轉盤設計計算書

1、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一四年月日地鐵轉向架3M轉盤結構設計計算書轉盤結構計算所用到的主要技術參數(shù):1、 地鐵車輛軸重：15T2、 運行速度4KM/h；軌距1435mm；轉向架軸距2300mm3、轉盤直徑3000mm;回轉速度0.9-1.5r/min4、外形尺寸：3000mm5、 載重8t；6、 工作能力：一個工藝轉向架/每次；7、 定位/鎖定裝置：0°、90°、180°270°四組；8、 鋼軌間隙：<=5mm9、 軌道高差：<=2mm10、 軌距偏差：<=2mm11、 轉盤外圓周與地

2、坪圓周徑向間隙<=15mm12、 操作方式：電動/手動回轉支承的計算與選擇根據(jù)轉向架及輪對的工作特性，當轉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支承來承受。當轉向架或者輪對停在轉盤中央時，則由回轉支承來承受該軸向力。運轉時，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回轉支承的計算選取及校核回轉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支承（01系列）設計通過地鐵車輛轉向架軸重為15T,設計載重為8T,轉盤蓋板及回轉支承軸承的自重約為5T?？偣卜譃槿N情況計算：情況1:轉向架

3、前輪剛運行至轉盤上時（受力分析如圖1）軸向力：代件乂叫m+5"1。九5x叫M=（15TxlO；V/.X1318mm=電56乂10%皿傾覆力矩：w徑向力：情況2:轉向架后輪剛運行至轉盤上時（受力分析如圖2）軸向力如二8rx叫叼卜嬴哂嫄2-%,R3（15Tx10WA12x168mm=1.26X104/V'm傾覆力矩：W,11徑向力：情況3:轉向架整體位于轉盤上并且電機開始運轉時Fa=(&TX10*/3)+5TX10”=L3x1y用“匚M=及丁X10*.I/2IX16Rmm=672XID3N傾覆力矩：A。尸徑向力：軸向力:注：因為回轉平臺的回轉速度很慢，對徑向載荷可以忽略不

4、計，只要按靜載荷選擇回轉支承角速度L5rX2ttbn-門門rad/oj=60s=(j.05jt(傾覆力矩和徑向力2.695 X 10S/V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,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回轉支承在靜態(tài)工況下的安全系數(shù)為K=1.1回轉支承在動態(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)工況選型取回轉支承接觸角為45。計算情況1：內二11必用+"76">九=(L225xl.25X10'N+gM1.225X956X10*NmX1

5、.1=1.29X1(?N'm情況2=(L225JS+X人二(L225X2X】同+0)x1IM=1225M八=1225x126x10%mx1.1=170x104-m式中回轉支承當量中心軸向力,10%.回轉支承當量傾覆力矩回轉支承靜態(tài)工況下的安全系數(shù)，見表查取因轉向架轉盤屬于輪式起重機、堆取料機及各種工作臺機械類，故查表得回轉支承安全系數(shù)人取為1.1,九取為1.36。選擇的回轉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系列回轉支承承載能力曲線圖，編號引能滿足以上情況要求，同時能滿足占用空間。圖編號5所對應的回轉支承為011,30,800按動態(tài)工況校核壽命：取回轉支承接觸角為45。

6、計算情況3:=(1225Fo+Z676Fr)Xfl225x1.25X105/V+2-676X33.13)X1.1=1-685N1225%=1225X6.72X10mX1.36=1.11Xm經(jīng)校核，情況3下載荷小于編號5中的動態(tài)承載能力曲線。故回轉支承的壽命校核符合設計要求。i同時，按照編號5圖中所示，可得螺栓材料應選擇10.9級螺栓材料。選用回轉支承型號為：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結構尺寸mm外齒式DdHD1D2n0n1D3d1H1h5，011.30.8009226781008787223022(M20)68017989010齒輪參

7、數(shù)mm外齒參數(shù)mm齒參數(shù)mm齒輪圓周力/io"經(jīng)勺腦里/KgbxmDezDez正火Z調質T80+0.58966.4118635.2808.011.1220驅動裝置的計算及選擇電機的選取電機運轉主要用于在持續(xù)運轉期間用于克服回轉支承的摩擦阻力距，啟動時的慣性力矩，轉向架轉盤采用電動回轉驅動裝置，其主要安裝在轉盤回轉部位，電動機經(jīng)減速器帶動齒輪，齒輪與轉盤連接的回轉支承外齒輪嚙合，以實現(xiàn)回轉；或者經(jīng)減速電機帶動小齒輪與回轉支承外齒嚙合實現(xiàn)回轉運動?；剞D支承的摩擦阻力距計算根據(jù)轉盤的工作情況，作用于回轉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。設計回轉支承圈與底部平臺固接，外

8、圈與轉盤底架支撐梁以及鋼結構固接，剛度足夠大。相對局部變形可近似忽略不計?；剞D支承中滾動體幾何尺寸相等。受力情況相同?；剞D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支承的摩擦阻力距。因回轉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)Ko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

9、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、轉速、潤滑、密封等因素。軸承的摩擦力一般按下式計算M二沖d以=0,02XV(13XIO52+33A32)X0,670。=801.4JVm|H=F/=9192/V式中M軸承摩擦力矩，Npmm；軸承摩擦系數(shù)；F軸承載荷，N,<匕；d軸承徑，mm。因回轉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支承的摩擦阻力距，以及承載傳動機的功率損失等。p_p_叫折算到電動機軸的靜阻負載轉矩

10、一而,-刁式中I折算到電動機軸上的靜阻負載轉矩，Nm；%機械軸上的靜阻轉矩（包括摩擦阻轉矩），Nm；i傳動比;傳動效率傳動機構整體的傳動效率，預計為取0.9。設計要求轉速為0.9-1.5>m汨。預取16加汽_.IONj轉矩計算為丁二口F=0,02X13tx=260RNm1*0電機的實際功率當轉盤啟動時，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，選才iSEW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，輸出轉速為5.3r/min。實

11、際需要的頻率以后續(xù)章節(jié)計算為（注：在后續(xù)的設計中，會對電機頻率有些許調整要求,準）T=9550-rtN-mT軸所傳遞的轉矩，Nm；P軸所傳遞的功率，Kw;n軸的工作轉速，r/min=547tV=0.55JCIV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:回轉支承的型號：011.30.800三合一減速機型號：SEW減速電機KA87BDT90S6/BMG，此減速機減速比為i=174.19,電機功率0.75KW,輸出轉矩為5.3r/min。設計要求的的轉盤轉速為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,使得轉盤在不被其他

12、因素影響的情況下轉速為1r/min。查閱回轉支承上，外齒齒輪的齒數(shù)為z=118從動輪齒數(shù)為二22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。（此情況下不會發(fā)生跟切）此時，若輸出轉速為5.3,則轉盤運行速度將為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

13、基軸制類似，從零線起向下布置。當軸承徑公差帶與軸公差帶構成配合時，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、m5m6n6等，但過贏量不大；當軸承徑公差代與h5、h6、g5、g6等構成配合時，不在是間隙而成為過贏配合。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，有些軸承部件結構要求又需要調整，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，與G(0)級軸承配合的軸，其公差等級一般為IT6,外殼孔為IT7;與E(6)、D(5)級軸承配合，軸一般為IT5,外殼孔為IT6。要看

14、具體使用條件，如果對軸是旋轉負荷，轉速較高，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動時候的熱脹，所以軸承越大的話，最好是一0.0050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盤驅動部分，涉及到的具型號為彳弋號GB/T276-1994的深溝球軸承6012、6211和6421。深溝球軸承結構簡單，使用方便，是應用

15、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，極限轉速高。在轉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：

16、18mm21mm35mm驅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.與驅動軸直徑為95mm的部分配合。轉盤鋼結構的設計與計算本裝置設計采用軌下直接鋪設支撐梁在轉盤承載時，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：當轉向架剛運行至轉盤上時，轉盤支撐梁所承受負載為ZJfr=(7.5+2.5)X1U3XID=10'N此時單側支撐梁在轉盤支承支點處的彎矩為M=104X0.6=3.0xm情況二：當轉向架剛剛整體運行至轉盤上時，轉盤支撐梁所承受的負載為集中力耳=(75+2.5)XID3XW=1O5JV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，那這種截面的鋼結構就可用于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=X104?Vffl設計的最大撓度為2mm皿才=外乂x/)=2mm求得截面的軸慣性矩為%=1310.