火车轮对配合尺寸检测机构设计（以顶尖定位）

火车轮对配合尺寸检测机构设计（以顶尖定位）摘 要铁路系统中,作为车辆走行部主要部件的轮对是影响安全运行的一个重要环节。轮对不仅承受着列车的全部重量和自身的重量,而且还要传递列车与钢轨间的驱动力和制动力。所以要求轮对必须保持良好的技术状态,否则会严重影响行车安全。而作为轮轨接触面的车轮踏面和轮缘的几何参数又是判断轮对技术状态的重要依据,因此,对车轮踏面和轮缘几何参数的测量一直铁路部门密切关注和不断研究的课题。 本课题主要内容有：1、利用 CATIA 等软件完成火车轮对制动盘检测项点包括轴肩距离、轮缘厚度、轮辋厚度、车轮端跳、车轮径跳、车轮直径、车轮内测距、Qr 值及轮缘高度等测量项目的检测系统机构设计与三维建模检测机构利用顶尖进行定位。2、完成主要部件的机构设计和强度校核。关键词：轮对；自动检测；强度校核；AbstractIn the railway system, the wheel set,which is the main part of the main part of the vehicle, is an important part of the safety operation.Wheel not only bear the full weight of the train and its own weight, but also to transfer the train and rail between the driving force and the braking force. Therefore,the requirements of the wheel must maintain a good technical state, otherwise it will seriously affect the safety of traffic. And as the wheel rail contact surface of the wheel tread surface and the rim of the geometric parameters and is an important basis for judging the technical condition of wheel. Therefore, the wheel step surface and the flange geometry parameters measurement has been railway departments pay close attention to and continue to study the subject.The main contents of this paper are:1, using CATIA software to complete train wheel brake disk test items include the shaft shoulder distance, flange thickness, rim thickness, wheel end jump, wheel diameter jump, wheel diameter and the inner wheel ranging, QR value and flange height, measurements of the detection system design and 3D modeling mechanism adopts the top position.2, the completion of the main parts of the mechanism design and strength check.Keywords: Wheel set; automatic detection; strength check; 目 录1 前言 .11.1 课题来源及研究意义 .11.1.1 火车轮对配合尺寸检测机构的发展概述 .11.1.2 火车轮对配合尺寸检测机构的装备 .21.2 国内外现状分析 .21.3 发展趋势 .41.4 本章小结 .52 火车轮对配合尺寸检测机构的工作原理 .52.1 轮对外形尺寸定义 .52.2 轮对配合尺寸自动检测系统的工作原理 .62.3 本章小结 .83 火车轮对配合尺寸检测机构总体方案设计 .83.1 设计参数的确定 .83.2 总体方案设计 .83.3 本章小结 114 火车轮对配合尺寸检测机构的机械结构设计计算与校核 114.1 顶轮机构部分的计算与校核 114.2 顶尖的计算 184.2.1 轴承的寿命计算 .194.2.2 轴承的静传动计算 .204.2.3 顶尖心轴的计算 .21 4.3 步进电机驱动部分的计算 224.3.1 确定电动机转速 .234.3.2 计算总传动比和分配各级传动比 .234.3.3 计算传动装置运动和动力参数 .234.4 滚珠丝杆及电机选型计算 274.5 本章小结 315 毕业设计总结 32参考文献 .34谢 辞 .3501 前言1.1 课题来源及研究意义课题来源于教师自拟1.11 火车轮对配合尺寸检测机构的发展概述轮对作为铁路车辆重要的行走部件,在铁路安全运输和速度方面起着关键性的作用。目前,影响我国铁路车辆提速的重要原因之一是车辆轮对的检测技术落后,无法快速、精确地检测出轮对状态。在轮对的检测过程中,需要检测的轮对参数近 10 多个,轴肩距离、轮缘厚度、轮辋厚度、车轮端跳、车轮径跳、车轮直径、车轮内测距、Qr 值及轮缘高度等,这些都是直接影响车辆运行的重要参数,必须及时、准确地加以检测和诊断。当前轮对参数的检测和数据记录在国内基本上还是靠手工完成,测量工具采用特制卡钳和直尺。长期、大量的重复性手工作业使得工人极易产生疲劳,加上目测误差等问题,使得手工测量的数据误差较大,工作效率也难以得到提高。为了改变目前轮对参数测量的落后状况和改进轮对测量工艺,研制一套轮对参数全自动测量系统就具有重大的意义。该系统需满足：运用多种先进的测试和控制技术,实现铁路火车轮对参数的全自动测量,包括轴肩距离、轮缘厚度、轮辋厚度、车轮端跳、车轮径跳、车轮直径、车轮内测距、Qr 值及轮缘高度等,并且要实现检测速度快、精度高。这对于提高轮对的检测质量、推进铁路系统的计一算机管理、保障铁路机车的安全运行具有重要的现实意义。目前国内的车轮外形检测主要是人工手动接触测量，测量工具原始粗糙，精度低，自动化程度和工作效率不高，并且受人为因素影响很大。尤其是对车轮踏面部分的外形尺寸的测量，因为是空间的复杂尺寸，弗且没有有效且精确的测量工具，因此很难达到理想的效果。这样的工作方式不仅使企业的生产成本居高不下，还严重影响着生产效率的提高和进一步发展，因此尺寸检测的自动化对于提高生产效率，降低成本，以及企业竞争力的提高都具有重要的意义。火车轮对配合尺寸检测机构的发展概述：铁路系统中,作为车辆走行部主要部件的轮对是影响安全运行的一个重要环节。轮对不仅承受着列车的全部重量和自身的重量,而且还要传递列车与钢轨间的驱动力和制动力。所以要求轮对必须保持良好的技术状态,否则会严重影响行车安全。而作为轮轨接触面的车轮踏面和轮缘的几何参数又是判断轮对技术状态的重要依据,因此,对车轮踏面和轮缘几何参数的测量一直是铁1路部门密切关注和不断研究的课题。目前,我国车辆轮对的检测仍停留在手工测量阶段,技术落后、工作效率低。而日本、美国等国在轮对自动检测方面进行了大量的研究,并研制出各种类型的检测装置,产生了巨大经济效益。随着我国铁路建设事业的发展,机车车辆工业生产技术不断提高,改善检测手段,己成为迫切的问题。目前,为了使车辆轮对参数检测自动化,人们试图采用机械、激光、视觉等传感技术以及伺服控制技术,进行轮对检测的研究。轮对外形的特殊性主要在于踏面平坦处与陡峭之间的最大斜度可到 70 多度,不同位置处的测量精度要求基本相同,但是若用传统的平移式线性位移测量方法,由于角度方向的间隙,一般很难保证较高的系统精度要求。11.1.2 火车轮对配合尺寸检测机构的装备根据轮对检测工艺和车间实际情况,检测系统采用龙门架通过式结构。主要包括进给总成、带转总成、升降总成、测量箱以及各种测量传感器等如图 1。当轮对沿车间轨道进入轮对测量装置后,通过各种测量传感器和各个部件的调动作（包括电动、气动等) ,自动完成轮对的测量。龙门架的设计采用全封闭式结构,从外观上看不到任何电缆、气管,整个设备结构简洁、美观大方给出了系统的结构图。图 1-1 结构图21.2 国内外现状分析目前,国内对于轮对参数的检测基本上局限于轮对外形轮廓的检测和数据处理。如曾经使用的滚轮爬行式测量方法,通过机械滚轮与轮对踏面接触,测量滚轮包络线得到外形尺寸。但是由于导轮的磨损,测量误差和定位误差对问题,使得该方法有时仍无满足高精度要求。国内外对火车轮的检测主要放在生产环节和进行定期检修上。 由于火车轮是行车安全至关重要的部件 ,各国对车轮质量的要求十分严格 ,因此各国对刚生产的轮对都要进行无损检测 ,比如用超声波或射线等无损检测方法。对于已经在运行的火车,一般规定在几年内或行驶了多少里程之后必须要送到机务段或检修厂对其进行检修 (预防检修 )。 检修期间为了对车轮进行检测 ,往往先将轮对拆下 ,再将其搬到检测台上进行检测。而在平时 ,只是进行粗略的、以耳听、眼看、手摸为主的检测。我国对运行中的火车轮对就是通过用锤子敲击车轮听其声音有无异常来判断车轮内部有无缺陷的。 这种检测有明显的局限性 ,不但检测效率低 ,而且易漏检。 沈阳铁路局就在 1998 年的两个多月接连发生两起客运机车因轮箍崩裂而造成的机破事故。 1998年德国 ICE 铁路列车脱轨翻车造成德国二战以后最大的交通事故也与车轮轮箍有关。 由此可见对火车轮实行在线检测是非常必要的。因此有不少发达国家的铁路部门已经开始研究火车轮在线自动检测装置。美国在这方面起步较早 ,于 80 年代初期就研制成功了火车车轮缺陷自动检测系统。 80 年代末期美国联邦铁路局拨出专款用来改进和完善该系统 ,据说改进后的系统缺陷检出率可达 100%。该系统的工作原理是: 由磁传感器探测车轮的到来 ,通过敲击锤敲击车轮 ,再由拾音器接收声信号 ,将声信号转换成电信号后输入计算机进行处理 ,从而判定车轮有无缺陷。近几年 ,美国科罗拉多州博尔德的美国国家标准技术研究院又开发了一种采用 EM AT(电磁超声换能器 )快速检测铁路货车铸钢车轮轮辋残余应力状态的超声波无损检测装置。 该系统的工作原理是:根据穿过材料的声速随残余应力的变化而变化 ,EM A T 装置产生正交的两束偏振超声波 ,超声波从轮辋正面穿过截面和背面 ,其径向和周向的穿播时间差可用于计算周向残余应力。 与传统超声波检测装置相比 , EM AT 装置不需要耦合剂 ,消除了因耦合不良造成的误差 ,从而提高了仪器的精度。意大利铁路于 1985 年开发了适车轮探伤的超声波无损检测技术。 它采用串列式双探头分别检查轮缘和踏面区域。 目前这种方法已部分用于高速列车、机动车、轻轨车辆和时速 180km /h 以上的拖车车轮检查中。俄罗斯的斯维尔德洛夫斯克铁路局开发了一种能自动测量机车轮对轮箍参数的系统。 它的3原理是采用无接触式超声波测距法 ,当车轮从传感器系统近旁通过时测量其与轮箍特征表面之间的距离 ,综合测距传感器来的信号并根据有关细则 ,即可确定轮箍的参数。前联邦德国铁路研制了一种 SK220 型超声波检测装置。 该装置将超声波探头置于特制的钢轨凹槽中 ,采用充水耦合。 当车轮经过时 ,与计算机相连的传感器能检测出其中埋藏的缺陷。 德国联邦铁路还采用模块化设计方法开发了一种轮对检测系统“ IN SPECTOM AT”。 该系统有三种模块 ,分别用于裂纹检测、断面检测、径向跳动及擦伤检测。匈牙利布达佩斯工业大学铁路机车车辆系研制了一种机车车辆走行部测量诊断台。不过该装置是在火车静止的情况下进行检测的。它可以测定踏面形状和车轮直径 ,并精确测量和记录擦伤等缺陷。我国有关火车车轮检测的文章主要是关于已拆下车轮检测的 ,关于在线自动检测的文章见到的不多,而且大都处于试验研究阶段。 比如北方交通大学的郑中兴介绍了用超声表面波检测车轮踏面缺陷的原理和方法。上海铁道学院的刘继、冯铭介绍了用“剪力法”检测轮轨载荷并由此判断踏面擦伤程度的方法和实际应用中的有关问题。 由此可以看出我国在火车轮自动检测方面与国外还有一定差距。从上面可以得出国外在轮对自动检测方面有以下区别:（1）.各国尤其是发达国家对车轮参数自动检测技术比较重视、研究早、方法多。（2）.大多研制出各种自动检测装置,而不是停留在理论和试验研制方面,在铁路方面得到了广泛的应用,产生了巨大的社会效益和经济效益。（3）.但仍用超声波检测方法为主,虽然其它方法也取得了一些进展,但相比之下仍显不足。比较国内外车轮轮对自动检测技术的研究,随着全球经济一体化进程的加速和我国加入世贸组织,对我国民族工业来讲,既是一个机遇又是挑战,开发和研究出符合我国国情的铁路车辆轮对检测装置,以便在国际市场的激烈竞争中有自己的立足之地,这是一个十分迫切的问题。21.3 发展趋势国外机车车辆走行部件自动化在线无损检测技术的发展充分说明了对火车轮实现自动检测是大势所趋 ,我国的火车轮自动在线检测技术的研究与开发势在必行。 随着火车速度的不断提高 ,对列车运行的安全性将有更高的要求 ,作为列车走行部件之一的车轮,对其质量与状态的监控更是不容忽视。手工测量向自动化测量过渡 , 接触式向非接触式过渡 , 静态测量向动态测量过渡 , 车间的静态 、 准动态测量向在线动态测量过渡, 单一参数测量向多参数同步测量过渡 , 是铁路轮4对检测发展的大方向。1.4 本章小结本章主要介绍了课题的来源，火车轮对配合尺寸检测机构的作用，以及对国内外火车轮对配合尺寸检测机构现状，进一步的提出了设计研究的具体内容。2 火车轮对配合尺寸检测机构的工作原理2.1 轮对外形尺寸定义图 2-1 轮对立体图5图 2-2 火车车轮外形示意图如图 22 所示为火车车轮的外形示意图，其中左侧的车轮是剖面图。左右两个车轮都要求测量的尺寸是：轴颈直径 A：火车车轮的两侧轴颈部分的直径，即图 22 中所标出的直径A。合格车轮轴颈直径为 130mm，。轴颈圆度 B：要求测量车轮两侧轴颈部分有无倒锥，如有倒锥即判断为不合格。轴颈长 C：车轮两侧轴颈部分的长度，即图 22 中所标出的距离 C。合格车轮的轴颈长=265mm。 防尘板座直径 D：车轮两侧的轴颈末端连接的防尘板座的直径，即图 2 2 所标出的直径 D。合格车轮的防尘板座直径=160mm。轮座直径 E：车轮的安装部分轮座的直径，与防尘板座相连，即图 23 所标出的直径 E。合格车轮的轮座直径=191mm。车轮直径 F：距离车轮内侧边缘 70mm 处的车轮直径。合格车轮直径=920mm，要求测量精度为0.3mm。轮缘厚 G、轮缘高 H 和轮辋宽 I 为车轮踏面部分所要求测量的尺寸，如图 23 所示为车轮踏面局部剖面图，其中轮辋宽为车轮轮辋的宽度即为图 23 中所标出的距离 I；轮缘厚为距离轮缘顶点 15mm 处的轮缘厚度，即为图 23 中所标出的距离 H；轮缘厚是距离车轮内侧边缘 70mm 处轮对踏面顶到踏面底的距离，即图 23 中所标出的距离 G。合格车轮的轮辋厚 I 图 2-3 火车轮对踏面剖视图 135( 1)mm，轮缘厚 G26mm，轮缘高H28mm。轮缘 QR 值 QR 是从滚动圆踏面基准线以上 10mm 处引垂线与轮缘内测有一交点,轮缘顶部向下 2mm 引垂线与轮缘内测有一交点,这两个点的水平距离就是 QR 值。轮毂壁厚 K：车轮内侧轮毂部分的厚度，即图 22 所标出的距离 K，要求测量精度为 0.2mm。 轮位 L：图 22 所示的距离 L 再减去一个常数，要求测量精度为 0.2mm。而两个车轮的轮位之差为轮位差。只要求测量一个尺寸的是：轴身直径 M：两个车轮中间部分的连接轴的直径，即图 22 所标出的直径 M。合格车轮的轴身直径=165mm。车轮内测距 N：两个车轮内侧之间的距离，即图 22 所标出的距离 N。合格车轮的轮内距要6求是（I 为轮辋宽）：当 135mmI127mm，1359mm N 1354mm ；当 I135mm，1356mmN1350mm。取车轮内测距 N=1353（0+2）mm ，要求测量精度为 0.2mm。32.2 轮对配合尺寸自动检测系统的工作原理轮对的大部分参数检测由进给总成左右 2 个测量箱完成,测量箱可以实现水平左右及上下移动,以适应不同规格尺寸轮对的测量。移动距离由光栅传感器测量。根据莫尔条纹原理,产生 l个与光栅位移成正比的信号,则通过信号处理可以获取光栅的位移量。本系统采用的光栅传感器分辨率为 l 林 m。测量箱内部装有滑台,根据轮对的特殊外形固定安装位置,上面装有激光位移传感器,其运动由步进电动机控制,完成轮缘、轮径、踏面扫描等测量。为避免激光位移传感器擦伤和碰撞,在步进电动机控制电涡流传感器移动的过程中,有移动步数限制和光电开关限位来保护激光位移传感器。激光位移传感器：激光位移传感器是利用激光技术进行测量的传感器。它由激光器、激光检测器和测量电路组成。激光传感器是新型测量仪表。能够精确非接触测量被测物体的位置、位移等变化。可以测量位移、厚度、振动、距离、直径等精密的几何测量。激光位移传感器的基本原理激光位移传感器可精确非接触测量被测物体的位置、位移等变化，主要应用于检测物体的位移、厚度、振动、距离、直径等几何量的测量。按照测量原理,激光位移传感器原理分为激光三角测量法和激光回波分析法,激光三角测量法一般适用于高精度、短距离的测量，而激光回波分析法则用于远距离测量，下面分别介绍激光位移传感器原理的两种测量方式。三角测量法激光发射器通过镜头将可见红色激光射向被测物体表面，经物体反射的激光通过接收器镜头，被内部的 CCD 线性相机接收，根据不同的距离，CCD 线性相机可以在不同的角度下“看见”这个光点。根据这个角度及已知的激光和相机之间的距离，数字信号处理器就能计算出传感器和被测物体之间的距离。同时，光束在接收元件的位置通过模拟和数字电路处理，并通过微处理器分析，计算出相应的输出值，并在用户设定的模拟量窗口内，按比例输出标准数据信号。7如果使用开关量输出，则在设定的窗口内导通，窗口之外截止。另外，模拟量与开关量输出可独立设置检测窗口。采取三角测量法的激光位移传感器最高线性度可达 1um，分辨率更是可达到0.1um 的水平。比如 ZDL1700-20LL 类型的传感器，它可以达到 0.01%高分辨率，0.1%高线性度，9.4KHz 高响应，适应恶劣环境。基本原理是光学三角法： 图 2-4 光学三角法基本原理半导体激光器 1 被镜片 2 聚焦到被测物体 6。反射光被镜片 3 收集，投射到 CCD 阵列 4 上；信号处理器 5 通过三角函数计算阵列 4 上的光点位置得到距物体的距离。回波分析法激光位移传感器采用回波分析原理来测量距离以达到一定程度的精度。传感器内部是由处理器单元、回波处理单元、激光发射器、激光接收器等部分组成。激光位移传感器通过激光发射器每秒发射一百万个激光脉冲到检测物并返回至接收器，处理器计算激光脉冲遇到检测物并返回至接收器所需的时间，以此计算出距离值，该输出值是将上千次的测量结果进行的平均输出。即所谓的脉冲时间法测量的。激光回波分析法适合于长距离检测，但测量精度相对于激光三角测量法要低，最远检测距离可达 250m。42.4 本章小结这一章主要对火车轮对配合尺寸检测机构的工作原理进行了分析和研究，再根据其工作原理设计出相对于的机械机构。3 火车轮对配合尺寸检测机构总体方案设计3.1 设计参数的确定主要技术参数：轴肩距离：221.5-222.7 1mm； 轮缘厚度： 26mm； 轮辋厚度：135( 1)mm； 车轮端8跳：0.2mm; 车轮径跳： 0.1mm； 车轮直径：（840-920 ） 0.3mm； 车轮内测距：1353（0/+2）mm ； Qr 值： 6.5 mm； 轮缘高度： 28mm；3.2 总体方案设计根据轮对检测工艺，检测装置采用龙门架通过式结构，主要包括机架、顶轮机构、步进驱动轮机构、轮对检测装置、工业控制计算机等几部分。轮对自动检测装置外形 ：机架部分包括基座、立臂、上梁 等组成的龙门架结构，其内部安装有顶轮机构、激光传感系统和步进驱动轮机构系统。此外，根据车间操作需要，测量装置前后配备了轮对进出导轨。顶轮机构主要由顶尖、液压站和液压缸组成，左、右各配置一套，（如图 3-1）并且由计算机控制动作。顶轮机构的作用是将待测轮对准确、平稳地送入测量工位，测量完毕后将轮对平稳地送出测量装置。当轮对进入预备工位时，工业计算机发出控制命令，左右液压缸上升，由顶尖托住轮对，然后缓慢下降，将轮对平稳送至测量工位。当轮对测量完毕后，计算机控制液压缸的顶尖再次上升，将已测轮对平稳送出测量工位。顶轮机构运动平稳，使用安全，巧妙的机构设计使它的单一运动同时具备进轮与出轮功能。图 3-1 顶轮机构9步进驱动轮机构的作用是控制轮对按一定的速度转动，在轮对转动的过程中完成轮对的检测。它由步进电机、联轴器、连杆、减速箱和驱动轮等组成。步进电机接受由工业控制计算机发出的指令，按一定频率转动，通过联轴器、减速箱等精密传动装置将运动传至驱动轮，由驱动轮带动轮对转动。如图 3-2。5图 3-2 步进驱动轮机构轮对检测装置采用激光传感器完成轮对参数的采集和测量如图 3-3。在龙门架上梁机构中安装有数台激光传感器，采集轮对信息并转换为轮对外形特征信号， 经过计算机图像处理获取准确的轮对外形尺寸信息。6图 3-3 轮对检测装置轮对测量过程简述如下：首先轮对沿轨道进入预备工位，工业控制计算机发出命令，顶轮机构将轮对平稳地送入测量工位，传感装置向计算机发出就位信号，然后计算机控制步进驱动10轮机构运动，带动轮对旋转。同时，开启激光传感系统，将轮对所有参数采集并输入到计算机中。计算机数据处理系统进行数据分析，得出各参数值，从而实现轮对全部几何参数的非接触式自动测量。测量结果由计算机显示并按照轮对卡片格式打印输出。顶轮机构再次上升，将已测轮对平稳送出测量工位。7垂直方向滚珠丝杠需要加自锁机构有以下方法:（1）、电机带刹车功能，有刹车电机（包括异步电机、伺服电机）。（2）、电机和滚珠丝杠之间的联轴器加装报闸机构。（3）、电机先和具备自锁功能的蜗杆减速机连接，再让蜗杆减速机输出轴驱动滚珠丝杠。这样比较麻烦，而且传动精度降低了。（4）、在滚珠丝杠另一端安装报闸机构。我选择其中第 1 种要测量的值包括轴肩距离、轮缘厚度、轮辋厚度、车轮端跳、车轮径跳、车轮直径、车轮内测距、Qr 值及轮缘高度其中轴肩距离、轮缘厚度、轮辋厚度、轮缘高度可通过两端的丝杆水平移动或上下移动工作台，再由工作台中的激光位移传感器直接测量出。而测车轮端跳、车轮径跳、车轮内测距、车轮直径、Qr 值等值则需要先测量出一组标准件的值，然后让传感器（工作台）移动到固定的位置，测量出值再通过与之前测量的标准件的值相对比以检测是否满足精度要求。83.3 本章小结本章主要对火车轮对配合尺寸检测机构的结构进行了设计，并且对其各个部分的功能进行了细致的划分，以及对一些重要部件的结构进行了选型。4 火车轮对配合尺寸检测机构的机械结构设计计算与校核4.1 顶轮机构部分的计算与校核顶轮机构主要由顶尖、液压站和液压缸组成，左、右各配置一套。顶尖部分液压缸的基本参数选择： 顶尖的横截面积为 ；230m顶尖的强度极限为 ；1/kg型材长度 ；11（1）工作载荷 RF常见的工作载荷为活塞杆上所受的挤压力，弹力，拉力等，在这里我们可得铝合金板材所受的最大外力为：（4-KNA361023401） 式中 -强度极限， ；0Pa-截面面积， 。A2m由上式得液压缸所受工作载荷约为 36KN（2）单活塞杆双作用缸液压缸作伸出运动时，其阻力 或所需提供的液压力可表示为F（4-2LafpF2）式中 -作用在活塞上的工作阻力， ；LFN-液压缸起动（或制动）时的惯性力， ；a-运动部件处的摩擦阻力， ；f-运动部件的自重（含活塞和活塞杆自重）， ；G-液压缸活塞及活塞杆处的密封摩擦阻力， ；通常以液压缸的机械效率F N来反映，一般取机械效率 ；0.95m-回油管背压阻力， 。2p N在上述诸阻力中，在不同条件下是不同的，因此液压缸的工作阻力往往是变化的。因为此处液压缸只是作拉伸板材变形作用，故其运动速度较小，惯性力和摩擦阻力都较小，得（4-50FK3）液压缸的液压力计算和工作压力选择：根据负载选择压力，初选系统压力为 ；8MPa根据液压缸速比与工作压力的关系，得出速比 =1.33；（4-1dD4） 12式中 -活塞杆直径， ；dm-液压缸内径， 。D根据液压缸输出液压力，选择液压缸的内径 ，活塞杆直径 ；140Dm70dm（4-21FApF5） （4-22()4dp6） 式中 -作用在活塞上的液压力（推力）， ；1FN-作用爱活塞杆侧环形面积上的液压力（拉力）， ；2-进液腔压力（产生推力时液压缸无杆腔进液；产生拉力时有杆腔进液），p；Pa-活塞（无杆腔）面积， ；1A2m-有杆腔面积（活塞杆侧环形面积）， ， ；2 22()4ADd2m-液压缸内径（活塞外径）， ；D-活塞杆直径， ；d-被推动的负载阻力（与 反向）， ；F1FN-被拉动的负载阻（与 反向）， 。 2液压缸综合结构参数及安全系数的选择：活塞外径 D 和活塞杆直径 d 是液压缸的基本结构参数，D 与 d 的选择与液压缸的负载和速度要求相关；选择出适当的工作压力和供液流量满足负载和速度要求后，D 和 d 可初步确定下来。除 D 和 d 外，液压缸的结构参数尚有活塞行程 S、导向距离 H 和油口直径 d 等。液压缸的行程应根据工作需要设定，为简化制造工艺和节约制造成本，应采用标准化行程尺寸系列参数。为减小活塞杆伸出时与缸体轴线的偏斜，液压缸应有合理的导向长度。缸筒设计与计算:缸筒与缸盖的连接方式:13端盖分为前端盖和后端盖。前端盖将活塞杆（柱塞）腔封闭，并起着为活塞杆导向、密封和防尘之作用。后端盖即缸底一端封闭，通常起着将液压缸与其他机件的作用。缸筒与端盖常见的连接方式有 8 种：拉杆式、法兰式、焊接式、内螺纹式、外螺纹式、内卡环式、外卡环式和钢丝挡圈式，其中焊接式只适应缸筒与后端盖的连接。对缸筒的要求:缸筒是液压缸的主要零件，有时还是液压缸的直接做功部件（活塞杆或柱塞固定时）；它与端盖、活塞（柱塞）构成密封容腔，用以容纳压力油液、驱动负载而做功，因而对其有强度、刚度、密封等方面的要求。缸筒的材料选择:缸筒的毛坯普遍采用退火的冷拔或热轧的无缝钢管，市场上已有内孔经过珩磨或内孔经过精加工的半成品，只需要按所要求的长度切割无缝钢管，材料有 20、35、45 号钢和 27SiMn 合金钢。缸筒的计算本课题中液压缸承受压力负载，缸筒内径可根据下式求出：(4-7) 24mFDdp式中 -拉力负载（取最大值）， ；2FN-供液压力（假定回液压力为大气压）， ；p Pa-活塞杆直径， 。d由于该式中活塞杆直径为未定值，可根据确定的速度比 及将 代入可21/dD求 D 值，再进一步确定活塞杆直径 d。D 和 d 应圆整到标准系列尺寸值。(4-9)3264501.0.1589mFmp圆整取 0.125在初步确定缸筒内径 D 后，下一步的工作是确定液压缸的壁厚 。当液压缸为薄壁液压缸（ ）, 可按下式计算：/0.814(4-10) max2pD式中 -液压缸最高（或设计或额定）工作压力， ；maxp MPa-液压缸筒内径（活塞外径）， ；D-缸筒材料的许用应力， 。Pa对于脆性材料，许用应力 可表示为:(4-11) bn式中 -材料的抗拉强度或断裂强度（表 4-13） ；b-安全系数，通常可取 n=5，见表 4-14 。n(4-12)60125bMPan因为 所以max0.3.82pDmax8.0.42.0pDm通过上述计算，可得液压缸缸筒外径 为 :1(4-13) 2120.5.04.13Dm缸筒壁厚的验算:计算求得缸筒壁厚 值后，还应进行一下 4 个方面的验算，以保证液压缸安全可靠的工作。（1） 液压缸的额定工作压力 应低于一定的极限值，以保证工作安全，即 np(4-14) 210.35snD式中 -液压缸外径和内径， 或 ；1,Dmc-缸筒材料的屈服强度， 。sMPa158npMPa2 221max 0.356.130.50.35 7.40sDp MPa 所以 an（2） 为了避免缸筒工作时发生塑性变形，液压缸的额定工作压力 应与塑性变形压np力 有一定的比例关系：rLp(4-15) 0.35.42nrLp:(4-16) 1lgrLsD(4-17)1.32.3lg.67.41025rLsp MPa(4-18)0537.4169nrLp因为 81.69nMPaa（3） 缸筒的径向变形量 值应该在允许范围内，而不能超过密封件允许的范围：D(4-19) 21rpvE式中 -液压缸耐压试验压力， ，取 ；rpMPa20rpPa-缸筒材料的弹性模数， ；E-缸筒材料的泊松比，对钢材 。v .3v2 22120150.15.30rpD m（4） 为确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力 应大于耐压试验压力Eprp(4-20) 12.3lgEbrDp(4-21)10.2.3lg.6l37.9205EbDp MPa所以缸筒壁厚符合哟求。16缸筒底部厚度:缸底结构形式有四种：a. 平面缸底，有凹口，无孔；b平面缸底，无口；c半椭球形缸底；d半环形缸底。本课题选择 b. 平面缸底，无口。(4-22)00.43()pDhd式中 -缸底止口外径， ；Dm-油口直径, ；0d-工作压力， ；pMPa-材料许用应力安全系数（ ）, 。3nMPa(4-23)0 81250.43.4125.48() 0pDh md缸筒头部法兰厚度选择螺钉连接法兰，法兰厚度 为h(4-24) 03cpFDd式中 -法兰厚度， ；hm-法兰受力总和， ； ；FN224Hdpdq-密封环平均直径， ； ；cpd1c-工作压力， ；Pa-密封环内径， ， ；m0.1d-密封环外径， ， ；HdH-附加密封压力， ，若采用金属材料时， 值即屈服极限点；qPaq17-螺钉孔分布圆直径， ；0Dm-法兰材料的许用应力， 。Pa22262260.1580.1356.8105.444HFdpdq KN.2cpH m圆整取 0 6331504130.1.2cpFDdh0缸筒-缸盖的连接计算缸筒与缸盖采用螺栓连接，螺纹处拉应力为(4-25) 214KFdZ螺纹处的切应力为:(4-26) 210.dZ合应力:23n式中 -螺纹拧紧系数，静载时，取 ，动载时，取 ；K1.5K:2.54K:-螺纹内摩擦系数，一般取 ；1 0-螺纹外径， ；0dm-螺纹内径， ，采用普通螺纹时， ；1 10.825dt-螺纹螺距， ；t-螺栓数量 ；Z-螺纹材料的许用应力， ， 。Pa/sn这里选择 6 个 的螺栓。0,1dmt(4-27)1.8250.61.825049t m18(4-28)32214.510.57496KFMPadZ(4-28)3202 21. .0 .合应力:/50/snMPa所以 即 满足条件。9132.57nMPa4.2 顶尖的计算顶尖处的受力：火车轮对的质量 1500kg，所以受到向下的车轴重力为 15000N，为了安全因素，设计顶尖受到 18000N。则顶尖受到的轴向力 F1=18000N，径向力 F2= =10.4kN318在火车轴尺寸检测过程中，要求车轴低速旋转，设计转速 n=50r/min；设计寿命：3000h。4.2.1 轴承的寿命计算轴承以小时为单位的寿命计算公式为：L= （4-PCn60129）式中：n-轴承工作转速，取 50r/min；E-寿命指数，取 3；为了安装方便取一大一小两个轴承，上边的为 7006AC，下边的为 7005AC；上轴承的额定动载荷，C1=14.5KN下轴承的额定动载荷，C2=11.3KNP 为当量动载荷，计算公式为：P= （4-ARPYFXf30）19为冲击载荷因数，取 1.2；PF为轴承所受径向载荷， 为轴承所受轴向载荷，X 为径向载荷系数，Y 为轴向载荷系数。RAF（1）计算两轴承所受径向载荷：根据力矩平衡条件：12000= +1RF212000 750解得： =3400N, =3000N1R2R（2）计算两轴承的内部轴向力：内部轴向力计算公式：=0.68SFR所以， =0.68 3400N=2432N1=2016N2S故， = =2432N1AF= - =2016N2S（3）计算当量动载荷e=0.68P= ARYFXPf因为 =1e1S所以 X=0.41，Y=0.87=4884.6N11fARPYFX同理 =1.44e，2S所以 X=0.41，Y=0.8720=3352.8N22fARPYFX（4）寿命计算：（a)下轴承寿命计算：h=4233.83000h366h10 .4810501nPCL符合设计要求（b）上轴承寿命计算：h=19472h3000h366h10 8.521001nPCL符合设计要求。4.2.2 轴承的静强度计算为了使轴承满足静强度的要求，应满足下式；式中 为静强度安全因数，取 =3.5；0S0S下轴承额定静载荷 C1=10.1KN,上轴承额定静载荷 C2=7.4KN为当量静载荷，0P=1820.210101ARFYXP=785.2N22下轴承静强度校核： 5.3.2180mPG上轴承静强度校核： 5.34.9281C上下轴承静强度校核均符合设计要求4.2.3 顶尖心轴的设计与计算在设计中顶尖是用来定位和支撑车轴的，顶尖心轴要承受较大的压力，因此顶尖心轴的材料我选择的是：45 号钢21各轴段直径：轴段 2、4 直径为 =80mm， =90mm2d4轴段 2、3 之间为定位轴肩，故取轴肩高度：h=0.07 m6.521则轴段 1 直径为：= +2h=80mm1d2 391.5取 =64mm1d轴段 3、4 之间为非定位轴肩，仅为轴承拆装方便而设，根据设计要求，装配完成后顶尖伸出部分为 35mm，轴段 2、4 长度取决于其上圆锥滚子轴承宽度，已知，两轴承宽度均为 14mm，故取： m28284L，轴 5 长度取决于其上止动垫圈及圆螺母厚度，止动垫圈厚度为 2mm，圆螺母厚度为 8mm，根据设计要求，粗估计顶尖心轴长度为 350mm。104.3 步进驱动轮机构部分的计算 步进驱动轮机构的作用是控制轮对按一定的速度转动，具体过程是通过电机带动齿轮转动再通过齿轮带动摩擦轮转动，最后通过摩擦轮带动轮对转动以便对其相关的测量量进行检测。选择电动机类型: 用 Y 系列电动机 确定电动机功率:计 算 及 说 明 结 果22工作机的效率 0.96wj传动装置中各部分的效率,查手册中表 1-77 级精度的一般齿轮传动效率 .7齿弹性联轴器传动效率 0.9联齿式联轴器传动效率 l滚子轴承传动效率 .8球电动机至工作机之间传动装置的总效率 l联 滚 子 齿 滚 子 齿 滚 子0.98.709.90.86.3工作机所需功率 8.12wFPkW所需电动机功率 9.74d0.83.12wPkW974d4.3.1 确定电动机转速电动机额定转速是根据生产机械的要求而选定的。在确定电动机额定转速时，必须考虑机械减速机构的传动比值，两者相互配合，经过技术、经济全面比较才能确定。电动机的转动惯量与额定转速平方的乘积等于生产机械在机械轴上的转动惯量与生产机械轴转速平方的乘积由所需电动机功率查手册中表 12-1，可选 Y160M-4 型电机，额定功率 0.2kW，电机级数：4 级。由 ,得 。60wVD601.72.3/min3.45nr4.3.2 计算总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比要求为： 1460273mwni一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比 ,取 .21i)5.3(i12,4i234.3.3 计算传动装置运动和动力参数该传动装置从电动机到工作机有三轴,依次为、轴,则:（1）. 各轴转速1460minmnr1229i5i23763in4nri式中: n m为电动机满载转速,r/min;n 1、 n2、n 3 分别为、轴转速,r/min;为高速轴,为低速轴.（2）.各轴功率1019.647dPkW2123238.k式中: P d为电动机输出功率,KW;P、 P 、P 分别为、轴输入功率,KW；依次为电动机与轴轴轴的传动效率。2310，（3）.各轴转矩1195063.7TPnNm2294833.0950167wwTpn第一级齿轮传动设计计算：第一级齿轮设计最终结果如下：计 算 及 说 明 结 果设计传递功率 /kW: 9.7452324小轮最高转速 /(r/min): 1460.00小轮最大扭矩 /(N.mm): 63744.50预期工作寿命 /h: 38400第公差组精度(运动精度) : 7第公差组精度(运动平稳性): 7第公差组精度(接触精度) : 7名义传动比 : 5.00实际传动比 : 5.00使用系数 : 1.10动载系数 : 1.12接触强度齿间载荷分配系数 : 1.29接触强度齿向载荷分布系数 : 1.49弯曲强度齿间载荷分配系数 : 1.43弯曲强度齿向载荷分布系数 : 1.41支承方式 : 非对称支承传动方式 : 闭式传动齿面粗糙度 Rz /m : 3.20润滑油运动粘度 V40/(mm2/s): 22.00小轮齿数 z1 : 17小轮齿宽 b1 /mm: 68.00小轮变位系数 x1 /mm: 0.0000小轮分度圆直径 /mm: 68.00齿轮法向模数 mn /mm: 4.00小轮计算接触应力 /MPa: 448.47小轮接触疲劳许用应力 /MPa: 605.36小轮接触疲劳极限应力 /MPa: 730.00小轮计算弯曲应力 /MPa: 50.57小轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 295.185iz1=17b1=68d1=68mn=425小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 275.00小轮材料及热处理方式 : 合金钢调质小轮齿面硬度 /HV10 : 280.00大轮齿数 z2 : 85中心距 /mm: 204.000大轮齿宽 b2 /mm: 68.00大轮变位系数 x2 /mm: 0.0000大轮分度圆直径 /mm: 340.00大轮计算接触应力 /MPa: 448.47大轮接触疲劳许用应力 /MPa: 473.78大轮接触疲劳极限应力 /MPa: 485.00大轮计算弯曲应力 /MPa: 46.71大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 210.44大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 195.00大轮齿面硬度 /HBW : 210.00大轮材料及热处理方式 : 结构钢正火极限传递功率 (kW): 10.8761340Crz2=85b2=68d2=34045 钢第二级齿轮传动设计计算:第二级齿轮设计最终结果如下：计 算 及 说 明 结 果设计传递功率 /kW: 9.17119小轮最高转速 /(r/min): 292.00小轮最大扭矩 /(N.mm): 299948.18预期工作寿命 /h: 38400第公差组精度(运动精度) : 7第公差组精度(运动平稳性): 7第公差组精度(接触精度) : 7名义传动比 : 4.00