轉(zhuǎn)盤(pán)換軌電動(dòng)平車(chē)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)【8張CAD高清圖紙、文檔所見(jiàn)所得】

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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)線轉(zhuǎn)盤(pán)自動(dòng)生產(chǎn)線是由電動(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。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)的選擇考慮到擺線針輪行星減速器的性價(jià)比和相關(guān)使用特點(diǎn)，我們決定選用選用電機(jī)直連式擺線針輪行星減速器已知條件:工作時(shí)間：每日八小時(shí)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38，所以減速機(jī)的低速軸轉(zhuǎn)速為1.5 r/min 12 r/min。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。電動(dòng)機(jī)頻率為50HZ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-47332111810473（4311）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CFMEPndKDethDML285992043403102706112176080 5364195503因?yàn)樗x減速器輸出軸的轉(zhuǎn)速為32，所以分配給齒輪幅的傳動(dòng)比為i=6.4。二 擺線針輪減速器原理擺線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)擺線輪的中心孔即為偏心套上轉(zhuǎn)臂軸承的滾道，并由擺線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)，由于擺線輪上齒廊曲線的特點(diǎn)及其受針齒輪上針齒限制之故，擺線輪的運(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)，將擺線輪的低速自轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)通過(guò)銷軸，傳遞給輸出軸，從而獲得較低的輸出轉(zhuǎn)三 擺線針輪行星減速器使用和特點(diǎn)1：擺線針輪行星減速器的使用范圍擺線針輪減速機(jī)是依照少齒差行星傳動(dòng)原理，擺線針齒嚙合實(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0.980.990.90減速機(jī)輸出軸 轉(zhuǎn)速=3.2 r/min，功率=1.10.9=0.99KW轉(zhuǎn)矩 =2954.5齒輪軸轉(zhuǎn)速=3.2功率=0.990.99=0.98 KW轉(zhuǎn)矩=2925中心軸轉(zhuǎn)速=0.5 r/min功率=0.980.98=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3.20.992954.5齒輪軸3.20.982925中心軸0.50.9618343.6圖2.4擺線針輪行星減速器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)=6.424=153.6,取=1542.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.mm3)由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-7選取齒寬系數(shù)=0.54)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=603.21830010=4.6=1.127)由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=1.15, =1.38）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=197mm2).計(jì)算圓周速度 =0.033).計(jì)算齒寬bb=98.54).計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) = =8.21齒高 =2.25=18.45 =5.35). 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 =222.6mm7). 計(jì)算模數(shù)m。 m=9.33. 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=0.883) .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 =238.864) . 計(jì)算載荷系數(shù)K K=1.5125) . 查齒形系數(shù). 由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5查得 =2.65 =2.146) . 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)，滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿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154101201540小齒輪24101152405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320982925中心軸0509618343.61 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) . 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 . 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dDT=8014028.25，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。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bh=2012,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。 取軸端面的倒角為245。3）. 求軸上的載荷 求作用在齒輪上的力 已經(jīng)齒輪的分度圓直徑為 d=mz=240mm 而 =24375 N =tan=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=63mm108mm=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。現(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TT=29250002 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=180mm2）.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).擬定軸上的零件的裝配方案如下圖所示，.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dDT=24036076，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dDT=18038083，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=200mm230mm=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TT=183436004). 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 =76948.87N2）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=502.410 N=5024 N 因?yàn)?，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 N3). 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 N4). 驗(yàn)算軸承壽命 因?yàn)?，所以按照軸承1的受力大小驗(yàn)算 =6388.38 h2 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 =71980.4N2）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 N4). 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，所以按照軸承2受力大小驗(yàn)算 =88839.47 h2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 X000EU= M0LD M0O M1AN X002= M001LD X005EU= M2O M3AN T33= M3TON T33,10LD T33O M4AN X004= M4LD X001EU = M5LD M5O M6AN X003= M6LD X006EU= M7LD M7O M8AN T34= M8TON T34,10LD T34O M9AN X004=M9LD M1O M6= Y000LD M4O 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=0.50.8、Mn=0.61.5)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線圈； 6電線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. 5-845-126，5-2135-226.【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.14-1214-48.【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.16-14616-203.【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.2930.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，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= w1u1=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， 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= w1u1u0（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： = 0.28 。圖5用于確定輪的扭變形。因?yàn)?，它是中心?duì)稱輪（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,)i = i(y,)i = i(y,)ai = ai(y,)hi = hi(y,)z = z(y,) = (y, ) (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 0，輪軸和軌道之間橫向方向指向左側(cè)。參數(shù)依賴于輪軌的外形、Y和 。但是，如果輪軌外形已經(jīng)確定，他們主要依靠Y7 。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， = 0.0、0.1、0.2、0.3、1.0 y/v = 0, 0.005 和