機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計【2013年最新整理畢業(yè)論文】

浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） Z S T U Zhejiang Sci-Tech University 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 Bachelor S THESIS 論文題目 ： 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 專業(yè)班級： 09 機械 （四）班 姓名學號： 陳國純 B09370203 指導教師： 杜小強 遞交日期： 2013 年 5 月 29 日 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 浙 江 理 工 大 學 機械與自動控制學院 畢業(yè)設(shè)計誠信聲明 我謹在此保證：本人所做的畢業(yè)設(shè)計，凡引用他人的研究成果均已在參考文獻或注釋中列出。設(shè)計說明書與圖紙均由本人獨立完成，沒有抄襲、剽竊他人已經(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的研究成果行為。如出現(xiàn)以上違反知識產(chǎn)權(quán)的情況，本人愿意承擔相應的責任。 聲明人（簽名）： 年 月 日 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 摘 要 大型工件、物品的搬運常采用助推器輔助搬運完成作業(yè)，主要有機械式、氣動式、電動式、液壓式等，其工作性能各有優(yōu)劣，有特定的適用場合。鐵路機車或車輛檢修維護時的移動一直采用牽引機車或牽車機構(gòu)牽引，而牽引機車一般為內(nèi)燃機車，不適合在機車或車輛檢修要求越來越高的庫內(nèi)牽引機車用，而牽車機構(gòu)一般為鏈式傳輸機構(gòu)，其安裝空間需要利用軌道中間的部分空間，且建造成本高、運行不穩(wěn)定、維護成本較高和驅(qū)動電機的防水防潮功能要求較高，使用效果一直不理想 。 本 文 擬在綜合分析比較現(xiàn)有搬運助推器的工作原理、組成結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，通過分析機車轉(zhuǎn)向架與助推器的受力作用情況， 運用 ADAMS 軟件對助推器的執(zhí)行機構(gòu)進行建模和運動仿真，確定了執(zhí)行桿件的運作方式和受力作用情況，進一步校核各部件， 設(shè)計出一種用于搬運不同規(guī)格機車轉(zhuǎn)向架、適合機車車間工作條件的低耗高效便攜式助推器。 結(jié)構(gòu)簡單，方便組裝，方便工人操作的 便攜式機車牽車裝置，為機車檢修時方便進出檢修庫用。 關(guān)鍵詞 ： 助推器；高效；便捷； ADAMS； 仿真 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 Abstract Large workpiece and goods transport often use boosters to help to finish the work.The main means are mechanical, pneumatic, electric, hydraulic.Every means has its own advantages and disadvantages and every means is used in its special appropriate occasion . When the railway locomotive and vehicle are in maintenance,it has often been using traction locomotives or traction mechanism for moving. But the traction locomotive is usually a kind of diesel locomotives.It is not suitable for the traction of locomotive,with the request more and more high in locomotive and vehicle maintenance. The traction mechanism is usually a kind of chain transmission mechanism.The middle part of the space of the orbit is required for the installation space , with high construction costs,unstable operation,high maintenance costs and the higher requirements for drive motors waterproof function.So the using effect has not been ideal. This article is on the comprehensive analysis of the working principle and existing boosters structure. By analyzing the force condition of the locomotive bogie and the booster,using the Adams software for modeling and motion simulation of the executive mechanism of the booster. So the executive members operation mode and the force function are determined, further checking other parts, designing a kind of portable booster with high efficiency and low consumption for the transport of different specifications of bogies. And it is suitable for the locomotive workshops working conditions. It is a kind of portable traction device with simple structure, convenient assembly and convenient operation ,for convenient in or out of the maintenance bases when the railway locomotive and vehicle is in maintenance. Key words: Booster； High Efficiency； Portable； Adams； Motion Simulation 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 目 錄 摘 要 Abstract 第 1 章 緒論 . 1 1.1 轉(zhuǎn)向架助推器研究背景 . 9 1.2 現(xiàn)有助推器類型 . 9 1.2.1 滾輪助推器 . 9 1.2.2 抬升式助推器 . 3 1.2.3 多功能助推器 . 4 1.3 虛擬樣機技術(shù) . 5 1.4 本論文主要研究內(nèi)容 . 6 第 2 章 撬棍式助推器研究思路和方案 . 7 2.1 研究思路 . 7 2.1.1 三種助推器的比較 . 7 2.1.2 撬棍式助推器方案 . 7 2.2 執(zhí)行機構(gòu)受力分析 . 9 2.2.1 執(zhí)行機構(gòu)位置分析 . 9 2.2.2 齒輪傳動比確定 . 10 2.2.3 機構(gòu)受力分析 . 11 2.3 電機選擇 . 13 2.4 結(jié)論 . 13 第 3 章 基于 Adams 的建模和仿真 . 14 3.1 Adams 軟件介紹 . 14 3.1.1 Adams 軟件的概述 . 15 3.1.2 ADAMS 仿真步驟 . 15 3.2 執(zhí)行機構(gòu)自由度分析 . 16 3.3 凸輪輪廓線的設(shè)計 . 17 3.3.1 建立模型 . 17 3.3.2 仿真 . 18 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 3.3.3 確定輪廓曲線 . 18 3.4 執(zhí)行機構(gòu)建模與仿真 . 19 3.4.1 建立模型 . 19 3.4.2 添加約束 . 20 3.4.3 仿真 . 21 3.4.4 仿真結(jié)果后處理 . 21 3.5 結(jié)論 . 24 第 4 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 26 4.1 整體結(jié)構(gòu)簡圖 . 26 4.2 各部件校核 . 26 4.2.1 齒輪設(shè)計與校核 . 26 4.2.2 鏈傳動設(shè)計 . 30 4.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核 . 31 4.2.4 軸承選擇 . 35 第 5 章 總結(jié) . 37 5.1 總結(jié) . 37 5.2 設(shè)計的不足之處 . 37 5.3 個人體會 . 37 參考文獻 . 39 致 謝 . 40 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 1 章 緒論 1.1 轉(zhuǎn)向架助推器研究背景 進入 21 世紀，我國的城市軌道交通方興未艾。作為世界上人口最多的國家為保證擁有一個有效，快速，便捷的交通。軌道交通作為主要的趨向已開始平凡地出現(xiàn)在我們的生活中。 而轉(zhuǎn)向架（英文： Bogie），又稱臺車（來自日文）， 它是鐵道車輛中結(jié)構(gòu)最為復雜的部分，其基本功能是： 引導車輛沿軌道行駛；緩和因軌道不平順而產(chǎn)生的振動；安裝制動裝置，使車輛能夠及時減速并準確停車 1。 因此轉(zhuǎn)向架的設(shè)計也直接決定了車輛的穩(wěn)定性和車輛乘坐的舒適性。 動車組轉(zhuǎn)向架在維修成本中占到 40%以上（全生命周期），在高速動車組 5級修程中，轉(zhuǎn)向架的檢修工作量最大。而其中大量必要的檢修和維護作業(yè)是利用動車組停車、入庫的短暫時段內(nèi)進行的，這就更加大了作業(yè)難度和保證質(zhì)量的難度 2。 鐵路機車或車輛檢修維護時的移動一直采用牽引機車或牽車機構(gòu)牽引，而牽引機車一般為內(nèi)燃機車，不適合在機車或車輛檢修要求 越來越高的庫內(nèi)牽引機車用，而牽車機構(gòu)一般為鏈式傳輸機構(gòu)，其安裝空間需要利用軌道中間的部分空間，且建造成本高、運行不穩(wěn)定、維護成本較高和驅(qū)動電機的防水防潮功能要求較高，使用效果一直不理想。在新建或改造的鐵路機車檢修基地，急需一種便攜式的機車牽車裝置，為機車檢修時方便進出檢修庫用。 1.2 現(xiàn)有助推器類型 1.2.1 滾輪助推器 1.氣動摩擦輪式滾輪 這類助推器是利用驅(qū)動輪和機車轉(zhuǎn)向架的摩擦，實現(xiàn)輪子的轉(zhuǎn)動，從而推動轉(zhuǎn)向架。 動力源 采用的是氣動驅(qū)動，利用長輸氣管和壓縮空氣實現(xiàn)長距離驅(qū)動，機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 2 可以推動 10 噸到 50 噸 的卷筒等圓柱類物件，如圖 1-1 所示。 氣動能源式的裝置 動力清潔而且高效，方便工人操作。 毫無疑問確實有一些優(yōu)勢的，包括 ： （ 1）它們便攜而且尺寸小巧，但是可以形成極大的轉(zhuǎn)矩；（ 2）其中互相作用使他們適合大多數(shù)重量大的轉(zhuǎn)動負重，因為負重提供了驅(qū)動輪需要的向下的力。 但是同時因為氣動的驅(qū)動方式也帶來了局限。氣動需要持續(xù)提供高度壓縮 的空氣 才能維持動力，這就大大制約了助推的距離，而且壓縮空氣的需要限制了裝置的位置，而且如果輸氣管長度過長的，壓力會慢慢下降，最終會影響助推的效率 2。 圖 1-1 氣動摩擦輪式助推器 3 2.電動摩擦輪式滾輪 基于上述氣動能源式助推器的一些不足之處， Gregory James Newell 在“ Materials handling device and system”專利中提出了改進方案。 此專利將動力更換為一種可循環(huán)利用的清潔充電電池組，同時安裝有充電裝置，可以實現(xiàn)電池組的充放電控制，電力不足時儲存能源的電容裝置就會釋放出多余能量，使助推的距離更遠，更有效率。解決了氣動的缺陷，同時又具有氣動的大部分優(yōu)點。其結(jié)構(gòu)簡圖如圖 1-2 所示。 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 3 圖 1-2 電動摩擦輪式助推器 4 1.2.2 抬升式助推器 1.液壓抬升式助推器 如圖 1-3 所示， 此類助推器通過液壓機構(gòu)與轉(zhuǎn)向架底盤后半部分接觸，向上抬升轉(zhuǎn)向架一小段距離，使后輪受到的壓力和摩擦力減小，再推動轉(zhuǎn)向架。 由于內(nèi)嵌發(fā)電機，而受結(jié)構(gòu)尺寸的制約不能達到很大的功率，所以在類型選擇上和傳動方式上需要再改進，同時承重點的位置選擇需要考慮到助推器的傾覆問題，總體結(jié)構(gòu)并不是非常完善。 圖 1-3 液壓抬升式助推器 2.氣動抬升式助推器 如圖 1-4 所示， 由于考慮到液壓系統(tǒng)的復雜性，還有液壓油泄漏可能造成一定的危險。一些助推器將抬升機構(gòu)由液壓系統(tǒng)置換成了氣動方式， 再通過簡單的鉸鏈機構(gòu)實現(xiàn)向上的運動。 這樣結(jié)構(gòu)更加簡單，而且能源清潔高效。但是因為是直接抬升，限制了助推器的抬升重量，并不能推動較大重量的機車轉(zhuǎn)向架。 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 4 圖 1-4 氣動抬升式助推器 5 3.杠桿抬升式助推器 如圖 1-5 所示， 此類助推器將液壓系統(tǒng)置換成了簡單的杠桿結(jié)構(gòu)，實現(xiàn)了結(jié)構(gòu)的簡化，更方便簡單。但同時也不能推動大重量機車轉(zhuǎn)向架。 圖 1-5 杠桿抬升式助推器 5 1.2.3 多功能助推器 通過助推器車體和不同執(zhí)行機構(gòu)的組裝，就可以不同方式推動不同類型的大型工件。如圖 1-6 所示， 英國 Master Mover 公司生產(chǎn)的助推器產(chǎn)品就是一個例子。 助推器車體內(nèi)部通過電動和齒輪傳動，可以提供較大的推力。而且方便操作，工作時間相對較長，安全、高效。值得一提的是，其中動力采用直流式電池，沒有交流電的高壓危險，而且一次充電后可以使用相當長一段時間，所以說更加實用。雖然體積比上面介紹的大一些，不過完全符合在車間工作的要求。底盤采用的高韌性鋼板，負重最高也可以達到 100 噸。具有靈活可變的調(diào) 節(jié)高度，適應不同的轉(zhuǎn)向架。 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 5 圖 1-6 抬升多功能助推器 6 從這種基本裝置，改裝后就可以推動不同類型的機車。如圖 1-7 所示， 比如，推滾動體時，將前面的抬升部分變換成兩個長條滾子，就可以實現(xiàn)推動大型滾輪。 圖 1-7 滾輪多功能助推器 6 1.3 虛擬樣機技術(shù) 機械工程中的虛擬樣機技術(shù)又稱為機械系統(tǒng)動態(tài)仿真技術(shù)，是國際上 20 世紀 80 年代隨著計算機技術(shù)的發(fā)展而迅速發(fā)展起來一項計算機輔助工程 （ CAE）技術(shù)。工程師在計算機上建立樣機模型，對模型進行各種動態(tài)性能分析，然后改進樣機設(shè)計方案，用數(shù)字化形 式代替?zhèn)鹘y(tǒng)的物理樣機。運用虛擬樣機技術(shù)，可以大大簡化機械產(chǎn)品的設(shè)計開發(fā)過程，大幅度縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，大量減少產(chǎn)品開發(fā)費用和成本，明顯提高產(chǎn)品質(zhì)量，提高產(chǎn)品的系統(tǒng)級性能，獲得最優(yōu)化和創(chuàng)新的設(shè)計產(chǎn)品。因此，該技術(shù)一出現(xiàn)，立即受到了工業(yè)發(fā)達國家、有關(guān)機構(gòu)和大學、公司的極大重視，許多著名制造廠商紛紛將虛擬樣機技術(shù)引入各自的產(chǎn)品開發(fā)中，取得了很好的經(jīng)濟效益。 目前對于虛擬樣機的概念還沒有一種通用精確的定義，針對不同的研究領(lǐng)域，有不同的定義方法。從計算機圖形學的角度出發(fā)， Fan Dai 等人將虛擬樣機機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 6 定義為一種 快速評價不同的物理產(chǎn)品設(shè)計的方法。通過將虛擬現(xiàn)實技術(shù)（ VR）、計算機仿真技術(shù)和 CAD 技術(shù)相結(jié)合，建立起一個物理造型的數(shù)字原型。產(chǎn)品設(shè)計人員可以通過具有高度沉浸感的虛擬現(xiàn)實用戶接口靈活的操縱、控制和修改該原型，并支持設(shè)計數(shù)據(jù)的重用和仿真分析 7。 從機械工程研究領(lǐng)域的角度出發(fā)， Ed P.Ander 等人認為虛擬樣機是一種針對測試的對象和物理原型進行的一個虛擬制造和仿真過程，基于虛擬樣機技術(shù)建立的工程化制造開發(fā)模型可以使設(shè)計人員訪問一個實際物理模型的所有關(guān)于機械，物理，外觀和功能特性的有關(guān)信息。 Mitchel M.Tseng 等人將虛擬樣機定義為取代實際產(chǎn)品模型的一種數(shù)學模型，通過它可以對實際的物理產(chǎn)品進行幾何、功能等方面的建模和分析。 Bloor 等人則認為虛擬樣機是將目前 CAD、 CAE、 CAx 等技術(shù)結(jié)合在一起的一種集成技術(shù)，虛擬樣機技術(shù)貫穿于產(chǎn)品生命周期的全過程。他認為虛擬樣機模型包含了分布式的產(chǎn)品數(shù)據(jù)信息，由于虛擬樣機模型強調(diào)集成性，因此必須提供一個標準的信息建模和數(shù)據(jù)交換方法。 建模和仿真領(lǐng)域比較通用的關(guān)于虛擬樣機的概念是美國國防部建模和仿真辦公室（ DMSO）的定義。 DMSO 將 虛擬樣機定義為對一個與物理原型具有功能相似性的系統(tǒng)或者子系統(tǒng)模型進行的基于計算機的仿真；而虛擬樣機則是使用虛擬樣機來代替物理樣機，對候選設(shè)計方案的某一方面的特性進行仿真測試和評估的過程。美國國防部采辦委員會將虛擬樣機定義為一個系統(tǒng)，該系統(tǒng)在仿真進行過程中可以和其它虛擬環(huán)境間進行交互 8。 1.4 本論文主要研究內(nèi)容 1.機車轉(zhuǎn)向架助推器的方案設(shè)計 比較三種機車轉(zhuǎn)向架助推器的優(yōu)點和缺點，綜合分析車間內(nèi)不同使用情況，設(shè)計助推器的執(zhí)行機構(gòu)、傳動機構(gòu)以及整體的布局和車體框架，使其滿足大部分使用要求。 2.理論分析 確定方案后，對機車轉(zhuǎn)向架和助推器進行具體的受力分析，也包括電機的選擇，和不同規(guī)格相配合的助推器的受力分析。確保助推器可實際上運行起來，推動不同規(guī)格的機車轉(zhuǎn)向架。 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 7 3.建模和仿真 對執(zhí)行機構(gòu)建立 ADAMS 模型，進行仿真。驗證和計算機構(gòu)的受力情況，找到最大受力處和執(zhí)行桿件的位移情況。 4.各部件的校核 5.二維設(shè)計。 對主要部件和整體機構(gòu)建立二維零件圖和裝配圖，設(shè)計出滿足生產(chǎn)要求的二維圖紙。 第 2 章 杠桿式助推器研究思路和方案 2.1 研究思路 2.1.1 三種助推器的比較 摩擦滾輪式助推器，通過自身輪組 跟轉(zhuǎn)向架輪對的摩擦相互作用來推動轉(zhuǎn)向架，應用直流電機，能源清潔、效率高，實現(xiàn)高轉(zhuǎn)矩、低功率，但是為保證摩擦輪之間的配合關(guān)系，結(jié)構(gòu)略顯復雜，而且只能推動帶有輪對的物件。 抬升式助推器，通過直接抬升轉(zhuǎn)向架后座推動轉(zhuǎn)向架，可抬升較大重量的轉(zhuǎn)向架，但是由于需要的電機功率較大，又受到整體結(jié)構(gòu)尺寸的限制，電機不容易選擇，而且車體有傾覆的危險。 多功能助推器，綜合了上述兩種助推器的優(yōu)點，所以其中的結(jié)構(gòu)是可以借鑒的。缺點是其整體尺寸偏大。 2.1.2 撬棍式助推器方案 現(xiàn)將助推器分成幾個部分：驅(qū)動裝置、傳動裝置、執(zhí)行裝置。 1.執(zhí)行裝置 為了使助推器的執(zhí)行裝置盡可能簡單、安全、省力，決定采用撬棍杠桿類抬升助推裝置，通過電機驅(qū)動帶動凸輪轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)桿件的往復運動，推動機車轉(zhuǎn)向架不斷向前，其結(jié)構(gòu)如圖 2-1 所示。 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 8 圖 2-1 撬棍式助推器執(zhí)行裝置示意圖 相比傳統(tǒng)液壓抬升式助推方式的缺點，這種助推方式更靈活、省力。通過桿件和轉(zhuǎn)向架后輪的相互作用推動轉(zhuǎn)向架，所需要的功率也更小。而同摩擦輪式助推器一樣，不僅可以推動大型滾輪類工件，也可以推動普通機車轉(zhuǎn)向架助推器。同時，車體的整體尺寸并不需要過大。 2.傳動裝置 傳動裝置決定采用一級齒輪減 速裝置和鏈傳動裝置相配合。因為齒輪傳動效率更高，更穩(wěn)定，通過齒輪減速傳動可以提供更大的扭矩和驅(qū)動力，擴大了電機的選擇范圍。齒輪傳動傳動比的確定，需要根據(jù)具體結(jié)構(gòu)位置，分析前端執(zhí)行桿件的位移和電機轉(zhuǎn)速的關(guān)系，將在下一節(jié)“機構(gòu)受力分析”中提到。鏈傳動是因為大齒輪與驅(qū)動輪的直徑尺寸不同，不能裝配在同一根軸上。所以通過 1:1 的鏈傳動把大齒輪軸受到的扭矩傳給驅(qū)動輪軸。同時，為了實現(xiàn)同步推動轉(zhuǎn)向架的輪對，需要通過鏈傳動將電機的動力同步傳輸?shù)酵恢行木€的兩根軸上，實現(xiàn)傳動轉(zhuǎn)向機輪對同步推動。傳動裝置簡圖如圖 2-2 所示。 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 9 圖 2-2 撬棍式助推器傳動裝置簡圖 3.驅(qū)動裝置 因為傳動部分包括一級齒輪減速傳動，可以增大電機提供的扭矩和驅(qū)動力，所以電機可以選擇轉(zhuǎn)矩相對小一些的，功率也不需要特別大，所以驅(qū)動裝置采用直流電機驅(qū)動，放置助推器車體內(nèi)部。同時轉(zhuǎn)速也不需要很高。因為采用蓄電池提供能源，效率更高、時間更持久，不會像氣動驅(qū)動方式那樣受到驅(qū)動距離的限制。 2.2 執(zhí)行機構(gòu)受力分析 2.2.1 執(zhí)行機構(gòu)位置分析 如圖 2-3,對撬棍桿件前端抬升最高位置分析 ： mmlmmlmmlmmlmmlmml 150,532,250,150,391,175 654321 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 10 圖 2-3 撬桿前端抬升最高位置 由矢量方程 4321 llll 得到方程3342233221c o sc o ss ins inllllll 34333124232122 c o s2s in2 llllllll 0c o ss in 33 CBA (其中 222423214331 ,2,2 llllCllBllA ） 解得 ：CBCBAA 22232ta n 75.42,35.78 23 同理可得，在桿件運動的最高位置時， 2.54,2.101 23 桿件推動的距離為 mmll 40.94)c o s( c o s)32( 2265 2.2.2 齒輪傳動比確定 設(shè)選擇電機的轉(zhuǎn)速為 n min/r 。假設(shè)轉(zhuǎn)向架不動，在桿件運動半個周期或其奇數(shù)倍的時間中，助推器需要在相同的時間走過桿件推動的距離，即 mm4.94 。 初設(shè)小車輪半徑 mm60 ，取23個周期，列方程：32087.0 Tv 360216006.02087.0 nin 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 11 得齒輪傳動比 5.6i 2.2.3 機構(gòu)受力分析 1.對轉(zhuǎn)向架分析 桿件和轉(zhuǎn)向架后輪接觸時，后輪受力指 向圓心，與豎直方向呈 30 角。 設(shè)轉(zhuǎn)向架重 10000N，與鐵軌的滾動摩擦系數(shù)為 0.05， 受力分析如圖 2-4 所示。 圖 2-4 轉(zhuǎn)向架車輪受力分析 受力平衡得方程：NNFFGFF30s in30c o s NFNFN 9200920 2.對助推器小車整體分析 設(shè)小車重 2000N，與地面的滾動摩擦系數(shù)為 0.15。 則小 車整體受力分析如圖2-5 所示。 圖 2-5 助推器整體受力分析圖 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 12 由 30s in)30c o s(06.0 FFGMi MNM 9.13 3.桿件理論受力分析 如圖 2-6，設(shè)桿件前端 31 處和后輪接觸。分析推桿最低位置，即前端執(zhí)行桿件最高位置處。猜想此時桿件受力最大，由下一章 ADAMS 仿真結(jié)果驗證猜想。 圖 2-6 撬桿受力分析圖 221222126225622512323212c o ss i n30c o s32c o s)(30c o s30s i n32s i n)(30s i n030s i n30c o slFlFlllFlllFMFFFFFFyxAxxyy （ 2-1） 4.凸輪推桿受力及凸輪整體受力分析 如圖 2-7，設(shè)推桿與滑槽摩擦系數(shù)為 0.15，推桿輪與凸輪摩擦系數(shù)為 0.05 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 13 圖 2-7 凸輪及推桿受力分析圖 列方程組：21122112122121121252252750501502000)(15.005.0xxxcxxxByxxaxaxxFFFMMFFFMFFFFFFFF （ 2-2） 聯(lián)立方程組（ 2-1）（ 2-2），其中 M=13.9 MN ,F N920 ，由相互作用的大小相等， 得：NFNFyNFNFxX 488113121 NFNFyx23944943232 NFa 1681 2.3 電機選擇 通過受力分析，選擇直流電機 120STDY-D60 型號，額定轉(zhuǎn)矩為 15 MN ,轉(zhuǎn)速為 60rpm，調(diào)節(jié)其轉(zhuǎn)矩至 M= MN 9.13 ,功率 WP 106 。 驅(qū)動裝置即電機選擇，選擇小功率、 低轉(zhuǎn)速，臺灣精工電機公司生產(chǎn)的 120STDY-D60 型號 電機。同時需要提供的轉(zhuǎn)矩并不大，只有 13.9 MN 。這樣電機的選擇有很大余地，重量只有 8.1 千克，橫向尺寸只有 200mm 左右，結(jié)構(gòu)小巧、便捷，不會對助推器車體整體結(jié)構(gòu)有很大影響。 2.4 結(jié)論 本章通過分析比較三種不同類型的助推器的優(yōu)缺點和可以借鑒的地方，確定了撬棍式杠桿助推器的三部分結(jié)構(gòu)，即執(zhí)行機構(gòu)、傳動機構(gòu)和驅(qū)動裝置。 執(zhí)行機構(gòu)采用類似杠桿結(jié)構(gòu)的省力形式，同 時結(jié)合凸輪與推桿相互作用，將機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 14 電機的轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)化為推桿的直線運動，再將其通過桿件的簡單連接，轉(zhuǎn)化為前端撬棍型杠桿的往復擺動，實現(xiàn)推動轉(zhuǎn)向架的目的。 而傳動機構(gòu)采用了一級齒輪減速裝置，來擴大直流小電機能提供的轉(zhuǎn)矩，使電機尺寸不會過大，傳遞動力更加平穩(wěn)。為了實現(xiàn)同步推動轉(zhuǎn)向架的一組輪對，采用對稱的兩跟杠桿和輪對相互對應，通過兩組 1： 1 的 鏈傳動，實現(xiàn)兩根凸輪軸的同步轉(zhuǎn)動。而受到車體結(jié)構(gòu)和大齒輪尺寸限制，另外采取一組鏈傳動將大齒輪軸的動力傳遞到助推器小車后輪，實現(xiàn)后輪驅(qū)動。 通過對撬棍式杠桿的位置分析，確 定了其擺動的時間和小車運動速度之間的關(guān)系，分析出齒輪傳動比需要 6.5。 又通過理論分析，確定執(zhí)行機構(gòu)各桿件在撬棍式杠桿擺動最高位置時的受力情況，為電機選擇和下一章驗證仿真結(jié)果正確性提供了依據(jù)。 第 3 章 基于 Adams 的建模和仿真 3.1 Adams 軟件介紹 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 15 3.1.1 Adams 軟件的概述 ADAMS 軟件，即機械系統(tǒng)動力學自動分析軟件 ADAMS(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems)，是美國 MDI 公司 (Mechanical Dynamics Inc.)開發(fā)的虛擬樣機分析軟件。目前， ADAMS 己經(jīng)被全世界各行各業(yè)的數(shù)百家主要制造商采用。根據(jù) 1999 年機械系統(tǒng)動態(tài)仿真分析軟件國際市場份額的統(tǒng)計資料，ADAMS 軟件銷售總額近 8 千萬美元、占據(jù)了 51%的份額。 ADAMS 軟件使用交互式圖形環(huán)境和零件庫、約束庫、力庫，創(chuàng)建完全參數(shù)化的機械系統(tǒng)幾何模型，其求解器采用多剛體系統(tǒng)動力學理論中的拉格郎日方程方法，建立系統(tǒng)動力學方程，對虛擬機械系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析，輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線 9。 ADAMS 軟件仿真可用于預測機械系統(tǒng)的性能、運動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計算有限元的輸入載荷等 10。 ADAMS 軟件由眾多分模塊集成了強大的分析能力，其中核心模塊包括ADAMS/View、 ADAMS/Post Process 和 ADAMS/Solver 組件，示意圖如圖 3-1所示。 圖 3-1 ADAMS 核心模塊組件 11 3.1.2 ADAMS 仿真步驟 運用 ADAMS 軟件建模、仿真、分析，一般遵循以下步驟，如圖 3-2 所示。 ADAMS 軟件具有建模、施加運動約束等功能，簡單的產(chǎn)品可以直接在ADAMS/View 中建立三維幾何模型，對于復雜的產(chǎn)品，其三維幾何模型的建立、產(chǎn)品的預裝配通常在 PRO-E、 UC 等軟件中完成，再通過格式轉(zhuǎn)換導入到 ADAMS軟件中。在仿真同時，還可以對感興趣的速度、位移等圖線進行數(shù)據(jù)分析，根據(jù)ADAMS 核心組件 ADAMS/View ADAMS/Solver ADAMS/PostProcess 基本環(huán)境 求解器 后處理 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 16 需要對不同的參數(shù)進行優(yōu)化，修正建立的模型。 圖 3-2 ADAMS 仿真步驟 12 3.2 執(zhí)行機構(gòu)自由度分析 仿真主要針對助推器的執(zhí)行機構(gòu)，分析其在推動機車轉(zhuǎn)向架的位移圖線及受力情況，執(zhí)行機構(gòu)如圖 3-3所示。 其中包括四個活動構(gòu)件，四個轉(zhuǎn)動副、一個移動副，和一個凸輪高副接觸。根據(jù)公式 PHPLnF 23 ( 1,5,4 PHPLn )，得到 1F ，即執(zhí)行機構(gòu)的自由度為 1，需要添加一 個驅(qū)動。 機械系統(tǒng) 1.幾何建模 建模 2.施加運動副和運動約束 3.施加載荷 仿真 1.設(shè)置測量和仿真輸出 分析 2.進行運動仿真 仿真結(jié) 1.回放仿真結(jié)果 果分析 2.繪制仿真結(jié)果曲線 細化 1.設(shè)置可變參數(shù)點 機械系 2.定義設(shè)計變量 統(tǒng)模型 3.定義目標函數(shù) 機械 1.進行主要影響因素研究 系統(tǒng)優(yōu)化 2.進行最優(yōu) 分析 化研究 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 17 圖 3-3 執(zhí)行機構(gòu)簡圖 3.3 凸輪輪廓線的設(shè)計 3.3.1 建立模型 初始設(shè)定推程 mmh 50 ，為實現(xiàn)推桿周期性上下滑動。如圖 3-4，先設(shè)定推桿長度 mm200 ，然后在推桿上添加與地面的移動副，并添加豎直方向的驅(qū)動，設(shè)定驅(qū)動函數(shù) 25*sin(18d*time)，即推動運動為周期 sT 20 的正弦運動，行程為mm25 。 圖 3-4 推桿驅(qū)動函數(shù) 如圖 3-5，同時以推桿正下方 mm100 處為轉(zhuǎn)軸中心，建立任意長度桿，添加轉(zhuǎn)動副和轉(zhuǎn)動驅(qū)動力，設(shè)定轉(zhuǎn)動驅(qū)動力函數(shù)為 18d * time，周期同樣為 s20 。 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 18 圖 3-5 轉(zhuǎn)動驅(qū)動函數(shù) 3.3.2 仿 真 設(shè)定仿真時間為 s20 ，步數(shù) Steps 為 500 步，點擊運行仿真。模型如圖 3-6所示。 圖 3-6 凸輪廓線仿真 3.3.3 確定輪廓曲線 點擊工具欄 Review 里的 Create Trace Spline 按鈕，選擇兩桿件，確定推桿端點相對于另一桿的運動軌跡，即凸輪的實際廓線。仿真結(jié)果如圖 3-7 所示。 圖中綠色圓盤就是凸輪的輪廓線，測量半徑為 mm100 的圓盤。這里初始設(shè)定凸輪轉(zhuǎn)動周期為 s20 ，推桿推程為 mm50 ，但當凸輪周期改變時，推桿的行程不變，所以不影響后續(xù)建模過程。 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 19 圖 3-7 凸輪實際廓線 3.4 執(zhí)行機構(gòu)建模與仿真 3.4.1 建立模型 打開 AdamsView 軟件，網(wǎng)格寬度為 mm50 ，力單位為 N ,長度單位為 mm 。 根據(jù) 3.3 中凸輪廓線的確定方法，建立推桿和凸輪構(gòu)件。推桿端點位于坐標)0,0,400( 處，長度為 mm200 ，凸輪轉(zhuǎn)軸中心坐標為 )0,100,400( 。 創(chuàng)建連桿3L轉(zhuǎn)軸位于 )0,50,150( 處，長度 mm150 創(chuàng)建工作桿件5L和6L，其中 mmLmmLmmL 391,100,532265 建立模型如圖 3-8 所示。 圖 3-8 執(zhí)行機構(gòu)建模 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 20 3.4.2 添加約束 1.凸輪軸與地面、連桿3L與地面之間、推桿和桿 2L 之間、連桿3L與執(zhí)行桿5L之間添加旋轉(zhuǎn)副。 2.桿件5L和6L之間固定連接 3.推桿與地面之間添加移動副 4.最后凸輪與推桿之間添加點對軌跡線的高副連接 5.添加運動 在凸輪旋轉(zhuǎn)運動副處添加旋轉(zhuǎn)運動，因為選擇電機轉(zhuǎn)速 min/60 rn ，所以轉(zhuǎn)動速度函數(shù)設(shè)置為 360d * time，即 s/360 ， sT 1 6.添加驅(qū)動力和驅(qū)動力矩 （ 1） 根據(jù)第 2 章對助推器整體機構(gòu)的分析，需要電機提供的驅(qū)動力矩為mN9.13 ，所以在凸輪軸處旋轉(zhuǎn)副添加驅(qū)動力矩，大小為 mmN 13900 。 （ 2） 而桿件6L端點即其與機車轉(zhuǎn)向架輪對接觸處。受力大小為 N920 。，所以在端點處與桿6L垂直方向上添加驅(qū)動力。因為在執(zhí)行桿件向上擺動推動轉(zhuǎn)向架輪對時才受力，所以添加兩個驅(qū)動力。 Force 1 函數(shù)設(shè)置為 if(time-0.25:920,920,0),即當 st 25.00 使，驅(qū)動力為N920 。當 st 25.0 時，驅(qū)動力為 N0 ； Force 2 函數(shù)設(shè)置為 if(time-0.75:0,920,920),即在 st 75.0 的時間內(nèi)，此驅(qū)動力均為 N0 ，在 st 175.0 的時間內(nèi)驅(qū)動力為 N920 。 通過這兩個力結(jié)合可以模擬執(zhí)行桿件的受力。得到最終模型如圖 3-9 所示。 圖 3-9 執(zhí)行機構(gòu)最終模型 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 21 3.4.3 仿真 點擊仿真按鈕，設(shè)置仿真時間為 s1 ，即一個周期的時間，分 500 步。開始進行仿真計算。 3.4.4 仿真結(jié)果后處理 1.對桿6L端點的運動分析 （ 1）選擇桿件端點的 Marker 點，進行 Measure 計算，得到其在一個周期內(nèi)水平和豎直方向的位移圖線，如圖 3-10 和圖 3-11 所示。 圖 3-10 桿6L水平方向位移圖 圖 3-11 桿6L豎直方向位移圖 可以看出桿件水平方向最大位移為 mm459.87179.228.85 ，前面理論分析桿件水平位移為 mm4.94 ，兩者相差 mm9.6459.874.94 ，相差不大，仿真結(jié)果是機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 22 正確的。 2.對桿件端點即與轉(zhuǎn)向架輪對接觸處水平方向速度圖線分析，結(jié)果如圖 3-12 所示。 圖 3-12 桿6L端點速度圖線 由撬棍桿件初始設(shè)定位置為擺動中心位置，所以通過圖 表分析，在兩端的速度，即在 st 25.0 和 st 75.0 的時間時，大小接近于 0，即和轉(zhuǎn)向架輪對接觸、分離的兩個瞬間，撬棍桿件相對于助推器小車的速度均為 0，即撬棍脫離轉(zhuǎn)向架輪對時，轉(zhuǎn)向架速度和助推器速度相等。 脫離后，轉(zhuǎn)向架做減速運動，其加速度為 21 /5.0/ smgmGmFa N 助推器小車做加速運動，其加速度為 22 /6/)06.0( smmFMia N 分離時，小車速度為 smRi nv /058.0602 計算半個周期時間，即撬棍重新回到最低點的時間后，小車撬棍和轉(zhuǎn)向架輪對間距離。 mtatas 81.02121 2122 我們看出計算數(shù)值近似等于撬棍擺動最大水平位移，說明當撬棍擺動到最低點時，基本上是和轉(zhuǎn)向架輪對重新接觸的。 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 23 3.各運動副受力分析 （ 1）推桿上端轉(zhuǎn)動副受 力分析 對轉(zhuǎn)動副實現(xiàn) Measure 測量計算，得到水平方向和豎直方向受力圖線，如圖3-13 和圖 3-14 所示。 圖 3-13 推桿轉(zhuǎn)動副水平受力圖 圖 3-14 推桿轉(zhuǎn)動副豎直受力圖 從圖表中看出當推桿位于最低位置時，即在時間 st 25.1 的時候，受力是最大的，即 NFNFyx 1 5 5 7,832 1212 ，與理論計算值相差不大。 （ 2）對連 桿 3L 受力分析 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 24 對連桿 L3 上 轉(zhuǎn)動副實現(xiàn) Measure 測量計算，得到水平方向和豎直方向受力圖線，如圖 3-15 和圖 3-16 所示。 圖 3-15 桿3L水平受力圖 圖 3-16 桿3L豎直受力圖 從圖表中看出，同樣的在推桿最低，執(zhí)行桿最高位置處， 即 st 25.1 時受力最大，即 NFNFyx 2484,512 3232 。 3.5 結(jié)論 本章主要對撬棍式助推器的執(zhí)行機構(gòu)進行建模和仿真。分析執(zhí)行機構(gòu)中撬棍式杠桿最前端和轉(zhuǎn)向架輪對接觸的作用點的水平方向的最大位移，及接觸作用點的速度圖線?？梢钥闯鏊俣葓D線屬于正弦曲線，有最大點和最小點，而速度最小浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 25 值出現(xiàn)在撬棍式杠桿擺動的最高點即杠桿與轉(zhuǎn)向架輪對將要分離的那一瞬間，相互接觸的輪對和杠桿此時速度相同，均等 于助推器小車的速度。由此，我們得出撬棍式助推器推動轉(zhuǎn)向架輪對基本上是周期性循環(huán)過程。推動實現(xiàn)最大位移后，杠桿往回擺動，由最高位置到最低位置，同時助推器車體加速向前運行，轉(zhuǎn)向架減速向前運動，通過齒輪傳動比與凸輪軸轉(zhuǎn)動之間的配合，實現(xiàn)最低位置時杠桿正好與輪對重新接觸，如此往復，實現(xiàn)轉(zhuǎn)向架向前運動。 而對執(zhí)行結(jié)構(gòu)中桿件的受力分析圖，我們看出動態(tài)受力情況仍然呈周期性變化，找出其中受力最大的位置，即推桿最低、杠桿擺動到最高的位置，此時st 25.1 。通過與第 2 章中受力分析結(jié)果對比，相互驗證準確性。也為下一章各構(gòu)件結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核提供依據(jù)，即校核受力位置最大處。 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 26 第 4 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.1 整體結(jié)構(gòu)簡圖 助推器整體機構(gòu)簡圖，如圖 4-1 所示。 圖 4-1 助推器整體結(jié)構(gòu)簡圖 助推器三維機構(gòu)示意圖，如圖 4-2 所示。 圖 4-2 助推器三維機構(gòu)示意圖 4.2 各部件校核 4.2.1 齒輪設(shè)計與校核 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 27 1.選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （ 1）根據(jù)結(jié)構(gòu)選擇直齒圓柱齒輪傳動 （ 2）助推器為一般工作機器 ，速度不高，選用 7級精度 （ 3）材料選擇。查表選擇小齒輪材料為 40Cr(調(diào)質(zhì) )，硬度為 280HBS,大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS. （ 4）選小齒輪齒數(shù) 1z 為 20，大齒輪齒數(shù) 2z 1305.620 2.按齒面接觸強度 設(shè)計 根據(jù)公式3 211 )(132.2HEdtZuuKTd13 (4-1) 試算 （ 1）確定公式 4-1內(nèi)數(shù)值計算 初選載荷系數(shù) 3.1tK 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 mmNT 41 1039.1 查表選擇齒寬系數(shù) 1d 查表得到材料的彈性影響系數(shù) 218.189 MPaZ E 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 6001lim ；大齒輪的的接觸疲勞強度極限 MPaH 5502lim 計算應力循環(huán)次數(shù)。（設(shè)助推器工作壽命 15 年，每年工作 300 天，兩班制） 811 10592.2)1530082(1606060 hjLnN 712 10988.3 iNN 按圖取接觸疲勞壽命系數(shù) 22.1,10.121 HNHN KK 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數(shù) 1S ，得 MP aSK HNH 6606001.1 1l i m11 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 28 MP aSK HNH 67155022.1 2l i m22 3.計算 （ 1） 計算小齒輪分度圓直徑td1，代入 H 中較小的值 mmd t 82.27)660 8.189(5.6 5.71 1039.13.132.2 3 241 （ 2）計算圓周速度 v smndv t /09.01 0 0 060 6082.271 0 0 060 11 （ 3） 計算齒寬 b mmdb td 82.271 （ 4） 計算齒寬與齒高比hb mmzdm tt 39.111 mmmht 13.325.2 9.813.3 82.27 hb （ 5） 計算載荷系數(shù) 根據(jù) smv /09.0 ，查得動載系數(shù) 01.1vK 直齒輪 1 FH KK；查得使用系數(shù) 1AK 由 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置 414.1HK 由 ,414.1,9.8 HKhb查得 30.1FK 載荷系數(shù) 427.1414.1101.11 HHVA KKKKK （ 6）校正分度圓直徑，得 mmKKddtt 70.283.1427.182.27 3311 （ 7） 模數(shù) mmzdm 43.120 70.2811 4.按齒根彎曲強度設(shè)計 設(shè)計公式為3 211 2 FSaFadYYzKTm13 (4-2) 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 29 （ 1） 確定公式 (4-2)內(nèi)各計算數(shù)值 查得彎曲疲勞強度極限 M PaM PaFEFE 380,500 21 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 90.0,89.021 FNFN KK 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 4.1S ,得 MP aSK FEFNF 86.3174.1 50089.0 111 MP aSK FEFNF 29.2444.1 38090.0 222 計算載荷系數(shù) 313.130.1101.11 FFVA KKKKK 查齒形系數(shù) 156.2,8.221 FaFa YY 查得應力校正系數(shù) 814.1,55.121 SaSa YY 計算比較齒輪的 FSaFaYY 0 1 3 6 5.086.317 55.18.2111 FSaFa YY 01601.029.244 814.1156.2 2 22 F SaFa YY （ 2）設(shè)計計算 mmm 13.10 1 6 0 1.0201 1039.1313.123 2 4 由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，同時為了避免小齒輪的分度圓直徑過小，難以加工?？扇∮蓮澢鷱姸人愕玫哪?shù) 1.12圓整為標準值 mmm 5.1 ，根據(jù)接觸強度，取 mmd 401 ，算出小齒輪齒數(shù) 275.14011 mdz 大齒輪齒數(shù) 5.175275.62 z ,取 1762 z 5.幾何尺寸計算 （ 1）分度圓直徑 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 30 mmmzdmmmzd2645.11765.405.1272211 （ 2）中心距 mmdda 5.972 5.1545.402 21 （ 3）齒輪寬度 mmdb d 5.405.4011 取 mmBmmB 48,4012 。 4.2.2 鏈傳動設(shè)計 校核大齒輪軸和后輪軸的鏈傳動。 1.選擇鏈輪齒數(shù) 取大齒輪軸上鏈齒數(shù) 171z ，后輪軸上鏈輪齒數(shù) 1717112 ziz 2.確定計算功率 13 查表得 55.1,0.1 zA KK ，雙排鏈，計算功率為 KWK PKKPPzAca 09.075.1 106.055.10.1 3.選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù) kwPca 09.0及 min/91 rn 。查圖，選擇 08A。查表得，鏈條節(jié)距 mmp 7.12 4.計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 13 初選中心距 mmpa 6353817.12)5030()5030(0 。取 mma 3810 。 772 17177.123812)2(2202122100 apzzzzpaL p 取鏈長節(jié)數(shù) 78pL節(jié)。 查表得到中心距計算系數(shù) 25.01 f ，則鏈傳動的最大中心距為 mmzzLpfa p 387)1717(7827.1225.0)(2 211 取鏈傳動中心距 mma 200 5.計算鏈速 v ，確定潤滑方式 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 31 smpznv /032.0100060 7.12179100060 11 由 smv /032.0 和鏈號 08A，查圖可知采用定期人工潤滑方式。 6.計算壓軸力pF13 有效圓周力 NvPF e 3313032.0 106.010001000 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù) 15.1FpK，則壓軸力NFKF eFpp 3810331315.1 其余鏈傳動校核過程類似，均采 用 08A 號鏈輪。中心距 mma 200 。 4.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核 車輪軸及鏈輪軸選擇 rC40 ，調(diào)質(zhì)，其許用彎曲應力 MPa70 1 齒輪軸及其余軸，選擇材料為 45 號鋼，正火、回火處理，其許用彎曲應力MPa55 1 1.小齒輪軸校核 小齒輪受到圓周力 NdTFt 6865.401039.122 411 , 徑向力 NFFtr 25020t a n686t a n 鏈輪的有效圓周力 NFe 510，壓軸力 NFp 586 凸輪受到推桿的 反作用力， NFa 1681 ， NFFaf 8405.0 （摩擦反力屬于軸向力，且數(shù)值較小，故忽略不計） 故求得水平面支承反力 NFNFvv 231,614 21 鉛垂面支承反力 NFNF HH 540,656 21 受力分析圖如圖 4-3 所示。 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 32 圖 4-3 小齒輪受力簡圖 求出鉛垂最大彎矩 mmNM H 47264 ，水平最大彎矩 mmNMV 66690， 而且均位于鏈輪與軸連接處 所以 mmNMMMVH 422 102.8 傳遞轉(zhuǎn)矩 mmNT 41 1039.1 ，取折合系數(shù) 6.0 ，軸直徑 mmd 30 抗彎截面系數(shù) 333 27001.032 mmddW 所以軸的彎扭合成應力 122 4.30)( MP aWTMca 所以小齒輪軸滿足強度要求。 2.小齒輪軸上零件裝配與定位方式 小齒輪軸上零件裝配簡圖如圖 4-4 所示。 圖 4-4 小齒輪軸裝配簡圖 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 33 軸上零件定位：小齒輪軸采用深溝球軸承支撐，軸承與軸承座連接，軸承采用兩端固定式連接。左邊軸承 一端采用軸承蓋固定，另一端利用軸肩定位。另外兩個軸承一端通過套筒固定，另一端由軸承蓋定位。 鏈輪一段采用軸肩定位，軸肩高度 mmdh 31.0 ，另一端采用套筒定位，而因為凸輪受到軸向力不大，左端采用軸用彈性擋圈定位，另一端用套筒定位。 裝配順序：從左到右為，先將鏈輪和鍵裝入，通過軸肩一端定位，再裝入，彈性擋圈，然后裝入凸輪和鍵，再由上部放在軸承座上，同時裝入套筒、軸承蓋，固定軸承座上半部分。 3.大齒輪軸校核 同理得到，大齒輪軸 最大彎矩也位于鏈輪連接處 mmNM 51023.1 ， mmNiTT 4412 1091039.15.6 取折合系數(shù) 6.0 ，軸直徑 mmd 30 則彎扭合成應力 1222 75.49)( M P aWTMca 所以大齒輪軸滿足強度要求。 4.大齒輪軸零件裝配定位 裝配簡圖如圖 4-5 所示。 圖 4-5 大齒輪軸裝配圖 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 34 大齒輪軸上零件定位方式：鏈輪右端采用軸套定位，左端采用軸套定位。大齒輪左端采用軸套定位，右端采用套筒定位。軸承采用深溝球軸承，一端套筒定位，另一端采用軸承蓋定位。 裝配順序：先從左到右裝入鏈輪和鍵，再從右到左裝入軸套、凸輪和鍵，再整體由上到下裝配到軸承座上，同時裝入軸套、套筒和軸承蓋，實現(xiàn)完全定位。 5.鏈輪軸校核 最大彎矩位于鏈輪連接處。 取折合系數(shù) 6.0 ，軸直徑 mmd 30 則 2.56)(122 MP aWTMca， 其中 mmNM 51051.1 ， mmNTT 41 1039.1 所以鏈輪軸軸滿足強度要求。 6.鏈輪軸零件定位和裝配 鏈輪軸及零件裝配簡圖如圖 4-6 所示。 圖 4-6 鏈輪軸裝配簡圖 鏈輪軸 上零 件定 位： 兩個 鏈輪 均采 用一 端軸 肩固定 ，軸 肩高度mmdh 31.0 ，另一端軸套定位。軸承選擇深溝球軸承，一端軸套定位，另一端采用軸承蓋定位。 鏈輪軸上零件裝配順序 :左邊鏈輪和鍵從左到右裝入鏈輪軸，右邊鏈輪和鍵從右到左裝入鏈輪軸，然后整體由上到下裝入軸承座，同時裝入軸套和軸承蓋實現(xiàn)完全定位。 7.后輪軸校核 最大彎矩位于鏈輪連接處。 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 35 取折合系數(shù) 6.0 ，軸直徑 mmd 30 則 8.56)(122 MP aWTMca， 其中 mmNTTmmNM 425 109,1044.1 所以后輪軸滿足強度要求。 8.后輪軸上零件定位和裝配 后輪軸裝配簡圖如圖 4-7 所示。 圖 4-7 后輪軸裝配簡圖 后輪軸上零件定位：鏈輪采用一端軸肩定位，軸肩高度 mmdh 31.0 ，一端套筒定位。選用深溝球軸承，右邊軸承一端套筒定位，一端軸承蓋固定。左邊軸承一端通過軸承蓋固定，另一端通過軸肩固定。 后輪軸上零件裝配順序：從右向左裝入鏈輪和鍵，再連同軸自上而下放入軸承座，同時裝入套筒和軸承蓋，實現(xiàn)完全定位。 9.連桿軸校核 連桿軸主要承受彎矩。故校核彎曲應力強度。 最大彎矩位于連桿與軸的連接處。 即 mmNM 48913 ，軸的直徑 mmd 30 則 12.181 MP aWM，滿足強度要求。 10.連桿軸上軸承定位 軸承均采用一端軸肩定位，一端軸承蓋定位。 4.2.4 軸承選擇 因為各軸受軸向力很小，忽略不計。 故取載荷系數(shù) 0,1,2.1 YXfp 機車轉(zhuǎn)向架助推器設(shè)計 36 以鏈輪軸為例計算，軸承受到徑向載荷 NFr 5049，預期壽命 hLh 5000 則當量動載荷 NYFXFfParp 605950492.1)( 應有的基本額定動載荷值 NnLPC h 1 5 8 7 910606 選擇 NC 77500 的 6005 軸承。 14 驗算壽命 hhPCnL h 5000108.5)(6010 56 其余校核過程類似，均選擇 6005 深溝 球軸承。 浙江理工大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 37 第 5章 總結(jié) 5.1 總結(jié) 本次撬棍式機車轉(zhuǎn)向架助推器的設(shè)計，主要分為四個部分。 第一部分，文獻資料的搜集與整理。通過專利網(wǎng)、文獻庫和老師給的資料，了解了當前主流的幾種機車轉(zhuǎn)向架助推器類型。然后根據(jù)文獻資料，