反铲式单斗液压挖掘机研究毕业论文
1绪论
1.1课题背景及目的
挖掘机在国民经济建设的许多行业被广泛地采用，如工业与民用建筑、交通运输、水利电气工程、农田改造、矿山采掘以及现代化军事工程等等行业的机械化施工中。据统计，一般工程施工中约有60%的土方量、露天矿山中80%的剥离量和采掘量是用挖掘机完成的。
随着我国基础设施建设的深入和在建设中挖掘机的广泛应用，挖掘机市场有着广阔的发展空间，因此发展满足我国国情所需要的挖掘机是十分必要的。而工作装置和回转机构作为挖掘机的重要组成部分，对其研究和控制是对整机开发的基础。
反铲式单斗液压挖掘机工作装置是一个较复杂的空间机构，国内外对其运动分析、机构和结构参数优化设计方面都作了较深入的研究，具体的设计特别是中型挖掘机的设计已经趋于成熟。而关于反铲式单斗液压挖掘机的相关文献也很多，这些文献从不同侧面对工作装置的设计进行了论述。而笔者的设计知识和水平还只是一个学步的孩子，进行本课题的设计是为对挖掘机的工作装置设计有一些大体的认识，巩固所学的知识和提高设计能力。
1.2国内外研究状况
当前，国际上挖掘机的生产正向大型化、微型化、多能化和专用化的方向发展。国外挖掘机行业重视采用新技术、新工艺、新结构和新材料，加快了向标准化、系列化、通用化发展的步伐。我国己经形成了挖掘机的系列化生产，近年来还开发了许多新产品，引进了国外的一些先进的生产率较高的挖掘机型号[1]。
由于使用性能、技术指标和经济指标上的优越，世界上许多国家，特别是工业发达国家，都在大力发展单斗液压挖掘机。目前，单斗液压挖掘机的发展着眼于动力和传动系统的改进以达到高效节能;应用范围不断扩大，成本不断降低，向标准化、模块化发展，以提高零部件、配件的可靠性，从而保证整机的可靠性;电子计算机监测与控制，实现机电一体化;提高机械作业性能，降低噪音，减少停机维修时间，提高适应能力，消除公害，纵观未来，单斗液压挖掘机有以下的趋势: （1）向大型化发展的同时向微型化发展。
（2）更为普遍地采用节能技术。
（3）不断提高可靠性和使用寿命。
（4）工作装置结构不断改进，工作范围不断扩大。
（5）由内燃机驱动向电力驱动发展。
（6）液压系统不断改进，液压元件不断更新。
（7）应用微电子、气、液等机电一体化综合技术。
（8）增大铲斗容量，加大功率，提高生产效率。
（9）人机工程学在设计中的充分利用。
1.3 论文构成及研究内容
本论文主要对液压回转机构设计和由动臂、斗杆、铲斗组成挖掘机工作装置进行计算，运动分析。具体内容包括以下五部分:
(1) 液压挖掘机工作装置的总体设计。
(2) 液压挖掘机挖掘机的工作装置的机构运动学分析。
(3) 液压挖掘机工作装置各部分的基本尺寸的计算。
(4) 回转机构的设计
(5) 液压系统原理的设计。
2工作装置总体设计
2.1 工作装置构成
1-斗杆油缸；2- 动臂； 3-油管； 4-动臂油缸； 5-铲斗； 6-斗齿； 7-侧板；
8-连杆； 9-曲柄： 10-铲斗油缸； 11-斗杆.
图2-1 工作装置组成图
图2-1为液压挖掘机工作装置基本组成及传动示意图，如图所示反铲工作装置由铲斗5、连杆9、斗杆11、动臂2、相应的三组液压缸1, 4,10等组成。动臂下铰点铰接在转台上，通过动臂缸的伸缩，使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰点转动。依靠斗杆缸使斗杆绕动臂的上铰点转动，而铲斗铰接于斗杆前端，通过铲斗缸和连杆则使铲斗绕斗杆前铰点转动。
挖掘作业时，接通回转马达、转动转台，使工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸小腔进油使液压缸回缩，动臂下降至铲斗触地后再操纵斗杆缸或铲斗缸，液压缸大腔进油而伸长，使铲斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，铲斗缸和斗杆缸停动并操纵动臂缸大腔进油，使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到卸载位置，再操纵铲斗缸或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸土。卸完后，工作装置再转至挖掘位置进行第二次挖掘循环。
在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的。上述过程仅为一般的理想过程。
挖掘机工作装置的大臂与斗杆是变截面的箱梁结构，铲斗是由厚度很薄的钢
板焊接而成。各油缸可看作是只承受拉压载荷的杆。根据以上特征，可以对工作装置进行适当简化处理[3]。则可知单斗液压挖掘机的工作装置可以看成是由动臂、斗杆、铲斗、动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸及连杆机构组成的具有三自由度的六杆机构，处理的具体简图如2-2所示。进一步简化得图如2-3所示。
图2-2 工作装置结构简图
1-铲斗；2-连杆；3-斗杆；4-动臂；5-铲斗油缸；6-斗杆油缸
图2-3 工作装置结构简化图
挖掘机的工作装置经上面的简化后实质是一组平面连杆机构，自由度是3，即
工作装置的几何位置由动臂油缸长度L1、斗杆油缸长度L2、铲斗油缸长度L3决定，当L1、L2、L3为某一确定的值时，工作装置的位置也就能够确定。
2.2 动臂及斗杆的结构形式
动臂采用整体式弯动臂，这种结构形式在中型挖掘机中应用较为广泛。其结构简单、价廉，刚度相同时结构重量较组合式动臂轻，且有利于得到较大的挖掘深度。
斗杆也有整体式和组合式两种，大多数挖掘机采用整体式斗杆。在本设计中由于不需要调节斗杆的长度，故也采用整体式斗杆。
2.3 动臂油缸与铲斗油缸的布置
动臂油缸装在动臂的前下方，动臂的下支承点（即动臂与转台的铰点）设在转台回转中心之前并稍高于转台平面，这样的布置有利于反铲的挖掘深度。油缸活塞杆端部与动臂的铰点设在动臂箱体的中间，这样虽然削弱了动臂的结构强度，但不影响动臂的下降幅度。并且布置中，动臂油缸在动臂的两侧各装一只，这样的双动臂在结构上起到加强筋的作用，以弥补前面的不足。具体结构如图2-4所示。
1 2
1-动臂； 2=动臂油缸
图2-4 动臂油缸铰接示意图
2.4 铲斗与铲斗油缸的连接方式
本方案中采用六连杆的布置方式，相比四连杆布置方式而言在相同的铲斗油缸行程下能得到较大的铲斗转角，改善了机构的传动特性。该布置中1杆与2杆的铰接位置虽然使铲斗的转角减少但保证能得到足够大的铲斗平均挖掘力。如图2-5所示。
1-斗杆； 2-连杆机构； 3-铲斗 图2-5 铲斗连接布置示意图
2.5 铲斗的结构选择
铲斗结构形状和参数的合理选择对挖掘机的作业效果影响很大，其应满足以
下的要求[1]：
（1） 有利于物料的自由流动。铲斗内壁不宜设置横向凸缘、棱角等。斗底
的纵向剖面形状要适合于各种物料的运动规律。
（2） 要使物料易于卸尽。
（3） 为使装进铲斗的物料不易于卸出，铲斗的宽度与物料的粒径之比应大
于4，大于50时，颗粒尺寸不考虑，视物料为均质。
综上考虑，选用中型挖掘机常用的铲斗结构，基本结构如图2-6所示。
图2-6 铲斗
斗齿的安装连接采用橡胶卡销式，结构示意图如2-7所示。
3
2 3
1-卡销；2 –橡胶卡销；3 –齿座； 4–斗齿
图2-7 卡销式斗齿结构示意图
2.6 原始几何参数的确定
（1）动臂与斗杆的长度比K
1
由于所设计的挖机适用性较强，一般不替换工作装置，故取中间比例方案，K1
=1.8，即l1/l2=1.8。
取在1.5～2.0之间，初步选取K
1
（2）铲斗斗容与主参数的选择
斗容在任务书中已经给出：q =2m3
按经验公式和比拟法初选：斗宽b=1.8m
3 工作装置运动学分析
3.1 动臂运动分析
:min 1L 动臂油缸的最短长度；:max 1L 动臂油缸的伸出的最大长度；
A ：动臂油缸的下铰点；
B ：动臂油缸的上铰点；
C ：动臂的下铰点.
图3-1 动臂摆角范围计算简图
φ1是L1的函数。动臂上任意一点在任一时刻也都是L 1的函数。如图3-1所
示，图中:min 1L 动臂油缸的最短长度；:max 1L 动臂油缸的伸出的最大长度；:min 1θ动
臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；:max 1θ动臂油缸两铰点分别与
动臂下铰点连线夹角的最大值；A ：动臂油缸的下铰点；B ：动臂油缸的上铰点；C ：
动臂的下铰点。
则有：
在三角形ABC 中：
L 12 = l 72+l 52-2l 7l 5 COSθ1
θ1 = COS -1[（l 72+l 52- L 12）/2×l 7×l 5] (3-1)
在三角形BCF 中：
L222 = l72+l12-2×COSα20×l7×l1
α20 = COS-1[（l72+ l12- L222）/2×l7×l1] (3-2) 由图3-3所示的几何关系，可得到α21的表达式：
α21=α20+α11-θ1 (3-3) 当F点在水平线CU之下时α21为负，否则为正。
F点的坐标为
X F = l30+l1×cosα21
Y F=l30+l1×Sinα21 (3-4) C点的坐标为
X C = X A+l5×COSα11 = l30
Y C=Y A+l5×Sinα11 (3-5) 动臂油缸的力臂e1
e1=l5×Sin∠CAB (3-6) 显然动臂油缸的最大作用力臂e1max= l5，又令ρ = l1min/ l5,δ = l7/ l5。这时
L1 = Sqr（l72-l52）= l5 × Sqr（δ2-1）
θ1=cos-11/δ (3-7) 3.2 斗杆的运动分析
如下图3-2所示，D点为斗杆油缸与动臂的铰点点，F点为动臂与斗杆的铰点，E点为斗杆油缸与斗杆的铰点。斗杆的位置参数是l2，这里只讨论斗杆相对于动臂的运动，即只考虑L2的影响。
D-斗杆油缸与动臂的铰点点；F-动臂与斗杆的铰点；
E-斗杆油缸与斗杆的铰点；θ斗杆摆角.
图3-2 斗杆机构摆角计算简图
在三角形DEF中
L22 = l82+ l92-2×COSθ2×l8×l9
θ2 = COS-1[（L22- l82-l92）/2×l8×l9] (3-8)由上图的几何关系知
φ2max=θ2 max-θ2min (3-9)则斗杆的作用力臂
e2=l9∠DEF (3-10)显然斗杆的最大作用力臂e2max = l9，此时θ2 = COS-1（l9/l8），L2 =sqr（l82-l92）3. 3 铲斗的运动分析
铲斗相对于XOY坐标系的运动是L1、L2、L3的函数，现讨论铲斗相对于斗杆的运动，如图3-5所示，G点为铲斗油缸与斗杆的铰点，F点为斗杆与动臂的铰点Q点为铲斗与斗杆的铰点，v点为铲斗的斗齿尖点，K点为连杆与铲斗的饺点，N点为曲柄与斗杆的铰点，M点为铲斗油缸与曲柄的铰点，H点为曲柄与连杆的铰点[1]。
（1）铲斗连杆机构传动比i
利用图3-3，可以知道求得以下的参数：
在三角形HGN中
α22 = ∠HNG = COS-1[（l152+l142-L32）/2×l15×l14]
α30 = ∠HGN = COS-1[（L32+ l152- l142）/2×L3×l14]
α32=∠HNG = π - ∠MNG - ∠MGN =π -α22-α30 (3-11)在三角形HNQ中
L272 = l132 + l212 + 2×COSα23×l13×l21
∠NHQ = COS-1[（l212+l142- L272）/2×l21×l14] (3-12) 在三角形QHK中
α27 = ∠QHK= COS-1[（l292+l272-L242）/2×l29×l27] (3-13) 在四边形KHQN中
∠NHK=∠NHQ+∠QHK (3-14) 铲斗油缸对N点的作用力臂r1
r1=l13×Sinα32 (3-15)连杆HK对N点的作用力臂r2
r2=l13×Sin∠NHK (3-16) 而由r3 = l24，r4 = l3有[3]
连杆机构的总传动比
i = （r1×r3）/（r2×r4） (3-17)
显然3-17式中可知，i是铲斗油缸长度L2的函数，用L2min代入可得初传动比i0，L2max代入可得终传动比i z。
（2）铲斗相对于斗杆的摆角φ3
铲斗的瞬时位置转角为
φ3=α7+α24+α26+α10 (3-18)其中，在三角形NFQ中
α7 = ∠NQF= COS-1[（l212+l22- l162）/2×l21×l2] (3-19) α10暂时未定，其在后面的设计中可以得到。
当铲斗油缸长度L3分别取L3max和L3min时，可分别求得铲斗的最大和最小转角θ3max和θ3min，于是得铲斗的瞬间转角:
υ3 = θ3-θ3min (3-20) 铲斗的摆角范围: υ3 = θ3max-θ3min (3-21)
图3-3 铲斗连杆机构传动比计算简图
（3）斗齿尖运动分析
见图3-4所示，斗齿尖V点的坐标值X V和Y V，是L1、L2、L3的函数只要推导出X V和Y V的函数表达式，那么整机作业范围就可以确定，现推导如下: 由F点知：
α32=∠CFQ= π –α3-α4-α6-θ2 (3-22)在三角形CDF中：∠DCF由后面的设计确定，在∠DCF确定后则有：
l82 = l62 + l12 - 2×COS∠DCF×l1×l6(3-23) l62 = l82 + l12 - 2×COSα3×l1×l8
α3 = COS-1（l82+l12–l62）/2×l1×l8(3-24) 在三角形DEF中
L22 = l82 + l92 - 2×COSθ2×l8×l9
图3-4 齿尖坐标方程推导简图1
则可以得斗杆瞬间转角θ2
θ2 = COS-1[（l82+l92- L22）/2×l8×l9] (3-25)
α4、α6在设计中确定。
由三角形CFN知：
l28 = Sqr（l162 + l12 - 2×COSα32×l16×l1） (3-26) 由三角形CFQ知：
l23 = Sqr（l22 + l12 - 2×COSα32×l2×l1） (3-27) 由Q点知：
α35=∠CQV= 2π–α33-α24-α10 (3-28) 在三角形CFQ中：
l12 = l232 + l32 - 2×COSα33×l23×l3
α33 = COS-1[（l232+l32- l12）/2×l23×l3] (3-29) 在三角形NHQ中：
l132 = l272 + l212 - 2×COSα24×l27×l21
α24 =∠NQH=COS-1[l272+l212 -l132）/2×l27×l21] (3-30) 在三角形HKQ中：
l292 = l272 + l242 - 2×COSα26×l27×l24
α26 =∠HQK=COS-1[l272+l242–l292）/2×l27×l24] (3-31) 在四边形HNQK：
NQH =α24+α26 (3-32) α20 = ∠KQV，其在后面的设计中确定。
在列出以上的各线段的长度和角度之间的关系后，利用矢量坐标我们就可以得到各坐标点的值。
3.4 特殊工作位置计算：
（1）最大挖掘深度H1max
NH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A-动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖.
图3-5 最大挖掘深度计算简图
如图3-5示，当动臂全缩时，F, Q, U三点共线且处于垂直位置时，得最大挖掘深度为: H1max = Y V = Y Fmin–l2–l3
= Y C+L1Sinα21min–l2–l3
= Y C+l1Sin（θ1-α20-α11）–l2–l3 (3-33)
（2）最大卸载高度H3max
NH -摇臂；HK -连杆；C -动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B -动臂与动臂油缸铰点；F -动臂上铰点；D-
斗杆油缸上铰点；E -斗杆下铰点；G -铲斗油缸下铰点；Q -铲斗下铰点；K -铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖
图3-6 最大卸载高度计算简图
如图3-6所示，当斗杆油缸全缩，动臂油缸全伸时，QV 连线处于垂直状态时，
得最大卸载高度为:
)
sin()sin(112132211211max 3πααθαααθ---++--+==MAX MAX MAX C QMAX
l l Y Y H (3-34)
（3） 水平面最大挖掘半径R 1max
NH -摇臂；HK -连杆；C -动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B -动臂与动臂油缸铰点；F -动臂上铰点；D-
斗杆油缸上铰点；E -斗杆下铰点；G -铲斗油缸下铰点；Q -铲斗下铰点；K -铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖
图3-7 停机面最大挖掘半径计算简图
如图3-7所示，当斗杆油缸全缩时，F. Q. V 三点共线，且斗齿尖v 和铰点C 在
同一水平线上，即Y C = Y V ，得到最大挖掘半径R 1max 为:
R 1max =X C +L 40 (3-35)
式中：
L 40 = Sqr[（L 1+L 2+L 3）2-2×（L 2+L 3）×L 1×COSα32max (3-36)
（4） 最大挖掘半径R
最大挖掘半径时的工况是水平面最大挖掘半径工况下C 、V 连线绕C 点转到水
平面而成的。通过两者的几何关系，我们可计算得到：l 30 = 85mm ；l 40 = 9800mm 。
（5） 最大挖掘高度H 2max
最大挖掘高度工况是最大卸载高度工况中铲斗绕Q 点旋转直到铲斗油缸全缩
而形成的。具体分析方法和最大卸载高度工况的分析类似。
4工作装置基本尺寸的确定
4.1 斗形参数的确定
斗容量q：在设计任务书中已给出q = 2.0 m3
平均斗宽b：其可以由经验公式错误！未找到引用源。选择：
错误！未找到引用源。
再参考其它机型的平均斗宽预初定b = 1.75m = 1750mm
转斗挖掘满转角（2φ）：
考虑到铲斗切削入土和出土的余量，一般取2φ<140°，同时考虑到在转斗速度一定时转斗角度太大会增加挖掘阻力，降低生产率，因此一般取2φ=90°~110°。初取2φ=100
挖掘半径R：
参考同斗容的其它型号的机械，初选R = 10420mm 。
铲斗两个铰点K、Q之间的间距l24和l3的比值k2的选取：
l24太大将影响机构的传动特性，太小则影响铲斗的结构刚度[3]，初选特性参数k2 = 0.29。
由于铲斗的转角较大，而k2的取值较小，故初选α10 = ∠KQV =110。
4.2 动臂机构参数的选择
4.2.1 动臂转角的选取
初选动臂转角α1 = 120
由经验统计和参考其它同斗容机型，初选特性参数k3 = 1.4 （k3 = L42/L41）
4.2.2 l1与l2的选择
值与l1+l2+l3的值很接近，由已给定的最大挖掘由统计分析，最大挖掘半径R
1
距离R
、已初步选定的l3和k1，结合经验公式有：
1
l2 = （R -l3）/（1+ k1）= （10420-1550）/（1+1.8）= 3167mm
则l1 = k1l2 = 1.8 × 3167 = 5700mm
4.2.3 l41与l42的计算
如图3-所示，在三角形CZF中：
mm
k k
l l 2728
cos
2
1
1
3
2
3
1 41
=
-+
=α
l42 = k3l41 = 1.4×2728 = 3820 mm
α3 9= ∠ZFC = COS-1（l422+l12–l412）/2×l1×l42 = 24.5°
4.2.4 l5的计算
由经验和反铲工作装置对闭锁力的要求初取k4 = 0.4
α11的取值对特性参数k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影响，增大α11会使k4减少或使H1max 增大，这符合反铲作业的要求，初选α11 = 62.5。
斗杆油缸全缩时，∠CFQ =α32–α8最大，依经验统计和便于计算，初选（α32–α8）max = 160 。
由于采用双动臂油缸，∠BCZ的取值较小，初取∠BCZ = 5
如上图4-1所示，在三角形CZF中：
∠ZCF= π-α1-α39
= 180-120-24.5 = 35.5
∠BCF=α3=∠ZCF-∠ZCB
=35.5-10 = 30.5
由3-34和3-35有
H3max= Y C+l1Sin（θ1-α20-α11）–l2–l3 (4-1) = Y A+ l5Sinα11+l1Sin（θ1max-α2-α11）+l2 Sin（θ1max+α32 max -α11-α8-α2-180）–l3 H1max = l2+l3+l1Sin（α11-θ1min+α2）- l5Sinα11- Y A) (4-2)由4-1、4-2式有：
H1max + H3max = l1Sin（θ1max-α2-α11）+ l2 Sin（θ1max+α32 max -α11-α8-α2-180）+ l1Sin （α11-θ1min+α2）+ l2
(4-3)
令A =α2+α11 = 30.5 + 62.5 = 93
B = A + （α32–α8）max = 93 +（-160）=-67
将A、B的值代入4-3式中有
H1max + H3max - l1[Sin（θ1max-93）+ Sin（93 -θ1min）] + l2 Sin[（θ1max +67）+1]= 0
(4-4)又特性参数k4= Sinθ1max/ λ1Sinθ1min
则有 Sinθ1min = Sinθ1max / λ1 k 4
=Sinθ1max /0.65 (4-5)
2max 1min
12min 1)
65.0sin (1sin 1cos θθθ-=-= (4-6)
将4-5、4-6代入到4-4式中 6485+6630-5700×[Sin （θ1max -93）+ Sin （93 -θ1min ）] + l 2 [Sin （θ1max +67）] =0
()
解之： θ1max = 152
θ1min = 46.1
而θ1min 与θ1max 需要满足以下条件
θ1min = COS -1[（σ2+1-ρ2）/2σ] (4-8)
θ1max = COS -1[（σ2+1-λ12ρ2）/2σ] (4-9)
将θ1max 、θ1min 的值代入4-8、4-9中得：
ρ = 2.51 σ = 3.1 1
而ρ+1=2.51 + 1 = 3.51 〉σ (4-10)
（1 + σ）/ρ = 4.1 1/2.51 = 1.64 〉λ （λ= 1.6） (4-11)
ρ、σ满足4-10、4-11两个经验条件，说明ρ、σ的取值是可行的。
则
l 7 = σl 5 =3.11 ×750 = 2370mm (4-12)
至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。
4.3 斗杆机构基本参数的选择
D ：斗杆油缸的下铰点；
E ：铲斗油缸的上铰点；
F 动臂的上铰点；ψ2：斗杆的摆角；l 9：斗杆油缸的最大作用力臂. 图4-1 斗杆机构基本参数计算简图
D F
E 2Z l 8
l 9 ψ2max E 20
取整个斗杆为研究对象，可得斗杆油缸最大作用力臂的表达式：
e2max = l9 = P Gmax （l2 + l3 ）/ P2
= 100×103 ×（3167+1550）×10-3/31.4×π×(70)2×10-6
= 975 mm
如图4-1所示图中，D：斗杆油缸的下铰点；E：铲斗油缸的上铰点；F动臂的上铰点；ψ2：斗杆的摆角；l8：斗杆油缸的最大作用力臂。斗杆油缸的初始位置力臂e20与最大力臂e2max有以下关系:
e20/e2max = l9COS(ψ2max/2)/l9= COS (ψ2max/2)
ψ2max越大,则e20越小,即平均挖掘阻力越小.要得到较大的平均挖掘力,就要尽量减少ψ2max,初取ψ2max = 90
由上图的几何关系有:
l82 = L22min + l29 +2×L2min×l9×COS[(π-ψ2max)/2]
l8 = 3820 mm
而∠EFQ取决于结构因素和工作范围,一般在130～170之间.初定∠EFQ=150,动臂上∠DFZ也是结构尺寸,按结构因素分析,可初选∠DFZ=10.
至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。
5 回转机构设计
5.1 回转支撑的选择
滚动轴承式回转支撑广泛用于全回转的挖掘机，起重机和其他机械上。它是在普通滚动轴承基础上发展起来的。结构上相当于放大了的滚动轴承。