可旋转升降轨道车用摆渡车的设计
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毕业设计(论文)可旋转升降轨道车用摆渡车的设计1 可旋转升降轨道车用摆渡车概括1.1 可旋转升降轨道车用摆渡车的设计背景2000年6月1日起,沿海城市和其他土地资源稀缺城市,禁止使用实心黏土砖,代之以新型墙体材料,其中混凝土砌块是目前新型墙体应用最广泛的一种,混凝土砌块成型叠放后,由于小型叉车的震动,使刚成型的砌块破碎或裂纹,造成大量废品;小型叉车人工在地面上拖拉,不仅劳动强度大,小型叉车车轮磨损快,而且20mm厚的混凝土地面在这种情况下只能用3年又需要重新打地平。本课题的可旋转升降轨道车用摆渡车就是解决企业现存这一问题中的一个重要的环节,它的功能是自动,准确地将可旋转升降轨道车由升板机工作位置送至料场各个轨道上,因此本课题旨在通过对已有的摆渡车进行改进设计,达到实现送车到位、对轨准确、运行平稳、与生产环节配套以及提高企业生产效率,降低工人劳动强度的目的。1.2 可旋转升降轨道车用摆渡车的概括可旋转升降轨道车用摆渡车,顾名思义,就是给可旋转升降车配用的摆渡车,用来运送可旋转升降车的。升降轨道车载着刚成型的砖块,要运送到各个储藏的轨道上。在运送中用摆渡车来载旋转升降车,在运送中实现摆渡车的自动控制,变速控制是摆渡车适时的变速,应运行平稳,安全的将旋转升降车规定的轨道。下图是可选装升降轨道车用摆渡车的工作基地图:图1-1 摆渡车工作及地图摆渡车未工作时,在零号轨道上。工作时,可旋转升降轨道车载满砖块后,通过它所在的轨道行走到摆渡车上,摆渡车再根据事实情况,把旋转升降车运送到各个轨道上,摆渡车会在对应的轨道前准确停止,精确对轨,旋转升降车在行走进那个轨道,将砖块安放好。这就是摆渡车的主要工作情况。摆渡车在工作过程中,即运送升降车到各个轨道时,最主要的是要求送车到位、对轨准确、并且运行平稳。送车不到位,或者对轨不准确,可旋转升降车都没法达到轨道送砖块;运行不稳就童谣会像小型叉车的震动,使刚成型的砌块破碎或裂纹,造成大量废品。这就给设计提出了一定的要求。另外,摆渡车的稳速运行速度也有一定的要求,速度不能太慢,太慢虽然影响企业的效率;也不能太快,太快同样易造成砌块破碎或裂纹。那么,最好是在摆渡车启动的时候慢速,启动后改为快速行驶,快要到达轨道时再换成慢速,这样就又经济又平稳。2 摆渡车车架的设计摆渡车的车架选择了用槽钢焊接而成。槽钢是截面为凹槽形的长条钢材。槽钢分普通槽钢和轻型槽钢。槽钢主要用于建筑结构、车辆制造和其它工业结构,槽钢还常常和工字钢配合使用。摆渡车的框架结构如下图:图2-1 摆渡车框架图摆渡车是运送将可旋转升降车的,上面必须附有可旋转升降车的轨道,轨道的宽度和旋转升降车的相同,长度和摆渡车的轨道相同。摆渡车需要有电机提供动力,要有减速器改变速度,将电动机的速度转变成小车的速度。摆渡车是用电路控制车的行进、变速、停止。车上安有开关,以及安装开关支架,支架上安有行程开关。综合起来,可估算摆渡车的总体大小:车架28002300mm;车架中间是子车旋转升降车的轨道,轨道长是7202300mm;车架上要安放减速器,电动机等部件,分别在车架和轨道中间用槽钢加固。3 摆渡车行走部分的设计可旋转升降轨道车用摆渡车行走部分包括电动机、减速器、连接的链轮,和车轴车轮等部件。对行走部分设计主要包括:电动机的选择;减速器和链轮传动别的分配;减速器的设计;链轮的设计;车轴车轮的设计。行走部分的在工作情况为:电动机提供动力,由于转速较高,电动机的输出轴和减速器的输入轴由联轴器连接,经二级减速器减速后,减速器的输出轴再由链轮和摆渡车车轴链接,同时也是第三级减速,链轮带动车轴的转动。车轴由轴承和轴承座和车架链接在车架上,车轴转动使摆渡车行进。按照摆渡车行走部分的工作情况分别设计各个部分。3.1 电动机、联轴器的选择3.1.1 电动机的选择选择电动机时要算出车的承重,查出钢与钢的滚动摩擦系数,算的摩擦力,进而的出电动机提供的最小动力,最后由电动机的传递效率的出电动的的功率。每块砖的重量是3.5kg,每层砖的重量是210kg,7层砖的重量是1470kg。砖的总重量小车的重量为2954N,则摆渡车承受的总重量G=17360N,钢与钢的摩擦系数=0.05,压力F=G=17360N,则摩擦力f=173600.05=668N工作机所需功率按下式计算 (3.1)电动机的输出功率按下式计算: (3.2)式中,为电动机轴至滚筒轴之间传动装置的总效率,其值按下式计算: (3.3)电动机所需功率Pd,从电动机到车轴之间总效率为设, , ,分别为链传动的效率。分别为=0.85,=0.85,=0.8则总效率电机所需功率为:型号Y160M-6。功率7.5kW,电动机的转速960r/min。3.1.2 联轴器的选择根据传递载荷的大小,轴转速的高低,被联接两部件的安装精度等,参考各类联轴器特性,选择一种合用的联轴器类型。具体选择时可考虑以下几点: (1) 所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减振功能的要求。例如,对大功率的重载传动,可选用齿式联轴器;对严重冲击载荷或要求消除轴系扭转振动的传动,可选用轮胎式联轴器等具有高弹性的联轴器。 (2)联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小。对于高速传动轴,应选用平衡精度高的联轴器,例如膜片联轴器等,而不宜选用存在偏心的滑块联轴器等。 (3)两轴相对位移的大小和方向。当安装调整后,难以保持两轴严格精确对中,或工作过程中两轴将产生较大的附加相对位移时,应选用挠性联轴器。例如当径向位移较大时,可选滑块联轴器,角位移较大或相交两轴的联接可选用万向联轴器等。 (4)联轴器的可靠性和工作环境。通常由金属元件制成的不需润滑的联轴器此较可靠;需要润滑的联轴器,其性能易受润滑完善程度的影响,且可能污染环境。含有橡胶等非金属元件的联轴器对温度、腐蚀性介质及强光等比较敏感,而且容易老化。 (5)联轴器的制造、安装、维护和成本。在满足便用性能的前提下,应选用装拆方便、维护简单、成本低的联轴器。例如刚性联轴器不但结构简单,而且装拆方便,可用于低速、刚性大的传动轴。一般的非金属弹性元件联轴器(例如弹性套柱销联轴器、弹性柱销联轴器、梅花形弹性联轴器等),由于具有良好的综合能力,广泛适用于一般的中、小功率传动。本次设计中的联轴器是连接电动机车减去气的输入轴,转速较大,选用了GYH3凸缘联轴器。3.2 传动比的分配因为摆渡车母车车轴外径d=200mm,周长C=0.628m。要求摆渡车行进速度V=8米/分,R=12.74r/min,需要的总传动比为,链传动分为3,减速器分为25。3.3 减速器的设计电动机由联轴器直接和减速器的输入轴相连接,减速器的传动比分为25。设计成二级减速器,两级的传动比分别为5.5和 4.57,每级的传动效率约为85%。减速器设计成展开式,这种样式结构简单,但齿轮相对于轴承的位置不对称,因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端,这样,轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。用于载荷比较平稳的场合。并假设预定寿命为10000小时来设计减速器。3.3.1 齿轮材料的选择齿轮传动通过轮齿互相啮合来传递空间任意两轴间的运动和动力,并可以改变运动的形式和速度。在齿轮的设计与制造过程中,不仅要考虑材料的性能能够适应零件的工作条件,使零件经久耐用,而且要求材料有较好的加工工艺性能和经济性,以便提高零件的生产率,降低成本,减少消耗。常用的齿轮材料为各种牌号的优质碳素结构钢、合金结构钢、铸钢、铸铁和非金属材料等。一般多采用锻件或轧制钢材。当齿轮结构尺寸较大,轮坯不易锻造时,可采用铸钢。开式低速传动时,可采用灰铸铁或球墨铸铁。低速重载的齿轮易产生齿面塑性变形,轮齿也易折断,宜选用综合性能较好的钢材。高速齿轮易产生齿面点蚀,宜选用齿面硬度高的材料。摆渡车所用的减速器上的两个齿轮选用了45钢和40Cr材料。另外,大、小齿轮硬度时应注意使小齿轮的齿面硬度比大齿轮的齿面硬度高30-50HBS,这是因为小齿轮受载荷次数比大齿轮多,且小齿轮齿根较薄,强度低于大齿轮。为使两齿轮的轮齿接近等强度,小齿轮的齿面要比大齿轮的齿面硬一些。3.3.2 齿轮结构的设计对于第一级减速,减速器输入轴直接和电动机相连转速为960r/min,效率为95%.减速器的输入轴的传递功率为5.225kw,由减速器的输入轴和中间传动轴来完成第一级减速。则传递功率 P=5.22500000(kW)传递转矩 T=51.97242 (N.m)齿轮1转速 n1=960 (r/min)传动比 i=5.50017齿轮2转速 n2=174.54 (r/min)有公式计算出: 齿轮1齿数 Z1=20齿轮1分度圆直径 d1=50.05 (mm)齿轮1齿顶高 ha1=2.25000 (mm)齿轮1齿根高 hf1=2.81250 (mm)齿轮1全齿高 h1=5.06250 (mm) 齿轮2齿数 Z2=110齿轮2分度圆直径 d2=253.25000 (mm)齿轮2齿顶高 ha2=2.25000 (mm)齿轮2齿根高 hf2=2.81250 (mm)齿轮2全齿高 h2=5.06250 (mm)模数 m=2.5中心距 A=146.950000 (mm)齿数比 U=5.5图3-1 第一级传动齿轮对于第二级减速,是中间轴和输出轴来完成,输入功率为5.225kw,传递效率为85%,输出功率为4.44kw。则传递转矩 T=242.91028 (N.m)齿轮1转速 n1=174.54 (r/min) 传动比 i=4.56791齿轮2转速 n2=38.21 (r/min) 齿轮1齿数 Z1=28齿轮1分度圆直径 d1=69(mm)齿轮1齿顶高 ha1=2.5 (mm)齿轮1齿根高 hf1=3.125 (mm)齿轮1全齿高 h1=5.625 (mm)齿轮2分度圆直径 d2=328 (mm) 齿轮2齿数 Z2=130齿轮2齿顶高 ha2=2.50000 (mm)齿轮2齿根高 hf2=3.12500 (mm)齿轮2全齿高 h2=5.62500 (mm)模数 m=2.5实际中心距 A=197 (mm)齿数比 U=4.64图3-2 第二级传动齿轮3.3.3 减速器轴的材料的选择轴的材料种类很多,选择时应主要考虑如下因素: (1)轴的强度、刚度及耐磨性要求; (2)轴的热处理方法及机加工工艺性的要求; (3)轴的材料来源和经济性等。 轴的常用材料是碳钢和合金钢。碳钢比合金钢价格低廉,对应力集中的敏感性低,可通过热处理改善其综合性能,加工工艺性好,故应用最广,一般用途的轴,多用含碳量为0.250.5%的中碳钢。尤其是45号钢,对于不重要或受力较小的轴也可用Q235A等普通碳素钢。 合金钢具有比碳钢更好的机械性能和淬火性能,但对应力集中比较敏感,且价格较贵,多用于对强度和耐磨性有特殊要求的轴。如20Cr、20CrMnTi等低碳合金钢,经渗碳处理后可提高耐磨性;20CrMoV、38CrMoAl等合金钢,有良好的高温机械性能,常用于在高温、高速和重载条件下工作的轴。 值得注意的是:由于常温下合金钢与碳素钢的弹性模量相差不多,因此当其他条件相同时,如想通过选用合金钢来提高轴的刚度是难以实现的。低碳钢和低碳合金钢经渗碳淬火,可提高其耐磨性,常用于韧性要求较高或转速较高的轴。 轴的毛坯多用轧制的圆钢或锻钢。锻钢内部组织均匀,强度较好,因此,重要的大尺寸的轴,常用锻造毛坯。3.3.4 估算轴的最小直径 开始设计轴时,通常还不知道轴上零件的位置及支点情况,无法确定轴的受力情况,只有待轴的结构设计基本完成后,才能对轴进行受力分析及强度计算。因此,一般在进行轴的结构设计前先按纯扭转受力情况对轴的直径进行估算。 设轴在转矩T的作用下,产生剪应力。对于圆截面的实心轴,圆轴扭转的强度条件为: (3.4)由上式可得轴的直径计算公式: (3.5)式中A计算常数,与轴的材料和承载情况有关。由上式求出的直径值,需圆整成标准直径,并作为轴的最小直径。如轴上有一个键槽,可将值增大3%5%,如有两个键槽可增大7%10%。 对于输入轴,由联轴器直接和电动机相连,由上面公式(3.4)可算出输入轴的最小直径为30mm。而设计出的第一级传动的小齿轮分度圆较小,无法和轴装配,所以设计成齿轮轴的形式。图 3-3减速器输入轴对于传动轴,减速器的中间传递者,一端安有大齿轮和减速器的输入轴啮合,本身作为第二级传动配有小齿轮。由上面的公式(3.4)计算出传动轴的最小直径为35mm.第二级传动小齿轮的分度圆直径为69,同样要做成齿轮轴的形式,以防强度不够或无法装配。图3-4 减速器传动轴对于输出轴承是重要的传动部分,轴的一端装有链轮,通过链和摆渡车车轴相连,传载的动力较大。由上面的公式(3.4)计算出传动轴的最小直径为45mm.3.4 摆渡车轴的设计摆渡车的车轴,其长度远远大于车轴的直径,是细长轴,且带有键槽,结构上不完全对称。车轴上装有轴承,轴承按在轴承座上并通过轴承座固定在车架上,轴的两端安有车轮。下面就对车轴上选配的轴承和车轴进行设计。3.4.1 车轴轴承的选择由于深沟球轴承使用维护方便,工作可靠,起动性能好,在中等速度下承载能力较高。所以,车轴上选用的是深沟球轴承,代号为6215GB/T276-1994。下面校核滚动轴承的寿命:F轴向载荷(N);F径向载荷(N);P当量动载荷(N);C基本额定静载荷(N);f载荷系数;L预期寿命(h);L轴承寿命(h)(本次设计的轴承按每天8小时工作,一年按300算。则L=2400h);1) 求比值: =3.3根据表,单向推力球轴承的最大e值为2.46,故此时e2) 初步计算当量动载荷P:P=f(XF+YF) (3.6)查表取,f=1.21.8,取f=1.5查表取,X=0.33,Y值需在已知型号和基本额定静载荷C后才能去求,现暂选一近似中间值,去Y=1.5。 P=1.5(0.333200+1.510500)P=25209N3) 根据公式,球轴承应有的基本额定动载荷值: C=P=25209N=61330.5N (3.7)4) 根据轴承样本或设计手册选择C=66000N的6215的滚动轴承。此轴承的基本额定静载荷C=49500N,验算如下:5) 求相对轴向载荷对应的e值与Y值:相对轴向08载荷为=0.057,在表中介于0.040.16之间;对应的e值为1.862.23;Y值为1.61.4。6) 用线性插值法求Y值: Y=1.4+1.52 X=0.33,Y=1.527) 求当量动载荷P:P=1.5(0.333200+1.5210500)P=25209N8) 验算51212轴承的寿命: L= (3.8)=2990.69h2400所以,选用滚动轴承6215型号是合格的。3.4.2 车轴的选材车轴要承受摆渡车重,所以在选材和设计应当特别注意。在车轴的结构设计中,林秋做到形状简单,厚薄均匀,尽可能避免突变台阶、盲孔、死角、薄边等,可能时通过采用对称、组合机构使零件结构对称,以改善应力状态。选择材料时,要保证一定的性能,如一定的前强度、韧性、塑硬耐磨性和抗疲劳性;同时还必须考虑加工制造工艺性和经济合理性。一般宜采用渗透性较好的钢,以便淬火冷却时能用较缓慢的冷却介质,从而减小变形。进行热处理应该合理,以最大限度的保证产品质量,为满足性能要求创造条件,在满足使用要求的情况下,应尽可能的脚底对硬度的要求。这样可以采用较低的淬火温度。粗加工后安排调制工序,在进行键槽的铣削。或者将天之改为正火,这样可以简化工艺提高功效,减少变形。摆渡车的车轴材料选用了40Cr。40Cr属于低淬透性合金调质钢,该钢价格适中,加工容易,经适当的热处理以后可获得一定的韧性、塑性和耐磨性。在温度550570进行回火,该钢具有最佳的综合力学性能。调制使用比45号钢要好,可用于受力要求价高的结构。这种钢经调质后用于制造承受中等负荷及中等速度工作的机械零件,如汽车的转向节、后半轴以及机床上的齿轮、轴、蜗杆、花键轴、顶尖套等;经淬火及中温回火后用于制造承受高负荷、冲击及中等速度工作的零件,如齿轮、主轴、油泵转子、滑块、套环等。另外,40Cr又适于制造进行碳氮共渗处理的各种传动零件,如直径较大和低温韧性好的齿轮和轴。图3-5 摆渡车车轴3.4.3 车轴的校核车轴强度的校核: M轴的扭转力矩(N.m); T轴的弯曲力矩(N.m); W抗弯截面系数(m); 许用应力(Mpa);摆渡车车轴的驱动功率为3.2KW,螺旋轴的转速为12.74r/min,则车轴的扭转力矩为: M=(9549)N.m=2386 N.m车轴的径向力为10500N,深沟球轴承距受力点距离0.035m,则车轴的弯曲力矩为: T=105000.035=367.5N.m车轴的大径D=75mm,则抗弯截面系数为: W= (3.9) = =8.2710m按第三强度理论校核强度: (3.10)=Pa=28.8510Pa=28.85Mpa=40Mpa通过以上对摆渡车车轴的强度校核,可以看出从车轴轴的总体设计和尺寸的确定上都符合强度等各方面的要求。3.5 链轮的设计在上面小节中摆渡车车轴和减速器都已经设计完成了,而减速器的输出轴和摆渡车车轴是通过链轮连接的,主动轮安装在减速器的输出轴上,被动轮安装在车轴上。中间由链条完成传递,且传动比i=3。3.5.1 链轮的材料选择对于不需要热处理的片式链轮,可采用Q235、Q345(16Mn)、或10、20钢制造。一般硬度在HBl40以下,适于中速、中等功率、较大的链轮加工。要求热处理的链轮一般选用 45钢、45钢锻造、45铸钢或4OCr钢加工,适用于受力较大重要场合与高强度链条配套的主、从动链轮的加工。铸铁链轮主要应用在精度要求不高或外形复杂的链轮,如环链轮等。 3.5.2 链轮的设计一般链轮齿形设计主要应满足三方面要求:即啮合要求、使用要求、工艺性与精度要求。(1)保证链条能顺利的啮入与啮出,不会有干涉现象。(2)具有足够的容纳链条节距伸长的能力。(3)具有合理的作用角。(4)齿廓曲线与链传动工况相适应。(5)有利于啮入和防止因链条跳动而掉链。 (6)加工工艺性好。摆渡车用链轮和链连接减速器和摆渡车,传动比为3。链传动的设计计算如下:速度为8m/min,由机械设计基础表4-8选择小链轮齿数=20大链轮齿数链条节数Lp,初选则,取Lp=108,Kz=1.11,Kl=1.05,选用单排链,Kn=1所以=1.35kW,选用滚子链10A,其节距p=19.05mm,则中心距a=769mm,留出适当的中心距调节量。小轮分度圆齿顶圆mm齿根圆轴向齿形如图所示:图3-6 主动链轮4 摆渡车电气部分的设计可旋转升降轨道车用摆渡车的电气控制部分设计为了实现送车到位,运行平稳,就要求摆渡车慢速启动,要提高生产效率就要快速运行。在摆渡车的轨道上埋下了行程开关,适时的控制车的变速和停止。行程开关一部分安装在摆渡车的开关架上,一部分安装在摆渡车轨道的预埋铁上。不同开关依次错开,以免发生干涉。在每个轨道钱我都安有限位铁以保证摆渡车的精确停车对轨。假使车一共有9个轨道,摆渡车为工作时所对的轨道为零号轨道,摆渡车送子车到这个轨道时不需要摆渡车行走;当需要送子车到相邻的4号和6号轨道时之需要慢速行驶;而送子车到其他轨道时都要变速行驶。以向1号轨到和4号轨道送车为例,电路图设计如下:图4-1 摆渡车电路图对于不同轨道的控制分配了不同的开关,如下:表5.1 开关元件说明表行 走变 速停 止返 回停 止1号轨道SB1SQ1SQ2SB2SQ82号轨道SB3SQ3SQ4SB4SQ83号轨道SB5SQ5SQ6SB6SQ84号轨道SB7SQ7SB8SQ85号轨道6号轨道SB9SQ9SB10SQ87号轨道SB11SQ10SQ11SB12SQ88号轨道SB13SQ12SQ13SB14SQ89号轨道SB15SQ14SQ15SB16SQ8总停止按钮SB184.1 摆渡车主电路分析图4-2 摆渡车主电路如上图所示,摆渡车的主电路为设备定子串电阻减压启动控制电路。电气系统的主电路采用交流接触器KM2和KM4的主接触点将电阻串联到电动机三相定子绕组与电源之间,交流接触器KM1和KM3的主接触点将电阻短接,通过控制接触器的线圈电路按要求接通和断开,实现启动和正常工作之间的接线切换。这样开关闭合通电,电路接通,主电路中的控制对象为交流接触器KM2 或KM4的主触点闭合,电动机减压启动,慢速运转,小车慢速行驶。当KM1或KM4的主触点闭合,电动机正常工作,小车全速行驶。另外,为实现小车往返行驶,主电路使用交流接触器KM1的主触点将电动机三相定子绕组与电源连接,交流接触器KM3的主接触点将交换相序后的电动机三相定子绕组与电源连接,通过选择接通KM1或者KM3的线圈电路,实现电动机的转向控制。KM1接通正转相序,KM3接通反向相序,由此改变小车的形式方向。4.2 摆渡车轨道电路分析摆渡车将子车运送到各个轨道,由于各个轨道的路程不一样送达的方式稍有不同,与零号轨道的相邻的轨道无需变速直接慢速行进,而其他的轨道都要有变速的过程。4.2.1 四号轨道电路分析四号轨道是距零号轨道最近的轨道,零和轨道距离短不需要变速,直接由慢速到达四号轨道。下面是摆渡车往返四号轨道的控制电路图:图4-3 摆渡车往返四号轨道控制电路如上图所示,预到达四号轨道,按下SB4按钮,电路接通,KM2线圈得电,电动机慢速正转,摆渡车车慢速行驶。KM2动断触点闭合自锁,动合触点断开互锁。当到达第四轨道碰到行程开关SQ4,电路断开,电动机停转,摆渡车停止。返回时按下SB5按钮,KM4线圈得电,电动机慢速反转,摆渡车慢速行驶。KM4动断触点闭合自锁,动合触点断开互锁。当到达零号轨道时触碰行程开关SQ5,电路断开,电动机停转,摆渡车停止。与四号轨道相对应的六号轨道也是同样的控制方法,只是方向相反,在电路的控制上相对四号轨道的控制来说,就是先让电动机慢速反转,到达轨道后停止,返回时让电动机正转,到达零号轨道停止。4.2.2 一号轨道电路分析一号轨道距离零号轨道较远,要有变速过程。变速是由时间继电器来控制的,摆渡车慢速启动时时间继电器同样开始计时,时间到了自动切换到快速运行。下如是摆渡车往返一号轨道的控制电路图:图4-4 摆渡车往返一号轨道控制电路如上图所示,按下SB1 ,电路接通, KM2线圈得电,电动机慢速正转,摆渡车车慢速行驶。KM2动断触点闭合自锁,动合触点断开互锁,同时KT1线圈得电,开始计时。延迟时间到后KT1延时断开触点断开,延迟闭合触点闭合。KM2线圈失电, KM1线圈得电,动断触点闭合自锁,动合触点断开互锁电动机快速正转,摆渡车快速行驶。当快要到达第一轨道碰到行程开关SQ1,KM1线圈失电,线圈断开,KM2线圈得电,电动机变成慢速正转,摆渡车慢速行驶。直到碰到行程开关SQ2,KM2线圈失电,电路断开,电动机停转,摆渡车到达一号轨道停止。返回时,按下SB2 ,电路接通, KM4线圈得电,电动机慢速反转,摆渡车车慢速行驶。KM4动断触点闭合自锁,动合触点断开互锁,同时KT2线圈得电,开始计时。延迟时间到后KT2延时断开触点断开,延迟闭合触点闭合。KM4线圈失电, KM3线圈得电,动断触点闭合自锁,动合触点断开互锁电动机快速反转,摆渡车快速行驶。当快要到达零号轨道碰到行程开关SQ3,KM3线圈失电,线圈断开,KM4线圈得电,电动机变成慢速反转,摆渡车慢速行驶。直到碰到行程开关SQ8,KM4线圈失电,电路断开,电动机停转,摆渡车返回零号轨道停止。结束语完成了任务书所要求的任务,实现了摆渡车的基本性能,满足工作的要求;电气控制方式也实现了变速,使摆渡车能够平稳运行,达到预期的目的;改进了电气控制的方式,用电液联合控制的方式控制纵向推动机构,达到了预期的目的。但是设计中还存在一些问题可以继续改进。由于车架简单,外形看起来缺少一定的美观;本次电路控制简单,没有考虑周全,可根据今后实际的使用情况加以改进;另外,今后可在摆渡车上添加纵向的导向机构,和纵向自动推动机构,进一步实现摆渡车的自动化。参考文献1 濮良贵,纪名刚,机械设计,第7版,北京:高教出版社,20012 黄继昌机械机构设计手册人民邮电出版社,1996年6月66743 吴总泽. 机械设计课程设计手册. 北京:高教出版社,2006年1月193742,82,1001204 海心,赵华.机电传动控制.高等教育出版社.5 JamesASullivanFluidPower:TheoryandApplications, 4th EditionColumbus,Ohio,USA:Prentice Hall,19986 Hehn,AHFluid Power TroubleshootiongUSA:Marce Dekker,Inc.1995.7 侯力侯力机电一体化系统设计北京:高等教育出版社,2004年6月1211408 中国机械工程学会,中国机械设计大典编委会中国机械设计大典(第卷)江西:江西科学技术出版社,1962209 洪钟德. 简明设计手册上海:同济大学出版社,2002年5月4782 10 刘力机械制图北京:高等教育出版社,2004年7月2050 22毕业设计(论文)可旋转升降轨道车用摆渡车的设计可旋转升降轨道车用摆渡车的设计 摘 要 混凝土砌块是目前新型墙体应用最广泛的一种,混凝土砌块成型叠放在小型叉车上后,由于小型叉车的震动,会使刚成型的砌块破碎或裂纹,造成大量废品。若人工的拖拉叠放的砌块耗时较大。本课题的可旋转升降轨道用摆渡车就是解决企业现存这一问题中的这个重要环节,砖块由升板机叠放在升降轨道车上后,摆渡车会自动、准确地将旋转升降轨道车运送到料场的各个轨道,实现送车到位、对轨准确、运行平稳,并与生产环节相配套以及提高企业的生产效率,降低工人劳动强度的目的。本设计包括车架、行走装置、电路控制三大部分。关键词 摆渡车;对轨准确;平稳变速Ferry push of revolution promotion and demotion motor-trolleyDesign And Manufacture Of Machinery And Automation GUO Ye-yuanAbstract :Concrete block wall is the most widely used new kind of stacked concrete blocks forming the forklift after the shock as a result of small, will shape the block just broken or crack, resulting in substantial waste. Subject to rotation of the take-off and landing track car ferry is used to solve the problem of existing enterprises in the important area, and its function is automatic, accurate take-off 、and matched with the production、 improving production efficiency and reduce labor intensity of the purpose of workers.landing will be able to track vehicles by the rotating trigger or yard work to the location of the various tracks . The design of the frame from the car ferry, to walk part of the drive circuit to control the design of three parts. Topics aimed at the design of the rotary movements can track vehicle ferry vehicles, sending cars in place to achieve the realization of orbit accuracy, smooth operation. Key words:ferrying vehicle;face to face accurate;Steady speed2目 录1 可旋转升降轨道车用摆渡车概括11.1可旋转升降轨道车用摆渡车的设计背景11.2可旋转升降轨道车用摆渡车的概括12 摆渡车车架的设计23 摆渡车行走部的设计3 3.1 电动机和联轴器的选择33.1.1 电动机的选择43.1.2 联轴器的选择43.2 传动比的分配53.3 减速器的设计53.3.1 齿轮材料的选择53.3.2 齿轮结构的设计63.3.3 减速器轴的材料的选择83.3.4 估算轴的最小直径93.4 摆渡车车轴的设计103.4.1 车轴轴承的选择103.4.2 车轴的选材123.4.3 车轴的校核133.5 链轮的设计133.5.1 链轮的材料选择143.5.2 链轮的设计144 摆渡车电气部分设计154.1 摆渡车主电路分析174.2 摆渡车轨道电路分析174.2.1 摆渡车四号轨道电路分析194.2.2 摆渡车一号轨道电路分析19结束语20参考文献21致谢22南昌航空大学科技学院学士学位论文轮辐的柔性变形结构的效果和在滚动接触的轮/ 轨道的潜变力的追踪金学松 吴平博 文泽峰中国 成都 600031 西南交通大学 国家的牵引动力实验室摘录:在这一篇论文中,对滚动接触机械装置上的滚动接触体结构柔性变形的效果简短地分析。轮副和轨道对轮的潜变力的结构变形的效果和轨条详细地被分析研究。轮副的一般结构柔性变形和轨道首先分别用有限元的机械要素方法和关系一起分析,从而获得表达滚动方向和轮副的横方向的结构柔性变形和对应的负载。按照它们之间的关系,我们计算轮和轨条的在一点相接接触的影响力系数。影响力系数代表发生在轮/轨道接触的一个小的矩形面积上的单位面积的牵引力引起的结构柔性变形。他们习惯校订一些与Kalker的无赫兹的形状滚动接触的三维空间的有柔性体的理论 Bossinesq 和 Cerruti 的公式一起获得的影响力系数。在潜变力的分析中, 利用了修正的 Kalker 的理论。从轮副和轨道的结构柔性变形中获得的数字结果表明潜变力发挥的很大影响力。2002 Elsevier 科学出版社版权所有。关键字: 轮/轨条; 滚动接触;潜变力;柔性变形结构1.介绍由于火车轮副和轨道之间的很大相对运动作用力引起轮副和轨道的结构较大的柔性变形。大的结构变形极大影轮和轨条响滚动接触的性能,如潜变力,波形 1 3 ,黏着,滚动接触疲劳, 噪音 4,5 和脱轨6等等. 到现在为止在轮/ 轨道的潜变力的分析中广泛应用的滚动接触理论是以柔性一半的空间假定为基础的 7 12. 换句话说,轮/ 轨道的一个接触的柔性变形和牵引之间的关系可以用Bossinesq 和 Cerruti 的理论公式表达。实际, 当轮副在轨道上持续运动,接触的柔性变形是比那些以滚动接触的现在理论公式计算的更大。因为轮副/ 轨道的挠性是比柔性一半的空间更加大 。由对应的负荷所引起的轮副/ 轨道柔性变形结构在图中被显示。如 1 和 2. 在图中轮副弯曲变形被显示出来。在图 1a 中被显示的轮副弯曲变形主要由车辆和轮副/轨条的垂直动载荷所引起。在图 1 b 中描述的轮副扭转的变形是由于轮和轨道之间的纵潜变力的作用生产的。在图 1 c 中显示的轮副斜角弯曲变形和在图 2 中显示的轨道翻折变形主要地由交通工具和轮副/轨道的横动态负荷所引起。在轮副 (图 1 d) 的轴周围的和旋转装置相同方向的扭转变形,火车可以使用的,主要在电动机的轮/ 轨条和驱动扭矩的接触补缀上的牵引所引起。到目前为止很少的出版物讨论滚动接触的轮副和轨道之间的爬动和潜变力的效果。 事实上,上面提到轮副/ 轨道的柔性变形结构是在轮/轨道的常态和切线的接触刚性以下运动。轮/ 轨道的正常的接触点的刚性通常低于轨道的下沉位置。低于正常接触点的刚性很少的影响接触面积上的正常压力。那低于切线的接触刚性很大影响接触面积的黏结/ 滑移面积状态和牵引力。如果滚动接触的柔性变形结构的影响被对于轮/轨道的分析考虑进去,一对接触面积的全体微粒滑移与用现在滚动接触理论计算的结果不同。所有的连络颗粒和摩擦功的总的滑移比那在分析轮/轨道浅动力的时候,被忽略的柔性变形结构更小。同样一个接触面积的根/ 转差面积的比率比没有考虑的柔性变形结构的效果更大。在这一篇论文中,在滚动接触性能上的滚动接触的车体柔性变形机构的装置被简短地分析,而且和Kalkers 无赫兹的形状滚动接触的三度空间的有柔性车体的理论模型用来分析在轮副和轨道之间的潜变力。在数值分析中挑选的轮副和轨条分别地,是货车轮副的锥形轮廓,中国 兆位元组 和钢轨条的质量是60 公斤/m 。有限元分析方法用来决定他们的柔性变形结构。依照柔性变形结构的关系和对应的由于 FEM 获得负荷, 表示轮副的柔性变位的影响系数是由轮/ 轨条的接触单位面积密度有所反应的牵引生产的轨条所决定。这些影响系数用来代替一些与 Kalkers 的理论 Bossinesq 和 Cerruti 的公式一起计算的影响系数。在图 1a 中被显示的轮副弯曲变形的效果和在轮副轨道的柔性变形结构之中的横断的影响力在研究中被疏忽。获得的数字结果表明在轮副/轨道柔性变形结构的潜变力效果考虑和疏忽的条件之间的显着差别。 2. 减少连络刚性机构增加接触面积的根粘滞/滑动比为了要使轮副/ 轨道关于滚动接触的轮/ 轨的的柔性变形结构的效果较好的理解, 我们必需简短地解释减少的接触刚性的机构增加在没有饱和的潜变力的状态下面的接触面积的粘滞/ 滑移面积的比。通常在一个接触面积的一对接触颗粒之间的总的滑移含有刚性的滑移,局部一个接触面积和柔性变形结构的柔性变形。图 3 a一描述一对滚动接触车体和没有柔性变形接触颗粒, A1 和 A2 的状态 。在图 3 a中的线A1A 1 和 A2A 2, 为了要作描述的让大家接受而被作记号。在车体的形变发生之后,线的位和形变,A1A 1 和 A2A2,在图 3 b 中被显示。位移差别 , w1, 在图 3 b 的二个划线之间由车体的刚性运动和所引起(滚动或变化). 局部点 A1 和 A2 的柔性变形,被 u11 和 u21 指示,与基于有柔性- 半份空间的假设滚动接触的一些现代的理论一起决定,他们有差别在于点 A1 和点A2之间的有柔性位移 u1= u11- u21。如果车体的结构柔性变形的效果和被忽视的A1 和 A2点之间的总转差 , 能用公式: S1 = w1 u1 = w1 (u11 u21)表示。柔性变形结构车体 1 和 2 主要地由牵引力所引起,p 和 p 代表接触插线和车体的其他边界条件1和 2,他们做线,A1A 1 和 A2A 2 产生与接触面积的局部的坐标 (ox1x3,图 3 a) 无关的刚性运动。u10 和 u20 用来表达点 A1 和点A2的位移,各自归于结构柔性变形。在任何的荷载阶段他们为规定的边界条件和车体 1 和 2 的几何学可能被当做有不防碍局部的坐标常数。在点 A1 和点 A2 之间的位移差别取决于 u10 和 u20, 应该是 u0= u10-u20。如此在考虑车体 1 和 2的柔性变形结构的条件之下,在点之间的总滑移 , A1 和 A2,同样地用公式:S*1 = w1 - u1 - u0表示。明显的 S1 和 S?1 是不同的。在一对接触颗粒之间的牵引 ( 或潜变力)非常仰赖 S1( 或 S?1) 。当 |S1|0(或 |S?1|0)那对接触颗粒是在滑移中和牵引力进入饱和。在进入饱和的情形中, 依照库伦摩擦定律的如果一样的磨擦力系数而且正常的压力被假定的二个条件,牵引是相同的。如此对 u1 的牵引影响在二个条件之下也是相同的。如果 |S1|=|S?1|0,|w1| 在 (2) 必须是比在(1)更大。即没有 u0 的影响的那对接触颗粒比有 u0 的影响的滑移更快。相应地没有 u0 的影响整个的接触面积进入滑移情况快于有 u0 的影响。因此,在接触面积上的粘滞/ 滑移面积的比率和在上面被讨论的二个类型的总牵引是不同的,他们只是被图 4a 和 b一起被简单描述。图 4a表明粘滞/ 滑移面积的情况。图 4a 的号讯 1 表明不考虑 u0 和 2的效果而指示外壳 即用 u0 的效果指示。图 4 b表示在接触面积上总的接触牵引力F1和车体的滑动关系的一种规律。在图 4 b 中的号讯 1 和 2 和图 4 中的意义相同。从图 4 b 中已知 , 在一点相接牵引力 F1 在 w1=w 时到达它的最大值 F1max 不考虑 u0 和 F1 接触的效果在 w1=w 它的最大 F1max 仅由于 u0 的效果来看w10 的左边变档的时候 ,在顺时针方向,在轮副的轴线和左边的轨道的横向方向之间,我们定义那 y0。叁数仰赖y 和,轮和轨条的轮廓。但是如果轮和轨条的轮廓被指定他们主要地仰赖 y16. 详细的讨论用数字的方法被屈服16,17 和轮/轨条的接触几何学的结果。当一个轮副移动到一个正切追踪刚性蠕动轮副和轨条的时候当做 17:i=1,2时它有如同写在底下在(3)的 i 一样的意义。在 (4)的不明确的叁数能在命名法中看到。很明显蠕动不仅与接触几何学的叁数有关, 而且也与轮副运动的状态有关。因为接触几何学的叁数变化主要依靠一些他们的导出于计时轮/ 轨条的规定轮廓y的变化有关被记做:把(5)放进(4)之内我们获得:在轮/轨条的接触几何学和滑移的计算,大范围的偏角和轮副的横向位移被选用以便轮辐的滑移和接触角含尽可能完全地在磁场中被产生的情况被获得。因此我们选择 毫米 和 与中央的用不同的方法和ri, 和 ?i 和 y l0=746.5mm , r0=420mm比较的数字结果一起计算。使用选择的y , y/ v 和 r0 / v 的范围在我们获得上面 i 1个范围从 ?0.0034 到 0.0034, i 2个范围从 ?0.03 到 0.03, i 3 排列从 ?0.00013 到 0.00013(毫米?1), 和接触角 i 是从到 2.88 到 55.83度。由于论文的长度限制滑动和接触几何学的详细数字的结果不被在这篇论文中显示。4结论(1). 在滚动接触性能上的滚动接触车体的柔性变形结构的效果机构被简短地分析。一般了解连络车体的接触刚性减少则接触面积在不全滑移情形中的粘滞/ 滑移面积增加。(2). Kalkers 的和无赫兹的形状滚动接触的三度空间的弹性体的理论模型被用来分析在轮副和轨道之间的潜动力。在分析中,有限元法被用决定作用于每个矩形元件单位牵引生产的轮副/轨道有柔性位移表达的影响系数,用来代替一些与 Kalkers 的理论 Bossinesq 和 Cerruti 的公式一起计算的影响系数。被获得的数字结果表明在轮副/ 轨条结构柔性变形的效果被考虑和忽略的两种情况之下轮副/ 轨条类型的潜动力的差别。(3). 轮副和轨道的柔性变形结构低于运行轮副和轨道的接触刚性, 而且在没有饱和的潜动力的条件之下显着地减少在轮副和轨道之间的潜动力。因此,这种情况有利于减少磨损和轮与轨条的滚动接触疲劳。(4).在研究中,在图 1 中显示的轮副弯曲形变的因素被忽略,而横断的影响系数 不被修正。因此,获得数字结果的精确度很低。除此之外, 当轮副中心的横向位移, y10 mm,凸圆作用发生。在如此的情形中,接触角非常大,而且横的方向正常负载的元件也非常大。大的横力引起轨道和轮副产生大的结构形变,影响轮/ 轨条的接触几何学的叁数和刚性的滑动。因此,刚性滑动,潜动力, 接触几何学的叁数,柔性变形结构和轮副的运动彼此有很大的影响。他们必需综合地分析考虑。他们的数字结果能与一个其它可能的迭代法一起获得。或许共形的接触或轮和轨条之间的点接触在凸圆的作用期间发生。滚动接触的轮副和轨条的现象是非常复杂的, 而且可能与可能是包括结构形变和包括轮副和轨道的所有边界条件在不久的将来内的效果 FEM 模型的滚动接触的一个新的理论被分析。 这一个工作被研究计划的中国自然的科学基础委员会支持了: 轮和轨条和滚动接触疲劳的接触表面的波形。(59935100)国家牵引动力实验室,西南交通大学它也被中国的教育部键老师大学也提供基金支持。Effects of structure elastic deformations of wheelset and track on creep forces of wheel/rail in rolling contact Xuesong Jin, Pingbo Wu, Zefeng Wen National Traction Power Laboratory, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, PR ChinaAbstract: In this paper the mechanism of effects of structure elastic deformations of bodies in rolling contact on rolling contact performance is briefly analyzed. Effects of structure deformations of wheelset and track on the creep forces of wheel and rail are investigated in detail. General structure elastic deformations of wheelset and track are previously analyzed with finite element method, and the relations, which express the structure elastic deformations and the corresponding loads in the rolling direction and the lateral direction of wheelset, respectively, are obtained. Using the relations, we calculate the influence coefficients of tangent contact of wheel and rail. The influence coefficients stand for the occurring of the structure elastic deformations due to the traction of unit density on a small rectangular area in thecontact area of wheel/rail. They are used to revise some of the influence coefficients obtained with the formula of Bossinesq and Cerruti in Kalkers theory of three-dimensional elastic bodies in rolling contact with non-Hertzian form. In the analysis of the creep forces, the modified theory of Kalker is employed. The numerical results obtained show a great influence exerted by structure elastic deformations of wheelset and track upon the creep forces. 2002 Elsevier Science B.V. All rights reserved.Keywords: Wheel/rail; Rolling contact; Creep force; Structure elastic deformation1. Introduction During running of a train on track the fierce action between wheelset and rails causes large elastic deformations of structure of wheelset and track. The large structure deformations greatly affect performances of wheels and rails in rolling contact, such as creep forces, corrugation 13, adhesion, rolling contact fatigue, noise 4,5 and derailment 6. So far rolling contact theories widely used in the analysis of creep forces of wheel/rail are based on an assumption of elastic half space 712. In other words, the relations between the elastic deformations and the traction in a contact patch of wheel/rail can be expressed with the formula of Bossinesq and Cerruti in the theories. In practice, when a wheelset is moving on track, the elastic deformations in the contact patch are larger than those calculated with the present theories of rolling contact. It is because the flexibility of wheelset/rail is much larger than that of elastic half space. Structure elastic deformations (SED) of wheelset/rail caused by the corresponding loads are shown in Figs. 1 and 2. The bending deformation of wheelset shown in Fig. 1a is mainly caused by vertical dynamic loads of vehicle and wheelset/rail. The torsional deformation of wheelset described in Fig. 1b is produced due to the action of longitudinal creep forces between wheels and rails. The oblique bending deformation of wheelset shown in Fig. 1c and the turnover deformation of rail shown in Fig. 2 are mainly caused by lateral dynamic loads of vehicle and wheelset/rail. The torsional deformations with the same direction of rotation around the axle of wheelset (see Fig. 1d), available for locomotive, are mainly caused by traction on the contact patch of wheel/rail and driving torque of motor. Up to now very few published papers have discussions on the effects of the SED on creepages and creep forces between wheelset and track in rolling contact. In fact, the SED of wheelset/rail mentioned above runs low the normal and tangential contact stiffness of wheel/rail. The normal contact stiffness of wheel/rail is mainly lowed by the subsidence of track. The normal contact stiffness lowed doesnt affect the normal pressure on the contact area much. The lowed tangential contact stiffness affects the status of stick/slip areas and the traction in the contact area greatly. If the effects of the SED on the rolling contact are taken into account in analysis of rolling contact of wheel/rail, the total slip of a pair of contacting particles in a contact area is different from that calculated with the present rolling contact theories. The total slip of all the contacting particles and the friction work are smaller than those obtained under condition that the SED is ignored in the analysis of creep forces of wheel/rail. Also the ratio of stick/slip areas in a contact area is larger than that without consideration of the effects of the SED. In this paper the mechanism of effects of structure elastic deformations of bodies in rolling contact on rolling contact performance is briefly analyzed, and Kalkers theoretical model of three-dimensional elastic bodies in rolling contact with non-Hertzian form is employed to analyze the creep forces between wheelset and track. In the numerical analysis the selected wheelset and rail are, respectively, a freight-car wheelset of conical profile, China “TB”, and steel rail of 60 kg/m. Finite element method is used to determine the SED of them. According to the relations of the SED and the corresponding loads obtained with FEM, the influence coefficients expressing elastic displacements of the wheelset and rail produced by unit density traction acting on the contact area of wheel/rail are determined. The influence coefficients are used to replace some of the influence coeffi- cients calculated with the formula of Bossinesq and Cerruti in Kalkers theory. The effect of the bending deformation of wheelset shown in Fig. 1a and the crossed influences among the structure elastic deformations of wheelset and rail are neglected in the study. The numerical results obtained show marked differences between the creep forces of wheelset/rail under two kinds of the conditions that effects of the SED are taken into consideration and neglected. 2. Mechanism of reduced contact stiffness increasing the stick/slip ratio of contact areaIn order to make better understanding of effects of the SED of wheelset/track on rolling contact of wheel/rail it is necessary that we briefly explain the mechanism of reduced contact stiffness increasing the ratio of stick/slip area in a contact area under the condition of unsaturated creep-force. Generally the total slip between a pair of contact particles in a contact area contains the rigid slip, the local elastic deformation in a contact area and the SED. Fig. 3a describes the status of a pair of the contact particles, A1 and A2, of rolling contact bodies and without elastic deformation. The lines, A1A_1 and A2A_2 in Fig. 3a, are marked in order to make a good understanding of the description. After the deformations of the bodies take place, the positions and deformations of lines, A1A_1 and A2A_2, are shown in Fig. 3b. The displacement difference, w1, between the two dash lines in Fig. 3b is caused by the rigid motions of the bodies and (rolling or shift). The local elastic deformations of points, A1 and A2, are indicated by u11 and u21, which are determined with some of the present theories of rolling contact based on the assumption of elastic-half space, they make the difference of elastic displacement between point A1 and point A2, u1 = u11 u21. If the effects of structure elasticdeformations of bodies and are neglected the total slip between points, A1 and A2, can read as: S1 = w1 u1 = w1 (u11 u21) (1) The structure elastic deformations of bodies and are mainly caused by traction, p and p_ acting on the contact patch and the other boundary conditions of bodies and , they make lines, A1A_1 and A2A_2 generate rigid motions independent of the local coordinates (ox1x3, see Fig. 3a) in the contact area. The u10 and u20 are used to express the displacements of point A1 and point A2, respectively, due to the structure elastic deformations. At any loading step they can be treated as constants with respect to the local coordinates for prescribed boundary conditions and geometry of bodies and . The displacement difference between point A1 and point A2, due to u10 and u20, should be u0 = u10 u20. So under the condition of considering the structural elastic deformations of bodies and , the total slip between points, A1 and A2, can be written as: S1 = w1 u1 u0 (2) It is obvious that S1 and S1 are different. The traction (or creep-force) between a pair of contact particles depends on S1 (or S1 ) greatly. When |S1| 0 (or |S1 | 0) the pair of contact particles is in slip and the traction gets into saturation. In the situation, according to Coulombs friction law the tractions of the above two conditions are same if the same frictional coefficients and the normal pressures are assumed. So the contribution of the traction to u1 is also same under the two conditions. If |S1| = |S1 | 0, |w1| in (2) has to be larger than that in (1). Namely the pairs of contact particles without the effect of u0 get into the slip situation faster than that with the effect of u0. Correspondingly the whole contact area without the effect of u0 gets into the slip situation fast than that with the effect of u0. Therefore, the ratios of stick/slip areas and the total traction on contact areas for two kinds of the conditions discussed above are different, they are simply described with Fig. 4a and b. Fig. 4a shows the situation of stick/slip areas. Sign in Fig. 4a indicates the case without considering the effect of u0 and indicates that with the effect of u0. Fig. 4b expresses a relationship law between the total tangent traction F1 of a contact area and the creepage w1 of the bodies. Signs and in Fig. 4b have the same meaning as those in Fig. 4a. From Fig. 4b it is known that the tangent traction F1 reaches its maximum F1max at w1 = w_1 without considering the effect of u0 and F1 reaches its maximum F1max at w1 = w_1 with considering the effect of u0, and w_1 0 when the wheelset shifts towards the left side of track and 0 if it is inclined, in the clockwise direction, between the axis of wheelset and the lateral direction of track pointing to the left side. The parameters depend on the profiles of wheel and rail, y and . But if profiles of wheel and rail are prescribed they mainly depend on y 7. Detailed discussion on the numerical method is given in 7,8 and results of contact geometry of wheel/rail.When a wheelset is moving on a tangent track the rigid creepages of wheelset and rails read as 8:78where i = 1, 2, it has the same meaning as subscript i in (3). The undefined parameters in (4) can be seen in the Nomenclature. It is obvious that the creepages depend on not only the parameters of contact geometry, but also the status of wheelset motion. Since the variation of the parameters of contact geometry depend mainly on y with prescribed profiles of wheel/rail some of their derivatives with respect to time can be written asPutting (5) into (4), we obtain:In the calculation of contact geometry and creepage of wheel/rail, the large ranges of the yaw angle and lateral displacement of wheelset are selected in order to make the creepage and contact angle of wheel/rail obtained include the situations producing in the field as completely as possible. So we select y = 0, 1, 2, 3, . . . , 10 mm, = 0.0, 0.1, 0.2, 0.3, . . . , 1.0, y/v = 0, 0.005 and r0 /v = 0, 0.001. riy, /y and i/y are calculated with center difference method and the numerical results of ri , and i versus y. l0 = 746.5mm, r0 = 420mm.Using the ranges of y, , y/v and r0 /v selected above we obtain that i 1 ranges from 0.0034 to 0.0034, i 2 ranges from 0.03 to 0.03, i 3 ranges from 0.00013 to 0.00013 (mm1), and contact angle i is from to 2.88 to 55.83. Due to length limitation of paper the detailed numerical results of creepage and contact geometry are not shown in this paper.4. Conclusion(1) The mechanism of effects of structure elastic deformation of the bodies in rolling contact on rolling contact performance is briefly analyzed. It is understood that the reduced contact stiffness of contacting bodies increases the stick/slip area of a contact area under the condition that the contact area is not in full-slip situation.(2) Kalkers theoretical model of three-dimensional elastic bodies in rolling contact with non-Hertzian form is employed to analyze the creep forces between wheelset and track. In the analysis, finite element method is used to determine the influence coefficients expressing elastic displacements of wheelset/rail produced by unit traction acting on each rectangular element, which are used to replace some of the influence coeffici
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