挖掘机回转机构毕业设计

斗容 1m3挖掘机回转机构设计2015年6月摘要近年来，我国的基建工程有日益增多的趋势， 国家也要大力发展基建工程来拉动经济增长，而挖掘机作为土方施工必不可少的机械设备， 将在我国的基础设施建设方面发挥举足轻重的作用。挖掘机在进行作业时，其回转机构要承受轴向载荷，径向载荷，和倾覆力矩，对其刚度，强度与稳定性就有一定的要求。 所以，挖掘机的回转系统对保持挖掘机整体的稳定性方面有重要作用， 对挖掘机回转系统的研究有助于国家发展各种不同类型的挖掘机。针对斗容 1m3 挖掘机的回转系统，我进行了驱动方案分析，回转支承选型设计，回转速度控制及制动方案与制动器设计， 回转系统各部件的受力校核及选型，还采用了有限元方法来进行优化设计。国内的挖掘机厂商对国内市场的把握还不够大， 对挖掘机回转系统的不断优化对国内厂商制造更大更多类型的挖掘机有重要的意义。关键词：机械设备；挖掘机；回转机构设计；有限元第一章绪论1.1 液压挖掘机及其回转机构介绍液压挖掘机是一种多功能周期作业的土方机械,广泛应用于交通运输， 水利工程，矿山采掘和电力工程等机械施工中。它的工作过程先是以铲斗的切割刃切削土壤，装满后再提升、 回转至卸土位置， 把土卸空后铲斗再回原来位置开始下一次作业，如此循环。所以挖掘机对于对于减轻工人繁重的体力劳动，加快施工进度，提高施工机械化水平，促进各项建设事业的发展，都起着很大的作用。一台斗容 1m3 挖掘机每班的生产率基本上等于 300-400 个工人一天的工作量。 所以很有必要大力发展液压挖掘机， 提高其工作性能， 让其更好地提高生产率， 为国民建设与国民经济服务。挖掘机的回转系统由回转支承、回转机构、转台和液压回转系统等组成。回转支承的内外座圈间设有滚动体， 其底座跟带齿的内座之间用螺栓连接， 外座圈跟转台用螺栓连接。挖掘机工作装置上的各种载荷与力矩经过回转支承传给底架。回转机构的小齿轮既能绕自身自转又能绕转台中心公转， 带动转台绕底架回转，相当于行星机构。1.2 国内外发展概况工国外发达国家在挖掘机技术上一直处于领先优势，他们从20 世纪 80 年代就开始生产特大型挖掘机，例如，美国生产的斗容132m3的步行式拉铲挖掘机，斗容 50-150m3剥离用挖掘机； B-E（布比赛路斯 -伊利）公司生产的斗容量107m3的剥离用挖掘机， 斗容量 168.2m3的步行式拉铲挖掘机等。 从 20 世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向微型化、 多功能化、大型化、专用化和自动化的方向发展。国内的挖掘机生产商虽然要有很强的创新意识，并且要针对市场与用户的各种要求来开发出新一代挖掘机的变型产品（如高原型车、焊接车等），争取步入大型挖掘机市场，不能只依靠国外进口，把握市场方向。同时，国内的厂商要提高用户服务，树立良好的品牌形象，力求企业与用户实现双赢局面。只有这样，国内厂商才可能慢慢把失去的市场份额夺过来。1.3 本设计的目的和意义目前我国及发展中国家的基础工程建设相当多， 挖掘机的产销量很大。 作为工程机械应用专业的学生， 通过此设计，可以很全面地掌握挖掘机的构造和作业环境及要求；掌握产品设计思路与方法； 锻炼其综合运用机械类基础知识解决实际问题的能力和提高对计算机软件的应用水平；本设计要求完成上台车回转机构方案设计及结构设计。研究内容包括，驱动方案分析确定，传动设计，回转支承选型设计，回转速度控制及制动方案与制动器设计。1.3 研究的基本思路与采用的方法通过查阅相关资料进行回转马达与回转支承的选型，计算啮合齿轮参数，计算液压系统参数。结合三维建模及分析修改设计方案及结构参数；标准件或选用总成要完成选型匹配计算，写出具体的型号。生成二维设计图，按标准要求完成标注、打印出二维设计图；第二章 方案设计2.1 回转方案选择1）高速方案：采用高速液压马达，经过齿轮减速箱来带动小齿轮绕齿圈滚动，从而使平台回转。可以使用 4 种回转方案：1 一级正齿轮和一级行星齿轮传动2 两级行星齿轮传动3 两级正齿轮传动4 一级正齿轮和两级行星齿轮传动在高速轴上装了机械制动器，我国目前对一级行星齿轮传动和一级正齿轮和两级行星齿轮传动进行了系列化和专业化生产。方案优点：马达采用了高速马达，又加了齿轮减速机构，可靠性效率都比较高，同时又能降低成本缩小体积。设置了机械制动器，不需要背压补油，降低了油液发热与功率损失，可与轴向柱塞泵零件通用。2）低速方案：这种马达转速比较低，但扭矩比较大，带动小齿轮并让转台回转的时候，中间不用加减速器。这种方案采用的液压马达通常为静力平衡式，内曲线式和星型柱塞式等。 不用经过减速器驱动的回转机构多是内曲线式的，而且这种马达转速低，扭矩大。方案优点：这种马达传动比较简单，起动的时候制动性能也比较好，零件比较少，可靠性比较好，对油污的敏感性也比较小。为了经济性、可靠性和效率，选用了方案2。2.2 回转机构齿轮啮合方案的确定内齿式齿轮啮合结构紧凑能节省尺寸，受外部环境影响小。而外齿式齿轮啮合传动受外部环境影响比较大，比较浪费横向尺寸。 所以选用内齿式齿轮啮合传动。2.3 回转轴承选型（ 1）单排滚球式滚道端面中心 d 偏滚珠中心而且滚道是圆弧形曲面的，滚道半径R=0.52d，滚珠与滚道接触角 (水平线与作用力的夹角 )一般 45，所以可以传各种方向的轴向、径向载荷与倾覆力矩。（ 2）双排滚球式它的滚珠分了 2 排，下排比上排收到的载荷小，所以下排滚珠比较小。接触角 (水平线与作用力的夹角 )=90，所以能承受很大的轴向载荷与倾覆力矩。（ 3）交叉滚柱式滚动体做成了圆锥或圆柱形，接触角常为45，相邻滚珠轴线交叉排列，滚道做成平面的，可以传递各种方向的载荷与力矩。（ 4）组合滚子式跟双排滚珠式类似，带第三排滚珠直于上、下两排滚柱，能传递径向载荷。主要用在直径与受到的载荷都比较大的大型的液压挖掘机上。现实应用最广泛的是上述（1）（ 2）（ 3） 3 种。纵观液压挖掘机回转支承发展历程，开始采用的双排异径球式，后来发展成用单排交叉滚柱式， 近来单排四点接触球式得到了迅速的发展。 对比这三种回转支承，单排四点接触球式的全部滚动体都能同时分担载荷， 而另外两种只有一般滚动体可以承受载荷，所以其静容量远超另外两种。综合以上结论， 此次的液压挖掘机回转轴承的选型选用单排四点接触球式滚动轴承式，2.4 滚动轴承式回转支承的系列标准及其具体选型滚动轴承式回转支承，不少国家已有系列标准，由专门的轴承厂制造，主机成更具用途选用即可。我国制定的滚动支撑系列标准分两大类，六种结构形式，四十种规格。第一类或称第一系列为接触角45o ，滚柱按 1：1 排列的交叉滚柱式回转支承，以代号“ HJ”表示。第二类或称为第二系列为接触角45o 的四点接触球式回转支承， 以代号“HS”表示。每一类按座圈不带齿（代号“B”），带外齿（代号“ W”）和带内齿（代号“ N”）的不同分为三种结构形式。每一类按滚道中心直径的大小分为二十种规格。例如 HJN-2820表示滚道中心直径 D0 2820mm ，具有内齿机构形式的交叉滚柱式回转支承。我国指定的滚动轴承职称系列标准有一下特点：1. 尺寸参数比较齐全（滚道中心直径范围是 625 4540mm），符合主机系列，可满足发展需要；2. 两种系列的安装尺寸，毛胚尺寸完全相同，可以互换：3. 齿轮有两种模数以满足不同的主机需要， 内外齿的原始齿形均为标准型 （即压力角020o ，齿顶高系数f01，齿顶间隙系数 C00.25 ）. 为了减少小齿轮齿数，提高其承载能力，改善传动性能，内齿式采用高度变位（变位系数 +0.35 ），外齿式采用角度变位（当大齿圈齿数为 95 116 时变位系数取 +1.0 ；当齿数为117 136 时取 +1.15 ；当齿数等于和大于137 时取 +1.4 ）4. 滚动体材料为GCr15及 GCr15SiMn,表面硬度为 HRC6155. 座圈材料为50Mn,50SiMn，5CrMnMo 等，滚道表面硬度为HRC5565，硬化层深度为35mm.参考单斗液压挖掘机表3-2 滚动轴承式回转支承参数系列，初步选取四点接触球式滚动回转支承HSN880 系列，其基本技术参数如下:滚道中心直径：D 0880mm外形尺寸：D1000mmd 760mm H95mm h12.5mm安装尺寸：Du956mmDn800mmn2420mm内齿参数：De718.18 mmdf728mmm10mmZ2 18x10.35L70mm四点接触球式滚动回转支承滚球尺寸：d040mmC 0 a2160kN接触角45图 2.1 回转支承2.5 主要性能参数斗容量1M3整机使用质量（含配重）30000其中预估： 上车19900下车9100柴油机型号SAA6D102E-2额定功率125/2100行驶速度范围 :低速范围高速范围最大爬坡角轨距每侧履带接地尺寸运输工况外形尺寸VV352380 mm(长宽)( 长宽高 )I =0 3.1 km/h=05.5 km/ho6470 2980 mm9865 2980 3015液压系统参数 :铲斗油缸 - 个数缸径行程 (mm) 130102090回转液压回路 (Mpa) 28.4控制液压回路 (Mpa) 3.2先导油路斗杆油缸 - 个数缸径行程 (mm) 1401635100 动臂油缸 - 个数缸径行程 (mm) 130133590行走液压回路 (Mpa) 37.3主泵最大流量 (L/min) 439第三章结构设计3.1 回转支承的受力分析决定回转支承寿命的主要是静容量，因为其常在低速大负荷下运转。为了研究滚动轴承式回转支承的受力状态，求出滚动体受的最大作用力，以便与验算滚道与滚动体间的接触强度。回转支撑的座圈是一个多支点弹性体,主要以滚动体为支点，承受着倾覆力矩 M 径向载荷 Fr 以及轴向载荷 Fa 的共同作用。设内座圈与底架固定，外座圈与转台固定，转台经外座圈，滚动体，内座圈到底架是力的传递路线，如下图 2.3 所示。图 3.1 回转支承受力简图内外座圈间的内力分布跟制造方法有关，为了计算的简化，假设：受力变形只发生在滚动体与滚道接触处，内外座圈为绝对刚体； 滚道与滚动体接触良好，无加工误差，无径向间隙和轴向间隙。用在滚动体上的轴向、 径向载荷与倾覆力矩的叠加内力进行计算， 经过分析后得出挖掘机在直立状态下受到的载荷为最大。总轴向力 V=23KN径向力的分析包括了小齿轮与齿圈间啮合力P啮 和风力P风 和惯性作用下产生的离心力 P离P啮3M 额143KNiD cosP风CKhq F 520公斤5.2KN其中 C风载体型系数取0.7Kh高度休整系数取1q风压值取 25 公斤 /m2F迎风面P离 按照外倾 5来进行计算 :G i L i n 2P离=90024（）9002.5106 4.1 20 5 1 0.97 22 4.12 3 2.7 0.6 2.3 1.2 1.21 4 0.61 / 1.37KN所以 H总 = P啮 + P风 + P离 5.2+1.37+4350KN各力对回转中心取距的倾斜力矩M 为MG i L i离风i R i 391KN.mP i hiF3.2 静载系数的确定一般用回转支承的静、动容量来决定回转支承的负荷能力，动容量指回转支承回转 100 万转不会疲劳破坏出现裂纹的能力， 而静容量指回转支承的滚动体与滚道接触处在静负荷的作用下的永久变形量之和到了滚动体直径的万分之一但不影响回转支承正常运转的能力。挖掘机回转速度比较低，所以只需要计算其回转支承的静容量。这种回转支承的承载角 45o ，其静态参照载荷计算可以参照以下公式：Fa=（Fa +2 Fr）Fs 258t其中 Fa轴向力Fr径向力Fs静载系数取1.254M =M F s 7910 NmM 倾斜力矩计算安全系数 :轴向 E 额定静负荷容量为 :Coa=3000KN4.5MGp2.5Hp sin r当量轴向载荷 :Cp= Dcos r 2296KN所以f sCoa 1.31Cp查挖掘机设计手册知 ,安全系数在 1.201.35之间符合设计要求3.3 回转支承的选型经过计 算 初步 选择 支承 ： QNA1600-40 内 啮合 式的 , 模 数 m=12, 齿数 z=116,D 内圈 =1600, D外圈 =1744，N 表示内齿式， 40 表示滚球直径， 1600 代表它的回转滚道中心直径为1600mm。JB2300-84 给出了所选支承的承载曲线图，图中标出了（ Fa， M ）坐标，并且在静态承载力曲线下面。所以，选择的支承型号符合要求。m.M矩力覆倾轴向力图 3.1 QNA1600-40 承载曲线图确定滚动体的数目： Z=D /d-0.51273.4 最大接触应力校核滚动体所受载荷分别为：Pv=V/z 5KNPhmax=KH/iz 1.86KN(i=1)Pmmax=KM/zD 6.8KN该支承滚珠接触角为45 度，承受的最大等效载荷为：Nmax= Pv/sin+ Phmax/cos+ Pmmax/ sin 75KN 1928 公斤最大接触点应力：点 max40003N maxr换 210000公斤 / 厘米 2式中： Nmax 最大的正应力；r换接触处的换算曲率半径；142cos1其中： r换dDd cosr 0.09查设计手册可知当 HB300时 max 24000 3000 校核成立。3.5 支撑连接螺栓强度计算（ 1）连接螺栓的最大工作载荷P0 计算P0=4M/nD+F a/n式中M 倾覆力矩，根据前面计算得M=628KN.mFa轴向力，根据前面计算得Fa =560KND螺栓分布圆直径，根据回转支承型号查得D=1540mmn螺栓分布的个数，根据回转支承型号查得n=40故P0=4M/nD+F a/n=28.79KN（ 2） 连接螺栓预紧力的计算为防止座圈与支撑面之间存在间隙，提高连接螺栓疲劳强度，通常都设置较大的预紧力，其大小如下：Py=ky P0 （1-）其中工作载荷分配系数，对于不用弹簧垫圈的高强度螺栓通常取0.25ky接合面紧密性安全系数，一般取ky1.52.0，在此取 2故Pyy0（）=kP1-=43.19KN螺栓上的预紧应力y=10 Py F1其中 F1螺纹根部的断面积。F1= d2 4=0.252 4=0.05N故y=10 Py F1= 1015.9 1000/0.05=3Mpa螺栓的预紧应力通常是 y 0.5 0.7s，其中 s为螺栓的屈服极限查得螺栓的屈服极限 s为 15Mpa，故符合预紧力要求。（ 3）螺栓最大计算载荷Pj= pypgx 50.4KN（ 4） 螺栓强度计算ntsntsp j / F1 1.21.5p j / F1 3.35静强度安全系数：计算疲劳强度安全系数： n1R / a23计算 n1R /a 5.63.6 回转齿轮强度校核挖掘机转台转速比较低，传动比比较大，其回转齿轮为开式，其主要破坏形式为疲劳弯曲破坏，所以只需要对驱动小齿轮做弯曲强度计算。计算最大弯曲应根据力F max直齿圆柱齿轮齿根弯曲应力计算公式即F max= MPU q 103（）WbmeMPaPU 运转中出现在分度圆上最大圆周啮合力（KN）P2M U2 1.550KNU=0.005 12mZM U 油马达驱动机构的额定输出扭矩，M U =1.5KN.mm齿轮模数， m=5mmZ小齿轮齿数， Z=12q齿形系数。根据齿数Z=12，变位系数 X=+0.15，由曲线图查得q=3b齿宽， b=45mme影响载荷系数，取e=1.25将上述参数代入 3-6 式得：F max =MPU q 103503 103W=0.0450.005533MPabme1.25齿根疲劳极限应力Flin ：Flin=Flinb * Yn * Yx/ Ysr * SF min（MPa）（ 3.7）式中 YN 寿命系数，由寿命系数图查得： YN =1.9SF min 弯曲强度最小安全系数，由表查得：SF min =1.5YX 尺寸系数，由尺寸系数图查得： YX =1Ysr 相对应力集中系数，由系数图查得： Ysr=0.88由 2-7 式计算得：Flin =5251.9 1/0.88 1.5=755.67MPa计算结果表明：F maxFlin ，齿根抗弯强度足够。3.7 回转轴承齿轮设计3.7.1 参数选择回转机构速度不是很快， 其冲击很轻微，取 7 级的精度，采用软 -软齿面组合。查表选择小齿轮的材料为调质处理过的40Cr 钢，硬度 241286HBS;大齿轮选择调质处理过的材料为 ZG42SiMn 铸钢，硬度 190240 HBS；粗选取 Z1 =127， Z 2 =117（参考已有的产品） iZ 21179.75Z112由表取齿宽系数d =0.6，按软齿面齿轮对称安装。3.7.2 齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度的计算公式(1) 初选载荷系数，计算名义转矩T1 =3000 NM由表查得使用系数K A=1.75 。由图试取动载荷系数Kv=1.18。由表，按齿轮在两轴承中间对称布置，7 级精度，初取 KH =1.3 。由表按齿面未硬化，直齿轮， 7 级精度，初取 KH=1.3 。(2)初选系数和参数因选用标准齿轮， 初选重合度系数 Z =0.9，节点区域系数 ZH =2.5，查手册确定弹性系数 ZE=188.9。齿面接触许用应力查手册可知：齿轮材料接触疲劳极限应力 Hlim1 =800MPa， Hlim2 =560MPa 。小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数查手册可知：接触疲劳强度寿命系数ZN（允许有一定量点蚀）为：ZN1=0.95，ZN2=1.03。查手册取安全系数SH =1。(3) 齿轮分度圆直径等主要几何尺寸的计算322.9531069.751（188.90.92148.67mmd10.69.75576.8） mmb=d d1 =0.4148.67=60mm取小齿轮与大齿轮的宽度b1 =85mm， b2 =80mmb185m12d Z10.6 12取 m=12中心距am( z2z1 ) / 2630mm分度圆直径d1mz1144mm， d 2mz21404mm基圆直径db1d1 cos135.32mm， db 2d2 cos1319.32mm齿顶圆直径d a1d12m(hx)173.93mm， d a 2d22h(mx)1385mm齿根圆直径d f 1d12m(hc)118.8mm， d f 2d 22m( hc)1440mm重合度1 arccos(db1 / d a1 )38.92，2 arccos(db 2 / da2 ) 17.69z1 (tan a1tan a) z2(tan a2tan a)1.692(4) 由计算结果来校核前面得假设正确与否Ft2T123106d141667N144查手册得合理，取因 d =0.6， b=200， 7 级精度，对称布置，查手册得。计算载荷系数按，查手册查得。标准齿轮，节点区域系数。齿面接触疲劳强度校核hZe Z h Z s2.935466679.75 1Mpa 550.6Mpa hp =576.8Mpa8501449.75所以齿面接触疲劳强度是安全的。3.7.3 校核齿根弯曲疲劳强度其计算公式为(1) 确定载荷系数查手册 kF1.33。则(2)确定参数经过查手册，小齿轮齿形系数，大齿轮齿形系数。查手 册可 知；小齿轮应力修正系数，大齿轮应力修正系数；重合度系数。(3) 确定弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳许用应力查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力，。查得计算弯曲疲劳强度的寿命系数：，；取应力修正系数；查手册查得尺寸系数，安全系数。(4) 校核齿轮弯曲疲劳强度比较按大齿轮来校核弯曲疲劳强度足够。3.8 转台运动分析图 3.2 转台运动特性3.8.1起动加速过程图 3.3 起动泵时 w 与 t 关系图 3.4 泵起动时转角与 t 关系在考虑启动阶段的回转阻力时，忽略风与在倾斜度比较大的坡道上作业的影响，摩擦阻力矩比较小， 占不到总起动力矩的百分之五， 所以可以忽略而只考虑惯性阻力矩。假定起动力矩在起动的时候一直不变：M S常数（ rad/s）（ 3-1）J根据式 3-1 和图 3.3 的坐标系建立角速度x 对时间 t 的微分方程dxdt其通解 xtC当 t 0 时 ,x0，解得 C 0固特解xM Sk ?t(3-2)J当 t tQ 时xQ即QM S k ?tQ( rad/s)(3-3)J或tQJ( s )（3-4）? QM Sk根据式 3-2 和图 3.4 的坐标系建立较x 对时间 t 的微分方程d xxM Sk ? tdtJ其通解xM Sk ? t2C2J当 t 0 时， x0，解得 C0固特解xM S k ?t 22J当 t tQ 时，xQ即QM S k ?tQ2J2Q （rad） (6-5)2J2M S k起动过程所耗功A M S k ? Q1 ? J2起动过程所耗功率2Q(6-6)N M S k ? Q (W)(6-7)式中：J 满斗回转时的转动惯量（ kgm2）Q 、 Q 、 tQ 分别是满斗回转时转台的转台角速度（rad/s）、转台角（ rad）、起动时间（ s）3.8.2 制动减速过程图 3.5 表示采用液压制动的转台进行液压制动时制动力矩的变化。这时，通液压泵与油箱的油路被断开，油压开始呈升高的趋势，转台产生的惯性导致马达的作用变为了泵的作用，如果压力低于制动阀调定的压力，马达就开始制动。在考虑制动阶段的回转阻力时，忽略风与在倾斜度比较大的坡道上作业的影响，摩擦阻力矩比较小， 占不到总起动力矩的百分之五，所以可以忽略而只考虑惯性阻力矩。假定制动力矩在制动的时候一直不变：BM B k常数（ rad/s2 ）（3-8）J图 3.5 实测下转台的制动力矩变化图 3.6制动时 w 与 t 关系根据式 3-8和图 3.6 的坐标系建立角速度B 对时间 t B 的微分方程dBM B kdtJ其通解BM Bk ?tB CJ当 tBtZ 时B0 解得CM B k ? tZM B k ? tBJ固特解Bt B(rad/s) (3-9)J当 tB0时，BQ即QM B k ?t B(rad/s)(3-10)J或tZJ Q(s)(3-11)M Bk令 CM B则M StZJ Q(s)(3-12)M S kC根据式 3-9 和图 3.7 的坐标系建立转角B 对制动时间 t B 的微分方程d BM B k (tZ tB )dtJ其通解BM B k (t ZtB ) 2C2J当 tB0 时B0解得CM Bk ? t 2Z2JM B k (tZM Bk ?t 2故特解BtB ) 2Z2J2J图 3.7转台制动时转角与 t 关系当 tBtZ 时BZ即ZM B k ?t 2Z (rad)(3-13)2JJ 2Q(rad)(3-14)2M BkJ2 Q(rad)（3-15）2M SkC3.8.3 匀速过程转台转的时间比较长，转角比较大时可能会出现匀速过程，设为转台只朝一个方向回转时转角，y 为匀速阶段的转角，t y 为匀速回转过程的时间，则( QJ21 ) （3-16）yZ )Q ( 12M S kCkJ21 )Q ( 1t yY2M S kCk（ 3-17）QQ3.8.4空斗时转台返回过程对于空斗返回的过程，上面的公式虽然是在满斗回转状态下导出的，只要将满斗时转台的转动惯量J 换为 J0 并选取不同的Q ，就可以沿用上述公式。(一) 对于用三角形速度图J02max(3-18)Q2M S kJ02max(3-19)Z2M B ktQJ0max(3-20)M SktZJ0max(3-21)M S kC(二) 对于梯形速度图J02Q(3-22)Q2M SkJ0211Q(3-23)y2M S()kCkJ02Q(3-24)Z2M B ktQJ0Q(3-25)M S kJ0211Q()t y2M SkCk(3-26)QtZJ0Q(3-27)M SkC通过以上的计算分析，我们的出了回转平台在转动过程中的转动角度、角加速度、转动时间等一系列转动参数的计算公式，这为后面我们得出具体的数据奠定了基础。3.9 转台最佳速度的分析计算为了确定转台的最佳转速，我们就需要知道确定最佳转速的原则，那就是在经常使用的转角范围之内，在角加速度和回转力矩不超过允许值的情况下，应尽可能缩短回转时间。另外，最佳转速也与转台速度的图是什么有关。一般常用具有匀速运动阶段的梯形速度图和无匀速运动阶段的三角形速度图推导转台最佳转速的计算公式。下面我就这两种不同形式的速度图加以具体介绍：3.9.1具有匀速运动阶段的梯形速度图的转台计算分析回转循环时间：T (tQtQ )(t yt y )(tZtZ )2J0(1)2Q(11J 0(1) Q2M S)J0 (1) Qk CkM SkQM SkCJ0(1 )Q11)2(s)(3-28)2M S(CkkQdTJ0 (1) 1120d Q2M S(Ck)kQ所以，Qmax4M S(rad / s)(3-29)( 1J 0(11 )kCk又已知Q? n ，?，所以代入上式中可得30180nnmax6.37 M S(r / min)(3-30)( 1J0(11 )kCk又NM S kQ (KW)1000 0所以，M S1000N0()kN ? mQ将上式代入 6-28 中可得，J0(1 )2QT1000N20112()kCkQJ0 (1)2Q1)2（3-31）2000N(1( s)0CQdT2J0(1 )Q(1120d Q2000N 0)2CQ所以，Qmax2000N0(rad / s) （3-32）13J0 (1)(1)C再将 Q? n ，?代入上式中，30180nnmax3.1211000 N 0(r / min)(3-33)31 )J0 (1)(1C式中： N 回转机构所需液压功率（ KW ）0 回转机构总效率； 1 ?2 ?3 ，其中1 为回转支承效率；2 为减速器效率；3 为液压马达效率（包括容积效率和机械效率）；(这里我们取 10.95 ， 20.95 ， 3 0.95 )J1.6 1.8, 这里取为 1.78；J0、 0 转角， 的单位为弧度， 0 的单位为度。3.9.2具有无匀速运动阶段三角形速度图的转台最佳速度计算分析对于定量泵驱动空斗单向回转转角J0 max11（rad ） (3-34)QZ2M S()kCk所以，max2M S(rad )(3-35)11J 0 ( kCk )或， nmax3.19M S（ r / min)(3-35)J0( 11 )kCk以 M S1000 N0 代入式 6-34中得kmaxJ031max(3-36)2000N 0(1 )C所以，max2000N0 (rad/s)（）316-37J0(1)C或， nmax1000N0（ 3-38）3.121（r / min)3J0(11 )C在这种情况下，我们知道QZQZ211J 0211即J0 Q)max)2M S(Ck2M S(Ckkk所以，Qmax (rad/)（3-39）s回转循环时间T tQt Z tQtZJ QJ QJ0 maxJ0 maxMSK MSKC MSK MSKC(11 )(1) ? J0 max(s)（ 3-40 ）CM Sk至此，分别用具有匀速阶段的梯形图和没有匀速阶段的三角形图的最佳转速的计算分析我们已经全部完成了，用正确的运用上述公式代入相关的数据，即可得到我们所需要的参数。3.10 回转机构的参数选择计算转台最佳转速的时候， 要先做好回转机构的运动特性分析，确定转台的转动惯量，转角范围与起动、制动力矩等参数。3.10.1 转动惯量的计算对于反铲的方式，由经验公式得:5满斗回转时： J128G35空斗回转时： J072G 3由设计任务书我们知道， G 10t代入上式可得：满斗回转时： J59412.3 Nms 2空斗回转时： J033419.4 Nm s 2所以，J1.78 ,式中 G单斗液压挖掘机的整机重量（t）.J 03.10.2 回转所需起动力矩和制动力矩估算行走系统跟地面摩擦产生的力矩M 应该超过回转最大启动与制动力矩。当机械制动时可取 M B0.8 0.9M，仅靠液压制动时可取 M B0.5 0.7M 。MB 为作用在转台上的最大制动力矩。行走系统与地面摩擦产生的力矩可按下面公式计算：44M4910 G 349100.5 10 352891.371 (N m)式中： G挖掘机总重（ t）.附着系数，对平履带板取0.3，对带筋履带板取 0.5由于本设计采用的是机械制动。所以 MBM0.8552783.6844866.130.85(Nm)对于机械制动，一般取C1.6，因为CM B， 所 以