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动态疲劳试验台设计计算4
发布时间:2020-09-08 16:10

  动态疲劳试验台设计计算4_机械/仪表_工程科技_专业资料。动态疲劳试验台设计计算 动态疲劳试验台 (主要零、部件) 计算说明书 二○一二年 第 1 页 共 9页 动态疲劳试验台设计计算 1 试验台总体参数 ——制动器最大制动力:6T,(60KN)

  动态疲劳试验台设计计算 动态疲劳试验台 (主要零、部件) 计算说明书 二○一二年 第 1 页 共 9页 动态疲劳试验台设计计算 1 试验台总体参数 ——制动器最大制动力:6T,(60KN) ——轨道轮:轮直径 840mm ——制动器制动摩擦系数:0.25 ——轨道轮质量: 52(kg) ——制动试验轮周功率: P ?? NT 9550 2 试验台运动系统模型建立 试验台运动系统原理图 1、安装支座 顶升油缸 由上图可知试验台运动系统由模拟车轮的摆动,导轨的横向移动,顶升油缸的垂向运动 三个运动单元组成 3 各运动机构受力分析计算 在实际模拟过程中三个运动单元是联合运动的,即当模拟车轮开始摆动后,制动器开始 制动,制动开始后,导轨的横向移动和顶升油缸的垂向运动同时进行;制动器完成一个制动 第 2 页 共 9页 2、导轨 3、导轨油缸 4、车轮油缸 5、模拟车轮 6、制动器 7、 动态疲劳试验台设计计算 缓解工作,导轨的横向移动和顶升油缸的垂向运动也已完成一个来回,根据运动的合成与分 解,以下将进行三个运动单元进行独立分析。 3.1 模拟车轮的摆动计算 我们选取模拟车轮为研究对象,并把制动器作为一个单元体,其它各部分为模拟车轮的 一个单元体,它的受力如上图所示;其中有以下定义 Fa :制动器提供的制动力, G:模拟车轮的重力, a:车轮油缸作用点到转动中心的距离 R:模拟车轮半径 b :重心点到转动中心的距离 F :车轮油缸作用力 以下公式: Fa ? R ? G ? b ? F ? a F ? Fa ? R ? G ? b a P ?? NT 9550 根据《机械设计手册》 (机械工业出版社)第一卷 P4-250 表 4.12-7 力平衡公式计算,有 (力矩平衡) (KN) (输出功率) = 2.8KW 其中:? ——功率因数(根据《机械设计手册》 (机械工业出版社)第一卷机构安全系 数,此处为 1.8) 、 第 3 页 共 9页 动态疲劳试验台设计计算 N——模拟车轮的转速(r/min) 、 T——作用在模拟车轮的最大转距(N/m2) 3.2 导轨的横向移动计算 我们选取导轨为研究对象, 并把导轨上部分作为一个单元体,导轨下部分为另一个单元 体,它的受力如上图所示;其中有以下定义 Fa :制动器提供的制动力, G:导轨上部分的重力, Fb F :导轨油缸作用力 以下公式: F ? Fb :导轨间摩擦力 根据《机械设计手册》 (机械工业出版社)第一卷 P4-250 表 4.12-7 力平衡公式计算,有 (力平衡) (KN) Fb ? f ( Fa ? G ) f ;导轨摩擦系数 P ? F ? V ? COS ? 1000 其中: COS ? ——力与位移的夹角(此处为 0) 、 V——顶升油缸上下运行速度(rad/s) 3.2 顶升油缸的垂向运动计算 第 4 页 共 9页 动态疲劳试验台设计计算 我们选取制动装置为研究对象,并把制动装置及安装座作为一个单元体,油缸及固定支 座作为另一个单元体,它的受力如上图所示;其中有以下定义 Fa :制动器提供的制动力, G:制动装置及安装座的重力, F 1,F2 :顶升油缸作用力 根据《机械设计手册》 (机械工业出版社)第一卷 P4-250 表 4.12-7 力平衡公式计算,有 以下公式: F1 ? F 2 ? G ? Fa P ? F ? V ? COS ? 1000 (力平衡) (输出功率) =1.2KW 其中: COS ? ——力与位移的夹角(此处为 0) 、 V——顶升油缸上下运行速度(rad/s) 、 计算表明,Fa 与制动装置及安装座的重力 G 的作用点必须在两油缸的作用力 F1、大发体育F2 中间,只有这样才能形成平衡。假如是一个顶升油缸,那么这个油缸无法找到两个力(Fa 与制动装置及安装座的重力 G)的中心点,这是因为制动装置及安装座的重力在实际中会有 所偏离。考虑的装置的对称性,油缸的布置应为对中,且需要采用四油缸布置方式。 通过上面计算,总系统的驱动力为: 第 5 页 共 9页 动态疲劳试验台设计计算 F 总=f( F 车轮+ F 导轨+ F 顶升) 其中: f ——安全系数(根据《机械设计手册》 (机械工业出版社)第一卷机构安 全系数,此处为 1.8) 、 F 车轮 ? Fa ? R ? G ? b a = F 导轨 ? f ( Fa ? G ) = F 顶升 ? ? Fa ? G 2 = F 总= 4 固定支座受力分析计算 固定支座主要承担各运动机构的反作用力,在疲劳试验台是有一个次数试验,故需进 行强度分析和寿命校核。 4.1 序号 1 2 3 4 固定支座强度计算 名称 冷弯方形空心型钢 冷弯等边角钢 热轧钢板 热轧普通槽钢 整个固定支座需采用材质为 Q235-A 的型材焊接而成,其型材为: 采用的标准 (GB/T6728—1986) (GB/T6723—1986) (GB/T709-1988) (GB/T707—1988) 尺寸规格 100X6 100 10,15,20, 10# 固定支座其所受的外力为制动器部分的自重,制动器制动反力,模拟车轮部分的重力,模 拟车轮制动反力 根据能量相等的原则: 1 2 J? 2 f ? 1 2 mv 2 其中:J ——飞轮等效转动惯量(kg.m2) ? 、 f ——飞轮角速度(rad/s) 、 m——模拟质量(kg) 、v——模拟速度(m/S) J ? m v 2 2 f ? ? m ?g r ? 2 f 2 2 ? mi r 2 2 (1) 第 6 页 共 9页 动态疲劳试验台设计计算 4.2 模拟车轮轴载荷分析及轴设计 由结构设计及受载工况知,模拟车轮轴受弯、扭组合载荷。中间轴处设有一平键联接, 用于传递扭矩; 当导轨作横向移动时此时力作用不在中心线上, 模拟车轮轴受到弯矩的作用。 故按组合载荷进行设计。以下分别对模拟车轮轴和轴承进行校核、计算。见下图(图中未表 示转矩)。 第 7 页 共 9页 动态疲劳试验台设计计算 d ? 5T 3 ?? ? N .m 式中:T= 4818 d ? 5T 3 ;取 ?? ? ? 52 N / mm 2 (模拟车轮轴材料为 45) 。 ?? ? ? 3 5 ? 4818 ? 1000 52 ? 77 . 4 ( mm ) 4.3 模拟车轮轴承计算 ? 7000 N 由最大制动力 1.25 吨知,轴承径向载荷 Q 模拟运行转速范围为 n 4.3.1 ? 2 ~ 4 r / min ;由结构设计知轴径 d ? 200 mm , 。预定寿命 10000 小时(一般轴承的预定寿命为 5000~20000 小时,通常大部分轴承达到预定寿命后,仍未失效)。 寿命计算 单列圆锥滚子轴承 22310E (SKF 公司) C ? 2 2 0 0 0 0N 轴承型号 基本额定动负荷 基本额定静负荷 疲劳负荷极限 额定转速(滑脂) 额定转速(机油) 最大转速 e ? 0 . 43 C O ? 2 2 4 0 0 0N Pu ? 2 4 0 0 0 N n 脂 ? 4800 r/min n 油 ? 6300 r/min ( f n =2) nm a x ? f n ? n Y ? 1 .4 当量动负荷 P ? 0 . 4 F r ? YF a ? 0 . 4 X 7000 ? 1 . 4 ? 7000 ? 12600 N 由 ISO 基本额定寿命公式,即 ?C ? L 10 ? ? ? ? P ? ? 10 6 转 10 3 式中 ? ---寿命指数,滚子轴承 ? ? ,则 第 8 页 共 9页 动态疲劳试验台设计计算 10 L 10 ? 220000 ? ? ? 12600 ? ? ? 3 10 ? 1 . 745 3 ? 1 . 21 10 6 转 轴承寿命以小时表示,其式为 Lh ? 10 ?C ? ? ? 60 n ? P ? 6 ? h 式中 Lh n 10 ---轴承转速 r/min,以 n 10 6 ? 4 r / min 代入,则 ? 220000 ? ? 60 ? 4 ? 25200 ? ? ? 3 ? 14856 h 由以上计算结果知,所选轴承的寿命满足要求。 4.3.2 关于模拟车轮轴承的润滑 ? 30 ~ 50 mm 2 飞轮轴承采用脂润滑,滑脂牌号为合成锂基润滑脂 ZL-1H,或合成复合铝基润滑 ZFU-1H,基础油粘度? /s 。 轴承腔内要填满滑脂;轴承盖和轴承座腔内的填脂量为腔体容积的 30~50%。 正常运行状况,轴承添加滑脂的间隔时间为 5 天,加脂量约 46 克,并注意轴承盖和 轴承座腔内的滑脂不得超过腔体容积的 30~50%。 换脂周期为 100 天,此时需将轴承内及轴承座腔内的残留的旧脂全部清除,经过清洗 全部更新换入原牌号的新润滑脂。 5 液压部件选择 反力架用于被试车辆(或转向架)的纵向定位,可提供 540kN 的水平牵引反力。机架 安装在轨道轮组中轴线两端地面 T 型导轨上,反力架与车钩之间通过长度可调的拉杆连接。 反力架拉杆轴线mm 之间可调,横向调节范围为 350mm(即左右各 175mm)。 第 9 页 共 9页