机车机械制动系统结构设计及有限元分析【含15张CAD图纸、说明书】【QX系列】
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毕 业 设 计题目:机车机械制动系统结构设计及有限元分析学院:专业:班级:机设学号:学生姓名:导师姓名:完成日期:诚 信 声 明本人声明:1、本人所呈交的毕业设计(论文)是在老师指导下进行的研究工作及取得的研究成果;2、据查证,除了文中特别加以标注和致谢的地方外,毕业设计(论文)中不包含其他人已经公开发表过的研究成果,也不包含为获得其他教育机构的学位而使用过的材料;3、我承诺,本人提交的毕业设计(论文)中的所有内容均真实、可信。作者签名:日期: 年 月 日1毕业设计(论文)任务书题目:机车机械制动系统结构设计及有限元分析姓名 学院 应用技术学院专业 机械设计制造及其自动化 班级 学号 指导老师职称教研室主任一、基本任务及要求:1. 查阅机车制动系统结构设计及有限元文献 15 篇以上,分析机车制动系统的现状,并写出文献综述,开题报告2、分析制动系统工作特点和方式3、设计机械制动系统结构并对主要零件进行计算分析4、建立制动系统三维模型,装配模型5、建立制动系统虚拟样机6、进行制动系统主要零件有限元分析,并进行结构优化,分析失效形式和原因7.撰写毕业论文,字数 15000 以上。二、进度安排及完成时间:1. 查阅资料、撰写文献综述、撰写开题报告(2.5 周);2. 毕业调研及撰写毕业调研报告(1.5 周);3. 毕业设计(9 周),其中:总体方案设计计算(1.5 周),设计机械制动系统结构并对主要零件进行计算分析(2 周),建立制动系统三维模型,装配模型(1 周),建立制动系统虚拟样机模型(0.5周)进行制动系统主要零件有限元分析,并进行结构优化,分析失效形式和原因(2 周)工程图设计(2 周);4. 撰写毕业设计说明书并将初稿交导师评阅(1.5 周);5. 指导老师评阅、学生修改及打印说明书(0.5 周);6. 评阅老师评阅设计说明书、学生准备答辩(0.5 周);7. 毕业答辩(0.5 周)。2目录摘要IabstractII第 1 章绪 论 11.1 引言 11.2 机车制动力的获取方式 11.3 课题研究的目的和意义 21.4 课题研究的内容与思路 31.4.1 课题研究的内容 31.4.2 课题研究的思路 3第 2 章 总体方案设计52.1 机车的主要参数及制动系统简介52.1.1 机车的主要参数 52.1.2 机车制动系统简介52.2 制动系统的方案确定及工作原理62.2.1 制动系统的方案确定 62.2.2 制动系统的工作原理 7第 3 章 机车机械制动系统运动机构设计 83.1 制动系统的制动能力计算 83.2 杆件结构的受力分析与力学计算93.2.1 杆件结构的受力分析 93.2.2 杆件结构的力学计算103.3 制动系统主要零件的尺寸计算与确定 113.4 标准件及外购件的选用 17第 4 章 三维建模与虚拟样机204.1 UG NX10.0 软件简介 204.2 零件实体建模举例214.3 零件装配224.4 虚拟样机234.4.1 虚拟样机技术 234.4.2 虚拟样机技术的发展2314.4.1 建立虚拟样机 245 章 有限元分析255.1 有限元分析概述 255.1.1 基本简介 255.1.2 基本特点 265.1.3 有限元分析常用软件265.4 主要零件的有限元分析结果 275.4.1 闸瓦的分析结果285.4.2 闸瓦拖的分析结果 305.4.3 制动杆的分析结果 325.4.4 连杆的分析结果34第 6 章 零件的结构优化366.1 闸瓦托的结构优化366.2 制动杆的结构优化38第 7 章 闸瓦的失效与改善措施 397.1 闸瓦的失效形式 397.2 闸瓦的失效原因 397.2.1 闸瓦偏磨原因 397.2.2 闸瓦断裂的原因397.2.3 闸瓦磨粒磨损和粘着磨损的原因 407.3 改善措施40总结42参考文献43致谢452机车机械制动系统结构设计及有限元分析摘要:本文主要对 8t 矿用电机车机械制动系统进行结构设计,利用力学分析,分析构件的受力情况并对主要零件进行受力计算;建立系统的三维模型及虚拟样机;对主要零件进行有限元分析并结构优化;分析闸瓦的失效形式、原因及改进措施。通过结构设计,增大了制动倍率和制动力,减少了溜车现象,缩短了制动距离,减小了闸瓦磨损,提高了制动的可靠性。关键词:窄轨电机车,机械制动系统,结构设计,有限元分析IThe locomotive brake system mechanical structure design and finite element analysisabstract: This paper mainly carries on the structural design of 8t locomotive brake system, By using the dynamic analysis, stress analysis component and stress calculation of main parts; The 3D model and virtual prototype system; Finite element analysis of the main parts and structure optimization; Improvement measures of failure modes, causes and analysis of brake shoe.Through the structure design, Increasing the braking power and braking force, Reduce the slipping phenomenon, Shorten braking distance, Reduced brake wear, To improve the reliability of the brake.keyword: Mine electric locomotive, mechanical braking sytem , configuration design , finite element analysisII第 1 章绪 论1.1 引言受矿山巷道窄小空间环境的限制,需要这些矿山井下运输矿石、物料、人员的电机车的轨距比干线机车 1435mm 轨距窄了许多,因此人们一般把这些电机车称之为窄轨电机车。窄轨电机车是一个分类标准多样,门类繁多,规格复杂的机车。按产品轨距大小之分有 475mm、600mm、762mm、900mm,若按机车的粘着重量分有: 1.5t 、2.5t、3t、5t、6t、7t、8t、10t、12t、14t、15t、18t、20t。若按电机车的安全程度分有隔爆型、矿用一般型、增安型、防爆特殊型,若按电压等级分有:100V、25V 、550V(架线式)48V、88V、90V、110V、120V、132V、140V、144V、196V、256V 等电压等级的电机车,若按驾驶室的方位和数量分,又可分为一端司机室或两端司机室的电机车和司机室居中的电机车。但使用得最广泛的是以下三种分类,即按粘着质量的吨位大小分,按电机车得到的电源方式分为:蓄电池电机车和架线式电机车,按是否防爆分为普通型电机车和防爆电机车。1窄轨工矿电机车作为一种节能环保的牵引动力,已经广泛应用于煤矿矿山的生产现场。其制动装置是关键部件,机车制动性能直接影响到工矿电机车的安全运行。其基础制动装置是从手轮施力到闸瓦动作之间的一套杠杆机构,将手轮的转矩转化为闸瓦正压力直接作用在车轮踏面上产生制动力,使得运行的列车减速或停止。基础制动装置结构性能的优劣直接决定着电机车的制动效果。2为了降低机车的速度,必须在车轮转动的相反方向施加制动力。众所周知,闸瓦制动所采用的制动力是摩擦力。必须放大作用在手轮上的力,并且均匀地分布到闸瓦上。为达到目的,必须设有制动杆。根据杠杆原理来放大制动力。也就是说,在长杠杆臂上作用着较小的力,必须在短臂上产生较大的力,制动距离与制动力成反比。施加愈大的制动力,其制动的效果也愈强。对于一定结构类型的制动装置,在对车轮施加制动力时,其制动力是不能任提高的。制动力的极限值受到轮/轨之间的粘着系数与粘重所限制。如果踏面上的作用力小于轮/轨间的粘着力,则车轮尚在滚动;如果作用力大于粘着力,则车轮将被抱死,车轮将在钢轨上滑行。当车轮刚好还处于滚动状态时,就达到最大的制动效果。车轮刚发生一次滑行时,则车轮与钢轨之间的摩擦大大减小,因而制动距离延长;同时,车轮的踏面因擦伤而破损。31.2 机车制动力的获取方式1矿用电机车机械制动属于粘着制动,在制动方式中,闸瓦制动、盘形制动、再生制动、电阻制动和圆盘涡流制动均属于粘着制动方式,本设计属于闸瓦制动。制动时,车轮与钢轨之间有三种可能的状态。(1) 纯滚动状态车轮与钢轨的接触点无相对滑动,车轮在钢轨上作纯滚动。这时车轮与钢轨之间为静摩擦,车轮与钢轨之间可能实现的最大制动力是轮轨之间的最大静摩擦力。这是一种难以实现的理想状态。(2) 滑行状态车轮在钢轨上滑行,这时车轮与钢轨之间的制动力为二者的动摩擦力。由于动摩擦系数远小于静摩擦系数,因此一旦发生这种工况,制动力将大大减小,制动距离就会延长;同时,车轮在钢轨上长距离滑行,将导致车轮踏面的擦伤,危及行车安全。这是一种必须避免的事故状态。(3)粘着状态列车制动时车轮在钢轨上滚动,由于车辆重力的作用,车辆与钢轨的接触处为一椭网形的小面积,此时轮轨接触处既不是静止状态也不是滑动状态,在铁路术语中称这种状态为粘着状态。由于正压力而保持动轮与钢轨接触处相对静止的现象称为“粘着”。粘着状态下的静摩力又称为粘着力。依靠粘着滚动的车轮与钢轨粘着点之间的粘着力来实现车辆的制动,称为粘着制动。列车采用粘着制动时,能够获得的最大制动力不会大于粘着力。粘着制动是目前主要的一种制动方式。根据轮轨间的静摩擦系数、粘着系数、动摩擦系数这三者中的关系,在上述三种情况中:可能实现的制动力的最大值以第一种状态时为最大,但实际上这是达不到的;第二种最小,这不但会延长制动距离,而且会擦伤车轮;第三种介于这两者之间,它随气候与速度等条件的不同可以有相当的变化。所以,采用粘着制动,必须对那些可以利用的粘着条件加以研究,以获取可能的最大的制动力。粘着系数是表示列车车轮与轨道间粘着状态的指标,具体说就是粘着力与轮轨间垂直载荷的比值的最大值。粘着系数受列车运行速度、气候条件、轮轨表面状态以及是否采取增粘措施等诸多因素的影响,是一个有很大离散性的参数,所以目前尚未有粘着系数的理论公式。4各国都分别采用大量的试验来得到经验数值,如湘潭电机厂制动系统设计时的粘着系数一般取 0.25。21.3 课题研究的目的和意义本课题是针对矿运列车机械制动系统的结构设计及其关键部件的有限元分析。在科技高速发展的今天,不管是客运列车还是货运列车都有了很大的变化,高速、重载。机车车辆的技术装备水平根据更好更高的要求 ,通过技贸合作 ,不断采用高新技术 ,快速提高 ,促进了铁路运输能力的快速增长 ,适应了国民经济发展的需要。正由于机车的高速、重载,使得制动系统成了机车车辆最重要的系统之一,其直接涉及到列车的运行性能和安全。制动系统的好坏,关系到列车运行速度的提高,运能的增长。因此,课题的目的在于设计合理的制动系统结构,以满足机车制动距离及制动时间的要求,并且分析其关键部件的应力及应变等,了解闸瓦磨损的原因。课题研究的制动系统结构简单、操作便捷、制动安全、经济。通过制动系统的结构设计、零件的有限元分析,建立虚拟装配模型。可以简化制动系统的设计,降低了成本,缩短了产品的开发周期。同时,通过课题的设计培养了我们改善结构、设计新产品的能力,使我们更熟练地运用 UG 做三维建模及设计仿真。1.4 课题研究的内容与思路1.4.1 课题研究的内容(1)机械制动系统的总体方案设计总体方案设计是本设计的主体,应用理论力学的杆件结构,初步规划其基本架构。结构设计合理,符合基本功能要求。闸瓦与车轮之间有 23mm 的间隙,闸瓦装在车轮水平中心线以下,使闸瓦压力中心线同车轮水平线成约 810夹角。当缓解时,闸瓦能可靠地返回原位,这种制动装置结构简单能产生足够的制动力。(2)机械制动系统主要零件设计根据杆件的受力情况,利用杠杆原理以及材料力学相关公式计算杆件的长度及横截面积,根据具体情况取值,已得到较合理的构件尺寸。(3)分析闸瓦的失效原因由于闸瓦与车轮踏面的摩擦,导致闸瓦磨损;安装不当,导致闸瓦偏磨;闸瓦表面点蚀、断裂等。(4)结构优化3通过分析制动系统存在的问题,对结构进行优化,使得设计的结构更实用,更能满足制动的各方面要求。1.4.2 课题研究的思路(1)首先根据矿用机车的粘重 8t、单机制动距离 12m、最大速度 17.5Km/h 和千分之五直线下坡道等已知条件,计算出闸瓦的制动力;然后通过闸瓦与车轮踏面的摩擦系数,计算出闸瓦受到的正压力;再通过杠杆原理、合力矩和制动倍率等计算杆件的长度尺寸;通过应力分析,计算杆件横截面积,从而得到基本架构。至于闸瓦,按照车轮滚动圆直径 680mm,选择标准件,扎瓦托根据闸瓦尺寸铸造。(2)通过对制动系统三维建模、虚拟样机、有限元分析等分析闸瓦失效形式及原因,采取措施,进行结构优化。4第 2 章 总体方案设计2.1 机车的主要参数及制动系统简介2.1.1 机车的主要参数本文研究的机械制动系统来源于 8t 矿用窄轨电机车,其外形如图 2.1 所示:图 2.1 8t 矿用窄轨电机车其主要参数如下:外形尺寸(长宽高):436010501550机车粘重:8t轨距:600mm固定轴距:1150mm车轮滚动圆直径:680mm最小转弯半径:7m调速方式:斩波调速制动方式:电气、机械制动结构速度(最大速度):17.5Km/h2.1.2 机车制动系统简介机车制动就是人为地制止机车的运动,包括减速和驻车,驻车也就是平时说的停车。机车解除或削弱其制动作用的成为“缓解”。为施行制动和缓解而在机车上安装的整套设备称为机车的“制动装置”。 “制动”与“制动装置”均简称为“闸”,施行制动既5可简称为“上闸”亦可简称为“下闸”,使制动得到缓解则简称为“松闸”。4由制动装置产生的与列车运行方向相反的外力,称为“制动力”。这是人为的阻力,它比在列车运行中由于各种原因自然产生的阻力一般要大得多。所以,尽管在制动减速过程中,列车运行阻力(自然阻力)也在起作用,但起主要作用的还是列车制动力(人为阻力)。从司机施行制动(将手轮转动)的瞬间起,到列车速度降为零的瞬间止,列车所驶过的距离,称为列车“制动距离”。这是综合反映列车制动装置的性能和实际制动效果的主要技术指标。有的国家使用的是平均减速度作为其主要技术指标。为了确保行车安全,世界各国都要根据本国铁路情况 (主要是列车速度、牵引重量、信号和制动技术等)制订出自己的制动距离(或减速度)标准)紧急制动距离最大允许值,又称“计算制动距离”。4比如 8t 矿用电力机车的单机制动距离12m。目前,铁路机车车辆采用的制动方式最普遍的是闸瓦制动。用铸铁或其他材料制成的瓦状制动块,在制动时抱紧车轮踏面,通过摩擦使车轮停止转动。在这一过程中,制动装置要将巨大的动能转变为热能消散于大气中。而这种制动效果的好坏,却主要取决于摩擦热能的消散能力。使用闸瓦制动方式时,闸瓦摩擦面积小,大部分热负荷有车轮来承担。机车的速度越高,制动时车轮的热负荷也越大。当车轮踏面温度增高到一定程度时,就会使踏面磨损、裂纹或剥离,既影响使用寿命也影响行车安全。5但由于矿用电机车最大速度只有 17.5Km/h,速度不高,采用中磷铸铁闸瓦,温度可在 150以内,不至于使闸瓦熔化。铁路机车制动机按制动原动力和操纵控制方式的不同,可分为手制动机、空气制动机、电空制动机、电磁制动机和真空制动机。手制动机是以人力为制动原动力,以手轮的转动方向和手力大小来操纵控制。构造简单,费用低廉,是铁路史上使用最久远,生命力最顽强的制动机。5本文中研究的是机械制动系统,即为手制动机制动系统。2.2 制动系统的方案确定及工作原理2.2.1 制动系统的方案确定本文的制动系统基本结构属于五杆的杆件结构。根据规定,在制动过程中,对手轮施加的力不能大于 160N。鉴于此规定,制动杆的动力臂与阻力臂之比大约为 6:1,即制动倍6率为 6 倍。双司机室控制的制动系统便于往返时控制,手轮产生扭矩通过扭力杆和齿轮传动机构实现两端司机室的控制。该制动系统实现车轮成对制动,调节器作为二力杆,产生大小相等方向相反的作用力,使得制动更可靠。轮对制动,减小了闸瓦正压力,缩短了制动距离。制动装置是保证电机车安全运行、满足运输要求的必备结构,其手动机械制动系统示意图如下图:图 2.2 机械制动系统示意图1手轮;2横臂总车;3特殊螺母;4制动丝杆;5制动杆构件;6轮对;7调节器;8闸瓦;9圆锥滚子轴承;10传动齿轮。2.2.2 制动系统的工作原理进行制动操作时顺时针转动手轮,其丝杆螺母传动副 3、4 带动横臂 2 水平移动,与 2 相连的拉杆机构 5 带动闸瓦 8 贴紧车轮 6 踏面,对车轮施加阻力距使电机车减速直至停止。调节器 7 是个二力杆,使得两个闸瓦所受到的力大小基本相等,调节器还起到调节闸瓦与踏面间隙的作用。缓解时,只要逆时针旋转手轮即可,装置会使得闸瓦自动复位。若是在右边手轮控制时,同样是顺时针转动手轮制动,通过齿轮传动机构和扭力杆传递运动和扭矩,使得两个手轮同步。由于该系统是由人力来操作的,因此要求杠杆机构的设计要使手轮操作力不大于 160N 力,否则要改用气动操作的制动系统。制动时,由于制动杆 5 的力臂大约是阻力臂的 6 倍,所以手轮所承受的扭矩不会太大,因此作用在手轮上的力也不会很大。7第 3 章 机车机械制动系统运动机构设计3.1 制动系统的制动能力计算根据已经条件:机车粘重 8t,最大速度 17.5Km/h,制动距离不大于 12m,轨道坡度千分之五。根据列车牵引计算规程中的制动理论3-4,其制动能力计算如下。(1)制动距离制动距离由两部分组成,空走距离 Sm 和有效制动距离 Sn 之和,即S mn = S m + S n = v0tk + 4.17(v0 - v末) (m) 3.6 Fb + w0 + i j式中,v0 为制动时的速度;tk 为机车空走时间;v末 为制动后的速度,即为 0;Fb 为单位制动力;w0 为列车单位基本阻力;i j 为制动地段的线路坡度千分数,上坡取正,下坡取负,水平轨道取 0。制动初速度 v0 取机车的最大运行速度,即 v0 =17.5Km/h,空走时间 tk 取 1.4s,即 tk =1.4s。则空走距离:S m = v0tk = 17.5 1.4 =6.8(m) 3.6 3.6由于 S mn 12m,所以 S n S mn - S m =12-6.8=5.2(m),即4.17(v0- v )末5.2Fb + w0 + i jF b =1000j jJ式中,j j 为闸瓦的车轮踏面的摩擦系数;J 为制动率。w0Pw0=w0P式中,w0 为机车单位基本阻力;P 为机车粘着质量。w0=2.26+0.024v+0.00025 v2机车在平直轨道上试验。i j =0由上述式子得:F b =1000j jJ 242.83 (N) (2)制动力制动力等于闸瓦总压力与摩擦系数的乘积,而摩擦系数与制动初速度 v0 和瞬时速8度 v 有关。故摩擦系数采用了以下简化公式(中磷铸铁闸瓦):j j =0.3560.4v + 1004v + 100式中,v 为机车的运行速度。闸瓦的摩擦系数随着速度的增大而减小,故为了保证机车制动的安全性,v 取机车最大运行速度。V=17.5Km/h,故制动力为:F 制 = (Kj j )在(1)中,F b 取 245N,即 F b =1000j jJ =245N由、式代入数据得:J =1.11(3)制动率J = K1000Pg式中, K 为闸瓦总压力;g=9.81N/Kg。由式代入数据得: K =87112.8 (N)(4)制动防抱死条件由式代入数据得:F 制 =19164.82 (N)由湘潭电机厂提供的粘着系数y = 0.25 可以求得车轮与轨道的粘着力,粘着力等于粘重与粘着系数的乘积,即B=1000Pgy =1000 8 9.81 .025=19620 (N)制动力受到粘着条件的限制,最大制动力必须不大于粘着力。如果制动力超过最大制动力,粘着条件被破坏,机车车轮被“抱死”,从而产生“打滑” 现象。而从上述的计算来看,制动力 F 制 B,所以制动时不会出现打滑现象。(5)制动倍率闸瓦的传动率hz =0.85,所以每个闸瓦受到的反作用力为:N= K=87112.8=25621.41(N)0.85 40.85 4传动倍率:gz=NFA3.2 杆件结构的受力分析与力学计算3.2.1 杆件结构的受力分析9制动杆与拉杆销钉连接,制动时制动杆受到水平方向的拉力;制动杆与闸瓦托也是销钉连接,制动时此处受到闸瓦托的反作用力,大小等于闸瓦对车轮踏面的正压力;制动杆与调节器也是销钉连接,受到调节器给它水平方向的推力。右边连杆的受力与制动杆差不多,这里不再赘述。机构受力分析如下图:图 3.1 机构受力分析3.2.2 杆件结构的力学计算如图 3.1,现对前制动装置(左边部分)进行力学计算。闸瓦的安装位置与水平线成10 夹角,即 N1 与水平线成10 夹角。由图设计尺寸可得:L1 = 672mm ,L2 = 562mm ,L3 = L1 - L2 = 110mm ,L4 = 112mm ,L5 = 9mm ,L6 = 305mm ,L7 = 406mm 。竖直方向上合力为零,即 Fy = 0 ,FC cos15 = N1 sin1010B 点合力偶矩为零,即 M B = 0 ,FA L1 = N1 L4 + FC L5C 点合力偶矩为零,即 M C = 0 ,FA L2 = FB L3由(1)式代入数据得:FC = 4490.35 (N)由(2)式代入数据得:FA = 4330.37 (N)由(3)式代入数据得:FB = 22124.25 (N)丝杆受到的拉力:Fa = 2FA = 2 4330.37 = 8660.74 (N)手轮直径:取丝杆的公称直径为f36 mm,由图 3.1 可知,拉杆需要沿水平方向运动 25.6mm,闸瓦才开始接触车轮踏面,根据 GB5796.386,选用螺距 I=10mm,也即手轮转动两圈半闸瓦开始对车轮施加压力制动。手轮转矩为:Ta =Fa I2 3.14 n1式中,n1 为进给丝杆的效率,取n1 =0.94。代入数据得:Ta =14671.26 Nmm因为 Ta = F dF 为施加在手轮上的力,d 为手轮直径。且 F160N所以 d Ta=14671.26= 91.70 mm ,取 d=300mm。160F对后制动装置进行力学计算。同理,闸瓦对车轮的正压力方向与水平方向成10 的夹角,即 N2 与水平线成10 夹角。E 点合力偶矩为零,即 M E = 0 , FG L7 = N2 L6(4)因为 BG 属于二力杆,则有 FG = FB = 22124.25 (N),由(4)式代入数据得:N2 = 29450.64 (N)对连杆在竖直方向合力为零,即 F= 0 ,Fcos15 = Nsin10(5)yF2由(5)式代入数据得:FF =5161.45 (N)3.3 制动系统主要零件的尺寸计算与确定11以下涉及力学计算的公式均来自机械设计手册表 164,杆件计算的基本公式10。(1)制动杆的尺寸计算与确定在制动过程中,制动杆主要受到弯曲应力,因此,现对制动杆危险截面进行弯曲应力计算。制动杆选用 Q235 材料,根据 GB/T700,材料的弯曲许用应力s =158235Mpa,取s =160Mpa,制动杆的受力分析简图如下图:图 3.2 制动杆受力分析制动杆的弯矩图如下图:图 3.3 制动杆弯矩图由弯矩图知,C 截面为危险截面,设计时取制动杆宽度为 20mm,即 b=20mm。则s = M maxWz式中,M max 为危险截面弯矩;Wz 为抗弯截面系数。Mmax= F L,W=bh2。B3z6危险截面弯曲应力不能大于许用弯曲应力,即s = M max s Wz由上述式子代入数据得:h67.55mm,取 h=97mm。制动杆零件图如下图:12图 3.4 制动杆零件图(2)销钉的剪切应力销钉选用 Q235 材料,其剪切许用应力t = 100MPa ,则t = FAs t ,Fs = N21 , A = p ( d2 )2由上述式子代入数据得:d12.77mm。取 d=23.5mm。其他销钉的计算方法一样,具体尺寸见总装图。(3)拉杆的抗拉强度拉杆选用 Q235 材料,由机械设计手册2008,碳素结构钢的力学性能得,Q235钢的抗拉强度为s =375500Mpa,取s =375Mpa。由机械设计手册杆件计算的基本公式10得,s = PA s ,P 为拉杆承受的拉力,P=F A =4330.37 N;A 为拉杆横截面积,A = a2 。由此解得:a 3.4mm。由于制动杆的厚度为 20mm,为了与之配合协调,取a =20mm。拉杆的长度根据结构的需要以及在机车安装的位置定,取长度为 1090mm。拉杆零件图如下图:图 3.5 拉杆零件图(4)扭力杆在扭矩作用下的剪切应力和最大扭转角扭力杆选用 Q235 材料,其在扭矩作用下的许用剪切应力为t = 98MPa 。由机械设计手册杆件计算的基本公式10得,Mt max = W K t K式中,M K 为扭力杆所受扭矩;WK 为抗扭截面模数。13M K =14671.26 Nmm,WK = J K = pd 3 。由上述式子代入数据得: r 16d9.14mm,取 d=38mm。在扭矩作用下的最大扭转角j :j =M K l180(/m)GJ Kp式中,l 为杆长;G 为材料剪切弹性模数; J K 为抗扭惯性矩。G =E2(1 + m)式中,E 为弹性模量,m 为泊松比。Q235 的剪切弹性模数 G=79GPa。J K = pd 432材料的许用扭转角j = 1.5 / m由此解得:l 28819.59mm 。取l =2188mm。扭力杆零件图如下图:图 3.6 扭力杆零件图(5)连杆的抗拉强度及弯曲应力由图 3.1 受力分析可知,后制动装置中连杆受到FF = 5161.45 (N)拉力,受到FG和 N2 共同作用的弯矩。连杆的零件图如下图:14图 3.7 连杆零件图对连杆受力分析如下图:图 3.8 连杆受力分析连杆的弯矩图如下图:图 3.9 连杆弯矩图15将 FG 分解为水平和竖直两个方向(相对于图 3.8 )的力,其中FGy = FG cos10 =21788.13 (N)。F 截面为最大弯矩截面处,则M max =11221788.13=2440270.56 (Nmm)连杆选用 Q235 材料,根据 GB/T700,材料的弯曲许用应力s =158235Mpa。设计时取连杆厚度为 20mm,即 b=20mm,最大弯曲应力截面处高度为 95mm,即 h=95mm。则此处的弯曲应力为:s = M maxWzbh2式中,M max 为危险截面弯矩;Wz 为抗弯截面系数。Wz = 6 。由此解得:s =81.12 Mpas ,因此所设计尺寸符合要求。(6) 丝杆的抗拉强度及抗扭强度在机车制动过程中,丝杆受到轴向拉力及丝杆螺母副产生的扭矩。丝杆零件图如下图:图 3.10 丝杆零件图丝杆选用 Q235 材料,由机械设计手册2008,碳素结构钢的力学性能得,Q235钢的抗拉强度为s =375500Mpa,取s =375Mpa。由机械设计手册杆件计算的基本公式10得,s = PA s 式中,P 为拉杆承受的拉力,P= Fa =8660.74 N;A 为拉杆横截面积, A = p ( d2 )2 。由此解得:d5.42mm。丝杆在扭矩作用下的许用剪切应力为t = 98MPa 。由机械设计手册杆件计算的基本公式10得,Mt max = W K t K式中,M K 为扭力杆所受扭矩;WK 为抗扭截面模数。16M K =14671.26 Nmm,WK = J K = pd 3 。由上述式子代入数据得: r 16d9.14mm,综合拉力与剪切应力计算的直径,丝杆最小截面处直径取 d=25mm。丝杆在扭矩作用下的最大扭转角j :j =M K l180(/m)GJ Kp式中,l 为杆长;G 为材料剪切弹性模数; J K 为抗扭惯性矩。G =E2(1 + m)式中,E 为弹性模量,m 为泊松比。Q235 的剪切弹性模数 G=79GPa。J K = pd 432材料的许用扭转角j = 1.5 / m由此可解得:l 4587.04mm,根据机构的需要取l =458mm。3.4 标准件及外购件的选用(1)闸瓦的选用根据窄轨工矿电机车用闸瓦 JB/T32671991 以及机车车轮滚动圆直径f680 mm,选用标准闸瓦,闸瓦材料为中磷铸铁(HT150)。闸瓦零件图如下图:17
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