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畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的設(shè)計(jì)
1 可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車概括
1.1 可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的設(shè)計(jì)背景
2000年6月1日起，沿海城市和其他土地資源稀缺城市，禁止使用實(shí)心黏土磚，代之以新型墻體材料，其中混凝土砌塊是目前新型墻體應(yīng)用最廣泛的一種，混凝土砌塊成型疊放后，由于小型叉車的震動(dòng)，使剛成型的砌塊破碎或裂紋，造成大量廢品；小型叉車人工在地面上拖拉，不僅勞動(dòng)強(qiáng)度大，小型叉車車輪磨損快，而且20mm厚的混凝土地面在這種情況下只能用3年又需要重新打地平。
本課題的可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車就是解決企業(yè)現(xiàn)存這一問題中的一個(gè)重要的環(huán)節(jié)，它的功能是自動(dòng)，準(zhǔn)確地將可旋轉(zhuǎn)升降軌道車由升板機(jī)工作位置送至料場各個(gè)軌道上，因此本課題旨在通過對(duì)已有的擺渡車進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)，達(dá)到實(shí)現(xiàn)送車到位、對(duì)軌準(zhǔn)確、運(yùn)行平穩(wěn)、與生產(chǎn)環(huán)節(jié)配套以及提高企業(yè)生產(chǎn)效率，降低工人勞動(dòng)強(qiáng)度的目的。
1.2 可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的概括
可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車，顧名思義，就是給可旋轉(zhuǎn)升降車配用的擺渡車，用來運(yùn)送可旋轉(zhuǎn)升降車的。升降軌道車載著剛成型的磚塊，要運(yùn)送到各個(gè)儲(chǔ)藏的軌道上。在運(yùn)送中用擺渡車來載旋轉(zhuǎn)升降車，在運(yùn)送中實(shí)現(xiàn)擺渡車的自動(dòng)控制，變速控制是擺渡車適時(shí)的變速，應(yīng)運(yùn)行平穩(wěn)，安全的將旋轉(zhuǎn)升降車規(guī)定的軌道。
下圖是可選裝升降軌道車用擺渡車的工作基地圖：
圖1-1 擺渡車工作及地圖
擺渡車未工作時(shí)，在零號(hào)軌道上。工作時(shí)，可旋轉(zhuǎn)升降軌道車載滿磚塊后，通過它所在的軌道行走到擺渡車上，擺渡車再根據(jù)事實(shí)情況，把旋轉(zhuǎn)升降車運(yùn)送到各個(gè)軌道上，擺渡車會(huì)在對(duì)應(yīng)的軌道前準(zhǔn)確停止，精確對(duì)軌，旋轉(zhuǎn)升降車在行走進(jìn)那個(gè)軌道，將磚塊安放好。這就是擺渡車的主要工作情況。
擺渡車在工作過程中，即運(yùn)送升降車到各個(gè)軌道時(shí)，最主要的是要求送車到位、對(duì)軌準(zhǔn)確、并且運(yùn)行平穩(wěn)。送車不到位，或者對(duì)軌不準(zhǔn)確，可旋轉(zhuǎn)升降車都沒法達(dá)到軌道送磚塊；運(yùn)行不穩(wěn)就童謠會(huì)像小型叉車的震動(dòng)，使剛成型的砌塊破碎或裂紋，造成大量廢品。這就給設(shè)計(jì)提出了一定的要求。
另外，擺渡車的穩(wěn)速運(yùn)行速度也有一定的要求，速度不能太慢，太慢雖然影響企業(yè)的效率；也不能太快，太快同樣易造成砌塊破碎或裂紋。那么，最好是在擺渡車啟動(dòng)的時(shí)候慢速，啟動(dòng)后改為快速行駛，快要到達(dá)軌道時(shí)再換成慢速，這樣就又經(jīng)濟(jì)又平穩(wěn)。
2 擺渡車車架的設(shè)計(jì)
擺渡車的車架選擇了用槽鋼焊接而成。槽鋼是截面為凹槽形的長條鋼材。槽鋼分普通槽鋼和輕型槽鋼。槽鋼主要用于建筑結(jié)構(gòu)、車輛制造和其它工業(yè)結(jié)構(gòu)，槽鋼還常常和工字鋼配合使用。
擺渡車的框架結(jié)構(gòu)如下圖：
圖2-1 擺渡車框架圖
擺渡車是運(yùn)送將可旋轉(zhuǎn)升降車的，上面必須附有可旋轉(zhuǎn)升降車的軌道，軌道的寬度和旋轉(zhuǎn)升降車的相同，長度和擺渡車的軌道相同。擺渡車需要有電機(jī)提供動(dòng)力，要有減速器改變速度，將電動(dòng)機(jī)的速度轉(zhuǎn)變成小車的速度。擺渡車是用電路控制車的行進(jìn)、變速、停止。車上安有開關(guān)，以及安裝開關(guān)支架，支架上安有行程開關(guān)。
綜合起來，可估算擺渡車的總體大?。很嚰?800×2300mm；車架中間是子車旋轉(zhuǎn)升降車的軌道，軌道長是720×2300mm；車架上要安放減速器，電動(dòng)機(jī)等部件，分別在車架和軌道中間用槽鋼加固。
3 擺渡車行走部分的設(shè)計(jì)
可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車行走部分包括電動(dòng)機(jī)、減速器、連接的鏈輪，和車軸車輪等部件。對(duì)行走部分設(shè)計(jì)主要包括：電動(dòng)機(jī)的選擇；減速器和鏈輪傳動(dòng)別的分配；減速器的設(shè)計(jì)；鏈輪的設(shè)計(jì)；車軸車輪的設(shè)計(jì)。
行走部分的在工作情況為：電動(dòng)機(jī)提供動(dòng)力，由于轉(zhuǎn)速較高，電動(dòng)機(jī)的輸出軸和減速器的輸入軸由聯(lián)軸器連接，經(jīng)二級(jí)減速器減速后，減速器的輸出軸再由鏈輪和擺渡車車軸鏈接，同時(shí)也是第三級(jí)減速，鏈輪帶動(dòng)車軸的轉(zhuǎn)動(dòng)。車軸由軸承和軸承座和車架鏈接在車架上，車軸轉(zhuǎn)動(dòng)使擺渡車行進(jìn)。按照擺渡車行走部分的工作情況分別設(shè)計(jì)各個(gè)部分。
3.1 電動(dòng)機(jī)、聯(lián)軸器的選擇
3.1.1 電動(dòng)機(jī)的選擇
選擇電動(dòng)機(jī)時(shí)要算出車的承重，查出鋼與鋼的滾動(dòng)摩擦系數(shù)，算的摩擦力，進(jìn)而的出電動(dòng)機(jī)提供的最小動(dòng)力，最后由電動(dòng)機(jī)的傳遞效率的出電動(dòng)的的功率。
每塊磚的重量是3.5kg，每層磚的重量是210kg,7層磚的重量是1470kg。磚的總重量
小車的重量為2954N，則擺渡車承受的總重量G=17360N，鋼與鋼的摩擦系數(shù)=0.05，壓力F=G=17360N，則
摩擦力f=17360×0.05=668N
工作機(jī)所需功率按下式計(jì)算
(3.1)
電動(dòng)機(jī)的輸出功率按下式計(jì)算：
(3.2)
式中，為電動(dòng)機(jī)軸至滾筒軸之間傳動(dòng)裝置的總效率，其值按下式計(jì)算：
(3.3)
電動(dòng)機(jī)所需功率Pd,從電動(dòng)機(jī)到車軸之間總效率為
設(shè), , ,分別為鏈傳動(dòng)的效率。分別為=0.85，=0.85，=0.8
則總效率
電機(jī)所需功率為:
型號(hào)Y160M-6。功率7.5kW，電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速960r/min。
3.1.2 聯(lián)軸器的選擇
根據(jù)傳遞載荷的大小，軸轉(zhuǎn)速的高低，被聯(lián)接兩部件的安裝精度等，參考各類聯(lián)軸器特性，選擇一種合用的聯(lián)軸器類型。具體選擇時(shí)可考慮以下幾點(diǎn)：
（1) 所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小和性質(zhì)以及對(duì)緩沖減振功能的要求。例如，對(duì)大功率的重載傳動(dòng)，可選用齒式聯(lián)軸器；對(duì)嚴(yán)重沖擊載荷或要求消除軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的傳動(dòng)，可選用輪胎式聯(lián)軸器等具有高彈性的聯(lián)軸器。
（2）聯(lián)軸器的工作轉(zhuǎn)速高低和引起的離心力大小。對(duì)于高速傳動(dòng)軸，應(yīng)選用平衡精度高的聯(lián)軸器，例如膜片聯(lián)軸器等，而不宜選用存在偏心的滑塊聯(lián)軸器等。
（3）兩軸相對(duì)位移的大小和方向。當(dāng)安裝調(diào)整后，難以保持兩軸嚴(yán)格精確對(duì)中，或工作過程中兩軸將產(chǎn)生較大的附加相對(duì)位移時(shí)，應(yīng)選用撓性聯(lián)軸器。例如當(dāng)徑向位移較大時(shí)，可選滑塊聯(lián)軸器，角位移較大或相交兩軸的聯(lián)接可選用萬向聯(lián)軸器等。
（4）聯(lián)軸器的可靠性和工作環(huán)境。通常由金屬元件制成的不需潤滑的聯(lián)軸器此較可靠；需要潤滑的聯(lián)軸器，其性能易受潤滑完善程度的影響，且可能污染環(huán)境。含有橡膠等非金屬元件的聯(lián)軸器對(duì)溫度、腐蝕性介質(zhì)及強(qiáng)光等比較敏感，而且容易老化。
（5）聯(lián)軸器的制造、安裝、維護(hù)和成本。在滿足便用性能的前提下，應(yīng)選用裝拆方便、維護(hù)簡單、成本低的聯(lián)軸器。例如剛性聯(lián)軸器不但結(jié)構(gòu)簡單，而且裝拆方便，可用于低速、剛性大的傳動(dòng)軸。一般的非金屬彈性元件聯(lián)軸器(例如彈性套柱銷聯(lián)軸器、彈性柱銷聯(lián)軸器、梅花形彈性聯(lián)軸器等)，由于具有良好的綜合能力，廣泛適用于一般的中、小功率傳動(dòng)。
本次設(shè)計(jì)中的聯(lián)軸器是連接電動(dòng)機(jī)車減去氣的輸入軸，轉(zhuǎn)速較大，選用了GYH3凸緣聯(lián)軸器。
3.2 傳動(dòng)比的分配
因?yàn)閿[渡車母車車軸外徑d=200mm，周長C=0.628m。要求擺渡車行進(jìn)速度V=8米/分，R=12.74r/min，
需要的總傳動(dòng)比為，鏈傳動(dòng)分為3，減速器分為25。
3.3 減速器的設(shè)計(jì)
電動(dòng)機(jī)由聯(lián)軸器直接和減速器的輸入軸相連接，減速器的傳動(dòng)比分為25。設(shè)計(jì)成二級(jí)減速器，兩級(jí)的傳動(dòng)比分別為5.5和 4.57，每級(jí)的傳動(dòng)效率約為85%。減速器設(shè)計(jì)成展開式，這種樣式結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對(duì)于軸承的位置不對(duì)稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級(jí)齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。用于載荷比較平穩(wěn)的場合。并假設(shè)預(yù)定壽命為10000小時(shí)來設(shè)計(jì)減速器。
3.3.1 齒輪材料的選擇
齒輪傳動(dòng)通過輪齒互相嚙合來傳遞空間任意兩軸間的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力，并可以改變運(yùn)動(dòng)的形式和速度。在齒輪的設(shè)計(jì)與制造過程中，不僅要考慮材料的性能能夠適應(yīng)零件的工作條件，使零件經(jīng)久耐用，而且要求材料有較好的加工工藝性能和經(jīng)濟(jì)性，以便提高零件的生產(chǎn)率，降低成本，減少消耗。
常用的齒輪材料為各種牌號(hào)的優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼、合金結(jié)構(gòu)鋼、鑄鋼、鑄鐵和非金屬材料等。一般多采用鍛件或軋制鋼材。當(dāng)齒輪結(jié)構(gòu)尺寸較大，輪坯不易鍛造時(shí)，可采用鑄鋼。開式低速傳動(dòng)時(shí)，可采用灰鑄鐵或球墨鑄鐵。低速重載的齒輪易產(chǎn)生齒面塑性變形，輪齒也易折斷，宜選用綜合性能較好的鋼材。高速齒輪易產(chǎn)生齒面點(diǎn)蝕，宜選用齒面硬度高的材料。擺渡車所用的減速器上的兩個(gè)齒輪選用了45鋼和40Cr材料。
另外，大、小齒輪硬度時(shí)應(yīng)注意使小齒輪的齒面硬度比大齒輪的齒面硬度高30-50HBS，這是因?yàn)樾↓X輪受載荷次數(shù)比大齒輪多，且小齒輪齒根較薄，強(qiáng)度低于大齒輪。為使兩齒輪的輪齒接近等強(qiáng)度，小齒輪的齒面要比大齒輪的齒面硬一些。
3.3.2 齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
對(duì)于第一級(jí)減速,減速器輸入軸直接和電動(dòng)機(jī)相連轉(zhuǎn)速為960r/min，效率為95%.減速器的輸入軸的傳遞功率為5.225kw，由減速器的輸入軸和中間傳動(dòng)軸來完成第一級(jí)減速。則
傳遞功率 P=5.22500000(kW)
傳遞轉(zhuǎn)矩 T=51.97242 (N.m)
齒輪1轉(zhuǎn)速 n1=960 (r/min)
傳動(dòng)比 i=5.50017
齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=174.54 (r/min)
有公式計(jì)算出:
齒輪1齒數(shù) Z1=20
齒輪1分度圓直徑 d1=50.05 (mm)
齒輪1齒頂高 ha1=2.25000 (mm)
齒輪1齒根高 hf1=2.81250 (mm)
齒輪1全齒高 h1=5.06250 (mm)
齒輪2齒數(shù) Z2=110
齒輪2分度圓直徑 d2=253.25000 (mm)
齒輪2齒頂高 ha2=2.25000 (mm)
齒輪2齒根高 hf2=2.81250 (mm)
齒輪2全齒高 h2=5.06250 (mm)
模數(shù) m=2.5
中心距 A=146.950000 (mm)
齒數(shù)比 U=5.5
圖3-1 第一級(jí)傳動(dòng)齒輪
對(duì)于第二級(jí)減速,是中間軸和輸出軸來完成，輸入功率為5.225kw，傳遞效率為85%，輸出功率為4.44kw。則傳遞轉(zhuǎn)矩 T=242.91028 (N.m)
齒輪1轉(zhuǎn)速 n1=174.54 (r/min)
傳動(dòng)比 i=4.56791
齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=38.21 (r/min)
齒輪1齒數(shù) Z1=28
齒輪1分度圓直徑 d1=69(mm)
齒輪1齒頂高 ha1=2.5 (mm)
齒輪1齒根高 hf1=3.125 (mm)
齒輪1全齒高 h1=5.625 (mm)
齒輪2分度圓直徑 d2=328 (mm)
齒輪2齒數(shù) Z2=130
齒輪2齒頂高 ha2=2.50000 (mm)
齒輪2齒根高 hf2=3.12500 (mm)
齒輪2全齒高 h2=5.62500 (mm)
模數(shù) m=2.5
實(shí)際中心距 A=197 (mm)
齒數(shù)比 U=4.64
圖3-2 第二級(jí)傳動(dòng)齒輪
3.3.3 減速器軸的材料的選擇
軸的材料種類很多，選擇時(shí)應(yīng)主要考慮如下因素：?
??? （1）軸的強(qiáng)度、剛度及耐磨性要求；?
??? （2）軸的熱處理方法及機(jī)加工工藝性的要求；?
??? （3）軸的材料來源和經(jīng)濟(jì)性等?！ ?
? 軸的常用材料是碳鋼和合金鋼。碳鋼比合金鋼價(jià)格低廉，對(duì)應(yīng)力集中的敏感性低，可通過熱處理改善其綜合性能，加工工藝性好，故應(yīng)用最廣，一般用途的軸，多用含碳量為0.25～0.5%的中碳鋼。尤其是45號(hào)鋼，對(duì)于不重要或受力較小的軸也可用Q235A等普通碳素鋼。?
? 合金鋼具有比碳鋼更好的機(jī)械性能和淬火性能，但對(duì)應(yīng)力集中比較敏感，且價(jià)格較貴，多用于對(duì)強(qiáng)度和耐磨性有特殊要求的軸。如20Cr、20CrMnTi等低碳合金鋼，經(jīng)滲碳處理后可提高耐磨性；20CrMoV、38CrMoAl等合金鋼，有良好的高溫機(jī)械性能，常用于在高溫、高速和重載條件下工作的軸。?
? 值得注意的是：由于常溫下合金鋼與碳素鋼的彈性模量相差不多，因此當(dāng)其他條件相同時(shí)，如想通過選用合金鋼來提高軸的剛度是難以實(shí)現(xiàn)的。低碳鋼和低碳合金鋼經(jīng)滲碳淬火，可提高其耐磨性，常用于韌性要求較高或轉(zhuǎn)速較高的軸。?
? 軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內(nèi)部組織均勻，強(qiáng)度較好，因此，重要的大尺寸的軸，常用鍛造毛坯。
3.3.4 估算軸的最小直徑??
開始設(shè)計(jì)軸時(shí)，通常還不知道軸上零件的位置及支點(diǎn)情況，無法確定軸的受力情況，只有待軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)基本完成后，才能對(duì)軸進(jìn)行受力分析及強(qiáng)度計(jì)算。因此，一般在進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)前先按純扭轉(zhuǎn)受力情況對(duì)軸的直徑進(jìn)行估算。?
設(shè)軸在轉(zhuǎn)矩T的作用下，產(chǎn)生剪應(yīng)力τ。對(duì)于圓截面的實(shí)心軸，圓軸扭轉(zhuǎn)的強(qiáng)度條件為：
（3.4）
由上式可得軸的直徑計(jì)算公式：
（3.5）
式中A—計(jì)算常數(shù)，與軸的材料和承載情況有關(guān)。由上式求出的直徑值，需圓整成標(biāo)準(zhǔn)直徑，并作為軸的最小直徑。如軸上有一個(gè)鍵槽，可將值增大3%—5%，如有兩個(gè)鍵槽可增大7%—10%。?
對(duì)于輸入軸，由聯(lián)軸器直接和電動(dòng)機(jī)相連，由上面公式（3.4）可算出輸入軸的最小直徑為30mm。而設(shè)計(jì)出的第一級(jí)傳動(dòng)的小齒輪分度圓較小，無法和軸裝配，所以設(shè)計(jì)成齒輪軸的形式。
圖 3-3減速器輸入軸
對(duì)于傳動(dòng)軸，減速器的中間傳遞者，一端安有大齒輪和減速器的輸入軸嚙合，本身作為第二級(jí)傳動(dòng)配有小齒輪。由上面的公式（3.4）計(jì)算出傳動(dòng)軸的最小直徑為35mm.第二級(jí)傳動(dòng)小齒輪的分度圓直徑為69，同樣要做成齒輪軸的形式，以防強(qiáng)度不夠或無法裝配。
圖3-4 減速器傳動(dòng)軸
對(duì)于輸出軸承是重要的傳動(dòng)部分，軸的一端裝有鏈輪，通過鏈和擺渡車車軸相連，傳載的動(dòng)力較大。由上面的公式（3.4）計(jì)算出傳動(dòng)軸的最小直徑為45mm.
3.4 擺渡車軸的設(shè)計(jì)
擺渡車的車軸，其長度遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于車軸的直徑，是細(xì)長軸，且?guī)в墟I槽，結(jié)構(gòu)上不完全對(duì)稱。車軸上裝有軸承，軸承按在軸承座上并通過軸承座固定在車架上，軸的兩端安有車輪。下面就對(duì)車軸上選配的軸承和車軸進(jìn)行設(shè)計(jì)。
3.4.1 車軸軸承的選擇
由于深溝球軸承使用維護(hù)方便，工作可靠，起動(dòng)性能好，在中等速度下承載能力較高。所以，車軸上選用的是深溝球軸承，代號(hào)為6215GB/T276-1994。
下面校核滾動(dòng)軸承的壽命：
F—軸向載荷（N）；
F—徑向載荷（N）；
P—當(dāng)量動(dòng)載荷（N）；
C—基本額定靜載荷（N）；
f—載荷系數(shù)；
L—預(yù)期壽命（h）；
L—軸承壽命（h）（本次設(shè)計(jì)的軸承按每天8小時(shí)工作，一年按300算。則L=2400h）；
1） 求比值:
=3.3
根據(jù)表，單向推力球軸承的最大e值為2.46，故此時(shí)＞e
2） 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P：
P=f（XF+YF） （3.6）
查表取，f=1.2～1.8，取f=1.5
查表取，X=0.33，Y值需在已知型號(hào)和基本額定靜載荷C后才能去求，現(xiàn)暫選一近似中間值，去Y=1.5。
P=1.5×（0.33×3200+1.5×10500）
P=25209N
3） 根據(jù)公式，球軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值：
C=P=25209×N=61330.5N （3.7）
4) 根據(jù)軸承樣本或設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇C=66000N的6215的滾動(dòng)軸承。此軸承的基本額定靜載荷C=49500N，驗(yàn)算如下：
5) 求相對(duì)軸向載荷對(duì)應(yīng)的e值與Y值：
相對(duì)軸向08載荷為==0.057，在表中介于0.04～0.16之間；對(duì)應(yīng)的e值為1.86～2.23；Y值為1.6～1.4。
6） 用線性插值法求Y值：
Y=1.4+1.52
X=0.33，Y=1.52
7) 求當(dāng)量動(dòng)載荷P：
P=1.5×（0.33×3200+1.52×10500）
P=25209N
8） 驗(yàn)算51212軸承的壽命:
L= （3.8）
==2990.69h＞2400
所以，選用滾動(dòng)軸承6215型號(hào)是合格的。
3.4.2 車軸的選材
車軸要承受擺渡車重，所以在選材和設(shè)計(jì)應(yīng)當(dāng)特別注意。在車軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，林秋做到形狀簡單，厚薄均勻，盡可能避免突變臺(tái)階、盲孔、死角、薄邊等，可能時(shí)通過采用對(duì)稱、組合機(jī)構(gòu)使零件結(jié)構(gòu)對(duì)稱，以改善應(yīng)力狀態(tài)。
選擇材料時(shí)，要保證一定的性能，如一定的前強(qiáng)度、韌性、塑硬耐磨性和抗疲勞性；同時(shí)還必須考慮加工制造工藝性和經(jīng)濟(jì)合理性。一般宜采用滲透性較好的鋼，以便淬火冷卻時(shí)能用較緩慢的冷卻介質(zhì)，從而減小變形。
進(jìn)行熱處理應(yīng)該合理，以最大限度的保證產(chǎn)品質(zhì)量，為滿足性能要求創(chuàng)造條件，在滿足使用要求的情況下，應(yīng)盡可能的腳底對(duì)硬度的要求。這樣可以采用較低的淬火溫度。粗加工后安排調(diào)制工序，在進(jìn)行鍵槽的銑削?；蛘邔⑻熘臑檎穑@樣可以簡化工藝提高功效，減少變形。
擺渡車的車軸材料選用了40Cr。40Cr屬于低淬透性合金調(diào)質(zhì)鋼，該鋼價(jià)格適中，加工容易，經(jīng)適當(dāng)?shù)臒崽幚硪院罂色@得一定的韌性、塑性和耐磨性。在溫度550~570℃進(jìn)行回火，該鋼具有最佳的綜合力學(xué)性能。調(diào)制使用比45號(hào)鋼要好，可用于受力要求價(jià)高的結(jié)構(gòu)。這種鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)后用于制造承受中等負(fù)荷及中等速度工作的機(jī)械零件，如汽車的轉(zhuǎn)向節(jié)、后半軸以及機(jī)床上的齒輪、軸、蝸桿、花鍵軸、頂尖套等；經(jīng)淬火及中溫回火后用于制造承受高負(fù)荷、沖擊及中等速度工作的零件，如齒輪、主軸、油泵轉(zhuǎn)子、滑塊、套環(huán)等。另外，40Cr又適于制造進(jìn)行碳氮共滲處理的各種傳動(dòng)零件，如直徑較大和低溫韌性好的齒輪和軸。
圖3-5 擺渡車車軸
3.4.3 車軸的校核
車軸強(qiáng)度的校核：
M—軸的扭轉(zhuǎn)力矩（N.m）；
T—軸的彎曲力矩（N.m）；
W—抗彎截面系數(shù)（m3）；
—許用應(yīng)力（Mpa）；
擺渡車車軸的驅(qū)動(dòng)功率為3.2KW，螺旋軸的轉(zhuǎn)速為12.74r/min，則車軸的扭轉(zhuǎn)力矩為：
M=（9549×）N.m=2386 N.m
車軸的徑向力為10500N，深溝球軸承距受力點(diǎn)距離0.035m，則車軸的彎曲力矩為：
T=10500×0.035=367.5N.m
車軸的大徑D=75mm，則抗彎截面系數(shù)為：
W= （3.9）
=
=8.27×10m3
按第三強(qiáng)度理論校核強(qiáng)度：
（3.10）
=Pa=28.85×10Pa=28.85Mpa＜=40Mpa
通過以上對(duì)擺渡車車軸的強(qiáng)度校核，可以看出從車軸軸的總體設(shè)計(jì)和尺寸的確定上都符合強(qiáng)度等各方面的要求。
3.5 鏈輪的設(shè)計(jì)
在上面小節(jié)中擺渡車車軸和減速器都已經(jīng)設(shè)計(jì)完成了，而減速器的輸出軸和擺渡車車軸是通過鏈輪連接的，主動(dòng)輪安裝在減速器的輸出軸上，被動(dòng)輪安裝在車軸上。中間由鏈條完成傳遞，且傳動(dòng)比i=3。
3.5.1 鏈輪的材料選擇
對(duì)于不需要熱處理的片式鏈輪，可采用Q235、Q345(16Mn)、或10、20鋼制造。一般硬度在HBl40以下，適于中速、中等功率、較大的鏈輪加工。要求熱處理的鏈輪一般選用 45鋼、45鋼鍛造、45鑄鋼或4OCr鋼加工，適用于受力較大重要場合與高強(qiáng)度鏈條配套的主、從動(dòng)鏈輪的加工。鑄鐵鏈輪主要應(yīng)用在精度要求不高或外形復(fù)雜的鏈輪，如環(huán)鏈輪等。
3.5.2 鏈輪的設(shè)計(jì)
一般鏈輪齒形設(shè)計(jì)主要應(yīng)滿足三方面要求：即嚙合要求、使用要求、工藝性與精度要求。
(1)保證鏈條能順利的嚙入與嚙出，不會(huì)有干涉現(xiàn)象。
(2)具有足夠的容納鏈條節(jié)距伸長的能力。
(3)具有合理的作用角。
(4)齒廓曲線與鏈傳動(dòng)工況相適應(yīng)。
(5)有利于嚙入和防止因鏈條跳動(dòng)而掉鏈。
（6）加工工藝性好。
擺渡車用鏈輪和鏈連接減速器和擺渡車，傳動(dòng)比為3。鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算如下：
速度為8m/min，由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》表4-8選擇小鏈輪齒數(shù)=20
大鏈輪齒數(shù)
鏈條節(jié)數(shù)Lp，初選
則，取Lp=108
，Kz=1.11,Kl=1.05，選用單排鏈，Kn=1
所以=1.35kW，選用滾子鏈10A,其節(jié)距p=19.05mm，則中心距a=769mm，留出適當(dāng)?shù)闹行木嗾{(diào)節(jié)量。
小輪分度圓
齒頂圓mm
齒根圓
軸向齒形如圖所示：
圖3-6 主動(dòng)鏈輪
4 擺渡車電氣部分的設(shè)計(jì)
可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的電氣控制部分設(shè)計(jì)為了實(shí)現(xiàn)送車到位，運(yùn)行平穩(wěn)，就要求擺渡車慢速啟動(dòng)，要提高生產(chǎn)效率就要快速運(yùn)行。在擺渡車的軌道上埋下了行程開關(guān)，適時(shí)的控制車的變速和停止。行程開關(guān)一部分安裝在擺渡車的開關(guān)架上，一部分安裝在擺渡車軌道的預(yù)埋鐵上。不同開關(guān)依次錯(cuò)開，以免發(fā)生干涉。在每個(gè)軌道錢我都安有限位鐵以保證擺渡車的精確停車對(duì)軌。
假使車一共有9個(gè)軌道，擺渡車為工作時(shí)所對(duì)的軌道為零號(hào)軌道，擺渡車送子車到這個(gè)軌道時(shí)不需要擺渡車行走；當(dāng)需要送子車到相鄰的4號(hào)和6號(hào)軌道時(shí)之需要慢速行駛；而送子車到其他軌道時(shí)都要變速行駛。
以向1號(hào)軌到和4號(hào)軌道送車為例，電路圖設(shè)計(jì)如下：
圖4-1 擺渡車電路圖
對(duì)于不同軌道的控制分配了不同的開關(guān)，如下：
表5.1 開關(guān)元件說明表
行 走
變 速
停 止
返 回
停 止
1號(hào)軌道
SB1
SQ1
SQ2
SB2
SQ8
2號(hào)軌道
SB3
SQ3
SQ4
SB4
SQ8
3號(hào)軌道
SB5
SQ5
SQ6
SB6
SQ8
4號(hào)軌道
SB7
SQ7
SB8
SQ8
5號(hào)軌道
6號(hào)軌道
SB9
SQ9
SB10
SQ8
7號(hào)軌道
SB11
SQ10
SQ11
SB12
SQ8
8號(hào)軌道
SB13
SQ12
SQ13
SB14
SQ8
9號(hào)軌道
SB15
SQ14
SQ15
SB16
SQ8
總停止按鈕
SB18
4.1 擺渡車主電路分析
圖4-2 擺渡車主電路
如上圖所示，擺渡車的主電路為設(shè)備定子串電阻減壓啟動(dòng)控制電路。電氣系統(tǒng)的主電路采用交流接觸器KM2和KM4的主接觸點(diǎn)將電阻串聯(lián)到電動(dòng)機(jī)三相定子繞組與電源之間，交流接觸器KM1和KM3的主接觸點(diǎn)將電阻短接，通過控制接觸器的線圈電路按要求接通和斷開，實(shí)現(xiàn)啟動(dòng)和正常工作之間的接線切換。這樣開關(guān)閉合通電，電路接通，主電路中的控制對(duì)象為交流接觸器KM2 或KM4的主觸點(diǎn)閉合，電動(dòng)機(jī)減壓啟動(dòng)，慢速運(yùn)轉(zhuǎn)，小車慢速行駛。當(dāng)KM1或KM4的主觸點(diǎn)閉合，電動(dòng)機(jī)正常工作，小車全速行駛。
另外，為實(shí)現(xiàn)小車往返行駛，主電路使用交流接觸器KM1的主觸點(diǎn)將電動(dòng)機(jī)三相定子繞組與電源連接，交流接觸器KM3的主接觸點(diǎn)將交換相序后的電動(dòng)機(jī)三相定子繞組與電源連接，通過選擇接通KM1或者KM3的線圈電路，實(shí)現(xiàn)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)向控制。KM1接通正轉(zhuǎn)相序，KM3接通反向相序，由此改變小車的形式方向。
4.2 擺渡車軌道電路分析
擺渡車將子車運(yùn)送到各個(gè)軌道，由于各個(gè)軌道的路程不一樣送達(dá)的方式稍有不同，與零號(hào)軌道的相鄰的軌道無需變速直接慢速行進(jìn)，而其他的軌道都要有變速的過程。
4.2.1 四號(hào)軌道電路分析
四號(hào)軌道是距零號(hào)軌道最近的軌道，零和軌道距離短不需要變速，直接由慢速到達(dá)四號(hào)軌道。下面是擺渡車往返四號(hào)軌道的控制電路圖：
圖4-3 擺渡車往返四號(hào)軌道控制電路
如上圖所示，預(yù)到達(dá)四號(hào)軌道，按下SB4按鈕，電路接通，KM2線圈得電,電動(dòng)機(jī)慢速正轉(zhuǎn)，擺渡車車慢速行駛。KM2動(dòng)斷觸點(diǎn)閉合自鎖，動(dòng)合觸點(diǎn)斷開互鎖。當(dāng)?shù)竭_(dá)第四軌道碰到行程開關(guān)SQ4，電路斷開，電動(dòng)機(jī)停轉(zhuǎn)，擺渡車停止。返回時(shí)按下SB5按鈕，KM4線圈得電，電動(dòng)機(jī)慢速反轉(zhuǎn)，擺渡車慢速行駛。KM4動(dòng)斷觸點(diǎn)閉合自鎖，動(dòng)合觸點(diǎn)斷開互鎖。當(dāng)?shù)竭_(dá)零號(hào)軌道時(shí)觸碰行程開關(guān)SQ5，電路斷開，電動(dòng)機(jī)停轉(zhuǎn)，擺渡車停止。
與四號(hào)軌道相對(duì)應(yīng)的六號(hào)軌道也是同樣的控制方法，只是方向相反，在電路的控制上相對(duì)四號(hào)軌道的控制來說，就是先讓電動(dòng)機(jī)慢速反轉(zhuǎn)，到達(dá)軌道后停止，返回時(shí)讓電動(dòng)機(jī)正轉(zhuǎn)，到達(dá)零號(hào)軌道停止。
4.2.2 一號(hào)軌道電路分析
一號(hào)軌道距離零號(hào)軌道較遠(yuǎn)，要有變速過程。變速是由時(shí)間繼電器來控制的，擺渡車慢速啟動(dòng)時(shí)時(shí)間繼電器同樣開始計(jì)時(shí)，時(shí)間到了自動(dòng)切換到快速運(yùn)行。下如是擺渡車往返一號(hào)軌道的控制電路圖：
圖4-4 擺渡車往返一號(hào)軌道控制電路
如上圖所示，按下SB1 ，電路接通， KM2線圈得電,電動(dòng)機(jī)慢速正轉(zhuǎn)，擺渡車車慢速行駛。KM2動(dòng)斷觸點(diǎn)閉合自鎖，動(dòng)合觸點(diǎn)斷開互鎖，同時(shí)KT1線圈得電，開始計(jì)時(shí)。延遲時(shí)間到后KT1延時(shí)斷開觸點(diǎn)斷開，延遲閉合觸點(diǎn)閉合。KM2線圈失電， KM1線圈得電，動(dòng)斷觸點(diǎn)閉合自鎖，動(dòng)合觸點(diǎn)斷開互鎖電動(dòng)機(jī)快速正轉(zhuǎn)，擺渡車快速行駛。當(dāng)快要到達(dá)第一軌道碰到行程開關(guān)SQ1，KM1線圈失電，線圈斷開，KM2線圈得電，電動(dòng)機(jī)變成慢速正轉(zhuǎn)，擺渡車慢速行駛。直到碰到行程開關(guān)SQ2，KM2線圈失電，電路斷開，電動(dòng)機(jī)停轉(zhuǎn)，擺渡車到達(dá)一號(hào)軌道停止。
返回時(shí)，按下SB2 ，電路接通， KM4線圈得電,電動(dòng)機(jī)慢速反轉(zhuǎn)，擺渡車車慢速行駛。KM4動(dòng)斷觸點(diǎn)閉合自鎖，動(dòng)合觸點(diǎn)斷開互鎖，同時(shí)KT2線圈得電，開始計(jì)時(shí)。延遲時(shí)間到后KT2延時(shí)斷開觸點(diǎn)斷開，延遲閉合觸點(diǎn)閉合。KM4線圈失電， KM3線圈得電，動(dòng)斷觸點(diǎn)閉合自鎖，動(dòng)合觸點(diǎn)斷開互鎖電動(dòng)機(jī)快速反轉(zhuǎn)，擺渡車快速行駛。當(dāng)快要到達(dá)零號(hào)軌道碰到行程開關(guān)SQ3，KM3線圈失電，線圈斷開，KM4線圈得電，電動(dòng)機(jī)變成慢速反轉(zhuǎn)，擺渡車慢速行駛。直到碰到行程開關(guān)SQ8，KM4線圈失電，電路斷開，電動(dòng)機(jī)停轉(zhuǎn)，擺渡車返回零號(hào)軌道停止。
結(jié)束語
完成了任務(wù)書所要求的任務(wù)，實(shí)現(xiàn)了擺渡車的基本性能，滿足工作的要求；電氣控制方式也實(shí)現(xiàn)了變速，使擺渡車能夠平穩(wěn)運(yùn)行，達(dá)到預(yù)期的目的；改進(jìn)了電氣控制的方式，用電液聯(lián)合控制的方式控制縱向推動(dòng)機(jī)構(gòu)，達(dá)到了預(yù)期的目的。
但是設(shè)計(jì)中還存在一些問題可以繼續(xù)改進(jìn)。由于車架簡單，外形看起來缺少一定的美觀；本次電路控制簡單，沒有考慮周全，可根據(jù)今后實(shí)際的使用情況加以改進(jìn)；另外，今后可在擺渡車上添加縱向的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，和縱向自動(dòng)推動(dòng)機(jī)構(gòu)，進(jìn)一步實(shí)現(xiàn)擺渡車的自動(dòng)化。
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22
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的設(shè)計(jì)
可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的設(shè)計(jì)
[摘 要] 混凝土砌塊是目前新型墻體應(yīng)用最廣泛的一種，混凝土砌塊成型疊放在小型叉車上后，由于小型叉車的震動(dòng)，會(huì)使剛成型的砌塊破碎或裂紋，造成大量廢品。若人工的拖拉疊放的砌塊耗時(shí)較大。本課題的可旋轉(zhuǎn)升降軌道用擺渡車就是解決企業(yè)現(xiàn)存這一問題中的這個(gè)重要環(huán)節(jié)，磚塊由升板機(jī)疊放在升降軌道車上后，擺渡車會(huì)自動(dòng)、準(zhǔn)確地將旋轉(zhuǎn)升降軌道車運(yùn)送到料場的各個(gè)軌道，實(shí)現(xiàn)送車到位、對(duì)軌準(zhǔn)確、運(yùn)行平穩(wěn)，并與生產(chǎn)環(huán)節(jié)相配套以及提高企業(yè)的生產(chǎn)效率，降低工人勞動(dòng)強(qiáng)度的目的。本設(shè)計(jì)包括車架、行走裝置、電路控制三大部分。
[關(guān)鍵詞] 擺渡車；對(duì)軌準(zhǔn)確；平穩(wěn)變速
Ferry push of revolution promotion and demotion motor-trolley
Design And Manufacture Of Machinery And Automation GUO Ye-yuan
Abstract ：Concrete block wall is the most widely used new kind of stacked concrete blocks forming the forklift after the shock as a result of small, will shape the block just broken or crack, resulting in substantial waste. Subject to rotation of the take-off and landing track car ferry is used to solve the problem of existing enterprises in the important area, and its function is automatic, accurate take-off 、and matched with the production、 improving production efficiency and reduce labor intensity of the purpose of workers.landing will be able to track vehicles by the rotating trigger or yard work to the location of the various tracks . The design of the frame from the car ferry, to walk part of the drive circuit to control the design of three parts. Topics aimed at the design of the rotary movements can track vehicle ferry vehicles, sending cars in place to achieve the realization of orbit accuracy, smooth operation.
Key words：ferrying vehicle；face to face accurate；Steady speed
2
目 錄
1 可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車概括 1
1.1可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的設(shè)計(jì)背景 1
1.2可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的概括 1
2 擺渡車車架的設(shè)計(jì) 2
3 擺渡車行走部的設(shè)計(jì) 3
3.1 電動(dòng)機(jī)和聯(lián)軸器的選擇 3
3.1.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 4
3.1.2 聯(lián)軸器的選擇 4
3.2 傳動(dòng)比的分配 5
3.3 減速器的設(shè)計(jì) 5
3.3.1 齒輪材料的選擇 5
3.3.2 齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 6
3.3.3 減速器軸的材料的選擇 8
3.3.4 估算軸的最小直徑 9
3.4 擺渡車車軸的設(shè)計(jì) 10
3.4.1 車軸軸承的選擇 10
3.4.2 車軸的選材 12
3.4.3 車軸的校核 13
3.5 鏈輪的設(shè)計(jì) 13
3.5.1 鏈輪的材料選擇 14
3.5.2 鏈輪的設(shè)計(jì) 14
4 擺渡車電氣部分設(shè)計(jì) 15
4.1 擺渡車主電路分析 17
4.2 擺渡車軌道電路分析 17
4.2.1 擺渡車四號(hào)軌道電路分析 19
4.2.2 擺渡車一號(hào)軌道電路分析 19
結(jié)束語 20
參考文獻(xiàn) 21
致謝 22
南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文
輪輻的柔性變形結(jié)構(gòu)的效果和在滾動(dòng)接觸的輪/ 軌道的潛變力的追蹤
金學(xué)松 吳平博 文澤峰
中國 成都 600031 西南交通大學(xué) 國家的牽引動(dòng)力實(shí)驗(yàn)室
摘錄:在這一篇論文中，對(duì)滾動(dòng)接觸機(jī)械裝置上的滾動(dòng)接觸體結(jié)構(gòu)柔性變形的效果簡短地分析。輪副和軌道對(duì)輪的潛變力的結(jié)構(gòu)變形的效果和軌條詳細(xì)地被分析研究。輪副的一般結(jié)構(gòu)柔性變形和軌道首先分別用有限元的機(jī)械要素方法和關(guān)系一起分析,從而獲得表達(dá)滾動(dòng)方向和輪副的橫方向的結(jié)構(gòu)柔性變形和對(duì)應(yīng)的負(fù)載。按照它們之間的關(guān)系,我們計(jì)算輪和軌條的在一點(diǎn)相接接觸的影響力系數(shù)。影響力系數(shù)代表發(fā)生在輪/軌道接觸的一個(gè)小的矩形面積上的單位面積的牽引力引起的結(jié)構(gòu)柔性變形。他們習(xí)慣校訂一些與Kalker的無赫茲的形狀滾動(dòng)接觸的三維空間的有柔性體的理論 Bossinesq 和 Cerruti 的公式一起獲得的影響力系數(shù)。在潛變力的分析中, 利用了修正的 Kalker 的理論。從輪副和軌道的結(jié)構(gòu)柔性變形中獲得的數(shù)字結(jié)果表明潛變力發(fā)揮的很大影響力。
2002 Elsevier 科學(xué)出版社版權(quán)所有。
關(guān)鍵字: 輪/軌條; 滾動(dòng)接觸;潛變力;柔性變形結(jié)構(gòu)
1.介紹
由于火車輪副和軌道之間的很大相對(duì)運(yùn)動(dòng)作用力引起輪副和軌道的結(jié)構(gòu)較大的柔性變形。大的結(jié)構(gòu)變形極大影輪和軌條響滾動(dòng)接觸的性能,如潛變力，波形 [1 – 3] ，黏著，滾動(dòng)接觸疲勞, 噪音 [4,5] 和脫軌[6]等等. 到現(xiàn)在為止在輪/ 軌道的潛變力的分析中廣泛應(yīng)用的滾動(dòng)接觸理論是以柔性一半的空間假定為基礎(chǔ)的 [7 – 12]. 換句話說，輪/ 軌道的一個(gè)接觸的柔性變形和牽引之間的關(guān)系可以用Bossinesq 和 Cerruti 的理論公式表達(dá)。實(shí)際, 當(dāng)輪副在軌道上持續(xù)運(yùn)動(dòng),接觸的柔性變形是比那些以滾動(dòng)接觸的現(xiàn)在理論公式計(jì)算的更大。因?yàn)檩喐? 軌道的撓性是比柔性一半的空間更加大 。由對(duì)應(yīng)的負(fù)荷所引起的輪副/ 軌道柔性變形結(jié)構(gòu)在圖中被顯示。如 1 和 2. 在圖中輪副彎曲變形被顯示出來。在圖 1a 中被顯示的輪副彎曲變形主要由車輛和輪副/軌條的垂直動(dòng)載荷所引起。在圖 1 b 中描述的輪副扭轉(zhuǎn)的變形是由于輪和軌道之間的縱潛變力的作用生產(chǎn)的。在圖 1 c 中顯示的輪副斜角彎曲變形和在圖 2 中顯示的軌道翻折變形主要地由交通工具和輪副/軌道的橫動(dòng)態(tài)負(fù)荷所引起。在輪副 (圖 1 d) 的軸周圍的和旋轉(zhuǎn)裝置相同方向的扭轉(zhuǎn)變形,火車可以使用的,主要在電動(dòng)機(jī)的輪/ 軌條和驅(qū)動(dòng)扭矩的接觸補(bǔ)綴上的牽引所引起。到目前為止很少的出版物討論滾動(dòng)接觸的輪副和軌道之間的爬動(dòng)和潛變力的效果。
事實(shí)上，上面提到輪副/ 軌道的柔性變形結(jié)構(gòu)是在輪/軌道的常態(tài)和切線的接觸剛性以下運(yùn)動(dòng)。輪/ 軌道的正常的接觸點(diǎn)的剛性通常低于軌道的下沉位置。
低于正常接觸點(diǎn)的剛性很少的影響接觸面積上的正常壓力。那低于切線的接觸剛性很大影響接觸面積的黏結(jié)/ 滑移面積狀態(tài)和牽引力。如果滾動(dòng)接觸的柔性變形結(jié)構(gòu)的影響被對(duì)于輪/軌道的分析考慮進(jìn)去，一對(duì)接觸面積的全體微?；婆c用現(xiàn)在滾動(dòng)接觸理論計(jì)算的結(jié)果不同。所有的連絡(luò)顆粒和摩擦功的總的滑移比那在分析輪/軌道淺動(dòng)力的時(shí)候，被忽略的柔性變形結(jié)構(gòu)更小。同樣一個(gè)接觸面積的根/ 轉(zhuǎn)差面積的比率比沒有考慮的柔性變形結(jié)構(gòu)的效果更大。在這一篇論文中，在滾動(dòng)接觸性能上的滾動(dòng)接觸的車體柔性變形機(jī)構(gòu)的裝置被簡短地分析，而且和Kalker''''s 無赫茲的形狀滾動(dòng)接觸的三度空間的有柔性車體的理論模型用來分析在輪副和軌道之間的潛變力。在數(shù)值分析中挑選的輪副和軌條分別地,是貨車輪副的錐形輪廓，中國 "兆位元組" 和鋼軌條的質(zhì)量是60 公斤/m 。有限元分析方法用來決定他們的柔性變形結(jié)構(gòu)。依照柔性變形結(jié)構(gòu)的關(guān)系和對(duì)應(yīng)的由于 FEM 獲得負(fù)荷, 表示輪副的柔性變位的影響系數(shù)是由輪/ 軌條的接觸單位面積密度有所反應(yīng)的牽引生產(chǎn)的軌條所決定。這些影響系數(shù)用來代替一些與 Kalker''''s 的理論 Bossinesq 和 Cerruti 的公式一起計(jì)算的影響系數(shù)。在圖 1a 中被顯示的輪副彎曲變形的效果和在輪副軌道的柔性變形結(jié)構(gòu)之中的橫斷的影響力在研究中被疏忽。獲得的數(shù)字結(jié)果表明在輪副/軌道柔性變形結(jié)構(gòu)的潛變力效果考慮和疏忽的條件之間的顯著差別。
2. 減少連絡(luò)剛性機(jī)構(gòu)增加接觸面積的根粘滯/滑動(dòng)比
為了要使輪副/ 軌道關(guān)于滾動(dòng)接觸的輪/ 軌的的柔性變形結(jié)構(gòu)的效果較好的理解, 我們必需簡短地解釋減少的接觸剛性的機(jī)構(gòu)增加在沒有飽和的潛變力的狀態(tài)下面的接觸面積的粘滯/ 滑移面積的比。通常在一個(gè)接觸面積的一對(duì)接觸顆粒之間的總的滑移含有剛性的滑移,局部一個(gè)接觸面積和柔性變形結(jié)構(gòu)的柔性變形。圖 3 a一描述一對(duì)滾動(dòng)接觸車體①和沒有柔性變形②接觸顆粒， A1 和 A2 的狀態(tài) 。在圖 3 a中的線A1A 1 和 A2A 2, 為了要作描述的讓大家接受而被作記號(hào)。在車體的形變發(fā)生之后,線的位和形變,A1A 1 和 A2A2,在圖 3 b 中被顯示。位移差別 , w1, 在圖 3 b 的二個(gè)劃線之間由車體的剛性運(yùn)動(dòng)①和②所引起(滾動(dòng)或變化). 局部點(diǎn) A1 和 A2 的柔性變形,被 u11 和 u21 指示,與基于有柔性- 半份空間的假設(shè)滾動(dòng)接觸的一些現(xiàn)代的理論一起決定,他們有差別在于點(diǎn) A1 和點(diǎn)A2之間的有柔性位移 u1= u11- u21。如果車體的結(jié)構(gòu)柔性變形的效果和被忽視的A1 和 A2點(diǎn)之間的總轉(zhuǎn)差 , 能用公式: S1 = w1 ? u1 = w1 ? (u11 ? u21)
表示。柔性變形結(jié)構(gòu)車體 1 和 2 主要地由牽引力所引起,p 和 p 代表接觸插線和車體的其他邊界條件1和 2,他們做線,A1A 1 和 A2A 2 產(chǎn)生與接觸面積的局部的坐標(biāo) (ox1x3,圖 3 a) 無關(guān)的剛性運(yùn)動(dòng)。u10 和 u20 用來表達(dá)點(diǎn) A1 和點(diǎn)A2的位移,各自歸于結(jié)構(gòu)柔性變形。在任何的荷載階段他們?yōu)橐?guī)定的邊界條件和車體 1 和 2 的幾何學(xué)可能被當(dāng)做有不防礙局部的坐標(biāo)常數(shù)。在點(diǎn) A1 和點(diǎn) A2 之間的位移差別取決于 u10 和 u20, 應(yīng)該是 u0= u10-u20。如此在考慮車體 1 和 2的柔性變形結(jié)構(gòu)的條件之下,在點(diǎn)之間的總滑移 , A1 和 A2,同樣地用公式:S*1 = w1 - u1 - u0表示。明顯的 S1 和 S?1 是不同的。在一對(duì)接觸顆粒之間的牽引 ( 或潛變力)非常仰賴 S1( 或 S?1) 。當(dāng) |S1|>0(或 |S?1|>0)那對(duì)接觸顆粒是在滑移中和牽引力進(jìn)入飽和。在進(jìn)入飽和的情形中, 依照庫倫摩擦定律的如果一樣的磨擦力系數(shù)而且正常的壓力被假定的二個(gè)條件，牽引是相同的。如此對(duì) u1 的牽引影響在二個(gè)條件之下也是相同的。如果 |S1|=|S?1|>0,|w1| 在 (2) 必須是比在(1)更大。即沒有 u0 的影響的那對(duì)接觸顆粒比有 u0 的影響的滑移更快。相應(yīng)地沒有 u0 的影響整個(gè)的接觸面積進(jìn)入滑移情況快于有 u0 的影響。因此，在接觸面積上的粘滯/ 滑移面積的比率和在上面被討論的二個(gè)類型的總牽引是不同的,他們只是被圖 4a 和 b一起被簡單描述。圖 4a表明粘滯/ 滑移面積的情況。圖 4a 的號(hào)訊 1 表明不考慮 u0 和 2的效果而指示外殼 即用 u0 的效果指示。圖 4 b表示在接觸面積上總的接觸牽引力F1和車體的滑動(dòng)關(guān)系的一種規(guī)律。在圖 4 b 中的號(hào)訊 1 和 2 和圖 4 中的意義相同。從圖 4 b 中已知 , 在一點(diǎn)相接牽引力 F1 在 w1=w 時(shí)到達(dá)它的最大值 F1max 不考慮 u0 和 F1 接觸的效果在 w1=w 它的最大 F1max 僅由于 u0 的效果來看w1< w 1. u0 主要仰賴于車體的柔性變形結(jié)構(gòu)和在接觸面積上的牽引力。大的柔性變形結(jié)構(gòu)引起滾動(dòng)接觸的在二個(gè)車體之間的大 u0 和小的接觸剛性。那是為什么增加一個(gè)接觸面積的根/ 滑移面積的比率和減少?zèng)]有全滑移的在接觸面積的條件下面的全體的牽引力而減少的接觸剛性。
3. 輪副/軌條的結(jié)構(gòu)形變的計(jì)算
為了要計(jì)算在圖 1 b – d, 和圖 2 中被描述的柔性變形結(jié)構(gòu)，輪副的離散化而且軌條被虛構(gòu)。他們的 FEM 網(wǎng)目的方案
在圖 5,7 和 9中被顯示。假定輪副和軌條有相同的物理性質(zhì)。剪[切]模量:G=82,000個(gè)牛頓/mm2,泊松比: μ =0.28. 圖 5 用來決定輪副的扭轉(zhuǎn)形變。因?yàn)?它是關(guān)于輪副 (圖 1 b) 的中心對(duì)稱,一個(gè)一半的輪副被選擇來分析。輪副的切斷橫斷面被安裝,如圖 5 所示一。負(fù)荷被應(yīng)用到圓周方向輪副的胎面,在輪的不同的母圓上。荷載的分布分別位于從輪的內(nèi)部邊測量31.6,40.8 和 60.0毫米, 圖 6 表示縱方向扭轉(zhuǎn)的形變相對(duì)于負(fù)荷位置。他們都是線性載荷，載荷的不同點(diǎn)都非常接近。在圖 5 中被顯示Y軸方向形變的的負(fù)荷被忽略。
i=1,2 分別代表左邊和右邊的邊輪/軌條。叁數(shù) (3) 在現(xiàn)在的論文命名中被詳細(xì)地義。如果它被傾斜，當(dāng)輪副向軌道和ψ >0 的左邊變檔的時(shí)候 ,在順時(shí)針方向,在輪副的軸線和左邊的軌道的橫向方向之間，我們定義那 y>0。叁數(shù)仰賴y 和ψ，輪和軌條的輪廓。但是如果輪和軌條的輪廓被指定他們主要地仰賴 y[16]. 詳細(xì)的討論用數(shù)字的方法被屈服[16,17] 和輪/軌條的接觸幾何學(xué)的結(jié)果。
當(dāng)一個(gè)輪副移動(dòng)到一個(gè)正切追蹤剛性蠕動(dòng)輪副和軌條的時(shí)候當(dāng)做 [17]:
i=1,2時(shí)它有如同寫在底下在(3)的 i 一樣的意義。在 (4)的不明確的叁數(shù)能在命名法中看到。很明顯蠕動(dòng)不僅與接觸幾何學(xué)的叁數(shù)有關(guān), 而且也與輪副運(yùn)動(dòng)的狀態(tài)有關(guān)。因?yàn)榻佑|幾何學(xué)的叁數(shù)變化主要依靠一些他們的導(dǎo)出于計(jì)時(shí)輪/ 軌條的規(guī)定輪廓y的變化有關(guān)被記做：
把(5)放進(jìn)(4)之內(nèi)我們獲得:
在輪/軌條的接觸幾何學(xué)和滑移的計(jì)算，大范圍的偏角和輪副的橫向位移被選用以便輪輻的滑移和接觸角含盡可能完全地在磁場中被產(chǎn)生的情況被獲得。因此我們選擇 毫米 和 與中央的用不同的方法和ri, φ和 ?i 和 y l0=746.5mm ， r0=420mm比較的數(shù)字結(jié)果一起計(jì)算。使用選擇的y ，ψ，˙ y/ v 和 r0 ˙ψ/ v 的范圍在我們獲得上面ξ i 1個(gè)范圍從 ?0.0034 到 0.0034,ξ i 2個(gè)范圍從 ?0.03 到 0.03, ξ i 3 排列從 ?0.00013 到 0.00013(毫米?1), 和接觸角δ i 是從到 2.88 到 55.83度。由于論文的長度限制滑動(dòng)和接觸幾何學(xué)的詳細(xì)數(shù)字的結(jié)果不被在這篇論文中顯示。
4．結(jié)論
(1). 在滾動(dòng)接觸性能上的滾動(dòng)接觸車體的柔性變形結(jié)構(gòu)的效果機(jī)構(gòu)被簡短地分析。一般了解連絡(luò)車體的接觸剛性減少則接觸面積在不全滑移情形中的粘滯/ 滑移面積增加。
(2). Kalker''''s 的和無赫茲的形狀滾動(dòng)接觸的三度空間的彈性體的理論模型被用來分析在輪副和軌道之間的潛動(dòng)力。在分析中，有限元法被用決定作用于每個(gè)矩形元件單位牽引生產(chǎn)的輪副/軌道有柔性位移表達(dá)的影響系數(shù),用來代替一些與 Kalker''''s 的理論 Bossinesq 和 Cerruti 的公式一起計(jì)算的影響系數(shù)。被獲得的數(shù)字結(jié)果表明在輪副/ 軌條結(jié)構(gòu)柔性變形的效果被考慮和忽略的兩種情況之下輪副/ 軌條類型的潛動(dòng)力的差別。
(3). 輪副和軌道的柔性變形結(jié)構(gòu)低于運(yùn)行輪副和軌道的接觸剛性, 而且在沒有飽和的潛動(dòng)力的條件之下顯著地減少在輪副和軌道之間的潛動(dòng)力。因此，這種情況有利于減少磨損和輪與軌條的滾動(dòng)接觸疲勞。
(4).在研究中，在圖 1 中顯示的輪副彎曲形變的因素被忽略,而橫斷的影響系數(shù) 不被修正。因此，獲得數(shù)字結(jié)果的精確度很低。除此之外, 當(dāng)輪副中心的橫向位移, y>10 mm,凸圓作用發(fā)生。在如此的情形中，接觸角非常大，而且橫的方向正常負(fù)載的元件也非常大。大的橫力引起軌道和輪副產(chǎn)生大的結(jié)構(gòu)形變,影響輪/ 軌條的接觸幾何學(xué)的叁數(shù)和剛性的滑動(dòng)。因此,剛性滑動(dòng),潛動(dòng)力, 接觸幾何學(xué)的叁數(shù)，柔性變形結(jié)構(gòu)和輪副的運(yùn)動(dòng)彼此有很大的影響。他們必需綜合地分析考慮。他們的數(shù)字結(jié)果能與一個(gè)其它可能的迭代法一起獲得
?；蛟S共形的接觸或輪和軌條之間的點(diǎn)接觸在凸圓的作用期間發(fā)生。滾動(dòng)接觸的輪副和軌條的現(xiàn)象是非常復(fù)雜的, 而且可能與可能是包括結(jié)構(gòu)形變和包括輪副和軌道的所有邊界條件在不久的將來內(nèi)的效果 FEM 模型的滾動(dòng)接觸的一個(gè)新的理論被分析。
這一個(gè)工作被研究計(jì)劃的中國自然的科學(xué)基礎(chǔ)委員會(huì)支持了: 輪和軌條和滾動(dòng)接觸疲勞的接觸表面的波形。(59935100)國家牽引動(dòng)力實(shí)驗(yàn)室,西南交通大學(xué)
它也被中國的教育部鍵老師大學(xué)也提供基金支持。
Effects of structure elastic deformations of wheelset and track on creep forces of wheel/rail in rolling contact
Xuesong Jin, Pingbo Wu, Zefeng Wen
National Traction Power Laboratory, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, PR China
Abstract: In this paper the mechanism of effects of structure elastic deformations of bodies in rolling contact on rolling contact performance is briefly analyzed. Effects of structure deformations of wheelset and track on the creep forces of wheel and rail are investigated in detail. General structure elastic deformations of wheelset and track are previously analyzed with finite element method, and the relations, which express the structure elastic deformations and the corresponding loads in the rolling direction and the lateral direction of wheelset, respectively, are obtained. Using the relations, we calculate the influence coefficients of tangent contact of wheel and rail. The influence coefficients stand for the occurring of the structure elastic deformations due to the traction of unit density on a small rectangular area in thecontact area of wheel/rail. They are used to revise some of the influence coefficients obtained with the formula of Bossinesq and Cerruti in Kalker’s theory of three-dimensional elastic bodies in rolling contact with non-Hertzian form. In the analysis of the creep forces, the modified theory of Kalker is employed. The numerical results obtained show a great influence exerted by structure elastic deformations of wheelset and track upon the creep forces.
? 2002 Elsevier Science B.V. All rights reserved.
Keywords: Wheel/rail; Rolling contact; Creep force; Structure elastic deformation
1. Introduction
During running of a train on track the fierce action between wheelset and rails causes large elastic deformations of structure of wheelset and track. The large structure deformations greatly affect performances of wheels and rails in rolling contact, such as creep forces, corrugation [1–3], adhesion, rolling contact fatigue, noise [4,5] and derailment [6]. So far rolling contact theories widely used in the analysis of creep forces of wheel/rail are based on an assumption of elastic half space [7–12]. In other words, the relations between the elastic deformations and the traction in a contact patch of wheel/rail can be expressed with the formula of Bossinesq and Cerruti in the theories. In practice, when a wheelset is moving on track, the elastic deformations in the contact patch are larger than those calculated with the present theories of rolling contact. It is because the flexibility of wheelset/rail is much larger than that of elastic half space. Structure elastic deformations (SED) of wheelset/rail caused by the corresponding loads are shown in Figs. 1 and 2. The bending deformation of wheelset shown in Fig. 1a is mainly caused by vertical dynamic loads of vehicle and wheelset/rail. The torsional deformation of wheelset described in Fig. 1b is produced due to the action of longitudinal creep forces between wheels and rails. The oblique bending deformation of wheelset shown in Fig. 1c and the turnover deformation of rail shown in Fig. 2 are mainly caused by lateral dynamic loads of vehicle and wheelset/rail. The torsional deformations with the same direction of rotation around the axle of wheelset (see Fig. 1d), available for locomotive, are mainly caused by traction on the contact patch of wheel/rail and driving torque of motor. Up to now very few published papers have discussions on the effects of the SED on creepages and creep forces between wheelset and track in rolling contact.
In fact, the SED of wheelset/rail mentioned above runs low the normal and tangential contact stiffness of wheel/rail. The normal contact stiffness of wheel/rail is mainly lowed by the subsidence of track. The normal contact stiffness lowed doesn’t affect the normal pressure on the contact area much. The lowed tangential contact stiffness affects the status of stick/slip areas and the traction in the contact area greatly. If the effects of the SED on the rolling contact are taken into account in analysis of rolling contact of wheel/rail, the total slip of a pair of contacting particles in a contact area is different from that calculated with the present rolling contact theories. The total slip of all the contacting particles and the friction work are smaller than those obtained under condition that the SED is ignored in the analysis of creep forces of wheel/rail. Also the ratio of stick/slip areas in a contact area is larger than that without consideration of the effects of the SED.
In this paper the mechanism of effects of structure elastic deformations of bodies in rolling contact on rolling contact performance is briefly analyzed, and Kalker’s theoretical model of three-dimensional elastic bodies in rolling contact with non-Hertzian form is employed to analyze the creep forces between wheelset and track. In the numerical analysis the selected wheelset and rail are, respectively, a freight-car wheelset of conical profile, China “TB”, and steel rail of 60 kg/m. Finite element method is used to determine the SED of them. According to the relations of the SED and the corresponding loads obtained with FEM, the influence coefficients expressing elastic displacements of the wheelset and rail produced by unit density traction acting on the contact area of wheel/rail are determined. The influence coefficients are used to replace some of the influence coeffi- cients calculated with the formula of Bossinesq and Cerruti in Kalker’s theory. The effect of the bending deformation of wheelset shown in Fig. 1a and the crossed influences among the structure elastic deformations of wheelset and rail are neglected in the study. The numerical results obtained show marked differences between the creep forces of wheelset/rail under two kinds of the conditions that effects of the SED are taken into consideration and neglected.
2. Mechanism of reduced contact stiffness increasing the stick/slip ratio of contact area
In order to make better understanding of effects of the SED of wheelset/track on rolling contact of wheel/rail it is necessary that we briefly explain the mechanism of reduced contact stiffness increasing the ratio of stick/slip area in a contact area under the condition of unsaturated creep-force. Generally the total slip between a pair of contact particles in a contact area contains the rigid slip, the local elastic deformation in a contact area and the SED. Fig. 3a describes the status of a pair of the contact particles, A1 and A2, of rolling contact bodies and without elastic deformation. The lines, A1A_1 and A2A_2 in Fig. 3a, are marked in order to make a good understanding of the description. After the deformations of the bodies take place, the positions and deformations of lines, A1A_1 and A2A_2, are shown in Fig. 3b. The displacement difference, w1, between the two dash lines in Fig. 3b is caused by the rigid motions of the bodies and (rolling or shift). The local elastic deformations of points, A1 and A2, are indicated by u11 and u21, which are determined with some of the present theories of rolling contact based on the assumption of elastic-half space, they make the difference of elastic displacement between point A1 and point A2, u1 = u11 ? u21. If the effects of structure elastic
deformations of bodies and are neglected the total slip between points, A1 and A2, can read as: S1 = w1 ? u1 = w1 ? (u11 ? u21) (1) The structure elastic deformations of bodies and are mainly caused by traction, p and p_ acting on the contact patch and the other boundary conditions of bodies and , they make lines, A1A_1 and A2A_2 generate rigid motions independent of the local coordinates (ox1x3, see Fig. 3a) in the contact area. The u10 and u20 are used to express the displacements of point A1 and point A2, respectively, due to the structure elastic deformations. At any loading step they can be treated as constants with respect to the local coordinates for prescribed boundary conditions and geometry of bodies and . The displacement difference between point A1 and point A2, due to u10 and u20, should be u0 = u10 ? u20. So under the condition of considering the structural elastic deformations of bodies and , the total slip between points, A1 and A2, can be written as: S?1 = w1 ? u1 ? u0 (2) It is obvious that S1 and S?1 are different. The traction (or creep-force) between a pair of contact particles depends on S1 (or S?1 ) greatly. When |S1| > 0 (or |S?1 | > 0) the pair of contact particles is in slip and the traction gets into saturation. In the situation, according to Coulomb’s friction law the tractions of the above two conditions are same if the same frictional coefficients and the normal pressures are assumed. So the contribution of the traction to u1 is also same under the two conditions. If |S1| = |S?1 | > 0, |w1| in (2) has to be larger than that in (1). Namely the pairs of contact particles without the effect of u0 get into the slip situation faster than that with the effect of u0. Correspondingly the whole contact area without the effect of u0 gets into the slip situation fast than that with the effect of u0. Therefore, the ratios of stick/slip areas and the total traction on contact areas for two kinds of the conditions discussed above are different, they are simply described with Fig. 4a and b. Fig. 4a shows the situation of stick/slip areas. Sign in Fig. 4a indicates the case without considering the effect of u0 and indicates that with the effect of u0. Fig. 4b expresses a relationship law between the total tangent traction F1 of a contact area and the creepage w1 of the bodies. Signs and in Fig. 4b have the same meaning as those in Fig. 4a. From Fig. 4b it is known that the tangent traction F1 reaches its maximum F1max at w1 = w_1 without considering the effect of u0 and F1 reaches its maximum F1max at w1 = w_1 with considering the effect of u0, and w_1 < w__ 1 . u0 depends mainly on the SED of the bodies and the traction on the contact area. The large SED causes large u0 and the small contact stiffness between the two bodies in rolling contact. That is why the reduced contact stiffness increases the ratio of stick/slip area of a contact area and decreases the total tangent traction under the condition of the contact area without full-slip.
3. Calculation of structure deformation of wheelset/rail
In order to calculate the SED described in Fig. 1b–d, and Fig. 2, discretization of the wheelset and the rail is made. Their schemes of FEM mesh are shown in Figs. 5, 7 and 9. It is assumed that the materials of the wheelset and rail have the same physical properties. Shear modulus: G = 82,000 N/mm2, Poisson ratio: μ = 0.28. Fig. 5 is used to determine the torsional deformation of the wheelset. Since, it is symmetrical about the center of wheelset (see Fig. 1b), a half of the wheelset is selected for analysis. The cutting cross section of the wheelset is fixed, as shown in Fig. 5a. Loads are applied to the tread of the wheelset in the circumferential direction, on different rolling circles of the wheel. The positions of loading are, respectively, 31.6, 40.8 and 60.0 mm, measured from the inner side of the wheel. Fig. 6 indicates the torsional deformations versus loads in the longitudinal direction. They are all linear with loads, and very close for the different points of loading. The effect of the loads on the deformation of direction of y-axis, shown
in Fig. 5a, is neglected.
Parameters of contact geometry of wheelset/rail to be used in the latter analysis read as:
ri =ri(y,ψ)
δi = δi(y,ψ)
?i = ?i(y,ψ)
ai = ai(y,ψ)
hi = hi(y,ψ)
z = z(y,ψ)
φ = φ(y, ψ) (3)
where i = 1, 2 stand for the left and right side w
heels/rails, respectively. The parameters in (3) are defined in detail in the Nomenclature of the present paper.We define thaty > 0
when the wheelset shifts towards the left side of track and ψ > 0 if it is inclined, in the clockwise direction, between the axis of wheelset and the lateral direction of track pointing to the left side. The parameters depend on the profiles of wheel and rail, y and ψ. But if profiles of wheel and rail are prescribed they mainly depend on y [7]. Detailed discussion on the numerical method is given in [7,8] and results of contact geometry of wheel/rail.
When a wheelset is moving on a tangent track the rigid creepages of wheelset and rails read as [8]:
[7]
[8]
where i = 1, 2, it has the same meaning as subscript i in (3). The undefined parameters in (4) can be seen in the Nomenclature. It is obvious that the creepages depend on not only the parameters of contact geometry, but also the status of wheelset motion. Since the variation of the parameters of contact geometry depend mainly on y with prescribed profiles of wheel/rail some of their derivatives with respect to time can be written as
Putting (5) into (4), we obtain:
In the calculation of contact geometry and creepage of wheel/rail, the large ranges of the yaw angle and lateral displacement of wheelset are selected in order to make the creepage and contact angle of wheel/rail obtained include the situations producing in the field as completely as possible. So we select y = 0, 1, 2, 3, . . . , 10 mm, ψ = 0.0, 0.1, 0.2, 0.3, . . . , 1.0?, ˙ y/v = 0, 0.005 and r0 ˙ ψ/v = 0, 0.001. ?ri?y, ?φ/?y and ??i/?y are calculated with center difference method and the numerical results of ri , φ and ?i versus y. l0 = 746.5mm, r0 = 420mm.Using the ranges of y, ψ, ˙ y/v and r0 ˙ ψ/v selected above we obtain that ξ i 1 ranges from ?0.0034 to 0.0034, ξ i 2 ranges from ?0.03 to 0.03, ξ i 3 ranges from ?0.00013 to 0.00013 (mm?1), and contact angle δi is from to 2.88 to 55.83?. Due to length limitation of paper the detailed numerical results of creepage and contact geometry are not shown in this paper.
4. Conclusion
(1) The mechanism of effects of structure elastic deformation of the bodies in rolling contact on rolling contact performance is briefly analyzed. It is understood that the reduced contact stiffness of contacting bodies increases the stick/slip area of a contact area under the condition that the contact area is not in full-slip situation.
(2) Kalker’s theoretical model of three-dimensional elastic bodies in rolling contact with non-Hertzian form is employed to analyze the creep forces between wheelset and track. In the analysis, finite element method is used to determine the influence coefficients expressing elastic displacements of wheelset/rail produced by unit traction acting on each rectangular element, which
are used to replace some of the influence coeffici