【传统铁路液压捣固机的优化设计12000字（论文）】

第第I页绪论小型养路机械的发展近年来，随着中国经济的不断发展，铁路事业得到了高速发展。根据《中国国家铁路集团有限公司2020年统计公报》统计，截止2020年3月，中国铁路营业总里程为14万公里，再加上近几年客运专线的飞速建设，中国的铁路无论是数量还是质量都达到了一个全新的高度，这就对铁路养护设备的需求也越来越大。小型养路设备重量轻、效率高、成本低且能在不影响列车正常运行的情况下进行作业，能有效进行铁路养护，成为当下热门研究对象。小型轨道维护机在我国已经使用了数十年，它们是铁路养路维护运营的重要组成部分，使用和维修人员都有一定基础，并且生产和制造规模很大，目前国内用于铁道养护的小型机械按作业功能区别主要种类已可分为30多种。但是现阶我国小型养路机械也仍存在一些亟待解决的问题，例如操作人员对机器不够了解，不具备足够高的操作技能和养护知识，造成设备的损坏和使用寿命的缩减。所以应大力推广新设备的普及，加强设备的养护和维修，开展新设备操作知识的学习，提高操作人员的职业素养，并积极借鉴国外经验和先进技术，推动我国养路机械的创新和发展。液压捣固机的发展前景铁路运输发展迅速，在交通运输中的占比逐渐增长。随着列车运行速度的提升和列车承载需求的不断增大，路基状态及钢轨会随着积累效应的增加，道岔会出现不等同的下降，严重影响列车安全运行。为了保证列车运行的安全，必须使铁道线路经常处于良好状态，所以必须对铁路进行周期性的维护。捣固机是将建筑施工或维修养护时夯实枕木下的石子和沙砾，提高道床石碴的密实度，增强轨道稳定性的一种养路设备。目前捣固机的种类主要有液压式、内燃软轴式、内燃捣固镐和电动捣固机。液压捣固机驱动方式为汽油机－液压缸或电动机式驱动，由偏心轮及液压缸带动四杆机构驱动的捣固镐装置及由升降油缸垂直驱动的带轮油箱机架作业、可以在铁轨上走行作业，液压捣固机将液压传动系统和以电机驱动的振源系统相结合，安全可靠，作业效率高，捣固效果明显，也可采用自动化控制技术进行完全自主的捣固作业，其性能充分满足我国铁路道碴作业的需要，在我国应用广泛。内燃软轴式捣固机驱动方式为内燃发动机。由工人手持操作，上下道快捷方便，安全可靠，可对正线线路及道岔进行全方位的捣固作业。由内燃发动机、减震装置、张紧装置、传动轴和振动体组成，属于小型机械，不需要其他动力，可在环境恶劣、狭长的场所长时间作业。内燃捣固镐驱动方式为汽油机，由汽油机作为原动力，通过离心式离合器、偏心轴、橡胶减震器、拖动镐体产生高频扰动力，使枕下石碴重新排列密实,从而实现对道床石碴的捣固。没有冗长的电线限制，是一种上下道迅速、操作简便的捣固设备。电动捣固机驱动方式为电机，由驱动装置、减震系统、操作系统、捣固镐组成，重量轻，使用灵活但易发热，并且需要在靠近电源的场所作业。大型捣固机造价高昂，且运输不便，占用面积大；小型手镐机械人工作业量大，且费时费力。因此液压捣固机凭借其重量轻、性能可靠、操作简单和使用灵活等优势逐渐成为铁路捣固作业的主流设备。国内液压捣固机的发展情况目前国内比较典型的液压捣固机有YD-22型液压捣固机及XYD-2C型液压道岔捣固机。YD-22型液压捣固机是适用于高压、重载、高密度的轨道结构，采用双导柱框架结构，单缸由柴油机或电动机驱动；有齿轮泵、手动泵、换向阀、震动盘、捣镐、升降缸和夹实缸等组成。油箱整体通过升降油缸做垂直升降运动，带动振动架切换工作和非工作状态，捣固镐通过夹实缸驱动来实现“夹紧、放松”的效果振动装置由偏心轮旋转带动三角带实现。提高了铁轨的工作稳定性与平顺性，即有效的延长钢轨使用有效作用时间，同时又能提高轨轮的理论工作寿命，使列车运行更的安全、可靠，极大地降低了铁路运输成本。但线路中的石碴密实度及弹性控制不佳，捣固质量一般。XYD-2C型液压道岔捣固机在XYD-2型液压捣固机的基础上，采取单升降油缸、双导向柱支撑取代油缸驱动。运用偏心激振，捣镐夹实的方式及分离式振捣装置调节捣固镐镐头位置，用以在不同尺寸的铁轨上工作，实现大线路、清筛作业后的捣固作业，克服动力瞬间过载，增大液压油流量，适用于不同尺寸的铁轨、但在道岔结构复杂、工况环境恶劣等情况，该型号机难以达到要求的路基质量要求，效果不明显。液压捣固机的主要结构本文设计的液压捣固机主要由导柱机架、底座、捣固装置、动力系统四个基本部分组成，其中导柱机架部分对整个机构起支撑作用，且连接升降油缸实现捣固机构的换位动作；底座底部安装有下道轮。使其工作于铁轨上，顶部与导柱机架连接实现捣固作业；捣固装置由振动机构及捣固机构组战，振动机构通过偏心轮的高速转动实现额定的振动频率，捣固机构由夹实油泵带动四个捣固镐实现“张”“夹”动作;驱动系统在主体油箱上，安装有电机和液压泵、电机通过带传动的振动装置提供额定转速，液压泵为升降油缸和夹实油泵提供液压办。

总体方案设计总体方案选择根据捣固作用力原理不同。有三种方案可供研究。（1）冲击式捣固机：冲击式捣固机是利用捣镐的冲击力将道碴密实，利用的是冲击密实原理，这类捣固机作业和人工手镐作业原理相同。由于这种捣固机对石碴的破坏程度很大，对机体本身也有很大的反作用力，因此目前很少采用。（2）这种类型捣固机是利用振动动载荷将道床石碴密实。利用的是振动密实原理。各种电动捣固机和道碴夯拍机就是利用这种原理，但这类机械效率较低。由于它的体积和重量较小。下道方便，因此在列车的密度较大的地区仍然被使用。（3）振动夹实式捣固机是利用联合密实原理。这类捣固机利用捣镐的动载荷和静载荷联合作用于石碴将石碴密实。各种液压捣固机就是利用这种原理。在振动夹实式捣固机中．根据夹实的方式不同，可以分为同步捣固和异步捣固两类。所谓同步捣固机，就是在捣固作业时．每个镐头所运动的距离相等，因此每个镐头上所承受的压力不可能相同，这样会导致捣固后的枕下石碴密实均匀程度不一致。我们目的所使用的小型液压捣固机就是同步作业捣固机，由同步杆的控制实现同步捣固。而异步捣固机在捣固时，镐头在液压元件的作用下，镐头所承受的压力相同，因此镐头所移动的距离不可能相同、但捣固后的石碴密度比较均匀。所以异步捣固比同步捣固优点较多。目前异步捣固机在我国应用还不多。综上所述。本课题选择第三种其中的同步捣固。液压捣固机的总体设计液压捣固机的结构主要是为适应线路捣固作业的特点和工作过程而设计的，结构原理如图2.1所示。在图中，石碴的捣固工作是由捣固机的工作部件（称为捣镐）的动作来完成的。在作业时，当捣镐在传动装置的作用下移动时，捣镐下端的镐头部分就会伸入道床石碴的内部，并可到达轨枕表面以下的位置。这就是捣固机的下插过程。在这时，如果在操作人员的操作下使两镐头向内靠拢。两镐头就会将石碴送人轨枕下部，并夹实，起到捣固的作用，捣固完成后还需将两镐头再张开。如果再动作一次可进行第二次夹实，从而增加捣固的效果。夹实结束后需要将捣镐提升，当镐头底部提升至超过轨枕上或高出轨面时，捣固机才能通过走行移动至下一个捣固地点或是通过下道装置横移至线路两侧的下通架上以便避车。每一台捣固机有四个捣镐，由一个人操作，四个捣镐同时动作。这样每个轨枕头的四个作业点，一个工作循环就能完成。捣固的动作由液压传动系统驱动。四个捣镐的升降由一个升降油缸驱动，每两个捣镐由一个夹实油缸驱动镐头水平移动。液压捣固机是振动夹实式捣固机的一种。在作业时要求捣镐以某一频率振动，从而产生振动力。捣镐的振动是由振动装置产生的。在使用中，两台捣固机连成一体构成一套，由两个人各自橾作一台，每根轨枕的8个捣固位置一个工作循环即可完成。图2.1捣固机结构原理图1-底架；2-振动机构；3-捣固镐；4升降油缸；5-夹实油泵机架结构设计机架按其结构方式划分，如图2.2，本文采用梁式机架。本文机架的设计主要从机架的强度、刚度和稳定性方面进行设计使其抗弯曲能力强，形变小、温升低。机架主要由底座、导柱、顶梁组成，结构如图2.2所示。图2.2机架的分类图2.3机架结构示意图由参数得整机重量285kg，导柱直径40mm，顶梁截面积10mm

×

40mm，材料ZG270-250钢，进行强度和变形计算，如图2.4.图2.4机架部分分析作用在导柱上的弯矩：M式中：F——作用在一片顶梁上的力，定为1800N；l1、l2、h1、h2、ht——机架相关尺寸；I1、I2、I3、I4——机架各段横截面惯性矩。M导柱横截面最大拉应力：σσ作用在顶梁中部的弯矩：MM顶梁中间截面最大弯曲应力：σσ综上，该结构合格。疲劳安全系数计算:顶梁的疲劳安全系数:S=式中:σm——顶梁材料在脉动循环载荷作用下的弯矩疲劳极限；Kσε1σ查表得：查表得Kσ=2，ε1σ=0.7，、ε2σ=0.6.,σrb=3.2x108Pa.

。σS=2.2214>导柱的疲劳安全系数:S=S=2.1993>顶梁与导柱交接处的疲劳安全系数[2]:S=S=2.3356>综上，机架部分疲劳强度合格。机架的挠度计算:弯矩所引起的变形f1[2]：f代入数据得:f1=1.574

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10-6m剪力引起的变形f2：f代入数据得：f2=0.874

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10-6N纵向力引起的变形f3：f代入数据得：f3=1.4225

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10-6m垂直方向的总变形：ffz机架水平方向总挠度：ffs因为fz>fs，挠度变形校验合格。

液压捣固机的结构设计根据液压捣固机的结构原理，本机由动力和机械传动系统．液压传动系统．捣固装置、振动装置、机架及下道架组成。动力部分主要采用两种原动机：一种是汽油机，另一种是电动机。图3.3所示的捣固机采用电动机作为动力。电动机输出的机械能，一路通过三角皮带传动。将转矩传递给液压系统的动力——油泵。油泵在电机的驱动下，将液压油从油箱中吸出，并提高压力，然后送入液压控制系统。通过多路换向阀的方向控制后，压力油被送入液压系统的执行元件——升降油缸和两个夹实油缸，从而驱动捣镐的捣固动作。多路换向阀采用手动橾作控制，当操作多路换向阀使升降油缸的缸体下降时。液压捣固机的主体部分随之沿着机架的导柱下降，从而带动捣镐下降。使镐头下插到轨枕底面以下。这时如果再操作换向阀的夹实油缸控制部分使两夹实油缸的活塞杆外伸，捣镐就会绕振动装置上向的镐轴转动一个角度，使两镐头夹紧。通过镐头部分的镐撑作用，就可将石渣夹入枕下。捣镐的张开动作与提升动作也是通过操纵换向阀实现的。液压捣固机的振动装置也是由电动机通过另一根三角带向下方传动的。通过三角带传动，使振动装置的振动轴，振动轴的上方安装有不平衡的偏心铁，转动以后由于离心力的作用。就使振动装置连同捣镐以某一频率振动。当镐头插入石碴，镐头的振动就可传递给石渣，从而买现振动与夹实联合捣固密实。为了防止振动装置及捣镐的振动传递至捣固机的其他部分，损坏其他部件或零件，捣固机的振动装置采用橡胶制成的减振器与主机连接。吸收振动装置传给主机的振动。小型液压捣固机的重量较轻。整机重量为285KG。在捣镐下插作业时，如果不采取其他措施，由于石碴的反作用。就会使捣固机局部顶起，使走行轮脱离钢轨而失去支承，从而导致捣固机倾斜，将捣固机损坏。这种情况有道床石渣板结情况下更明显。为了避免这种现象发生，小型液压捣固机同时设有夹轨器。当捣镐下插时，夹轨器便落在钢轨上-如果捣固机被顶起。夹轨器就会夹住钢轨，使捣固机把持在轨排上。当捣镐上升时，夹轨器被主体部分拉动，松开钢轨。小型液压捣固机在多数情况下是利用列车间隔时间进行作业的。在列车通过作业地点之前，要求捣固机撤出限界之外，不能影响列车正常运行。捣固机下道时，首先将两台分解，然后移至安放在线路两侧或单侧的下道架上。列车通过之后，再行上道作业。液压传动系统设计图3.1液压系统示意图1-液压泵；3-控制平台；4-溢流阀；5-单向阀；6-升降油缸；7-夹实油缸；8-过油器；9-油箱如图3.1所示的液压系统示意图。图中液压系统得执行元件有三个。为两个夹实油缸和一个升降油缸。他们都是单出杆双作用缸。升降油缸，由换向阀的第一联控制动作：当活塞外伸时．是捣镐的下插动作。当活塞回缩时，完成提升动作。夹实油缸。两油缸采用并联连接，由第二联换向阀控制动作。当两活塞杆外伸时，是捣镐的夹实动作。当活塞杆回缩时，捣镐张开。两联换向阀间采用并联连接方式，即从进油口来的油液可直接通到各联换向阀的进油腔，各阀的回油腔又都直接通过多路阀的总回油口，为了使捣固机在非工作状态时液压泵不带负荷。即卸荷状态，使液压泵输出的油液以最低压力流回油箱，以节省动力，整个换向阀采用卸荷回路卸荷。当液压油泵工作时，油泵将液压油从油箱中吸出，通过油器过滤后，将压力油液送入多路换向阀的进油口。如果两换向阀均处于中间位置时，卸荷油路使油液直接流回油箱。当移动某一换向阀的滑阀时，卸荷油路被切断，进入换向阀的油液通过单向阀进人每一联的腔，然后和其他油路相通。例如使的滑阀左移。移动时卸荷油路首先被切断，这时油液通过单向阀进入，当滑阀继续移动。滑阀将与之相通，使压力油进入升降油缸的无杆腔。与回油胆相通，使有杆腔与油箱相通。在压力油的作用下，无杆腔容积增加，使活塞杆外伸。有杆腔的油液被排至油箱。当第一联滑阀右移时，压力油腔与腔相通，胆与回油腔相通，在这种情况下，活塞杆回缩，两夹实油缸采用并联连接。如果两液压缸的运动阻力不相等，阻力较小的首先动作，阻力大的后动作，产生不同步现象。液压系统的压力由溢流阀控制。如果因某种原因使系统压力超过额定压力时，溢流阀就会工作，使部分油液流回油箱。使系统压力不超过额定压力，从而防止由于系统的压力超高而将液压元件损坏，或产生内泄、外泄现象。油泵是手动油泵。当原动机或油泵出现故障，或某种原因使原动机或油泵失去作用时,此时捣镐还插在道床里。可使用手动油泵把镐头提升，然后下道避车，故又称安全泵。在使用手动压油泵时，为防止压力油从机动油泵倒流回油箱，在两油泵之间设置一个单向阀。液压系统的设计计算液压缸的设计与计算：所给数据：工作载荷FN=22706.6N。导轨摩擦载荷：F式中：G——部件所受的重力：FN——导柱上方的正压力（N）；μ——摩擦系数，查表知μ=0.08。F惯性载荷：F式中：∆V——速度的变化量；∆t——起动或制动的时间。F外载荷：FF实际外载荷：F=F=液压马达的计算：工作载荷力矩：TT轴颈摩擦力矩：式中：G——旋转部件施加于轴颈上的径向力。μ——摩擦系数，查表知μ=0.08；r——旋转轴的半径。T惯性力矩：T式中：ε——角加速度（rad/s）；∆w——角速度变化量（rad/s）；∆t——起动或制动时间；J——回转部件的转动惯量。T马达载荷转矩：TT马达实际转矩T=T=初选工作压力，如图图3.2液压工作简图计算液压缸的主要结构尺寸：活塞杆受压时：F=活塞杆受拉时：F=式中：AA2P1——液压缸工作腔压力(Pa)

;D——活塞直径(m)

;P2——液压缸回油腔压力Pa，即背压力，查表得1.5MPa；d——活塞杆直径(m)。所以：A由公式得：D=式中：∅——杆径比，查表得∅=0.71.将带入公式3.12并进行圆整。综上列出表3.1表3.1活塞参数表外直径D内直径d液压缸进油压力P1液压缸回油压力P2作用面积S1作用面积S20.08m0.07m6MPa1.5MPa0.005m20.001m2液压马达的排量：q式中：T——液压马达的载荷转矩(N·m)；∆P=P1-P2——液压马达的进出口压差(Pa)；且满足转速要求：V≥式中：qvminnmin求得：q液压泵的选择：液压泵的最大工作压力Pp：P式中：P1——系统中液压泵的极限压力；∆P——总管路损失。P液压泵分为齿轮泵、叶片泵、柱塞泵及螺杆泵。液压泵的技术性能指标及使用范围如表3.2。表3.2液压泵性能指标类型性能指标齿轮泵叶片泵柱塞泵外啮合内啮合螺杆泵单作用双作用直轴端面配流轴向斜轴端面配流阀配流径向轴配流卧式轴配流楔块式摆线转子式压力范围/MPa≤25.0≤30.01.6~16.02.5~10.0≤6.36.3~32.0≤10.0≤40.0≤70.010.0~20.0≤40.0排量范围/（ml/r）300~70001500~20001000~45001000~2300500~2000500~4000600~2200600~1800≤1800700~1800200~2200最大功率/kW120350120390303207302660750250260容积效率（%）72~95≤9580~9270~9684~9280~9589~9389~9391~9582~9091~95总效率（%）60~80≤9265~8469~8565~8165~8181~8981~8980~8881~8981~88功率质量比小大小中小小大中大中中最高自吸能力/KPa50404063.533.533.516.516.516.516.516.5流量脉动（%）13~271~5≤4<2≤2≤21~61~6<15<3≤15噪声小中中小小大大大大中中价格最低中低高中中低高高高高高根据表格数据并结合液压泵型号参数，初选液压泵型号为斜轴端面配流轴向柱塞泵，如表3.3所示：表3.3斜轴端面配流轴向柱塞泵参数表型号排量压力转速摆角变量型式自吸额定功率质量ZBS—H915915ml/r32MPa1000r/min±25手动，自动875487kW28Kg液压泵驱动功率：P=式中：PpqvpηpP=管道尺寸的确定：管道内径：d=式中：qvV——管内允许流速（m/s）。解得：d=0.080m。管道壁厚：δ=式中：p——管道内最高工作压力（Pa）；d——管道内径(m)

;σ——管道材料的抗拉强度(Pa)。解得：δ=0.0012m。油箱容量：V=a式中：qa——经验系数，查表得a=5。解得：V=0.0125m3液压系统的损失计算液压系统的基本参数确定后，还需确定系统运行过程中产生的许多功率损失，这些功率损失可能会影响整个系统的正常运行，例如像压力损失，还有因功率损失转化为热量导致的油温升高，管道内液体速度迅速变化而产生的压力冲击等等。这些现象的影响都需要控制在安全范围内，这样才能使整个液压系统能稳定运行。发热温升计算在液压系统运行过程中，来自液压缸的驱动力在工作过程中所损失的功率会转化为热能会导致油箱内油温升高，发热温升会导致元器件产生热变形，且热膨胀系数不一样的器件外表变形变不等，配合间隙减小严重时会导致传动机构卡死，同时液压系统中油液的粘性降低，加速油液氧化变质，形成胶状等物质，阻塞元件小孔，从而导致液压阀瘫痪，缩短液压系统正常寿命，减小系统的容积效率，液压系统使用性能降低。液压泵功率损失:P式中：Tiz——投入工作液压泵的台数；Priηpiti解得：P液压执行元件的功率损失：P式中：M——液压执行元件的数量；Prjηpjtj解得：Ph1油液流经阀或管路的功率损失：P式中:

∆p——

通过阀或管路的压力损失(Pa)；qv解得：Ph3液压系统的发热功率：PP液压系统的散热功律：P式中：K1——油箱散热系数，查表得KK2——油箱散热系数，查表得KA1、A∆T——油温与环境温度之差

(℃)。解得：Phc计算实际油箱容量：以油箱外表面积为主，忽略工况情况及工作过程中的散热，有:AV=0.8abh#可得：a=0.8,b=0.77,h=0.4,V=0.197m3。油箱尺寸如图3.3图3.3油箱结构尺寸冲击压力计算由于液压油及机械元件的惯性作用，在整个液压系统启动、卸荷、变速、换向时液压阀临时关闭或动作忽然暂停，在这一瞬间将在管路内会产生很大的峰值压力，载流量过大的液压系统中，甚至会直接导致管道、仪表等的损坏，管路破裂，并产生极大地振动和噪声。故须进行冲击压力的计算。直接冲击(t<τ)时，管路压力增大值：∆p=间接冲击(t>τ)时，管路压力增大值:∆p=式中:

ρ——液体密度(kg/m3)

；∆v——关闭或开启液流通道前后流速之差(m/s)；t——关闭或打开液流通道的时间（s）；τ=2lac忽略液压油粘性及管径变化，油液冲击的传播速度:a式中：E0δ、d——管道的壁厚和内经(m)

;E——管道材料的弹性模量，查表得E=1.18x1011Pa。代入数据得：a∆p=80000Pa液压系统变速时，液压油及运动元件由于惯性而引起的压力冲击：∆p=式中：liAiA——液压缸活塞面积

(m2)

;M——与活塞连动的运动部件质量(kg)

;∆v——液压缸的速度变化量(m/s)

;t——液压缸速度变化∆v所需要的时间（s）。代入数据得：∆p=362665.9Pa∆故液压系统在冲击压力下可以正常工作。振动机构和捣固机构的设计及计算振动机构的设计工作原理液压捣固机的振动装置是由油箱上安装的电动机通过两级带传动的减速，在通过偏心铁的偏心力带动捣固装置的振动，并可调节一级从动轮即离合器机构控制带轮的传动比使振动装置能够根据不能同的工作场合需求达到不同的振动频率，为防止振动过程中频率过大缩短带传动的使用寿命及振动装置达到某一频率引起整个机架共振对传动机构和机体寿命的影响，必须在捣固装置和升降油箱连接处安装减震装置。当镐头插入枕木下的沙砾和石渣，与捣固装置配合，夹紧并进行振动，捣固镐将振动传递给沙砾和石渣，从而实现捣固、夯实、稳固路基的作用。偏心轮的设计根据设计要求，偏心轮必须产生15200N的振动力，振动频率至少50Hz以上即转速在3000/min以上捣固效果较好。偏心轮主体结构为V型带轮，并在上下两端加有扇形配重块，通过皮带轮带动配重块高速旋转偏心达到振动效果，初定材料为灰铸铁，结构如图4.1所示图4.1偏心轮的形状所用参数：偏心轮半径：64.0mm配重块外径：68.0mm配重块内径：22.3mm配重块厚度：30.0mm灰铸铁密度：7800kg/m3可得外圈块配重块的重心位置2×即

2×得xσ一块配重块的重量：mm产生的振动力：FFF因为捣固装置为两侧双向捣固，故F总偏心铁的总静力矩：M=8电机的选择经查表，皮带轮的效率：η皮=滚动轴承的效率：η承ηηPPPP结合偏心轮要求转速，初选Z4系列Z4-100-1型直流电动机参数如表4.1表4.1Z4-100-1型直流电动机参数额定功率额定电流转速效率转动惯量质量4kw10.7A4000r/min78.9%0.0441/kg·m210kg单级减速箱设计由于工况转速、扭矩等要求，电动机不得与皮带轮及负载直接相连，故需进行减速，以下是单级减速箱设计过程：图4.2单级减速箱示意图如图所示，电动机经过联轴器同传动轴0配合，减速器设计为单级齿轮减速，最后输出在皮带轮上。分配传动比：i查表取：i带=1.17，则i减=1.14。0轴：0轴即为电动机轴，减速机高速轴。PP0n0=4000r/minTT0Ⅰ轴即减速器低速轴：PPnT齿轮部分设计计算：小轮加工用料初选40Cr,并加工时进行齿面硬化处理，齿轮外表面硬度要求280HBS以上，大轮加工用料初选45号钢，并加工时进行表面硬化处理，齿轮外表面硬度要求240HBS以上。初定小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=1.14

x

24=

27.36，取28。小轮分度圆直径：d疲劳强度许用应力:应力循环次数:N=60N=60×4000×1×3600×8=6.912×σ查表得：KHt=1.3;∅d=1;ZH=2.5;ZE=189.8MPa取失效概率为1%，安全系数S=1d圆周速度：v=v=6.07m/s齿宽：b=b=1×28.99=28.99mm计算实际载荷系数：齿轮圆周力：FFK查表KHα=1.2，插值法得，7级精度时，KHβ=1.421KK实际载荷系数下的分度圆直径：dd相应的模数：m=m=1.373mm,取m=1.5.综上可得出:z0=d0m几何尺寸的计算dda=b=由于安装过程中会产生误差，取d0=33mm,d1=

38mm。将以上结果代入弯曲疲劳强度公式σF查表进行计算得出：σF<[σ]轴的计算:初定传动轴的材质为40CrNi

(调质)，键槽数为1。按扭转强度条件计算:τTd≥3开键槽后的直径de≥12.371+7%=13.24mm，取0、I

轴直径为14.0mm。按弯扭合成强度条件计算:FFMMM=扭转合成强度条件：σW=即σ故检验合格。根据以上数据做出载荷分布图，如图4.3所示：图4.3轴的分布载荷图综上，C面为危险截面，由弯矩合成条件公式，将M、T带入公式取整得：d=14.0mm。联轴器及轴承的选择联轴器的选择：由公式与电机配合的联轴器参数标注的最大转矩高于计算转矩T；并且其中心配合孔与被联接的两轴轴颈一致。通过上文计算得主动轴最小轴径取14.0mm,根据电机尺寸及联轴器参数表，采用HL1型弹性注销联轴器，参数如表4.2。表4.2HL1型弹性注销联轴器参数表联轴器许用转矩许用转速轴孔直径轴孔长度DD1D2bs转动惯量/kg·m2质量/kgHL1160710012、1412、1432373290406520250.0064216、18、1916、18、1942304220、22、2420、22523852联轴器的校核：电机在启动时因为与减速器及其他运动元件相连，具有惯性力和摩擦力等，故存在比额定转矩更大的转矩持续一段时间，

待系统稳定时恢复到正常转矩，所以应该计算最大转矩TcaT式中：T——公称转矩，N·m；KA则T且实际转速n0=4000r/min≤nmax=7100r/min。故该联轴器合格。轴承的选择:设计机构为二级带传动，轴承只承受径向载荷，本设计中要求转速较高，综合传动轴直径、极限传速比、轴向限位能力及价格等方向考虑，选用6202深沟球轴承参数如4.3。表4.36202深沟球轴承参数轴承代号dDBr1、2minC/kNCo脂润滑油润滑6202154213111.45.41700020000轴承寿命计算：L深沟球轴承ε取3：P=P=842.69N。可得Lh带传动的设计计算带的种类及适用性：带传动的种类分为平带、V带、

特殊带及同步齿形带。详细参数如表4.4。表4.4带的种类参数表类别材质类型紧凑度许用速度/m·s-1噪声传动带面张紧带面重合性起停振动偏移粉尘额定最大温度/℃额定最小温度/℃抗水性抗油性抗酸性抗碱性耐候性抗静电性通用性橡胶系胶帆布平带0252331-012170-401011203平带高速环形胶带260333013250-301112232其他棉麻织带252-333012050-40010120150毛织带030233012260-401110201棉纶片复合平带280333013180-301211233V带橡胶系普通V带2302111-022170-401111203轻型V带2302121-032180-351111232窄V带330211-0022190-301111333联组V带23070-301133--211-00231--11234090-40汽车V带330211-0022190-301111333齿形V带340211022190-301111301宽V带230200023150-301111303聚氨酯系大楔角V带345200012360-401311202特殊带橡胶系多楔带340202023290-301111321双面V带2302331-022170-401111231聚氨酯系多楔带240202013260-401311202圆形带0202321-012260-200311202同步带橡胶系梯形齿间步带240103002-13290-35121123弧齿间步带24010302-13290-351211232聚氨酯系梯形齿间步带23010302-13260-201311202根据电机转速及工作环境的考虑，普通V带绳芯材质本身工作时初性相对较大，疲劳强度极限高，在V<

25~30m/s、

P<

700kW轴间距小的范围工作，符合要求，故选用普通V带。主要失效形式:1.带在带轮上打滑，不能传递动力。2.带面产生疲劳撕裂、拉断。3.带的工作面磨损。设计结构如图4.4所示。图4.4皮带传动简图设计功率：P式中：KA——工况系数，KP——传递的功率；Pd查表选定A型普通V带。节宽=11顶宽b=13高度h=8.0楔角=40°分配传送比：i2轮为离合器，且两轮道规格相同，令i32=1.05，计入滑动率，取ε=0.02，则：iin2i得n1=3123r/min，dp2=0.119m，根据上式所求节圆直径及额定功率，查表初定:dd3

=0.140m

(为提高V带的寿命，宜选取较大的直径)。dd偏心轮处运转所需要的带速：VV初定轴间距：根据要求：0.70.7代入得:0.206m≤a12≤取a12=0.335ma所需基准长度：LL得：La1=1.134m，查表取Ld1=1.120m，实际轴间距：aaaa安装时所需要最小的轴间距：aa窜动后的最大轴间距：aa1、2轮传动小带轮包角：α2、3轮转动小带轮包角：α单根V带传递的额定功率：根据带的种类、基准直径及转速查表得:P1=3.65kW

，P2

=3.16kW。传动比i≠1的额定功率增量:根据带型、基准直径及传动比查表得:

ηP1=0.13kW

，ηP2=0.09kW。V带的根数:zz所以，z1取1zz所以，z2取1式中：KαKL单根V带的预紧力:FF作用在轴上的力：FFFF综上，对带传动的设计如表4.5所示。表4.5对带传动的设计电机大轮转速大轮基准直径小轮转速小轮基准直径带长包角中心距材质1、2轮传动Z4-100-1型直流电动机3123r/min0.151m3342r/min0.144m1.134m178.83°0.342m胶帘布2、3轮传动3342r/min0.144m3509r/min0.140m1.394m179.520.474m带轮的设计:为使带轮结构易于加工，具有良好的材料饱和度，损耗小，减少生产过程中的残余应力。提高带轮表面粗糙度，减少磨损。查表初定轮缘、轮辐、轮毂