前傾或后傾等。

另外，在計(jì)算回轉(zhuǎn)支承軸向載荷和顛覆力矩時(shí)，需要考慮工作條件系數(shù)K［4］，主要是將鏟斗及土方質(zhì)量乘以系數(shù)K，做加權(quán)處理，對(duì)于單斗挖掘機(jī)而言，工作條件系數(shù)K一般取1.5。

表1 載荷構(gòu)成影響因素

1.3 載荷計(jì)算

前文中，工況1～工況4載荷計(jì)算過程比較相似，而工況5和工況6載荷計(jì)算過程也比較相似，本文僅以工況1和工況6為例，來介紹載荷計(jì)算過程，其他工況只列出最終計(jì)算結(jié)果供后文選型計(jì)算用，其計(jì)算過程不再贅述。

為簡(jiǎn)化計(jì)算，如圖1～6所示，可以近似認(rèn)為所有部件重心均處于縱向?qū)ΨQ面XOZ內(nèi)，其中X軸為縱向?qū)ΨQ面與地面交線，方向指向挖機(jī)前進(jìn)方向；Z軸與回轉(zhuǎn)支承中心線重合，方向垂直地面向上，O1點(diǎn)為回轉(zhuǎn)支承軌道中心。求解回轉(zhuǎn)支承載荷所需的參數(shù)，如表2所示。

在表2中：G1～G9依次為上車（不含工作裝置），工作裝置（不含鏟斗和鏟斗內(nèi)物料），鏟斗，鏟斗內(nèi)物料，斗桿，鏟斗油缸，搖桿，連桿，

表2 計(jì)算參數(shù)表

下車總成重量；M1～M9依次為上車（不含工作裝置），工作裝置（不含鏟斗和鏟斗內(nèi)物料），鏟斗，鏟斗內(nèi)物料，斗桿，鏟斗油缸，搖桿，連桿，下車總成質(zhì)量；Ft1～Ft3依次為動(dòng)臂油缸，斗桿油缸，鏟斗油缸最大推力（即：油缸大腔閉鎖力）；Fs1～Fs3依次為動(dòng)臂油缸，斗桿油缸，鏟斗油缸最大收縮力（即：油缸小腔閉鎖力）；Fw為風(fēng)載荷；Mh為回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)輸出扭矩，kN·m；Loa，Loe分別為O點(diǎn)到鉸點(diǎn)a和鉸點(diǎn)e的水平距離；Ho1為O1點(diǎn)到地面距離；Hw為風(fēng)載荷作用點(diǎn)到O1點(diǎn)豎直距離；Df為回轉(zhuǎn)支承齒圈節(jié)圓直徑；Xa2～Xa3依次為工作裝置（不含鏟斗和鏟斗內(nèi)物料），鏟斗，鏟斗內(nèi)物料自重對(duì)鉸點(diǎn)a取矩的力臂；Xb3～Xb8依次為鏟斗，鏟斗內(nèi)物料，斗桿，鏟斗油缸，搖桿，連桿自重對(duì)鉸點(diǎn)b取矩的力臂；Xc3、Xc4依次為鏟斗，鏟斗內(nèi)物料自重對(duì)鉸點(diǎn)c取矩的力臂；Xd7為搖桿自重對(duì)鉸點(diǎn)d取矩的力臂；R1～R3依次為動(dòng)臂油缸閉鎖力對(duì)鉸點(diǎn)a取矩的力臂，斗桿油缸閉鎖力對(duì)鉸點(diǎn)b取矩的力臂，鏟斗油缸閉鎖力對(duì)鉸點(diǎn)d取矩的力臂；Rwa、Rwb、Rwc依次為挖掘反力對(duì)鉸點(diǎn)a，b，c取矩的力臂；Rc1、Rd1依次為連桿反力對(duì)鉸點(diǎn)c，d取矩的力臂；Lw為挖掘反力對(duì)點(diǎn)O1取矩的力臂；L1～L4以及L9依次為上車（不含工作裝置），工作裝置（不含鏟斗和鏟斗內(nèi)物料），鏟斗，鏟斗內(nèi)物料，下車總成重心到O（或O1）點(diǎn)水平距離；Ra2～Ra4依次為工作裝置（不含鏟斗和鏟斗內(nèi)物料），鏟斗，鏟斗內(nèi)物料重心繞鉸點(diǎn)a旋轉(zhuǎn)半徑；Rg2～Rg4依次為動(dòng)臂提升時(shí)，繞鉸點(diǎn)a回轉(zhuǎn)加速度引發(fā)的工作裝置（不含鏟斗和鏟斗內(nèi)物料），鏟斗，鏟斗內(nèi)物料慣性反力對(duì)O1點(diǎn)取矩的力臂，mm；θ2～θ4為繞鉸點(diǎn)a回轉(zhuǎn)加速度引發(fā)的工作裝置（不含鏟斗和鏟斗內(nèi)物料），鏟斗，鏟斗內(nèi)物料慣性反力與豎直方向的夾角；α1為回轉(zhuǎn)支承齒輪傳動(dòng)壓力角；β為回轉(zhuǎn)小齒輪軸在轉(zhuǎn)臺(tái)上的位置角；Wn為最大回轉(zhuǎn)速度。

1.3.1 工況1載荷計(jì)算

對(duì)于工況1而言，回轉(zhuǎn)支承受到的軸向載荷有上車自重（不含工作裝置），工作裝置自重（除了鏟斗和鏟斗內(nèi)物料外），鏟斗自重，鏟斗內(nèi)物料自重，豎直方向的挖掘反力，徑向載荷有風(fēng)載荷，以及這些載荷產(chǎn)生的傾覆力矩。這些載荷中豎直方向的挖掘反力未知量需要先行計(jì)算。

（1）豎直方向的挖掘反力Wa確定

（a）動(dòng)臂油缸所限制的挖掘反力Wa1

圖7 挖掘反力分析示意圖

由力矩平衡和圖7可得公式（1）

將表2相關(guān)數(shù)據(jù)帶入公式（1）可得：

（b）斗桿油缸所限制的挖掘反力Wa2

由力矩平衡和圖8可得公式（2）

圖8 挖掘反力分析示意圖

將表2相關(guān)數(shù)據(jù)帶入公式（2）可得：

（c）鏟斗油缸主動(dòng)工作限制的挖掘反力Wa3

忽略連桿及鏟斗油缸自重對(duì)挖掘力的影響，由力矩平衡和圖9可得公式（3）

圖9 挖掘反力分析示意圖

將表2相關(guān)數(shù)據(jù)帶入公式（2）可得：Wa3=162.1kN

（d）取機(jī)身穩(wěn)定系數(shù)Kw=1，整機(jī)穩(wěn)定性所限制的最大挖掘反力Wa4

由力矩平衡和圖9可得公式（4）

圖10 挖掘反力分析示意圖

將表2相關(guān)數(shù)據(jù)帶入公式（4）可得

對(duì)比（a），（b），（c），（d）4種限制情況下，求解出挖掘反力結(jié)果，應(yīng)該取其中最小值，即鏟斗油缸主動(dòng)工作限制的挖掘反力Wa3，那么豎直方向的挖掘反力：Wa=162.1kN

（2）軸向載荷Fa，徑向載荷Fr以及傾覆力矩M求解。

由圖1，通過受力分析和力矩平衡，可得如下公式：

公式（5）和（7）中的K為挖掘機(jī)工作條件系數(shù)，取1.5。

將表2相關(guān)數(shù)據(jù)帶入公式（5），（6），（7）可得：

軸向載荷Fa=576kN；

徑向載荷Fr=1.4kN；

傾覆力矩M=1755kN.m。

1.3.2 工況5載荷計(jì)算

如前文圖5所示，對(duì)于工況5而言，回轉(zhuǎn)支承受到的軸向載荷有上車自重（不含工作裝置），工作裝置自重（除了鏟斗和鏟斗內(nèi)物料外），鏟斗自重，鏟斗內(nèi)物料自重，動(dòng)臂加速提升時(shí)產(chǎn)生豎直方向慣性力，徑向載荷有動(dòng)臂加速提升時(shí)產(chǎn)生水平方向慣性力，回轉(zhuǎn)加速（減速）引起慣性力，齒輪嚙合力，各部件的離心力，風(fēng)載荷。以及這些載荷產(chǎn)生的傾覆力矩。

（1）繞回轉(zhuǎn)中心回轉(zhuǎn)加速度w1，由力矩平衡得：

將表2中數(shù)據(jù)帶入公式（8），可得：

（2）繞動(dòng)臂銷軸孔（即：鉸點(diǎn)a）回轉(zhuǎn)加速度w2，由力矩平衡得：

將表2中數(shù)據(jù)帶入公式（9），可得：

（3）加速回轉(zhuǎn)引起的各部件沿回轉(zhuǎn)方向的慣性力：

公式中，F(xiàn)y1～Fy4依次為加速回轉(zhuǎn)引起的上車，工作裝置，鏟斗，斗內(nèi)物料沿回轉(zhuǎn)方向的慣性力。

將前文計(jì)算結(jié)果及表2中數(shù)據(jù)帶入公式（10）～（13），可得：

4）各部件對(duì)回轉(zhuǎn)中心的離心力：

公式中，F(xiàn)x1～Fx4依次為上車，工作裝置，鏟斗，斗內(nèi)物料對(duì)回轉(zhuǎn)中心的離心力。

將前文計(jì)算結(jié)果及表2中數(shù)據(jù)帶入公式（14）～（17），可得：

（5）由動(dòng)臂加速提升引起各部件慣性力：

公式中，F(xiàn)g2～Fg3依次為由動(dòng)臂加速提升引起的工作裝置，鏟斗，斗內(nèi)物料慣性力。

將前文計(jì)算結(jié)果及表2中數(shù)據(jù)帶入公式（18）～（20），可得：

（6）齒輪嚙合力求解：

公式中，F(xiàn)c為齒輪嚙合力。將前文計(jì)算結(jié)果及表2中數(shù)據(jù)帶入公式（21），可得：Fc=253.4kN

（7）軸向載荷Fa：

將前文計(jì)算結(jié)果及表2中數(shù)據(jù)帶入公式（22），可得：Fa=602kN

公式中，F(xiàn)rx為徑向載荷Fr在X軸方向分力，F(xiàn)ry為徑向載荷Fr在Y軸方向分力。將前文計(jì)算結(jié)果及表2中數(shù)據(jù)帶入公式（23）～（26），可得：Fr=258kN

（9）傾覆力矩M

將前文計(jì)算結(jié)果及表2中數(shù)據(jù)帶入公式（27），可得：M=1418.4kN·m。

上述計(jì)算過程在需要進(jìn)一步驗(yàn)證姿態(tài)維持性。也就是說，各個(gè)油缸提供閉鎖力可否維持該姿態(tài)，以及該姿態(tài)下整機(jī)是否發(fā)生傾覆，是否穩(wěn)定，即：維持姿態(tài)力矩Mw（或穩(wěn)定力矩）與破壞姿態(tài)力矩（或傾覆力矩）Mp之比Kw是否大于1，由前文計(jì)算可知，繞動(dòng)臂銷軸孔回轉(zhuǎn)加速度w2大于0，可知?jiǎng)颖塾透组]鎖力足夠維持姿態(tài)，還需計(jì)算驗(yàn)證斗桿和鏟斗油缸閉鎖力可否維持該姿態(tài)以及該姿態(tài)下整機(jī)是否穩(wěn)定，其計(jì)算過程就不再贅述，只列出計(jì)算結(jié)果。表3所示。

表3 姿態(tài)維持性計(jì)算結(jié)果

1.3.3 載荷計(jì)算結(jié)果

工況1～工況6載荷計(jì)算結(jié)果匯總，如表4所示：

表4 載荷計(jì)算結(jié)果

2 選型計(jì)算

2.1 回轉(zhuǎn)支承初步確定

根據(jù)行業(yè)經(jīng)驗(yàn)結(jié)合國(guó)標(biāo)JB/T 2300-1999選定014.45.1800單排四點(diǎn)接觸球式回轉(zhuǎn)支承，參數(shù)如表5所示。

表5 回轉(zhuǎn)支承參數(shù)

2.2 回轉(zhuǎn)支承承載能力校核計(jì)算

對(duì)回轉(zhuǎn)支承承載能力校核［1］，一般先利用載荷疊加法計(jì)算其當(dāng)量負(fù)荷，并將當(dāng)量負(fù)荷與其負(fù)荷能力進(jìn)行比較，得出安全系數(shù)，最后查驗(yàn)安全系數(shù)是否在安全范圍內(nèi)：

對(duì)于4點(diǎn)接觸球式回轉(zhuǎn)支承其當(dāng)量負(fù)荷Cd：

式中，F(xiàn)a為作用在回轉(zhuǎn)支承上軸向載荷，kN；Fr為作用在回轉(zhuǎn)支承上徑向載荷，kN；M為作用在回轉(zhuǎn)支承上的總傾覆力矩，kN·m；

對(duì)于4點(diǎn)接觸球式回轉(zhuǎn)支承負(fù)荷能力Cd0：

式中，f0為回轉(zhuǎn)支承靜容量系數(shù)［1］，N·mm-2，由滾道表面硬度58HRC，可知f0取41；d0為滾動(dòng)體直徑，mm；z為滾動(dòng)體總數(shù)，α1為滾動(dòng)體與滾道的接觸角，°；

對(duì)于回轉(zhuǎn)支承的安全系數(shù)。

將表4中載荷計(jì)算結(jié)果以及表5參數(shù)帶入公式（27）～（29）可得如下：

表6 承載能力校核結(jié)果

由上表可知，所選回轉(zhuǎn)支承承載能力基本上可以滿足要求。

3 結(jié)束語(yǔ)

本文以某國(guó)產(chǎn)大型挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)支承為例，詳細(xì)地分析了其在6種典型工況下，受到的載荷情況，指出了載荷分析中需要注意的問題，最后，對(duì)回轉(zhuǎn)支承進(jìn)行了選型校核計(jì)算。本文為挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)支承載荷分析和選型計(jì)算，提供了理論指導(dǎo)和依據(jù)，對(duì)于挖掘機(jī)行業(yè)工程技術(shù)人員，具有一定參考實(shí)用價(jià)值。