63轉盤換軌電動平車系統(tǒng)的設計電動轉盤的設計,63,轉盤,電動,平車,系統(tǒng),設計 目錄摘要………………………………………………………………………………… Ⅰ第一章 引言…………………………………………………………….............. 11 轉盤自動生產線簡介……………………………………………………… . 12 電動轉盤簡介…………………….………………………………………….. 1第二章 電動轉盤車設計…………………………………………………….. 21 電動轉盤機械設計………………………………………………………….. 21-1 傳動方案設計……………………………………………………….,..... 2一 傳動方案簡介………………………………………………………......... 2二 傳動方案比較及選擇………………………………………………......... 31-2 減速機的選擇………………………………………………………........ 5一 減速機的選擇………………………………………………………......... 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………………………………….…… 6四 傳動系統(tǒng)各軸的轉速功率和轉矩計算…………………………….…… 71-3 設計過程中的相關計算………………………………………………... 9一 齒輪的設計………………………………………………………….…... 9二 軸的設計和校核……………………………………………………........ 141） 齒輪軸的設計和校核………………………………………………….. 142） 中心軸的設計和校核………………………………………………….. 18三 軸承的壽命計算……………………………………………………........ 221） 安裝的齒輪軸上的圓錐棍子軸承的壽命計算……………………….. 232） 中心軸上的圓錐滾子軸承的壽命計算……………………………….. 242 電動轉盤電器控制設計……………………………………………………. 272-1 電動轉盤程序設計……………………………………………………... 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 準確對軌…………………………………………………………….. 321 電磁制動器的簡介……………………………………………………...... 322 電磁制動器的選擇……………………………………………………..... 33參考文獻:……………………………………………………………………. …. 34附錄：...................................................................................................................... 35畢 業(yè) 設 計 說 明 書1總結：……………………………………………………………………………... 35中文資料…………………………………………………………………………... 36英文翻譯………………………………………………………………………. …. 40電動轉盤的設計摘 要: 轉盤換軌平車系統(tǒng)是工廠車間的一條自動化生產線，通過轉盤的換軌作用，實現平車在不同方向軌道上的自動行駛，從而提高工廠的自動化的程度。本文從傳動方案選擇到相關部件的設計與校核，較為詳細地介紹了電動轉盤的設計過程。關 鍵 詞: 轉盤換軌平車系統(tǒng) 電動轉盤 設計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 計 說 明 書1第一 章 引言1 轉盤自動生產線轉盤自動生產線是由電動平車在軌道上運動通過自動轉盤換軌的全自動自動生產線。轉盤換軌電動平車系統(tǒng)是一種全自動化送料系統(tǒng)，利用先進的電氣控制技術來控制系統(tǒng) 16 工位的送料，與傳統(tǒng)的系統(tǒng)相比，本系統(tǒng)通過用先進的電氣控制來控制平車和轉盤的運行，有很多傳統(tǒng)控制系統(tǒng)無法比擬的優(yōu)越性能，如具有結構緊湊、斷電自鎖、響應速度快、控制精度高、噪聲低、不產生電磁干擾等突出優(yōu)點。2 電動轉盤車在工廠實際中，往往存在著幾條不平行軌道之間的連接，這時可以使用電動轉盤來達到換向的目的，電動轉盤也是本次設計所要設計的內容。圖 1.1 電動轉盤車畢 業(yè) 設 計 說 明 書2第二章 電動轉盤車設計1 電動轉盤機械設計1-1 傳動方案設計一 傳動方案簡介方案一：從電機輸出的轉動首先通過一個減速器減速，再通過一對錐齒輪傳動的換向作用改變運動的方向，最后通過一對圓柱齒輪嚙合運動來帶動轉盤的轉動，達到預期的目的。圖 2.1 方案一的示意圖方案二：選用一個電機直連的臥式減速機作為動力的輸入端，再通過一對錐齒輪的嚙合運動轉換從減速機中輸出的速度的方向，并且?guī)愚D盤轉動。其運動示意圖如圖所示.方案三：選用一個電機直連的立式減速機作為動力的輸入端，再通過一對直齒輪的嚙合運動帶動轉盤的轉動，其運動示意圖如圖所示。畢 業(yè) 設 計 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齒輪的傳動，是結構變得復雜，同時影響傳動的準確性。在方案二中雖然只有一級齒輪的傳動，提高了傳動的精度，但是臥式減速機需要水平布置，受轉盤直徑大小以及減速機本身尺寸的限制使得該方案較難實現。方案三中具備了方案二的優(yōu)點，傳動精度較高，同時由于在垂直方向上畢 業(yè) 設 計 說 明 書4并沒有限制，可以克服方案二實現中存在的困難。經過以上的討論，最終選擇方案三作為本次設計的傳動方案。畢 業(yè) 設 計 說 明 書51-2 減速機的選擇一 減速機的選擇考慮到擺線針輪行星減速器的性價比和相關使用特點，我們決定選用選用電機直連式擺線針輪行星減速器已知條件:①工作時間：每日八小時②由于轉盤的轉速為 0.5 r/min，而圓柱齒輪單級傳動比為 3~8，所以減速機的低速軸轉速為 1.5 r/min ~12 r/min。③轉盤實際所需的功率 P=0.5KW，減速機的效率按 0.9 計算，直齒齒輪效率按 0.97 計算，所以減速機輸出軸所輸出的功率應該大于 0.86KW。④電動機頻率為 50HZ⑤輸出軸的聯(lián)接方式為聯(lián)軸器，沒有軸向力。選型：根據已知條件，選用電機的額定功率為 1.1KW，減速機的輸出軸轉速軸轉速在1.5r/min-12r/min 之間，查閱《機械設計手冊》決定選用擺線針輪減速機XLD1.1-8165B-473，其相關的功能系數如下表所示表 2.1 減速器相關參數 機型號 輸出轉速 minr電機功率（KW） 輸出轉矩（）Nm?傳動比XLD1.1-8165B-473 3．2 1．1 1810 473（43×11）畢 業(yè) 設 計 說 明 書6減速機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因為所選減速器輸出軸的轉速為 3．2 ，所以分配給齒輪幅的傳動比為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錯位 180°的雙偏心套，在偏心套上裝有兩個滾柱軸承，形成H 機構，兩個擺線輪的中心孔即為偏心套上轉臂軸承的 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，以組成少齒差內嚙合減速機構， （為了減少摩擦，在速比小的減速機中，針齒上帶有針齒套） 。當輸入軸帶著偏心套轉動一周時，由于擺線輪上齒廊曲線的特點及其受針齒輪上針齒限制之故，擺線輪的運動成為即有公轉又有自轉的平面運動，在輸入軸正轉一周時，偏心套亦轉動一周，擺線輪于相反方向上轉過一個齒差從而得到減速，再借助 W輸出機 構，將擺線輪的低速自轉運動通過銷軸，傳遞給輸出軸，從而獲得較低的輸出轉三 擺線針輪行星減速器使用和特點1：擺線針輪行星減速器的使用范圍 擺線針輪減速機是依照少齒差行星傳動原理，擺線針齒嚙合實現減速的一種機械，該機分臥室，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)的首選設備。2：擺線針輪減速器的主要特點：a,減速器比大，效率高：一級傳動減速機比為 9-87.雙級傳動減速比為 121-7569，多級組合可達數萬，且針齒嚙合系套式滾動摩擦，齒合表面無相滑動，故一級畢 業(yè) 設 計 說 明 書7減速效率達 94%b,運轉平衡，噪音低：在運轉中同時接觸的齒數較多，重合度大，運轉平衡，過載能力強，振動和噪音低，各種規(guī)格的機型噪音在 85dB 以下c,使用可靠，壽命長：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摩擦時，摩擦系數小，使嚙合區(qū)無相對滑動，磨損極小。所以經久耐用。b,結構緊湊，體積?。号c同功率的其它減速機比，重量體積小 1/3 以上由于行星傳動，輸入軸和輸出軸在同一軸線上，以獲得盡可能小的尺寸。四 傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩計算表 2.3 傳動裝置的傳動效率 齒輪 聯(lián)軸器 減速器傳動效率 0.98 0.99 0.90①減速機輸出軸轉速 =3.2 r/min，0n功率 =1.1×0.9=0.99KWP轉矩 =2954.50TNm?②齒輪軸轉速 =3.21n功率 =0.99×0.99=0.98 KWP轉矩 =29251TNm?③中心軸轉速 =0.5 r/min2n畢 業(yè) 設 計 說 明 書8功率 =0.98×0.98=0.96 KW2P轉矩 =18343.6TNm?表 2.4 軸上的相關參數 轉速 inr功率(KW) 轉矩 Nm?減速機輸出軸 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 計 說 明 書9圖 2.4 擺線針輪行星減速器1-3 設計過程中的相關計算一 齒輪的設計1．選定齒輪的精度等級，材料及齒數1） 電動轉盤為一般的工作機器，速度不高，故選用 7 級精度2） 材料選擇。 由《機械設計》表 10-1 中選擇小齒輪材料為 40Cr(調質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質）小齒輪齒數 =24，大齒輪齒數aZ=6.4×24=153.6,取 =154bZbZ2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式 進行計算'ad???212??????HEUdZKT??(1)確定公式內的各計算數值1) 試選載荷系數 Kt=1.3.2) 計算小齒輪傳遞的轉矩。= =2690000N.mm1T2.39059?3)由《機械設計》表 10-7 選取齒寬系數 =0.5d?4)由《機械設計》表 10-6 按齒面硬度的彈性影響系數 =189.8 .EZ12MPa5)由《機械設計》圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 =600MPa,lim1?大齒輪的接觸疲勞強度極限 =550MPa.lim2?6)由《機械設計》式 10-13 計算應力循環(huán)次數。=60 j =60×3.2×1×8×300×10=4.6×1NnhL810畢 業(yè) 設 計 說 明 書10= =1.12×2N16.47107)由《機械設計》圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數 =1.15, =1.31HNK2HN8）計算接觸疲勞許用應力。取失效率為 1%，安全系數 S=1，由《機械設計》式（10-12）得= =690MPa1[]H?1limNKs= =715MPa2[]HSlin2(2)計算1).試計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).計算圓周速度 0V= =0.03016tdn??ms3).計算齒寬 bb= =98.5d?1t4).計算齒寬與齒高之比 bh模數 = =8.21tm1tdz齒高 =2.25 =18.45tht畢 業(yè) 設 計 說 明 書11=5.3bh5). 計算載荷系數.根據 =0.03 ，7 級精度， 《機械設計》圖 10-8 查得動載荷系數 =1.12.0Vms vk直齒輪, ?hK= =1 ?F由《機械設計》表 10-2 查得使用系數 =1AK由《機械設計》表 10-4 插值查得 7 級精度，齒輪相對支承非對稱布置時，=1.253?HK由 =5.3， =1.253 查《機械設計》圖 10-13 得 =1.35；載荷系數bhk? Fk?K= =1.403??HVAK6).按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑， 《機械設計》式(10-10a)得= =222.6mm1d3Kt7). 計算模數 m。m= =9.31Zd3. 按齒根彎曲強度設計由《機械設計》式(10-5)得彎曲強度的設計公式為m 132[]???FaSdKTYZ畢 業(yè) 設 計 說 明 書12(1).確定公式內的計算數值1) .由《機械設計》圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 =500MPa;大齒1FE?輪的彎曲強度極限 =380MPa；2FE?2) .由《機械設計》圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數 =0.85 =0.881FNK2FN3) .計算彎曲疲勞許用應力。取安全系數 S=1.4，由《機械設計》式(10-12)得= =303.571[]F?1NFEKS= =238.862[]F2FE4) . 計算載荷系數 KK= =1.512AVF??5) . 查齒形系數.由《機械設計》表 10-5 查得 =2.65 =2.141FaY2FaY6) . 查取應力校正系數由《機械設計》表 10-5 查得 =1.58 =1.83 1as2as7) . 計算大,小齒輪的 并加以比較][aFYs?=0.013791[]aFYs?=0.016402[]aFs大齒輪的數值大一些畢 業(yè) 設 計 說 明 書13(2) . 設計計算m 8.108?對比計算的結果，齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根疲勞強度計算的模數，于齒輪模數 m 的主要取決于彎曲強度所決定的承載能力。齒面疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數與齒數的乘積)有關，取由彎曲強度算得的模數8.108mm 并就近圓整為標準值 m=10mm，接觸強度算得的分度圓直徑 =222.61d= =241Zd大齒輪齒數 =6.4× =15421這樣計算出的齒輪傳動，滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足了齒根彎曲疲勞強度，做到結構緊湊，避免浪費。4. 幾何尺寸計算 (1)計算分度圓直徑=m =1540mm1dZ=m =240mm2(2)計算中心距a= =890mm12d?(3)計算齒輪寬度b= =120mmd??1取 =120mm, =115mm2B1畢 業(yè) 設 計 說 明 書14表 2.5 齒輪的參數齒數 模數(mm) 齒寬(mm) 分度圓直徑(mm)大齒輪 154 10 120 1540小齒輪 24 10 115 2405．齒輪的結構設計根據機械設計的有關理論，對于圓柱齒輪，若齒根到鍵槽底部的距離 e 2 m 時?（m 為端面模數） ，應該與軸做成一體叫做齒輪軸。對于小齒輪，m=10，故將小齒輪做成齒輪軸的形式，對于小齒輪的結構設計將在軸的有關設計中討論。大齒輪的分度圓直徑較大，可以做成腹板式的結構，并在腹板上開孔以減輕齒輪的重量，根據《機械設計手冊》中的有關理論和公式，設計出齒輪的結構，具體的數據見大齒輪的零件圖中的標注。二 軸的設計和較核通過以上的計算可知軸的轉速，功率和轉矩等相關數據如下表所示：表 2.6 軸上的相關參數 轉速（ ）minr功率（KW） 轉矩（ ）Nm?齒輪軸 3．2 0．98 2925中心軸 0．5 0．96 18343.61 齒輪軸的設計與校核畢 業(yè) 設 計 說 明 書151） 初步確定軸的最小直徑先按《機械設計》中式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。根據《機械設計》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，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩 = ，考慮到轉矩的變化很小，故取 =1.3 所以caTAK2 AK=3082.5 ，按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，同時caTN?考慮減速成器的輸出軸的直徑為 60mm，查《機械設計手冊》 ，選用 GY8 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 3150 。半聯(lián)軸器的孔徑 d=70 mm，故取 =70mm，半聯(lián)軸m? 1d器的長度為 L=104mm。同時選取與減速器輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器的型號，長度為L=104mm，標記為 GY8 型凸緣聯(lián)軸器 5843-2003。16047J?GBT2）. 軸的結構設計①. 擬定軸上的零件的裝配方案如下圖所示:圖 2.5 齒輪軸上的轉配方案②. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度畢 業(yè) 設 計 說 明 書16I．為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，在 軸段的右側需制出一軸肩，故取1d=80mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長 104mm，故選取 軸段的長度 =80。2d 11LII． 初步選擇滾動軸承。 因軸承時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行軸向定位。由手冊上查得 30216 型軸承的定位軸肩的高度 h=5mm，因此，取 =90mm。初步選取 =30mm。3d3LIII． 因為要將齒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，設置了 軸段，取 =160mm，長度 =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《機械設計手冊》得平1d鍵面 b×h=20×12,長度為 70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 。滾動軸承的周向定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齒輪的分度圓直徑為d=m×z=240mm畢 業(yè) 設 計 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， 。計算時，常將軸上的分布載荷化為集中的力，其作用點取為載荷分布段的中點。因此根據軸的結構簡圖畫出中心軸所受載荷的計算簡圖。從《機械設計手冊》中查得中查得 a 值，對于軸承 30336，a=28.1。因此作為簡到梁的軸的支承距 ＋ =63mm＋108mm=171mm.根據結構簡圖畫出中心軸的計2L3算簡圖如上圖所示。從軸的結構簡圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面?，F將計算出的截面 C 處的 ， ，M 的值列于表 4.3。HV4). 按彎扭合成應力校核軸的強度畢 業(yè) 設 計 說 明 書18進行校核時，通常只校核軸上承受的最在彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉應力脈動循環(huán)，取α 軸的計算應力= =2.01MPaca???221MTW??前面已經確定了軸的材料為 45 鋼，調質處理，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 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 中心軸的設計與校核1）.初步確定軸的最小直徑先按《機械設計》中式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。根據《機械設計》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 計 說 明 書192）.軸的結構設計①.擬定軸上的零件的裝配方案如下圖所示，②.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I．考慮到中心軸的主要作用是與工作臺邊接，以保證工作臺的徑向旋轉精度，并承受徑向力和顛覆力矩。因此要將軸徑設計得盡量大一些，所以選擇 =240mm。2dII． 初步選擇滾動軸承。 因軸承時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。對于 軸段，參照工作要求及 =240mm，由軸承產品目錄中初步選取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。對于 軸段，參照工作要求及 =180mm，由軸承產品目錄中初步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3d畢 業(yè) 設 計 說 明 書20更加平衡，同時參考齒輪設計的相關理論，初步選取 =340mm，齒輪的齒寬為3d120mm，同時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盤緊固在一起，從而保證轉盤的徑向旋轉精度，5并承受徑向分力和顛覆力矩，所以初步選取 =800mm，長度 =50mm。5d5LVI． 段的主要作用是保證中心軸與轉盤連接的準確性，所以初步選取 =500mm，6d 6d長度 =120mm。L圖 2.8 中心上的相關尺寸3）. 求軸上的載荷畢 業(yè) 設 計 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， 。計算時，常將軸上的分布載荷化為集中的力，其作用點取為載荷分布段的中點。因此根據軸的結構簡圖畫出中心軸所受載荷的計算簡圖。從《機械設計手冊》中查得中查得 a 值，對于軸承 30336，a=70.9；對于軸承 32048，a=78.4。因此作為簡到梁的軸的支承距 ＋ =200mm＋230mm=430mm.根2L3據結構簡圖畫出中心軸的計算簡圖如上圖所示。從軸的結構簡圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面?，F將計算出的截面 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). 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受的最在彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向畢 業(yè) 設 計 說 明 書22旋轉，扭轉應力脈動循環(huán)，取 α 軸的計算應力= =0.0324MPaca???221MTW??前面已經確定了軸的材料為 45 鋼，調質處理，由表 15-1 查得 =60MPa。 因此 1[]??。 故中心軸是安全的.ca??1[]?三 軸承的壽命計算1 安裝在齒輪軸上的圓錐滾子軸承的壽命計算查《機械設計手冊》可知道圓錐滾子軸承 30216 的基本額定動載荷=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平面力系（如下圖所示） 。在軸的設計與校核的過程中我們已經得出相應力的數值：=32731.5N =－16075.3N 1NHF2NHF=－539369N =－75251NVV所以 = =540361.2N1N2211NH?= =76948.87N2FVF2）求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，按表《機械設計》表 13-7，軸承的派生軸向力 = （其dF2rY中 Y 是對應于表 13-5 中 e 的 Y 值） 。由《機械設計手冊》查得圓錐滾子arF?軸承 30216 的 Y=1.4。因為 Y 值不能為 0,所以 Y=1.4，所以= =192986.1 N1dF2NY畢 業(yè) 設 計 說 明 書23= =32062 N2dF2NY由機械設計手冊查得 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因為 ＋ ，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). 求軸承當量動載荷 和1P因為 =0.351Na=2.442F由表 13-5 分別進行查表得徑向載荷系數和軸向載荷系數為軸承 1 =1 =01X1Y軸承 2 =0.4 =1.422按軸承運轉中有中等沖擊載荷,按表 13-6， =1.1- 1.8，取 =1.5。則pfpf= （ ＋ ）=810541.8 N1Ppf1rFX1aY= （ ＋ ）=440889.7 N22r24). 驗算軸承壽命因為 ＞ ，所以按照軸承 1 的受力大小驗算1P2= =6388.38 hhL60n1cP???????畢 業(yè) 設 計 說 明 書242 中心軸上的圓錐滾子軸承的壽命計算查《機械設計手冊》可知道圓錐滾子軸承 30336 的基本額定動載荷=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平面力系（如下圖所示）。在軸的設計與校核的過程中我們已經得出相應力的數值：=34781.1N =－16177.3N 1NHF2NHF=－63368N =－-70139NVV所以 = =63463.4N1N2211NH?= =71980.4N2FVF2）求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，按表《機械設計》表 13-7，軸承的派生軸向力= （其中 Y 是對應于表 13-5 中 e 的 Y 值） 。因為 Y 值不能為 0,dFr arF?所以= =18665.71d2N= =25707.3 NFY因為中心軸是固定在轉盤上的,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 計 說 明 書25由《機械設計》中表 13-5 分別進行查表得徑向載荷系數和軸向載荷系數為軸承 1 =1 =0x1Y軸承 2 =1 =02X2按軸承運轉中有中等沖擊載荷,按表 13-6， =1.1- 1.8，取 =1.5。則pfpf= （ ＋ ）=33998.1 N1Ppf1rF2aY= （ ＋ ）=41527.5 N22rX4). 驗算軸承壽命因為 ＜ ，所以按照軸承 2 受力大小驗算1P2= =88839.47 hhL610n2cP???????畢 業(yè) 設 計 說 明 書262 電動轉盤電器控制設計2-1 電動轉盤的程序設計根據電動轉盤所要實現的功能，我們知道電動轉盤只要實現正轉 90°和反轉 90°兩個動作，通過可編程控制器 PLC 可以實現以上功能。一 地址分配為控制電動平車能夠準確的停在轉盤軌道上，我們在軌道 1，軌道 2 與轉盤軌道相銜接的地方分別布置了，接近開關；在軌道 3 與轉盤軌道相銜接的地方也布置了接近開關，并且在轉盤上兩條軌道的中間處分別布置了接近開關，現將地址分配如下:輸入點：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:X002 軌道 2 上的接近開關：X003軌道 3 上的接近開關：X004 轉盤軌道 1 上的接近開關：X005轉盤軌道 2 上的接近開關：X006輸出點: 電動轉盤正轉：Y000 電動轉盤反轉： Y001二 梯形圖畢 業(yè) 設 計 說 明 書27畢 業(yè) 設 計 說 明 書28三 功能圖LD X000畢 業(yè) 設 計 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 計 說 明 書30第三章 軌道的選擇和安裝在轉盤換軌電動平車系統(tǒng)中，電動平車軌道安裝是處于機械和土建之間的一個工程領域。軌道安裝的質量將影響整個系統(tǒng)的工作質量，只有保證軌道安裝質量，才能確保整個系統(tǒng)的運行質量。1 軌道的選擇電動平車運行軌道為鋼軌，鋼軌的頂部是凸狀的，底部是具有一定寬度的平板，增加了與基礎的接觸面；軌道的截面多為工字形，具有良好的抗彎強度。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。常用的型號有，考慮到該設計電動平車載重和運轉速度等方面的原因，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承軌梁上。當電動平車由某種機械或電氣原因，引起運行“啃道” ，勢必造成大車輪緣對軌道產生一橫向推力，此力由軌道傳至壓板(壓板安裝時需調整距離，故將螺栓孔制成長孔)，即使壓板安裝時，加防松木契或方墊點焊，大噸位電動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。當起重機輪壓反復作用，軌道墊板易串出軌底，使軌道發(fā)生標高變化，引起電動平車運行“爬坡”或產生“顛波” ，而無法正常運行。另外，此種聯(lián)接方法，軌腰要鉆孔，增加了機械加工量，從而加大工程費用。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，又增加機械加工量。經多年對軌道使用、調修經驗證明:將上述兩種聯(lián)接方法聯(lián)合運用，即兩對壓板聯(lián)接法，間隔一對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，保證軌底墊板不易串出，標高不變;又充分運用鉤形螺栓固定法橫向力大的優(yōu)點，保證軌道不產生旁彎，大車不易發(fā)生“啃道” 。此種結構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。因此也不用經常調整軌道標高、旁彎緊固壓板螺母，而提高了電動平車的利用率，又保證其安全可靠地運行。畢 業(yè) 設 計 說 明 書31按設計任務要求軌距為 1435mm，軌道間中心間距為 1700mm，軌道長度為 18.5m，軌道與轉盤銜接。示意圖于圖 9-1 所示。圖 3.1 軌道示意圖畢 業(yè) 設 計 說 明 書32第四章 準確對軌有軌電動平車要在軌道上運行，這就要求轉盤上的軌道和地面上的軌道能夠很好的對接，否則會有翻車的危險。驅動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行，這就要求我們要充分考慮準確對軌的問題。為此我們考慮用電磁制動器來實現電動轉盤的準確對軌。1 電磁制動器的簡介電磁制動器俗稱抱閘，結構各式各樣，但原理基本相同，一般有制動電磁鐵、制動臂、制動瓦、制動襯料、制動彈簧、手動松閘裝置以及彈簧拉桿、調整螺栓、螺母組成。制動器彈簧有兩個，分別安裝在兩個制動臂上，由一根雙頭螺桿連在一起。制動瓦上的閘片常采用厚度為 10mm 左右的石棉剎車片，用鉚釘固定在制動瓦上，鉚釘的埋入深度為閘片厚度的三分之一到二分之一。電磁制動器的轉矩是通過干摩擦面的摩擦產生，其電磁鐵線圈由 24V 直流電控制。下圖中是制動器安裝在軸上的一種典型結構，定子 4 安裝在機架上并固定之，軸與法蘭輪轂 2 連接，相對與定子 4 只能轉動，無軸向移動。當軸蘇要制動時，給定子線圈 5 通電，定子的磁力牽引銜鐵 1 壓向摩擦墊 3，完成軸的制動過程。當需要松閘時，定子斷電，磁力消失，銜鐵盤 1 在預應力彈簧的牽引下復位，完成松閘。圖 4.1 電磁制動器畢 業(yè) 設 計 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 電磁制動器的選擇為了實現電動轉盤的準確對軌，我們選用電磁制動器來實現，因為電磁制動器要安裝在減速機輸出軸與齒輪軸的聯(lián)軸器上，以聯(lián)軸器作為制動輪?？紤]到減速機輸出軸的直徑為 60mm，查《機械設計手冊》決定選用 DHD4-400 型手動釋放型失電制動器畢 業(yè) 設 計 說 明 書34參考文獻:【1】 西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室.機械設計.北京：高等教育出版社，2005 年.【2】 成大先. 機械設計手冊單行本-軸承.北京：化學工業(yè)出版社，2004 年. 【3】 成大先. 機械設計手冊（第五版）第二卷. 北京：化學工業(yè)出版社，2008 年. 5-84——5-126，5-213——5-226.【4】 成大先. 機械設計手冊（第五版）第三卷. 北京：化學工業(yè)出版社，2008 年.14-12——14-48.【5】 成大先. 機械設計手冊（第五版）第四卷. 北京：化學工業(yè)出版社，2008 年.16-146——16-203.【6】 吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊.北京:高等教育出版社，2006 年.【7】 王永華.現代電氣控制及 PLC 應用技術(第二版).北京:北京航空航天大學出版社，2008 年.【8】 馬萍.900mm 軌距礦車電動轉盤的設計[J].煤礦設計，2000 年，第 9 期.29—30.畢 業(yè) 設 計 說 明 書35附錄：總結由于經驗不足和知識方面的缺陷，此次畢業(yè)設計還有很多不完善的地方。但通過這次設計，我學會了如何克服困難，提高了我處理事務的能力和運用知識能力。同時加深了我對所學知識的理解，拓寬了我的知識面。這些都將成為我以后學習和工作的寶貴資源。在作此次畢業(yè)設計的過程中，本人得到了陳老師的精心指導，正是因為老師不斷的提供大量的資料來源，不僅為我設計出電動平車提供了大量的知識貯備，而且使我學會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們的幫助，感謝培養(yǎng)我四年的學校。畢 業(yè) 設 計 說 明 書36輪和軌道的結構彈性變形對滾動接觸的輪/軌蠕變力的影響摘要：本文簡要分析了機構的結構彈性變形對滾動接觸時滾動接觸性能的影響。詳細研究了輪和軌道結構變形對輪軌滾動接觸時的蠕變力的影響。對輪和軌道的一般性結構彈性變形進行了有限元分析，以及分別獲得了表示結構彈性變形和相應的滾動方向負荷和橫向方向輪的關系。利用這些關系，我們計算了輪軌切線接觸的影響系數。這些影響系數說明結構發(fā)生彈性變形與輪/軌接觸面上一個小矩形面積內的單位密度牽引力有關。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接觸理論中提出的 Bossinesq 和 Cerruti 公式得出的影響系數。在分析爬行力時就應用了修正后的Kalker 理論。獲得的數值結果表明輪和軌道的結構性彈性變形對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利。 關鍵詞：輪/軌;滾動接觸;蠕變力;結構彈性變形1.導言 在軌道上運行的火車輪和鐵軌之間的激烈行動引起輪和軌道的結構出現大量彈性變形。大量結構變形將大大影響車輪和鋼軌的滾動接觸性能，如蠕變力，起皺[ 1-3 ] ，粘附，滾動接觸疲勞，噪音[ 4,5 ]和脫軌[ 6 ] 。到目前為止，廣泛應用于分析輪/軌蠕變力的滾動接觸理論基于假設的彈性半空[7-12] 。換言之，輪/ 軌彈性變形和牽引點的關系可用該理論的 Bossinesq 和切瑞蒂公式表示。在實踐中，當輪正在軌道上運動時，接觸處的彈性變形大于按現有的滾動接觸理論所計算出的值。這是因為輪/軌的彈性遠大于半彈性空間。相應的負載造成輪/軌的結構彈性變形（ 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 /軌道的縱向動態(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軌道的橫向動荷載?？捎糜跈C車運動的與旋軸輪轉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驅動力矩引起的。直至目前為止很少有發(fā)表論文討論SED 對輪和軌道之間的滾動接觸的蠕動和蠕變力的影響。事實上，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影響接觸面的法向壓力很大。該切線接觸剛度降低對粘附/滑移區(qū)的境況和接觸面的牽引力的影響很大。如果考慮到滾動接觸中對輪/軌的滾動接觸分析，接觸面一對接觸粒子的總滑動系數與按本滾動接觸理論計算的是不同的。取得的所有接觸粒子的總滑動系數和摩擦功，小于在忽略 SED 的影響條件下分析輪/軌蠕變力時所得值。接觸面粘/滑區(qū)的比例也大于畢 業(yè) 設 計 說 明 書37不考慮 SED 的影響時的。本文簡要分析了機構的結構彈性變形對滾動接觸時滾動接觸性能的影響，并在分析輪和軌道蠕變力時就應用了 Kalker 的非赫茲形式三維彈性機構滾動接觸理論模型。在分析時選定的輪和鐵路數值分別是，一列貨運汽車的錐形剖面輪，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SED 和通過有限元獲得的相應的載荷的關系，確定能表示由接觸面單位密度牽引力產生的輪軌彈性位移的影響系數。這些影響系數是用來取代一些由 Kalker 的理論中的Bossinesq 和切瑞蒂公式計算出的影響系數。輪彎曲變形的影響如圖 1A 示，輪和鐵路的結構彈性變形的交叉影響研究時被忽視。數值結果表明，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/滑率的機械裝置為了更好地了解輪/軌滾動接觸的輪/軌 SED 的影響，我們有必要簡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/滑率的機械裝置。一般來說，接觸面的一對接觸粒子之間的總滑動，包含剛性滑移，接觸面接觸處的彈性變形和 SED。圖 3A描述接觸對粒子的情形，A1 和 A2，滾動接觸體且沒有彈性變形。線 A1-A1 和 A2-A2標記于圖 3A 中，以便更好的理解說明。機構發(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 中兩個破折號之間的線是由機構的硬性的運動和滾動或滑動所造成的 。該處的彈性變形點， A1 和 A2，是靠 u11 和 u21 表示的，這是由一些依據彈性半空間假設的滾動接觸理論確定的，他們導致了點 A1 和點A2 的彈性位移之間的差異 ， U1= u11 - u21。如果機構的結構彈性變形的影響被忽視，總滑點之間， A1 和 A2 ，可以理解為：S1= w1?u1=w1?(u11 ? u21)（1） 。機構的結構彈性變形的主要由牽引力所造成的，p 和 p_作用于接觸點和機構的其他邊界條件，它們導致線， A1_A1 和 A2_A2 產生不受接觸面的坐標（ox1x3，見圖 3A）約束的剛性運動。u10 和 u20 是用來分別表示點 A1 和點 A2 由于結構彈性變形的位移。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和機構的幾何形狀保持一致。點 A1和點 A2 位移差異，取決于 u10 和 u20，應為 u0 = u10 - u20 。這樣的條件下，考慮機構的結構彈性變形，總滑點之間，A1 和 A2 ，可以寫成：S1= w1?u1?u0（2） 。很明顯S1 和 S*1 是不同的。接觸粒子對之間的牽引力（或蠕變力） ，極大地取決于 S1（或 S * 1 ） 。當|S1| > 0 (or |S1 | > 0)接觸粒子對是打滑且牽引進入飽和。在這種情況下，根據庫侖摩擦定律，如果摩擦系數與假設的法向壓力相同，上述兩個條件下牽引力相同。這樣牽引力對 U1 的作用在上述兩個條件下也是相同的。如果 |S1| = |S1 | > 0, |w1| 在（2）中要大于（1）中。即接觸粒子對在沒有 u0 的影響時進入滑動形勢快于有 u0 的影響時。相應的整個接觸面在沒有 u0 的影響時進入滑動形勢快于有 u0 的影響時。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 對他們進行了簡畢 業(yè) 設 計 說 明 書38單的描述。 4A 表明了粘/滑區(qū)的情況。圖 4A 中的標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 機構的蠕動 W 之間關系。圖 4A 中的標志和圖 4B 中的具有相同的含義。從圖 4b 可知，切線牽引力 F1 達到最大值 F1max在 W1= w_1 而不考慮 u0 作用時和 F1 達到最大值 F1max 在 W1= w_1 考慮 u0 的影響，并 w_1 ＜ w__ 1 。u0 主要取決于機構的 SED 和接觸面的牽引力。大的 SED 導致大的 u0 和這兩個機構之間的滾動接觸小的接觸剛度。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/軌結構變形的計算為了計算圖 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。因為，它是中心對稱輪（見圖 1b） ，半輪被選中進行分析。輪的切割截面是固定，所顯示的圖5a 示。負載圓周方向作用于輪對的踏面，從不同圓周出作用于車輪。載荷作用點從車輪內側測量分別