機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì)【全套圖紙PROE三維】

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1、浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） Z S T U ZhejiangZhejiang Sci-TechSci-Tech UniversityUniversity 本本 科科 畢畢 業(yè)業(yè) 設(shè)設(shè) 計(jì)計(jì) BachelorS THESIS 論文題目：論文題目： 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì)機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 專業(yè)班級：專業(yè)班級： 0909 機(jī)械（四）班機(jī)械（四）班 姓名學(xué)號：姓名學(xué)號： 指導(dǎo)教師：指導(dǎo)教師： 遞交日期：遞交日期： 20132013 年年 5 5 月月 2929 日日 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 浙浙 江江 理理 工工 大大 學(xué)學(xué) 機(jī)械與自動控制學(xué)院機(jī)械與自動控制學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì)誠信聲明 我謹(jǐn)在此保證：

2、本人所做的畢業(yè)設(shè)計(jì)，凡引用他人的研究成 果均已在參考文獻(xiàn)或注釋中列出。設(shè)計(jì)說明書與圖紙均由本人獨(dú) 立完成，沒有抄襲、剽竊他人已經(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的研究成果行為。 如出現(xiàn)以上違反知識產(chǎn)權(quán)的情況，本人愿意承擔(dān)相應(yīng)的責(zé)任。 聲明人（簽名）： 年 月 日 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 摘 要 大型工件、物品的搬運(yùn)常采用助推器輔助搬運(yùn)完成作業(yè)，主要有機(jī)械式、 氣動式、電動式、液壓式等，其工作性能各有優(yōu)劣，有特定的適用場合。鐵路 機(jī)車或車輛檢修維護(hù)時(shí)的移動一直采用牽引機(jī)車或牽車機(jī)構(gòu)牽引，而牽引機(jī)車 一般為內(nèi)燃機(jī)車，不適合在機(jī)車或車輛檢修要求越來越高的庫內(nèi)牽引機(jī)車用， 而牽車機(jī)構(gòu)一般為鏈?zhǔn)絺鬏敊C(jī)構(gòu)，其安裝空

3、間需要利用軌道中間的部分空間， 且建造成本高、運(yùn)行不穩(wěn)定、維護(hù)成本較高和驅(qū)動電機(jī)的防水防潮功能要求較 高，使用效果一直不理想。 本文擬在綜合分析比較現(xiàn)有搬運(yùn)助推器的工作原理、組成結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上， 通過分析機(jī)車轉(zhuǎn)向架與助推器的受力作用情況，運(yùn)用 ADAMS 軟件對助推器的執(zhí) 行機(jī)構(gòu)進(jìn)行建模和運(yùn)動仿真，確定了執(zhí)行桿件的運(yùn)作方式和受力作用情況，進(jìn) 一步校核各部件，設(shè)計(jì)出一種用于搬運(yùn)不同規(guī)格機(jī)車轉(zhuǎn)向架、適合機(jī)車車間工 作條件的低耗高效便攜式助推器。結(jié)構(gòu)簡單，方便組裝，方便工人操作的便攜 式機(jī)車牽車裝置，為機(jī)車檢修時(shí)方便進(jìn)出檢修庫用。 關(guān)鍵詞：助推器；高效；便捷；ADAMS；仿真 全套圖紙，加全套圖紙，加

4、 153893706153893706 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) Abstract Large workpiece and goods transport often use boosters to help to finish the work.The main means are mechanical, pneumatic, electric, hydraulic.Every means has its own advantages and disadvantages and every means is used in its special appropriate occasion . W

5、hen the railway locomotive and vehicle are in maintenance,it has often been using traction locomotives or traction mechanism for moving. But the traction locomotive is usually a kind of diesel locomotives.It is not suitable for the traction of locomotive,with the request more and more high in locomo

6、tive and vehicle maintenance. The traction mechanism is usually a kind of chain transmission mechanism.The middle part of the space of the orbit is required for the installation space , with high construction costs,unstable operation,high maintenance costs and the higher requirements for drive motor

7、s waterproof function.So the using effect has not been ideal. This article is on the comprehensive analysis of the working principle and existing boosters structure. By analyzing the force condition of the locomotive bogie and the booster,using the Adams software for modeling and motion simulation o

8、f the executive mechanism of the booster. So the executive members operation mode and the force function are determined, further checking other parts, designing a kind of 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） portable booster with high efficiency and low consumption for the transport of different specifications of bogie

9、s. And it is suitable for the locomotive workshops working conditions. It is a kind of portable traction device with simple structure, convenient assembly and convenient operation ,for convenient in or out of the maintenance bases when the railway locomotive and vehicle is in maintenance. Key words:

10、 Booster; High Efficiency; Portable; Adams; Motion Simulation 目 錄 摘 要 Abstract 第 1 章 緒論.1 1.1 轉(zhuǎn)向架助推器研究背景 1 1.2 現(xiàn)有助推器類型 1 1.2.1 滾輪助推器 1 1.2.2 抬升式助推器 3 1.2.3 多功能助推器 4 1.3 虛擬樣機(jī)技術(shù) 5 1.4 本論文主要研究內(nèi)容 6 第 2 章 撬棍式助推器研究思路和方案.7 2.1 研究思路 7 2.1.1 三種助推器的比較 7 2.1.2 撬棍式助推器方案7 2.2 執(zhí)行機(jī)構(gòu)受力分析 8 2.2.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)位置分析 8 2.2.2 齒輪

11、傳動比確定 9 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 2.2.3 機(jī)構(gòu)受力分析 .10 2.3 電機(jī)選擇 .12 2.4 結(jié)論 .12 第 3 章 基于 Adams 的建模和仿真14 3.1 Adams 軟件介紹.14 3.1.1 Adams 軟件的概述.14 3.1.2 ADAMS 仿真步驟 .14 3.2 執(zhí)行機(jī)構(gòu)自由度分析.15 3.3 凸輪輪廓線的設(shè)計(jì).16 3.3.1 建立模型 .16 3.3.2 仿真 .17 3.3.3 確定輪廓曲線 .17 3.4 執(zhí)行機(jī)構(gòu)建模與仿真.18 3.4.1 建立模型 .18 3.4.2 添加約束 .19 3.4.3 仿真 .20 3.4.4 仿真結(jié)果后處理 .20

12、3.5 結(jié)論 .23 第 4 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)25 4.1 整體結(jié)構(gòu)簡圖.25 4.2 各部件校核 .25 4.2.1 齒輪設(shè)計(jì)與校核 .25 4.2.2 鏈傳動設(shè)計(jì) .29 4.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核 .30 4.2.4 軸承選擇 .34 第 5 章 總結(jié)36 5.1 總結(jié).36 5.2 設(shè)計(jì)的不足之處.36 5.3 個(gè)人體會.36 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 參考文獻(xiàn).38 致 謝.39 第 1 章 緒論 1.1 轉(zhuǎn)向架助推器研究背景 進(jìn)入 21 世紀(jì)，我國的城市軌道交通方興未艾。作為世界上人口最多的國家 為保證擁有一個(gè)有效，快速，便捷的交通。軌道交通作為主要的趨向已開始平 凡地

13、出現(xiàn)在我們的生活中。 而轉(zhuǎn)向架（英文：Bogie） ，又稱臺車（來自日文） ，它是鐵道車輛中結(jié)構(gòu)最 為復(fù)雜的部分，其基本功能是：引導(dǎo)車輛沿軌道行駛；緩和因軌道不平順而產(chǎn) 生的振動；安裝制動裝置，使車輛能夠及時(shí)減速并準(zhǔn)確停車1。因此轉(zhuǎn)向架的 設(shè)計(jì)也直接決定了車輛的穩(wěn)定性和車輛乘坐的舒適性。 動車組轉(zhuǎn)向架在維修成本中占到 40%以上（全生命周期） ，在高速動車組 5 級修程中，轉(zhuǎn)向架的檢修工作量最大。而其中大量必要的檢修和維護(hù)作業(yè)是利 用動車組停車、入庫的短暫時(shí)段內(nèi)進(jìn)行的，這就更加大了作業(yè)難度和保證質(zhì)量 的難度2。 鐵路機(jī)車或車輛檢修維護(hù)時(shí)的移動一直采用牽引機(jī)車或牽車機(jī)構(gòu)牽引，而 牽引機(jī)車一般為內(nèi)

14、燃機(jī)車，不適合在機(jī)車或車輛檢修要求越來越高的庫內(nèi)牽引 機(jī)車用，而牽車機(jī)構(gòu)一般為鏈?zhǔn)絺鬏敊C(jī)構(gòu)，其安裝空間需要利用軌道中間的部 分空間，且建造成本高、運(yùn)行不穩(wěn)定、維護(hù)成本較高和驅(qū)動電機(jī)的防水防潮功 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 2 能要求較高，使用效果一直不理想。在新建或改造的鐵路機(jī)車檢修基地，急需 一種便攜式的機(jī)車牽車裝置，為機(jī)車檢修時(shí)方便進(jìn)出檢修庫用。 1.2 現(xiàn)有助推器類型 1.2.1 滾輪助推器 1.氣動摩擦輪式滾輪 這類助推器是利用驅(qū)動輪和機(jī)車轉(zhuǎn)向架的摩擦，實(shí)現(xiàn)輪子的轉(zhuǎn)動，從而推 動轉(zhuǎn)向架。動力源采用的是氣動驅(qū)動，利用長輸氣管和壓縮空氣實(shí)現(xiàn)長距離驅(qū) 動，可以推動 10 噸到 50 噸的卷筒等圓柱

15、類物件，如圖 1-1 所示。 氣動能源式的裝置動力清潔而且高效，方便工人操作。毫無疑問確實(shí)有一 些優(yōu)勢的，包括：（1）它們便攜而且尺寸小巧，但是可以形成極大的轉(zhuǎn)矩； （2）其中互相作用使他們適合大多數(shù)重量大的轉(zhuǎn)動負(fù)重，因?yàn)樨?fù)重提供了驅(qū)動 輪需要的向下的力。 但是同時(shí)因?yàn)闅鈩拥尿?qū)動方式也帶來了局限。氣動需要持續(xù)提供高度壓縮 的空氣才能維持動力，這就大大制約了助推的距離，而且壓縮空氣的需要限制 了裝置的位置，而且如果輸氣管長度過長的，壓力會慢慢下降，最終會影響助 推的效率2。 圖圖 1-1 氣動摩擦輪式助推器氣動摩擦輪式助推器3 3 2.電動摩擦輪式滾輪 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 3 基于

16、上述氣動能源式助推器的一些不足之處，Gregory James Newell 在“ Materials handling device and system”專利中提出了改進(jìn)方案。此專利將動力更換 為一種可循環(huán)利用的清潔充電電池組，同時(shí)安裝有充電裝置，可以實(shí)現(xiàn)電池組 的充放電控制，電力不足時(shí)儲存能源的電容裝置就會釋放出多余能量，使助推 的距離更遠(yuǎn)，更有效率。解決了氣動的缺陷，同時(shí)又具有氣動的大部分優(yōu)點(diǎn)。 其結(jié)構(gòu)簡圖如圖 1-2 所示。 圖圖 1-2 電動摩擦輪式助推器電動摩擦輪式助推器4 4 1.2.2 抬升式助推器 1.液壓抬升式助推器 如圖 1-3 所示，此類助推器通過液壓機(jī)構(gòu)與轉(zhuǎn)向架底盤

17、后半部分接觸，向 上抬升轉(zhuǎn)向架一小段距離，使后輪受到的壓力和摩擦力減小，再推動轉(zhuǎn)向架。 由于內(nèi)嵌發(fā)電機(jī)，而受結(jié)構(gòu)尺寸的制約不能達(dá)到很大的功率，所以在類型選擇 上和傳動方式上需要再改進(jìn)，同時(shí)承重點(diǎn)的位置選擇需要考慮到助推器的傾覆 問題，總體結(jié)構(gòu)并不是非常完善。 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 4 圖圖 1-3 液壓抬升式助推器液壓抬升式助推器 2.氣動抬升式助推器 如圖 1-4 所示，由于考慮到液壓系統(tǒng)的復(fù)雜性，還有液壓油泄漏可能造成 一定的危險(xiǎn)。一些助推器將抬升機(jī)構(gòu)由液壓系統(tǒng)置換成了氣動方式，再通過簡 單的鉸鏈機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)向上的運(yùn)動。這樣結(jié)構(gòu)更加簡單，而且能源清潔高效。但是 因?yàn)槭侵苯犹?，限制了助推器的?/p>

18、升重量，并不能推動較大重量的機(jī)車轉(zhuǎn)向 架。 圖圖 1-4 氣動抬升式助推器氣動抬升式助推器5 5 3.杠桿抬升式助推器 如圖 1-5 所示，此類助推器將液壓系統(tǒng)置換成了簡單的杠桿結(jié)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)了 結(jié)構(gòu)的簡化，更方便簡單。但同時(shí)也不能推動大重量機(jī)車轉(zhuǎn)向架。 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 5 圖圖 1-5 杠桿抬升式助推器杠桿抬升式助推器5 5 1.2.3 多功能助推器 通過助推器車體和不同執(zhí)行機(jī)構(gòu)的組裝，就可以不同方式推動不同類型的 大型工件。如圖 1-6 所示，英國 Master Mover 公司生產(chǎn)的助推器產(chǎn)品就是一個(gè) 例子。 助推器車體內(nèi)部通過電動和齒輪傳動，可以提供較大的推力。而且方便操

19、作， 工作時(shí)間相對較長，安全、高效。值得一提的是，其中動力采用直流式電池， 沒有交流電的高壓危險(xiǎn)，而且一次充電后可以使用相當(dāng)長一段時(shí)間，所以說更 加實(shí)用。雖然體積比上面介紹的大一些，不過完全符合在車間工作的要求。底 盤采用的高韌性鋼板，負(fù)重最高也可以達(dá)到 100 噸。具有靈活可變的調(diào)節(jié)高度， 適應(yīng)不同的轉(zhuǎn)向架。 圖圖 1-6 抬升多功能助推器抬升多功能助推器6 6 從這種基本裝置，改裝后就可以推動不同類型的機(jī)車。如圖 1-7 所示，比 如，推滾動體時(shí)，將前面的抬升部分變換成兩個(gè)長條滾子，就可以實(shí)現(xiàn)推動大 型滾輪。 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 6 圖圖 1-7 滾輪多功能助推器滾輪多功能助推器6 6

20、1.3 虛擬樣機(jī)技術(shù) 機(jī)械工程中的虛擬樣機(jī)技術(shù)又稱為機(jī)械系統(tǒng)動態(tài)仿真技術(shù)，是國際上 20 世紀(jì) 80 年代隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展而迅速發(fā)展起來一項(xiàng)計(jì)算機(jī)輔助工程 （CAE）技術(shù)。工程師在計(jì)算機(jī)上建立樣機(jī)模型，對模型進(jìn)行各種動態(tài)性能分 析，然后改進(jìn)樣機(jī)設(shè)計(jì)方案，用數(shù)字化形式代替?zhèn)鹘y(tǒng)的物理樣機(jī)。運(yùn)用虛擬樣 機(jī)技術(shù)，可以大大簡化機(jī)械產(chǎn)品的設(shè)計(jì)開發(fā)過程，大幅度縮短產(chǎn)品開發(fā)周期， 大量減少產(chǎn)品開發(fā)費(fèi)用和成本，明顯提高產(chǎn)品質(zhì)量，提高產(chǎn)品的系統(tǒng)級性能， 獲得最優(yōu)化和創(chuàng)新的設(shè)計(jì)產(chǎn)品。因此，該技術(shù)一出現(xiàn)，立即受到了工業(yè)發(fā)達(dá)國 家、有關(guān)機(jī)構(gòu)和大學(xué)、公司的極大重視，許多著名制造廠商紛紛將虛擬樣機(jī)技 術(shù)引入各自的產(chǎn)品開

21、發(fā)中，取得了很好的經(jīng)濟(jì)效益。 目前對于虛擬樣機(jī)的概念還沒有一種通用精確的定義，針對不同的研究領(lǐng) 域，有不同的定義方法。從計(jì)算機(jī)圖形學(xué)的角度出發(fā)，F(xiàn)an Dai 等人將虛擬樣 機(jī)定義為一種快速評價(jià)不同的物理產(chǎn)品設(shè)計(jì)的方法。通過將虛擬現(xiàn)實(shí)技術(shù) （VR）、計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)和 CAD 技術(shù)相結(jié)合，建立起一個(gè)物理造型的數(shù)字原 型。產(chǎn)品設(shè)計(jì)人員可以通過具有高度沉浸感的虛擬現(xiàn)實(shí)用戶接口靈活的操縱、 控制和修改該原型，并支持設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)的重用和仿真分析7。 從機(jī)械工程研究領(lǐng)域的角度出發(fā)，Ed P.Ander 等人認(rèn)為虛擬樣機(jī)是一種針 對測試的對象和物理原型進(jìn)行的一個(gè)虛擬制造和仿真過程，基于虛擬樣機(jī)技術(shù) 建立的工程化

22、制造開發(fā)模型可以使設(shè)計(jì)人員訪問一個(gè)實(shí)際物理模型的所有關(guān)于 機(jī)械，物理，外觀和功能特性的有關(guān)信息。 Mitchel M.Tseng 等人將虛擬樣機(jī)定義為取代實(shí)際產(chǎn)品模型的一種數(shù)學(xué)模型， 通過它可以對實(shí)際的物理產(chǎn)品進(jìn)行幾何、功能等方面的建模和分析。Bloor 等 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 7 人則認(rèn)為虛擬樣機(jī)是將目前 CAD、CAE、CAx 等技術(shù)結(jié)合在一起的一種集成技 術(shù)，虛擬樣機(jī)技術(shù)貫穿于產(chǎn)品生命周期的全過程。他認(rèn)為虛擬樣機(jī)模型包含了 分布式的產(chǎn)品數(shù)據(jù)信息，由于虛擬樣機(jī)模型強(qiáng)調(diào)集成性，因此必須提供一個(gè)標(biāo) 準(zhǔn)的信息建模和數(shù)據(jù)交換方法。 建模和仿真領(lǐng)域比較通用的關(guān)于虛擬樣機(jī)的概念是美國國防

23、部建模和仿真 辦公室（DMSO）的定義。DMSO 將虛擬樣機(jī)定義為對一個(gè)與物理原型具有功 能相似性的系統(tǒng)或者子系統(tǒng)模型進(jìn)行的基于計(jì)算機(jī)的仿真；而虛擬樣機(jī)則是使 用虛擬樣機(jī)來代替物理樣機(jī)，對候選設(shè)計(jì)方案的某一方面的特性進(jìn)行仿真測試 和評估的過程。美國國防部采辦委員會將虛擬樣機(jī)定義為一個(gè)系統(tǒng)，該系統(tǒng)在 仿真進(jìn)行過程中可以和其它虛擬環(huán)境間進(jìn)行交互8。 1.4 本論文主要研究內(nèi)容 1.機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器的方案設(shè)計(jì) 比較三種機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器的優(yōu)點(diǎn)和缺點(diǎn)，綜合分析車間內(nèi)不同使用情況， 設(shè)計(jì)助推器的執(zhí)行機(jī)構(gòu)、傳動機(jī)構(gòu)以及整體的布局和車體框架，使其滿足大部 分使用要求。 2.理論分析 確定方案后，對機(jī)車轉(zhuǎn)向架和

24、助推器進(jìn)行具體的受力分析，也包括電機(jī)的 選擇，和不同規(guī)格相配合的助推器的受力分析。確保助推器可實(shí)際上運(yùn)行起來， 推動不同規(guī)格的機(jī)車轉(zhuǎn)向架。 3.建模和仿真 對執(zhí)行機(jī)構(gòu)建立 ADAMS 模型，進(jìn)行仿真。驗(yàn)證和計(jì)算機(jī)構(gòu)的受力情況， 找到最大受力處和執(zhí)行桿件的位移情況。 4.各部件的校核 5.二維設(shè)計(jì)。 對主要部件和整體機(jī)構(gòu)建立二維零件圖和裝配圖，設(shè)計(jì)出滿足生產(chǎn)要求的 二維圖紙。 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 8 第 2 章 杠桿式助推器研究思路和方案 2.1 研究思路 2.1.1 三種助推器的比較 摩擦滾輪式助推器，通過自身輪組跟轉(zhuǎn)向架輪對的摩擦相互作用來推動轉(zhuǎn) 向架，應(yīng)用直流電機(jī)，能源清潔、效率高，實(shí)現(xiàn)

25、高轉(zhuǎn)矩、低功率，但是為保證 摩擦輪之間的配合關(guān)系，結(jié)構(gòu)略顯復(fù)雜，而且只能推動帶有輪對的物件。 抬升式助推器，通過直接抬升轉(zhuǎn)向架后座推動轉(zhuǎn)向架，可抬升較大重量的 轉(zhuǎn)向架，但是由于需要的電機(jī)功率較大，又受到整體結(jié)構(gòu)尺寸的限制，電機(jī)不 容易選擇，而且車體有傾覆的危險(xiǎn)。 多功能助推器，綜合了上述兩種助推器的優(yōu)點(diǎn)，所以其中的結(jié)構(gòu)是可以借 鑒的。缺點(diǎn)是其整體尺寸偏大。 2.1.2 撬棍式助推器方案 現(xiàn)將助推器分成幾個(gè)部分：驅(qū)動裝置、傳動裝置、執(zhí)行裝置。 1.執(zhí)行裝置 為了使助推器的執(zhí)行裝置盡可能簡單、安全、省力，決定采用撬棍杠桿類 抬升助推裝置，通過電機(jī)驅(qū)動帶動凸輪轉(zhuǎn)動，實(shí)現(xiàn)桿件的往復(fù)運(yùn)動，推動機(jī)車 轉(zhuǎn)向

26、架不斷向前，其結(jié)構(gòu)如圖 2-1 所示。 圖圖 2-1 撬棍式助推器執(zhí)行裝置示意圖撬棍式助推器執(zhí)行裝置示意圖 相比傳統(tǒng)液壓抬升式助推方式的缺點(diǎn)，這種助推方式更靈活、省力。通過 桿件和轉(zhuǎn)向架后輪的相互作用推動轉(zhuǎn)向架，所需要的功率也更小。而同摩擦輪 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 9 式助推器一樣，不僅可以推動大型滾輪類工件，也可以推動普通機(jī)車轉(zhuǎn)向架助 推器。同時(shí)，車體的整體尺寸并不需要過大。 2.傳動裝置 傳動裝置決定采用一級齒輪減速裝置和鏈傳動裝置相配合。因?yàn)辇X輪傳動 效率更高，更穩(wěn)定，通過齒輪減速傳動可以提供更大的扭矩和驅(qū)動力，擴(kuò)大了 電機(jī)的選擇范圍。齒輪傳動傳動比的確定，需要根據(jù)具體結(jié)構(gòu)位

27、置，分析前端 執(zhí)行桿件的位移和電機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系，將在下一節(jié)“機(jī)構(gòu)受力分析”中提到。鏈 傳動是因?yàn)榇簖X輪與驅(qū)動輪的直徑尺寸不同，不能裝配在同一根軸上。所以通 過 1:1 的鏈傳動把大齒輪軸受到的扭矩傳給驅(qū)動輪軸。同時(shí)，為了實(shí)現(xiàn)同步推 動轉(zhuǎn)向架的輪對，需要通過鏈傳動將電機(jī)的動力同步傳輸?shù)酵恢行木€的兩根 軸上，實(shí)現(xiàn)傳動轉(zhuǎn)向機(jī)輪對同步推動。傳動裝置簡圖如圖 2-2 所示。 圖圖 2-2 撬棍式助推器傳動裝置簡圖撬棍式助推器傳動裝置簡圖 3.驅(qū)動裝置 因?yàn)閭鲃硬糠职ㄒ患夶X輪減速傳動，可以增大電機(jī)提供的扭矩和驅(qū)動力， 所以電機(jī)可以選擇轉(zhuǎn)矩相對小一些的，功率也不需要特別大，所以驅(qū)動裝置采 用直流電機(jī)驅(qū)動，

28、放置助推器車體內(nèi)部。同時(shí)轉(zhuǎn)速也不需要很高。因?yàn)椴捎眯?電池提供能源，效率更高、時(shí)間更持久，不會像氣動驅(qū)動方式那樣受到驅(qū)動距 離的限制。 2.2 執(zhí)行機(jī)構(gòu)受力分析 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 10 2.2.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)位置分析 如圖 2-3,對撬棍桿件前端抬升最高位置分析： mmlmmlmmlmmlmmlmml150,532,250,150,391,17565 4 321 圖圖 2-3 撬桿前端抬升最高位置撬桿前端抬升最高位置 由矢量方程432 1 llll 得到方程 33422 3322 1 coscos sinsin lll lll 343331 2 4 2 3 2 1 2 2 cos2sin2l

29、lllllll 0cossin33CBA (其中） 2 2 2 4 2 3 2 1 4331,2,2llllCllBllA 解得： CB CBAA 222 3 2 tan 75.42,35.782 3 同理可得，在桿件運(yùn)動的最高位置時(shí)， 2 . 54, 2 . 101 2 3 桿件推動的距離為mmll40.94)cos(cos) 3 2 ( 2 265 2.2.2 齒輪傳動比確定 設(shè)選擇電機(jī)的轉(zhuǎn)速為 。假設(shè)轉(zhuǎn)向架不動，在桿件運(yùn)動半個(gè)周期或nmin/r 其奇數(shù)倍的時(shí)間中，助推器需要在相同的時(shí)間走過桿件推動的距離，即。mm 4 . 94 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 11 初設(shè)小車輪半徑，取個(gè)

30、周期，列方程：mm60 2 3 3 2 087 . 0 T v 3 60 2 1 60 06 . 0 2 087 . 0 n i n 得齒輪傳動比5 . 6i 2.2.3 機(jī)構(gòu)受力分析 1.對轉(zhuǎn)向架分析 桿件和轉(zhuǎn)向架后輪接觸時(shí)，后輪受力指向圓心，與豎直方向呈角。 30 設(shè)轉(zhuǎn)向架重 10000N，與鐵軌的滾動摩擦系數(shù)為 0.05，受力分析如圖 2-4 所示。 圖圖 2-4 轉(zhuǎn)向架車輪受力分析轉(zhuǎn)向架車輪受力分析 受力平衡得方程： N N FF GFF 30sin 30cos NF NF N 9200 920 2.對助推器小車整體分析 設(shè)小車重 2000N，與地面的滾動摩擦系數(shù)為 0.15。則小車整

31、體受力分析如 圖 2-5 所示。 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 12 圖圖 2-52-5 助推器整體受力分析圖助推器整體受力分析圖 由30sin)30cos( 06 . 0 FFG Mi MNM 9 . 13 3.桿件理論受力分析 如圖 2-6，設(shè)桿件前端處和后輪接觸。分析推桿最低位置，即前端執(zhí)行 3 1 桿件最高位置處。猜想此時(shí)桿件受力最大，由下一章 ADAMS 仿真結(jié)果驗(yàn)證猜 想。 圖圖 2-6 撬桿受力分析圖撬桿受力分析圖 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 13 （2- 221222126225 6225 1232 3212 cossin30cos 3 2 cos)(30cos 30sin 3

32、2 sin)(30sin 0 30sin 30cos lFlFlllF lllF M FFF FFF yx A xx yy 1） 4.凸輪推桿受力及凸輪整體受力分析 如圖 2-7，設(shè)推桿與滑槽摩擦系數(shù)為 0.15，推桿輪與凸輪摩擦系數(shù)為 0.05 圖圖 2-7 凸輪及推桿受力分析圖凸輪及推桿受力分析圖 列方程組： （2-2） 21 12 21 12 1221 21 12 1252252750 501502000 )(15 . 0 05 . 0 xxxc xxxB yxxa xaxx FFFMM FFFM FFFF FFFF 聯(lián)立方程組（2-1）（2-2），其中 M=13.9,F，由相互作用的M

33、N N920 大小相等， 得： NF NF y x 1438 726 12 12 NF NF x X 488 1131 2 1 NF NF y x 2394 494 32 32 NFa1681 2.3 電機(jī)選擇 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 14 通過受力分析，選擇直流電機(jī) 120STDY-D60 型號，額定轉(zhuǎn)矩為 15,MN 轉(zhuǎn)速為 60rpm，調(diào)節(jié)其轉(zhuǎn)矩至 M=,功率。驅(qū)動裝置即電機(jī)選MN 9 . 13WP106 擇，選擇小功率、低轉(zhuǎn)速，臺灣精工電機(jī)公司生產(chǎn)的 120STDY-D60 型號電機(jī)。 同時(shí)需要提供的轉(zhuǎn)矩并不大，只有 13.9。這樣電機(jī)的選擇有很大余地，MN 重量只有 8.1 千克，橫向

34、尺寸只有 200mm 左右，結(jié)構(gòu)小巧、便捷，不會對助推 器車體整體結(jié)構(gòu)有很大影響。 2.4 結(jié)論 本章通過分析比較三種不同類型的助推器的優(yōu)缺點(diǎn)和可以借鑒的地方，確 定了撬棍式杠桿助推器的三部分結(jié)構(gòu)，即執(zhí)行機(jī)構(gòu)、傳動機(jī)構(gòu)和驅(qū)動裝置。 執(zhí)行機(jī)構(gòu)采用類似杠桿結(jié)構(gòu)的省力形式，同時(shí)結(jié)合凸輪與推桿相互作用， 將電機(jī)的轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)化為推桿的直線運(yùn)動，再將其通過桿件的簡單連接，轉(zhuǎn)化為前 端撬棍型杠桿的往復(fù)擺動，實(shí)現(xiàn)推動轉(zhuǎn)向架的目的。 而傳動機(jī)構(gòu)采用了一級齒輪減速裝置，來擴(kuò)大直流小電機(jī)能提供的轉(zhuǎn)矩， 使電機(jī)尺寸不會過大，傳遞動力更加平穩(wěn)。為了實(shí)現(xiàn)同步推動轉(zhuǎn)向架的一組輪 對，采用對稱的兩跟杠桿和輪對相互對應(yīng)，通過兩組

35、1：1 的鏈傳動，實(shí)現(xiàn)兩根 凸輪軸的同步轉(zhuǎn)動。而受到車體結(jié)構(gòu)和大齒輪尺寸限制，另外采取一組鏈傳動 將大齒輪軸的動力傳遞到助推器小車后輪，實(shí)現(xiàn)后輪驅(qū)動。 通過對撬棍式杠桿的位置分析，確定了其擺動的時(shí)間和小車運(yùn)動速度之間 的關(guān)系，分析出齒輪傳動比需要 6.5。 又通過理論分析，確定執(zhí)行機(jī)構(gòu)各桿件在撬棍式杠桿擺動最高位置時(shí)的受 力情況，為電機(jī)選擇和下一章驗(yàn)證仿真結(jié)果正確性提供了依據(jù)。 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 15 第 3 章 基于 Adams 的建模和仿真 3.1 Adams 軟件介紹 3.1.1 Adams 軟件的概述 ADAMS 軟件，即機(jī)械系統(tǒng)動力學(xué)自動分析軟件 ADAMS(Auto

36、matic Dynamic Analysis of Mechanical Systems)，是美國 MDI 公司(Mechanical Dynamics Inc.)開發(fā)的虛擬樣機(jī)分析軟件。目前，ADAMS 己經(jīng)被全世界各行各 業(yè)的數(shù)百家主要制造商采用。根據(jù) 1999 年機(jī)械系統(tǒng)動態(tài)仿真分析軟件國際市場 份額的統(tǒng)計(jì)資料，ADAMS 軟件銷售總額近 8 千萬美元、占據(jù)了 51%的份額。 ADAMS 軟件使用交互式圖形環(huán)境和零件庫、約束庫、力庫，創(chuàng)建完全參 數(shù)化的機(jī)械系統(tǒng)幾何模型，其求解器采用多剛體系統(tǒng)動力學(xué)理論中的拉格郎日 方程方法，建立系統(tǒng)動力學(xué)方程，對虛擬機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)、運(yùn)動學(xué)和動力 學(xué)分

37、析，輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線9。ADAMS 軟件仿真可用 于預(yù)測機(jī)械系統(tǒng)的性能、運(yùn)動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計(jì)算有限元的輸 入載荷等10。 ADAMS 軟件由眾多分模塊集成了強(qiáng)大的分析能力，其中核心模塊包括 ADAMS/View、ADAMS/Post Process 和 ADAMS/Solver 組件，示意圖如圖 3-1 所示。 ADAMS 核心組件 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 16 圖圖 3-1 ADAMSADAMS 核心模塊組件核心模塊組件11 11 3.1.2 ADAMS 仿真步驟 運(yùn)用 ADAMS 軟件建模、仿真、分析，一般遵循以下步驟，如圖 3-2 所示。 ADAMS 軟件

38、具有建模、施加運(yùn)動約束等功能，簡單的產(chǎn)品可以直接在 ADAMS/View 中建立三維幾何模型，對于復(fù)雜的產(chǎn)品，其三維幾何模型的建立、 產(chǎn)品的預(yù)裝配通常在 PRO-E、UC 等軟件中完成，再通過格式轉(zhuǎn)換導(dǎo)入到 ADAMS 軟件中。在仿真同時(shí)，還可以對感興趣的速度、位移等圖線進(jìn)行數(shù)據(jù) 分析，根據(jù)需要對不同的參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，修正建立的模型。 ADAMS/ViewADAMS/SolverADAMS/PostProcess 基本環(huán)境 求解器 后處理 機(jī)械系統(tǒng) 1.幾何建模 建模 2.施加運(yùn)動副和運(yùn)動約束 3.施加載荷 仿真 1.設(shè)置測量和仿真輸出 分析 2.進(jìn)行運(yùn)動仿真 仿真結(jié) 1.回放仿真結(jié)果 果分析

39、2.繪制仿真結(jié)果曲線 細(xì)化 1.設(shè)置可變參數(shù)點(diǎn) 機(jī)械系 2.定義設(shè)計(jì)變量 統(tǒng)模型 3.定義目標(biāo)函數(shù) 機(jī)械 1.進(jìn)行主要影響因素研究 系統(tǒng)優(yōu)化 2.進(jìn)行最優(yōu)分析 化研究 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 17 圖圖 3-2 ADAMSADAMS 仿真步驟仿真步驟12 12 3.2 執(zhí)行機(jī)構(gòu)自由度分析 仿真主要針對助推器的執(zhí)行機(jī)構(gòu)，分析其在推動機(jī)車轉(zhuǎn)向架的位移圖線及 受力情況，執(zhí)行機(jī)構(gòu)如圖3-3所示。其中包括四個(gè)活動構(gòu)件，四個(gè)轉(zhuǎn)動副、一個(gè) 移動副，和一個(gè)凸輪高副接觸。根據(jù)公式(PHPLnF23 )，得到，即執(zhí)行機(jī)構(gòu)的自由度為1，需要添加一個(gè)驅(qū)1, 5, 4PHPLn1F 動。 圖圖 3-3 執(zhí)行機(jī)

40、構(gòu)簡圖執(zhí)行機(jī)構(gòu)簡圖 3.3 凸輪輪廓線的設(shè)計(jì) 3.3.1 建立模型 初始設(shè)定推程，為實(shí)現(xiàn)推桿周期性上下滑動。如圖 3-4，先設(shè)定mmh50 推桿長度，然后在推桿上添加與地面的移動副，并添加豎直方向的驅(qū)動，mm200 設(shè)定驅(qū)動函數(shù) 25*sin(18d*time)，即推動運(yùn)動為周期的正弦運(yùn)動，行程sT20 為。mm25 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 18 圖圖 3-4 推桿驅(qū)動函數(shù)推桿驅(qū)動函數(shù) 如圖 3-5，同時(shí)以推桿正下方處為轉(zhuǎn)軸中心，建立任意長度桿，添mm100 加轉(zhuǎn)動副和轉(zhuǎn)動驅(qū)動力，設(shè)定轉(zhuǎn)動驅(qū)動力函數(shù)為 18d * time，周期同樣為。s20 圖圖 3-5 轉(zhuǎn)動驅(qū)動函數(shù)轉(zhuǎn)動驅(qū)動函數(shù) 3.3.2

41、仿真 設(shè)定仿真時(shí)間為，步數(shù)為 500 步，點(diǎn)擊運(yùn)行仿真。模型如圖 3-6s20Steps 所示。 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 19 圖圖 3-6 凸輪廓線仿真凸輪廓線仿真 3.3.3 確定輪廓曲線 點(diǎn)擊工具欄 Review 里的 Create Trace Spline 按鈕，選擇兩桿件，確定推桿 端點(diǎn)相對于另一桿的運(yùn)動軌跡，即凸輪的實(shí)際廓線。仿真結(jié)果如圖 3-7 所示。 圖中綠色圓盤就是凸輪的輪廓線，測量半徑為的圓盤。這里初始設(shè)mm100 定凸輪轉(zhuǎn)動周期為，推桿推程為，但當(dāng)凸輪周期改變時(shí)，推桿的行程s20mm50 不變，所以不影響后續(xù)建模過程。 圖圖 3-7 凸輪實(shí)際廓線凸輪實(shí)際廓線 3

42、.4 執(zhí)行機(jī)構(gòu)建模與仿真 3.4.1 建立模型 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 20 打開 AdamsView 軟件，網(wǎng)格寬度為，力單位為,長度單位為。mm50Nmm 根據(jù) 3.3 中凸輪廓線的確定方法，建立推桿和凸輪構(gòu)件。推桿端點(diǎn)位于坐標(biāo) 處，長度為，凸輪轉(zhuǎn)軸中心坐標(biāo)為。)0 , 0 ,400(mm200) 0 , 100,400( 創(chuàng)建連桿轉(zhuǎn)軸位于處，長度 3 L)0 ,50,150(mm150 創(chuàng)建工作桿件和，其中 5 L 6 LmmLmmLmmL391,100,532 265 建立模型如圖 3-8 所示。 圖圖 3 3-8 執(zhí)行機(jī)構(gòu)建模執(zhí)行機(jī)構(gòu)建模 3.4.2 添加約束 1.凸輪軸與地面、連桿與

43、地面之間、推桿和桿之間、連桿與執(zhí)行桿 3 L 2 L 3 L 之間添加旋轉(zhuǎn)副。 5 L 2.桿件和之間固定連接 5 L 6 L 3.推桿與地面之間添加移動副 4.最后凸輪與推桿之間添加點(diǎn)對軌跡線的高副連接 5.添加運(yùn)動 在凸輪旋轉(zhuǎn)運(yùn)動副處添加旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，因?yàn)檫x擇電機(jī)轉(zhuǎn)速，所以轉(zhuǎn)動min/60rn 速度函數(shù)設(shè)置為 360d * time，即，s/360sT1 6.添加驅(qū)動力和驅(qū)動力矩 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 21 （1）根據(jù)第 2 章對助推器整體機(jī)構(gòu)的分析，需要電機(jī)提供的驅(qū)動力矩為 ，所以在凸輪軸處旋轉(zhuǎn)副添加驅(qū)動力矩，大小為。mN 9 . 13mmN 13900 （2）而桿件端點(diǎn)即其與機(jī)

44、車轉(zhuǎn)向架輪對接觸處。受力大小為。 ，所 6 LN920 以在端點(diǎn)處與桿垂直方向上添加驅(qū)動力。因?yàn)樵趫?zhí)行桿件向上擺動推動轉(zhuǎn)向 6 L 架輪對時(shí)才受力，所以添加兩個(gè)驅(qū)動力。 1 函數(shù)設(shè)置為 if(time-0.25:920,920,0),即當(dāng)使，驅(qū)動力為Forcest25 . 0 0 。當(dāng)時(shí)，驅(qū)動力為；N920st25 . 0 N0 2 函數(shù)設(shè)置為 if(time-0.75:0,920,920),即在的時(shí)間內(nèi)，此驅(qū)Forcest75 . 0 動力均為，在的時(shí)間內(nèi)驅(qū)動力為。N0st175 . 0 N920 通過這兩個(gè)力結(jié)合可以模擬執(zhí)行桿件的受力。得到最終模型如圖 3-9 所示。 圖圖 3-9 執(zhí)行機(jī)

45、構(gòu)最終模型執(zhí)行機(jī)構(gòu)最終模型 3.4.3 仿真 點(diǎn)擊仿真按鈕，設(shè)置仿真時(shí)間為，即一個(gè)周期的時(shí)間，分 500 步。開始s1 進(jìn)行仿真計(jì)算。 3.4.4 仿真結(jié)果后處理 1.對桿端點(diǎn)的運(yùn)動分析 6 L （1）選擇桿件端點(diǎn)的 Marker 點(diǎn)，進(jìn)行 Measure 計(jì)算，得到其在一個(gè)周期 內(nèi)水平和豎直方向的位移圖線，如圖 3-10 和圖 3-11 所示。 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 22 圖圖 3-10 桿桿水平方向位移圖水平方向位移圖 6 L 圖圖 3-11 桿桿豎直方向位移圖豎直方向位移圖 6 L 可以看出桿件水平方向最大位移為，前面理論分析mm459.87179 . 2 28.85 桿件水平位移為，兩

46、者相差，相差不大，仿真結(jié)mm 4 . 94mm9 . 6459.87 4 . 94 果是正確的。 2.對桿件端點(diǎn)即與轉(zhuǎn)向架輪對接觸處水平方向速度圖線分析，結(jié)果如圖 3-12 所 示。 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 23 圖圖 3-12 桿桿端點(diǎn)速度圖線端點(diǎn)速度圖線 6 L 由撬棍桿件初始設(shè)定位置為擺動中心位置，所以通過圖表分析，在兩端的 速度，即在和的時(shí)間時(shí)，大小接近于 0，即和轉(zhuǎn)向架輪對接觸、st25 . 0 st75 . 0 分離的兩個(gè)瞬間，撬棍桿件相對于助推器小車的速度均為 0，即撬棍脫離轉(zhuǎn)向 架輪對時(shí)，轉(zhuǎn)向架速度和助推器速度相等。 脫離后，轉(zhuǎn)向架做減速運(yùn)動，其加速度為 2 1 /5

47、 . 0/smgmGmFa N 助推器小車做加速運(yùn)動，其加速度為 2 2 /6/ ) 06 . 0 (smmF Mi a N 分離時(shí)，小車速度為 smR i n v/058 . 0 60 2 計(jì)算半個(gè)周期時(shí)間，即撬棍重新回到最低點(diǎn)的時(shí)間后，小車撬棍和轉(zhuǎn)向架 輪對間距離。 mtatas81. 0 2 1 2 1 2 1 2 2 我們看出計(jì)算數(shù)值近似等于撬棍擺動最大水平位移，說明當(dāng)撬棍擺動到最 低點(diǎn)時(shí)，基本上是和轉(zhuǎn)向架輪對重新接觸的。 3.各運(yùn)動副受力分析 （1）推桿上端轉(zhuǎn)動副受力分析 對轉(zhuǎn)動副實(shí)現(xiàn) Measure 測量計(jì)算，得到水平方向和豎直方向受力圖線，如 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 24 圖 3-

48、13 和圖 3-14 所示。 圖圖 3-13 推桿轉(zhuǎn)動副水平受力圖推桿轉(zhuǎn)動副水平受力圖 圖圖 3-14 推桿轉(zhuǎn)動副豎直受力圖推桿轉(zhuǎn)動副豎直受力圖 從圖表中看出當(dāng)推桿位于最低位置時(shí)，即在時(shí)間的時(shí)候，受力st25 . 1 是最大的，即，與理論計(jì)算值相差不大。NFNF yx 1557,832 1212 （2）對連桿受力分析 3 L 對連桿 L3 上轉(zhuǎn)動副實(shí)現(xiàn) Measure 測量計(jì)算，得到水平方向和豎直方向受力 圖線，如圖 3-15 和圖 3-16 所示。 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 25 圖圖 3-15 桿桿水平受力圖水平受力圖 3 L 圖圖 3-16 桿桿豎直受力圖豎直受力圖 3 L 從圖

49、表中看出，同樣的在推桿最低，執(zhí)行桿最高位置處，即時(shí)受力最st25 . 1 大，即。NFNF yx 2484,512 3232 3.5 結(jié)論 本章主要對撬棍式助推器的執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行建模和仿真。分析執(zhí)行機(jī)構(gòu)中撬 棍式杠桿最前端和轉(zhuǎn)向架輪對接觸的作用點(diǎn)的水平方向的最大位移，及接觸作 用點(diǎn)的速度圖線。可以看出速度圖線屬于正弦曲線，有最大點(diǎn)和最小點(diǎn)，而速 度最小值出現(xiàn)在撬棍式杠桿擺動的最高點(diǎn)即杠桿與轉(zhuǎn)向架輪對將要分離的那一 瞬間，相互接觸的輪對和杠桿此時(shí)速度相同，均等于助推器小車的速度。由此， 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 26 我們得出撬棍式助推器推動轉(zhuǎn)向架輪對基本上是周期性循環(huán)過程。推動實(shí)現(xiàn)最 大位移后，杠桿

50、往回?cái)[動，由最高位置到最低位置，同時(shí)助推器車體加速向前 運(yùn)行，轉(zhuǎn)向架減速向前運(yùn)動，通過齒輪傳動比與凸輪軸轉(zhuǎn)動之間的配合，實(shí)現(xiàn) 最低位置時(shí)杠桿正好與輪對重新接觸，如此往復(fù)，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向架向前運(yùn)動。 而對執(zhí)行結(jié)構(gòu)中桿件的受力分析圖，我們看出動態(tài)受力情況仍然呈周期性 變化，找出其中受力最大的位置，即推桿最低、杠桿擺動到最高的位置，此時(shí) 。通過與第 2 章中受力分析結(jié)果對比，相互驗(yàn)證準(zhǔn)確性。也為下一章st25. 1 各構(gòu)件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和校核提供依據(jù)，即校核受力位置最大處。 第 4 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 27 4.1 整體結(jié)構(gòu)簡圖 助推器整體機(jī)構(gòu)簡圖，如圖 4-1 所示。 圖圖 4-1

51、 助推器整體結(jié)構(gòu)簡圖助推器整體結(jié)構(gòu)簡圖 助推器三維機(jī)構(gòu)示意圖，如圖 4-2 所示。 圖圖 4-2 助推器三維機(jī)構(gòu)示意圖助推器三維機(jī)構(gòu)示意圖 4.2 各部件校核 4.2.1 齒輪設(shè)計(jì)與校核 1.選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 28 （1）根據(jù)結(jié)構(gòu)選擇直齒圓柱齒輪傳動 （2）助推器為一般工作機(jī)器，速度不高，選用 7 級精度 （3）材料選擇。查表選擇小齒輪材料為 40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為 280HBS,大 齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS. （4）選小齒輪齒數(shù)為 20，大齒輪齒數(shù) 1 z 2 z1305 . 620 2.按齒面接

52、觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 根據(jù)公式 13 (4-1) 3 2 1 1 ) ( 1 32 . 2 H E d t Z u uKT d 試算 （1）確定公式 4-1 內(nèi)數(shù)值計(jì)算 1 初選載荷系數(shù)3 . 1 t K 2 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩mmNT 4 1 1039 . 1 3 查表選擇齒寬系數(shù)1 d 4 查表得到材料的彈性影響系數(shù) 2 1 8 . 189 MPaZE 5 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的MPa H 600 1lim 的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa H 550 2lim 6 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。（設(shè)助推器工作壽命 15 年，每年工作 300 天，兩 班制） 8 11 10592 . 2 )15

53、30082(1606060 h jLnN 7 1 2 10988. 3 i N N 按圖取接觸疲勞壽命系數(shù)22. 1,10. 1 21 HNHN KK 7 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)，得1S MPa S KHN H 6606001 . 1 1lim1 1 MPa S KHN H 67155022 . 1 2lim2 2 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 29 3.計(jì)算 （1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 t d1 H mmd t 82.27) 660 8 . 189 ( 5 . 6 5 . 7 1 1039 . 1 3 . 1 32 . 2 3 2 4 1 （2

54、）計(jì)算圓周速度v sm nd v t /09 . 0 100060 6082.27 100060 11 （3）計(jì)算齒寬 b mmdb td 82.27 1 （4）計(jì)算齒寬與齒高比 h b mm z d m t t 39 . 1 1 1 mmmh t 13 . 3 25 . 2 9 . 8 13 . 3 82.27 h b （5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)，查得動載系數(shù)smv/09 . 0 01. 1 v K 直齒輪；查得使用系數(shù)1 FH KK1 A K 由 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置414 . 1 H K 由查得,414 . 1 , 9 . 8 H K h b 30 . 1 F K 載荷系數(shù)

55、427 . 1 414. 1101 . 1 1 HHVA KKKKK （6）校正分度圓直徑，得 mm K K dd t t 70.28 3 . 1 427. 1 82.27 3 3 11 （7）模數(shù)mm z d m43 . 1 20 70.28 1 1 4.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)公式為 13 (4-2) 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m （1）確定公式(4-2)內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 30 1 查得彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaMPa FEFE 380,500 21 2 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)90. 0,89 . 0 21 FNFN KK 3 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力

56、取彎曲疲勞安全系數(shù),得4 . 1S MPa S K FEFN F 86.317 4 . 1 50089. 0 11 1 MPa S K FEFN F 29.244 4 . 1 38090 . 0 22 2 4 計(jì)算載荷系數(shù) 313 . 1 30. 1101 . 1 1 FFVA KKKKK 5 查齒形系數(shù)156 . 2 , 8 . 2 21 FaFa YY 6 查得應(yīng)力校正系數(shù)814. 1,55 . 1 21 SaSa YY 7 計(jì)算比較齒輪的 F SaFaY Y 01365 . 0 86.317 55. 18 . 2 1 11 F SaFaY Y 01601. 0 29.244 814. 1

57、156. 2 2 22 F SaFa YY （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 mmm13. 101601. 0 201 1039 . 1 313 . 1 2 3 2 4 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接m 觸疲勞強(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)， 同時(shí)為了避免小齒輪的分度圓直徑過小，難以加工?？扇∮蓮澢鷱?qiáng)度算得的模 數(shù) 1.12 圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，根據(jù)接觸強(qiáng)度，取，算出小齒輪齒mmm5 . 1mmd40 1 數(shù) 27 5 . 1 40 1 1 m d z 大齒輪齒數(shù) ,取 5 . 175275 . 6 2 z176 2 z 5.幾何尺寸計(jì)算 （1）分度圓直徑

58、 浙江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 31 mmmzd mmmzd 2645 . 1176 5 . 405 . 127 22 11 （2）中心距 mm dd a5 .97 2 5 .1545 .40 2 21 （3）齒輪寬度 mmdb d 5 .40 5 . 401 1 取。mmBmmB48,40 12 4.2.2 鏈傳動設(shè)計(jì) 校核大齒輪軸和后輪軸的鏈傳動。 1.選擇鏈輪齒數(shù) 取大齒輪軸上鏈齒數(shù)，后輪軸上鏈輪齒數(shù)17 1 z17171 12 ziz 2.確定計(jì)算功率13 查表得，雙排鏈，計(jì)算功率為55. 1, 0 . 1 zA KK KW K PKK P P zA ca 09. 0 75 . 1

59、 106 . 0 55 . 1 0 . 1 3.選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)及。查圖，選擇 08A。查表得，鏈條節(jié)距kwPca09 . 0 min/9 1 rn mmp7 .12 4.計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距13 初選中心距。取。mmpa6353817 .12)5030()5030( 0 mma381 0 77 2 1717 7 . 12 381 2) 2 ( 2 2 0 2 12210 0 a pzzzz p a Lp 取鏈長節(jié)數(shù)節(jié)。78 p L 查表得到中心距計(jì)算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心距為25 . 0 1 f mmzzLpfa p 387)1717(782 7 . 1225. 0)(2 211 取

60、鏈傳動中心距mma200 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 32 5.計(jì)算鏈速 ，確定潤滑方式v sm pzn v/032. 0 100060 7 . 12179 100060 11 由和鏈號 08A，查圖可知采用定期人工潤滑方式。smv/032 . 0 6.計(jì)算壓軸力 13 p F 有效圓周力N v P Fe3313 032 . 0 106 . 0 10001000 鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)，則壓軸力15 . 1 Fp K NFKF eFpp 3810331315 . 1 其余鏈傳動校核過程類似，均采用 08A 號鏈輪。中心距。mma200 4.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核 車輪軸及鏈輪軸選擇，調(diào)質(zhì)

61、，其許用彎曲應(yīng)力 r C40MPa70 1 齒輪軸及其余軸，選擇材料為號鋼，正火、回火處理，其許用彎曲應(yīng)力45 MPa55 1 1.小齒輪軸校核 小齒輪受到圓周力,N d T Ft686 5 .40 1039 . 1 22 4 1 1 徑向力NFF tr 25020tan686tan 鏈輪的有效圓周力，壓軸力NFe510NFp586 凸輪受到推桿的反作用力，（摩擦反力屬于NFa1681 NFF af 8405 . 0 軸向力，且數(shù)值較小，故忽略不計(jì)） 故求得水平面支承反力NFNF vv 231,614 21 鉛垂面支承反力NFNF HH 540,656 21 受力分析圖如圖 4-3 所示。 浙

62、江理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 33 圖圖 4-3 小齒輪受力簡圖小齒輪受力簡圖 求出鉛垂最大彎矩，水平最大彎矩，mmNMH 47264mmNMV 66690 而且均位于鏈輪與軸連接處 所以mmNMMM VH 42 2 102 . 8 傳遞轉(zhuǎn)矩，取折合系數(shù)，軸直徑mmNT 4 1 1039 . 1 6 . 0mmd30 抗彎截面系數(shù) 33 3 27001 . 0 32 mmd d W 所以軸的彎扭合成應(yīng)力 1 22 4 .30 )( MPa W TM ca 所以小齒輪軸滿足強(qiáng)度要求。 2.小齒輪軸上零件裝配與定位方式 小齒輪軸上零件裝配簡圖如圖 4-4 所示。 圖圖 4-4 小齒輪軸裝配簡圖小齒輪軸裝配簡圖 機(jī)車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計(jì) 34 軸上零件定位：小齒輪軸采用深溝球軸承支撐，軸承與軸承座連接，軸承 采用兩端固定式連接。左邊軸承一端采用軸承蓋固定，另一端利用軸肩定位。 另外兩個(gè)軸承一端通過套筒固定，另一端由軸承蓋定位。 鏈輪一段采用軸肩定位，軸肩高度，另一端采用套筒定位，mmdh31 . 0 而因?yàn)橥馆喪艿捷S向力不大，左端采用軸用彈性擋圈定位，另一端用套筒定位。 裝配順序：從左到右為，先將鏈輪和鍵裝入，通過軸肩一端定位，再裝入， 彈性擋圈，然后裝入凸輪和