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畢業(yè)設計（論文）可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的設計
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計背景
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，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，不僅勞動強度大，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重要的環(huán)節(jié)，它的功能是自動，準確地將可旋轉(zhuǎn)升降軌道車由升板機工作位置送至料場各個軌道上，因此本課題旨在通過對已有的擺渡車進行改進設計，達到實現(xiàn)送車到位、對軌準確、運行平穩(wěn)、與生產(chǎn)環(huán)節(jié)配套以及提高企業(yè)生產(chǎn)效率，降低工人勞動強度的目的。
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，用來運送可旋轉(zhuǎn)升降車的。升降軌道車載著剛成型的磚塊，要運送到各個儲藏的軌道上。在運送中用擺渡車來載旋轉(zhuǎn)升降車，在運送中實現(xiàn)擺渡車的自動控制，變速控制是擺渡車適時的變速，應運行平穩(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，在零號軌道上。工作時，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)事實情況，把旋轉(zhuǎn)升降車運送到各個軌道上，擺渡車會在對應的軌道前準確停止，精確對軌，旋轉(zhuǎn)升降車在行走進那個軌道，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，即運送升降車到各個軌道時，最主要的是要求送車到位、對軌準確、并且運行平穩(wěn)。送車不到位，或者對軌不準確，可旋轉(zhuǎn)升降車都沒法達到軌道送磚塊；運行不穩(wěn)就童謠會像小型叉車的震動，使剛成型的砌塊破碎或裂紋，造成大量廢品。這就給設計提出了一定的要求。
另外，擺渡車的穩(wěn)速運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的時候慢速，啟動后改為快速行駛，快要到達軌道時再換成慢速，這樣就又經(jīng)濟又平穩(wěn)。
2 擺渡車車架的設計
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構、車輛制造和其它工業(yè)結構，槽鋼還常常和工字鋼配合使用。
擺渡車的框架結構如下圖：
圖2-1 擺渡車框架圖
擺渡車是運送將可旋轉(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。擺渡車需要有電機提供動力，要有減速器改變速度，將電動機的速度轉(zhuǎn)變成小車的速度。擺渡車是用電路控制車的行進、變速、停止。車上安有開關，以及安裝開關支架，支架上安有行程開關。
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，電動機等部件，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計
可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車行走部分包括電動機、減速器、連接的鏈輪，和車軸車輪等部件。對行走部分設計主要包括：電動機的選擇；減速器和鏈輪傳動別的分配；減速器的設計；鏈輪的設計；車軸車輪的設計。
行走部分的在工作情況為：電動機提供動力，由于轉(zhuǎn)速較高，電動機的輸出軸和減速器的輸入軸由聯(lián)軸器連接，經(jīng)二級減速器減速后，減速器的輸出軸再由鏈輪和擺渡車車軸鏈接，同時也是第三級減速，鏈輪帶動車軸的轉(zhuǎn)動。車軸由軸承和軸承座和車架鏈接在車架上，車軸轉(zhuǎn)動使擺渡車行進。按照擺渡車行走部分的工作情況分別設計各個部分。
3.1 電動機、聯(lián)軸器的選擇
3.1.1 電動機的選擇
選擇電動機時要算出車的承重，查出鋼與鋼的滾動摩擦系數(shù)，算的摩擦力，進而的出電動機提供的最小動力，最后由電動機的傳遞效率的出電動的的功率。
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
工作機所需功率按下式計算
(3.1)
電動機的輸出功率按下式計算：
(3.2)
式中，為電動機軸至滾筒軸之間傳動裝置的總效率，其值按下式計算：
(3.3)
電動機所需功率Pd,從電動機到車軸之間總效率為
設, , ,分別為鏈傳動的效率。分別為=0.85，=0.85，=0.8
則總效率
電機所需功率為:
型號Y160M-6。功率7.5kW，電動機的轉(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。具體選擇時可考慮以下幾點：
（1) 所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小和性質(zhì)以及對緩沖減振功能的要求。例如，對大功率的重載傳動，可選用齒式聯(lián)軸器；對嚴重沖擊載荷或要求消除軸系扭轉(zhuǎn)振動的傳動，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。對于高速傳動軸，應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）兩軸相對位移的大小和方向。當安裝調(diào)整后，難以保持兩軸嚴格精確對中，或工作過程中兩軸將產(chǎn)生較大的附加相對位移時，應選用撓性聯(lián)軸器。例如當徑向位移較大時，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)軸器對溫度、腐蝕性介質(zhì)及強光等比較敏感，而且容易老化。
（5）聯(lián)軸器的制造、安裝、維護和成本。在滿足便用性能的前提下，應選用裝拆方便、維護簡單、成本低的聯(lián)軸器。例如剛性聯(lián)軸器不但結構簡單，而且裝拆方便，可用于低速、剛性大的傳動軸。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。
本次設計中的聯(lián)軸器是連接電動機車減去氣的輸入軸，轉(zhuǎn)速較大，選用了GYH3凸緣聯(lián)軸器。
3.2 傳動比的分配
因為擺渡車母車車軸外徑d=200mm，周長C=0.628m。要求擺渡車行進速度V=8米/分，R=12.74r/min，
需要的總傳動比為，鏈傳動分為3，減速器分為25。
3.3 減速器的設計
電動機由聯(lián)軸器直接和減速器的輸入軸相連接，減速器的傳動比分為25。設計成二級減速器，兩級的傳動比分別為5.5和 4.57，每級的傳動效率約為85%。減速器設計成展開式，這種樣式結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(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。并假設預定壽命為10000小時來設計減速器。
3.3.1 齒輪材料的選擇
齒輪傳動通過輪齒互相嚙合來傳遞空間任意兩軸間的運動和動力，并可以改變運動的形式和速度。在齒輪的設計與制造過程中，不僅要考慮材料的性能能夠適應零件的工作條件，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的優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼、合金結構鋼、鑄鋼、鑄鐵和非金屬材料等。一般多采用鍛件或軋制鋼材。當齒輪結構尺寸較大，輪坯不易鍛造時，可采用鑄鋼。開式低速傳動時，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齒輪選用了45鋼和40Cr材料。
另外，大、小齒輪硬度時應注意使小齒輪的齒面硬度比大齒輪的齒面硬度高30-50HBS，這是因為小齒輪受載荷次數(shù)比大齒輪多，且小齒輪齒根較薄，強度低于大齒輪。為使兩齒輪的輪齒接近等強度，小齒輪的齒面要比大齒輪的齒面硬一些。
3.3.2 齒輪結構的設計
對于第一級減速,減速器輸入軸直接和電動機相連轉(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軸來完成第一級減速。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)
傳動比 i=5.50017
齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=174.54 (r/min)
有公式計算出:
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 第一級傳動齒輪
對于第二級減速,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
實際中心距 A=197 (mm)
齒數(shù)比 U=4.64
圖3-2 第二級傳動齒輪
3.3.3 減速器軸的材料的選擇
軸的材料種類很多，選擇時應主要考慮如下因素：?
??? （1）軸的強度、剛度及耐磨性要求；?
??? （2）軸的熱處理方法及機加工工藝性的要求；?
??? （3）軸的材料來源和經(jīng)濟性等?！ ?
? 軸的常用材料是碳鋼和合金鋼。碳鋼比合金鋼價格低廉，對應力集中的敏感性低，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號鋼，對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械性能和淬火性能，但對應力集中比較敏感，且價格較貴，多用于對強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，因此當其他條件相同時，如想通過選用合金鋼來提高軸的剛度是難以實現(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??
開始設計軸時，通常還不知道軸上零件的位置及支點情況，無法確定軸的受力情況，只有待軸的結構設計基本完成后，才能對軸進行受力分析及強度計算。因此，一般在進行軸的結構設計前先按純扭轉(zhuǎn)受力情況對軸的直徑進行估算。?
設軸在轉(zhuǎn)矩T的作用下，產(chǎn)生剪應力τ。對于圓截面的實心軸，圓軸扭轉(zhuǎn)的強度條件為：
（3.4）
由上式可得軸的直徑計算公式：
（3.5）
式中A—計算常數(shù)，與軸的材料和承載情況有關。由上式求出的直徑值，需圓整成標準直徑，并作為軸的最小直徑。如軸上有一個鍵槽，可將值增大3%—5%，如有兩個鍵槽可增大7%—10%。?
對于輸入軸，由聯(lián)軸器直接和電動機相連，由上面公式（3.4）可算出輸入軸的最小直徑為30mm。而設計出的第一級傳動的小齒輪分度圓較小，無法和軸裝配，所以設計成齒輪軸的形式。
圖 3-3減速器輸入軸
對于傳動軸，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，本身作為第二級傳動配有小齒輪。由上面的公式（3.4）計算出傳動軸的最小直徑為35mm.第二級傳動小齒輪的分度圓直徑為69，同樣要做成齒輪軸的形式，以防強度不夠或無法裝配。
圖3-4 減速器傳動軸
對于輸出軸承是重要的傳動部分，軸的一端裝有鏈輪，通過鏈和擺渡車車軸相連，傳載的動力較大。由上面的公式（3.4）計算出傳動軸的最小直徑為45mm.
3.4 擺渡車軸的設計
擺渡車的車軸，其長度遠遠大于車軸的直徑，是細長軸，且?guī)в墟I槽，結構上不完全對稱。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。下面就對車軸上選配的軸承和車軸進行設計。
3.4.1 車軸軸承的選擇
由于深溝球軸承使用維護方便，工作可靠，起動性能好，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，代號為6215GB/T276-1994。
下面校核滾動軸承的壽命：
F—軸向載荷（N）；
F—徑向載荷（N）；
P—當量動載荷（N）；
C—基本額定靜載荷（N）；
f—載荷系數(shù)；
L—預期壽命（h）；
L—軸承壽命（h）（本次設計的軸承按每天8小時工作，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＞e
2） 初步計算當量動載荷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，球軸承應有的基本額定動載荷值：
C=P=25209×N=61330.5N （3.7）
4) 根據(jù)軸承樣本或設計手冊選擇C=66000N的6215的滾動軸承。此軸承的基本額定靜載荷C=49500N，驗算如下：
5) 求相對軸向載荷對應的e值與Y值：
相對軸向08載荷為==0.057，在表中介于0.04～0.16之間；對應的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) 求當量動載荷P：
P=1.5×（0.33×3200+1.52×10500）
P=25209N
8） 驗算51212軸承的壽命:
L= （3.8）
==2990.69h＞2400
所以，選用滾動軸承6215型號是合格的。
3.4.2 車軸的選材
車軸要承受擺渡車重，所以在選材和設計應當特別注意。在車軸的結構設計中，林秋做到形狀簡單，厚薄均勻，盡可能避免突變臺階、盲孔、死角、薄邊等，可能時通過采用對稱、組合機構使零件結構對稱，以改善應力狀態(tài)。
選擇材料時，要保證一定的性能，如一定的前強度、韌性、塑硬耐磨性和抗疲勞性；同時還必須考慮加工制造工藝性和經(jīng)濟合理性。一般宜采用滲透性較好的鋼，以便淬火冷卻時能用較緩慢的冷卻介質(zhì)，從而減小變形。
進行熱處理應該合理，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，應盡可能的腳底對硬度的要求。這樣可以采用較低的淬火溫度。粗加工后安排調(diào)制工序，在進行鍵槽的銑削?；蛘邔⑻熘臑檎?，這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，該鋼價格適中，加工容易，經(jīng)適當?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℃進行回火，該鋼具有最佳的綜合力學性能。調(diào)制使用比45號鋼要好，可用于受力要求價高的結構。這種鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)后用于制造承受中等負荷及中等速度工作的機械零件，如汽車的轉(zhuǎn)向節(jié)、后半軸以及機床上的齒輪、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又適于制造進行碳氮共滲處理的各種傳動零件，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）；
—許用應力（Mpa）；
擺渡車車軸的驅(qū)動功率為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
按第三強度理論校核強度：
（3.10）
=Pa=28.85×10Pa=28.85Mpa＜=40Mpa
通過以上對擺渡車車軸的強度校核，可以看出從車軸軸的總體設計和尺寸的確定上都符合強度等各方面的要求。
3.5 鏈輪的設計
在上面小節(jié)中擺渡車車軸和減速器都已經(jīng)設計完成了，而減速器的輸出軸和擺渡車車軸是通過鏈輪連接的，主動輪安裝在減速器的輸出軸上，被動輪安裝在車軸上。中間由鏈條完成傳遞，且傳動比i=3。
3.5.1 鏈輪的材料選擇
對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度鏈條配套的主、從動鏈輪的加工。鑄鐵鏈輪主要應用在精度要求不高或外形復雜的鏈輪，如環(huán)鏈輪等。
3.5.2 鏈輪的設計
一般鏈輪齒形設計主要應滿足三方面要求：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)齒廓曲線與鏈傳動工況相適應。
(5)有利于嚙入和防止因鏈條跳動而掉鏈。
（6）加工工藝性好。
擺渡車用鏈輪和鏈連接減速器和擺渡車，傳動比為3。鏈傳動的設計計算如下：
速度為8m/min，由《機械設計基礎》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?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 主動鏈輪
4 擺渡車電氣部分的設計
可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的電氣控制部分設計為了實現(xiàn)送車到位，運行平穩(wěn)，就要求擺渡車慢速啟動，要提高生產(chǎn)效率就要快速運行。在擺渡車的軌道上埋下了行程開關，適時的控制車的變速和停止。行程開關一部分安裝在擺渡車的開關架上，一部分安裝在擺渡車軌道的預埋鐵上。不同開關依次錯開，以免發(fā)生干涉。在每個軌道錢我都安有限位鐵以保證擺渡車的精確停車對軌。
假使車一共有9個軌道，擺渡車為工作時所對的軌道為零號軌道，擺渡車送子車到這個軌道時不需要擺渡車行走；當需要送子車到相鄰的4號和6號軌道時之需要慢速行駛；而送子車到其他軌道時都要變速行駛。
以向1號軌到和4號軌道送車為例，電路圖設計如下：
圖4-1 擺渡車電路圖
對于不同軌道的控制分配了不同的開關，如下：
表5.1 開關元件說明表
行 走
變 速
停 止
返 回
停 止
1號軌道
SB1
SQ1
SQ2
SB2
SQ8
2號軌道
SB3
SQ3
SQ4
SB4
SQ8
3號軌道
SB5
SQ5
SQ6
SB6
SQ8
4號軌道
SB7
SQ7
SB8
SQ8
5號軌道
6號軌道
SB9
SQ9
SB10
SQ8
7號軌道
SB11
SQ10
SQ11
SB12
SQ8
8號軌道
SB13
SQ12
SQ13
SB14
SQ8
9號軌道
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備定子串電阻減壓啟動控制電路。電氣系統(tǒng)的主電路采用交流接觸器KM2和KM4的主接觸點將電阻串聯(lián)到電動機三相定子繞組與電源之間，交流接觸器KM1和KM3的主接觸點將電阻短接，通過控制接觸器的線圈電路按要求接通和斷開，實現(xiàn)啟動和正常工作之間的接線切換。這樣開關閉合通電，電路接通，主電路中的控制對象為交流接觸器KM2 或KM4的主觸點閉合，電動機減壓啟動，慢速運轉(zhuǎn)，小車慢速行駛。當KM1或KM4的主觸點閉合，電動機正常工作，小車全速行駛。
另外，為實現(xiàn)小車往返行駛，主電路使用交流接觸器KM1的主觸點將電動機三相定子繞組與電源連接，交流接觸器KM3的主接觸點將交換相序后的電動機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，實現(xiàn)電動機的轉(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
擺渡車將子車運送到各個軌道，由于各個軌道的路程不一樣送達的方式稍有不同，與零號軌道的相鄰的軌道無需變速直接慢速行進，而其他的軌道都要有變速的過程。
4.2.1 四號軌道電路分析
四號軌道是距零號軌道最近的軌道，零和軌道距離短不需要變速，直接由慢速到達四號軌道。下面是擺渡車往返四號軌道的控制電路圖：
圖4-3 擺渡車往返四號軌道控制電路
如上圖所示，預到達四號軌道，按下SB4按鈕，電路接通，KM2線圈得電,電動機慢速正轉(zhuǎn)，擺渡車車慢速行駛。KM2動斷觸點閉合自鎖，動合觸點斷開互鎖。當?shù)竭_第四軌道碰到行程開關SQ4，電路斷開，電動機停轉(zhuǎn)，擺渡車停止。返回時按下SB5按鈕，KM4線圈得電，電動機慢速反轉(zhuǎn)，擺渡車慢速行駛。KM4動斷觸點閉合自鎖，動合觸點斷開互鎖。當?shù)竭_零號軌道時觸碰行程開關SQ5，電路斷開，電動機停轉(zhuǎn)，擺渡車停止。
與四號軌道相對應的六號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四號軌道的控制來說，就是先讓電動機慢速反轉(zhuǎn)，到達軌道后停止，返回時讓電動機正轉(zhuǎn)，到達零號軌道停止。
4.2.2 一號軌道電路分析
一號軌道距離零號軌道較遠，要有變速過程。變速是由時間繼電器來控制的，擺渡車慢速啟動時時間繼電器同樣開始計時，時間到了自動切換到快速運行。下如是擺渡車往返一號軌道的控制電路圖：
圖4-4 擺渡車往返一號軌道控制電路
如上圖所示，按下SB1 ，電路接通， KM2線圈得電,電動機慢速正轉(zhuǎn)，擺渡車車慢速行駛。KM2動斷觸點閉合自鎖，動合觸點斷開互鎖，同時KT1線圈得電，開始計時。延遲時間到后KT1延時斷開觸點斷開，延遲閉合觸點閉合。KM2線圈失電， KM1線圈得電，動斷觸點閉合自鎖，動合觸點斷開互鎖電動機快速正轉(zhuǎn)，擺渡車快速行駛。當快要到達第一軌道碰到行程開關SQ1，KM1線圈失電，線圈斷開，KM2線圈得電，電動機變成慢速正轉(zhuǎn)，擺渡車慢速行駛。直到碰到行程開關SQ2，KM2線圈失電，電路斷開，電動機停轉(zhuǎn)，擺渡車到達一號軌道停止。
返回時，按下SB2 ，電路接通， KM4線圈得電,電動機慢速反轉(zhuǎn)，擺渡車車慢速行駛。KM4動斷觸點閉合自鎖，動合觸點斷開互鎖，同時KT2線圈得電，開始計時。延遲時間到后KT2延時斷開觸點斷開，延遲閉合觸點閉合。KM4線圈失電， KM3線圈得電，動斷觸點閉合自鎖，動合觸點斷開互鎖電動機快速反轉(zhuǎn)，擺渡車快速行駛。當快要到達零號軌道碰到行程開關SQ3，KM3線圈失電，線圈斷開，KM4線圈得電，電動機變成慢速反轉(zhuǎn)，擺渡車慢速行駛。直到碰到行程開關SQ8，KM4線圈失電，電路斷開，電動機停轉(zhuǎn)，擺渡車返回零號軌道停止。
結束語
完成了任務書所要求的任務，實現(xiàn)了擺渡車的基本性能，滿足工作的要求；電氣控制方式也實現(xiàn)了變速，使擺渡車能夠平穩(wěn)運行，達到預期的目的；改進了電氣控制的方式，用電液聯(lián)合控制的方式控制縱向推動機構，達到了預期的目的。
但是設計中還存在一些問題可以繼續(xù)改進。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)今后實際的使用情況加以改進；另外，今后可在擺渡車上添加縱向的導向機構，和縱向自動推動機構，進一步實現(xiàn)擺渡車的自動化。
參考文獻
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22
畢業(yè)設計（論文）可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的設計
可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的設計
[摘 要] 混凝土砌塊是目前新型墻體應用最廣泛的一種，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，會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重要環(huán)節(jié)，磚塊由升板機疊放在升降軌道車上后，擺渡車會自動、準確地將旋轉(zhuǎn)升降軌道車運送到料場的各個軌道，實現(xiàn)送車到位、對軌準確、運行平穩(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，降低工人勞動強度的目的。本設計包括車架、行走裝置、電路控制三大部分。
[關鍵詞] 擺渡車；對軌準確；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計背景 1
1.2可旋轉(zhuǎn)升降軌道車用擺渡車的概括 1
2 擺渡車車架的設計 2
3 擺渡車行走部的設計 3
3.1 電動機和聯(lián)軸器的選擇 3
3.1.1 電動機的選擇 4
3.1.2 聯(lián)軸器的選擇 4
3.2 傳動比的分配 5
3.3 減速器的設計 5
3.3.1 齒輪材料的選擇 5
3.3.2 齒輪結構的設計 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 擺渡車車軸的設計 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 鏈輪的設計 13
3.5.1 鏈輪的材料選擇 14
3.5.2 鏈輪的設計 14
4 擺渡車電氣部分設計 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 擺渡車四號軌道電路分析 19
4.2.2 擺渡車一號軌道電路分析 19
結束語 20
參考文獻 21
致謝 22
南昌航空大學科技學院學士學位論文
輪輻的柔性變形結構的效果和在滾動接觸的輪/ 軌道的潛變力的追蹤
金學松 吳平博 文澤峰
中國 成都 600031 西南交通大學 國家的牽引動力實驗室
摘錄:在這一篇論文中，對滾動接觸機械裝置上的滾動接觸體結構柔性變形的效果簡短地分析。輪副和軌道對輪的潛變力的結構變形的效果和軌條詳細地被分析研究。輪副的一般結構柔性變形和軌道首先分別用有限元的機械要素方法和關系一起分析,從而獲得表達滾動方向和輪副的橫方向的結構柔性變形和對應的負載。按照它們之間的關系,我們計算輪和軌條的在一點相接接觸的影響力系數(shù)。影響力系數(shù)代表發(fā)生在輪/軌道接觸的一個小的矩形面積上的單位面積的牽引力引起的結構柔性變形。他們習慣校訂一些與Kalker的無赫茲的形狀滾動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。從輪副和軌道的結構柔性變形中獲得的數(shù)字結果表明潛變力發(fā)揮的很大影響力。
2002 Elsevier 科學出版社版權所有。
關鍵字: 輪/軌條; 滾動接觸;潛變力;柔性變形結構
1.介紹
由于火車輪副和軌道之間的很大相對運動作用力引起輪副和軌道的結構較大的柔性變形。大的結構變形極大影輪和軌條響滾動接觸的性能,如潛變力，波形 [1 – 3] ，黏著，滾動接觸疲勞, 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用的滾動接觸理論是以柔性一半的空間假定為基礎的 [7 – 12]. 換句話說，輪/ 軌道的一個接觸的柔性變形和牽引之間的關系可以用Bossinesq 和 Cerruti 的理論公式表達。實際, 當輪副在軌道上持續(xù)運動,接觸的柔性變形是比那些以滾動接觸的現(xiàn)在理論公式計算的更大。因為輪副/ 軌道的撓性是比柔性一半的空間更加大 。由對應的負荷所引起的輪副/ 軌道柔性變形結構在圖中被顯示。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/軌道的橫動態(tài)負荷所引起。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,主要在電動機的輪/ 軌條和驅(qū)動扭矩的接觸補綴上的牽引所引起。到目前為止很少的出版物討論滾動接觸的輪副和軌道之間的爬動和潛變力的效果。
事實上，上面提到輪副/ 軌道的柔性變形結構是在輪/軌道的常態(tài)和切線的接觸剛性以下運動。輪/ 軌道的正常的接觸點的剛性通常低于軌道的下沉位置。
低于正常接觸點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/ 滑移面積狀態(tài)和牽引力。如果滾動接觸的柔性變形結構的影響被對于輪/軌道的分析考慮進去，一對接觸面積的全體微?；婆c用現(xiàn)在滾動接觸理論計算的結果不同。所有的連絡顆粒和摩擦功的總的滑移比那在分析輪/軌道淺動力的時候，被忽略的柔性變形結構更小。同樣一個接觸面積的根/ 轉(zhuǎn)差面積的比率比沒有考慮的柔性變形結構的效果更大。在這一篇論文中，在滾動接觸性能上的滾動接觸的車體柔性變形機構的裝置被簡短地分析，而且和Kalker''''s 無赫茲的形狀滾動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構。依照柔性變形結構的關系和對應的由于 FEM 獲得負荷, 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構之中的橫斷的影響力在研究中被疏忽。獲得的數(shù)字結果表明在輪副/軌道柔性變形結構的潛變力效果考慮和疏忽的條件之間的顯著差別。
2. 減少連絡剛性機構增加接觸面積的根粘滯/滑動比
為了要使輪副/ 軌道關于滾動接觸的輪/ 軌的的柔性變形結構的效果較好的理解, 我們必需簡短地解釋減少的接觸剛性的機構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。通常在一個接觸面積的一對接觸顆粒之間的總的滑移含有剛性的滑移,局部一個接觸面積和柔性變形結構的柔性變形。圖 3 a一描述一對滾動接觸車體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。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 的二個劃線之間由車體的剛性運動①和②所引起(滾動或變化). 局部點 A1 和 A2 的柔性變形,被 u11 和 u21 指示,與基于有柔性- 半份空間的假設滾動接觸的一些現(xiàn)代的理論一起決定,他們有差別在于點 A1 和點A2之間的有柔性位移 u1= u11- u21。如果車體的結構柔性變形的效果和被忽視的A1 和 A2點之間的總轉(zhuǎn)差 , 能用公式: S1 = w1 ? u1 = w1 ? (u11 ? u21)
表示。柔性變形結構車體 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 (ox1x3,圖 3 a) 無關的剛性運動。u10 和 u20 用來表達點 A1 和點A2的位移,各自歸于結構柔性變形。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 的幾何學可能被當做有不防礙局部的坐標常數(shù)。在點 A1 和點 A2 之間的位移差別取決于 u10 和 u20, 應該是 u0= u10-u20。如此在考慮車體 1 和 2的柔性變形結構的條件之下,在點之間的總滑移 , 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。在一對接觸顆粒之間的牽引 ( 或潛變力)非常仰賴 S1( 或 S?1) 。當 |S1|>0(或 |S?1|>0)那對接觸顆粒是在滑移中和牽引力進入飽和。在進入飽和的情形中, 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條件，牽引是相同的。如此對 u1 的牽引影響在二個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 的影響的那對接觸顆粒比有 u0 的影響的滑移更快。相應地沒有 u0 的影響整個的接觸面積進入滑移情況快于有 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和車體的滑動關系的一種規(guī)律。在圖 4 b 中的號訊 1 和 2 和圖 4 中的意義相同。從圖 4 b 中已知 , 在一點相接牽引力 F1 在 w1=w 時到達它的最大值 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構和在接觸面積上的牽引力。大的柔性變形結構引起滾動接觸的在二個車體之間的大 u0 和小的接觸剛性。那是為什么增加一個接觸面積的根/ 滑移面積的比率和減少沒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/軌條的結構形變的計算
為了要計算在圖 1 b – d, 和圖 2 中被描述的柔性變形結構，輪副的離散化而且軌條被虛構。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個牛頓/mm2,泊松比: μ =0.28. 圖 5 用來決定輪副的扭轉(zhuǎn)形變。因為,它是關于輪副 (圖 1 b) 的中心對稱,一個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。負荷被應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)的形變相對于負荷位置。他們都是線性載荷，載荷的不同點都非常接近。在圖 5 中被顯示Y軸方向形變的的負荷被忽略。
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地義。如果它被傾斜，當輪副向軌道和ψ >0 的左邊變檔的時候 ,在順時針方向,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/軌條的接觸幾何學的結果。
當一個輪副移動到一個正切追蹤剛性蠕動輪副和軌條的時候當做 [17]:
i=1,2時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。很明顯蠕動不僅與接觸幾何學的叁數(shù)有關, 而且也與輪副運動的狀態(tài)有關。因為接觸幾何學的叁數(shù)變化主要依靠一些他們的導出于計時輪/ 軌條的規(guī)定輪廓y的變化有關被記做：
把(5)放進(4)之內(nèi)我們獲得:
在輪/軌條的接觸幾何學和滑移的計算，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)字結果一起計算。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個范圍從 ?0.0034 到 0.0034,ξ i 2個范圍從 ?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和接觸幾何學的詳細數(shù)字的結果不被在這篇論文中顯示。
4．結論
(1). 在滾動接觸性能上的滾動接觸車體的柔性變形結構的效果機構被簡短地分析。一般了解連絡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力。在分析中，有限元法被用決定作用于每個矩形元件單位牽引生產(chǎn)的輪副/軌道有柔性位移表達的影響系數(shù),用來代替一些與 Kalker''''s 的理論 Bossinesq 和 Cerruti 的公式一起計算的影響系數(shù)。被獲得的數(shù)字結果表明在輪副/ 軌條結構柔性變形的效果被考慮和忽略的兩種情況之下輪副/ 軌條類型的潛動力的差別。
(3). 輪副和軌道的柔性變形結構低于運行輪副和軌道的接觸剛性, 而且在沒有飽和的潛動力的條件之下顯著地減少在輪副和軌道之間的潛動力。因此，這種情況有利于減少磨損和輪與軌條的滾動接觸疲勞。
(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)字結果的精確度很低。除此之外, 當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)生大的結構形變,影響輪/ 軌條的接觸幾何學的叁數(shù)和剛性的滑動。因此,剛性滑動,潛動力, 接觸幾何學的叁數(shù)，柔性變形結構和輪副的運動彼此有很大的影響。他們必需綜合地分析考慮。他們的數(shù)字結果能與一個其它可能的迭代法一起獲得
。或許共形的接觸或輪和軌條之間的點接觸在凸圓的作用期間發(fā)生。滾動接觸的輪副和軌條的現(xiàn)象是非常復雜的, 而且可能與可能是包括結構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 模型的滾動接觸的一個新的理論被分析。
這一個工作被研究計劃的中國自然的科學基礎委員會支持了: 輪和軌條和滾動接觸疲勞的接觸表面的波形。(59935100)國家牽引動力實驗室,西南交通大學
它也被中國的教育部鍵老師大學也提供基金支持。
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