某O型轉(zhuǎn)子式翻車機(jī)的翻車裝置設(shè)計(jì)中期報(bào)告

需要全套設(shè)計(jì)聯(lián)系Q 97666224（說(shuō)明書CAD圖等）題目： 某O轉(zhuǎn)子式翻車機(jī)的翻車裝置設(shè)計(jì)撰寫內(nèi)容要求（可加頁(yè)）： 1. 設(shè)計(jì)（論文）進(jìn)展?fàn)顩r1.1驅(qū)動(dòng)功率的計(jì)算翻車機(jī)在翻轉(zhuǎn)的過程中，要經(jīng)歷兩個(gè)過程，即往程和返程，這兩個(gè)過程中所受的轉(zhuǎn)矩不同，所以需要的驅(qū)動(dòng)功率也不相同，故分兩部分進(jìn)行討論。 圖1 O型轉(zhuǎn)子式翻車機(jī)傳動(dòng)示意圖第一階段-往程階段,在此階段車廂的最大重量為100t，初步估算設(shè)備總重量為150t，偏心矩為300mm，相對(duì)于車廂的重力由于偏心所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩，端環(huán)四周的焊接件重心偏差所引起的轉(zhuǎn)矩差可以忽略不計(jì)，只需計(jì)算車廂的重力由于偏心所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩。最大回轉(zhuǎn)角度為175，175/180=0.972, 初步估算大齒輪轉(zhuǎn)速n=1.1r/min,根據(jù)翻轉(zhuǎn)需要初?。簁g kg kg kgR=3.8m g=其中： -端環(huán)下體重量 -端環(huán)右體重量 -端環(huán)上體重量 -端環(huán)左體重量 R-端環(huán)體半徑根據(jù)翻卸車型初步估算翻車機(jī)設(shè)備總重： =150t n=1.1r/min已知：翻車機(jī)最大翻轉(zhuǎn)重量 大齒輪轉(zhuǎn)速 n=1.1r/min則有端環(huán)的偏心轉(zhuǎn)矩：T=GL其中： -翻車機(jī)、車廂及物料的總重力 -車輛中心線和端環(huán)中心線的偏心距，取L=300mm=0.3m G=mg=25010N=2.5N T=GL= 2.50.3 所以， T=9550功率： P=86.36KW電機(jī)功率： =由文獻(xiàn)可查得：齒輪嚙合效率 （齒輪精度為8級(jí)） 球軸承效率 聯(lián)軸器效率 開式齒輪嚙合效率 由圖（1）可知：傳動(dòng)裝置總效率 =0.833電機(jī)功率： KW返程時(shí)，在翻轉(zhuǎn)過程中隨著翻轉(zhuǎn)角度的變化，端盤所受的轉(zhuǎn)矩(阻力矩)大小也不相同?？煞譃閮蓚€(gè)階段，第一個(gè)階段是翻轉(zhuǎn)角由變?yōu)?，第二個(gè)階段是翻轉(zhuǎn)角由變?yōu)?，在返程時(shí)兩個(gè)階段所受的阻力矩與端環(huán)各段所受轉(zhuǎn)矩不同有關(guān)。返程第一階段：行程圖見圖（2）即角時(shí)。圖2 返程第一階段端環(huán)各部分位置圖由于返程時(shí)端環(huán)向順時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)，故在返程第一階段階段（圖2）所示1、2、3、4為端環(huán)結(jié)構(gòu)的原始位置，而、是端環(huán)結(jié)構(gòu)返程時(shí)隨變化而變化的，在此過程中、充當(dāng)動(dòng)力矩，、充當(dāng)阻力矩。則整個(gè)端環(huán)在返程第一階段受的阻力矩總和為： 討論：故當(dāng)時(shí)，無(wú)論取何值，永遠(yuǎn)小于0，即動(dòng)力矩大于阻力矩，不需要電機(jī)帶動(dòng)，端環(huán)可靠自身各部分重力矩的差值自由返程。當(dāng)時(shí)，永遠(yuǎn)大于0，即阻力矩大于動(dòng)力矩，需要電機(jī)帶動(dòng)才能完成翻轉(zhuǎn)，翻轉(zhuǎn)中最大阻力矩為：則返程時(shí)所需電機(jī)功率： 返程第二階段：行程圖見圖（3）即角時(shí)。圖3 返程第二階段端環(huán)各部分位置圖在此過程中、充當(dāng)動(dòng)力矩，、充當(dāng)阻力矩。則端環(huán)在返程第二階段受的阻力矩總和為：在此時(shí)無(wú)論取何值永遠(yuǎn)小于0，即動(dòng)力矩永遠(yuǎn)大于阻力矩，故在此階段不需電機(jī)牽引，機(jī)構(gòu)可以憑借自身個(gè)部分重力矩實(shí)現(xiàn)自由翻轉(zhuǎn)。綜上所述，在往、返程中所需的電動(dòng)機(jī)的功率最大值為103.67 KW。1.2 主要零件的設(shè)計(jì)和校核1.2.1 軸的計(jì)算軸的計(jì)算通常都是在初步完成結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)后進(jìn)行校核計(jì)算，計(jì)算準(zhǔn)則是滿足軸的強(qiáng)度和剛度的的要求，必要是還應(yīng)該校核軸的振動(dòng)穩(wěn)定性.本次設(shè)計(jì)對(duì)軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算： 由文獻(xiàn)可知軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為式中：扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa; T軸所受的扭矩，; 軸的抗扭截面系數(shù)，; 軸的轉(zhuǎn)速，r/min; P軸傳遞的功率，KW; d計(jì)算截面處軸的直徑，mm;將數(shù)據(jù)代入上式得： MPa由文獻(xiàn)查得MPa所以：扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核符合要求。按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算：通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強(qiáng)度條件對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度校核計(jì)算。1.2.2 做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（即力學(xué)模型）軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的，計(jì)算時(shí)常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。繪制力學(xué)模型見圖4。其中： mm mm mm圖4 軸的載荷分析圖1.2.3 做出彎矩圖根據(jù)上述簡(jiǎn)圖，分別按水平面和垂直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計(jì)算結(jié)果分別做出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖圖；然后按照下式計(jì)算總彎矩并作出M圖，詳見（圖4）。1.2.4 做出扭矩圖扭矩圖見（圖4）。從圖4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、及M的值列于下表：表 軸的C截面受力數(shù)據(jù)表載 荷水平面H垂直面V支反力F N N N N彎矩M總彎矩扭矩T1.3托輥與端環(huán)之間接觸強(qiáng)度校核端環(huán)及車廂都由托輥所支撐，故有兩支輥力和端環(huán)重力的三力合成為0。可知：最大翻轉(zhuǎn)重量為100t，設(shè)備總重為150t所以： N圖5托輥的受力分析根據(jù)力分析可有：;其中a=62.76;N由文獻(xiàn)可知接觸應(yīng)力計(jì)算公式為：（兩圓柱體接觸） 式中：F作用于接觸面上的總壓力； B初始接觸線長(zhǎng)度； 和分別為支承輥和架體初始接觸線處的曲率半徑，通常，用，成為綜合曲率，而成為綜合曲率半徑，其中正號(hào)用于外接觸，負(fù)號(hào)用于內(nèi)接觸； 和分別為支承輥和架體材料的彈性模量； 和分別為支承輥和架體的泊松比。 已知：FN， B=800mm=0.8m， 取安全系數(shù)S=4； 根據(jù)文獻(xiàn) 端環(huán)、托輥皆選鑄鐵， 則有 =0.3， =120GPa 帶入上式有： =51.5MPa 根據(jù)文獻(xiàn)： 端環(huán)和托輥間強(qiáng)度符合要求。2 問題及解決方法到目前為止，在論文的寫作中主要有以下幾個(gè)問題；1）論文寫作的基礎(chǔ)工作不到位。2）研究中引入的數(shù)據(jù)不夠，對(duì)相關(guān)問題的支撐程度不足。3）論文的各部分之間的銜接不夠強(qiáng)，有的地方缺少邏輯。導(dǎo)致上述問題主要有兩個(gè)原因，一是研究不夠深入，二是撰寫不夠嚴(yán)密。 針對(duì)這兩個(gè)原因，解決方法有：1）對(duì)論文所涉及的知識(shí)以及前人的研究成果理解程度需要更加深刻，在這個(gè)基礎(chǔ)上才能得到有深度的結(jié)論。2）需要對(duì)已完成的內(nèi)容進(jìn)行多次審閱，從內(nèi)容、結(jié)構(gòu)及用語(yǔ)等方面給予調(diào)整。3）對(duì)于寫作過程中遇到的具體難題要多向指導(dǎo)老師請(qǐng)求援助。3.后期工作安排在接下來(lái)根據(jù)的論文寫作中主要研究任務(wù)在已完成的基礎(chǔ)上修飾完善，根據(jù)權(quán)威書籍和論文對(duì)照修改自己的作品。充