火車輪對盤位差檢測系統(tǒng)機構(gòu)設(shè)計含CATIA三維及15張CAD圖.zip,火車,輪對,盤位差,檢測,系統(tǒng),機構(gòu),設(shè)計,CATIA,三維,15,CAD 火車輪對盤位差檢測系統(tǒng)機構(gòu)設(shè)計 MACHANISM DESIGN OF TRAIN WHEELSET’S BREAK DISC　POSITION DIFFERENCE DETACTION SYSTEM 摘 要 在鐵路運輸系統(tǒng)中，作為主要行走部件的列車輪對是影響列車運行狀況的一個重要因素。它不僅承受著本身和車身的全部重量，而且還要傳遞車輛與鐵軌之間的驅(qū)動力與制動力。所以必須使其隨時保持一個良好的技術(shù)狀態(tài)，否則將影響列車運行狀況甚至?xí)＜靶熊嚢踩?。對于輪對的各項技術(shù)參數(shù)，必須及時準確地加以檢測和判斷。在本設(shè)計中，通過點激光測距傳感器非接觸式測量及傳感器相對位移法，可以實現(xiàn)對輪對制動盤厚度、端面跳動及盤位差的自動測量，能顯著提高輪對參數(shù)測量的工作效率。 本次設(shè)計工作主要包括以下幾個部分： 1.傳感器行走部分；通過滾珠絲杠傳動機構(gòu)實現(xiàn)傳感器移動，并精確到達各個位置進行相關(guān)參數(shù)的測量。完成了對絲杠、導(dǎo)軌、驅(qū)動電機等相關(guān)部件的選型與校核。 2.輪對定位及旋轉(zhuǎn)部分；定位方法采用以軸頸面定位，而需要添加轉(zhuǎn)輪機構(gòu)使輪對在定位夾緊的同時能慢速旋轉(zhuǎn)，以便于測量制動盤的端面跳動。完成了對定位軸承及轉(zhuǎn)輪電機的選擇。 3.上下料部分；為防止直接垂直上料使輪對與傳感器發(fā)生碰撞，需要添加一個能將輪對頂起到安全高度后水平移入或移出測量位置的送料機構(gòu)。完成對升降氣缸、導(dǎo)向?qū)к壍倪x型與校核。 關(guān)鍵詞：厚度；端面跳動；火車輪對；激光位移傳感器。 Abstract In 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 parts 2. 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. 目錄 第1章 緒論 1 1.1概述 1 1.2文獻綜述 1 1.3發(fā)展趨勢 2 第2章 總體方案設(shè)計 3 2.1課題內(nèi)容 3 2.2設(shè)計思路 3 2.3激光位移傳感器測量原理及選用 4 2.4方案比較與選定 5 2.5小結(jié) 9 第3章 傳感器行走及傳動部分設(shè)計與計算 10 3.1簡介 10 3.2垂直運動部分的設(shè)計與計算 10 3.2.1導(dǎo)向?qū)к壐钡倪x擇計算 11 3.2.2滾珠絲杠選擇與計算 13 3.2.3驅(qū)動電機的計算與選擇 15 3.2.4軸承的選擇 16 3.2.5聯(lián)軸器選擇 18 3.3水平運動部分的設(shè)計與計算 18 3.3.1導(dǎo)向?qū)к壐钡倪x擇計算 19 3.3.2滾珠絲杠選擇與計算 20 3.3.3驅(qū)動電機的計算與選擇 21 3.3.4軸承的選擇 22 3.3.5聯(lián)軸器選擇 23 第4章 輪對定位與旋轉(zhuǎn)部分設(shè)計與計算 24 4.1簡介 24 4.2定位座尺寸設(shè)計及定位軸承的選擇與計算 24 4.2.1尺寸設(shè)計與軸承選擇 24 4.2.2軸承壽命校核 24 4.3轉(zhuǎn)輪電機的選擇與計算 25 4.4聯(lián)軸器的計算與校核 25 第5章 上下料部分設(shè)計與計算 27 5.1簡介 27 5.2升降氣缸計算 27 5.3導(dǎo)向?qū)к夁x擇與計算 28 5.4水平氣缸的選擇 28 第6章 總結(jié) 30 致 謝 31 參考文獻 32 第1章 緒論 1.1概述 在鐵路運輸系統(tǒng)中，作為車輛行走主要部件的輪對是影響列車運行狀況的一個重要因素。輪對不僅承受自身與車身的全部重量，而且還要傳遞列車與鋼軌之間的驅(qū)動力和制動力，所以要求輪對必須保持良好的技術(shù)狀態(tài)，否則將影響列車運行狀態(tài)，甚至危及行車安全。目前影響我國車輛提速的重要因素之一就是車輛輪對檢測技術(shù)落后，無法快速精確地檢測出輪對的參數(shù)狀態(tài)。在輪對檢測過程中，需要檢測的參數(shù)多達十幾個，如軸肩距離、輪緣輪輞厚度、車輪跳動、車輪直徑、制動盤厚度及端跳、盤位差等，這些都是直接影響車輛運行狀況的重要參數(shù)，必須及時準確地加以檢測和判斷。然而當前輪對參數(shù)檢測及數(shù)據(jù)記錄在國內(nèi)基本還是靠手工完成，大都采用特制的卡鉗和量尺作為測量工具。長期大量重復(fù)性的手工作業(yè)使工人極容易產(chǎn)生疲勞，加上目測誤差等因素，使得測量記錄數(shù)據(jù)誤差較大，工作效率也難以提高 [18]。通過該設(shè)計題目，可以實現(xiàn)對列車輪對盤位差、制動盤厚度及端面跳動的自動測量，對改進輪對參數(shù)測量工藝具有重要意義。而且對我個人而言，可以使我在設(shè)備總體方案設(shè)計、機械傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計以及零件強度校核計算、編寫技術(shù)文件、查閱文獻資料等應(yīng)用能力受到一次綜合訓(xùn)練，鞏固并綜合運用所學(xué)知識，掌握正確設(shè)計思想與方法，培養(yǎng)實際工程應(yīng)用、綜合分析、解決問題和獨立工作的能力，同時對我們的思想品德、工作態(tài)度以及作風(fēng)等方面也會有很大的影響，增強事業(yè)心和責任感，為以后走向社會，走上工作崗位打下一個良好的基礎(chǔ)。 1.2文獻綜述 國外鐵路運輸發(fā)展較早，對列車輪對自動檢測方面的研究已經(jīng)進行了很多年，西方發(fā)達國家在輪對外形與尺寸檢測方面進行了深入研究，并且擁有了較為成熟的技術(shù)，開發(fā)出了適用于不同場合的自動檢測設(shè)備。而國內(nèi)開展列車輪對外形尺寸檢測研究工作相對較晚，嚴格來說是從上個世紀90年代才開始，在此之前大都是引進或照搬發(fā)達國家較為成熟的技術(shù)。這種引進弊端很多，首先是價格昂貴，其次是這些技術(shù)大多是人家已經(jīng)或即將淘汰的東西。到目前經(jīng)過十多年的努力，我國技術(shù)界也提出了一些新思路和新方法，研制出了不同類型的檢測裝置，但是大多情況下是單打獨斗式的“單兵作戰(zhàn)”，未將科研力量有機的結(jié)合，所以效率很不理想，只停留在零敲碎打、修修補補的階段，更沒有研制也具有自主知識產(chǎn)權(quán)的產(chǎn)品。沒有形成廣泛適用的自動化檢測產(chǎn)品，也就無法改變我國輪對尺寸定期進行人工檢測的落后狀態(tài)。這顯然與當今飛速發(fā)展的鐵路運輸技術(shù)不相適應(yīng)，尤其是這種落后的人工檢測與先進的車輛技術(shù)、軌道及橋梁技術(shù)很不合拍，相比之下嚴重滯后 [18]。因此，開發(fā)和研究出適合我國國情的鐵路車輛輪對檢測裝置，在競爭激烈的國際市場中占有一席之地，是一個十分迫切的問題。 1.3發(fā)展趨勢 隨著火車速度的不斷提高，對列車運行的安全性與穩(wěn)定性也將有越來越高的要求。作為列車行走重要部件的車輪，對其質(zhì)量狀態(tài)的檢測與監(jiān)控更是不容忽視，對火車輪對實現(xiàn)全面精確高效率的自動檢測是大勢所趨，列車輪對自動檢測與在線檢測技術(shù)的研究與開發(fā)勢在必行。手工測量向自動化測量過渡，靜態(tài)檢測向動態(tài)檢測過渡，接觸式測量向非接觸式測量過渡，單一參數(shù)測量向多參數(shù)同步測量過渡，勢必成為未來列車輪對檢測技術(shù)發(fā)展的大方向。 第2章 總體方案設(shè)計 2.1課題內(nèi)容 利用CATIA等軟件完成火車輪對制動盤檢測系統(tǒng)機構(gòu)設(shè)計和三維建模，檢測項目包括盤位差、端跳及盤厚。完成主要部件的機構(gòu)設(shè)計和強度校核。 主要技術(shù)參數(shù)： ①軸的兩側(cè)軸肩距離為17980+0.4mm； ②盤位差509±0.5mm，939±0.5mm，509±0.5mm； ③3個制動盤兩側(cè)端面跳動0.3mm； ④3個制動盤盤厚80mm。 圖2-1 火車輪對簡圖 1.盤位差509；2.盤位差939；3.軸肩距離1798；4.火車車軸；5.火車車輪；6..制動盤。 2.2設(shè)計思路 根據(jù)檢測參數(shù)位置及檢測工藝，檢測設(shè)備采用龍門架式結(jié)構(gòu)，主要包括上下料部分、輪對定位與旋轉(zhuǎn)部分、檢測裝置行走與驅(qū)動部分以及高精度檢測傳感器等。輪對經(jīng)上料機構(gòu)進入測量位置后通過各個部分部件（包括電控、氣動等）及測量傳感器的協(xié)調(diào)動作，自動完成輪對的定位、旋轉(zhuǎn)以及各個參數(shù)的測量。 2.3激光位移傳感器測量原理及選用 本設(shè)計中所用的測量方式為點激光測距傳感器非接觸式測量。激光測距具有測量精度與靈敏度高等優(yōu)點，非接觸式測量則可以避免壓力等物理因素對測量結(jié)果的干擾，也可避免對被測件表面產(chǎn)生破壞。激光三角測量法一般適用于高精度、短距離的測量，所以本設(shè)計采用的是三角測量法的激光位移傳感器，激光位移傳感器的測量原理為三角測量法：激光發(fā)射器通過鏡頭將可見紅色激光射向被測物體表面，經(jīng)物體反射的激光通過接收器鏡頭，被內(nèi)部的CCD線性相機接收，根據(jù)不同的距離，CCD線性相機可以在不同的角度下“看見”這個光點。根據(jù)這個角度及已知的激光和相機之間的距離，數(shù)字信號處理器就能計算出傳感器和被測物體之間的距離。同時，光束在接收元件的位置通過模擬和數(shù)字電路處理，并通過微處理器分析，計算出相應(yīng)的輸出值，并在用戶設(shè)定的模擬量窗口內(nèi)，按比例輸出標準數(shù)據(jù)信號。如果使用開關(guān)量輸出，則在設(shè)定的窗口內(nèi)導(dǎo)通，窗口之外截止。另外，模擬量與開關(guān)量輸出可獨立設(shè)置檢測窗口。采取三角測量法的激光位移傳感器最高線性度可達1um，分辨率更是可達到0.1um的水平。點激光測距測量原理如圖2-2所示，由發(fā)射端發(fā)射激光束照射在目標面上，形成漫反射，并被接收端接收到。根據(jù)發(fā)射端發(fā)射激光和接收端收到激光的時間差即可計算得到傳感器與目標面的距離。 圖2-2 點激光傳感器測量原理簡圖 1.點激光傳感器發(fā)射端；2.目標平面；3.反射激光接收端。 本設(shè)計中所需要測量的盤位差和制動盤厚度均為平面之間的距離，所以要用兩個距離已知的測距傳感器從兩個平面同時測量，根據(jù)傳感器示數(shù)與距離計算得到兩個平面的距離，即所要測量的厚度值。測量方法為傳感器相對位移法，如圖2-3所示，左圖中，先將一個經(jīng)過傳統(tǒng)三坐標方法測量已知厚度為A的標準件放在兩個間距無法精確測量的測距傳感器中間，若兩個傳感器示數(shù)分別為B和C，則兩個傳感器間距為L=B+C+A。該步驟為傳感器距離標定。如右圖，傳感器間距不變，將一個厚度未知的待測件放在兩個傳感器中間，若兩個傳感器示數(shù)分別為E、F，則該被測件厚度為X=L-E-F。這種通過已知參數(shù)標定傳感器距離，再根據(jù)傳感器示數(shù)變化計算得到未知被測參數(shù)的方法即為傳感器相對位移測量法。 圖2-3 雙側(cè)傳感器測量厚度原理示意圖 1.2.3.4：點激光測距傳感器；5.厚度已知的標準件；6.被測件。 根據(jù)被測量參數(shù)的性質(zhì)及被測輪對的尺寸參數(shù)，選用基恩士公司的LK-G5000系列超高速/高精度激光位移傳感器，采用LK-H055型漫反射感測頭，其安裝參考距離為50mm，測量范圍為±10mm，測量精度可達4μm，能夠滿足距離測量與端面跳動測量的要求。 型號 LK-H025 LK-H027 LK-H055 LK-H057 LK-H020 LK-H022 安裝模式 漫反射型 參考距離 20mm 50mm 20mm 測量范圍 ±3mm ±10mm ±3mm 光點直徑 φ25μm φ50μm φ25μm 線性度 ±0.02％F.S. (F.S.=6m)2 ±0.02％F.S. (F.S.=20m)2 ±0.02％F.S. (F.S.=6m)2 重復(fù)精度 0.02μm（0.01μm）3 0.025μm3 0.02μm（0.01μm）3 材料 鋁鑄外殼 重量 約230g 約260g 約230g 2.4方案比較與選定 隨著課題的研究與設(shè)計的進行，對于設(shè)備的檢測部件行走傳動部分、上下料部分和定位旋轉(zhuǎn)部分，我一共設(shè)想過如下三種方案： 方案一：如圖2-4所示為方案一示意圖。 圖2-4 方案一示意圖 1.定位頂尖；2被測輪對.；3點激光測距傳感器.；4.測量臂；5.送料導(dǎo)軌；6.立柱；7底座。 如圖2-2所示，上料部分采用導(dǎo)軌上料，定位旋轉(zhuǎn)部分采用雙頂尖，測量部分采用兩個可以水平、垂直動作的裝有高精度點激光測距傳感器的測量臂。當被測輪對沿著導(dǎo)軌進入測量工位后，由頂尖頂起并旋轉(zhuǎn)，兩個測量臂通過滾珠絲杠傳動移動到相應(yīng)位置測量不同的參數(shù)。 方案二：如圖2-5所示為方案二示意圖。 圖2-5 方案二示意圖 1. 定位頂尖；2被測輪對.；3點激光測距傳感器.；4.固定測量臂；5.移動測量臂；6.送料導(dǎo)軌；7立柱； 8.底座。 如圖2-5所示，與方案一相比，方案二的上料、定位方式均沒有變化，在傳感器行走部分則是比方案一多了兩個測量臂。其中中間的兩個測量臂負責測量三個制動盤，要求既能水平移動，也能垂直移動。而兩側(cè)的兩個測量臂是水平固定在軸肩位置的，只能垂直移動。相比于方案一，其優(yōu)點在于可以消除測量臂在定位兩側(cè)軸肩位置時的定位誤差。通過中間兩個測量臂傳感器的示數(shù)可以測得制動盤厚度及端面跳動，通過相隔的兩個傳感器的示數(shù)則可以測得盤位差。 方案三：如圖2-6所示為方案三示意圖。 圖2-6 方案三示意圖 1.定位推進氣缸；2.轉(zhuǎn)輪電機；3.被測輪對；4.固定測量臂；5.升降導(dǎo)軌；6.橫向移動導(dǎo)軌；7.縱向移動導(dǎo)軌8.移動測量臂；9.升降氣缸。 如圖2-6所示，與前兩種方案相比，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軸頸面定位，將輪對軸頸部放在兩個固定的軸承中間，利用輪對自身的重力來實現(xiàn)徑向定位，軸向定位與夾緊則是通過兩側(cè)的氣缸推動實現(xiàn)的。轉(zhuǎn)輪方法是在推動軸與輪對軸端的接觸面上加一層聚氨酯，由電機帶動推動軸旋轉(zhuǎn)，利用聚氨酯軟驅(qū)動來帶動輪對旋轉(zhuǎn)，并且定位軸承能使輪對在旋轉(zhuǎn)時不受摩擦力作用。送料機構(gòu)改用升降氣缸與水平導(dǎo)軌相配合，首先將輪對放在升起的氣缸所支承的V型塊上，由升降氣缸平臺沿水平導(dǎo)軌將輪對運輸?shù)綔y量位置然后將輪對落在定位面上。對于檢測部件行走部分，和方案二相比，不同之處在于這次將中間的兩個傳感器安裝在了一個測量架上，其距離固定且恰好能卡在一個制動盤兩側(cè)。測量架本身能垂直移動，以防止傳感器與制動盤發(fā)生碰撞，并且由一個水平移動平臺帶動，能到達三個制動盤的位置分別進行測量。兩端負責定位測量軸肩的兩個測量臂與方案二相比沒有什么變化。 經(jīng)過思考與對比，最終決定選擇方案三。因為在測量部件行走部分，要求中間的兩個測量臂（方案一中為兩個測量臂）都能達到三個制動盤的兩側(cè)進行測量，這樣前兩個方案的測量臂都存在行程沖突，滾珠絲杠布置難度大。而方案三中間的兩個傳感器在一個測量架上，水平方向的移動由一個平臺帶動，不存在行程沖突。其次，在精度方面，方案一在測量臂定位所有位置時都不可避免有定位誤差存在，而方案二雖然兩端負責定位軸肩的傳感器是固定的，但是中間兩個傳感器的定位及定位后間距皆存在誤差。在方案三中，兩端傳感器是固定的，中間負責測量制動盤的兩個傳感器間距也是固定的，甚至在測量兩側(cè)的制動盤時也可以用限位開關(guān)來確定水平移動平臺的整體位置，這樣只有在測量中間制動盤的盤位差時存在誤差，數(shù)據(jù)誤差數(shù)量可以達到最少。在定位方面，由于要測量制動盤的端面跳動，所以要使輪對能自動旋轉(zhuǎn)。選擇軸頸面軸承定位在轉(zhuǎn)輪時要比頂尖定位方便一些。 2.5小結(jié) 綜上所述，最終設(shè)計方案如下： 設(shè)備總體采用龍門架式結(jié)構(gòu)，上方橫梁上安裝測量傳感器及其行走驅(qū)動裝置，下方工作臺面負責被測輪對的支承、定位、夾緊及旋轉(zhuǎn)； 測量傳感器選用高精度的點激光測距傳感器，方法為傳感器相對位移法，根據(jù)兩傳感器示數(shù)及其經(jīng)過標定的已知的間距，計算得到被測兩平面的間距； 傳感器行走部分采用滾珠絲杠傳動，其中左右兩端的傳感器只能垂直移動，負責定位輪對軸肩所在平面；中間的兩個傳感器安裝在一個測量架上，要求能水平、垂直移動，負責測量三個制動盤的厚度及端面跳動，并配合兩端的傳感器測量盤位差。 定位部分：徑向定位每側(cè)以兩個軸承支承輪對軸頸面利用輪對自身重力實現(xiàn)徑向定位；再由兩端的兩個氣缸實現(xiàn)軸向定位與夾緊。 轉(zhuǎn)輪部分：在定位軸與輪對軸端面接觸的端面上覆蓋一層聚氨酯，輪對夾緊之后，用電機驅(qū)動夾緊軸轉(zhuǎn)動，利用聚氨酯軟驅(qū)動帶動輪對轉(zhuǎn)動。 上下料部分采用升降氣缸水平移動平臺，將輪對放在兩個由升降氣缸支承的V型塊上，由平臺沿水平導(dǎo)軌將輪對送到測量位置后氣缸收回，將輪對落在定位軸承上。測量完成后由氣缸將輪對頂起后送出測量位置。 第3章 傳感器行走及傳動部分設(shè)計與計算 3.1簡介 本設(shè)計中的測量部件為四個點激光測距傳感器，其中兩個負責定位輪對軸肩，另外兩個負責測量制動盤。為防止上料時輪對與傳感器發(fā)生碰撞損壞傳感器，所以要求傳感器能垂直移動。其中負責測量制動盤的兩個傳感器要對三個位置的制動盤進行測量，所以還要有一個水平運動的平臺來帶動其所在的檢測架進行移動，使其能分別到達三個制動盤的位置進行測量。 本設(shè)計為精密檢測設(shè)備，對精度要求較高。尤其是負責中間的制動盤檢測架移動的水平移動平臺，因為傳感器距離已經(jīng)過標定，所以對其在中間制動盤位置的重復(fù)定位精度要求較高。因此傳動方式選擇精度較高的滾珠絲杠傳動機構(gòu)。滾珠絲杠傳動具有以下優(yōu)點： ①傳動效率高，最高可達97%左右； ②運行平穩(wěn)，無爬行現(xiàn)象； ③傳動精度高，絲杠與螺母經(jīng)過預(yù)緊，可消除軸向間隙，這樣在啟動與反向運行時不會出現(xiàn)空行程，大大提高了軸向傳動精度； ④因為絲杠與螺母之間的摩擦力為滾動摩擦，其阻力遠遠小于滑動摩擦力，在提高傳動效率的同時減小了磨損，使用壽命也大大延長。 滾珠絲杠作為一種精密而又省力的傳動機構(gòu)，憑借以上優(yōu)點，在數(shù)控機床、檢測設(shè)備等精密機械裝備中得到普遍的選擇與應(yīng)用。 滾珠絲杠傳動機構(gòu)包括驅(qū)動電機、滾珠絲杠、聯(lián)軸器、軸承及導(dǎo)向?qū)к壐钡?。本部分需要設(shè)計的包括垂直運動傳動機構(gòu)與水平運動傳動機構(gòu)兩部分。其中定位兩側(cè)軸肩的傳感器與中間的制動盤檢測架均要求能夠垂直移動，但因為它們的移動部件與所受載荷都大致相同，移動部件質(zhì)量較輕，因此三者共用一套設(shè)計即可。而水平移動部分絲杠所受載荷的方向、大小與垂直部分均不相同，精度要求也要高于垂直運動部分，所以需要另行設(shè)計。 3.2垂直運動部分的設(shè)計與計算 如圖3-1為制動盤檢測傳感器垂直移動平臺（左）與定位軸肩傳感器垂直移動平臺（右）。由圖可見兩者結(jié)構(gòu)相似，傳動部分相同，移動部件均為傳感器、安裝板及板下的導(dǎo)軌滑塊和絲杠螺母座。由于制動盤檢測傳感器垂直移動平臺上移動部件質(zhì)量略大，所以以此為基準進行設(shè)計計算，即可滿足三個垂直移動平臺的要求。 圖3-1 制動盤檢測傳感器垂直移動平臺（左）與定位軸肩傳感器垂直移動平臺（右） 3.2.1導(dǎo)向?qū)к壐钡倪x擇計算 導(dǎo)軌上移動部件重量估算： 導(dǎo)軌上移動部件包括傳感器、安裝板、板下的導(dǎo)軌滑塊和絲杠螺母座，初步估計質(zhì)量為15kg，即重力為G=mg=150N。因為導(dǎo)軌為垂直布置，所以導(dǎo)軌實際受力要遠遠小于這個值。但是此時導(dǎo)軌未選，移動部件重心與導(dǎo)軌之間的距離未知，因此無法進行具體的受力分析?？紤]最不利的情況，即所有重力由一只滑塊承受，如此計算選擇導(dǎo)軌也足以滿足要求。 導(dǎo)軌承受最大工作載荷為： Fmax=mg=150N 選擇導(dǎo)軌： 導(dǎo)軌選用直線滾動導(dǎo)軌副，它具有摩擦系數(shù)小，不易爬行，傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，安裝預(yù)緊方便等優(yōu)點。根據(jù)工作載荷Fmax=150N，初選臺灣上銀公司的HGH-15CA型直線滾動導(dǎo)軌，其額定動載荷為11.38KN，額定靜載荷為25.31KN。 導(dǎo)軌行程確定： 圖3-2 1.安裝板；2.導(dǎo)軌板； 3.制動盤；4.傳感器 如圖3-2，在安裝板中，X為安裝導(dǎo)軌滑塊及絲杠螺母座所需要的長度，約為150mm；Z為導(dǎo)軌板與制動盤之間為防止上料時發(fā)生碰撞留出的安全距離，大概需要150mm；當安裝板移動到最底部時，傳感器應(yīng)到達制動盤圓周以內(nèi)100mm左右，以便于測量制動盤不同圓周的端面跳動量，所以長度Y=150+100=250mm是比較合適的。所以安裝板的全長為X+Y=150+250=400mm。為確保安全，盡量避免上料時因輪對位置不當而導(dǎo)致制動盤與傳感器發(fā)生碰撞，當安裝板移動到最頂部時，傳感器底部應(yīng)不低于導(dǎo)軌板底部所在的平面，所以導(dǎo)軌有效行程取安裝板總長400mm完全可以達到這個效果，是比較合適的。 這個結(jié)果是根據(jù)中間的制動盤測量平臺來確定的，但是對于兩側(cè)的軸肩定位傳感器也同樣適用。因為軸頸高度遠遠小于制動盤高度，所以安全距離是足夠的。這時只要適當延長傳感器安裝板，使傳感器在最低位置時能到達軸肩測量的位置，在最高位置時能保證與軸頸面之間的距離足夠安全即可。 距離額定壽命計算： 上述所選取的HGH-15CA型直線滾動導(dǎo)軌滾道硬度為60HRC，工作溫度不超過100℃，每側(cè)導(dǎo)軌配有兩只滑塊，精度等級為4級，工作速度較低，載荷不大。查《機電一體化系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》，得壽命期望值一般取50km。查表3-1～表3-5，分別取硬度系數(shù)fH=1.0，溫度系數(shù)fT=1.0，接觸系數(shù)fC=0.81，精度系數(shù)fR=0.9，載荷系數(shù)fW=1.5。 表3-1 硬度系數(shù)（選自《機電一體化系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表3-36） 滾道硬度/HRC 50 55 58～64 硬度系數(shù)fH 0.53 0.8 1 表3-2 溫度系數(shù)（選自《機電一體化系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表3-37） 工作溫度/℃ <100 100～150 150～200 200～250 溫度系數(shù)fT 1.00 0.90 0.73 0.60 表3-3 接觸系數(shù)（選自《機電一體化系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表3-38） 每根導(dǎo)軌上滑塊數(shù) 1 2 3 4 5 接觸系數(shù)fC 1.00 0.81 0.72 0.66 0.61 表3-4 精度系數(shù)（選自《機電一體化系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表3-39） 精度等級 2 3 4 5 精度系數(shù)fR 1.0 1.0 0.9 0.9 表3-5 載荷系數(shù)（選自《機電一體化系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表3-40） 工作情況 無外部沖擊或振動的低速場合，速度小于15m/min 無明顯沖擊或振動的中速場合，速度為15～60m/min 有外部沖擊或振動的高速場合，速度大于60m/min 載荷系數(shù)fW 1～1.5 1.5～2 2～3.5 則距離壽命為： L=(fH×fT×fC×fRfW×CaFmax)3×50=2506293Km 遠大于期望值50km，故選擇的導(dǎo)軌距離額定壽命滿足要求，可用。 3.2.2滾珠絲杠選擇與計算 使用條件計算： 移動部件質(zhì)量m=15kg，重力G=mg=150N，運動方向為垂直方向，最大慣性力Fa=ma=150N。則最大軸向載荷為： Fm=k（G+Fa）=1.1（150+150）=330N 其中k為顛覆力矩影響系數(shù)，因為選用導(dǎo)軌為矩形導(dǎo)軌，查表3-6，取1.1。 表3-6 Fm參考系數(shù)（選自《機電一體化系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表3-29） 導(dǎo)軌類型 顛覆力矩影響系數(shù)K 摩擦因數(shù)μ 矩形導(dǎo)軌 1.1 0.15 燕尾導(dǎo)軌 1.4 0.2 三角形或綜合導(dǎo)軌 1.15 0.15～0.18 注：上述摩擦因數(shù)μ均指滑動導(dǎo)軌，對滾動導(dǎo)軌，μ=0.003～0.005。 設(shè)最快運行速度為v=3000mm/min，初選絲杠導(dǎo)程Ph=10mm，則絲杠轉(zhuǎn)速為： n=vPh=300r/min 支承結(jié)構(gòu)為兩端固定，垂直放置。 計算動載荷： 查表3-7，取絲杠工作壽命Lh=15000h， 則絲杠總轉(zhuǎn)數(shù)為: nk=n×Lh=300×60×15000=2.7×108r 表3-7 各種機械的工作壽命Lh值（選自《滾珠絲杠副動力學(xué)與設(shè)計基礎(chǔ)》表7-1） 機械類別 工作壽命Lh值/h 普通機械 5000～10000 普通金屬切割機床 10000 數(shù)控機床、精密機械 15000 測示機械、儀器 15000 航空機械 1000 根據(jù)總轉(zhuǎn)數(shù)查表3-8得壽命修正系數(shù)Kh=6.5421；查表3-9得載荷系數(shù)KF=1.2；查表3-10得硬度系數(shù)KH=1.0。 表3-8 壽命修正系數(shù)與總轉(zhuǎn)數(shù)的關(guān)系（選自《滾珠絲杠副動力學(xué)與設(shè)計基礎(chǔ)》表7-2） 總轉(zhuǎn)數(shù)/×106r 260 280 500 600 壽命修正系數(shù)Kh 6.3825 6.5421 7.9271 8.4343 表3-9 載荷系數(shù)KF（選自《滾珠絲杠副動力學(xué)與設(shè)計基礎(chǔ)》表7-3） 載荷性質(zhì) 載荷系數(shù)KF 平穩(wěn)或輕度沖擊 1.0～1.2 中等沖擊 1.2～1.5 較大沖擊或振動 1.5～3.0 表3-10 硬度系數(shù)KH（選自《滾珠絲杠副動力學(xué)與設(shè)計基礎(chǔ)》表7-4） HRC ≥58 55 52.5 50 47.5 45 40 硬度系數(shù)KH 1.0 1.11 1.40 1.67 2.10 2.65 4.50 故絲杠承受動載荷為： Cm=KhKFKHFm=6.5432×1.2×1.0×330=2591N 根據(jù)動載荷選取絲杠： 預(yù)選臺灣上銀公司FSV25-10B2型滾珠絲杠，并查上銀絲杠手冊得相關(guān)數(shù)據(jù)：公稱直徑d0=25mm；導(dǎo)程Ph=10mm；滾珠直徑dw=4.763mm；額定動載荷2888N；額定靜載荷6472N。 螺旋升角計算： tanα=Phπd0=10π×25=0.127 α=7.24° 傳動效率和驅(qū)動力矩計算： 當量摩擦因數(shù)取μ=0.005，tanρ=μ，ρ=0.286°。 傳動效率為： η=tanαtan?(α+ρ)=0.96 則克服最大軸向工作載荷所需驅(qū)動力矩為： TP=Fm×Ph2πη=330×102π×0.96=547.1N?mm=0.547N?m 穩(wěn)定性驗算： 設(shè)定絲杠有效行程與導(dǎo)軌行程一致，即L=400mm；絲杠承結(jié)構(gòu)為兩端固定，垂直放置，查表3-11得支承系數(shù)m=40×104； 表3-11 支承系數(shù)m（選自《滾珠絲杠副動力學(xué)與設(shè)計基礎(chǔ)》表7-5） 絲杠軸軸承情況 支承系數(shù)m 絲杠軸軸承情況 支承系數(shù)m 兩端固定 40×104 一端固定，一端不完全固定 28×104 一端固定，一端鉸支 20×104 兩端不完全固定 18×104 兩端鉸支 10×104 一端固定，一端自由 2.5×104 臨界載荷為： Fc=m(d0-dw)4L2=40×104×(25-4.763)44002=419300N 穩(wěn)定安全系數(shù)： ηy=FcCm=4193002591=161.8?ηy=2~4 所以絲杠是安全的，不會失穩(wěn)。 3.2.3驅(qū)動電機的計算與選擇 已知條件： 根據(jù)之前的滾珠絲杠計算，已知工作載荷參數(shù)如下： 電機軸轉(zhuǎn)速nm=n=300r/min； 電機軸負載轉(zhuǎn)矩TL=TP=0.547N?m。 負載轉(zhuǎn)動慣量計算： 直線運動部分： JL1=m(Ph2πR)2=15×(0.012×π×1)2=3.80×10-5kg?m2 滾珠絲杠部分： JB=π32?ρ?L?d04?1R2=π32×7900×0.4×0.0254×112=1.21×10-4kg?m2 電機軸換算負載轉(zhuǎn)動慣量： JL=JL1+JB=1.59×10-4kg?m2 負載功率計算： 啟動加速功率計算： 已知直線運行速度v=3000mm/min= 50mm/s =0.05m/s ，設(shè)加速度為a=0.05m/s2 ，則加速度時間為： ta=va=1s 則加速功率為： Pa=(2πnm60)2?JLta=2π×300602×1.59×10-41=0.16w 行走功率計算： P0=2πnmTL60=2π×300×0.54760=17.18w 選擇電機： 根據(jù)以上求得的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩和功率，初步選擇日本松下公司MHMJ系列042G1C型伺服電機，其額定輸出為400w，額定轉(zhuǎn)矩為1.3N?m，最大轉(zhuǎn)矩為3.8N?m，額定轉(zhuǎn)速為3000r/min，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量為JM=0.7×10-4kg?m2。 啟動轉(zhuǎn)矩驗算： TP=2πnmJM+JL60ta+TL=2π×300×(0.7+1.59)×10-460×1+0.547=0.554N?m 小于電機最大轉(zhuǎn)矩，所以選擇的電機符合要求，可用。 3.2.4軸承的選擇 根據(jù)絲杠軸頸直徑，選擇B6004ZZ型雙蓋式深溝球軸承，其優(yōu)點為用途廣泛且生產(chǎn)成本低，且兩側(cè)端蓋能有效防止灰塵進入軸承內(nèi)部。其主要參數(shù)為內(nèi)徑20mm，外徑42mm，額定轉(zhuǎn)速12000r/min，額定靜載荷C0=5050N，額定動載荷C=9400N。主要承受徑向載荷，也可承受少量軸向載荷。 表3-12 推薦的軸承預(yù)期計算壽命（選自《機械設(shè)計》表13-3） 機器類型 預(yù)期計算壽命/h 每日工作8h的機械（利用率不高），如一般的齒輪傳動、某些固定電機等 12000～20000 每日工作8h的機械（利用率較高），如金屬切削機床、連續(xù)使用的起重機、木材加工機械、印刷機械等 20000～30000 壽命校核：查表3-12，取壽命期望值20000h，軸承布置方式為垂直布置，需要承受的軸向力為絲杠和移動部件的重力，按照之前的估計為150N，即軸向載荷Fa=150N。故軸承的相對軸向載荷為： FaC0=1505050=0.030 表3-13 徑向動載荷系數(shù)X與軸向動載荷系數(shù)Y（選自《機械設(shè)計》表13-5） 軸承名稱 軸承代號 相對軸向載荷Fa/C0 Fa/Fr≤e Fa/Fr>e 判斷系數(shù)e X Y X Y 深溝球軸承 60000 0.025 1 0 0.56 2.0 0.22 0.040 1.8 0.24 0.070 1.6 0.27 0.130 1.4 0.31 0.250 1.2 0.37 0.500 1.0 0.44 查表3-13，該值接近于0.025，故取判斷系數(shù)e=0.22，X值取0.56，Y值取2.0。因為軸承為垂直布置，承受徑向載荷Fr幾乎為零，所以Fa/Fr?e。因此軸承當量動載荷為： P=XFr+YFa=0.56×0+2×150=300N 額定壽命校核： Lh=10660n(CP)ε=10660×300(9400300)3=1.709×106h 其中n為轉(zhuǎn)速，已知為300r/min；ε為指數(shù)，對球軸承取3，滾子軸承取10/3。 計算結(jié)果遠大于壽命期望值20000h，所以選擇的軸承符合要求，可用。 3.2.5聯(lián)軸器選擇 本設(shè)計為較精密的檢測裝置，且軸頸直徑規(guī)格較小，轉(zhuǎn)矩變化沖擊較小，因此選擇輕型的雙膜片式彈性聯(lián)軸器是比較合適的。其優(yōu)點為高靈敏度，高扭矩，零背隙，轉(zhuǎn)動慣量低，適用于精度高，沖擊小的設(shè)備。根據(jù)電機軸直徑及滾珠絲杠軸頸直徑，初步選擇CPDW-32-14-15-LK5型雙膜片式彈性聯(lián)軸器，其左側(cè)孔徑為14mm并開有深度為5mm的鍵槽，與電機軸相配合；右側(cè)孔徑為15mm，無鍵槽，與絲杠軸相配合。最高轉(zhuǎn)速為15000r/min，滿足轉(zhuǎn)速要求；容許力矩為3.5N?m，待校核。 表3-14 工作情況系數(shù)KA（選自《機械設(shè)計》表14-1） 工作情況 原動機為電動機的工作情況系數(shù)KA 轉(zhuǎn)矩變化很小 1.3 轉(zhuǎn)矩變化小 1.5 轉(zhuǎn)矩變化中等 1.7 轉(zhuǎn)矩校核： 由于機器啟動時和運轉(zhuǎn)過程中載荷變化可能引起聯(lián)軸器過載，所以應(yīng)當以軸上的最大轉(zhuǎn)矩作為聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca，并按如下公式計算： Tca=KAT=1.5×0.547=0.82N?m 其中，T為公稱轉(zhuǎn)矩，由之前計算已知負載轉(zhuǎn)矩為0.547N?m； KA為工作情況系數(shù)，查表3-14，取1.5。 計算結(jié)果小于所選聯(lián)軸器容許力矩3.5 N?m，所以該聯(lián)軸器符合要求。 3.3水平運動部分的設(shè)計與計算 如圖3-3為制動盤檢測架水平移動傳動機構(gòu)，傳動由水平布置的電機、絲杠導(dǎo)軌副帶動制動盤檢測架進行水平移動，分別到達三個制動盤對應(yīng)的位置進行測量。因為絲杠導(dǎo)軌布置的方式不同，所受載荷大小、方向與垂直方向都不相同；而且需要保證平臺在中間制動盤位置的重復(fù)定位精度，對精度的要求更高，所以需要另行設(shè)計。 圖3-3 水平移動驅(qū)動裝置 3.3.1導(dǎo)向?qū)к壐钡倪x擇計算 導(dǎo)軌上移動部件重量估算： 導(dǎo)軌上移動部件包括整個垂直移動平臺，以及導(dǎo)軌滑塊、螺母座等，初步估計質(zhì)量為100kg，則導(dǎo)軌承受的工作載荷為: Fmax=mg=1000N 選擇導(dǎo)軌： 導(dǎo)軌仍然選用摩擦系數(shù)小的直線滾動導(dǎo)軌副。根據(jù)工作載荷Fmax=1000N，初選臺灣上銀公司的HGH-20CA型直線滾動導(dǎo)軌，其額定動載荷為17.75KN，額定靜載荷為37.84KN。 導(dǎo)軌行程的確定： 水平移動平臺負責帶動垂直平臺到達三個制動盤的位置進行測量，所以至少要保證平臺的垂直等分面與兩側(cè)制動盤的等分面能夠重合。已知兩側(cè)制動盤端面間距為940mm，制動盤厚度為80mm，則兩側(cè)制動盤等分面距離為940-2×40=860mm。平臺背面需要安裝導(dǎo)軌滑塊及絲杠螺母座，需要的寬度大概為180mm。則平臺到達兩側(cè)制動盤位置時平臺在制動盤等分面兩側(cè)的距離皆為90mm，則導(dǎo)軌行程最小應(yīng)該為860+2×90=1040mm?？紤]到行程應(yīng)留有一定的余量，但是在行程方向上還需要安裝驅(qū)動電機等，且需要注意不可與兩側(cè)負責測量軸肩的垂直移動平臺發(fā)生干涉，所以余量不能太多，每側(cè)留出20mm行程余量即可。綜上所述，導(dǎo)軌行程定為1080mm。 距離額定壽命計算： 上述所選取的HGH-15CA型直線滾動導(dǎo)軌滾道硬度為60HRC，工作溫度不超過100℃，每側(cè)導(dǎo)軌配有兩只滑塊，精度等級為4級，工作速度較低，載荷不大。查《機電一體化系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》，得壽命期望值一般取50km。查表3-1～表3-5，分別取硬度系數(shù)fH=1.0，溫度系數(shù)fT=1.0，接觸系數(shù)fC=0.81，精度系數(shù)fR=0.9，載荷系數(shù)fW=1.5。 則距離壽命為： L=(fH×fT×fC×fRfW×CaFmax)3×50=32097Km 遠大于期望值50km，故選擇的導(dǎo)軌距離額定壽命滿足要求，可用。 3.3.2滾珠絲杠選擇與計算 使用條件計算： 移動部件質(zhì)量m=100kg，重力G=mg=1000N。運動方向為水平方向，設(shè)最快速度為v=3000mm/min，啟動加速時間為t=1s，則啟動加速度為： a=vt=50mm/min=0.05m/s 則最大軸向載荷為： Fmax=μG+ma=10N 其中μ為導(dǎo)軌摩擦系數(shù)，查表3-6，對滾動導(dǎo)軌取0.005。 初選絲杠導(dǎo)程Ph=5mm，則絲杠轉(zhuǎn)速為： n=vPh=600r/min 支承結(jié)構(gòu)為兩端固定，垂直放置。 計算動載荷： 查表3-7，取絲杠工作壽命Lh=15000h， 則絲杠總轉(zhuǎn)數(shù)為: nk=n×Lh=600×60×15000=5.4×108r 根據(jù)總轉(zhuǎn)數(shù)查表3-8得壽命修正系數(shù)Kh=8.4343；查表3-9得載荷系數(shù)KF=1.2；查表3-10得硬度系數(shù)KH=1.0。 故絲杠承受動載荷為： Cm=KhKFKHFm=6.5432×1.2×1.0×10=101.2N 根據(jù)動載荷選取絲杠： 考慮到本部分絲杠長度較大，所以絲杠直徑不宜太小。預(yù)選臺灣上銀公司FSV32-5B2型滾珠絲杠，并查上銀絲杠手冊得相關(guān)數(shù)據(jù)：公稱直徑d0=32mm；導(dǎo)程Ph=5mm；滾珠直徑dw=3.175mm；額定動載荷1886N；額定靜載荷5666N。 螺旋升角計算： tanα=Phπd0=5π×32=0.050 α=2.85° 傳動效率和驅(qū)動力矩計算： 當量摩擦因數(shù)取μ=0.005，tanρ=μ，ρ=0.286°。 傳動效率為： η=tanαtan?(α+ρ)=0.91 則克服最大軸向工作載荷所需驅(qū)動力矩為： TP=Fm×Ph2πη=10×52π×0.91=8.74N?mm=0.009N?m 穩(wěn)定性驗算： 絲杠有效行程取導(dǎo)軌最小行程L=1040mm即可，因為平臺位置到達極限時對絲杠螺母座來說仍留有余量。絲杠承結(jié)構(gòu)為兩端固定，垂直放置，查表3-11得支承系數(shù)m=40×104； 臨界載荷為： Fc=m(d0-dw)4L2=40×104×(32-3.175)410402=2.56×105N 穩(wěn)定安全系數(shù)： ηy=FcCm=2.56×105101.2?ηy=2~4 所以絲杠是安全的，不會失穩(wěn)。 3.3.3驅(qū)動電機的計算與選擇 已知條件： 根據(jù)之前的滾珠絲杠計算，已知工作載荷參數(shù)如下： 電機軸轉(zhuǎn)速nm=n=600r/min； 電機軸負載轉(zhuǎn)矩TL=TP=0.009N?m。 負載轉(zhuǎn)動慣量計算： 直線運動部分： JL1=μm(Ph2πR)2=0.005×100×(0.0052×π×1)2=3.2×10-7kg?m2 滾珠絲杠部分： JB=π32?ρ?L?d04?1R2=π32×7900×1.04×0.0324×112=8.45×10-4kg?m2 電機軸換算負載轉(zhuǎn)動慣量： JL=JL1+JB=8.4532×10-4kg?m2 負載功率計算： 啟動加速功率計算： 已知直線運行速度v=3000mm/min= 50mm/s =0.05m/s ，設(shè)加速度為a=0.05m/s2 ，則加速度時間為： ta=va=1s 則加速功率為： Pa=(2πnm60)2?JLta=2π×600602×1.59×10-41=3.40w 行走功率計算： P0=2πnmTL60=2π×600×0.00960=0.56w 選擇電機： 考慮到本部分絲杠軸端直徑為20mm，所以電機軸直徑不宜太小，否則難以選擇聯(lián)軸器來互相配合。再根據(jù)以上求得的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩和功率，仍然選擇日本松下公司MHMJ系列042G1C型伺服電機，其額定輸出為400w，額定轉(zhuǎn)矩為1.3N?m，最大轉(zhuǎn)矩為3.8N?m，額定轉(zhuǎn)速為3000r/min，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量為JM=0.7×10-4kg?m2。 啟動轉(zhuǎn)矩驗算： TP=2πnmJM+JL60ta+TL=2π×300×(0.7+8.5432)×10-460×1+0.009=0.299N?m 小于電機最大轉(zhuǎn)矩，所以選擇的電機符合要求，可用。 3.3.4軸承的選擇 本部分絲杠為水平布置，軸承只需要承受徑向力，所以選擇最常用且生產(chǎn)成本低的深溝球軸承即可。根據(jù)絲杠軸頸直徑，選擇B6205ZZ型雙蓋式深溝球軸承，其優(yōu)點為用途廣泛且生產(chǎn)成本低，且兩側(cè)端蓋能有效防止灰塵進入軸承內(nèi)部。其主要參數(shù)為內(nèi)徑25mm，外徑52mm，額定轉(zhuǎn)速12000r/min，額定靜載荷C0=7850N，額定動載荷C=14000N。主要承受徑向載荷，也可承受少量軸向載荷。 壽命校核：查表3-12，取壽命期望值20000h，軸承布置方式為水平布置，需要承受的徑向力僅為絲杠重力。其中絲杠有效行程為1040mm，但還要加上軸端及軸頸長度，一共為1120mm。按照絲杠的直徑及長度，大致估算其質(zhì)量為： m=πR2Lρ=3.14×0.0162×1.12×7900=7.11kg 則軸承承受絲杠重力為： G=mg=71.1N 因為軸承只承受絲杠重力，因此軸承當量動載荷為： P=G=71.1N 額定壽命校核： Lh=10660n(CP)ε=10660×600(1400071.1)3=2.12×108h 其中n為轉(zhuǎn)速，已知為600r/min；ε為指數(shù)，對球軸承取3，滾子軸承取10/3。 計算結(jié)果遠大于壽命期望值20000h，所以選擇的軸承符合要求，可用。 3.3.5聯(lián)軸器選擇 本設(shè)計為較精密的檢測裝置，且軸頸直徑規(guī)格較小，轉(zhuǎn)矩變化沖擊較小，因此選擇輕型的雙膜片式彈性聯(lián)軸器是比較合適的。雙膜片式彈性聯(lián)軸器具有高靈敏度，高扭矩，零背隙，轉(zhuǎn)動慣量低等優(yōu)點，適用于精度高，沖擊小的設(shè)備。根據(jù)電機軸直徑及滾珠絲杠軸頸直徑，初步選擇CPDW-32-14-20-LK5型雙膜片式彈性聯(lián)軸器，其左側(cè)孔徑為14mm并開有深度為5mm的鍵槽，與電機軸相配合；右側(cè)孔徑為20mm，無鍵槽，與絲杠軸相配合。最高轉(zhuǎn)速為15000r/min，滿足轉(zhuǎn)速要求；容許力矩為3.5N?m，待校核。 轉(zhuǎn)矩校核： 由于機器啟動時和運轉(zhuǎn)過程中載荷變化可能引起聯(lián)軸器過載，所以應(yīng)當以軸上的最大轉(zhuǎn)矩作為聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca，并按如下公式計算： Tca=KAT=1.5×0.009=0.0135N?m 其中，T為公稱轉(zhuǎn)矩，由之前計算已知負載轉(zhuǎn)矩為0.009N?m； KA為工作情況系數(shù)，查表3-14，取1.5。 計算結(jié)果小于所選聯(lián)軸器容許力矩3.5 N?m，所以該聯(lián)軸器符合要求。 第4章 輪對定位與旋轉(zhuǎn)部分設(shè)計與計算 4.1簡介 圖4-1 徑向定位座示意圖 1.輪對軸頸；2.深溝球軸承 因為本設(shè)計需要測量制動盤的端面跳動，所以要使輪對在定位夾緊的同時能夠轉(zhuǎn)動。定位方式采用徑向以軸頸面定位，軸向以兩側(cè)氣缸推進定位并夾緊。徑向定位如圖4-1所示，將輪對軸頸部放在兩個固定的軸承中間，利用輪對自身的重力來實現(xiàn)徑向定位，軸向定位與夾緊則是通過兩側(cè)的氣缸推動實現(xiàn)的。轉(zhuǎn)輪方法是在推動軸與輪對軸端的接觸面上加一層聚氨酯，由轉(zhuǎn)輪電機帶動推動軸旋轉(zhuǎn)，利用聚氨酯軟驅(qū)動來帶動輪對旋轉(zhuǎn)，并且定位軸承能大大減小輪對在旋轉(zhuǎn)時所受摩擦力作用。 4.2定位座尺寸設(shè)計及定位軸承的選擇與計算 4.2.1尺寸設(shè)計與軸承選擇 圖4-2 尺寸與受力分析圖 如圖4-2為尺寸與受力分析圖，已知輪對軸頸直徑為130mm，則其半徑為65mm。為了方便確定輪對軸心到軸承軸心連線高度h的數(shù)值，所以由輪對軸頸與軸承半徑之和、軸承中心線間距的一半經(jīng)勾股定理計算得到的h應(yīng)為整數(shù)。因為軸承只需要承受單純的徑向力，所以選用應(yīng)用范圍最廣且制造成本低的深溝球軸承即可。初步選擇6208型深溝球軸承，其外徑為80mm，則輪對軸頸與軸承半徑之和為105mm。設(shè)定兩軸承軸心間距為126mm，其一半就是63mm。則輪對軸心到軸承軸心連線之間的高度為： h=1052-632=84mm 已知輪對質(zhì)量為1457kg，為方便計算取1500。如圖4-2所示，因為輪對兩端都有支承，且軸承只承受徑向載荷，所以軸承所承受的載荷為： P=F=12mgcosθ=12×15000×84105=6000N 4.2.2軸承壽命校核 上述所選擇的6208型深溝球軸承主要參數(shù)為：外徑D=80mm，內(nèi)徑d=40mm，軸承額定靜載荷為C0=18.0KN，額定動載荷為C=29.5KN。查表3-12，取壽命期望值20000h；因為要測量制動盤端面跳動，所以轉(zhuǎn)速不能太快。設(shè)定轉(zhuǎn)速為n=3r/min。所以軸承壽命為： Lh=10660n(CP)ε=10660×3(29.56)3=0.66×106h 其中ε為指數(shù)，對球軸承取3，滾子軸承取10/3。 計算結(jié)果遠遠大于壽命期望值20000h，所以選擇的軸承符合要求，可用。 4.3轉(zhuǎn)輪電機的選擇與計算 電機軸負載轉(zhuǎn)矩計算： 已知輪對質(zhì)量為1457kg，為方便計算，取1500。軸頸半徑為65mm，則輪對轉(zhuǎn)動慣量為： J=12mr2=12×1500×0.0652=3.17kg?m2 設(shè)轉(zhuǎn)速為n=3r/min，則角速度為： ω=2πn60=π10 初步設(shè)定啟動加速時間為ta=2s，則角加速度為： β=ωta=π20 則啟動轉(zhuǎn)矩為： T=Jβ=3.17×π20=0.498N?m 電機軸換算負載轉(zhuǎn)矩為： TL=T=0.498N?m 根據(jù)轉(zhuǎn)矩選擇日本松下公司MHMJ系列042G1C型伺服電機，其額定輸出為400w，額定轉(zhuǎn)矩為1.3N?m，最大轉(zhuǎn)矩為3.8N?m，額定轉(zhuǎn)速為3000r/