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火车 轮对 盘位差 检测 系统 机构 设计 CATIA 三维 15 CAD

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火车轮对盘位差检测系统机构设计 MACHANISM DESIGN OF TRAIN WHEELSETS BREAK DISCPOSITION DIFFERENCE DETACTION SYSTEM摘 要在铁路运输系统中，作为主要行走部件的列车轮对是影响列车运行状况的一个重要因素。它不仅承受着本身和车身的全部重量，而且还要传递车辆与铁轨之间的驱动力与制动力。所以必须使其随时保持一个良好的技术状态，否则将影响列车运行状况甚至会危及行车安全。对于轮对的各项技术参数，必须及时准确地加以检测和判断。在本设计中，通过点激光测距传感器非接触式测量及传感器相对位移法，可以实现对轮对制动盘厚度、端面跳动及盘位差的自动测量，能显著提高轮对参数测量的工作效率。本次设计工作主要包括以下几个部分：1.传感器行走部分；通过滚珠丝杠传动机构实现传感器移动，并精确到达各个位置进行相关参数的测量。完成了对丝杠、导轨、驱动电机等相关部件的选型与校核。2.轮对定位及旋转部分；定位方法采用以轴颈面定位，而需要添加转轮机构使轮对在定位夹紧的同时能慢速旋转，以便于测量制动盘的端面跳动。完成了对定位轴承及转轮电机的选择。3.上下料部分；为防止直接垂直上料使轮对与传感器发生碰撞，需要添加一个能将轮对顶起到安全高度后水平移入或移出测量位置的送料机构。完成对升降气缸、导向导轨的选型与校核。关键词：厚度；端面跳动；火车轮对；激光位移传感器。AbstractIn the railway transportation system，As the main walking component, the train wheelset is an important factor that affects the running status of trains. It not only bears the entire weight of itself and the vehicle, but also transfers the driving force and braking force between the vehicle and the rail. Therefore, it must be kept in a good technical condition at any time, otherwise it will affect the running condition of the train and even endanger the driving safety. The technical parameters of the wheelset must be tested and judged in time and accurately. In this design, through point laser ranging sensor contactless measurement and relative displacement method of sensor, the automatic measurement of the thickness, beat of end face and disc position difference of the brake disc of wheelset can be realized, the working efficiency of wheel pair parameter measurement can be obviously improved.Work of this design mainly includes the following parts: 1. The walking and transmission part of the sensor; The movement of the sensor can be realized through the ball screw transmission mechanism, and relevant parameters are measured accurately at various positions. Finished the selection and check of screw, guide rail, drive motor and other related parts2. Wheelset positioning and rotating part; The positioning method uses a journal surface for positioning, and a rotating wheel mechanism needs to be added to enable the wheel pair to rotate slowly while positioning and clamping so as to measure the beat of end face of the brake disc. The selection of positioning bearing and runner motor is completed.3. The loading and unloading part; In order to prevent the wheelset from colliding with the sensor due to direct vertical feeding, it is necessary to add a feeding mechanism that can move the wheelset horizontally into or out of the measuring position after reaching a safe height. Complete the type selection and check of lifting cylinder and guide rail.Key words: Thickness; Beat of end face; Wheelset; Laser displacement sensor.目录第1章 绪论11.1概述11.2文献综述11.3发展趋势2第2章 总体方案设计32.1课题内容32.2设计思路32.3激光位移传感器测量原理及选用42.4方案比较与选定52.5小结9第3章 传感器行走及传动部分设计与计算103.1简介103.2垂直运动部分的设计与计算103.2.1导向导轨副的选择计算113.2.2滚珠丝杠选择与计算133.2.3驱动电机的计算与选择153.2.4轴承的选择163.2.5联轴器选择183.3水平运动部分的设计与计算183.3.1导向导轨副的选择计算193.3.2滚珠丝杠选择与计算203.3.3驱动电机的计算与选择213.3.4轴承的选择223.3.5联轴器选择23第4章 轮对定位与旋转部分设计与计算244.1简介244.2定位座尺寸设计及定位轴承的选择与计算244.2.1尺寸设计与轴承选择244.2.2轴承寿命校核244.3转轮电机的选择与计算254.4联轴器的计算与校核25第5章 上下料部分设计与计算275.1简介275.2升降气缸计算275.3导向导轨选择与计算285.4水平气缸的选择28第6章 总结30致 谢31参考文献32第1章 绪论1.1概述在铁路运输系统中，作为车辆行走主要部件的轮对是影响列车运行状况的一个重要因素。轮对不仅承受自身与车身的全部重量，而且还要传递列车与钢轨之间的驱动力和制动力，所以要求轮对必须保持良好的技术状态，否则将影响列车运行状态，甚至危及行车安全。目前影响我国车辆提速的重要因素之一就是车辆轮对检测技术落后，无法快速精确地检测出轮对的参数状态。在轮对检测过程中，需要检测的参数多达十几个，如轴肩距离、轮缘轮辋厚度、车轮跳动、车轮直径、制动盘厚度及端跳、盘位差等，这些都是直接影响车辆运行状况的重要参数，必须及时准确地加以检测和判断。然而当前轮对参数检测及数据记录在国内基本还是靠手工完成，大都采用特制的卡钳和量尺作为测量工具。长期大量重复性的手工作业使工人极容易产生疲劳，加上目测误差等因素，使得测量记录数据误差较大，工作效率也难以提高 18。通过该设计题目，可以实现对列车轮对盘位差、制动盘厚度及端面跳动的自动测量，对改进轮对参数测量工艺具有重要意义。而且对我个人而言，可以使我在设备总体方案设计、机械传动结构设计以及零件强度校核计算、编写技术文件、查阅文献资料等应用能力受到一次综合训练，巩固并综合运用所学知识，掌握正确设计思想与方法，培养实际工程应用、综合分析、解决问题和独立工作的能力，同时对我们的思想品德、工作态度以及作风等方面也会有很大的影响，增强事业心和责任感，为以后走向社会，走上工作岗位打下一个良好的基础。1.2文献综述国外铁路运输发展较早，对列车轮对自动检测方面的研究已经进行了很多年，西方发达国家在轮对外形与尺寸检测方面进行了深入研究，并且拥有了较为成熟的技术，开发出了适用于不同场合的自动检测设备。而国内开展列车轮对外形尺寸检测研究工作相对较晚，严格来说是从上个世纪90年代才开始，在此之前大都是引进或照搬发达国家较为成熟的技术。这种引进弊端很多，首先是价格昂贵，其次是这些技术大多是人家已经或即将淘汰的东西。到目前经过十多年的努力，我国技术界也提出了一些新思路和新方法，研制出了不同类型的检测装置，但是大多情况下是单打独斗式的“单兵作战”，未将科研力量有机的结合，所以效率很不理想，只停留在零敲碎打、修修补补的阶段，更没有研制也具有自主知识产权的产品。没有形成广泛适用的自动化检测产品，也就无法改变我国轮对尺寸定期进行人工检测的落后状态。这显然与当今飞速发展的铁路运输技术不相适应，尤其是这种落后的人工检测与先进的车辆技术、轨道及桥梁技术很不合拍，相比之下严重滞后 18。因此，开发和研究出适合我国国情的铁路车辆轮对检测装置，在竞争激烈的国际市场中占有一席之地，是一个十分迫切的问题。1.3发展趋势随着火车速度的不断提高，对列车运行的安全性与稳定性也将有越来越高的要求。作为列车行走重要部件的车轮，对其质量状态的检测与监控更是不容忽视，对火车轮对实现全面精确高效率的自动检测是大势所趋，列车轮对自动检测与在线检测技术的研究与开发势在必行。手工测量向自动化测量过渡，静态检测向动态检测过渡，接触式测量向非接触式测量过渡，单一参数测量向多参数同步测量过渡，势必成为未来列车轮对检测技术发展的大方向。 第2章 总体方案设计 2.1课题内容利用CATIA等软件完成火车轮对制动盘检测系统机构设计和三维建模，检测项目包括盘位差、端跳及盘厚。完成主要部件的机构设计和强度校核。主要技术参数： 轴的两侧轴肩距离为17980+0.4mm；盘位差5090.5mm，9390.5mm，5090.5mm；3个制动盘两侧端面跳动0.3mm；3个制动盘盘厚80mm。图2-1 火车轮对简图1.盘位差509；2.盘位差939；3.轴肩距离1798；4.火车车轴；5.火车车轮；6.制动盘。2.2设计思路根据检测参数位置及检测工艺，检测设备采用龙门架式结构，主要包括上下料部分、轮对定位与旋转部分、检测装置行走与驱动部分以及高精度检测传感器等。轮对经上料机构进入测量位置后通过各个部分部件（包括电控、气动等）及测量传感器的协调动作，自动完成轮对的定位、旋转以及各个参数的测量。2.3激光位移传感器测量原理及选用本设计中所用的测量方式为点激光测距传感器非接触式测量。激光测距具有测量精度与灵敏度高等优点，非接触式测量则可以避免压力等物理因素对测量结果的干扰，也可避免对被测件表面产生破坏。激光三角测量法一般适用于高精度、短距离的测量，所以本设计采用的是三角测量法的激光位移传感器，激光位移传感器的测量原理为三角测量法：激光发射器通过镜头将可见红色激光射向被测物体表面，经物体反射的激光通过接收器镜头，被内部的CCD线性相机接收，根据不同的距离，CCD线性相机可以在不同的角度下“看见”这个光点。根据这个角度及已知的激光和相机之间的距离，数字信号处理器就能计算出传感器和被测物体之间的距离。同时，光束在接收元件的位置通过模拟和数字电路处理，并通过微处理器分析，计算出相应的输出值，并在用户设定的模拟量窗口内，按比例输出标准数据信号。如果使用开关量输出，则在设定的窗口内导通，窗口之外截止。另外，模拟量与开关量输出可独立设置检测窗口。采取三角测量法的激光位移传感器最高线性度可达1um，分辨率更是可达到0.1um的水平。点激光测距测量原理如图2-2所示，由发射端发射激光束照射在目标面上，形成漫反射，并被接收端接收到。根据发射端发射激光和接收端收到激光的时间差即可计算得到传感器与目标面的距离。图2-2 点激光传感器测量原理简图1.点激光传感器发射端；2.目标平面；3.反射激光接收端。本设计中所需要测量的盘位差和制动盘厚度均为平面之间的距离，所以要用两个距离已知的测距传感器从两个平面同时测量，根据传感器示数与距离计算得到两个平面的距离，即所要测量的厚度值。测量方法为传感器相对位移法，如图2-3所示，左图中，先将一个经过传统三坐标方法测量已知厚度为A的标准件放在两个间距无法精确测量的测距传感器中间，若两个传感器示数分别为B和C，则两个传感器间距为L=B+C+A。该步骤为传感器距离标定。如右图，传感器间距不变，将一个厚度未知的待测件放在两个传感器中间，若两个传感器示数分别为E、F，则该被测件厚度为X=L-E-F。这种通过已知参数标定传感器距离，再根据传感器示数变化计算得到未知被测参数的方法即为传感器相对位移测量法。图2-3 双侧传感器测量厚度原理示意图1.2.3.4：点激光测距传感器；5.厚度已知的标准件；6.被测件。根据被测量参数的性质及被测轮对的尺寸参数，选用基恩士公司的LK-G5000系列超高速/高精度激光位移传感器，采用LK-H055型漫反射感测头，其安装参考距离为50mm，测量范围为10mm，测量精度可达4m，能够满足距离测量与端面跳动测量的要求。型号LK-H025LK-H027LK-H055LK-H057LK-H020LK-H022安装模式漫反射型参考距离20mm50mm20mm测量范围3mm10mm3mm光点直径25m50m25m线性度0.02F.S.(F.S.=6m)0.02F.S.(F.S.=20m)0.02F.S.(F.S.=6m)重复精度0.02m（0.01m）0.025m0.02m（0.01m）材料铝铸外壳重量约230g约260g约230g2.4方案比较与选定随着课题的研究与设计的进行，对于设备的检测部件行走传动部分、上下料部分和定位旋转部分，我一共设想过如下三种方案：方案一：如图2-4所示为方案一示意图。图2-4 方案一示意图1.定位顶尖；2被测轮对.；3点激光测距传感器.；4.测量臂；5.送料导轨；6.立柱；7底座。如图2-2所示，上料部分采用导轨上料，定位旋转部分采用双顶尖，测量部分采用两个可以水平、垂直动作的装有高精度点激光测距传感器的测量臂。当被测轮对沿着导轨进入测量工位后，由顶尖顶起并旋转，两个测量臂通过滚珠丝杠传动移动到相应位置测量不同的参数。方案二：如图2-5所示为方案二示意图。图2-5 方案二示意图1. 定位顶尖；2被测轮对.；3点激光测距传感器.；4.固定测量臂；5.移动测量臂；6.送料导轨；7立柱；8.底座。如图2-5所示，与方案一相比，方案二的上料、定位方式均没有变化，在传感器行走部分则是比方案一多了两个测量臂。其中中间的两个测量臂负责测量三个制动盘，要求既能水平移动，也能垂直移动。而两侧的两个测量臂是水平固定在轴肩位置的，只能垂直移动。相比于方案一，其优点在于可以消除测量臂在定位两侧轴肩位置时的定位误差。通过中间两个测量臂传感器的示数可以测得制动盘厚度及端面跳动，通过相隔的两个传感器的示数则可以测得盘位差。方案三：如图2-6所示为方案三示意图。图2-6 方案三示意图1.定位推进气缸；2.转轮电机；3.被测轮对；4.固定测量臂；5.升降导轨；6.横向移动导轨；7.纵向移动导轨8.移动测量臂；9.升降气缸。如图2-6所示，与前两种方案相比，方案三送料及定位采用了不同的方法。定位方式垂直方向采用以轴颈面定位，将轮对轴颈部放在两个固定的轴承中间，利用轮对自身的重力来实现径向定位，轴向定位与夹紧则是通过两侧的气缸推动实现的。转轮方法是在推动轴与轮对轴端的接触面上加一层聚氨酯，由电机带动推动轴旋转，利用聚氨酯软驱动来带动轮对旋转，并且定位轴承能使轮对在旋转时不受摩擦力作用。送料机构改用升降气缸与水平导轨相配合，首先将轮对放在升起的气缸所支承的V型块上，由升降气缸平台沿水平导轨将轮对运输到测量位置然后将轮对落在定位面上。对于检测部件行走部分，和方案二相比，不同之处在于这次将中间的两个传感器安装在了一个测量架上，其距离固定且恰好能卡在一个制动盘两侧。测量架本身能垂直移动，以防止传感器与制动盘发生碰撞，并且由一个水平移动平台带动，能到达三个制动盘的位置分别进行测量。两端负责定位测量轴肩的两个测量臂与方案二相比没有什么变化。经过思考与对比，最终决定选择方案三。因为在测量部件行走部分，要求中间的两个测量臂（方案一中为两个测量臂）都能达到三个制动盘的两侧进行测量，这样前两个方案的测量臂都存在行程冲突，滚珠丝杠布置难度大。而方案三中间的两个传感器在一个测量架上，水平方向的移动由一个平台带动，不存在行程冲突。其次，在精度方面，方案一在测量臂定位所有位置时都不可避免有定位误差存在，而方案二虽然两端负责定位轴肩的传感器是固定的，但是中间两个传感器的定位及定位后间距皆存在误差。在方案三中，两端传感器是固定的，中间负责测量制动盘的两个传感器间距也是固定的，甚至在测量两侧的制动盘时也可以用限位开关来确定水平移动平台的整体位置，这样只有在测量中间制动盘的盘位差时存在误差，数据误差数量可以达到最少。在定位方面，由于要测量制动盘的端面跳动，所以要使轮对能自动旋转。选择轴颈面轴承定位在转轮时要比顶尖定位方便一些。 2.5小结综上所述，最终设计方案如下：设备总体采用龙门架式结构，上方横梁上安装测量传感器及其行走驱动装置，下方工作台面负责被测轮对的支承、定位、夹紧及旋转；测量传感器选用高精度的点激光测距传感器，方法为传感器相对位移法，根据两传感器示数及其经过标定的已知的间距，计算得到被测两平面的间距；传感器行走部分采用滚珠丝杠传动，其中左右两端的传感器只能垂直移动，负责定位轮对轴肩所在平面；中间的两个传感器安装在一个测量架上，要求能水平、垂直移动，负责测量三个制动盘的厚度及端面跳动，并配合两端的传感器测量盘位差。定位部分：径向定位每侧以两个轴承支承轮对轴颈面利用轮对自身重力实现径向定位；再由两端的两个气缸实现轴向定位与夹紧。转轮部分：在定位轴与轮对轴端面接触的端面上覆盖一层聚氨酯，轮对夹紧之后，用电机驱动夹紧轴转动，利用聚氨酯软驱动带动轮对转动。上下料部分采用升降气缸水平移动平台，将轮对放在两个由升降气缸支承的V型块上，由平台沿水平导轨将轮对送到测量位置后气缸收回，将轮对落在定位轴承上。测量完成后由气缸将轮对顶起后送出测量位置。第3章 传感器行走及传动部分设计与计算3.1简介本设计中的测量部件为四个点激光测距传感器，其中两个负责定位轮对轴肩，另外两个负责测量制动盘。为防止上料时轮对与传感器发生碰撞损坏传感器，所以要求传感器能垂直移动。其中负责测量制动盘的两个传感器要对三个位置的制动盘进行测量，所以还要有一个水平运动的平台来带动其所在的检测架进行移动，使其能分别到达三个制动盘的位置进行测量。本设计为精密检测设备，对精度要求较高。尤其是负责中间的制动盘检测架移动的水平移动平台，因为传感器距离已经过标定，所以对其在中间制动盘位置的重复定位精度要求较高。因此传动方式选择精度较高的滚珠丝杠传动机构。滚珠丝杠传动具有以下优点：传动效率高，最高可达97%左右；运行平稳，无爬行现象；传动精度高，丝杠与螺母经过预紧，可消除轴向间隙，这样在启动与反向运行时不会出现空行程，大大提高了轴向传动精度；因为丝杠与螺母之间的摩擦力为滚动摩擦，其阻力远远小于滑动摩擦力，在提高传动效率的同时减小了磨损，使用寿命也大大延长。滚珠丝杠作为一种精密而又省力的传动机构，凭借以上优点，在数控机床、检测设备等精密机械装备中得到普遍的选择与应用。滚珠丝杠传动机构包括驱动电机、滚珠丝杠、联轴器、轴承及导向导轨副等。本部分需要设计的包括垂直运动传动机构与水平运动传动机构两部分。其中定位两侧轴肩的传感器与中间的制动盘检测架均要求能够垂直移动，但因为它们的移动部件与所受载荷都大致相同，移动部件质量较轻，因此三者共用一套设计即可。而水平移动部分丝杠所受载荷的方向、大小与垂直部分均不相同，精度要求也要高于垂直运动部分，所以需要另行设计。3.2垂直运动部分的设计与计算如图3-1为制动盘检测传感器垂直移动平台（左）与定位轴肩传感器垂直移动平台（右）。由图可见两者结构相似，传动部分相同，移动部件均为传感器、安装板及板下的导轨滑块和丝杠螺母座。由于制动盘检测传感器垂直移动平台上移动部件质量略大，所以以此为基准进行设计计算，即可满足三个垂直移动平台的要求。图3-1 制动盘检测传感器垂直移动平台（左）与定位轴肩传感器垂直移动平台（右）3.2.1导向导轨副的选择计算导轨上移动部件重量估算：导轨上移动部件包括传感器、安装板、板下的导轨滑块和丝杠螺母座，初步估计质量为15kg，即重力为G=mg=150N。因为导轨为垂直布置，所以导轨实际受力要远远小于这个值。但是此时导轨未选，移动部件重心与导轨之间的距离未知，因此无法进行具体的受力分析。考虑最不利的情况，即所有重力由一只滑块承受，如此计算选择导轨也足以满足要求。导轨承受最大工作载荷为：Fmax=mg=150N选择导轨：导轨选用直线滚动导轨副，它具有摩擦系数小，不易爬行，传动效率高，结构紧凑，安装预紧方便等优点。根据工作载荷Fmax=150N，初选台湾上银公司的HGH-15CA型直线滚动导轨，其额定动载荷为11.38KN，额定静载荷为25.31KN。导轨行程确定：图3-21.安装板；2.导轨板；3.制动盘；4.传感器如图3-2，在安装板中，X为安装导轨滑块及丝杠螺母座所需要的长度，约为150mm；Z为导轨板与制动盘之间为防止上料时发生碰撞留出的安全距离，大概需要150mm；当安装板移动到最底部时，传感器应到达制动盘圆周以内100mm左右，以便于测量制动盘不同圆周的端面跳动量，所以长度Y=150+100=250mm是比较合适的。所以安装板的全长为X+Y=150+250=400mm。为确保安全，尽量避免上料时因轮对位置不当而导致制动盘与传感器发生碰撞，当安装板移动到最顶部时，传感器底部应不低于导轨板底部所在的平面，所以导轨有效行程取安装板总长400mm完全可以达到这个效果，是比较合适的。这个结果是根据中间的制动盘测量平台来确定的，但是对于两侧的轴肩定位传感器也同样适用。因为轴颈高度远远小于制动盘高度，所以安全距离是足够的。这时只要适当延长传感器安装板，使传感器在最低位置时能到达轴肩测量的位置，在最高位置时能保证与轴颈面之间的距离足够安全即可。距离额定寿命计算：上述所选取的HGH-15CA型直线滚动导轨滚道硬度为60HRC，工作温度不超过100，每侧导轨配有两只滑块，精度等级为4级，工作速度较低，载荷不大。查机电一体化系统设计课程设计指导书，得寿命期望值一般取50km。查表3-1表3-5，分别取硬度系数fH=1.0，温度系数fT=1.0，接触系数fC=0.81，精度系数fR=0.9，载荷系数fW=1.5。表3-1 硬度系数（选自机电一体化系统设计课程设计指导书表3-36）滚道硬度/HRC50555864硬度系数fH0.530.81表3-2 温度系数（选自机电一体化系统设计课程设计指导书表3-37）工作温度/e判断系数eXYXY深沟球轴承600000.025100.562.00.220.0401.80.240.0701.60.270.1301.40.310.2501.20.370.5001.00.44查表3-13，该值接近于0.025，故取判断系数e=0.22，X值取0.56，Y值取2.0。因为轴承为垂直布置，承受径向载荷Fr几乎为零，所以Fa/Fre。因此轴承当量动载荷为：P=XFr+YFa=0.560+2150=300N额定寿命校核：Lh=10660n(CP)=10660300(9400300)3=1.709106h其中n为转速，已知为300r/min；为指数，对球轴承取3，滚子轴承取10/3。计算结果远大于寿命期望值20000h，所以选择的轴承符合要求，可用。3.2.5联轴器选择本设计为较精密的检测装置，且轴颈直径规格较小，转矩变化冲击较小，因此选择轻型的双膜片式弹性联轴器是比较合适的。其优点为高灵敏度，高扭矩，零背隙，转动惯量低，适用于精度高，冲击小的设备。根据电机轴直径及滚珠丝杠轴颈直径，初步选择CPDW-32-14-15-LK5型双膜片式弹性联轴器，其左侧孔径为14mm并开有深度为5mm的键槽，与电机轴相配合；右侧孔径为15mm，无键槽，与丝杠轴相配合。最高转速为15000r/min，满足转速要求；容许力矩为3.5Nm，待校核。表3-14 工作情况系数KA（选自机械设计表14-1）工作情况原动机为电动机的工作情况系数KA转矩变化很小1.3转矩变化小1.5转矩变化中等1.7转矩校核：由于机器启动时和运转过程中载荷变化可能引起联轴器过载，所以应当以轴上的最大转矩作为联轴器的计算转矩Tca，并按如下公式计算：Tca=KAT=1.50.547=0.82Nm其中，T为公称转矩，由之前计算已知负载转矩为0.547Nm；KA为工作情况系数，查表3-14，取1.5。计算结果小于所选联轴器容许力矩3.5 Nm，所以该联轴器符合要求。3.3水平运动部分的设计与计算如图3-3为制动盘检测架水平移动传动机构，传动由水平布置的电机、丝杠导轨副带动制动盘检测架进行水平移动，分别到达三个制动盘对应的位置进行测量。因为丝杠导轨布置的方式不同，所受载荷大小、方向与垂直方向都不相同；而且需要保证平台在中间制动盘位置的重复定位精度，对精度的要求更高，所以需要另行设计。图3-3 水平移动驱动装置3.3.1导向导轨副的选择计算导轨上移动部件重量估算：导轨上移动部件包括整个垂直移动平台，以及导轨滑块、螺母座等，初步估计质量为100kg，则导轨承受的工作载荷为:Fmax=mg=1000N选择导轨：导轨仍然选用摩擦系数小的直线滚动导轨副。根据工作载荷Fmax=1000N，初选台湾上银公司的HGH-20CA型直线滚动导轨，其额定动载荷为17.75KN，额定静载荷为37.84KN。导轨行程的确定：水平移动平台负责带动垂直平台到达三个制动盘的位置进行测量，所以至少要保证平台的垂直等分面与两侧制动盘的等分面能够重合。已知两侧制动盘端面间距为940mm，制动盘厚度为80mm，则两侧制动盘等分面距离为940-240=860mm。平台背面需要安装导轨滑块及丝杠螺母座，需要的宽度大概为180mm。则平台到达两侧制动盘位置时平台在制动盘等分面两侧的距离皆为90mm，则导轨行程最小应该为860+290=1040mm。考虑到行程应留有一定的余量，但是在行程方向上还需要安装驱动电机等，且需要注意不可与两侧负责测量轴肩的垂直移动平台发生干涉，所以余量不能太多，每侧留出20mm行程余量即可。综上所述，导轨行程定为1080mm。距离额定寿命计算：上述所选取的HGH-15CA型直线滚动导轨滚道硬度为60HRC，工作温度不超过100，每侧导轨配有两只滑块，精度等级为4级，工作速度较低，载荷不大。查机电一体化系统设计课程设计指导书，得寿命期望值一般取50km。查表3-1表3-5，分别取硬度系数fH=1.0，温度系数fT=1.0，接触系数fC=0.81，精度系数fR=0.9，载荷系数fW=1.5。则距离寿命为：L=(fHfTfCfRfWCaFmax)350=32097Km远大于期望值50km，故选择的导轨距离额定寿命满足要求，可用。3.3.2滚珠丝杠选择与计算使用条件计算：移动部件质量m=100kg，重力G=mg=1000N。运动方向为水平方向，设最快速度为v=3000mm/min，启动加速时间为t=1s，则启动加速度为：a=vt=50mm/min=0.05m/s则最大轴向载荷为：Fmax=G+ma=10N其中为导轨摩擦系数，查表3-6，对滚动导轨取0.005。初选丝杠导程Ph=5mm，则丝杠转速为：n=vPh=600r/min支承结构为两端固定，垂直放置。计算动载荷：查表3-7，取丝杠工作寿命Lh=15000h，则丝杠总转数为:nk=nLh=6006015000=5.4108r根据总转数查表3-8得寿命修正系数Kh=8.4343；查表3-9得载荷系数KF=1.2；查表3-10得硬度系数KH=1.0。故丝杠承受动载荷为：Cm=KhKFKHFm=6.54321.21.010=101.2N根据动载荷选取丝杠：考虑到本部分丝杠长度较大，所以丝杠直径不宜太小。预选台湾上银公司FSV32-5B2型滚珠丝杠，并查上银丝杠手册得相关数据：公称直径d0=32mm；导程Ph=5mm；滚珠直径dw=3.175mm；额定动载荷1886N；额定静载荷5666N。螺旋升角计算：tan=Phd0=532=0.050 =2.85 传动效率和驱动力矩计算：当量摩擦因数取=0.005，tan=，=0.286。传动效率为：=tantan(+)=0.91则克服最大轴向工作载荷所需驱动力矩为：TP=FmPh2=10520.91=8.74Nmm=0.009Nm稳定性验算：丝杠有效行程取导轨最小行程L=1040mm即可，因为平台位置到达极限时对丝杠螺母座来说仍留有余量。丝杠承结构为两端固定，垂直放置，查表3-11得支承系数m=40104；临界载荷为：Fc=m(d0-dw)4L2=40104(32-3.175)410402=2.56105N稳定安全系数：y=FcCm=2.56105101.2y=24所以丝杠是安全的，不会失稳。3.3.3驱动电机的计算与选择已知条件：根据之前的滚珠丝杠计算，已知工作载荷参数如下：电机轴转速nm=n=600r/min；电机轴负载转矩TL=TP=0.009Nm。负载转动惯量计算：直线运动部分：JL1=m(Ph2R)2=0.005100(0.00521)2=3.210-7kgm2滚珠丝杠部分：JB=32Ld041R2=3279001.040.0324112=8.4510-4kgm2电机轴换算负载转动惯量：JL=JL1+JB=8.453210-4kgm2负载功率计算：启动加速功率计算：已知直线运行速度v=3000mm/min= 50mm/s =0.05m/s ，设加速度为a=0.05m/s2 ，则加速度时间为：ta=va=1s则加速功率为：Pa=(2nm60)2JLta=26006021.5910-41=3.40w行走功率计算：P0=2nmTL60=26000.00960=0.56w选择电机：考虑到本部分丝杠轴端直径为20mm，所以电机轴直径不宜太小，否则难以选择联轴器来互相配合。再根据以上求得的转速、转矩和功率，仍然选择日本松下公司MHMJ系列042G1C型伺服电机，其额定输出为400w，额定转矩为1.3Nm，最大转矩为3.8Nm，额定转速为3000r/min，转子转动惯量为JM=0.710-4kgm2。启动转矩验算：TP=2nmJM+JL60ta+TL=2300(0.7+8.5432)10-4601+0.009=0.299Nm小于电机最大转矩，所以选择的电机符合要求，可用。3.3.4轴承的选择本部分丝杠为水平布置，轴承只需要承受径向力，所以选择最常用且生产成本低的深沟球轴承即可。根据丝杠轴颈直径，选择B6205ZZ型双盖式深沟球轴承，其优点为用途广泛且生产成本低，且两侧端盖能有效防止灰尘进入轴承内部。其主要参数为内径25mm，外径52mm，额定转速12000r/min，额定静载荷C0=7850N，额定动载荷C=14000N。主要承受径向载荷，也可承受少量轴向载荷。寿命校核：查表3-12，取寿命期望值20000h，轴承布置方式为水平布置，需要承受的径向力仅为丝杠重力。其中丝杠有效行程为1040mm，但还要加上轴端及轴颈长度，一共为1120mm。按照丝杠的直径及长度，大致估算其质量为：m=R2L=3.140.01621.127900=7.11kg则轴承承受丝杠重力为：G=mg=71.1N因为轴承只承受丝杠重力，因此轴承当量动载荷为：P=G=71.1N额定寿命校核：Lh=10660n(CP)=10660600(1400071.1)3=2.12108h其中n为转速，已知为600r/min；为指数，对球轴承取3，滚子轴承取10/3。计算结果远大于寿命期望值20000h，所以选择的轴承符合要求，可用。3.3.5联轴器选择本设计为较精密的检测装置，且轴颈直径规格较小，转矩变化冲击较小，因此选择轻型的双膜片式弹性联轴器是比较合适的。双膜片式弹性联轴器具有高灵敏度，高扭矩，零背隙，转动惯量低等优点，适用于精度高，冲击小的设备。根据电机轴直径及滚珠丝杠轴颈直径，初步选择CPDW-32-14-20-LK5型双膜片式弹性联轴器，其左侧孔径为14mm并开有深度为5mm的键槽，与电机轴相配合；右侧孔径为20mm，无键槽，与丝杠轴相配合。最高转速为15000r/min，满足转速要求；容许力矩为3.5Nm，待校核。转矩校核：由于机器启动时和运转过程中载荷变化可能引起联轴器过载，所以应当以轴上的最大转矩作为联轴器的计算转矩Tca，并按如下公式计算：Tca=KAT=1.50.009=0.0135Nm其中，T为公称转矩，由之前计算已知负载转矩为0.009Nm；KA为工作情况系数，查表3-14，取1.5。计算结果小于所选联轴器容许力矩3.5 Nm，所以该联轴器符合要求。第4章 轮对定位与旋转部分设计与计算4.1简介图4-1 径向定位座示意图1.轮对轴颈；2.深沟球轴承因为本设计需要测量制动盘的端面跳动，所以要使轮对在定位夹紧的同时能够转动。定位方式采用径向以轴颈面定位，轴向以两侧气缸推进定位并夹紧。径向定位如图4-1所示，将轮对轴颈部放在两个固定的轴承中间，利用轮对自身的重力来实现径向定位，轴向定位与夹紧则是通过两侧的气缸推动实现的。转轮方法是在推动轴与轮对轴端的接触面上加一层聚氨酯，由转轮电机带动推动轴旋转，利用聚氨酯软驱动来带动轮对旋转，并且定位轴承能大大减小轮对在旋转时所受摩擦力作用。4.2定位座尺寸设计及定位轴承的选择与计算4.2.1尺寸设计与轴承选择图4-2 尺寸与受力分析图如图4-2为尺寸与受力分析图，已知轮对轴颈直径为130mm，则其半径为65mm。为了方便确定轮对轴心到轴承轴心连线高度h的数值，所以由轮对轴颈与轴承半径之和、轴承中心线间距的一半经勾股定理计算得到的h应为整数。因为轴承只需要承受单纯的径向力，所以选用应用范围最广且制造成本低的深沟球轴承即可。初步选择6208型深沟球轴承，其外径为80mm，则轮对轴颈与轴承半径之和为105mm。设定两轴承轴心间距为126mm，其一半就是63mm。则轮对轴心到轴承轴心连线之间的高度为：h=1052-632=84mm已知轮对质量为1457kg，为方便计算取1500。如图4-2所示，因为轮对两端都有支承，且轴承只承受径向载荷，所以轴承所承受的载荷为：P=F=12mgcos=121500084105=6000N4.2.2轴承寿命校核上述所选择的6208型深沟球轴承主要参数为：外径D=80mm，内径d=40mm，轴承额定静载荷为C0=18.0KN，额定动载荷为C=29.5KN。查表3-12，取寿命期望值20000h；因为要测量制动盘端面跳动，所以转速不能太快。设定转速为n=3r/min。所以轴承寿命为：Lh=10660n(CP)=106603(29.56)3=0.66106h其中为指数，对球轴承取3，滚子轴承取10/3。计算结果远远大于寿命期望值20000h，所以选择的轴承符合要求，可用。4.3转轮电机的选择与计算电机轴负载转矩计算：已知轮对质量为1457kg，为方便计算，取1500。轴颈半径为65mm，则轮对转动惯量为：J=12mr2=1215000.0652=3.17kgm2设转速为n=3r/min，则角速度为：=2n60=10初步设定启动加速时间为ta=2s，则角加速度为：=ta=20则启动转矩为：T=J=3.1720=0.498Nm电机轴换算负载转矩为：TL=T=0.498Nm根据转矩选择日本松下公司MHMJ系列042G1C型伺服电机，其额定输出为400w，额定转矩为1.3Nm，最大转矩为3.8Nm，额定转速为3000r/min，转子转动惯量为JM=0.710-4kgm2。启动转矩验算：TP=2nmJM+J60ta+TL=23(0.7+3.17)10-4601+0.498=0.49812Nm小于电机最大转矩，所以选择的电机满足要求，可用。4.4联轴器的计算与校核电机与驱动轴之间需要用联轴器来连接并传递力矩。根据电机轴直径及传动轴轴颈直径，初步选择CPDW-32-14-20-LK5型双膜片式弹性联轴器，其左侧孔径为14mm并开有深度为5mm的键槽，与电机轴相配合；右侧孔径为20mm，无键槽，与丝杠轴相配合。最高转速为15000r/min，满足转速要求；容许力矩为3.5Nm，待校核。转矩校核：由于机器启动时和运转过程中载荷变化可能引起联轴器过载，所以应当以轴上的最大转矩作为联轴器的计算转矩Tca，并按如下公式计算：Tca=KAT=1.50.498=0.747Nm其中，T为公称转矩，由之前计算已知负载转矩为0.498Nm；KA为工作情况系数，查表3-14，取1.5。计算结果小于所选联轴器容许力矩3.5 Nm，所以该联轴器符合要求。第5章 上下料部分设计与计算5.1简介在本设计中，被测件轮对质量较大，只能通过起重机来搬运。而轮对在测量位置时，其轴线位于传感器正下方，通过起重机直接上料极容易使轮对与传感器发生碰撞而损坏传感器。所以要添加一个能够水平上下料的机构来避免此现象发生。该机构的功能是将轮对升起一个高度，以避免轴颈与定位座发生碰撞，然后将轮对水平运送至测量位置后将轮对落在定位座上。在本设计中，该部分主要由升降气缸、导向导轨副和水平推进气缸组成。5.2升降气缸计算设定初始条件：工作压力：0.5MPa；气缸往复运动时间:推出（上升）:4s、缩回（下降）：4s；气缸活塞运动方向为垂直方向。气缸负载确定：已知轮对质量为1457kg，加上定位V型块及V型块支座等，估计质量为2000kg。为保持轮对平衡，需要用两个气缸在两侧同时支撑。所以单侧气缸的负载力为：F=12mg=10KN缸径的确定:当气缸向上推送工件时，取负载率=50%，则缸径为：D=4Fp=4100000.51060.5=0.226m=226mm按照标准系列确定缸径为250mm；其行程要版保证在升起时能使轮对轴颈完全离开定位座并不与定位轴承发生碰撞，同时不能使制动盘与上方移动平台的导轨板发生碰撞。因此气缸行程不需要太大，100mm完全够用。选择气缸：根据上述直径与行程，初步选择亚德客SC250100型标准气缸，其工作压力范围为0.151.0 MPa，保证耐压力为1.5 MPa。压力验算：P=FR2=100003.140.1252=0.2 MPa1.5MPa计算结果小于气缸保证耐压力，所以气缸符合要求。5.3导向导轨选择与计算导轨上移动部件重量估算：导轨上移动部件包括整个被测轮对、定位V型块及V型块支座、升降气缸、移动底板及滑块等，初步估计质量为3000kg，则导轨承受的工作载荷为:Fmax=mg=30KN选择导轨：导轨仍然选用摩擦系数小的直线滚动导轨副。根据工作载荷Fmax=30KN，初选台湾上银公司的HGH-45CA型直线滚动导轨，其额定动载荷为77.57KN，额定静载荷为155.93KN。导轨行程的确定：滑动地板上需要安装导轨滑块及升降气缸，需要的长度大概为550mm。要使被测轮对在被推出时完全离开设备，需要的距离大概为600mm。所以导轨行程为两者之和及1150mm即可。距离额定寿命计算：上述所选取的HGH-45CA型直线滚动导轨滚道硬度为60HRC，工作温度不超过100，每侧导轨配有两只滑块，精度等级为4级，工作速度较低，载荷不大。查机电一体化系统设计课程设计指导书，得寿命期望值一般取50km。查表3-1表3-5，分别取硬度系数fH=1.0，温度系数fT=1.0，接触系数fC=0.81，精度系数fR=0.9，载荷系数fW=1.5。则距离寿命为：L=(fHfTfCfRfWCaFmax)350=99.22Km大于期望值50km，故选择的导轨距离额定寿命满足要求，可用。5.4水平气缸的选择本部分中水平气缸推动件包括被测轮对和升降气缸移动平台。考虑到其质量、体积均较大，所以气缸直径不宜太小，以免看起来不协调。所以气缸直径初步设定与升降气缸一致，为250mm，行程方面要保证轮对被推出时完全离开设备，按照之前所说为600mm。根据缸径和行程，初选亚德客SC250600型标准气缸，查亚德客公司提供的气缸手册可知其工作压力范围、保证耐压力与升降气缸一致。气缸载荷计算：气缸推动件包括被测轮对和升降气缸移动平台，估计质量为3000kg，运动方向为水平方向，所受载荷力为摩擦力。查表3-6可知滚动导轨摩擦系数为0.005。则气缸的工作载荷为：F=mg=0.005300010=150N其载荷小于升降气缸所受载荷。所以在缸径、工作压力范围及耐压力等其他条件相同的情况下，这个水平气缸是完全符合要求的。第6章 总结本次设计完成了对火车轮对盘位差检测系统机械部分的设计，包括总体方案的设计、检测原理及方法的选择、传感器行走及驱动部分、轮对定位与旋转部分以及上下料机构五个部分。其中点激光非接触式测量可以避免接触力对测量结果的影响，测量精度更高；传感器行走部分采用精度较高的滚珠丝杠传动机构，可以精确到达相应位置进行相应参数的测量；轮对定位采用以轴颈面轴承定位，并通过转轮电机带动缓慢转动，以便于测量制动盘的端面跳动；上下料部分可以在轮对位于安全高度时将其水平运进或运出测量位置，避免了直接垂直上料可能导致的轮对与传感器的碰撞。通过各部分机构的协调与配合，可以实现对火车轮对参数中的制动盘厚度、端面跳动以及盘位差的自动测量，并且具有较高的测量精度与工作效率。当然，本次设计不可避免地存在一些问题，如将轮对放入送料机构时仍需要起重机垂直上料，且制动盘与升降气缸的间距较小，应注意尽量避免轮对与气缸发生碰撞；此外，在对轮对进行轴向定位时转轮机构的受力也存在一定的不合理性，需要深入研究并改进。在后续研究中，可以就定位与测量精度方面进行深入研究，也可以尝试对其电动与气动控制系统进行开发与研究。由于本人水平不足，加上设计时间有限，本次设计仍存在诸多不足之处，敬请各位老师加以批评指正。致 谢为期三个月的毕业设计结束了，感谢老师和同组同学们这段时间的指导与帮助，这段时间的学习令我受益匪浅。在做毕业设计之前我以为这只是对大学知识的一个概括性的总结，但是随着毕业设计的进行我越来越感觉自己以前认识的太片面。实践才是检验真理的唯一标准，有些知识在理论学习时以为学会了，但是真正实际应用时还有很多实际的问题。比如零件尺寸的标注一定要注意限制公差，否则在实际制造时可能因为设备本身的误差导致误差积累，导致最后生产出的零件无法装配。只有解决了这些实际的问题，理论才能得以真正应用。能将学到的知识成功地运用到实际当中才算是真正的学会了。同时，在学习过程中，遇到问题首先要独立思考，而不是不加思考随便就问。这是一