喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 目錄 摘要………………………………………………………………………………… Ⅰ 第一章 引言…………………………………………………………….............. 1 1 轉(zhuǎn)盤自動生產(chǎn)線簡介……………………………………………………… . 1 2電動轉(zhuǎn)盤簡介…………………….………………………………………….. 1 第二章 電動轉(zhuǎn)盤車設(shè)計…………………………………………………….. 2 1電動轉(zhuǎn)盤機械設(shè)計………………………………………………………….. 2 1-1 傳動方案設(shè)計……………………………………………………….,..... 2 一 傳動方案簡介………………………………………………………......... 2 二 傳動方案比較及選擇………………………………………………......... 3 1-2 減速機的選擇………………………………………………………........ 5 一 減速機的選擇………………………………………………………......... 5 二 擺線針輪減速器原理……………………………………………….…… 6 三 擺線針輪行星減速器使用和特點………………………………….…… 6 四 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速功率和轉(zhuǎn)矩計算…………………………….…… 7 1-3 設(shè)計過程中的相關(guān)計算………………………………………………... 9 一 齒輪的設(shè)計………………………………………………………….…... 9 二 軸的設(shè)計和校核……………………………………………………........ 14 1） 齒輪軸的設(shè)計和校核………………………………………………….. 14 2） 中心軸的設(shè)計和校核………………………………………………….. 18 三 軸承的壽命計算……………………………………………………........ 22 1） 安裝的齒輪軸上的圓錐棍子軸承的壽命計算……………………….. 23 2） 中心軸上的圓錐滾子軸承的壽命計算……………………………….. 24 2電動轉(zhuǎn)盤電器控制設(shè)計……………………………………………………. 27 2-1 電動轉(zhuǎn)盤程序設(shè)計……………………………………………………... 27 一 地址分配………………………………………………………………… 27 二 梯形圖…………………………………………………………………… 27 三 功能圖…………………………………………………………………… 29 第三章 軌道的選擇和安裝………………………………………………… 30 1 軌道的選擇………………………………………………………………. 30 2 軌道的安裝……………………………………………………………….. 30 第四章 準確對軌…………………………………………………………….. 32 1 電磁制動器的簡介……………………………………………………...... 32 2 電磁制動器的選擇……………………………………………………..... 33 參考文獻:……………………………………………………………………. …. 34 附錄：...................................................................................................................... 35 總結(jié)：……………………………………………………………………………... 35 中文資料…………………………………………………………………………... 36 英文翻譯………………………………………………………………………. …. 40 44 電動轉(zhuǎn)盤的設(shè)計 摘 要: 轉(zhuǎn)盤換軌平車系統(tǒng)是工廠車間的一條自動化生產(chǎn)線，通過轉(zhuǎn)盤的換軌作用，實現(xiàn)平車在不同方向軌道上的自動行駛，從而提高工廠的自動化的程度。本文從傳動方案選擇到相關(guān)部件的設(shè)計與校核，較為詳細地介紹了電動轉(zhuǎn)盤的設(shè)計過程。 關(guān) 鍵 詞: 轉(zhuǎn)盤換軌平車系統(tǒng) 電動轉(zhuǎn)盤 設(shè)計 Abstract: Dial-for-rail flat car system is an automated factory floor production line, through the wheel for the track in order to achieve flat car in different directions automatically track the traffic, thereby enhancing the degree of factory automation. In this paper, a more detailed description of the design process for electric wheel. Key words: Dial-for-rail flat car system; electric wheel; Design 第一 章 引言 1 轉(zhuǎn)盤自動生產(chǎn)線 轉(zhuǎn)盤自動生產(chǎn)線是由電動平車在軌道上運動通過自動轉(zhuǎn)盤換軌的全自動自動生產(chǎn)線。轉(zhuǎn)盤換軌電動平車系統(tǒng)是一種全自動化送料系統(tǒng)，利用先進的電氣控制技術(shù)來控制系統(tǒng)16工位的送料，與傳統(tǒng)的系統(tǒng)相比，本系統(tǒng)通過用先進的電氣控制來控制平車和轉(zhuǎn)盤的運行，有很多傳統(tǒng)控制系統(tǒng)無法比擬的優(yōu)越性能，如具有結(jié)構(gòu)緊湊、斷電自鎖、響應(yīng)速度快、控制精度高、噪聲低、不產(chǎn)生電磁干擾等突出優(yōu)點。 2 電動轉(zhuǎn)盤車 在工廠實際中，往往存在著幾條不平行軌道之間的連接，這時可以使用電動轉(zhuǎn)盤來達到換向的目的，電動轉(zhuǎn)盤也是本次設(shè)計所要設(shè)計的內(nèi)容。 圖1.1電動轉(zhuǎn)盤車 第二章 電動轉(zhuǎn)盤車設(shè)計 1 電動轉(zhuǎn)盤機械設(shè)計 1-1 傳動方案設(shè)計 一 傳動方案簡介 方案一： 從電機輸出的轉(zhuǎn)動首先通過一個減速器減速，再通過一對錐齒輪傳動的換向作用改變運動的方向，最后通過一對圓柱齒輪嚙合運動來帶動轉(zhuǎn)盤的轉(zhuǎn)動，達到預(yù)期的目的。 圖2.1 方案一的示意圖 方案二： 選用一個電機直連的臥式減速機作為動力的輸入端，再通過一對錐齒輪的嚙合運動轉(zhuǎn)換從減速機中輸出的速度的方向，并且?guī)愚D(zhuǎn)盤轉(zhuǎn)動。其運動示意圖如圖所示. 方案三： 選用一個電機直連的立式減速機作為動力的輸入端，再通過一對直齒輪的嚙合運動帶動轉(zhuǎn)盤的轉(zhuǎn)動，其運動示意圖如圖所示。 圖2.2 方案二的示意圖 圖2.3 方案三的示意圖 二 傳動方案的比較及選擇 從上面的方案中可以看到在方案一中要通過兩級齒輪的傳動，是結(jié)構(gòu)變得復雜，同時影響傳動的準確性。在方案二中雖然只有一級齒輪的傳動，提高了傳動的精度，但是臥式減速機需要水平布置，受轉(zhuǎn)盤直徑大小以及減速機本身尺寸的限制使得該方案較難實現(xiàn)。方案三中具備了方案二的優(yōu)點，傳動精度較高，同時由于在垂直方向上并沒有限制，可以克服方案二實現(xiàn)中存在的困難。 經(jīng)過以上的討論，最終選擇方案三作為本次設(shè)計的傳動方案。 1-2 減速機的選擇 一 減速機的選擇 考慮到擺線針輪行星減速器的性價比和相關(guān)使用特點，我們決定選用選用電機直連式擺線針輪行星減速器 已知條件: ①工作時間：每日八小時 ②由于轉(zhuǎn)盤的轉(zhuǎn)速為0.5 r/min，而圓柱齒輪單級傳動比為3~8，所以減速機的低速軸轉(zhuǎn)速為1.5 r/min ~12 r/min。 ③轉(zhuǎn)盤實際所需的功率P=0.5KW，減速機的效率按0.9計算，直齒齒輪效率按0.97計算，所以減速機輸出軸所輸出的功率應(yīng)該大于0.86KW。 ④電動機頻率為50HZ ⑤輸出軸的聯(lián)接方式為聯(lián)軸器，沒有軸向力。 選型： 根據(jù)已知條件，選用電機的額定功率為1.1KW，減速機的輸出軸轉(zhuǎn)速軸轉(zhuǎn)速在1.5r/min-12r/min之間，查閱《機械設(shè)計手冊》決定選用擺線針輪減速機 XLD1.1-8165B-473，其相關(guān)的功能系數(shù)如下表所示 表2.1 減速器相關(guān)參數(shù) 機型號 輸出轉(zhuǎn)速 電機功率（KW） 輸出轉(zhuǎn)矩（） 傳動比 XLD1.1-8165B-473 3．2 1．1 1810 473（43×11） 減速機的外形和安裝尺寸如下所示： 表2.2減速器外形與安裝尺寸 CF M E P n d K D e t h DM L 285 99 20 4 340 310 270 6 11 217 60 80 53 64 195 503 因為所選減速器輸出軸的轉(zhuǎn)速為3．2，所以分配給齒輪幅的傳動比為i==6.4。 二 擺線針輪減速器原理 擺線針輪行星減速器全部傳動裝置可分為三部分：輸入部分、減速部分、輸出部分。 　 在輸入軸上裝有一個錯位180°的雙偏心套，在偏心套上裝有兩個滾柱軸承，形成H機構(gòu)，兩個擺線輪的中心孔即為偏心套上轉(zhuǎn)臂軸承的?滾道，并由擺線輪與針齒輪上一組環(huán)形排列的針齒輪相嚙合，以組成少齒差內(nèi)嚙合減速機構(gòu)，（為了減少摩擦，在速比小的減速機中，針齒上帶有針齒套）。 　　當輸入軸帶著偏心套轉(zhuǎn)動一周時，由于擺線輪上齒廊曲線的特點及其受針齒輪上針齒限制之故，擺線輪的運動成為即有公轉(zhuǎn)又有自轉(zhuǎn)的平面運動，在輸入軸正轉(zhuǎn)一周時，偏心套亦轉(zhuǎn)動一周，擺線輪于相反方向上轉(zhuǎn)過一個齒差從而得到減速，再借助W輸出機?構(gòu)，將擺線輪的低速自轉(zhuǎn)運動通過銷軸，傳遞給輸出軸，從而獲得較低的輸出轉(zhuǎn) 三 擺線針輪行星減速器使用和特點 1：擺線針輪行星減速器的使用范圍? ????擺線針輪減速機是依照少齒差行星傳動原理，擺線針齒嚙合實現(xiàn)減速的一種機械，該機分臥室，立式，雙軸型和直聯(lián)接等裝配方式，是冶金，礦山，建筑，化工，紡織，輕工等行業(yè)的首選設(shè)備。 ?2：擺線針輪減速器的主要特點： ????a,減速器比大，效率高：一級傳動減速機比為9-87.雙級傳動減速比為121-7569，多級組合可達數(shù)萬，且針齒嚙合系套式滾動摩擦，齒合表面無相滑動，故一級減速效率達94% ????b,運轉(zhuǎn)平衡，噪音低：在運轉(zhuǎn)中同時接觸的齒數(shù)較多，重合度大，運轉(zhuǎn)平衡，過載能力強，振動和噪音低，各種規(guī)格的機型噪音在85dB以下 ????c,使用可靠，壽命長：因主要零件是采用高碳合金鋼處理（HRC58-62),在精磨而成，且擺線齒與針齒套合傳遞至針齒形成滾動摩擦時，摩擦系數(shù)小，使嚙合區(qū)無相對滑動，磨損極小。所以經(jīng)久耐用。 ????b,結(jié)構(gòu)緊湊，體積小：與同功率的其它減速機比，重量體積小1/3以上由于行星傳動，輸入軸和輸出軸在同一軸線上，以獲得盡可能小的尺寸。 四 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算 表2.3傳動裝置的傳動效率 齒輪 聯(lián)軸器 減速器 傳動效率 0.98 0.99 0.90 ①減速機輸出軸 轉(zhuǎn)速=3.2 r/min， 功率=1.1×0.9=0.99KW 轉(zhuǎn)矩 =2954.5 ②齒輪軸 轉(zhuǎn)速=3.2 功率=0.99×0.99=0.98 KW 轉(zhuǎn)矩=2925 ③中心軸 轉(zhuǎn)速=0.5 r/min 功率=0.98×0.98=0.96 KW 轉(zhuǎn)矩 =18343.6 表2.4 軸上的相關(guān)參數(shù) 轉(zhuǎn)速 功率(KW) 轉(zhuǎn)矩 減速機輸出軸 3.2 0.99 2954.5 齒輪軸 3.2 0.98 2925 中心軸 0.5 0.96 18343.6 圖2.4擺線針輪行星減速器 1-3 設(shè)計過程中的相關(guān)計算 一 齒輪的設(shè)計 1． 選定齒輪的精度等級，材料及齒數(shù) 1） 電動轉(zhuǎn)盤為一般的工作機器，速度不高，故選用7級精度 2） 材料選擇。 由《機械設(shè)計》表10-1中選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）小齒輪齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)=6.4×24=153.6,取=154 2.按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式 進行計算 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù)Kt=1.3. 2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 ==2690000N.mm 3)由《機械設(shè)計》表10-7選取齒寬系數(shù)=0.5 4)由《機械設(shè)計》表10-6按齒面硬度的彈性影響系數(shù)=189.8 . 5)由《機械設(shè)計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa, 大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa. 6)由《機械設(shè)計》式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 =60j=60×3.2×1×8×300×10=4.6× ==1.12× 7)由《機械設(shè)計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=1.15, =1.3 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機械設(shè)計》式（10-12）得 ==690MPa ==715MPa (2)計算 1).試計算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值. 2.32=197mm 2).計算圓周速度 ==0.03 3).計算齒寬b b==98.5 4).計算齒寬與齒高之比 模數(shù) = =8.21 齒高 =2.25=18.45 =5.3 5). 計算載荷系數(shù). 根據(jù)=0.03，7級精度，《機械設(shè)計》圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.12. 直齒輪, ==1 由《機械設(shè)計》表10-2查得使用系數(shù)=1 由《機械設(shè)計》表10-4插值查得7級精度，齒輪相對支承非對稱布置時， =1.253 由=5.3，=1.253 查《機械設(shè)計》圖10-13得=1.35；載荷系數(shù) K==1.403 6).按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，《機械設(shè)計》式(10-10a)得 ==222.6mm 7). 計算模數(shù)m。 m==9.3 3. 按齒根彎曲強度設(shè)計 由《機械設(shè)計》式(10-5)得彎曲強度的設(shè)計公式為 m (1) .確定公式內(nèi)的計算數(shù)值 1) .由《機械設(shè)計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa;大齒輪的彎曲強度極限=380MPa； 2) .由《機械設(shè)計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85=0.88 3) .計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取安全系數(shù)S=1.4，由《機械設(shè)計》式(10-12)得 ==303.57 ==238.86 4) . 計算載荷系數(shù)K K==1.512 5) . 查齒形系數(shù). 由《機械設(shè)計》表10-5查得 =2.65 =2.14 6) . 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由《機械設(shè)計》表10-5查得 =1.58 =1.83 7) . 計算大,小齒輪的并加以比較 =0.01379 =0.01640 大齒輪的數(shù)值大一些 (2) . 設(shè)計計算 m8.108 對比計算的結(jié)果，齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根疲勞強度計算的模數(shù)，于齒輪模數(shù)m的主要取決于彎曲強度所決定的承載能力。齒面疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，取由彎曲強度算得的模數(shù)8.108mm并就近圓整為標準值m=10mm，接觸強度算得的分度圓直徑=222.6 ==24 大齒輪齒數(shù) =6.4×=154 這樣計算出的齒輪傳動，滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足了齒根彎曲疲勞強度，做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4. 幾何尺寸計算 (1) 計算分度圓直徑 =m=1540mm =m=240mm (2) 計算中心距 a==890mm (3) 計算齒輪寬度 b==120mm 取=120mm, =115mm 表2.5 齒輪的參數(shù) 齒數(shù) 模數(shù)(mm) 齒寬(mm) 分度圓直徑(mm) 大齒輪 154 10 120 1540 小齒輪 24 10 115 240 5．齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)機械設(shè)計的有關(guān)理論，對于圓柱齒輪，若齒根到鍵槽底部的距離e 2 m時（m為端面模數(shù)），應(yīng)該與軸做成一體叫做齒輪軸。對于小齒輪，m=10，故將小齒輪做成齒輪軸的形式，對于小齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計將在軸的有關(guān)設(shè)計中討論。 大齒輪的分度圓直徑較大，可以做成腹板式的結(jié)構(gòu)，并在腹板上開孔以減輕齒輪的重量，根據(jù)《機械設(shè)計手冊》中的有關(guān)理論和公式，設(shè)計出齒輪的結(jié)構(gòu)，具體的數(shù)據(jù)見大齒輪的零件圖中的標注。 二 軸的設(shè)計和較核 通過以上的計算可知軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩等相關(guān)數(shù)據(jù)如下表所示： 表2.6 軸上的相關(guān)參數(shù) 轉(zhuǎn)速（） 功率（KW） 轉(zhuǎn)矩（） 齒輪軸 3．2 0．98 2925 中心軸 0．5 0．96 18343.6 1 齒輪軸的設(shè)計與校核 1） 初步確定軸的最小直徑 先按《機械設(shè)計》中式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)《機械設(shè)計》中表15-3，取=112，于是得 =mm=75.5mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑，為了使所選軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩=，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取=1.3 所以=3082.5，按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，同時 考慮減速成器的輸出軸的直徑為60mm，查《機械設(shè)計手冊》，選用GY8型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為3150。半聯(lián)軸器的孔徑d=70 mm，故取=70mm，半聯(lián)軸器的長度為L=104mm。同時選取與減速器輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器的型號，長度為L=104mm，標記為GY8型凸緣聯(lián)軸器 5843-2003。 2）. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ①. 擬定軸上的零件的裝配方案如下圖所示: 圖2.5 齒輪軸上的轉(zhuǎn)配方案 ②. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 I．為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，在軸段的右側(cè)需制出一軸肩，故取=80mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長104mm，故選取軸段的長度=80。 II． 初步選擇滾動軸承。 因軸承時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求及=80mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組的單列圓錐滾子軸承30216，其尺寸為d×D×T=80×140×28.25，故選取=56mm。 軸承的上端采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30216型軸承的定位軸肩的高度h=5mm，因此，取=90mm。初步選取=30mm。 III． 因為要將齒輪做成齒輪軸的形式，齒輪的分度圓直徑為240mm，為了使軸的直徑不至于有太大的變化，設(shè)置了軸段，取=160mm，長度=15mm。 IV．軸段為齒輪軸段，已知齒輪的分度圓直徑為240mm，齒寬為115mm，故取 =115mm。 V． 取=160mm，長度=15mm。 ③．軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按=70mm，查《機械設(shè)計手冊》得平鍵面b×h=20×12,長度為70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承的周向定位 是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 ④． 取軸端面的倒角為2×45。 3）. 求軸上的載荷 ①．求作用在齒輪上的力 已經(jīng)齒輪的分度圓直徑為 d=m×z=240mm 而 ===24375 N =×tanα=8871.8 N ==25939.3 N 圓周力，徑向力及軸向力的方向如下圖所示： 圖2.6齒輪上的受力圖 軸所受的載荷是從軸上的零件上傳來的，。計算時，常將軸上的分布載荷化為集中的力，其作用點取為載荷分布段的中點。因此根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡圖畫出中心軸所受載荷的計算簡圖。從《機械設(shè)計手冊》中查得中查得a值，對于軸承30336，a=28.1。因此作為簡到梁的軸的支承距＋=63mm＋108mm=171mm.根據(jù)結(jié)構(gòu)簡圖畫出中心軸的計算簡圖如上圖所示。 從軸的結(jié)構(gòu)簡圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C處的，，M的值列于表4.3。 4). 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受的最在彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力脈動循環(huán)，取α軸的計算應(yīng)力 ==2.01MPa 前面已經(jīng)確定了軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa。 因此 。 故齒輪軸是安全的。 表2.7齒輪軸上的受力參數(shù) 載荷 水平面 垂直面 支反力F =32731.5N =－16075.3N =－539369N =－75251N 彎矩M =451715.93 =2114553.1 總彎矩 =2162263.1 扭矩T T=2925000 2 中心軸的設(shè)計與校核 1）.初步確定軸的最小直徑 先按《機械設(shè)計》中式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)《機械設(shè)計》中表15-3，取=112，于是得 =mm=172.6mm 取軸的最小直徑為=180mm 2）.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ①.擬定軸上的零件的裝配方案如下圖所示， ②.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 I．考慮到中心軸的主要作用是與工作臺邊接，以保證工作臺的徑向旋轉(zhuǎn)精度，并承受徑向力和顛覆力矩。因此要將軸徑設(shè)計得盡量大一些，所以選擇=240mm。 II． 初步選擇滾動軸承。 因軸承時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。對于軸段，參照工作要求及=240mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組的單列圓錐滾子軸承32048，其尺寸為d×D×T=240×360×76，故選取=240mm。對于軸段，參照工作要求及=180mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組的單列圓錐滾子軸承30336，其尺寸為d×D×T=180×380×83，故選取=310mm。 圖2.7 中心軸的裝配方案 III．軸段為安裝齒輪的軸段， 齒輪的分度圓直徑為1540mm，為了使得齒輪的傳動更加平衡，同時參考齒輪設(shè)計的相關(guān)理論，初步選取=340mm，齒輪的齒寬為120mm，同時考慮到齒輪是軸向布置要有軸向的緊固裝置，所以初步選取=200mm。 IV． 取=400mm，=50mm。 V．軸段的主要作用就是通過螺栓與轉(zhuǎn)盤緊固在一起，從而保證轉(zhuǎn)盤的徑向旋轉(zhuǎn)精度，并承受徑向分力和顛覆力矩，所以初步選取=800mm，長度=50mm。 VI． 段的主要作用是保證中心軸與轉(zhuǎn)盤連接的準確性，所以初步選取=500mm， 長度=120mm。 圖2.8 中心上的相關(guān)尺寸 3）. 求軸上的載荷 ①．求作用在齒輪上的力 由齒輪軸的校核過程中我們知道： = 24375 N =8871.8 N =25939.3 N 軸所受的載荷是從軸上的零件上傳來的，。計算時，常將軸上的分布載荷化為集中的力，其作用點取為載荷分布段的中點。因此根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡圖畫出中心軸所受載荷的計算簡圖。從《機械設(shè)計手冊》中查得中查得a值，對于軸承30336，a=70.9；對于軸承32048，a=78.4。因此作為簡到梁的軸的支承距＋=200mm＋230mm=430mm.根據(jù)結(jié)構(gòu)簡圖畫出中心軸的計算簡圖如上圖所示。 從軸的結(jié)構(gòu)簡圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的，，M的值列于下表。 表2.8 中心軸上的受力參數(shù) 載荷 水平面 垂直面 支反力F =34781.1N =－16177.3N =－63368N =－70139N 彎矩M =2331970 =3720779 總彎矩 =4391159 扭矩T T=18343600 4). 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受的最在彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力脈動循環(huán)，取α軸的計算應(yīng)力 ==0.0324MPa 前面已經(jīng)確定了軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa。 因此 。 故中心軸是安全的. 三 軸承的壽命計算 1 安裝在齒輪軸上的圓錐滾子軸承的壽命計算 查《機械設(shè)計手冊》可知道圓錐滾子軸承30216的基本額定動載荷=160KN，基本額定靜載荷=212KN。 1）. 求兩軸承受到的徑向載荷， 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系（如下圖所示）。在軸的設(shè)計與校核的過程中我們已經(jīng)得出相應(yīng)力的數(shù)值： =32731.5N =－16075.3N =－539369N =－75251N 所以 ==540361.2N ==76948.87N 2）求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，按表《機械設(shè)計》表13-7，軸承的派生軸向力=（其 中Y是對應(yīng)于表13-5中 e的Y值）。由《機械設(shè)計手冊》查得圓錐滾子 軸承30216的Y=1.4。 因為Y值不能為0,所以Y=1.4，所以 ==192986.1 N ==32062 N 由機械設(shè)計手冊查得45鋼的密度為785 g/ ，初步估算齒輪軸的重量為502.4Kg， 所以軸承所承受的外加軸受載荷為=502.4×10 N=5024 N 因為＋，所以軸承1“放松”的狀態(tài)，只承受其本身的派生軸向力。即 ==192986.1 N 而被“壓緊”的軸承2的總軸向力為 =－=187962.1 N 3). 求軸承當量動載荷和 因為 =0.35 =2.44 由表13-5分別進行查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 軸承1 =1 =0 軸承2 =0.4 =1.4 按軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,按表13-6，=1.1- 1.8，取=1.5。則 =（＋）=810541.8 N =（＋）=440889.7 N 4). 驗算軸承壽命 因為＞，所以按照軸承1的受力大小驗算 ==6388.38 h 2 中心軸上的圓錐滾子軸承的壽命計算 查《機械設(shè)計手冊》可知道圓錐滾子軸承30336的基本額定動載荷=1090KN，基本額定靜載荷=1500KN,e=0.35，Y=1.7。. 圓錐滾子軸承32048的基本額定動載荷=920KN，基本額定靜載荷=1730KN,e=0.45，Y=1.3。 1）. 求兩軸承受到的徑向載荷， 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系（如下圖所示）。在軸的設(shè)計與校核的過程中我們已經(jīng)得出相應(yīng)力的數(shù)值： =34781.1N =－16177.3N =－63368N =－-70139N 所以 ==63463.4N ==71980.4N 2）求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，按表《機械設(shè)計》表13-7，軸承的派生軸向力=（其中Y是對應(yīng)于表13-5中 e的Y值）。因為Y值不能為0,所以 ==18665.7 ==25707.3 N 因為中心軸是固定在轉(zhuǎn)盤上的,所以在軸向上軸承幾乎不受外加的軸向力,故可以認為軸承在軸向上不受外加的力。軸承在軸向上只受到派生的軸向力。 ==22665.4 而被“壓緊”的軸承2的總軸向力為 ==27684.8 N 由《機械設(shè)計》中表13-5分別進行查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 軸承1 =1 =0 軸承2 =1 =0 按軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,按表13-6，=1.1- 1.8，取=1.5。則 =（＋）=33998.1 N =（＋）=41527.5 N 4). 驗算軸承壽命 因為＜ ，所以按照軸承2受力大小驗算 ==88839.47 h 2電動轉(zhuǎn)盤電器控制設(shè)計 2-1電動轉(zhuǎn)盤的程序設(shè)計 根據(jù)電動轉(zhuǎn)盤所要實現(xiàn)的功能，我們知道電動轉(zhuǎn)盤只要實現(xiàn)正轉(zhuǎn)90°和反轉(zhuǎn)90°兩個動作，通過可編程控制器PLC可以實現(xiàn)以上功能。 一 地址分配 為控制電動平車能夠準確的停在轉(zhuǎn)盤軌道上，我們在軌道1，軌道2與轉(zhuǎn)盤軌道相銜接的地方分別布置了，接近開關(guān)；在軌道3與轉(zhuǎn)盤軌道相銜接的地方也布置了接近開關(guān)，并且在轉(zhuǎn)盤上兩條軌道的中間處分別布置了接近開關(guān)，現(xiàn)將地址分配如下: 輸入點：小車在軌道1上：X000 小車在軌道2上：X001 軌道1上的接近開關(guān):X002 軌道2上的接近開關(guān)：X003 軌道3上的接近開關(guān)：X004 轉(zhuǎn)盤軌道1上的接近開關(guān)：X005 轉(zhuǎn)盤軌道2上的接近開關(guān)：X006 輸出點: 電動轉(zhuǎn)盤正轉(zhuǎn)：Y000 電動轉(zhuǎn)盤反轉(zhuǎn)： Y001 二 梯形圖 三 功能圖 LD X000 EU = M0 LD M0 O M1 AN X002 = M001 LD X005 EU = M2 O M3 AN T33 = M3 TON T33,10 LD T33 O M4 AN X004 = M4 LD X001 EU = M5 LD M5 O M6 AN X003 = M6 LD X006 EU = M7 LD M7 O M8 AN T34 = M8 TON T34,10 LD T34 O M9 AN X004 =M9 LD M1 O M6 = Y000 LD M4 O M9 = Y001 第三章 軌道的選擇和安裝 在轉(zhuǎn)盤換軌電動平車系統(tǒng)中，電動平車軌道安裝是處于機械和土建之間的一個工程領(lǐng)域。軌道安裝的質(zhì)量將影響整個系統(tǒng)的工作質(zhì)量，只有保證軌道安裝質(zhì)量，才能確保整個系統(tǒng)的運行質(zhì)量。 1 軌道的選擇 電動平車運行軌道為鋼軌，鋼軌的頂部是凸狀的，底部是具有一定寬度的平板，增加了與基礎(chǔ)的接觸面；軌道的截面多為工字形，具有良好的抗彎強度。鋼軌的通常用含碳、錳較高的鋼材(C=0.5％～0.8％、Mn=0.6％～1.5％)軋制而成。常用的型號有，考慮到該設(shè)計電動平車載重和運轉(zhuǎn)速度等方面的原因，選用P38鋼軌較合適。 2軌道的安裝 目前軌道聯(lián)接大致有:壓板固定法、鉤形螺栓固定法等。壓板由螺母旋緊力將軌道緊固在起重機承軌梁上。當電動平車由某種機械或電氣原因，引起運行“啃道”，勢必造成大車輪緣對軌道產(chǎn)生一橫向推力，此力由軌道傳至壓板(壓板安裝時需調(diào)整距離，故將螺栓孔制成長孔)，即使壓板安裝時，加防松木契或方墊點焊，大噸位電動平車軌道也難以保證不發(fā)生位移。因壓板固定法只有垂直壓力而無橫向力，所以軌道橫向位移是不可避免的。 鉤形螺栓固定法，此種聯(lián)接法由螺母將聯(lián)接件固定在承軌梁上，鉤形螺栓從軌腰孔穿過.再用螺母將軌道固定。鉤形螺栓具有較大的橫向力而垂直力很小。當起重機輪壓反復作用，軌道墊板易串出軌底，使軌道發(fā)生標高變化，引起電動平車運行“爬坡”或產(chǎn)生“顛波”，而無法正常運行。另外，此種聯(lián)接方法，軌腰要鉆孔，增加了機械加工量，從而加大工程費用。 從上述兩種聯(lián)接形式看，都存在一定缺陷。壓板固定法具有較大的垂直壓力，而無橫向力，易使軌道產(chǎn)生橫向位移;鉤形螺栓固定法，具有較大的橫向力，而無垂直壓力，又增加機械加工量。 經(jīng)多年對軌道使用、調(diào)修經(jīng)驗證明:將上述兩種聯(lián)接方法聯(lián)合運用，即兩對壓板聯(lián)接法，間隔一對鉤形螺栓固定法是行之有效的。這樣即發(fā)揮出壓板聯(lián)接垂直壓力大的優(yōu)勢，保證軌底墊板不易串出，標高不變;又充分運用鉤形螺栓固定法橫向力大的優(yōu)點，保證軌道不產(chǎn)生旁彎，大車不易發(fā)生“啃道”。此種結(jié)構(gòu)方式即保證軌道的安裝精度不易發(fā)生變化，又保證軌道聯(lián)接的可靠性。因此也不用經(jīng)常調(diào)整軌道標高、旁彎緊固壓板螺母，而提高了電動平車的利用率，又保證其安全可靠地運行。 按設(shè)計任務(wù)要求軌距為1435mm，軌道間中心間距為1700mm，軌道長度為18.5m，軌道與轉(zhuǎn)盤銜接。示意圖于圖9-1所示。 圖3.1軌道示意圖 第四章 準確對軌 有軌電動平車要在軌道上運行，這就要求轉(zhuǎn)盤上的軌道和地面上的軌道能夠很好的對接，否則會有翻車的危險。驅(qū)動裝置在接到控制系統(tǒng)的通車指令之后由于慣性并不能夠馬上停止運行，這就要求我們要充分考慮準確對軌的問題。為此我們考慮用電磁制動器來實現(xiàn)電動轉(zhuǎn)盤的準確對軌。 1電磁制動器的簡介 電磁制動器俗稱抱閘，結(jié)構(gòu)各式各樣，但原理基本相同，一般有制動電磁鐵、制動臂、制動瓦、制動襯料、制動彈簧、手動松閘裝置以及彈簧拉桿、調(diào)整螺栓、螺母組成。制動器彈簧有兩個，分別安裝在兩個制動臂上，由一根雙頭螺桿連在一起。制動瓦上的閘片常采用厚度為10mm左右的石棉剎車片，用鉚釘固定在制動瓦上，鉚釘?shù)穆袢肷疃葹殚l片厚度的三分之一到二分之一。電磁制動器的轉(zhuǎn)矩是通過干摩擦面的摩擦產(chǎn)生，其電磁鐵線圈由24V直流電控制。下圖中是制動器安裝在軸上的一種典型結(jié)構(gòu)，定子4安裝在機架上并固定之，軸與法蘭輪轂2連接，相對與定子4只能轉(zhuǎn)動，無軸向移動。當軸蘇要制動時，給定子線圈5通電，定子的磁力牽引銜鐵1壓向摩擦墊3，完成軸的制動過程。當需要松閘時，定子斷電，磁力消失，銜鐵盤1在預(yù)應(yīng)力彈簧的牽引下復位，完成松閘。 圖4.1 電磁制動器 1—銜鐵盤； 2—法蘭輪轂； 3---摩擦墊 4—定子； 5—線圈； 6—電線 2 電磁制動器的選擇 為了實現(xiàn)電動轉(zhuǎn)盤的準確對軌，我們選用電磁制動器來實現(xiàn)，因為電磁制動器要安裝在減速機輸出軸與齒輪軸的聯(lián)軸器上，以聯(lián)軸器作為制動輪。考慮到減速機輸出軸的直徑為60mm，查《機械設(shè)計手冊》決定選用DHD4-400型手動釋放型失電制動器 參考文獻: 【1】 西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室.機械設(shè)計.北京：高等教育出版社，2005年. 【2】 成大先. 機械設(shè)計手冊單行本-軸承.北京：化學工業(yè)出版社，2004年. 【3】 成大先. 機械設(shè)計手冊（第五版）第二卷. 北京：化學工業(yè)出版社，2008年. 5-84——5-126，5-213——5-226. 【4】 成大先. 機械設(shè)計手冊（第五版）第三卷. 北京：化學工業(yè)出版社，2008年.14-12——14-48. 【5】 成大先. 機械設(shè)計手冊（第五版）第四卷. 北京：化學工業(yè)出版社，2008年.16-146——16-203. 【6】 吳宗澤，羅圣國.機械設(shè)計課程設(shè)計手冊.北京:高等教育出版社，2006年. 【7】 王永華.現(xiàn)代電氣控制及PLC應(yīng)用技術(shù)(第二版).北京:北京航空航天大學出版社，2008年. 【8】 馬萍.900mm軌距礦車電動轉(zhuǎn)盤的設(shè)計[J].煤礦設(shè)計，2000年，第9期.29—30. 附錄： 總結(jié) 由于經(jīng)驗不足和知識方面的缺陷，此次畢業(yè)設(shè)計還有很多不完善的地方。但通過這次設(shè)計，我學會了如何克服困難，提高了我處理事務(wù)的能力和運用知識能力。同時加深了我對所學知識的理解，拓寬了我的知識面。這些都將成為我以后學習和工作的寶貴資源。 在作此次畢業(yè)設(shè)計的過程中，本人得到了陳老師的精心指導，正是因為老師不斷的提供大量的資料來源，不僅為我設(shè)計出電動平車提供了大量的知識貯備，而且使我學會了從大量的資料中選擇出自己需要的東西。在此感謝老師和同學們的幫助，感謝培養(yǎng)我四年的學校。 輪和軌道的結(jié)構(gòu)彈性變形對滾動接觸的輪/軌蠕變力的影響 摘要：本文簡要分析了機構(gòu)的結(jié)構(gòu)彈性變形對滾動接觸時滾動接觸性能的影響。詳細研究了輪和軌道結(jié)構(gòu)變形對輪軌滾動接觸時的蠕變力的影響。對輪和軌道的一般性結(jié)構(gòu)彈性變形進行了有限元分析，以及分別獲得了表示結(jié)構(gòu)彈性變形和相應(yīng)的滾動方向負荷和橫向方向輪的關(guān)系。利用這些關(guān)系，我們計算了輪軌切線接觸的影響系數(shù)。這些影響系數(shù)說明結(jié)構(gòu)發(fā)生彈性變形與輪/軌接觸面上一個小矩形面積內(nèi)的單位密度牽引力有關(guān)。它們被用來修整一些由在Kalker以非赫茲形式的三維彈性體滾動接觸理論中提出的Bossinesq和Cerruti公式得出的影響系數(shù)。在分析爬行力時就應(yīng)用了修正后的Kalker理論。獲得的數(shù)值結(jié)果表明輪和軌道的結(jié)構(gòu)性彈性變形對蠕變力存在很大的影響。 ? 2002愛思唯爾科技有限公司保留所有權(quán)利。 關(guān)鍵詞：輪/軌;滾動接觸;蠕變力;結(jié)構(gòu)彈性變形 1.導言 在軌道上運行的火車輪和鐵軌之間的激烈行動引起輪和軌道的結(jié)構(gòu)出現(xiàn)大量彈性變形。大量結(jié)構(gòu)變形將大大影響車輪和鋼軌的滾動接觸性能，如蠕變力，起皺[ 1-3 ] ，粘附，滾動接觸疲勞，噪音[ 4,5 ]和脫軌[ 6 ] 。到目前為止，廣泛應(yīng)用于分析輪/軌蠕變力的滾動接觸理論基于假設(shè)的彈性半空[7-12] 。換言之，輪/軌彈性變形和牽引點的關(guān)系可用該理論的Bossinesq和切瑞蒂公式表示。在實踐中，當輪正在軌道上運動時，接觸處的彈性變形大于按現(xiàn)有的滾動接觸理論所計算出的值。這是因為輪/軌的彈性遠大于半彈性空間。相應(yīng)的負載造成輪/軌的結(jié)構(gòu)彈性變形（SED）于圖1和2所示 。在圖1A中顯示的輪輻的彎曲變形，主要是由車輛和輪對/軌道的縱向動態(tài)載荷引起的。圖。圖1b中所描述的輪輻扭變形是由車輪和鋼軌之間縱向蠕變力作用產(chǎn)生的。引起圖1C所示的輪輻斜彎曲變形和圖2所示鐵路的傾覆變形的主要原因是輛和輪對軌道的橫向動荷載?？捎糜跈C車運動的與旋軸輪轉(zhuǎn)向同一方向的扭變形（見圖。 1 ），主要是由輪/軌接觸處的牽引力和電機驅(qū)動力矩引起的。直至目前為止很少有發(fā)表論文討論SED對輪和軌道之間的滾動接觸的蠕動和蠕變力的影響。 事實上，上面提到的輪/軌SED降低了輪/軌的法向和切向接觸剛度。輪/軌的法向的接觸剛度，主要是因軌道下沉而減小。法向的接觸剛度降低并不會影響接觸面的法向壓力很大。該切線接觸剛度降低對粘附/滑移區(qū)的境況和接觸面的牽引力的影響很大。如果考慮到滾動接觸中對輪/軌的滾動接觸分析，接觸面一對接觸粒子的總滑動系數(shù)與按本滾動接觸理論計算的是不同的。取得的所有接觸粒子的總滑動系數(shù)和摩擦功，小于在忽略SED的影響條件下分析輪/軌蠕變力時所得值。接觸面粘/滑區(qū)的比例也大于不考慮SED的影響時的。本文簡要分析了機構(gòu)的結(jié)構(gòu)彈性變形對滾動接觸時滾動接觸性能的影響，并在分析輪和軌道蠕變力時就應(yīng)用了Kalker的非赫茲形式三維彈性機構(gòu)滾動接觸理論模型。在分析時選定的輪和鐵路數(shù)值分別是，一列貨運汽車的錐形剖面輪，中國“TB” ，和60公斤/米的鋼軌。有限元方法是用來確定他們的SED 。根據(jù)SED和通過有限元獲得的相應(yīng)的載荷的關(guān)系，確定能表示由接觸面單位密度牽引力產(chǎn)生的輪軌彈性位移的影響系數(shù)。這些影響系數(shù)是用來取代一些由Kalker的理論中的Bossinesq和切瑞蒂公式計算出的影響系數(shù)。輪彎曲變形的影響如圖1A示，輪和鐵路的結(jié)構(gòu)彈性變形的交叉影響研究時被忽視。數(shù)值結(jié)果表明，在SED的影響是否被考慮的兩種情況下，輪/軌的蠕變力有明顯區(qū)別。 2.減少接觸剛度增加接觸面粘/滑率的機械裝置 為了更好地了解輪/軌滾動接觸的輪/軌SED的影響，我們有必要簡要地了解不飽和蠕變力條件下減少接觸剛度增加接觸面粘/滑率的機械裝置。一般來說，接觸面的一對接觸粒子之間的總滑動，包含剛性滑移，接觸面接觸處的彈性變形和SED。圖3A描述接觸對粒子的情形，A1和A2，滾動接觸體且沒有彈性變形。線A1-A1和A2-A2標記于圖3A中，以便更好的理解說明。機構(gòu)發(fā)生變形后的位置和變形線，A1-A1和A2-A2，列于圖3A中。位移差異，W1，圖 3B中兩個破折號之間的線是由機構(gòu)的硬性的運動和滾動或滑動所造成的 。該處的彈性變形點，A1和A2，是靠u11和u21表示的，這是由一些依據(jù)彈性半空間假設(shè)的滾動接觸理論確定的，他們導致了點A1和點A2的彈性位移之間的差異 ， U1= u11 - u21。如果機構(gòu)的結(jié)構(gòu)彈性變形的影響被忽視，總滑點之間， A1和A2 ，可以理解為：S1= w1?u1=w1?(u11 ? u21)（1）。機構(gòu)的結(jié)構(gòu)彈性變形的主要由牽引力所造成的，p和p_作用于接觸點和機構(gòu)的其他邊界條件，它們導致線， A1_A1和A2_A2產(chǎn)生不受接觸面的坐標（ox1x3，見圖3A）約束的剛性運動。u10和u20是用來分別表示點A1和點A2由于結(jié)構(gòu)彈性變形的位移。在任何載荷下，他們可以視為與該處給定邊界條件下的坐標和機構(gòu)的幾何形狀保持一致。點A1和點A2位移差異，取決于u10和u20，應(yīng)為u0 = u10 - u20 。這樣的條件下，考慮機構(gòu)的結(jié)構(gòu)彈性變形，總滑點之間，A1和A2 ，可以寫成：S1= w1?u1?u0（2）。很明顯S1和S*1是不同的。接觸粒子對之間的牽引力（或蠕變力），極大地取決于S1（或S * 1 ）。當|S1| > 0 (or |S1 | > 0)接觸粒子對是打滑且牽引進入飽和。在這種情況下，根據(jù)庫侖摩擦定律，如果摩擦系數(shù)與假設(shè)的法向壓力相同，上述兩個條件下牽引力相同。這樣牽引力對U1的作用在上述兩個條件下也是相同的。如果|S1| = |S1 | > 0, |w1| 在（2）中要大于（1）中。即接觸粒子對在沒有u0的影響時進入滑動形勢快于有u0的影響時。相應(yīng)的整個接觸面在沒有u0的影響時進入滑動形勢快于有u0的影響時。因此，粘/滑區(qū)比率和接觸處的總牽引力在上述兩種條件下是不同的，在圖4a和b對他們進行了簡單的描述。 4A表明了粘/滑區(qū)的情況。圖4A中的標志表明了考慮與不考慮 u0的影響的情形。圖4B表示接觸面的總切線牽引F1積和1機構(gòu)的蠕動W之間關(guān)系。圖4A中的標志和圖4B中的具有相同的含義。從圖4b可知，切線牽引力F1達到最大值F1max在W1= w_1而不考慮u0作用時和F1達到最大值F1max在W1= w_1考慮u0的影響，并w_1 ＜ w__ 1 。u0主要取決于機構(gòu)的SED和接觸面的牽引力。大的SED導致大的u0和這兩個機構(gòu)之間的滾動接觸小的接觸剛度。這就是為什么減少接觸剛度增加接觸面粘/滑區(qū)的比率，降低接觸面不充分滑條件下的總切線牽引力。 3.輪/軌結(jié)構(gòu)變形的計算 為了計算圖1b – d和圖2中所描述的SED，定義了輪及鐵路的離散化。他們的有限元網(wǎng)格圖解顯示于圖5，第7和第9中。假定輪和鐵路的材料具有同樣的物理特性。剪切模量：G= 82000 N/mm2 ，泊松比： μ = 0.28 。圖5用于確定輪的扭變形。因為，它是中心對稱輪（見圖1b），半輪被選中進行分析。輪的切割截面是固定，所顯示的圖5a示。負載圓周方向作用于輪對的踏面，從不同圓周出作用于車輪。載荷作用點從車輪內(nèi)側(cè)測量分別是31.6 ， 40.8和60.0毫米。圖6表明，扭變形與載荷在縱向相對。他們都是線性的負荷，不同點的載荷大小很接近。負載對Y軸方向的變形的影響（圖5a示）忽略不計。 用于后面分析的輪/軌接觸的幾何參數(shù)： 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) 這里i= 1，2分別表示左、右邊輪/軌。（ 3 ）中的參數(shù)的定義詳細見名為Nomenclature的論文。輪轉(zhuǎn)向軌道的左側(cè)時，我們設(shè)定它們大于0，如果是在順時針方向傾斜ψ ＞0，，輪軸和軌道之間橫向方向指向左側(cè)。參數(shù)依賴于輪軌的外形、Y和ψ 。但是，如果輪軌外形已經(jīng)確定，他們主要依靠Y[7] 。數(shù)值的詳細討論方法見[7,8]和輪/軌接觸的幾何結(jié)果。當輪正在軌道上切線運動時輪和鋼軌的剛性蠕動改為[8] 。 這里i= 1、2 ，它的涵義相同于（3）。（4）中不確定參數(shù)的名稱可以在Nomenclature中看到。很明顯，蠕動力不僅取決于接觸幾何參數(shù)，而且還取決于輪的運動的形式。由于當輪/軌外形確定時接觸幾何參數(shù)的變化主要取決Y，一些由時間派生的參數(shù)可以寫出。在計算輪/軌的幾何和接觸蠕動時，大范圍的偏航角和側(cè)向位移輪被選中，，以使輪/軌的蠕動和接觸角即使野外工作環(huán)境中也盡可能完全的獲得。因此，我們選擇y=0、1 、2 、3、、、10毫米， ψ = 0.0、0.1、0.2、0.3、、、1.0 ? y/v = 0, 0.005 和