轉(zhuǎn)盤設計計算書a

./機電與車輛工程學院計算書學生專業(yè)機械工程及自動化班級學號指導教師建筑大學二O一四年月日地鐵轉(zhuǎn)向架3M轉(zhuǎn)盤結(jié)構(gòu)設計計算書轉(zhuǎn)盤結(jié)構(gòu)計算所用到的主要技術(shù)參數(shù):地鐵車輛軸重：15T運行速度4KM/h；軌距1435mm；轉(zhuǎn)向架軸距2300mm外形尺寸：Φ3000mm載重8t；工作能力：一個工藝轉(zhuǎn)向架/每次；定位/鎖定裝置：0°、90°、180°270°四組；鋼軌間隙：<=5mm軌道高差：<=2mm軌距偏差：<=2mm轉(zhuǎn)盤外圓周與地坪圓周徑向間隙<=15mm操作方式：電動/手動回轉(zhuǎn)支承的計算與選擇根據(jù)轉(zhuǎn)向架及輪對的工作特性,當轉(zhuǎn)向架或者輪對通過軌道時,會產(chǎn)生傾覆力矩,而傾覆力矩最終由回轉(zhuǎn)支承來承受。當轉(zhuǎn)向架或者輪對停在轉(zhuǎn)盤中央時,則由回轉(zhuǎn)支承來承受該軸向力。運轉(zhuǎn)時,通過齒輪接觸會產(chǎn)生徑向力。已知設計要求相關參數(shù)外形尺寸：直徑3000mm地鐵車輛軸重：17T載重：8T回轉(zhuǎn)支承的計算選取及校核回轉(zhuǎn)支承所承受的作用力包括：軸向力、徑向力、傾覆力矩。擬采用單排四點解除球式回轉(zhuǎn)支承<01系列>設計通過地鐵車輛轉(zhuǎn)向架軸重為15T,設計載重為8T,轉(zhuǎn)盤蓋板及回轉(zhuǎn)支承軸承的自重約為5T。總共分為三種情況計算：情況1：轉(zhuǎn)向架前輪剛運行至轉(zhuǎn)盤上時<受力分析如圖1>軸向力：傾覆力矩：徑向力：情況2：轉(zhuǎn)向架后輪剛運行至轉(zhuǎn)盤上時<受力分析如圖2>軸向力：傾覆力矩：徑向力：情況3：轉(zhuǎn)向架整體位于轉(zhuǎn)盤上并且電機開始運轉(zhuǎn)時軸向力：傾覆力矩：徑向力：注：因為回轉(zhuǎn)平臺的回轉(zhuǎn)速度很慢,對徑向載荷可以忽略不計,只要按靜載荷選擇回轉(zhuǎn)支承角速度圖1圖2以上情況中均存在因載荷的瞬息變化所造成的沖擊現(xiàn)象,故所需的載荷,傾覆力矩和徑向力應比計算的大。通過取動載荷系數(shù)的方法來考慮此沖擊現(xiàn)象。取K=1.2?；剞D(zhuǎn)支承在靜態(tài)工況下的安全系數(shù)為K=1.1回轉(zhuǎn)支承在動態(tài)工況下的安全系數(shù)為K=1.36上述三種情況中,情況1、情況2為靜態(tài)工況,情況3為動態(tài)工況。按靜態(tài)工況選型取回轉(zhuǎn)支承接觸角為45°計算情況1：情況2：式中——回轉(zhuǎn)支承當量中心軸向力,；——回轉(zhuǎn)支承當量傾覆力矩,；——回轉(zhuǎn)支承靜態(tài)工況下的安全系數(shù),見表查取因轉(zhuǎn)向架轉(zhuǎn)盤屬于輪式起重機、堆取料機及各種工作臺機械類,故查表得回轉(zhuǎn)支承安全系數(shù)取為1.1,取為1.36。選擇的回轉(zhuǎn)支承須同時滿足以上兩種情況。根據(jù)查取機械設計手冊01系列回轉(zhuǎn)支承承載能力曲線圖,編號能滿足以上情況要求,同時能滿足占用空間。圖編號所對應的回轉(zhuǎn)支承為011,30,800按動態(tài)工況校核壽命：取回轉(zhuǎn)支承接觸角為45°計算情況3：經(jīng)校核,情況3下載荷小于編號中的動態(tài)承載能力曲線。故回轉(zhuǎn)支承的壽命校核符合設計要求。同時,按照編號圖中所示,可得螺栓材料應選擇10.9級螺栓材料。選用回轉(zhuǎn)支承型號為：01,30,800其尺寸及參數(shù)如下表所示承載圖線圖編號基本型號外形尺寸mm安裝尺寸mm結(jié)構(gòu)尺寸mm外齒式DdHD1D2nn1D3d1H1h5’9226781008787223022〔M2068017989010齒輪參數(shù)mm外齒參數(shù)mm齒參數(shù)mm齒輪圓周力/參考質(zhì)量/KgbxmDezDez正火Z調(diào)質(zhì)T80+0.58966.4118635.2808.011.1220驅(qū)動裝置的計算及選擇電機的選取電機運轉(zhuǎn)主要用于在持續(xù)運轉(zhuǎn)期間用于克服回轉(zhuǎn)支承的摩擦阻力距,啟動時的慣性力矩,轉(zhuǎn)向架轉(zhuǎn)盤采用電動回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置,其主要安裝在轉(zhuǎn)盤回轉(zhuǎn)部位,電動機經(jīng)減速器帶動齒輪,齒輪與轉(zhuǎn)盤連接的回轉(zhuǎn)支承外齒輪嚙合,以實現(xiàn)回轉(zhuǎn)；或者經(jīng)減速電機帶動小齒輪與回轉(zhuǎn)支承外齒嚙合實現(xiàn)回轉(zhuǎn)運動?；剞D(zhuǎn)支承的摩擦阻力距計算根據(jù)轉(zhuǎn)盤的工作情況,作用于回轉(zhuǎn)支承上的載荷主要有軸向載荷G、傾覆力矩M以及徑向載荷H。設計回轉(zhuǎn)支承圈與底部平臺固接,外圈與轉(zhuǎn)盤底架支撐梁以及鋼結(jié)構(gòu)固接,剛度足夠大。相對局部變形可近似忽略不計?；剞D(zhuǎn)支承中滾動體幾何尺寸相等。受力情況相同?；剞D(zhuǎn)支承滾道加工符合理想要求。滾動體在各載荷共同沖擊下,對滾道圓周上產(chǎn)生的壓力是連續(xù)分布的。小注：根據(jù)何西冷發(fā)表于中國工程機械學報的著作論文《回轉(zhuǎn)支承裝置的摩擦阻力距》一文,此處宜采用方法為：由壓力疊加法推導出公式,計算出當量壓力,然后由此計算出回轉(zhuǎn)支承的摩擦阻力距。因回轉(zhuǎn)支承裝置中滾動體的形狀不同,對摩擦阻力矩會產(chǎn)生一些影響。此處加入滾動體形狀系數(shù)K。滾柱取K=1,滾球取K=0.95滾動軸承的摩擦主要有：滾動體與滾道之間的滾動摩擦和滑動摩擦；保持架與滾動體及套圈引導面之間的滑動摩擦；滾子端面與套圈擋邊面之間的滑動摩擦；潤滑劑的黏性阻力；密封裝置的滑動摩擦等。其大小取決于軸承的類型、尺寸、載荷、轉(zhuǎn)速、潤滑、密封等因素。軸承的摩擦力一般按下式計算式中M——軸承摩擦力矩,Nmm；——軸承摩擦系數(shù)；F——軸承載荷,N,；d——軸承徑,mm。因回轉(zhuǎn)支承屬于主要受軸向力作用的向心軸承,滾動軸承的摩擦因數(shù)取較大值取為0.02,回轉(zhuǎn)支承的接觸角取為45°。電機的凈功率電機的運行需克服回轉(zhuǎn)支承的摩擦阻力距,以及承載傳動機的功率損失等。折算到電動機軸的靜阻負載轉(zhuǎn)矩式中——折算到電動機軸上的靜阻負載轉(zhuǎn)矩,N·m；——機械軸上的靜阻轉(zhuǎn)矩〔包括摩擦阻轉(zhuǎn)矩,N·m；i——傳動比；——傳動效率傳動機構(gòu)整體的傳動效率,預計為取0.9。。預取1轉(zhuǎn)矩計算為電機的實際功率當轉(zhuǎn)盤啟動時,存在加速度〔即慣性力的影響,同時靜摩擦系數(shù)大于動摩擦系數(shù)。所以實際選擇的電機需要的功率需大于計算的凈功率情況。綜合考慮下,選擇SEW減速電機KA87BDT90S6/BMG,此減速電機減速比為i=174.19。電機功率為0.75KW。當電機頻率為50Hz時,輸出轉(zhuǎn)速為5.3r/min?！沧ⅲ涸诤罄m(xù)的設計中,會對電機頻率有些許調(diào)整要求,實際需要的頻率以后續(xù)章節(jié)計算為準N·mT——軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩,N·m；P——軸所傳遞的功率,Kw；n——軸的工作轉(zhuǎn)速,r/min齒輪的計算與選用小齒輪安裝在主動軸上,本章主要確定小齒輪的齒形系數(shù)。之前的計算中已經(jīng)確定了：三合一減速機型號：SEW減速電機KA87BDT90S6/BMG,此減速機減速比為i=174.19,電機功率0.75KW,輸出轉(zhuǎn)矩為5.3r/min。設計要求的的轉(zhuǎn)盤轉(zhuǎn)速為0.9-1.5r/min,因此主動輪與從動輪的裝配的減速比應在5.3左右,使得轉(zhuǎn)盤在不被其他因素影響的情況下轉(zhuǎn)速為1r/min。查閱回轉(zhuǎn)支承上,外齒齒輪的齒數(shù)為z=118從動輪齒數(shù)為=22齒輪直徑實際減速比i'=5.36-5.37之間模數(shù)為m=8考慮到加工上的問題,對進行取整。取齒數(shù)為25個。此時,i=4.72?！泊饲闆r下不會發(fā)生跟切此時,若輸出轉(zhuǎn)速為5.3,則轉(zhuǎn)盤運行速度將為1.123r/min。符合設計要求。校核部分：<參考機械設計計算>按齒面接觸強度校核：軸承與軸的配合公差標準軸承徑公差帶的位置和大小與一般基準孔不同,〔G與E或〔0與6滾動軸承的徑是有特殊公差帶位置的基準孔,各精度等級軸承徑的公差帶從零線起向下布置,上偏差為零,下偏差為負值.軸承外徑公差帶位置與基軸制類似,從零線起向下布置。①當軸承徑公差帶與軸公差帶構(gòu)成配合時,在一般基孔制中原屬過渡配合的公差代號將變?yōu)檫^贏配合,如k5、k6、m5、m6、n6等,但過贏量不大；當軸承徑公差代與h5、h6、g5、g6等構(gòu)成配合時,不在是間隙而成為過贏配合。②軸承外徑公差帶由于公差值不同于一般基準軸,也是一種特殊公差帶,大多情況下,外圈安裝在外殼孔中是固定的,有些軸承部件結(jié)構(gòu)要求又需要調(diào)整,其配合不宜太緊,常與H6、H7、J6、J7、Js6、Js7等配合。選用與滾動軸承的精度有關,①與G〔0級軸承配合的軸,其公差等級一般為IT6,外殼孔為IT7；②與E〔6、D〔5級軸承配合,軸一般為IT5,外殼孔為IT6。要看具體使用條件,如果對軸是旋轉(zhuǎn)負荷,轉(zhuǎn)速較高,負荷較大,則要求緊一些；如是靜止負荷,則可松些；也要看安裝方式,如果外圈同時安裝,為裝配方便計,也應松些。一般情況下,軸一般標0～＋0.005如果是不常拆的話,就是＋0.005～＋0.01的過盈配合就可以了,如果要常常的拆裝就是過渡配合就可以了。我們還要考慮到軸材料本身在轉(zhuǎn)動時候的熱脹,所以軸承越大的話,最好是－0.005～0的間隙配合,最大也不要超過0.01的間隙配合。本次設計當中用到軸承的地方包括有小輪支承部分和電機轉(zhuǎn)盤驅(qū)動部分,涉及到的具型號為代號GB/T276-1994的深溝球軸承6012、6211和6421。深溝球軸承結(jié)構(gòu)簡單,使用方便,是應用圍最廣的一類軸承。它主要用以承受徑向載荷,也可承受一定的軸向載荷。當軸承的徑向游隙加大時,具有角接觸球軸承的功能,可承受教大的軸向載荷。與尺寸相同的其他類軸承比較,此類軸承摩擦因數(shù)小,極限轉(zhuǎn)速高。在轉(zhuǎn)速較高不宜采用推力球軸承的情況下可用該類軸承承受軸向載荷。關于主動軸軸徑的估算：因為主動軸主要受扭,此處只給出按扭矩設計的過程。軸的材料選45鋼,則d至少為53mm,若開鍵槽,至少為55mm。參考機械設計,對軸的彎矩,疲勞強度,靜強度,剛度進行校核計算,設計軸的尺寸如下圖中所示。軸承基本尺寸：6012軸承6211軸承6421軸承徑d：60mm55mm60mm外徑D：95mm100mm150mm厚度B：18mm21mm35mm驅(qū)動部分的軸如圖其中,配合公差選擇k6小車部分的軸如圖：兩端配合為k6,與軸承配合。中間為f7,與小輪配合。此外,齒輪孔公差為M7.與驅(qū)動軸直徑為95mm的部分配合。轉(zhuǎn)盤鋼結(jié)構(gòu)的設計與計算本裝置設計采用軌下直接鋪設支撐梁在轉(zhuǎn)盤承載時,主要考慮在工作中各個部分所面對的該部分承載最大的時候能夠滿足強度和剛度上的要求。在不同情況下,每個點所受的載荷發(fā)生變化,下面給出不同情況下,需要對強度和剛度做出的設計。情況一:當轉(zhuǎn)向架剛運行至轉(zhuǎn)盤上時,轉(zhuǎn)盤支撐梁所承受負載為此時單側(cè)支撐梁在轉(zhuǎn)盤支承支點處的彎矩為情況二：當轉(zhuǎn)向架剛剛整體運行至轉(zhuǎn)盤上時,轉(zhuǎn)盤支撐梁所承受的負載為集中力綜上兩種情況,對支撐梁而言,只要承載截面的設計能滿足情況二的需求,那這種截面的鋼結(jié)構(gòu)就可用于x方向〔y放向的鐵軌正下方部分承受載荷的需要。此時最大彎矩為設計的最大撓度為2mm求得截面的軸慣性矩為1310