毕业设计（论文）转盘换轨电动平车系统的设计

目录摘要 第一章 引言. 11 转盘自动生产线简介. 12电动转盘简介. 1第二章 电动转盘车设计. 21电动转盘机械设计. 21-1 传动方案设计.,. 2一 传动方案简介. 2二 传动方案比较及选择. 31-2 减速机的选择. 5一 减速机的选择. 5二 摆线针轮减速器原理. 6三 摆线针轮行星减速器使用和特点. 6四 传动系统各轴的转速功率和转矩计算. 71-3 设计过程中的相关计算. 9一 齿轮的设计. 9二 轴的设计和校核.141） 齿轮轴的设计和校核.142） 中心轴的设计和校核.18三 轴承的寿命计算.221） 安装的齿轮轴上的圆锥棍子轴承的寿命计算.232） 中心轴上的圆锥滚子轴承的寿命计算.242电动转盘电器控制设计.272-1 电动转盘程序设计.27一 地址分配27二 梯形图27三 功能图29第三章 轨道的选择和安装301 轨道的选择. 302 轨道的安装.30第四章 准确对轨.321 电磁制动器的简介.322 电磁制动器的选择.33参考文献:. . 34附录：.35总结：.35中文资料. 36英文翻译.40电动转盘的设计摘 要: 转盘换轨平车系统是工厂车间的一条自动化生产线，通过转盘的换轨作用，实现平车在不同方向轨道上的自动行驶，从而提高工厂的自动化的程度。本文从传动方案选择到相关部件的设计与校核，较为详细地介绍了电动转盘的设计过程。关 键 词: 转盘换轨平车系统 电动转盘 设计Abstract: Dial-for-rail flat car system is an automated factory floor production line, through the wheel for the track in order to achieve flat car in different directions automatically track the traffic, thereby enhancing the degree of factory automation. In this paper, a more detailed description of the design process for electric wheel.Key words: Dial-for-rail flat car system; electric wheel; Design 第一 章 引言1 转盘自动生产线转盘自动生产线是由电动平车在轨道上运动通过自动转盘换轨的全自动自动生产线。转盘换轨电动平车系统是一种全自动化送料系统，利用先进的电气控制技术来控制系统16工位的送料，与传统的系统相比，本系统通过用先进的电气控制来控制平车和转盘的运行，有很多传统控制系统无法比拟的优越性能，如具有结构紧凑、断电自锁、响应速度快、控制精度高、噪声低、不产生电磁干扰等突出优点。2 电动转盘车在工厂实际中，往往存在着几条不平行轨道之间的连接，这时可以使用电动转盘来达到换向的目的，电动转盘也是本次设计所要设计的内容。 图1.1电动转盘车第二章 电动转盘车设计1 电动转盘机械设计1-1 传动方案设计一 传动方案简介方案一：从电机输出的转动首先通过一个减速器减速，再通过一对锥齿轮传动的换向作用改变运动的方向，最后通过一对圆柱齿轮啮合运动来带动转盘的转动，达到预期的目的。图2.1 方案一的示意图方案二：选用一个电机直连的卧式减速机作为动力的输入端，再通过一对锥齿轮的啮合运动转换从减速机中输出的速度的方向，并且带动转盘转动。其运动示意图如图所示.方案三：选用一个电机直连的立式减速机作为动力的输入端，再通过一对直齿轮的啮合运动带动转盘的转动，其运动示意图如图所示。 图2.2 方案二的示意图图2.3 方案三的示意图二 传动方案的比较及选择从上面的方案中可以看到在方案一中要通过两级齿轮的传动，是结构变得复杂，同时影响传动的准确性。在方案二中虽然只有一级齿轮的传动，提高了传动的精度，但是卧式减速机需要水平布置，受转盘直径大小以及减速机本身尺寸的限制使得该方案较难实现。方案三中具备了方案二的优点，传动精度较高，同时由于在垂直方向上并没有限制，可以克服方案二实现中存在的困难。 经过以上的讨论，最终选择方案三作为本次设计的传动方案。1-2 减速机的选择一 减速机的选择考虑到摆线针轮行星减速器的性价比和相关使用特点，我们决定选用选用电机直连式摆线针轮行星减速器已知条件:工作时间：每日八小时由于转盘的转速为0.5 r/min，而圆柱齿轮单级传动比为38，所以减速机的低速轴转速为1.5 r/min 12 r/min。转盘实际所需的功率P=0.5KW，减速机的效率按0.9计算，直齿齿轮效率按0.97计算，所以减速机输出轴所输出的功率应该大于0.86KW。电动机频率为50HZ输出轴的联接方式为联轴器，没有轴向力。选型：根据已知条件，选用电机的额定功率为1.1KW，减速机的输出轴转速轴转速在1.5r/min-12r/min之间，查阅机械设计手册决定选用摆线针轮减速机XLD1.1-8165B-473，其相关的功能系数如下表所示表2.1 减速器相关参数 机型号输出转速电机功率（KW）输出转矩（）传动比XLD1.1-8165B-47332111810473（4311）减速机的外形和安装尺寸如下所示：表2.2减速器外形与安装尺寸CFMEPndKDethDML285992043403102706112176080 5364195503因为所选减速器输出轴的转速为32，所以分配给齿轮幅的传动比为i=6.4。二 摆线针轮减速器原理摆线针轮行星减速器全部传动装置可分为三部分：输入部分、减速部分、输出部分。 在输入轴上装有一个错位180的双偏心套，在偏心套上装有两个滚柱轴承，形成H机构，两个摆线轮的中心孔即为偏心套上转臂轴承的滚道，并由摆线轮与针齿轮上一组环形排列的针齿轮相啮合，以组成少齿差内啮合减速机构，（为了减少摩擦，在速比小的减速机中，针齿上带有针齿套）。当输入轴带着偏心套转动一周时，由于摆线轮上齿廊曲线的特点及其受针齿轮上针齿限制之故，摆线轮的运动成为即有公转又有自转的平面运动，在输入轴正转一周时，偏心套亦转动一周，摆线轮于相反方向上转过一个齿差从而得到减速，再借助W输出机构，将摆线轮的低速自转运动通过销轴，传递给输出轴，从而获得较低的输出转三 摆线针轮行星减速器使用和特点1：摆线针轮行星减速器的使用范围摆线针轮减速机是依照少齿差行星传动原理，摆线针齿啮合实现减速的一种机械，该机分卧室，立式，双轴型和直联接等装配方式，是冶金，矿山，建筑，化工，纺织，轻工等行业的首选设备。2：摆线针轮减速器的主要特点：a,减速器比大，效率高：一级传动减速机比为9-87.双级传动减速比为121-7569，多级组合可达数万，且针齿啮合系套式滚动摩擦，齿合表面无相滑动，故一级减速效率达94%b,运转平衡，噪音低：在运转中同时接触的齿数较多，重合度大，运转平衡，过载能力强，振动和噪音低，各种规格的机型噪音在85dB以下c,使用可靠，寿命长：因主要零件是采用高碳合金钢处理（HRC58-62),在精磨而成，且摆线齿与针齿套合传递至针齿形成滚动摩擦时，摩擦系数小，使啮合区无相对滑动，磨损极小。所以经久耐用。b,结构紧凑，体积小：与同功率的其它减速机比，重量体积小1/3以上由于行星传动，输入轴和输出轴在同一轴线上，以获得尽可能小的尺寸。四 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算表2.3传动装置的传动效率 齿轮联轴器减速器传动效率0.980.990.90减速机输出轴 转速=3.2 r/min，功率=1.10.9=0.99KW转矩 =2954.5齿轮轴转速=3.2功率=0.990.99=0.98 KW转矩=2925中心轴转速=0.5 r/min功率=0.980.98=0.96 KW转矩 =18343.6表2.4 轴上的相关参数 转速功率(KW)转矩减速机输出轴3.20.992954.5齿轮轴3.20.982925中心轴0.50.9618343.6图2.4摆线针轮行星减速器1-3 设计过程中的相关计算一 齿轮的设计1 选定齿轮的精度等级，材料及齿数1） 电动转盘为一般的工作机器，速度不高，故选用7级精度2） 材料选择。 由机械设计表10-1中选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）小齿轮齿数=24，大齿轮齿数=6.424=153.6,取=1542.按齿面接触强度设计由设计计算公式 进行计算(1)确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数Kt=1.3.2) 计算小齿轮传递的转矩。=2690000N.mm3)由机械设计表10-7选取齿宽系数=0.54)由机械设计表10-6按齿面硬度的弹性影响系数=189.8 .5)由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa.6)由机械设计式10-13计算应力循环次数。 =60j=603.21830010=4.6=1.127)由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数=1.15, =1.38）计算接触疲劳许用应力。取失效率为1%，安全系数S=1，由机械设计式（10-12）得 =690MPa =715MPa(2)计算1).试计算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值.2.32=197mm2).计算圆周速度 =0.033).计算齿宽bb=98.54).计算齿宽与齿高之比模数 = =8.21齿高 =2.25=18.45 =5.35). 计算载荷系数. 根据=0.03，7级精度，机械设计图10-8查得动载荷系数=1.12.直齿轮, =1 由机械设计表10-2查得使用系数=1 由机械设计表10-4插值查得7级精度，齿轮相对支承非对称布置时，=1.253 由=5.3，=1.253 查机械设计图10-13得=1.35；载荷系数 K=1.403 6).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，机械设计式(10-10a)得 =222.6mm7). 计算模数m。 m=9.33. 按齿根弯曲强度设计 由机械设计式(10-5)得弯曲强度的设计公式为 m(1) .确定公式内的计算数值1) .由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa;大齿轮的弯曲强度极限=380MPa；2) .由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85=0.883) .计算弯曲疲劳许用应力。取安全系数S=1.4，由机械设计式(10-12)得 =303.57 =238.864) . 计算载荷系数K K=1.5125) . 查齿形系数. 由机械设计表10-5查得 =2.65 =2.146) . 查取应力校正系数由机械设计表10-5查得 =1.58 =1.83 7) . 计算大,小齿轮的并加以比较 =0.01379 =0.01640大齿轮的数值大一些(2) . 设计计算 m8.108对比计算的结果，齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根疲劳强度计算的模数，于齿轮模数m的主要取决于弯曲强度所决定的承载能力。齿面疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，取由弯曲强度算得的模数8.108mm并就近圆整为标准值m=10mm，接触强度算得的分度圆直径=222.6 =24大齿轮齿数 =6.4=154 这样计算出的齿轮传动，满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度，做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算 (1) 计算分度圆直径 =m=1540mm =m=240mm(2) 计算中心距 a=890mm(3) 计算齿轮宽度 b=120mm 取=120mm, =115mm表2.5 齿轮的参数齿数模数(mm)齿宽(mm)分度圆直径(mm)大齿轮154101201540小齿轮24101152405齿轮的结构设计根据机械设计的有关理论，对于圆柱齿轮，若齿根到键槽底部的距离e 2 m时（m为端面模数），应该与轴做成一体叫做齿轮轴。对于小齿轮，m=10，故将小齿轮做成齿轮轴的形式，对于小齿轮的结构设计将在轴的有关设计中讨论。大齿轮的分度圆直径较大，可以做成腹板式的结构，并在腹板上开孔以减轻齿轮的重量，根据机械设计手册中的有关理论和公式，设计出齿轮的结构，具体的数据见大齿轮的零件图中的标注。二 轴的设计和较核通过以上的计算可知轴的转速，功率和转矩等相关数据如下表所示：表2.6 轴上的相关参数 转速（）功率（KW）转矩（）齿轮轴320982925中心轴0509618343.61 齿轮轴的设计与校核1） 初步确定轴的最小直径先按机械设计中式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计中表15-3，取=112，于是得 =mm=75.5mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径，为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩=，考虑到转矩的变化很小，故取=1.3 所以=3082.5，按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，同时考虑减速成器的输出轴的直径为60mm，查机械设计手册，选用GY8型凸缘联轴器，其公称转矩为3150。半联轴器的孔径d=70 mm，故取=70mm，半联轴器的长度为L=104mm。同时选取与减速器输出轴联接的半联轴器的型号，长度为L=104mm，标记为GY8型凸缘联轴器 5843-2003。2）. 轴的结构设计 . 拟定轴上的零件的装配方案如下图所示:图2.5 齿轮轴上的转配方案 . 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I为了满足半联轴器的轴向定位要求，在轴段的右侧需制出一轴肩，故取=80mm，半联轴器与轴配合的毂孔长104mm，故选取轴段的长度=80。II 初步选择滚动轴承。 因轴承时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求及=80mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组的单列圆锥滚子轴承30216，其尺寸为dDT=8014028.25，故选取=56mm。 轴承的上端采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30216型轴承的定位轴肩的高度h=5mm，因此，取=90mm。初步选取=30mm。III 因为要将齿轮做成齿轮轴的形式，齿轮的分度圆直径为240mm，为了使轴的直径不至于有太大的变化，设置了轴段，取=160mm，长度=15mm。IV轴段为齿轮轴段，已知齿轮的分度圆直径为240mm，齿宽为115mm，故取 =115mm。V 取=160mm，长度=15mm。轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按=70mm，查机械设计手册得平键面bh=2012,长度为70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 取轴端面的倒角为245。3）. 求轴上的载荷 求作用在齿轮上的力 已经齿轮的分度圆直径为 d=mz=240mm 而 =24375 N =tan=8871.8 N =25939.3 N 圆周力，径向力及轴向力的方向如下图所示：图2.6齿轮上的受力图 轴所受的载荷是从轴上的零件上传来的，。计算时，常将轴上的分布载荷化为集中的力，其作用点取为载荷分布段的中点。因此根据轴的结构简图画出中心轴所受载荷的计算简图。从机械设计手册中查得中查得a值，对于轴承30336，a=28.1。因此作为简到梁的轴的支承距=63mm108mm=171mm.根据结构简图画出中心轴的计算简图如上图所示。 从轴的结构简图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的，M的值列于表4.3。4). 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受的最在弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转应力脉动循环，取轴的计算应力 =2.01MPa前面已经确定了轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60MPa。 因此 。 故齿轮轴是安全的。表2.7齿轮轴上的受力参数 载荷水平面垂直面支反力F=32731.5N=16075.3N=539369N=75251N弯矩M=451715.93=2114553.1总弯矩=2162263.1扭矩TT=29250002 中心轴的设计与校核1）.初步确定轴的最小直径先按机械设计中式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计中表15-3，取=112，于是得 =mm=172.6mm 取轴的最小直径为=180mm2）.轴的结构设计.拟定轴上的零件的装配方案如下图所示，.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I考虑到中心轴的主要作用是与工作台边接，以保证工作台的径向旋转精度，并承受径向力和颠覆力矩。因此要将轴径设计得尽量大一些，所以选择=240mm。II 初步选择滚动轴承。 因轴承时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。对于轴段，参照工作要求及=240mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组的单列圆锥滚子轴承32048，其尺寸为dDT=24036076，故选取=240mm。对于轴段，参照工作要求及=180mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组的单列圆锥滚子轴承30336，其尺寸为dDT=18038083，故选取=310mm。图2.7 中心轴的装配方案III轴段为安装齿轮的轴段， 齿轮的分度圆直径为1540mm，为了使得齿轮的传动更加平衡，同时参考齿轮设计的相关理论，初步选取=340mm，齿轮的齿宽为120mm，同时考虑到齿轮是轴向布置要有轴向的紧固装置，所以初步选取=200mm。IV 取=400mm，=50mm。V轴段的主要作用就是通过螺栓与转盘紧固在一起，从而保证转盘的径向旋转精度，并承受径向分力和颠覆力矩，所以初步选取=800mm，长度=50mm。VI 段的主要作用是保证中心轴与转盘连接的准确性，所以初步选取=500mm，长度=120mm。图2.8 中心上的相关尺寸3）. 求轴上的载荷求作用在齿轮上的力 由齿轮轴的校核过程中我们知道： = 24375 N =8871.8 N =25939.3 N 轴所受的载荷是从轴上的零件上传来的，。计算时，常将轴上的分布载荷化为集中的力，其作用点取为载荷分布段的中点。因此根据轴的结构简图画出中心轴所受载荷的计算简图。从机械设计手册中查得中查得a值，对于轴承30336，a=70.9；对于轴承32048，a=78.4。因此作为简到梁的轴的支承距=200mm230mm=430mm.根据结构简图画出中心轴的计算简图如上图所示。 从轴的结构简图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的，M的值列于下表。表2.8 中心轴上的受力参数载荷水平面垂直面支反力F=34781.1N=16177.3N=63368N=70139N弯矩M=2331970=3720779总弯矩=4391159扭矩TT=183436004). 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受的最在弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转应力脉动循环，取轴的计算应力 =0.0324MPa前面已经确定了轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60MPa。 因此 。 故中心轴是安全的.三 轴承的寿命计算1 安装在齿轮轴上的圆锥滚子轴承的寿命计算 查机械设计手册可知道圆锥滚子轴承30216的基本额定动载荷=160KN，基本额定静载荷=212KN。1）. 求两轴承受到的径向载荷，将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系（如下图所示）。在轴的设计与校核的过程中我们已经得出相应力的数值：=32731.5N =16075.3N =539369N =75251N所以 =540361.2N =76948.87N2）求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按表机械设计表13-7，轴承的派生轴向力=（其中Y是对应于表13-5中 e的Y值）。由机械设计手册查得圆锥滚子轴承30216的Y=1.4。因为Y值不能为0,所以Y=1.4，所以 =192986.1 N =32062 N 由机械设计手册查得45钢的密度为785 g/ ，初步估算齿轮轴的重量为502.4Kg，所以轴承所承受的外加轴受载荷为=502.410 N=5024 N 因为，所以轴承1“放松”的状态，只承受其本身的派生轴向力。即 =192986.1 N而被“压紧”的轴承2的总轴向力为 =187962.1 N3). 求轴承当量动载荷和因为 =0.35 =2.44由表13-5分别进行查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1 =1 =0轴承2 =0.4 =1.4按轴承运转中有中等冲击载荷,按表13-6，=1.1- 1.8，取=1.5。则 =（）=810541.8 N =（）=440889.7 N4). 验算轴承寿命 因为，所以按照轴承1的受力大小验算 =6388.38 h2 中心轴上的圆锥滚子轴承的寿命计算 查机械设计手册可知道圆锥滚子轴承30336的基本额定动载荷=1090KN，基本额定静载荷=1500KN,e=0.35，Y=1.7。. 圆锥滚子轴承32048的基本额定动载荷=920KN，基本额定静载荷=1730KN,e=0.45，Y=1.3。1）. 求两轴承受到的径向载荷，将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系（如下图所示）。在轴的设计与校核的过程中我们已经得出相应力的数值： =34781.1N =16177.3N =63368N =-70139N所以 =63463.4N =71980.4N2）求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按表机械设计表13-7，轴承的派生轴向力=（其中Y是对应于表13-5中 e的Y值）。因为Y值不能为0,所以 =18665.7 =25707.3 N 因为中心轴是固定在转盘上的,所以在轴向上轴承几乎不受外加的轴向力,故可以认为轴承在轴向上不受外加的力。轴承在轴向上只受到派生的轴向力。 =22665.4 而被“压紧”的轴承2的总轴向力为 =27684.8 N 由机械设计中表13-5分别进行查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1 =1 =0轴承2 =1 =0按轴承运转中有中等冲击载荷,按表13-6，=1.1- 1.8，取=1.5。则 =（）=33998.1 N =（）=41527.5 N4). 验算轴承寿命因为 ，所以按照轴承2受力大小验算 =88839.47 h2电动转盘电器控制设计2-1电动转盘的程序设计 根据电动转盘所要实现的功能，我们知道电动转盘只要实现正转90和反转90两个动作，通过可编程控制器PLC可以实现以上功能。一 地址分配为控制电动平车能够准确的停在转盘轨道上，我们在轨道1，轨道2与转盘轨道相衔接的地方分别布置了，接近开关；在轨道3与转盘轨道相衔接的地方也布置了接近开关，并且在转盘上两条轨道的中间处分别布置了接近开关，现将地址分配如下:输入点：小车在轨道1上：X000 小车在轨道2上：X001 轨道1上的接近开关:X002 轨道2上的接近开关：X003 轨道3上的接近开关：X004 转盘轨道1上的接近开关：X005 转盘轨道2上的接近开关：X006输出点: 电动转盘正转：Y000 电动转盘反转： Y001二 梯形图三 功能图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 轨道的选择和安装在转盘换轨电动平车系统中，电动平车轨道安装是处于机械和土建之间的一个工程领域。轨道安装的质量将影响整个系统的工作质量，只有保证轨道安装质量，才能确保整个系统的运行质量。1 轨道的选择电动平车运行轨道为钢轨，钢轨的顶部是凸状的，底部是具有一定宽度的平板，增加了与基础的接触面；轨道的截面多为工字形，具有良好的抗弯强度。钢轨的通常用含碳、锰较高的钢材(C=0.50.8、Mn=0.61.5)轧制而成。常用的型号有，考虑到该设计电动平车载重和运转速度等方面的原因，选用P38钢轨较合适。2轨道的安装目前轨道联接大致有:压板固定法、钩形螺栓固定法等。压板由螺母旋紧力将轨道紧固在起重机承轨梁上。当电动平车由某种机械或电气原因，引起运行“啃道”，势必造成大车轮缘对轨道产生一横向推力，此力由轨道传至压板(压板安装时需调整距离，故将螺栓孔制成长孔)，即使压板安装时，加防松木契或方垫点焊，大吨位电动平车轨道也难以保证不发生位移。因压板固定法只有垂直压力而无横向力，所以轨道横向位移是不可避免的。钩形螺栓固定法，此种联接法由螺母将联接件固定在承轨梁上，钩形螺栓从轨腰孔穿过.再用螺母将轨道固定。钩形螺栓具有较大的横向力而垂直力很小。当起重机轮压反复作用，轨道垫板易串出轨底，使轨道发生标高变化，引起电动平车运行“爬坡”或产生“颠波”，而无法正常运行。另外，此种联接方法，轨腰要钻孔，增加了机械加工量，从而加大工程费用。从上述两种联接形式看，都存在一定缺陷。压板固定法具有较大的垂直压力，而无横向力，易使轨道产生横向位移;钩形螺栓固定法，具有较大的横向力，而无垂直压力，又增加机械加工量。经多年对轨道使用、调修经验证明:将上述两种联接方法联合运用，即两对压板联接法，间隔一对钩形螺栓固定法是行之有效的。这样即发挥出压板联接垂直压力大的优势，保证轨底垫板不易串出，标高不变;又充分运用钩形螺栓固定法横向力大的优点，保证轨道不产生旁弯，大车不易发生“啃道”。此种结构方式即保证轨道的安装精度不易发生变化，又保证轨道联接的可靠性。因此也不用经常调整轨道标高、旁弯紧固压板螺母，而提高了电动平车的利用率，又保证其安全可靠地运行。按设计任务要求轨距为1435mm，轨道间中心间距为1700mm，轨道长度为18.5m，轨道与转盘衔接。示意图于图9-1所示。图3.1轨道示意图第四章 准确对轨 有轨电动平车要在轨道上运行，这就要求转盘上的轨道和地面上的轨道能够很好的对接，否则会有翻车的危险。驱动装置在接到控制系统的通车指令之后由于惯性并不能够马上停止运行，这就要求我们要充分考虑准确对轨的问题。为此我们考虑用电磁制动器来实现电动转盘的准确对轨。1电磁制动器的简介 电磁制动器俗称抱闸，结构各式各样，但原理基本相同，一般有制动电磁铁、制动臂、制动瓦、制动衬料、制动弹簧、手动松闸装置以及弹簧拉杆、调整螺栓、螺母组成。制动器弹簧有两个，分别安装在两个制动臂上，由一根双头螺杆连在一起。制动瓦上的闸片常采用厚度为10mm左右的石棉刹车片，用铆钉固定在制动瓦上，铆钉的埋入深度为闸片厚度的三分之一到二分之一。电磁制动器的转矩是通过干摩擦面的摩擦产生，其电磁铁线圈由24V直流电控制。下图中是制动器安装在轴上的一种典型结构，定子4安装在机架上并固定之，轴与法兰轮毂2连接，相对与定子4只能转动，无轴向移动。当轴苏要制动时，给定子线圈5通电，定子的磁力牵引衔铁1压向摩擦垫3，完成轴的制动过程。当需要松闸时，定子断电，磁力消失，衔铁盘1在预应力弹簧的牵引下复位，完成松闸。图4.1 电磁制动器1衔铁盘； 2法兰轮毂； 3-摩擦垫4定子； 5线圈； 6电线2 电磁制动器的选择为了实现电动转盘的准确对轨，我们选用电磁制动器来实现，因为电磁制动器要安装在减速机输出轴与齿轮轴的联轴器上，以联轴器作为制动轮。考虑到减速机输出轴的直径为60mm，查机械设计手册决定选用DHD4-400型手动释放型失电制动器参考文献:【1】 西北工业大学机械原理及机械零件教研室.机械设计.北京：高等教育出版社，2005年.【2】 成大先. 机械设计手册单行本-轴承.北京：化学工业出版社，2004年. 【3】 成大先. 机械设计手册（第五版）第二卷. 北京：化学工业出版社，2008年. 5-845-126，5-2135-226.【4】 成大先. 机械设计手册（第五版）第三卷. 北京：化学工业出版社，2008年.14-1214-48.【5】 成大先. 机械设计手册（第五版）第四卷. 北京：化学工业出版社，2008年.16-14616-203.【6】 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册.北京:高等教育出版社，2006年.【7】 王永华.现代电气控制及PLC应用技术(第二版).北京:北京航空航天大学出版社，2008年.【8】 马萍.900mm轨距矿车电动转盘的设计J.煤矿设计，2000年，第9期.2930.附录：总结 由于经验不足和知识方面的缺陷，此次毕业设计还有很多不完善的地方。但通过这次设计，我学会了如何克服困难，提高了我处理事务的能力和运用知识能力。同时加深了我对所学知识的理解，拓宽了我的知识面。这些都将成为我以后学习和工作的宝贵资源。在作此次毕业设计的过程中，本人得到了陈老师的精心指导，正是因为老师不断的提供大量的资料来源，不仅为我设计出电动平车提供了大量的知识贮备，而且使我学会了从大量的资料中选择出自己需要的东西。在此感谢老师和同学们的帮助，感谢培养我四年的学校。轮和轨道的结构弹性变形对滚动接触的轮/轨蠕变力的影响摘要：本文简要分析了机构的结构弹性变形对滚动接触时滚动接触性能的影响。详细研究了轮和轨道结构变形对轮轨滚动接触时的蠕变力的影响。对轮和轨道的一般性结构弹性变形进行了有限元分析，以及分别获得了表示结构弹性变形和相应的滚动方向负荷和横向方向轮的关系。利用这些关系，我们计算了轮轨切线接触的影响系数。这些影响系数说明结构发生弹性变形与轮/轨接触面上一个小矩形面积内的单位密度牵引力有关。它们被用来修整一些由在Kalker以非赫兹形式的三维弹性体滚动接触理论中提出的Bossinesq和Cerruti公式得出的影响系数。在分析爬行力时就应用了修正后的Kalker理论。获得的数值结果表明轮和轨道的结构性弹性变形对蠕变力存在很大的影响。 2002爱思唯尔科技有限公司保留所有权利。 关键词：轮/轨;滚动接触;蠕变力;结构弹性变形1.导言 在轨道上运行的火车轮和铁轨之间的激烈行动引起轮和轨道的结构出现大量弹性变形。大量结构变形将大大影响车轮和钢轨的滚动接触性能，如蠕变力，起皱 1-3 ，粘附，滚动接触疲劳，噪音 4,5 和脱轨 6 。到目前为止，广泛应用于分析轮/轨蠕变力的滚动接触理论基于假设的弹性半空7-12 。换言之，轮/轨弹性变形和牵引点的关系可用该理论的Bossinesq和切瑞蒂公式表示。在实践中，当轮正在轨道上运动时，接触处的弹性变形大于按现有的滚动接触理论所计算出的值。这是因为轮/轨的弹性远大于半弹性空间。相应的负载造成轮/轨的结构弹性变形（SED）于图1和2所示 。在图1A中显示的轮辐的弯曲变形，主要是由车辆和轮对/轨道的纵向动态载荷引起的。图。图1b中所描述的轮辐扭变形是由车轮和钢轨之间纵向蠕变力作用产生的。引起图1C所示的轮辐斜弯曲变形和图2所示铁路的倾覆变形的主要原因是辆和轮对轨道的横向动荷载。可用于机车运动的与旋轴轮转向同一方向的扭变形（见图。 1 ），主要是由轮/轨接触处的牵引力和电机驱动力矩引起的。直至目前为止很少有发表论文讨论SED对轮和轨道之间的滚动接触的蠕动和蠕变力的影响。事实上，上面提到的轮/轨SED降低了轮/轨的法向和切向接触刚度。轮/轨的法向的接触刚度，主要是因轨道下沉而减小。法向的接触刚度降低并不会影响接触面的法向压力很大。该切线接触刚度降低对粘附/滑移区的境况和接触面的牵引力的影响很大。如果考虑到滚动接触中对轮/轨的滚动接触分析，接触面一对接触粒子的总滑动系数与按本滚动接触理论计算的是不同的。取得的所有接触粒子的总滑动系数和摩擦功，小于在忽略SED的影响条件下分析轮/轨蠕变力时所得值。接触面粘/滑区的比例也大于不考虑SED的影响时的。本文简要分析了机构的结构弹性变形对滚动接触时滚动接触性能的影响，并在分析轮和轨道蠕变力时就应用了Kalker的非赫兹形式三维弹性机构滚动接触理论模型。在分析时选定的轮和铁路数值分别是，一列货运汽车的锥形剖面轮，中国“TB” ，和60公斤/米的钢轨。有限元方法是用来确定他们的SED 。根据SED和通过有限元获得的相应的载荷的关系，确定能表示由接触面单位密度牵引力产生的轮轨弹性位移的影响系数。这些影响系数是用来取代一些由Kalker的理论中的Bossinesq和切瑞蒂公式计算出的影响系数。轮弯曲变形的影响如图1A示，轮和铁路的结构弹性变形的交叉影响研究时被忽视。数值结果表明，在SED的影响是否被考虑的两种情况下，轮/轨的蠕变力有明显区别。2.减少接触刚度增加接触面粘/滑率的机械装置为了更好地了解轮/轨滚动接触的轮/轨SED的影响，我们有必要简要地了解不饱和蠕变力条件下减少接触刚度增加接触面粘/滑率的机械装置。一般来说，接触面的一对接触粒子之间的总滑动，包含刚性滑移，接触面接触处的弹性变形和SED。图3A描述接触对粒子的情形，A1和A2，滚动接触体且没有弹性变形。线A1-A1和A2-A2标记于图3A中，以便更好的理解说明。机构发生变形后的位置和变形线，A1-A1和A2-A2，列于图3A中。位移差异，W1，图 3B中两个破折号之间的线是由机构的硬性的运动和滚动或滑动所造成的 。该处的弹性变形点，A1和A2，是靠u11和u21表示的，这是由一些依据弹性半空间假设的滚动接触理论确定的，他们导致了点A1和点A2的弹性位移之间的差异 ， U1= u11 - u21。如果机构的结构弹性变形的影响被忽视，总滑点之间， A1和A2 ，可以理解为：S1= w1u1=w1(u11 u21)（1）。机构的结构弹性变形的主要由牵引力所造成的，p和p_作用于接触点和机构的其他边界条件，它们导致线， A1_A1和A2_A2产生不受接触面的坐标（ox1x3，见图3A）约束的刚性运动。u10和u20是用来分别表示点A1和点A2由于结构弹性变形的位移。在任何载荷下，他们可以视为与该处给定边界条件下的坐标和机构的几何形状保持一致。点A1和点A2位移差异，取决于u10和u20，应为u0 = u10 - u20 。这样的条件下，考虑机构的结构弹性变形，总滑点之间，A1和A2 ，可以写成：S1= w1u1u0（2）。很明显S1和S*1是不同的。接触粒子对之间的牵引力（或蠕变力），极大地取决于S1（或S * 1 ）。当|S1| 0 (or |S1 | 0)接触粒子对是打滑且牵引进入饱和。在这种情况下，根据库仑摩擦定律，如果摩擦系数与假设的法向压力相同，上述两个条件下牵引力相同。这样牵引力对U1的作用在上述两个条件下也是相同的。如果|S1| = |S1 | 0, |w1| 在（2）中要大于（1）中。即接触粒子对在没有u0的影响时进入滑动形势快于有u0的影响时。相应的整个接触面在没有u0的影响时进入滑动形势快于有u0的影响时。因此，粘/滑区比率和接触处的总牵引力在上述两种条件下是不同的，在图4a和b对他们进行了简单的描述。 4A表明了粘/滑区的情况。图4A中的标志表明了考虑与不考虑 u0的影响的情形。图4B表示接触面的总切线牵引F1积和1机构的蠕动W之间关系。图4A中的标志和图4B中的具有相同的含义。从图4b可知，切线牵引力F1达到最大值F1max在W1= w_1而不考虑u0作用时和F1达到最大值F1max在W1= w_1考虑u0的影响，并w_1 w_ 1 。u0主要取决于机构的SED和接触面的牵引力。大的SED导致大的u0和这两个机构之间的滚动接触小的接触刚度。这就是为什么减少接触刚度增加接触面粘/滑区的比率，降低接触面不充分滑条件下的总切线牵引力。3.轮/轨结构变形的计算为了计算图1b d和图2中所描述的SED，定义了轮及铁路的离散化。他们的有限元网格图解显示于图5，第7和第9中。假定轮和铁路的材料具有同样的物理特性。剪切模量：G= 82000 N/mm2 ，泊松比： = 0.28 。图5用于确定轮的扭变形。因为，它是中心对称轮（见图1b），半轮被选中进行分析。轮的切割截面是固定，所显示的图5a示。负载圆周方向作用于轮对的踏面，从不同圆周出作用于车轮。载荷作用点从车轮内侧测量分别是31.6 ， 40.8和60.0毫米。图6表明，扭变形与载荷在纵向相对。他们都是线性的负荷，不同点的载荷大小很接近。负载对Y轴方向的变形的影响（图5a示）忽略不计。 用于后面分析的轮/轨接触的几何参数：ri =ri(y,)i = i(y,)i = i(y,)ai = ai(y,)hi = hi(y,)z = z(y,) = (y, ) (3)这里i= 1，2分别表示左、右边轮/轨。（ 3 ）中的参数的定义详细见名为Nomenclature的论文。轮转向轨道的左侧时，我们设定它们大于0，如果是在顺时针方向倾斜 0，轮轴和轨道之间横向方向指向左侧。参数依赖于轮轨的外形、Y和 。但是，如果轮轨外形已经确定，他们主要依靠Y7 。数值的详细讨论方法见7,8和轮/轨接触的几何结果。当轮正在轨道上切线运动时轮和钢轨的刚性蠕动改为8 。这里i= 1、2 ，它的涵义相同于（3）。（4）中不确定参数的名称可以在Nomenclature中看到。很明显，蠕动力不仅取决于接触几何参数，而且还取决于轮的运动的形式。由于当轮/轨外形确定时接触几何参数的变化主要取决Y，一些由时间派生的参数可以写出。在计算轮/轨的几何和接触蠕动时，大范围的偏航角和侧向位移轮被选中，以使轮/轨的蠕动和接触角即使野外工作环境中也尽可能完全的获得。因此，我们选择y=0、1 、2 、3、10毫米， = 0.0、0.1、0.2、0.3、1.0 y/v = 0, 0.005 和 r0 /v = 0, 0.001. riy, /