63轉(zhuǎn)盤換軌電動(dòng)平車系統(tǒng)的設(shè)計(jì)電動(dòng)轉(zhuǎn)盤的設(shè)計(jì)

63轉(zhuǎn)盤換軌電動(dòng)平車系統(tǒng)的設(shè)計(jì)電動(dòng)轉(zhuǎn)盤的設(shè)計(jì),63,轉(zhuǎn)盤,電動(dòng),平車,系統(tǒng),設(shè)計(jì) 目錄摘要………………………………………………………………………………… Ⅰ第一章 引言…………………………………………………………….............. 11 轉(zhuǎn)盤自動(dòng)生產(chǎn)線簡(jiǎn)介……………………………………………………… . 12 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤簡(jiǎn)介…………………….………………………………………….. 1第二章 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤車設(shè)計(jì)…………………………………………………….. 21 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤機(jī)械設(shè)計(jì)………………………………………………………….. 21-1 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………………………………………………......... 31-2 減速機(jī)的選擇………………………………………………………........ 5一 減速機(jī)的選擇………………………………………………………......... 5二 擺線針輪減速器原理……………………………………………….…… 6三 擺線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…………………………….…… 71-3 設(shè)計(jì)過程中的相關(guān)計(jì)算………………………………………………... 9一 齒輪的設(shè)計(jì)………………………………………………………….…... 9二 軸的設(shè)計(jì)和校核……………………………………………………........ 141） 齒輪軸的設(shè)計(jì)和校核………………………………………………….. 142） 中心軸的設(shè)計(jì)和校核………………………………………………….. 18三 軸承的壽命計(jì)算……………………………………………………........ 221） 安裝的齒輪軸上的圓錐棍子軸承的壽命計(jì)算……………………….. 232） 中心軸上的圓錐滾子軸承的壽命計(jì)算……………………………….. 242 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤電器控制設(shè)計(jì)……………………………………………………. 272-1 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤程序設(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………………………………………………… 301 軌道的選擇………………………………………………………………. 302 軌道的安裝……………………………………………………………….. 30第四章 準(zhǔn)確對(duì)軌…………………………………………………………….. 321 電磁制動(dòng)器的簡(jiǎn)介……………………………………………………...... 322 電磁制動(dòng)器的選擇……………………………………………………..... 33參考文獻(xiàn):……………………………………………………………………. …. 34附錄：...................................................................................................................... 35畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書1總結(jié)：……………………………………………………………………………... 35中文資料…………………………………………………………………………... 36英文翻譯………………………………………………………………………. …. 40電動(dòng)轉(zhuǎn)盤的設(shè)計(jì)摘 要: 轉(zhuǎn)盤換軌平車系統(tǒng)是工廠車間的一條自動(dòng)化生產(chǎn)線，通過轉(zhuǎn)盤的換軌作用，實(shí)現(xiàn)平車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)盤的設(shè)計(jì)過程。關(guān) 鍵 詞: 轉(zhuǎn)盤換軌平車系統(tǒng) 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤 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畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書1第一 章 引言1 轉(zhuǎn)盤自動(dòng)生產(chǎn)線轉(zhuǎn)盤自動(dòng)生產(chǎn)線是由電動(dòng)平車在軌道上運(yùn)動(dòng)通過自動(dòng)轉(zhuǎn)盤換軌的全自動(dòng)自動(dòng)生產(chǎn)線。轉(zhuǎn)盤換軌電動(dòng)平車系統(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)通過用先進(jìn)的電氣控制來控制平車和轉(zhuǎn)盤的運(yùn)行，有很多傳統(tǒng)控制系統(tǒng)無法比擬的優(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)盤車在工廠實(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)盤來達(dá)到換向的目的，電動(dòng)轉(zhuǎn)盤也是本次設(shè)計(jì)所要設(shè)計(jì)的內(nèi)容。圖 1.1 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤車畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書2第二章 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤車設(shè)計(jì)1 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤機(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)首先通過一個(gè)減速器減速，再通過一對(duì)錐齒輪傳動(dòng)的換向作用改變運(yùn)動(dòng)的方向，最后通過一對(duì)圓柱齒輪嚙合運(yùn)動(dòng)來帶動(dòng)轉(zhuǎn)盤的轉(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，再通過一對(duì)直齒輪的嚙合運(yùn)動(dòng)帶動(dòng)轉(zhuǎn)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)，其運(yùn)動(dòng)示意圖如圖所示。畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書3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)由于在垂直方向上畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書4并沒有限制，可以克服方案二實(shí)現(xiàn)中存在的困難。經(jīng)過以上的討論，最終選擇方案三作為本次設(shè)計(jì)的傳動(dòng)方案。畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書51-2 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:①工作時(shí)間：每日八小時(shí)②由于轉(zhuǎn)盤的轉(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 50HZ⑤輸出軸的聯(lián)接方式為聯(lián)軸器，沒有軸向力。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 minr電機(jī)功率（KW） 輸出轉(zhuǎn)矩（）Nm?傳動(dòng)比XLD1.1-8165B-473 3．2 1．1 1810 473（43×11）畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書6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 2D34n d K D e t h DM L285 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minri= =6.4。3.205二 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，且針齒嚙合系套式滾動(dòng)摩擦，齒合表面無相滑動(dòng)，故一級(jí)畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書7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 0.98 0.99 0.90①減速機(jī)輸出軸轉(zhuǎn)速 =3.2 r/min，0n功率 =1.1×0.9=0.99KWP轉(zhuǎn)矩 =2954.50TNm?②齒輪軸轉(zhuǎn)速 =3.21n功率 =0.99×0.99=0.98 KWP轉(zhuǎn)矩 =29251TNm?③中心軸轉(zhuǎn)速 =0.5 r/min2n畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書8功率 =0.98×0.98=0.96 KW2P轉(zhuǎn)矩 =18343.6TNm?表 2.4 軸上的相關(guān)參數(shù) 轉(zhuǎn)速 inr功率(KW) 轉(zhuǎn)矩 Nm?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畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書9圖 2.4 擺線針輪行星減速器1-3 設(shè)計(jì)過程中的相關(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)aZ=6.4×24=153.6,取 =154bZbZ2.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'ad???212??????HEUdZKT??(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.mm1T2.39059?3)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-7 選取齒寬系數(shù) =0.5d?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 .EZ12MPa5)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,lim1?大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 =550MPa.lim2?6)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式 10-13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。=60 j =60×3.2×1×8×300×10=4.6×1NnhL810畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書10= =1.12×2N16.47107)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) =1.15, =1.31HNK2HN8）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= =690MPa1[]H?1limNKs= =715MPa2[]HSlin2(2)計(jì)算1).試計(jì)算小齒輪分度圓直徑 ,代入 中較小的值.1td??H?2.32 =197mm1td??3 269084.507269. ???????2).計(jì)算圓周速度 0V= =0.03016tdn??ms3).計(jì)算齒寬 bb= =98.5d?1t4).計(jì)算齒寬與齒高之比 bh模數(shù) = =8.21tm1tdz齒高 =2.25 =18.45tht畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書11=5.3bh5). 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) =1.12.0Vms vk直齒輪, ?hK= =1 ?F由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-2 查得使用系數(shù) =1AK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?HK由 =5.3， =1.253 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-13 得 =1.35；載荷系數(shù)bhk? Fk?K= =1.403??HVAK6).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= =222.6mm1d3Kt7). 計(jì)算模數(shù) m。m= =9.31Zd3. 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 132[]???FaSdKTYZ畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書12(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1FE?輪的彎曲強(qiáng)度極限 =380MPa；2FE?2) .由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.85 =0.881FNK2FN3) .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= =303.571[]F?1NFEKS= =238.862[]F2FE4) . 計(jì)算載荷系數(shù) KK= =1.512AVF??5) . 查齒形系數(shù).由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-5 查得 =2.65 =2.141FaY2FaY6) . 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 1as2as7) . 計(jì)算大,小齒輪的 并加以比較][aFYs?=0.013791[]aFYs?=0.016402[]aFs大齒輪的數(shù)值大一些畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書13(2) . 設(shè)計(jì)計(jì)算m 8.108?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 =222.61d= =241Zd大齒輪齒數(shù) =6.4× =15421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 =1540mm1dZ=m =240mm2(2)計(jì)算中心距a= =890mm12d?(3)計(jì)算齒輪寬度b= =120mmd??1取 =120mm, =115mm2B1畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書14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 2405．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)見大齒輪的零件圖中的標(biāo)注。二 軸的設(shè)計(jì)和較核通過以上的計(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（ ）minr功率（KW） 轉(zhuǎn)矩（ ）Nm?齒輪軸 3．2 0．98 2925中心軸 0．5 0．96 18343.61 齒輪軸的設(shè)計(jì)與校核畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書151） 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0A= mm=75.5mmmind130PA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caTAK2 AK=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)caTN?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m? 1d器的長(zhǎng)度為 L=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。16047J?GBT2）. 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)度畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書16I．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1d=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。2d 11LII． 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2d單列圓錐滾子軸承 30216，其尺寸為 d×D×T=80×140×28.25，故選取=56mm。2L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。3d3LIII． 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。44d4LIV． 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 5d=115mm。4LV． 取 =160mm，長(zhǎng)度 =15mm。55L③．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1d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76Hn位是由過渡配合來保證的，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畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書17而 = = =24375 NtF2Td9540?= ×tanα=8871.8 Nrt= =25939.3 NnFcost?圓周力 ，徑向力 及軸向力 的方向如下圖所示：t rn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)圖畫出中心軸的計(jì)2L3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。HV4). 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書18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= =2.01MPaca???221MTW??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。 1[]??因此 。 故齒輪軸是安全的。ca?1[]?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 =32731.5N1NHF=－16075.3N2=－539369N1NVF=－ 75251N2彎矩 M =451715.93Hm?=2114553.1VMm?總彎矩 =2162263.11N?扭矩 T T=2925000 m?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0A= mm=172.6mmmind130PA取軸的最小直徑為 =180mm畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書192）.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。2dII． 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2d2d0 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2L1 1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。1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)3d畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書20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3d120mm，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。3LIV． 取 =400mm， =50mm。4d4LV． 軸段的主要作用就是通過螺栓與轉(zhuǎn)盤緊固在一起，從而保證轉(zhuǎn)盤的徑向旋轉(zhuǎn)精度，5并承受徑向分力和顛覆力矩，所以初步選取 =800mm，長(zhǎng)度 =50mm。5d5LVI． 段的主要作用是保證中心軸與轉(zhuǎn)盤連接的準(zhǔn)確性，所以初步選取 =500mm，6d 6d長(zhǎng)度 =120mm。L圖 2.8 中心上的相關(guān)尺寸3）. 求軸上的載荷畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書21①．求作用在齒輪上的力由齒輪軸的校核過程中我們知道：= 24375 N =8871.8 N =25939.3 NtFrFnF軸所受的載荷是從軸上的零件上傳來的， 。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2L3據(jù)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖畫出中心軸的計(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。HV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 =34781.1N1NHF=－16177.3N2=－63368N1NVF=－ 70139N2彎矩 M =2331970HNm?=3720779VMNm?總彎矩 =43911591?扭矩 T T=18343600Nm?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)，以及軸單向畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書22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= =0.0324MPaca???221MTW??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 1[]??。 故中心軸是安全的.ca??1[]?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。Cr 0C1）. 求兩軸承受到的徑向載荷 ，1rF2r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)與校核的過程中我們已經(jīng)得出相應(yīng)力的數(shù)值：=32731.5N =－16075.3N 1NHF2NHF=－539369N =－75251NVV所以 = =540361.2N1N2211NH?= =76948.87N2FVF2）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dF2rY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arF?軸承 30216 的 Y=1.4。因?yàn)?Y 值不能為 0,所以 Y=1.4，所以= =192986.1 N1dF2NY畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書23= =32062 N2dF2NY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3cm502.4Kg，所以軸承所承受的外加軸受載荷為 =502.4×10 N=5024 N aF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 。1dF?2a 1dF即 = =192986.1 N1d而被“壓緊”的軸承 2 的總軸向力為= － =187962.1 N2aFda3). 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 和1P因?yàn)? =0.351Na=2.442F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 =01X1Y軸承 2 =0.4 =1.422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pfpf= （ ＋ ）=810541.8 N1Ppf1rFX1aY= （ ＋ ）=440889.7 N22r24). 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?＞ ，所以按照軸承 1 的受力大小驗(yàn)算1P2= =6388.38 hhL60n1cP???????畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書242 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Cr 0C32048 的基本額定動(dòng)載荷 =920KN，基本額定靜載荷r=1730KN,e=0.45，Y=1.3。01）. 求兩軸承受到的徑向載荷 ，1rF2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)與校核的過程中我們已經(jīng)得出相應(yīng)力的數(shù)值：=34781.1N =－16177.3N 1NHF2NHF=－63368N =－-70139NVV所以 = =63463.4N1N2211NH?= =71980.4N2FVF2）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)?Y 值不能為 0,dFr arF?所以= =18665.71d2N= =25707.3 NFY因?yàn)橹行妮S是固定在轉(zhuǎn)盤上的,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 1aFd而被“壓緊”的軸承 2 的總軸向力為= =27684.8 N ad畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書25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 =0x1Y軸承 2 =1 =02X2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pfpf= （ ＋ ）=33998.1 N1Ppf1rF2aY= （ ＋ ）=41527.5 N22rX4). 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?＜ ，所以按照軸承 2 受力大小驗(yàn)算1P2= =88839.47 hhL610n2cP???????畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書262 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤電器控制設(shè)計(jì)2-1 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤的程序設(shè)計(jì)根據(jù)電動(dòng)轉(zhuǎn)盤所要實(shí)現(xiàn)的功能，我們知道電動(dòng)轉(zhuǎn)盤只要實(shí)現(xiàn)正轉(zhuǎn) 90°和反轉(zhuǎn) 90°兩個(gè)動(dòng)作，通過可編程控制器 PLC 可以實(shí)現(xiàn)以上功能。一 地址分配為控制電動(dòng)平車能夠準(zhǔn)確的停在轉(zhuǎn)盤軌道上，我們?cè)谲壍?1，軌道 2 與轉(zhuǎn)盤軌道相銜接的地方分別布置了，接近開關(guān)；在軌道 3 與轉(zhuǎn)盤軌道相銜接的地方也布置了接近開關(guān)，并且在轉(zhuǎn)盤上兩條軌道的中間處分別布置了接近開關(guān)，現(xiàn)將地址分配如下:輸入點(diǎn)：小車在軌道 1 上：X000 小車在軌道 2 上：X001軌道 1 上的接近開關(guān):X002 軌道 2 上的接近開關(guān)：X003軌道 3 上的接近開關(guān)：X004 轉(zhuǎn)盤軌道 1 上的接近開關(guān)：X005轉(zhuǎn)盤軌道 2 上的接近開關(guān)：X006輸出點(diǎn): 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤正轉(zhuǎn)：Y000 電動(dòng)轉(zhuǎn)盤反轉(zhuǎn)： Y001二 梯形圖畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書27畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書28三 功能圖LD X000畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書29EU= 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畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書30第三章 軌道的選擇和安裝在轉(zhuǎn)盤換軌電動(dòng)平車系統(tǒng)中，電動(dòng)平車軌道安裝是處于機(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.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)平車運(yùn)行“爬坡”或產(chǎn)生“顛波” ，而無法正常運(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)平車的利用率，又保證其安全可靠地運(yùn)行。畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書31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)盤銜接。示意圖于圖 9-1 所示。圖 3.1 軌道示意圖畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書32第四章 準(zhǔn)確對(duì)軌有軌電動(dòng)平車要在軌道上運(yùn)行，這就要求轉(zhuǎn)盤上的軌道和地面上的軌道能夠很好的對(duì)接，否則會(huì)有翻車的危險(xiǎn)。驅(qū)動(dòng)裝置在接到控制系統(tǒng)的通車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)軌的問題。為此我們考慮用電磁制動(dòng)器來實(shí)現(xiàn)電動(dòng)轉(zhuǎn)盤的準(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)過程。當(dāng)需要松閘時(shí)，定子斷電，磁力消失，銜鐵盤 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)器畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書331—銜鐵盤； 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)盤的準(zhǔn)確對(duì)軌，我們選用電磁制動(dòng)器來實(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)器畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書34參考文獻(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.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 軌距礦車電動(dòng)轉(zhuǎn)盤的設(shè)計(jì)[J].煤礦設(shè)計(jì)，2000 年，第 9 期.29—30.畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書35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料來源，不僅為我設(shè)計(jì)出電動(dòng)平車提供了大量的知識(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。畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書36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。可用于機(jī)車運(yùn)動(dòng)的與旋軸輪轉(zhuǎn)向同一方向的扭變形（見圖。 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)的比例也大于畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書37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)汽車的錐形剖面輪，中國“TB” ，和 60 公斤/米的鋼軌。有限元方法是用來確定他們的 SED 。根據(jù)SED 和通過有限元獲得的相應(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。一般來說，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= 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， A1_A1 和 A2_A2 產(chǎn)生不受接觸面的坐標(biāo)（ox1x3，見圖 3A）約束的剛性運(yùn)動(dòng)。u10 和 u20 是用來分別表示點(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)條件下牽引力相同。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)畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書38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： μ = 0.28 。圖 5 用于確定輪的扭變形。因?yàn)?，它是中心?duì)稱輪（見圖 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輪。載荷作用點(diǎn)從車輪內(nèi)側(cè)測(cè)量分別