转盘设计计算书a

机电与车辆工程学院计算书学生姓名专业机械工程及自动化班级学号指导教师北京建筑大学二O一四年月日地铁转向架3M转盘结构设计计算书转盘结构计算所用到的主要技术参数:1、地铁车辆轴重：15T2、运行速度4KM/h；轨距1435mm；转向架轴距2300mm3、转盘直径3000mm；回转速度0.9-1.5r/min4、外形尺寸：Φ3000mm5、载重8t；6、工作能力：一个工艺转向架/每次；7、定位/锁定装置：0°、90°、180°270°四组；8、钢轨间隙：=5mm9、轨道高差：=2mm10、轨距偏差：=2mm11、转盘外圆周与地坪内圆周径向间隙=15mm12、操作方式：电动/手动回转支承的计算与选择根据转向架及轮对的工作特性，当转向架或者轮对通过轨道时，会产生倾覆力矩，而倾覆力矩最终由回转支承来承受。当转向架或者轮对停在转盘中央时，则由回转支承来承受该轴向力。运转时，通过齿轮接触会产生径向力。已知设计要求相关参数外形尺寸：直径3000mm地铁车辆轴重：17T载重：8T回转支承的计算选取及校核回转支承所承受的作用力包括：轴向力、径向力、倾覆力矩。拟采用单排四点解除球式回转支承(01系列)设计通过地铁车辆转向架轴重为15T，设计载重为8T，转盘盖板及回转支承轴承的自重约为5T。总共分为三种情况计算：情况1：转向架前轮刚运行至转盘上时(受力分析如图1)轴向力：Fa=(15𝑇×10𝑁kg⁄)2+5𝑇×10𝑁kg⁄=1.25×105𝑁⁄倾覆力矩：M=[(15𝑇×10𝑁kg⁄)2⁄]×1318mm=9.56×104N∙m径向力：Fr=0情况2：转向架后轮刚运行至转盘上时(受力分析如图2)轴向力：Fa=(15𝑇×10𝑁kg⁄)+5𝑇×10𝑁kg⁄=2.0×105𝑁倾覆力矩：M=[(15𝑇×10𝑁kg⁄)2⁄]×168mm=1.26×104N∙m径向力：Fr=0情况3：转向架整体位于转盘上并且电机开始运转时轴向力：Fa=(8𝑇×10𝑁kg⁄)+5𝑇×10𝑁kg⁄=1.3×105𝑁倾覆力矩：M=[(8𝑇×10𝑁kg⁄)2⁄]×168mm=6.72×103N∙m径向力：Fr=mω2𝑟=8𝑇×0.05𝜋2×168𝑚𝑚=33.13𝑁注：因为回转平台的回转速度很慢,对径向载荷可以忽略不计,只要按静载荷选择回转支承角速度ω=1.5r×2π60𝑠=0.05πrad𝑠⁄⁄图1图2以上情况中均存在因载荷的瞬息变化所造成的冲击现象，故所需的载荷，倾覆力矩和径向力应比计算的大。通过取动载荷系数的方法来考虑此冲击现象。取K=1.2。回转支承在静态工况下的安全系数为K=1.1回转支承在动态工况下的安全系数为K=1.36上述三种情况中，情况1、情况2为静态工况，情况3为动态工况。按静态工况选型取回转支承接触角为45°计算情况1：𝐹𝑎‘=(1.225Fa+2.676Fr)×𝑓𝑠=(1.225×1.25×105𝑁+0)×1.1=1.68×105𝑁𝑀’=1.225𝑀𝑓𝑠=1.225×9.56×104N∙m×1.1=1.29×105N∙m情况2：𝐹𝑎‘=(1.225Fa+2.676Fr)×𝑓𝑠=(1.225×2×105𝑁+0)×1.1=2.695×105𝑁𝑀’=1.225𝑀𝑓𝑠=1.225×1.26×104N∙m×1.1=1.70×104N∙m式中𝐹𝑎‘——回转支承当量中心轴向力，104𝑁；𝑀’——回转支承当量倾覆力矩，104𝑁∙m；𝑓𝑠——回转支承静态工况下的安全系数，见表查取因转向架转盘属于轮式起重机、堆取料机及各种工作台机械类，故查表得回转支承安全系数𝑓𝑠取为1.1，𝑓𝑑取为1.36。选择的回转支承须同时满足以上两种情况。根据查取机械设计手册01系列回转支承承载能力曲线图，编号5’能满足以上情况要求，同时能满足占用空间。图编号5’所对应的回转支承为011,30,800按动态工况校核寿命：取回转支承接触角为45°计算情况3：𝐹𝑎‘=(1.225Fa+2.676Fr)×𝑓𝑑=(1.225×1.25×105𝑁+2.676×33.13)×1.1=1.685×105𝑁𝑀’=1.225𝑀𝑓𝑑=1.225×6.72×103N∙m×1.36=1.11×104N∙m经校核，情况3下载荷小于编号5’中的动态承载能力曲线。故回转支承的寿命校核符合设计要求。同时，按照编号5’图中所示，可得螺栓材料应选择10.9级螺栓材料。选用回转支承型号为：01,30,800其尺寸及参数如下表所示承载图线图编号基本型号外形尺寸mm安装尺寸mm结构尺寸mm外齿式DdHD1D2n∅n1D3d1H1h5’011.30.8009226781008787223022（M20）68017989010齿轮参数mm外齿参数mm内齿参数mm齿轮圆周力/104N参考质量/KgbxmDezDez正火Z调质T80+0.58966.4118635.2808.011.1220驱动装置的计算及选择电机的选取电机运转主要用于在持续运转期间用于克服回转支承的摩擦阻力距，启动时的惯性力矩，转向架转盘采用电动回转驱动装置，其主要安装在转盘回转部位，电动机经减速器带动齿轮，齿轮与转盘连接的回转支承外齿轮啮合，以实现回转；或者经减速电机带动小齿轮与回转支承外齿啮合实现回转运动。回转支承的摩擦阻力距计算根据转盘的工作情况，作用于回转支承上的载荷主要有轴向载荷G、倾覆力矩M以及径向载荷H。设计回转支承内圈与底部平台固接，外圈与转盘底架支撑梁以及钢结构固接，刚度足够大。相对局部变形可近似忽略不计。回转支承中滚动体几何尺寸相等。受力情况相同。回转支承滚道加工符合理想要求。滚动体在各载荷共同冲击下，对滚道圆周上产生的压力是连续分布的。小注：根据何西冷发表于中国工程机械学报的著作论文《回转支承装置的摩擦阻力距》一文，此处宜采用方法为：由压力叠加法推导出公式，计算出当量压力，然后由此计算出回转支承的摩擦阻力距。因回转支承装置中滚动体的形状不同，对摩擦阻力矩会产生一些影响。此处加入滚动体形状系数K。滚柱取K=1，滚球取K=0.95滚动轴承的摩擦主要有：滚动体与滚道之间的滚动摩擦和滑动摩擦；保持架与滚动体及套圈引导面之间的滑动摩擦；滚子端面与套圈挡边面之间的滑动摩擦；润滑剂的黏性阻力；密封装置的滑动摩擦等。其大小取决于轴承的类型、尺寸、载荷、转速、润滑、密封等因素。轴承的摩擦力一般按下式计算M=μFd2⁄=[0.02×√(1.3×1052+33.132)×0.678]2⁄=881.4𝑁∙mH=𝐹√2⁄=9192𝑁式中M——轴承摩擦力矩，N∙mm；μ——轴承摩擦系数；F——轴承载荷，N，F=√Fa2+F𝑏2；d——轴承内径，mm。因回转支承属于主要受轴向力作用的向心轴承，滚动轴承的摩擦因数取较大值取为0.02，回转支承的接触角取为45°。电机的净功率电机的运行需克服回转支承的摩擦阻力距，以及承载传动机的功率损失等。折算到电动机轴的静阻负载转矩𝑇𝑙=𝑇𝑚1𝑖η，i=𝑛D𝑛𝑚式中𝑇𝑙——折算到电动机轴上的静阻负载转矩，N·m；𝑇𝑚——机械轴上的静阻转矩（包括摩擦阻转矩），N·m；i——传动比；η——传动效率传动机构整体的传动效率，预计为取0.9。设计要求转速为0.9-1.5𝑟min⁄。预取1𝑟min⁄𝑇𝑙=𝑇𝑚1𝑖η=882×10.9×=N·m转矩计算为T=μF=0.02×13t×10Nkg⁄=2600𝑁∙𝑚电机的实际功率当转盘启动时，存在加速度（即惯性力）的影响，同时静摩擦系数大于动摩擦系数。所以实际选择的电机需要的功率需大于计算的净功率情况。综合考虑下,选择SEW减速电机KA87BDT90S6/BMG，此减速电机减速比为i=174.19。电机功率为0.75KW。当电机频率为50Hz时，输出转速为5.3r/min。（注：在后续的设计中，会对电机频率有些许调整要求，实际需要的频率以后续章节计算为准）T=9550𝑃𝑛N·mT——轴所传递的转矩，N·m；P——轴所传递的功率，Kw；n——轴的工作转速，r/minP=𝑇×𝑛9550=(2600+882)×15009550=547𝑊=0.55𝐾𝑊齿轮的计算与选用小齿轮安装在主动轴上，本章主要确定小齿轮的齿形系数。之前的计算中已经确定了：回转支承的型号：011.30.800三合一减速机型号：SEW减速电机KA87BDT90S6/BMG，此减速机减速比为i=174.19，电机功率0.75KW，输出转矩为5.3r/min。设计要求的的转盘转速为0.9-1.5r/min，因此主动轮与从动轮的装配的减速比应在5.3左右，使得转盘在不被其他因素影响的情况下转速为1r/min。查阅回转支承上，外齿齿轮的齿数为z=118从动轮齿数为z′=22齿轮直径d=mz′=22×8＝176mm实际减速比i'=5.36-5.37之间模数为m=8考虑到加工上的问题，对进行取整。取齿数为25个。此时，i=4.72。（此情况下不会发生跟切）此时，若输出转速为5.3，则转盘运行速度将为1.123r/min。符合设计要求。校核部分：(参考机械设计计算)按齿面接触强度校核：轴承与轴的配合公差标准轴承内径公差带的位置和大小与一般基准孔不同，（G与E）或（0与6）滚动轴承的内径是有特殊公差带位置的基准孔,各精度等级轴承内径的公差带从零线起向下布置,上偏差为零,下偏差为负值.轴承外径公差带位置与基轴制类似,从零线起向下布置。①当轴承内径公差带与轴公差带构成配合时，在一般基孔制中原属过渡配合的公差代号将变为过赢配合，如k5、k6、m5、m6、n6等，但过赢量不大；当轴承内径公差代与h5、h6、g5、g6等构成配合时，不在是间隙而成为过赢配合。②轴承外径公差带由于公差值不同于一般基准轴，也是一种特殊公差带，大多情况下，外圈安装在外壳孔中是固定的，有些轴承部件结构要求又需要调整，其配合不宜太紧，常与H6、H7、J6、J7、Js6、Js7等配合。选用与滚动轴承的精度有关，①与G（0）级轴承配合的轴，其公差等级一般为IT6，外壳孔为IT7；②与E（6）、D（5）级轴承配合，轴一般为IT5，外壳孔为IT6。要看具体使用条件，如果对轴是旋转负荷，转速较高，负荷较大，则要求紧一些；如是静止负荷，则可松些；也要看安装方式，如果内外圈同时安装，为装配方便计，也应松些。一般情况下，轴一般标0～＋0.005如果是不常拆的话，就是＋0.005～＋0.01的过盈配合就可以了，如果要常常的拆装就是过渡配合就可以了。我们还要考虑到轴材料本身在转动时候的热胀，所以轴承越大的话，最好是－0.005～0的间隙配合，最大也不要超过0.01的间隙配合。本次设计当中用到轴承的地方包括有小轮支承部分和电机转盘驱动部分，涉及到的具型号为代号GB/T276-1994的深沟球轴承6012、6211和6421。深沟球轴承结构简单，使用方便，是应用范围最广的一类轴承。它主要用以承受径向载荷，也可承受一定的轴向载荷。当轴承的径向游隙加大时，具有角接触球轴承的功能，可承受教大的轴向载荷。与尺寸相同的其他类轴承比较，此类轴承摩擦因数小，极限转速高。在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下可用该类轴承承受轴向载荷。关于主动轴轴径的估算：因为主动轴主要受扭，此处只给出按扭矩设计的过程。d≥√9.55×1060.2[𝜏𝑇]3∙√𝑝𝑛3轴的材料选45钢，则d至少为53mm，若开键槽，至少为55mm。参考机械设计，对轴的弯矩，疲劳强度，静强度，刚度进行校核计算，设计轴的尺寸如下图中所示。轴承基本尺寸：6012轴承6211轴承6421轴承内径d：60mm55mm60mm外径D：95mm100mm150mm厚度B：18mm21mm35mm驱动部分的轴如图其中，配合公差选择k6小车部分的轴如图：两端配合为k6，与轴承配合。中间为f7，与小轮配合。此外，齿轮孔公差为M7.与驱动轴直径为95mm的部分配合。转盘钢结构的设计与计算本装置设计