O型转子式翻车机设计

1、辽宁科技大学本科生毕业设计（论文） 第40页 1 绪论1.1 课题的选择翻车机是一种大型的高效率机械化卸车设备，适用于冶金厂、火力发电厂、烧结厂、化工厂、洗煤厂、水泥厂、港口等大中型企业翻卸铁路敞车所装载的矿石、精矿、煤炭、粮食等散状物料。它具有卸车能力高，设备简单，维修方便，工作可靠，节约能源，无损车辆和减轻劳动强度等优点，为实现卸车机械化和自动化提供了条件。目前，大量使用的是一次翻卸一辆或两辆敞车的单车和双车翻车机。三车翻车机的翻卸是采用拔车机从进车方向每次送进三节重车。翻车机为“O”型端环结构。因此拨车机不能通过翻车机。重载列车采用回转车钩，翻卸时可以不摘钩。翻卸不带回转车钩的重车时，可

2、以每三节为一组进行摘钩。采用回转车钩的车辆必须固定编组，不能混编。由于铁路使用回转车钩的车辆数量很少，虽然三车翻车机卸车能力高，但普遍使用受到了限制。翻车机是钢铁类生产不可缺少的好伙伴，对翻车机进行设计。可以进一步了解翻车机的发展状况，及翻车机设计方法和解决常见的故障问题，以掌握独立设计单个机械设备能混编。由于铁路使用回转车钩的车辆数量很少，虽然三车翻车机卸车能力高，但普遍使，总体方案的选择、设计计算和设备经济评价方法，对翻车机进行设计。可以进一步了解翻车机的发展状况，及翻车机设计方法提高绘图技术和设计能力，充分将理论知识应用到实际生产中去，为今后的理论学习及应用翻车机工作积累更多的知识，使自

3、己各方面得到全面提高。1.2 翻车机的类型及原理翻车机按翻卸方式可分为侧倾式和转子式两类。转子式翻车机的回转中心与车辆中心基本重合，车辆同翻车机一起回转175，将物料卸于下面的料斗里。侧倾式翻车机的回转中心位于车辆的侧面，不与车辆中心重合，翻车时，物料翻卸到另一侧的料斗里。翻车机的分类如下：各种翻车机都由金属构架、驱动装置和夹车机构组成，用交流电机驱动。1.2.1 转子式翻车机转子式翻车机主要由转子、平台、压车机构、承载托辊及及传动装置等部分组成。工作原理是将载货敞车推入形似转筒的金属构架(图1.1)内夹紧后，由驱动装置使端环旋转140170，车内的散状物料在自重作用下卸入地下料仓。如果车辆具

4、有旋转车钩，不需将货车脱钩就能将整列货车逐节卸车，作业能力可达8000吨/时。转子式翻车机应用最广。常用的转子式翻车机有“O”型和“C”型两种。图1.1 双车翻车机“O”型转子式翻车机: 三支座O型转子式翻车机由两段转子组成。每段转子用底梁、压车梁和管子联系梁将两个端环联系起来，端环外圆装有滚圈和齿圈，四个端环分别放置在托辊上。由于中间的两组托辊相距很近，可简化视为一个支座，故称为三支座。由于转子中间支座外侧易产生积料，影响托辊的正常工作，因此可取消中间支座，将转子由两段改为一段，称作两支座翻车机。在端环的外圆表面装有滚圈和齿圈，通过传动轴上的小齿轮与齿圈啮合并借助于滚圈在托辊上滚动，使翻车机

5、转动。压车装置采用连杆摇臂机构，连杆摇臂机构的一端铰接于管子联系梁上，另一端装有悬臂轴和导向辊子，导向辊子放入端环上的月形导槽内，并能在其内滚动，摇臂机构的上部用托车梁联接，使其可相对转子产生横向移动。在平台上安装有定位和推车装置。定位装置设在平台的出车端，由液压缓冲器和制动铁靴等组成，使溜入翻车机的车辆能自动减速并停止。推车器设在进车端，当翻车机回复原位后，推车器自动将空车推出翻车机。图1.2 O型转子式翻车机结构简图“C”型转子式翻车机C型翻车机的转子由两个C型端环、前梁、后梁和平台组成。前梁、后梁、平台与两端环用高强度螺栓联接。端环外缘装有滚圈和齿圈，齿圈与小齿轮啮合，借助滚圈在托辊上滚

6、动。两端环为C型结构，使拨车机的大臂能通过翻车机。端环及前梁内均装有适当的配重，以平衡偏载，减少不平衡力矩，从而降低驱动功率。夹紧装置由夹紧架、液压系统等组成，由上向下夹紧车辆，在翻车机翻转过程中支承车辆并避免冲击。倾翻侧的夹紧装置与后梁铰接，非倾翻侧的夹紧装置与前梁铰接。每个夹紧装置由二个液压缸驱动，绕铰点作上下摆动，达到一定压力后自动停止，保证车辆不受损坏。靠板由靠板体、液压缸、耐磨板、滚轮、撑杆等组成。在翻车机翻转前，靠板从侧面向车辆靠紧，在翻转过程中支承车辆并避免冲击。C型双车翻车机的结构与C型单车基本相同，只是每次翻卸二节车辆，卸车能力约提高一倍。图1.3 C型转子式翻车机结构简图1

7、.2.2 侧卸式翻车机（一）液压压车的侧倾式翻车机：这类翻车机由回转盘、压车梁、活动平台、压车机构、传动装置等部分组成。回转盘由半圆盘和尾部组成。它们是由钢板焊成的箱形结构，其外侧镶有传动大齿圈，两回转盘通过托车梁、底梁连成一体。压车梁由主梁、端机械压车的侧倾式翻车机梁、压车小梁、外通梁等组成。主梁为箱形结构，与端梁用螺栓连接。端梁为对开式，其支点与回转盘心轴同轴，端梁的一端与主梁连接，另一端用销轴与液压缸的活塞杆铰接。压车小梁的内外侧同时与车辆上边梁接触。活动平台是由两根互相间有焊件连接的焊接工字钢组成的结构件，下部有六对滚轮支承在底梁上，上面装有推车及定位装置。活动平台承受车辆全部重力，定

8、位装置使溜进平台上的重载车辆停止在指定位置，推车装置将翻卸完的空车推出翻车机。两组压车机构分别装在两回转盘的外侧，由液压缸、储能器、开闭阀等组成，管路通过回转心轴的中心与液压缸连接。传动装置为独立的两组。每组均由电动机、减速器、制动器、小齿轮等组成。小齿轮带动回转盘上的大齿圈使翻车机转动。图1.4液压压车的侧倾式翻车机结构简图（二）机械压车的侧倾式翻车机这种翻车机具有质量小，结构简单，压车不需要另加动力等优点。其结构组成与液压式有相同之处。 在回转盘立板内侧装有压车用的扇形棘轮，两回转盘用托车梁连接。托车梁上面有四个支承座，用以支承四根压车主梁。四根压车主梁的下部用通长的箱形配重梁连接，两回转

9、盘内侧下部各装有两个棘爪。平台为焊接金属结构，两端头有斜长孔，用以与回转盘上的销轴相连。回转盘安装平台位置的内外侧有不等高的支承座，外座高，内座低。压车系统由压车主梁、小梁、扇形棘轮、棘爪、地面挡座组成。当翻车机翻转时，销轴由斜长孔的下部移向上部，使平台和车辆向托车梁倾斜，高座离开平台，低座接触。此时棘爪下部重块离开基础上的挡块。由于重力作用，棘爪向下摆动。托车梁上面的支承座带动压车主梁也转动，直至车辆上边梁与压车小梁接触，棘爪已经进入扇形棘轮并卡紧。这时车辆与压车梁一起约转至160。物料卸出后，返回到一定角度，棘爪下部重块与基础挡块相碰，使棘爪离开回转盘上的扇形棘轮，压车小梁亦即离开车辆的上

10、边梁。回转盘继续转动，回转盘上的销轴由平台上的斜长孔上部移向下部，促使平台回原位，车辆离开托车梁。图1.5机械压车的侧倾式翻车机结构简图1.3 翻车机设计的内容“O”型转子式翻车机设计内容包括选择并评定合理的传动方案，并对传动方案所需的电动机功率和减速器传动比等进行选择；对主要零件进行设计和强度校核；撰写设计说明书，绘出总图、部分部件图和部分零件图，翻译与翻车机有关的外文资料等。2 设计方案的选择及评定2.1 传动方案的设计翻车机的工作状态是由左、右端环同时做旋转运动从而带动整个架体及车厢转动来实现物料的翻卸。其工作原理是采用双电机驱动，经二级圆柱直齿轮减速器减速，通过联轴器与小齿轮连接，由小

11、齿轮与固定在端环上的大齿轮的啮合带动整体的旋转实现翻车。传动方案：交流电动机调速机构（减速器）主动轮（小齿轮）工作机构（固定有大齿轮的端环）。为确保机构重心在通过托辊中心线时靠自重旋转可能对机构造成的破坏，需要安装制动器，另外各轴间连接需要联轴器。主传动系统示意图见图（2.1）1.电机 2.联轴器 3.制动器 4.减速器 5.联轴器 6.联轴器 7.小齿轮 8.端环图2.1 O型转子式翻车机主传动示意图2.2 设计方案的评定翻车机由两个端环、前梁、后梁、平台、托辊装置、摇臂机构、压紧装置等组成，采用双电机驱动。翻车机的回转周期为1秒，回转角度165175，由此可见大齿轮的转速极低，故而小齿轮转

12、速也不高，因此电机和小齿轮之间需要使用减速机进行减速。由于翻车机翻车过程中本身质量加车厢质量较大，运转速度较慢，且做圆周运动，环境条件较差，因此不宜选用液压系统，故本次方案的主传动选用电动机作为动力系统。压车机构做直线运动，且在车厢翻转时承受整个车厢的重量，不宜采用电气传动，故本方案压车系统采用液压传动，但也存在精度要求高，技术含量高，故障识别及排除较难等缺点。机构端环采用分段铸造焊接组成，弥补了体积、重量大，结构复杂等缺点。但焊接点带来局部应力集中，强度较差等，设计中需采用螺栓等连接，以提高机构的综合性能。托辊机构为两套并列的两对滚轮组成，左侧滚轮设置凹槽，利于保持整个机构的平衡，防止轴向窜

13、动，并减小了机构旋转时的摩擦，但机构装配时必须保证滚轮转动灵活，无卡死现象。2.3 设计参数1. 适用车型 长 - - - - - mm 宽 - - - - - mm高 - - - - - -mm2. 最大翻转重量 - - - - - - - - - - - t3. 回转周期- - - - - - - - - - - - 60s4. 回转角度- - - - - - - - - - - - 1753 传动装置的设计3.1 选择电动机3.1.1驱动功率的计算翻车机在翻转的过程中，要经历两个过程，即往程和返程，这两个过程中所受的转矩不同，所以需要的驱动功率也不相同，故分两部分进行讨论。第一阶段-往程

14、阶段,在此阶段车厢的最大重量为100t，初步估算设备总重量为150t，偏心矩为300mm，相对于车厢的重力由于偏心所产生的转矩，端环四周的焊接件重心偏差所引起的转矩差可以忽略不计，只需计算车厢的重力由于偏心所产生的转矩。最大回转角度为175，175/180=0.972,初步估算大齿轮转速n=1.1r/min,根据翻转需要初取：kg kg kg kgR=3.8m g=其中： -端环下体重量 -端环右体重量 -端环上体重量 -端环左体重量 R-端环体半径根据翻卸车型初步估算翻车机设备总重： =150t n=1.1r/min已知：翻车机最大翻转重量 大齿轮转速 n=1.1r/min则有端环的偏心转矩

15、：T=GL其中： -翻车机、车厢及物料的总重力 -车辆中心线和端环中心线的偏心距，取L=300mm=0.3m G=mg=25010N=2.5N T=GL= 2.50.3 所以， T=9550功率： P=86.36KW电机功率： =由文献（1，表4.2-9）可查得：齿轮啮合效率 （齿轮精度为8级） 球轴承效率 联轴器效率 开式齿轮啮合效率 由图（2.1）可知：传动装置总效率 =0.833电机功率： KW返程时，在翻转过程中随着翻转角度的变化，端盘所受的转矩(阻力矩)大小也不相同。可分为两个阶段，第一个阶段是翻转角由变为，第二个阶段是翻转角由变为，在返程时两个阶段所受的阻力矩与端环各段所受转矩不同

16、有关。返程第一阶段：行程图见图（3.1）即角时。图3.1 返程第一阶段端环各部分位置图由于返程时端环向顺时针方向旋转，故在返程第一阶段阶段（图3.1）所示1、2、3、4为端环结构的原始位置，而、是端环结构返程时随变化而变化的，在此过程中、充当动力矩，、充当阻力矩。则整个端环在返程第一阶段受的阻力矩总和为： 讨论：故当时，无论取何值，永远小于0，即动力矩大于阻力矩，不需要电机带动，端环可靠自身各部分重力矩的差值自由返程。当时，永远大于0，即阻力矩大于动力矩，需要电机带动才能完成翻转，翻转中最大阻力矩为：则返程时所需电机功率： 返程第二阶段：行程图见图（3.2）即角时。图3.2 返程第二阶段端环各

17、部分位置图在此过程中、充当动力矩，、充当阻力矩。则端环在返程第二阶段受的阻力矩总和为：在此时无论取何值永远小于0，即动力矩永远大于阻力矩，故在此阶段不需电机牵引，机构可以凭借自身个部分重力矩实现自由翻转。综上所述，在往、返程中所需的电动机的功率最大值为103.67 KW。3.1.2选择电机的型号工业生产中常采用三相交流电动机，翻车机用于灰尘较大，经常起、制动和正反转的场合，所以电动机需要较小的转动惯量，并需要具有较大的承载能力，根据以上条件，在本设计中选用Y系列封闭式交流电动机，电压380V根据文献（2，P40-117附录）选用Y315M2-10型电动机，基本性能如下：额定功率- - - -

18、- - - - - 255KW 满载转速- - - - - - - - - 585r/min由电动机转速n=585r/min,大齿轮转速n= 1.1r/min, 根据（2，2-3，25-76）选用ZHL-850J型减速器，公称传动比为43.75。3.2传动装置传动比的分配图3.3 O型转子式翻车机传动装置简图传动系统参数计算：轴：即电动机轴： KW r/min Nm轴：即减速器高速轴： KW r/min Nm轴：即减速器低速轴： r/min Nm轴：即传动长轴： KW r/min Nm轴：即传动短轴： KW r/min Nm表3.1 各轴运动及运动参数轴序号功率P(kW)转速n(r/min)转

19、矩T(Nm)传动型式传动比效率55585897.86联轴器1.00.9954.45585888.88减速器32.50.941250.7313.3736235.721联轴器1.00.9950.2213.3735871.4349.7213.3735512.28联轴器1.00.994 主要零件的设计和校核4.1齿轮的设计计算4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.端环与传动小齿轮间的传动方案见图3.1，选用直齿圆柱齿轮传动.2.翻车机工作速度不高，载荷较大，故选用8级精度3.材料的选择：由文献3表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为280HBS；大齿轮材料选用45#(调质），硬度

20、为240HBS，两材料间硬度差为40HBS。4.试选小齿轮齿数, m=25,小齿轮转速r/min, 齿数比, 大齿轮齿数 ,取4.1.2 按齿面接触强度设计由文献3公式（10-9a）对分度圆直径进行试算，即：(1)确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩.3)由文献3表10-7可知，选取齿宽系数4)由文献3表10-6可知，材料的弹性影响系数5)由文献3图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa。6)由文献3公式10-13计算应力循环次数 7)由文献3图10-19可知，接触疲劳寿命系数；8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1

21、%,安全系数,由文献3,公式10-12,得 MPa MPa(2) 计算1)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值mm2)计算圆周速度m/s3)计算齿宽 mm4)计算齿宽与齿高之比模数 mm齿高 mm 5)计算载荷系数根据m/s,8级精度，由文献3图10-8查得动载系数;直齿轮， ;由文献3表10-2可知,使用系数为由文献3表10-4查得级精度、小齿轮相对支承对称布置时， .由,文献3图10-13可知, ;故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献3公式10-10a，得mm7)计算模数 mm4.1.3 按齿根弯曲强度设计由文献3,公式10-5可知,弯曲强度的设计公式为: (1)

22、确定公式内的各计算数值1)由文献3,图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa2)由文献3,图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,由文献3,公式10-12，得 MPa MPa4)计算载荷系数 5)查取齿形系数由文献3表10-5查得 ，6)查取应力校正系数由文献3表10-5查得 ，7)计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大(2) 设计计算 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿

23、轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数mm并就近圆整为标准值mm，按接触强度算得的分度圆直径mm，算出小齿轮齿数。 取大齿轮齿数 ;取。这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.1.4 齿轮几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径mmmm(2) 计算标准中心矩 mm(3) 计算齿轮宽度 mm取 mm， mm(4) 计算齿顶圆直径 mm mm(5) 计算齿根圆直径 mm mm4.2液压缸的设计4.2.1 液压缸的选用初步估算靠压机构靠板重4t，俩压板共重8t，压板工作行程400mm，靠板由2个液压缸驱动，2个压板各由4个

24、液压缸驱动；首先对靠板液压缸分析，当转置90时，液压缸受力最大，分析图如下（图4.1）： 图4.1靠板受力分析其中重力G为残余料重和压板重力之和：系统压力为20MPa查文献3（表37.7-15）有液压缸活塞杆直径d=160mm,液压缸工作行程L=200mm.对压板液压缸进行分析：当液压缸转至极限位置175时，液压缸受力最大，为了方便计算可假设转至180对其进行受力分析： 图4.2压板受力分析 系统压力为20MPa查文献3（表37.7-15）有液压缸活塞杆直径d=40mm, 液压缸工作行程L=400mm.4.2.2 液压缸的校核 由欧拉公式的一般形式（文献4-P296）: 式中：液压缸临界压力；

25、 弹性模量，取； 截面极惯性矩，; 长度因数，取=1； 液压缸工作行程。对于靠压机构：=200mm, =313.6KN,即： 则有：=44.53mm160mm,液压缸选用合适对于压下机构：=400mm, =22.05KN,即：则有：=25.35mm40mm, 液压缸选用合适.4.3 轴的设计轴是组成机器的主要零件之一。在本设计中，小齿轮处的轴选取的材料为45钢（调质处理）。下面将对此轴进行设计和校核。4.3.1 轴的结构设计（一）拟定轴上零件的装配方案左侧轴承端盖、挡圈、隔筒、滚动轴承、垫圈、半联轴器依次从左往右安装，右侧小齿轮、挡圈、轴承端盖、隔套、滚动轴承、圆螺母、隔筒、轴承端盖依次从右往

26、左安装。具体结构参见图4.3。由于该齿轮传动为直齿圆柱齿轮传动，故滚动轴承选用深沟球轴承。（二）轴上零件的定位为防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游动或空转的要求外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。1.轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖、和圆螺母等来保证的。2.零件的周向定位目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。本次设计的轴上有两个普通平键，可对零件的周向进行定位图4.3 轴上零件装配与轴的结构示意图（三） 各轴段直径和长度的确定零件在轴上的定位和装拆方案确立后，轴的形状便大体确定。各轴所需的直径与轴上的载荷大小有关。在设计各段轴直径

27、时，有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径。另外，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装配或调整空间。1. 确定各轴段直径由文献3表15-3查得 (因转数低故取小值)由文献5,362可知轴的直径，因为小齿轮处在轴上， P为入轴功率： P=45.46KW n为入轴转速： n=13.37r/min,所以： mm考虑有键槽，轴径需增大45%，因此初取 mm。如图4-3所示，轴段要外接轴承，查11可知轴承标准件的最接近内径的为150 mm，故轴段的直径定为 150mm。轴段是一个定位轴肩，定位轴肩的高度一般取，故h=15 mm,则轴段的直径为mm。轴为齿轮轴直径为170mm, 轴也是轴承轴故直径亦

28、为150mm,2 确定各轴段长度设定该轴的总长为923mm。由于轴段外接联轴器，查13可知联轴器标准件的宽度为280 mm，联轴器需向外延伸少段距离，故试选轴段的长度为282mm。由于轴段外接轴承，试选轴段的长度为66mm。轴段外接小齿轮，由于齿宽是230mm，并且左端有挡圈定位，需要缩进mm，故轴段的长度为228mm。初定轴段直径为155mm，轴段外接轴承，查11可知轴承标准件的宽度为mm，由于右端有挡圈定位，需要缩进mm，故试选轴段的长度为mm。（四） 提高轴的强度的常用措施1.合理布置轴上零件以减小轴的载荷。2.改进轴上零件的结构以减小轴的载荷。3.改进轴的结构以减小应力集中的影响。4.

29、 改进轴的表面质量以提高轴的疲劳强度。4.3.2 轴的计算轴的计算通常都是在初步完成结构设计后进行校核计算，计算准则是满足轴的强度和刚度的的要求，必要是还应该校核轴的振动稳定性.本次设计对轴的强度进行校核计算。（一） 按扭转强度条件计算 由文献3,370可知轴的扭转强度条件为式中：扭转切应力，MPa; T轴所受的扭矩，; 轴的抗扭截面系数，; 轴的转速，r/min; P轴传递的功率，KW; d计算截面处轴的直径，mm;将数据代入上式得： MPa由文献3表15-3查得MPa所以：扭转强度校核符合要求。（二） 按弯扭合成强度条件计算通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支

30、反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。1. 做出轴的计算简图（即力学模型）轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。绘制力学模型见图4.4。其中： mm mm mm图4.4 轴的载荷分析图2. 做出弯矩图根据上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图图；然后按照下式计算总弯矩并作出M图，详见（图4.4）。3. 做出扭矩图扭矩图见（图4.4）。从图4.4可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、及M

31、的值列于下表：表4.1 轴的C截面受力数据表载 荷水平面H垂直面V支反力F N N N N弯矩M总弯矩扭矩T3） .按弯扭合成应力校核轴的强度4） 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由文献3，373 公式155及上表中的数据，以及轴的弯曲应力和扭转切应力对称循环变应力，则取。轴的计算应力， MPa已选定材料为45钢，调质处理，由表151查得=60MPa。因此，故该轴设计合格。4.4轴承的选择和校核4.4.1 轴承的选择由于齿轮是直齿圆柱齿轮，故只受径向力和圆周力，不受轴向力。故本次设计选用深沟球轴承。深沟球轴承主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷。

32、具有价钱低廉、刚度大等优点。根据受力情况，轴承配置可选择双支点各单向固定。4.3.2 轴承寿命的验算根据轴的设计查文献2 选用GBT27694 33015032065查表有轴承应有的基本额定动载荷值C=221.59KN,根据（表4.1）计算轴承径向载荷 根据轴校核分析可以知道轴承的轴向载荷=0根据文献3（表135）深沟球轴承的最大e值为0.44则有：e轴承的径向动载荷系数X=1，轴向动载荷系数Y=0，按照文献3 （表13-6）， ，取 则有轴承的基本额定寿命： 年所以轴承选用合格。4.5键的强度校核 平键连接传递转矩，对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键连接，其主要失效形式是工作面

33、被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为： 式中：T传递的转矩，； 键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度，mm； 键的工作长度，mm，圆头平键，这里L为键的公称长度，mm；b为键的宽度，mm； 轴的直径，mm； 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa； 键选用普通圆头平键GB109679 40200 查文献2（第三册表21.34）有： b=40mm; L=200mm; h=22mm; k=0.5h=0.522=11mm;则有： 由文献3（表62）可查得：=60

34、90MPa;键的选用合格。5 联轴器的选择1. 选择联轴器的类型：翻车机的传动为大功率的重载传动，故选用齿轮联轴器2. 载荷的计算：公称转矩 由文献2表14-1查得：，故由式14-1得计算转矩为：3. 型号选择：从JB/ZQ421886中查得TL10型齿轮联轴器的许用转矩为2000，许用最大转速为2300r/min,轴径在110-180之间，故联轴器选择合适。 6托辊与端环之间接触强度校核端环及车厢都由托辊所支撑，故有两支辊力和端环重力的三力合成为0。由2.3可知：最大翻转重量为100t，设备总重为150t所以： N图6.1 托辊的受力分析根据力分析可有：;其中a=62.76;N由文献【3】

35、P35 可知接触应力计算公式为：（两圆柱体接触） 式中：F作用于接触面上的总压力； B初始接触线长度； 和分别为支承辊和架体初始接触线处的曲率半径，通常，用，成为综合曲率，而成为综合曲率半径，其中正号用于外接触，负号用于内接触； 和分别为支承辊和架体材料的弹性模量； 和分别为支承辊和架体的泊松比。 已知：FN， B=800mm=0.8m， 取安全系数S=4； 根据文献【1】 表4.24 端环、托辊皆选铸铁， 则有 =0.3， =120GPa 带入上式有： =51.5MPa 根据文献【3】 图1021（b）：端环和托辊间强度符合要求。7 润滑与密封在本设计方案中，由于翻车机的转动速度慢、承受载荷

36、较大，齿轮采用开式传动，环境污染较严重，故润滑方式基本采用脂润滑。滚动轴承的润滑为脂润滑。对于小齿轮旁的轴承密封方式为毛毡圈密封。在轴承盖上开缺口放置毛毡圈，然后用另外轴承端盖压在毛毡圈上，以调整毛毡与轴的密合程度，从而提高密封效果。这种密封主要用于脂润滑的场合，它的结构简单，但摩擦较大，常用于低速情况下。总的来说，本设计中采用的润滑与密封方式合乎要求，润滑与密封效果良好。8 经济性分析不经济就是对资金，精力乃至生命的浪费。经济性是选用设备的尺度之一，但必须是在安全、适用、可靠的基础上的经济。市场需求中的经济性不单是产品的售价，更要优先考虑其功能和质量以及安装维修及其它附件所需用费用。质量差的

37、产品和生产效率低的产品虽然价格较低，但维护所带来的维修费用及生产效率低多花费劳动时间等，在总投资上并未节省费用，相反可能花费更多的费用。质量好的产品相应的价格较昂贵，在生产经营投资中占有比重过大，也不实用。只有性价比高的产品才真正实用，既可以满足消费者对设备质量的需求，又可使消费者最大程度的节省开支。只有这样才能使自己的产品在激烈的市场竞争中脱颖而出。因此，设计人员必须综合各方面因素，真正使自己的设计成果做到物美价廉。为企业生产提供优秀的设计方案。8.1传动方案经济性分析翻车机主传动采用电机传动，主要的传动形式为齿轮传动，具体的传动方案为电机通过减速器带动端环下端小齿轮旋转，从而带动端环（大齿

38、轮）旋转完成翻车过程。齿轮传动具有传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿命长，使用的功率、速度和尺寸范围大等许多优点。端环（大齿轮）与小齿轮传动方式为开式齿轮传动，齿轮暴露在外，不能保证良好的润滑，且工作环境污染严重，对传动产生很大影响，所以将传动部分设于地下，有效的解决以上麻烦。由于大齿轮的直径较大，且形状不规则，加工难度较大，所以把大齿轮分成若干份进行加工并焊接，这样不仅可以降低加工难度，并有利于拆卸维修。可以节约材料，减少维护费用。大大降低加工成本。8.2 结构经济性分析O型转子式翻车机的结构较为特殊，端盘采用箱形截面结构,利用箱形截面的抗弯、抗扭的优点弥补了采用C 形结构的不足。采

39、用固定平台、液压活动靠板、液压夹紧。重车进入翻车机后,活动靠板向重车一侧托住车辆侧墙板,压车梁向下压住车帮,靠、压车完成后才旋转卸车。采用液压释能系统使火车弹簧力随荷载的释放而释放。通过测试表明,此翻车机对车辆的作用力是所有翻车机中最小的。整个翻车机分为前梁、后梁、左端环、右端环、平台及托辊等主要部分，各部分间大多采用螺栓连接，既可以降低加工难度，又可以节省材料，从而降低加工成本。另外，两端环也设计成空心，这样既可以减少整个设备的重量，同时又可以节省大量材料，方便加工运输。翻车机旋转时后梁支撑整个翻车机及车厢内物料的重量，不可以产生任何偏差，所以在后梁上设计液压压车梁及平台机构，使车厢在翻车机内不会产生任何方向的移动，从而达到翻车平稳的目的，而后梁设计时考虑强度和刚度的需要体积应设计较大，使翻转过程更加安全，相应的前梁的体积可以设计的较小，可以减少材料的浪费。降低加工成本。8.3 环保经济性分析翻车机的生产环境较差，工作时间长，环境污染严重。翻车机在倾卸车厢内的松散物料时会产生大量粉尘，设计时必须考虑配套的除尘设备。可以在翻车机的四周设防尘壁，防止粉尘外泄污染环境。在翻车机周围设置专业的吸尘设备，通过吸尘设备将粉尘集中回收并进行处理。一般将料仓设置在地下，这样既有利于控制对环境的污染也有利于翻车机的连续作业，而料仓中可采用皮带运输等方式将物料运输至车间进行加