【溫馨提示】====【1】設(shè)計(jì)包含CAD圖紙 和 DOC文檔，均可以在線(xiàn)預(yù)覽，所見(jiàn)即所得，，dwg后綴的文件為CAD圖，超高清，可編輯，無(wú)任何水印，，充值下載得到【資源目錄】里展示的所有文件======【2】若題目上備注三維，則表示文件里包含三維源文件，由于三維組成零件數(shù)量較多，為保證預(yù)覽的簡(jiǎn)潔性，店家將三維文件夾進(jìn)行了打包。三維預(yù)覽圖，均為店主電腦打開(kāi)軟件進(jìn)行截圖的，保證能夠打開(kāi)，下載后解壓即可。======【3】特價(jià)促銷(xiāo)，，拼團(tuán)購(gòu)買(mǎi)，，均有不同程度的打折優(yōu)惠，，詳情可咨詢(xún)QQ：1304139763 或者 414951605======
畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說(shuō) 明 書(shū)
目錄
摘要………………………………………………………………………………… Ⅰ
第一章 引言…………………………………………………………….............. 1
1 轉(zhuǎn)盤(pán)自動(dòng)生產(chǎn)線(xiàn)簡(jiǎn)介……………………………………………………… . 1
2電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)簡(jiǎn)介…………………….………………………………………….. 1
第二章 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)車(chē)設(shè)計(jì)…………………………………………………….. 2
1電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)機(jī)械設(shè)計(jì)………………………………………………………….. 2
1-1 傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)……………………………………………………….,..... 2
一 傳動(dòng)方案簡(jiǎn)介………………………………………………………......... 2
二 傳動(dòng)方案比較及選擇………………………………………………......... 3
1-2 減速機(jī)的選擇………………………………………………………........ 5
一 減速機(jī)的選擇………………………………………………………......... 5
二 擺線(xiàn)針輪減速器原理……………………………………………….…… 6
三 擺線(xiàn)針輪行星減速器使用和特點(diǎn)………………………………….…… 6
四 傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算…………………………….…… 7
1-3 設(shè)計(jì)過(guò)程中的相關(guān)計(jì)算………………………………………………... 9
一 齒輪的設(shè)計(jì)………………………………………………………….…... 9
二 軸的設(shè)計(jì)和校核……………………………………………………........ 14
1） 齒輪軸的設(shè)計(jì)和校核………………………………………………….. 14
2） 中心軸的設(shè)計(jì)和校核………………………………………………….. 18
三 軸承的壽命計(jì)算……………………………………………………........ 22
1） 安裝的齒輪軸上的圓錐棍子軸承的壽命計(jì)算……………………….. 23
2） 中心軸上的圓錐滾子軸承的壽命計(jì)算……………………………….. 24
2電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)電器控制設(shè)計(jì)……………………………………………………. 27
2-1 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)程序設(shè)計(jì)……………………………………………………... 27
一 地址分配………………………………………………………………… 27
二 梯形圖…………………………………………………………………… 27
三 功能圖…………………………………………………………………… 29
第三章 軌道的選擇和安裝………………………………………………… 30
1 軌道的選擇………………………………………………………………. 30
2 軌道的安裝……………………………………………………………….. 30
第四章 準(zhǔn)確對(duì)軌…………………………………………………………….. 32
1 電磁制動(dòng)器的簡(jiǎn)介……………………………………………………...... 32
2 電磁制動(dòng)器的選擇……………………………………………………..... 33
參考文獻(xiàn):……………………………………………………………………. …. 34
附錄：...................................................................................................................... 35
總結(jié)：……………………………………………………………………………... 35
中文資料…………………………………………………………………………... 36
英文翻譯………………………………………………………………………. …. 40
45
電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)的設(shè)計(jì)
摘 要: 轉(zhuǎn)盤(pán)換軌平車(chē)系統(tǒng)是工廠車(chē)間的一條自動(dòng)化生產(chǎn)線(xiàn)，通過(guò)轉(zhuǎn)盤(pán)的換軌作用，實(shí)現(xiàn)平車(chē)在不同方向軌道上的自動(dòng)行駛，從而提高工廠的自動(dòng)化的程度。本文從傳動(dòng)方案選擇到相關(guān)部件的設(shè)計(jì)與校核，較為詳細(xì)地介紹了電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)的設(shè)計(jì)過(guò)程。
關(guān) 鍵 詞: 轉(zhuǎn)盤(pán)換軌平車(chē)系統(tǒng) 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán) 設(shè)計(jì)
Abstract: Dial-for-rail flat car system is an automated factory floor production line, through the wheel for the track in order to achieve flat car in different directions automatically track the traffic, thereby enhancing the degree of factory automation. In this paper, a more detailed description of the design process for electric wheel.
Key words: Dial-for-rail flat car system; electric wheel; Design
第一 章 引言
1 轉(zhuǎn)盤(pán)自動(dòng)生產(chǎn)線(xiàn)
轉(zhuǎn)盤(pán)自動(dòng)生產(chǎn)線(xiàn)是由電動(dòng)平車(chē)在軌道上運(yùn)動(dòng)通過(guò)自動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)換軌的全自動(dòng)自動(dòng)生產(chǎn)線(xiàn)。轉(zhuǎn)盤(pán)換軌電動(dòng)平車(chē)系統(tǒng)是一種全自動(dòng)化送料系統(tǒng)，利用先進(jìn)的電氣控制技術(shù)來(lái)控制系統(tǒng)16工位的送料，與傳統(tǒng)的系統(tǒng)相比，本系統(tǒng)通過(guò)用先進(jìn)的電氣控制來(lái)控制平車(chē)和轉(zhuǎn)盤(pán)的運(yùn)行，有很多傳統(tǒng)控制系統(tǒng)無(wú)法比擬的優(yōu)越性能，如具有結(jié)構(gòu)緊湊、斷電自鎖、響應(yīng)速度快、控制精度高、噪聲低、不產(chǎn)生電磁干擾等突出優(yōu)點(diǎn)。
2 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)車(chē)
在工廠實(shí)際中，往往存在著幾條不平行軌道之間的連接，這時(shí)可以使用電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)來(lái)達(dá)到換向的目的，電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)也是本次設(shè)計(jì)所要設(shè)計(jì)的內(nèi)容。
圖1.1電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)車(chē)
第二章 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)車(chē)設(shè)計(jì)
1 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)機(jī)械設(shè)計(jì)
1-1 傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)
一 傳動(dòng)方案簡(jiǎn)介
方案一：
從電機(jī)輸出的轉(zhuǎn)動(dòng)首先通過(guò)一個(gè)減速器減速，再通過(guò)一對(duì)錐齒輪傳動(dòng)的換向作用改變運(yùn)動(dòng)的方向，最后通過(guò)一對(duì)圓柱齒輪嚙合運(yùn)動(dòng)來(lái)帶動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)，達(dá)到預(yù)期的目的。
圖2.1 方案一的示意圖
方案二：
選用一個(gè)電機(jī)直連的臥式減速機(jī)作為動(dòng)力的輸入端，再通過(guò)一對(duì)錐齒輪的嚙合運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換從減速機(jī)中輸出的速度的方向，并且?guī)?dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)。其運(yùn)動(dòng)示意圖如圖所示.
方案三：
選用一個(gè)電機(jī)直連的立式減速機(jī)作為動(dòng)力的輸入端，再通過(guò)一對(duì)直齒輪的嚙合運(yùn)動(dòng)帶動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)，其運(yùn)動(dòng)示意圖如圖所示。
圖2.2 方案二的示意圖
圖2.3 方案三的示意圖
二 傳動(dòng)方案的比較及選擇
從上面的方案中可以看到在方案一中要通過(guò)兩級(jí)齒輪的傳動(dòng)，是結(jié)構(gòu)變得復(fù)雜，同時(shí)影響傳動(dòng)的準(zhǔn)確性。在方案二中雖然只有一級(jí)齒輪的傳動(dòng)，提高了傳動(dòng)的精度，但是臥式減速機(jī)需要水平布置，受轉(zhuǎn)盤(pán)直徑大小以及減速機(jī)本身尺寸的限制使得該方案較難實(shí)現(xiàn)。方案三中具備了方案二的優(yōu)點(diǎn)，傳動(dòng)精度較高，同時(shí)由于在垂直方向上并沒(méi)有限制，可以克服方案二實(shí)現(xiàn)中存在的困難。
經(jīng)過(guò)以上的討論，最終選擇方案三作為本次設(shè)計(jì)的傳動(dòng)方案。
1-2 減速機(jī)的選擇
一 減速機(jī)的選擇
考慮到擺線(xiàn)針輪行星減速器的性?xún)r(jià)比和相關(guān)使用特點(diǎn)，我們決定選用選用電機(jī)直連式擺線(xiàn)針輪行星減速器
已知條件:
①工作時(shí)間：每日八小時(shí)
②由于轉(zhuǎn)盤(pán)的轉(zhuǎn)速為0.5 r/min，而圓柱齒輪單級(jí)傳動(dòng)比為3~8，所以減速機(jī)的低速軸轉(zhuǎn)速為1.5 r/min ~12 r/min。
③轉(zhuǎn)盤(pán)實(shí)際所需的功率P=0.5KW，減速機(jī)的效率按0.9計(jì)算，直齒齒輪效率按0.97計(jì)算，所以減速機(jī)輸出軸所輸出的功率應(yīng)該大于0.86KW。
④電動(dòng)機(jī)頻率為50HZ
⑤輸出軸的聯(lián)接方式為聯(lián)軸器，沒(méi)有軸向力。
選型：
根據(jù)已知條件，選用電機(jī)的額定功率為1.1KW，減速機(jī)的輸出軸轉(zhuǎn)速軸轉(zhuǎn)速在1.5r/min-12r/min之間，查閱《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》決定選用擺線(xiàn)針輪減速機(jī)
XLD1.1-8165B-473，其相關(guān)的功能系數(shù)如下表所示
表2.1 減速器相關(guān)參數(shù)
機(jī)型號(hào)
輸出轉(zhuǎn)速
電機(jī)功率（KW）
輸出轉(zhuǎn)矩（）
傳動(dòng)比
XLD1.1-8165B-473
3．2
1．1
1810
473（43×11）
減速機(jī)的外形和安裝尺寸如下所示：
表2.2減速器外形與安裝尺寸
CF
M
E
P
n
d
K
D
e
t
h
DM
L
285
99
20
4
340
310
270
6
11
217
60
80
53
64
195
503
因?yàn)樗x減速器輸出軸的轉(zhuǎn)速為3．2，所以分配給齒輪幅的傳動(dòng)比為i==6.4。
二 擺線(xiàn)針輪減速器原理
擺線(xiàn)針輪行星減速器全部傳動(dòng)裝置可分為三部分：輸入部分、減速部分、輸出部分。
在輸入軸上裝有一個(gè)錯(cuò)位180°的雙偏心套，在偏心套上裝有兩個(gè)滾柱軸承，形成H機(jī)構(gòu)，兩個(gè)擺線(xiàn)輪的中心孔即為偏心套上轉(zhuǎn)臂軸承的?滾道，并由擺線(xiàn)輪與針齒輪上一組環(huán)形排列的針齒輪相嚙合，以組成少齒差內(nèi)嚙合減速機(jī)構(gòu)，（為了減少摩擦，在速比小的減速機(jī)中，針齒上帶有針齒套）。
當(dāng)輸入軸帶著偏心套轉(zhuǎn)動(dòng)一周時(shí)，由于擺線(xiàn)輪上齒廊曲線(xiàn)的特點(diǎn)及其受針齒輪上針齒限制之故，擺線(xiàn)輪的運(yùn)動(dòng)成為即有公轉(zhuǎn)又有自轉(zhuǎn)的平面運(yùn)動(dòng)，在輸入軸正轉(zhuǎn)一周時(shí)，偏心套亦轉(zhuǎn)動(dòng)一周，擺線(xiàn)輪于相反方向上轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)齒差從而得到減速，再借助W輸出機(jī)?構(gòu)，將擺線(xiàn)輪的低速自轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)通過(guò)銷(xiāo)軸，傳遞給輸出軸，從而獲得較低的輸出轉(zhuǎn)
三 擺線(xiàn)針輪行星減速器使用和特點(diǎn)
1：擺線(xiàn)針輪行星減速器的使用范圍?
????擺線(xiàn)針輪減速機(jī)是依照少齒差行星傳動(dòng)原理，擺線(xiàn)針齒嚙合實(shí)現(xiàn)減速的一種機(jī)械，該機(jī)分臥室，立式，雙軸型和直聯(lián)接等裝配方式，是冶金，礦山，建筑，化工，紡織，輕工等行業(yè)的首選設(shè)備。
?2：擺線(xiàn)針輪減速器的主要特點(diǎn)：
????a,減速器比大，效率高：一級(jí)傳動(dòng)減速機(jī)比為9-87.雙級(jí)傳動(dòng)減速比為121-7569，多級(jí)組合可達(dá)數(shù)萬(wàn)，且針齒嚙合系套式滾動(dòng)摩擦，齒合表面無(wú)相滑動(dòng)，故一級(jí)減速效率達(dá)94%
????b,運(yùn)轉(zhuǎn)平衡，噪音低：在運(yùn)轉(zhuǎn)中同時(shí)接觸的齒數(shù)較多，重合度大，運(yùn)轉(zhuǎn)平衡，過(guò)載能力強(qiáng)，振動(dòng)和噪音低，各種規(guī)格的機(jī)型噪音在85dB以下
????c,使用可靠，壽命長(zhǎng)：因主要零件是采用高碳合金鋼處理（HRC58-62),在精磨而成，且擺線(xiàn)齒與針齒套合傳遞至針齒形成滾動(dòng)摩擦?xí)r，摩擦系數(shù)小，使嚙合區(qū)無(wú)相對(duì)滑動(dòng)，磨損極小。所以經(jīng)久耐用。
????b,結(jié)構(gòu)緊湊，體積小：與同功率的其它減速機(jī)比，重量體積小1/3以上由于行星傳動(dòng)，輸入軸和輸出軸在同一軸線(xiàn)上，以獲得盡可能小的尺寸。
四 傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算
表2.3傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)效率
齒輪
聯(lián)軸器
減速器
傳動(dòng)效率
0.98
0.99
0.90
①減速機(jī)輸出軸
轉(zhuǎn)速=3.2 r/min，
功率=1.1×0.9=0.99KW
轉(zhuǎn)矩 =2954.5
②齒輪軸
轉(zhuǎn)速=3.2
功率=0.99×0.99=0.98 KW
轉(zhuǎn)矩=2925
③中心軸
轉(zhuǎn)速=0.5 r/min
功率=0.98×0.98=0.96 KW
轉(zhuǎn)矩 =18343.6
表2.4 軸上的相關(guān)參數(shù)
轉(zhuǎn)速
功率(KW)
轉(zhuǎn)矩
減速機(jī)輸出軸
3.2
0.99
2954.5
齒輪軸
3.2
0.98
2925
中心軸
0.5
0.96
18343.6
圖2.4擺線(xiàn)針輪行星減速器
1-3 設(shè)計(jì)過(guò)程中的相關(guān)計(jì)算
一 齒輪的設(shè)計(jì)
1． 選定齒輪的精度等級(jí)，材料及齒數(shù)
1） 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)為一般的工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度
2） 材料選擇。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-1中選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）小齒輪齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)=6.4×24=153.6,取=154
2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式 進(jìn)行計(jì)算
(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
1) 試選載荷系數(shù)Kt=1.3.
2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。
==2690000N.mm
3)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7選取齒寬系數(shù)=0.5
4)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6按齒面硬度的彈性影響系數(shù)=189.8 .
5)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa,
大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa.
6)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。
=60j=60×3.2×1×8×300×10=4.6×
==1.12×
7)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=1.15, =1.3
8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。
取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（10-12）得
==690MPa
==715MPa
(2)計(jì)算
1).試計(jì)算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值.
2.32=197mm
2).計(jì)算圓周速度
==0.03
3).計(jì)算齒寬b
b==98.5
4).計(jì)算齒寬與齒高之比
模數(shù) = =8.21
齒高 =2.25=18.45
=5.3
5). 計(jì)算載荷系數(shù).
根據(jù)=0.03，7級(jí)精度，《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)=1.12.
直齒輪, ==1
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)=1
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4插值查得7級(jí)精度，齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，
=1.253
由=5.3，=1.253 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-13得=1.35；載荷系數(shù)
K==1.403
6).按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-10a)得
==222.6mm
7). 計(jì)算模數(shù)m。
m==9.3
3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-5)得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
m
(1) .確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值
1) .由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限=380MPa；
2) .由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85=0.88
3) .計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。
取安全系數(shù)S=1.4，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-12)得
==303.57
==238.86
4) . 計(jì)算載荷系數(shù)K
K==1.512
5) . 查齒形系數(shù).
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5查得 =2.65 =2.14
6) . 查取應(yīng)力校正系數(shù)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5查得 =1.58 =1.83
7) . 計(jì)算大,小齒輪的并加以比較
=0.01379
=0.01640
大齒輪的數(shù)值大一些
(2) . 設(shè)計(jì)計(jì)算
m8.108
對(duì)比計(jì)算的結(jié)果，齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，于齒輪模數(shù)m的主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力。齒面疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)8.108mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=10mm，接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=222.6
==24
大齒輪齒數(shù) =6.4×=154
這樣計(jì)算出的齒輪傳動(dòng)，滿(mǎn)足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿(mǎn)足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。
4. 幾何尺寸計(jì)算
(1) 計(jì)算分度圓直徑
=m=1540mm
=m=240mm
(2) 計(jì)算中心距
a==890mm
(3) 計(jì)算齒輪寬度
b==120mm
取=120mm, =115mm
表2.5 齒輪的參數(shù)
齒數(shù)
模數(shù)(mm)
齒寬(mm)
分度圓直徑(mm)
大齒輪
154
10
120
1540
小齒輪
24
10
115
240
5．齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)的有關(guān)理論，對(duì)于圓柱齒輪，若齒根到鍵槽底部的距離e 2 m時(shí)（m為端面模數(shù)），應(yīng)該與軸做成一體叫做齒輪軸。對(duì)于小齒輪，m=10，故將小齒輪做成齒輪軸的形式，對(duì)于小齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)將在軸的有關(guān)設(shè)計(jì)中討論。
大齒輪的分度圓直徑較大，可以做成腹板式的結(jié)構(gòu)，并在腹板上開(kāi)孔以減輕齒輪的重量，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》中的有關(guān)理論和公式，設(shè)計(jì)出齒輪的結(jié)構(gòu)，具體的數(shù)據(jù)見(jiàn)大齒輪的零件圖中的標(biāo)注。
二 軸的設(shè)計(jì)和較核
通過(guò)以上的計(jì)算可知軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩等相關(guān)數(shù)據(jù)如下表所示：
表2.6 軸上的相關(guān)參數(shù)
轉(zhuǎn)速（）
功率（KW）
轉(zhuǎn)矩（）
齒輪軸
3．2
0．98
2925
中心軸
0．5
0．96
18343.6
1 齒輪軸的設(shè)計(jì)與校核
1） 初步確定軸的最小直徑
先按《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表15-3，取=112，于是得
=mm=75.5mm
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑，為了使所選軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩=，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取=1.3 所以=3082.5，按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，同時(shí)
考慮減速成器的輸出軸的直徑為60mm，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，選用GY8型凸緣聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為3150。半聯(lián)軸器的孔徑d=70 mm，故取=70mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度為L(zhǎng)=104mm。同時(shí)選取與減速器輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器的型號(hào)，長(zhǎng)度為L(zhǎng)=104mm，標(biāo)記為GY8型凸緣聯(lián)軸器 5843-2003。
2）. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
①. 擬定軸上的零件的裝配方案如下圖所示:
圖2.5 齒輪軸上的轉(zhuǎn)配方案
②. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
I．為了滿(mǎn)足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，在軸段的右側(cè)需制出一軸肩，故取=80mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)104mm，故選取軸段的長(zhǎng)度=80。
II． 初步選擇滾動(dòng)軸承。 因軸承時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求及=80mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組的單列圓錐滾子軸承30216，其尺寸為d×D×T=80×140×28.25，故選取=56mm。
軸承的上端采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30216型軸承的定位軸肩的高度h=5mm，因此，取=90mm。初步選取=30mm。
III． 因?yàn)橐獙X輪做成齒輪軸的形式，齒輪的分度圓直徑為240mm，為了使軸的直徑不至于有太大的變化，設(shè)置了軸段，取=160mm，長(zhǎng)度=15mm。
IV．軸段為齒輪軸段，已知齒輪的分度圓直徑為240mm，齒寬為115mm，故取 =115mm。
V． 取=160mm，長(zhǎng)度=15mm。
③．軸上零件的周向定位
半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按=70mm，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得平鍵面b×h=20×12,長(zhǎng)度為70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承的周向定位
是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
④． 取軸端面的倒角為2×45。
3）. 求軸上的載荷
①．求作用在齒輪上的力
已經(jīng)齒輪的分度圓直徑為
d=m×z=240mm
而 ===24375 N
=×tanα=8871.8 N
==25939.3 N
圓周力，徑向力及軸向力的方向如下圖所示：
圖2.6齒輪上的受力圖
軸所受的載荷是從軸上的零件上傳來(lái)的，。計(jì)算時(shí)，常將軸上的分布載荷化為集中的力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。因此根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖畫(huà)出中心軸所受載荷的計(jì)算簡(jiǎn)圖。從《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》中查得中查得a值，對(duì)于軸承30336，a=28.1。因此作為簡(jiǎn)到梁的軸的支承距＋=63mm＋108mm=171mm.根據(jù)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖畫(huà)出中心軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖如上圖所示。
從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的，，M的值列于表4.3。
4). 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受的最在彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力脈動(dòng)循環(huán)，取α軸的計(jì)算應(yīng)力
==2.01MPa
前面已經(jīng)確定了軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa。 因此 。 故齒輪軸是安全的。
表2.7齒輪軸上的受力參數(shù)
載荷
水平面
垂直面
支反力F
=32731.5N
=－16075.3N
=－539369N
=－75251N
彎矩M
=451715.93
=2114553.1
總彎矩
=2162263.1
扭矩T
T=2925000
2 中心軸的設(shè)計(jì)與校核
1）.初步確定軸的最小直徑
先按《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表15-3，取=112，于是得
=mm=172.6mm
取軸的最小直徑為=180mm
2）.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
①.擬定軸上的零件的裝配方案如下圖所示，
②.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
I．考慮到中心軸的主要作用是與工作臺(tái)邊接，以保證工作臺(tái)的徑向旋轉(zhuǎn)精度，并承受徑向力和顛覆力矩。因此要將軸徑設(shè)計(jì)得盡量大一些，所以選擇=240mm。
II． 初步選擇滾動(dòng)軸承。 因軸承時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。對(duì)于軸段，參照工作要求及=240mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組的單列圓錐滾子軸承32048，其尺寸為d×D×T=240×360×76，故選取=240mm。對(duì)于軸段，參照工作要求及=180mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組的單列圓錐滾子軸承30336，其尺寸為d×D×T=180×380×83，故選取=310mm。
圖2.7 中心軸的裝配方案
III．軸段為安裝齒輪的軸段， 齒輪的分度圓直徑為1540mm，為了使得齒輪的傳動(dòng)更加平衡，同時(shí)參考齒輪設(shè)計(jì)的相關(guān)理論，初步選取=340mm，齒輪的齒寬為120mm，同時(shí)考慮到齒輪是軸向布置要有軸向的緊固裝置，所以初步選取=200mm。
IV． 取=400mm，=50mm。
V．軸段的主要作用就是通過(guò)螺栓與轉(zhuǎn)盤(pán)緊固在一起，從而保證轉(zhuǎn)盤(pán)的徑向旋轉(zhuǎn)精度，并承受徑向分力和顛覆力矩，所以初步選取=800mm，長(zhǎng)度=50mm。
VI． 段的主要作用是保證中心軸與轉(zhuǎn)盤(pán)連接的準(zhǔn)確性，所以初步選取=500mm，
長(zhǎng)度=120mm。
圖2.8 中心上的相關(guān)尺寸
3）. 求軸上的載荷
①．求作用在齒輪上的力
由齒輪軸的校核過(guò)程中我們知道：
= 24375 N =8871.8 N =25939.3 N
軸所受的載荷是從軸上的零件上傳來(lái)的，。計(jì)算時(shí)，常將軸上的分布載荷化為集中的力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。因此根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖畫(huà)出中心軸所受載荷的計(jì)算簡(jiǎn)圖。從《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》中查得中查得a值，對(duì)于軸承30336，a=70.9；對(duì)于軸承32048，a=78.4。因此作為簡(jiǎn)到梁的軸的支承距＋=200mm＋230mm=430mm.根據(jù)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖畫(huà)出中心軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖如上圖所示。
從軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的，，M的值列于下表。
表2.8 中心軸上的受力參數(shù)
載荷
水平面
垂直面
支反力F
=34781.1N
=－16177.3N
=－63368N
=－70139N
彎矩M
=2331970
=3720779
總彎矩
=4391159
扭矩T
T=18343600
4). 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受的最在彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力脈動(dòng)循環(huán)，取α軸的計(jì)算應(yīng)力
==0.0324MPa
前面已經(jīng)確定了軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa。 因此 。 故中心軸是安全的.
三 軸承的壽命計(jì)算
1 安裝在齒輪軸上的圓錐滾子軸承的壽命計(jì)算
查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》可知道圓錐滾子軸承30216的基本額定動(dòng)載荷=160KN，基本額定靜載荷=212KN。
1）. 求兩軸承受到的徑向載荷，
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系（如下圖所示）。在軸的設(shè)計(jì)與校核的過(guò)程中我們已經(jīng)得出相應(yīng)力的數(shù)值：
=32731.5N =－16075.3N
=－539369N =－75251N
所以 ==540361.2N
==76948.87N
2）求兩軸承的計(jì)算軸向力
對(duì)于圓錐滾子軸承，按表《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-7，軸承的派生軸向力=（其
中Y是對(duì)應(yīng)于表13-5中 e的Y值）。由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得圓錐滾子
軸承30216的Y=1.4。
因?yàn)閅值不能為0,所以Y=1.4，所以
==192986.1 N
==32062 N
由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得45鋼的密度為785 g/ ，初步估算齒輪軸的重量為502.4Kg，
所以軸承所承受的外加軸受載荷為=502.4×10 N=5024 N
因?yàn)椋?，所以軸承1“放松”的狀態(tài)，只承受其本身的派生軸向力。即 ==192986.1 N
而被“壓緊”的軸承2的總軸向力為
=－=187962.1 N
3). 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和
因?yàn)? =0.35
=2.44
由表13-5分別進(jìn)行查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為
軸承1 =1 =0
軸承2 =0.4 =1.4
按軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,按表13-6，=1.1- 1.8，取=1.5。則
=（＋）=810541.8 N
=（＋）=440889.7 N
4). 驗(yàn)算軸承壽命
因?yàn)椋?，所以按照軸承1的受力大小驗(yàn)算
==6388.38 h
2 中心軸上的圓錐滾子軸承的壽命計(jì)算
查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》可知道圓錐滾子軸承30336的基本額定動(dòng)載荷=1090KN，基本額定靜載荷=1500KN,e=0.35，Y=1.7。. 圓錐滾子軸承32048的基本額定動(dòng)載荷=920KN，基本額定靜載荷=1730KN,e=0.45，Y=1.3。
1）. 求兩軸承受到的徑向載荷，
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系（如下圖所示）。在軸的設(shè)計(jì)與校核的過(guò)程中我們已經(jīng)得出相應(yīng)力的數(shù)值：
=34781.1N =－16177.3N
=－63368N =－-70139N
所以 ==63463.4N
==71980.4N
2）求兩軸承的計(jì)算軸向力
對(duì)于圓錐滾子軸承，按表《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-7，軸承的派生軸向力=（其中Y是對(duì)應(yīng)于表13-5中 e的Y值）。因?yàn)閅值不能為0,所以
==18665.7
==25707.3 N
因?yàn)橹行妮S是固定在轉(zhuǎn)盤(pán)上的,所以在軸向上軸承幾乎不受外加的軸向力,故可以認(rèn)為軸承在軸向上不受外加的力。軸承在軸向上只受到派生的軸向力。
==22665.4
而被“壓緊”的軸承2的總軸向力為
==27684.8 N
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表13-5分別進(jìn)行查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為
軸承1 =1 =0
軸承2 =1 =0
按軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,按表13-6，=1.1- 1.8，取=1.5。則
=（＋）=33998.1 N
=（＋）=41527.5 N
4). 驗(yàn)算軸承壽命
因?yàn)椋?，所以按照軸承2受力大小驗(yàn)算
==88839.47 h
2電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)電器控制設(shè)計(jì)
2-1電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)的程序設(shè)計(jì)
根據(jù)電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)所要實(shí)現(xiàn)的功能，我們知道電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)只要實(shí)現(xiàn)正轉(zhuǎn)90°和反轉(zhuǎn)90°兩個(gè)動(dòng)作，通過(guò)可編程控制器PLC可以實(shí)現(xiàn)以上功能。
一 地址分配
為控制電動(dòng)平車(chē)能夠準(zhǔn)確的停在轉(zhuǎn)盤(pán)軌道上，我們?cè)谲壍?，軌道2與轉(zhuǎn)盤(pán)軌道相銜接的地方分別布置了，接近開(kāi)關(guān)；在軌道3與轉(zhuǎn)盤(pán)軌道相銜接的地方也布置了接近開(kāi)關(guān)，并且在轉(zhuǎn)盤(pán)上兩條軌道的中間處分別布置了接近開(kāi)關(guān)，現(xiàn)將地址分配如下:
輸入點(diǎn)：小車(chē)在軌道1上：X000 小車(chē)在軌道2上：X001
軌道1上的接近開(kāi)關(guān):X002 軌道2上的接近開(kāi)關(guān)：X003
軌道3上的接近開(kāi)關(guān)：X004 轉(zhuǎn)盤(pán)軌道1上的接近開(kāi)關(guān)：X005
轉(zhuǎn)盤(pán)軌道2上的接近開(kāi)關(guān)：X006
輸出點(diǎn): 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)正轉(zhuǎn)：Y000 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)反轉(zhuǎn)： Y001
二 梯形圖
三 功能圖
LD X000
EU
= M0
LD M0
O M1
AN X002
= M001
LD X005
EU
= M2
O M3
AN T33
= M3
TON T33,10
LD T33
O M4
AN X004
= M4
LD X001
EU
= M5
LD M5
O M6
AN X003
= M6
LD X006
EU
= M7
LD M7
O M8
AN T34
= M8
TON T34,10
LD T34
O M9
AN X004
=M9
LD M1
O M6
= Y000
LD M4
O M9
= Y001
第三章 軌道的選擇和安裝
在轉(zhuǎn)盤(pán)換軌電動(dòng)平車(chē)系統(tǒng)中，電動(dòng)平車(chē)軌道安裝是處于機(jī)械和土建之間的一個(gè)工程領(lǐng)域。軌道安裝的質(zhì)量將影響整個(gè)系統(tǒng)的工作質(zhì)量，只有保證軌道安裝質(zhì)量，才能確保整個(gè)系統(tǒng)的運(yùn)行質(zhì)量。
1 軌道的選擇
電動(dòng)平車(chē)運(yùn)行軌道為鋼軌，鋼軌的頂部是凸?fàn)畹?，底部是具有一定寬度的平板，增加了與基礎(chǔ)的接觸面；軌道的截面多為工字形，具有良好的抗彎強(qiáng)度。鋼軌的通常用含碳、錳較高的鋼材(C=0.5％～0.8％、Mn=0.6％～1.5％)軋制而成。常用的型號(hào)有，考慮到該設(shè)計(jì)電動(dòng)平車(chē)載重和運(yùn)轉(zhuǎn)速度等方面的原因，選用P38鋼軌較合適。
2軌道的安裝
目前軌道聯(lián)接大致有:壓板固定法、鉤形螺栓固定法等。壓板由螺母旋緊力將軌道緊固在起重機(jī)承軌梁上。當(dāng)電動(dòng)平車(chē)由某種機(jī)械或電氣原因，引起運(yùn)行“啃道”，勢(shì)必造成大車(chē)輪緣對(duì)軌道產(chǎn)生一橫向推力，此力由軌道傳至壓板(壓板安裝時(shí)需調(diào)整距離，故將螺栓孔制成長(zhǎng)孔)，即使壓板安裝時(shí)，加防松木契或方墊點(diǎn)焊，大噸位電動(dòng)平車(chē)軌道也難以保證不發(fā)生位移。因壓板固定法只有垂直壓力而無(wú)橫向力，所以軌道橫向位移是不可避免的。
鉤形螺栓固定法，此種聯(lián)接法由螺母將聯(lián)接件固定在承軌梁上，鉤形螺栓從軌腰孔穿過(guò).再用螺母將軌道固定。鉤形螺栓具有較大的橫向力而垂直力很小。當(dāng)起重機(jī)輪壓反復(fù)作用，軌道墊板易串出軌底，使軌道發(fā)生標(biāo)高變化，引起電動(dòng)平車(chē)運(yùn)行“爬坡”或產(chǎn)生“顛波”，而無(wú)法正常運(yùn)行。另外，此種聯(lián)接方法，軌腰要鉆孔，增加了機(jī)械加工量，從而加大工程費(fèi)用。
從上述兩種聯(lián)接形式看，都存在一定缺陷。壓板固定法具有較大的垂直壓力，而無(wú)橫向力，易使軌道產(chǎn)生橫向位移;鉤形螺栓固定法，具有較大的橫向力，而無(wú)垂直壓力，又增加機(jī)械加工量。
經(jīng)多年對(duì)軌道使用、調(diào)修經(jīng)驗(yàn)證明:將上述兩種聯(lián)接方法聯(lián)合運(yùn)用，即兩對(duì)壓板聯(lián)接法，間隔一對(duì)鉤形螺栓固定法是行之有效的。這樣即發(fā)揮出壓板聯(lián)接垂直壓力大的優(yōu)勢(shì)，保證軌底墊板不易串出，標(biāo)高不變;又充分運(yùn)用鉤形螺栓固定法橫向力大的優(yōu)點(diǎn)，保證軌道不產(chǎn)生旁彎，大車(chē)不易發(fā)生“啃道”。此種結(jié)構(gòu)方式即保證軌道的安裝精度不易發(fā)生變化，又保證軌道聯(lián)接的可靠性。因此也不用經(jīng)常調(diào)整軌道標(biāo)高、旁彎緊固壓板螺母，而提高了電動(dòng)平車(chē)的利用率，又保證其安全可靠地運(yùn)行。
按設(shè)計(jì)任務(wù)要求軌距為1435mm，軌道間中心間距為1700mm，軌道長(zhǎng)度為18.5m，軌道與轉(zhuǎn)盤(pán)銜接。示意圖于圖9-1所示。
圖3.1軌道示意圖
第四章 準(zhǔn)確對(duì)軌
有軌電動(dòng)平車(chē)要在軌道上運(yùn)行，這就要求轉(zhuǎn)盤(pán)上的軌道和地面上的軌道能夠很好的對(duì)接，否則會(huì)有翻車(chē)的危險(xiǎn)。驅(qū)動(dòng)裝置在接到控制系統(tǒng)的通車(chē)指令之后由于慣性并不能夠馬上停止運(yùn)行，這就要求我們要充分考慮準(zhǔn)確對(duì)軌的問(wèn)題。為此我們考慮用電磁制動(dòng)器來(lái)實(shí)現(xiàn)電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)的準(zhǔn)確對(duì)軌。
1電磁制動(dòng)器的簡(jiǎn)介
電磁制動(dòng)器俗稱(chēng)抱閘，結(jié)構(gòu)各式各樣，但原理基本相同，一般有制動(dòng)電磁鐵、制動(dòng)臂、制動(dòng)瓦、制動(dòng)襯料、制動(dòng)彈簧、手動(dòng)松閘裝置以及彈簧拉桿、調(diào)整螺栓、螺母組成。制動(dòng)器彈簧有兩個(gè)，分別安裝在兩個(gè)制動(dòng)臂上，由一根雙頭螺桿連在一起。制動(dòng)瓦上的閘片常采用厚度為10mm左右的石棉剎車(chē)片，用鉚釘固定在制動(dòng)瓦上，鉚釘?shù)穆袢肷疃葹殚l片厚度的三分之一到二分之一。電磁制動(dòng)器的轉(zhuǎn)矩是通過(guò)干摩擦面的摩擦產(chǎn)生，其電磁鐵線(xiàn)圈由24V直流電控制。下圖中是制動(dòng)器安裝在軸上的一種典型結(jié)構(gòu)，定子4安裝在機(jī)架上并固定之，軸與法蘭輪轂2連接，相對(duì)與定子4只能轉(zhuǎn)動(dòng)，無(wú)軸向移動(dòng)。當(dāng)軸蘇要制動(dòng)時(shí)，給定子線(xiàn)圈5通電，定子的磁力牽引銜鐵1壓向摩擦墊3，完成軸的制動(dòng)過(guò)程。當(dāng)需要松閘時(shí)，定子斷電，磁力消失，銜鐵盤(pán)1在預(yù)應(yīng)力彈簧的牽引下復(fù)位，完成松閘。
圖4.1 電磁制動(dòng)器
1—銜鐵盤(pán)； 2—法蘭輪轂； 3---摩擦墊
4—定子； 5—線(xiàn)圈； 6—電線(xiàn)
2 電磁制動(dòng)器的選擇
為了實(shí)現(xiàn)電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)的準(zhǔn)確對(duì)軌，我們選用電磁制動(dòng)器來(lái)實(shí)現(xiàn)，因?yàn)殡姶胖苿?dòng)器要安裝在減速機(jī)輸出軸與齒輪軸的聯(lián)軸器上，以聯(lián)軸器作為制動(dòng)輪?？紤]到減速機(jī)輸出軸的直徑為60mm，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》決定選用DHD4-400型手動(dòng)釋放型失電制動(dòng)器
參考文獻(xiàn):
【1】 西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室.機(jī)械設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社，2005年.
【2】 成大先. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)單行本-軸承.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004年.
【3】 成大先. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第五版）第二卷. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2008年. 5-84——5-126，5-213——5-226.
【4】 成大先. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第五版）第三卷. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2008年.14-12——14-48.
【5】 成大先. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第五版）第四卷. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2008年.16-146——16-203.
【6】 吳宗澤，羅圣國(guó).機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè).北京:高等教育出版社，2006年.
【7】 王永華.現(xiàn)代電氣控制及PLC應(yīng)用技術(shù)(第二版).北京:北京航空航天大學(xué)出版社，2008年.
【8】 馬萍.900mm軌距礦車(chē)電動(dòng)轉(zhuǎn)盤(pán)的設(shè)計(jì)[J].煤礦設(shè)計(jì)，2000年，第9期.29—30.
附錄：
總結(jié)
由于經(jīng)驗(yàn)不足和知識(shí)方面的缺陷，此次畢業(yè)設(shè)計(jì)還有很多不完善的地方。但通過(guò)這次設(shè)計(jì)，我學(xué)會(huì)了如何克服困難，提高了我處理事務(wù)的能力和運(yùn)用知識(shí)能力。同時(shí)加深了我對(duì)所學(xué)知識(shí)的理解，拓寬了我的知識(shí)面。這些都將成為我以后學(xué)習(xí)和工作的寶貴資源。
在作此次畢業(yè)設(shè)計(jì)的過(guò)程中，本人得到了陳老師的精心指導(dǎo)，正是因?yàn)槔蠋煵粩嗟奶峁┐罅康馁Y料來(lái)源，不僅為我設(shè)計(jì)出電動(dòng)平車(chē)提供了大量的知識(shí)貯備，而且使我學(xué)會(huì)了從大量的資料中選擇出自己需要的東西。在此感謝老師和同學(xué)們的幫助，感謝培養(yǎng)我四年的學(xué)校。
輪和軌道的結(jié)構(gòu)彈性變形對(duì)滾動(dòng)接觸的輪/軌蠕變力的影響
摘要：本文簡(jiǎn)要分析了機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)彈性變形對(duì)滾動(dòng)接觸時(shí)滾動(dòng)接觸性能的影響。詳細(xì)研究了輪和軌道結(jié)構(gòu)變形對(duì)輪軌滾動(dòng)接觸時(shí)的蠕變力的影響。對(duì)輪和軌道的一般性結(jié)構(gòu)彈性變形進(jìn)行了有限元分析，以及分別獲得了表示結(jié)構(gòu)彈性變形和相應(yīng)的滾動(dòng)方向負(fù)荷和橫向方向輪的關(guān)系。利用這些關(guān)系，我們計(jì)算了輪軌切線(xiàn)接觸的影響系數(shù)。這些影響系數(shù)說(shuō)明結(jié)構(gòu)發(fā)生彈性變形與輪/軌接觸面上一個(gè)小矩形面積內(nèi)的單位密度牽引力有關(guān)。它們被用來(lái)修整一些由在Kalker以非赫茲形式的三維彈性體滾動(dòng)接觸理論中提出的Bossinesq和Cerruti公式得出的影響系數(shù)。在分析爬行力時(shí)就應(yīng)用了修正后的Kalker理論。獲得的數(shù)值結(jié)果表明輪和軌道的結(jié)構(gòu)性彈性變形對(duì)蠕變力存在很大的影響。
? 2002愛(ài)思唯爾科技有限公司保留所有權(quán)利。
關(guān)鍵詞：輪/軌;滾動(dòng)接觸;蠕變力;結(jié)構(gòu)彈性變形
1.導(dǎo)言
在軌道上運(yùn)行的火車(chē)輪和鐵軌之間的激烈行動(dòng)引起輪和軌道的結(jié)構(gòu)出現(xiàn)大量彈性變形。大量結(jié)構(gòu)變形將大大影響車(chē)輪和鋼軌的滾動(dòng)接觸性能，如蠕變力，起皺[ 1-3 ] ，粘附，滾動(dòng)接觸疲勞，噪音[ 4,5 ]和脫軌[ 6 ] 。到目前為止，廣泛應(yīng)用于分析輪/軌蠕變力的滾動(dòng)接觸理論基于假設(shè)的彈性半空[7-12] 。換言之，輪/軌彈性變形和牽引點(diǎn)的關(guān)系可用該理論的Bossinesq和切瑞蒂公式表示。在實(shí)踐中，當(dāng)輪正在軌道上運(yùn)動(dòng)時(shí)，接觸處的彈性變形大于按現(xiàn)有的滾動(dòng)接觸理論所計(jì)算出的值。這是因?yàn)檩?軌的彈性遠(yuǎn)大于半彈性空間。相應(yīng)的負(fù)載造成輪/軌的結(jié)構(gòu)彈性變形（SED）于圖1和2所示 。在圖1A中顯示的輪輻的彎曲變形，主要是由車(chē)輛和輪對(duì)/軌道的縱向動(dòng)態(tài)載荷引起的。圖。圖1b中所描述的輪輻扭變形是由車(chē)輪和鋼軌之間縱向蠕變力作用產(chǎn)生的。引起圖1C所示的輪輻斜彎曲變形和圖2所示鐵路的傾覆變形的主要原因是輛和輪對(duì)軌道的橫向動(dòng)荷載?？捎糜跈C(jī)車(chē)運(yùn)動(dòng)的與旋軸輪轉(zhuǎn)向同一方向的扭變形（見(jiàn)圖。 1 ），主要是由輪/軌接觸處的牽引力和電機(jī)驅(qū)動(dòng)力矩引起的。直至目前為止很少有發(fā)表論文討論SED對(duì)輪和軌道之間的滾動(dòng)接觸的蠕動(dòng)和蠕變力的影響。
事實(shí)上，上面提到的輪/軌SED降低了輪/軌的法向和切向接觸剛度。輪/軌的法向的接觸剛度，主要是因軌道下沉而減小。法向的接觸剛度降低并不會(huì)影響接觸面的法向壓力很大。該切線(xiàn)接觸剛度降低對(duì)粘附/滑移區(qū)的境況和接觸面的牽引力的影響很大。如果考慮到滾動(dòng)接觸中對(duì)輪/軌的滾動(dòng)接觸分析，接觸面一對(duì)接觸粒子的總滑動(dòng)系數(shù)與按本滾動(dòng)接觸理論計(jì)算的是不同的。取得的所有接觸粒子的總滑動(dòng)系數(shù)和摩擦功，小于在忽略SED的影響條件下分析輪/軌蠕變力時(shí)所得值。接觸面粘/滑區(qū)的比例也大于不考慮SED的影響時(shí)的。本文簡(jiǎn)要分析了機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)彈性變形對(duì)滾動(dòng)接觸時(shí)滾動(dòng)接觸性能的影響，并在分析輪和軌道蠕變力時(shí)就應(yīng)用了Kalker的非赫茲形式三維彈性機(jī)構(gòu)滾動(dòng)接觸理論模型。在分析時(shí)選定的輪和鐵路數(shù)值分別是，一列貨運(yùn)汽車(chē)的錐形剖面輪，中國(guó)“TB” ，和60公斤/米的鋼軌。有限元方法是用來(lái)確定他們的SED 。根據(jù)SED和通過(guò)有限元獲得的相應(yīng)的載荷的關(guān)系，確定能表示由接觸面單位密度牽引力產(chǎn)生的輪軌彈性位移的影響系數(shù)。這些影響系數(shù)是用來(lái)取代一些由Kalker的理論中的Bossinesq和切瑞蒂公式計(jì)算出的影響系數(shù)。輪彎曲變形的影響如圖1A示，輪和鐵路的結(jié)構(gòu)彈性變形的交叉影響研究時(shí)被忽視。數(shù)值結(jié)果表明，在SED的影響是否被考慮的兩種情況下，輪/軌的蠕變力有明顯區(qū)別。
2.減少接觸剛度增加接觸面粘/滑率的機(jī)械裝置
為了更好地了解輪/軌滾動(dòng)接觸的輪/軌SED的影響，我們有必要簡(jiǎn)要地了解不飽和蠕變力條件下減少接觸剛度增加接觸面粘/滑率的機(jī)械裝置。一般來(lái)說(shuō)，接觸面的一對(duì)接觸粒子之間的總滑動(dòng)，包含剛性滑移，接觸面接觸處的彈性變形和SED。圖3A描述接觸對(duì)粒子的情形，A1和A2，滾動(dòng)接觸體且沒(méi)有彈性變形。線(xiàn)A1-A1和A2-A2標(biāo)記于圖3A中，以便更好的理解說(shuō)明。機(jī)構(gòu)發(fā)生變形后的位置和變形線(xiàn)，A1-A1和A2-A2，列于圖3A中。位移差異，W1，圖 3B中兩個(gè)破折號(hào)之間的線(xiàn)是由機(jī)構(gòu)的硬性的運(yùn)動(dòng)和滾動(dòng)或滑動(dòng)所造成的 。該處的彈性變形點(diǎn)，A1和A2，是靠u11和u21表示的，這是由一些依據(jù)彈性半空間假設(shè)的滾動(dòng)接觸理論確定的，他們導(dǎo)致了點(diǎn)A1和點(diǎn)A2的彈性位移之間的差異 ， U1= u11 - u21。如果機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)彈性變形的影響被忽視，總滑點(diǎn)之間， A1和A2 ，可以理解為：S1= w1?u1=w1?(u11 ? u21)（1）。機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)彈性變形的主要由牽引力所造成的，p和p_作用于接觸點(diǎn)和機(jī)構(gòu)的其他邊界條件，它們導(dǎo)致線(xiàn)， A1_A1和A2_A2產(chǎn)生不受接觸面的坐標(biāo)（ox1x3，見(jiàn)圖3A）約束的剛性運(yùn)動(dòng)。u10和u20是用來(lái)分別表示點(diǎn)A1和點(diǎn)A2由于結(jié)構(gòu)彈性變形的位移。在任何載荷下，他們可以視為與該處給定邊界條件下的坐標(biāo)和機(jī)構(gòu)的幾何形狀保持一致。點(diǎn)A1和點(diǎn)A2位移差異，取決于u10和u20，應(yīng)為u0 = u10 - u20 。這樣的條件下，考慮機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)彈性變形，總滑點(diǎn)之間，A1和A2 ，可以寫(xiě)成：S1= w1?u1?u0（2）。很明顯S1和S*1是不同的。接觸粒子對(duì)之間的牽引力（或蠕變力），極大地取決于S1（或S * 1 ）。當(dāng)|S1| > 0 (or |S1 | > 0)接觸粒子對(duì)是打滑且牽引進(jìn)入飽和。在這種情況下，根據(jù)庫(kù)侖摩擦定律，如果摩擦系數(shù)與假設(shè)的法向壓力相同，上述兩個(gè)條件下?tīng)恳ο嗤?。這樣牽引力對(duì)U1的作用在上述兩個(gè)條件下也是相同的。如果|S1| = |S1 | > 0, |w1| 在（2）中要大于（1）中。即接觸粒子對(duì)在沒(méi)有u0的影響時(shí)進(jìn)入滑動(dòng)形勢(shì)快于有u0的影響時(shí)。相應(yīng)的整個(gè)接觸面在沒(méi)有u0的影響時(shí)進(jìn)入滑動(dòng)形勢(shì)快于有u0的影響時(shí)。因此，粘/滑區(qū)比率和接觸處的總牽引力在上述兩種條件下是不同的，在圖4a和b對(duì)他們進(jìn)行了簡(jiǎn)單的描述。 4A表明了粘/滑區(qū)的情況。圖4A中的標(biāo)志表明了考慮與不考慮 u0的影響的情形。圖4B表示接觸面的總切線(xiàn)牽引F1積和1機(jī)構(gòu)的蠕動(dòng)W之間關(guān)系。圖4A中的標(biāo)志和圖4B中的具有相同的含義。從圖4b可知，切線(xiàn)牽引力F1達(dá)到最大值F1max在W1= w_1而不考慮u0作用時(shí)和F1達(dá)到最大值F1max在W1= w_1考慮u0的影響，并w_1 ＜ w__ 1 。u0主要取決于機(jī)構(gòu)的SED和接觸面的牽引力。大的SED導(dǎo)致大的u0和這兩個(gè)機(jī)構(gòu)之間的滾動(dòng)接觸小的接觸剛度。這就是為什么減少接觸剛度增加接觸面粘/滑區(qū)的比率，降低接觸面不充分滑條件下的總切線(xiàn)牽引力。
3.輪/軌結(jié)構(gòu)變形的計(jì)算
為了計(jì)算圖1b – d和圖2中所描述的SED，定義了輪及鐵路的離散化。他們的有限元網(wǎng)格圖解顯示于圖5，第7和第9中。假定輪和鐵路的材料具有同樣的物理特性。剪切模量：G= 82000 N/mm2 ，泊松比： μ = 0.28 。圖5用于確定輪的扭變形。因?yàn)椋侵行膶?duì)稱(chēng)輪（見(jiàn)圖1b），半輪被選中進(jìn)行分析。輪的切割截面是固定，所顯示的圖5a示。負(fù)載圓周方向作用于輪對(duì)的踏面，從不同圓周出作用于車(chē)輪。載荷作用點(diǎn)從車(chē)輪內(nèi)側(cè)測(cè)量分別是31.6 ， 40.8和60.0毫米。圖6表明，扭變形與載荷在縱向相對(duì)。他們都是線(xiàn)性的負(fù)荷，不同點(diǎn)的載荷大小很接近。負(fù)載對(duì)Y軸方向的變形的影響（圖5a示）忽略不計(jì)。
用于后面分析的輪/軌接觸的幾何參數(shù)：
ri =ri(y,ψ)
δi = δi(y,ψ)
?i = ?i(y,ψ)
ai = ai(y,ψ)
hi = hi(y,ψ)
z = z(y,ψ)
φ = φ(y, ψ) (3)
這里i= 1，2分別表示左、右邊輪/軌。（ 3 ）中的參數(shù)的定義詳細(xì)見(jiàn)名為Nomenclature的論文。輪轉(zhuǎn)向軌道的左側(cè)時(shí)，我們?cè)O(shè)定它們大于0，如果是在順時(shí)針?lè)较騼A斜ψ ＞0，，輪軸和軌道之間橫向方向指向左側(cè)。參數(shù)依賴(lài)于輪軌的外形、Y和ψ 。但是，如果輪軌外形已經(jīng)確定，他們主要依靠Y[7] 。數(shù)值的詳細(xì)討論方法見(jiàn)[7,8]和輪/軌接觸的幾何結(jié)果。當(dāng)輪正在軌道上切線(xiàn)運(yùn)動(dòng)時(shí)輪和鋼軌的剛性蠕動(dòng)改為[8] 。
這里i= 1、2 ，它的涵義相同于（3）。（4）中不確定參數(shù)的名稱(chēng)可以在Nomenclature中看到。很明顯，蠕動(dòng)力不僅取決于接觸幾何參數(shù)，而且還取決于輪的運(yùn)動(dòng)的形式。由于當(dāng)輪/軌外形確定時(shí)接觸幾何參數(shù)的變化主要取決Y，一些由時(shí)間派生的參數(shù)可以寫(xiě)出。在計(jì)算輪/軌的幾何和接觸蠕動(dòng)時(shí)，大范圍的偏航角和側(cè)向位移輪被選中，，以使輪/軌的蠕動(dòng)和接觸角即使野外工作環(huán)境中也盡可能完全的獲得。因此，我們選擇y=0、1 、2 、3、、、10毫米， ψ = 0.0、0.1、0.2、0.3、、、1.0 ? y/v = 0, 0.005 和