指導教師資格及題目審批表
指導教師姓名
所在單位
指導教師職稱
所學專業(yè)
設計（論文）題目
火車輪對配合尺寸檢測機構設計（以頂尖定位）
題 目 類 型
設計
√
題 目
來 源
科 研
實驗室建設
論文
工程生產
√
自 擬
題目真實性程度
真實
√
題目新舊
新題
難度
等級
難
一般
模擬
舊題
√
較難
√
設計（論文）地點
校內
√
設計（論文）時間
自 3 月 21日
至 6 月 17日
校外
題目概要（設計（論文）的目的、可行性、技術路線等）：
設計目的：
研究的內容是火車輪對配合尺寸檢測機構設計。使學生利用CATIA等軟件完成火車輪對配合尺寸檢測機構設計和三維建模，選取合適的動力元件，再完成主要部件的機構設計和對關鍵部件進行強度校核等。
可行性：
該畢業(yè)設計題目所涉及到的主要知識已在學科基礎課、專業(yè)課以及專業(yè)特色課程中講授。
技術路線：
（1） 傳動機構設計；
（2） 舉升機構設計；
（3） 頂緊機構設計；
（4） 標準件的選取；
（5） 三維繪圖。
教研室意見：
教研室主任簽字：
年 月 日
學院（系）審查意見：
院長（系主任）簽字：
年 月 日
備注：1.此表由擬擔任畢業(yè)設計（論文）指導工作的教師填寫，每個題目填報一張表，一式兩份；
2.部分分項填寫時，只在對應項內打“√”即可；
3.表中真實題目是指在學校、生產、科研及其它單位實際立項的課題；
4.指導教師如果是外聘，應在所在單位欄中加注（外聘）字樣；
5.在畢業(yè)設計（論文）工作開始前，各院（系）將此表匯總，報教務處備案。
火車輪對配合尺寸檢測機構設計（以頂尖定位）
摘 要
鐵路系統(tǒng)中,作為車輛走行部主要部件的輪對是影響安全運行的一個重要環(huán)節(jié)。輪對不僅承受著列車的全部重量和自身的重量,而且還要傳遞列車與鋼軌間的驅動力和制動力。所以要求輪對必須保持良好的技術狀態(tài),否則會嚴重影響行車安全。而作為輪軌接觸面的車輪踏面和輪緣的幾何參數又是判斷輪對技術狀態(tài)的重要依據,因此,對車輪踏面和輪緣幾何參數的測量一直鐵路部門密切關注和不斷研究的課題。
本課題主要內容有：
1、 利用CAD等軟件完成火車輪對制動盤檢測項點包括軸肩距離、輪緣厚度、輪輞厚度、車輪端跳、車輪徑跳、車輪直徑、車輪內測距、Qr值及輪緣高度等測量項目的檢測系統(tǒng)機構設計與三維建模檢測機構利用頂尖進行定位。
2、 完成主要部件的機構設計和強度校核。
關鍵詞：輪對；自動檢測；強度校核；
Abstract
In the railway system, the wheel set,which is the main part of the main part of the vehicle, is an important part of the safety operation.Wheel not only bear the full weight of the train and its own weight, but also to transfer the train and rail between the driving force and the braking force. Therefore,the requirements of the wheel must maintain a good technical state, otherwise it will seriously affect the safety of traffic. And as the wheel rail contact surface of the wheel tread surface and the rim of the geometric parameters and is an important basis for judging the technical condition of wheel. Therefore, the wheel step surface and the flange geometry parameters measurement has been railway departments pay close attention to and continue to study the subject.
The main contents of this paper are:
1, using CATIA software to complete train wheel brake disk test items include the shaft shoulder distance, flange thickness, rim thickness, wheel end jump, wheel diameter jump, wheel diameter and the inner wheel ranging, QR value and flange height, measurements of the detection system design and 3D modeling mechanism adopts the top position.
2, the completion of the main parts of the mechanism design and strength check.
Keywords: Wheel set; automatic detection; strength check;
目 錄
1 前言 1
1.1 課題來源及研究意義 1
1.1.1 火車輪對配合尺寸檢測機構的發(fā)展概述 1
1.1.2 火車輪對配合尺寸檢測機構的裝備 2
1.2 國內外現(xiàn)狀分析 2
1.3 發(fā)展趨勢 4
1.4 本章小結 5
2 火車輪對配合尺寸檢測機構的工作原理 5
2.1 輪對外形尺寸定義 5
2.2 輪對配合尺寸自動檢測系統(tǒng)的工作原理 6
2.3 本章小結 8
3 火車輪對配合尺寸檢測機構總體方案設計 8
3.1 設計參數的確定 8
3.2 總體方案設計 8
3.3 本章小結 11
4 火車輪對配合尺寸檢測機構的機械結構設計計算與校核 11
4.1 頂輪機構部分的計算與校核 11
4.2 頂尖的計算 18
4.2.1 軸承的壽命計算 19
4.2.2 軸承的靜傳動計算 20
4.2.3 頂尖心軸的計算 21
4.3 步進電機驅動部分的計算 22
4.3.1 確定電動機轉速 23
4.3.2 計算總傳動比和分配各級傳動比 23
4.3.3 計算傳動裝置運動和動力參數 23
4.4 滾珠絲桿及電機選型計算 27
4.5 本章小結 31
5 設計總結 32
參考文獻 34
謝 辭 35
1 前言
1.1 課題來源及研究意義
課題來源于教師自擬
1.11 火車輪對配合尺寸檢測機構的發(fā)展概述
輪對作為鐵路車輛重要的行走部件,在鐵路安全運輸和速度方面起著關鍵性的作用。目前,影響我國鐵路車輛提速的重要原因之一是車輛輪對的檢測技術落后,無法快速、精確地檢測出輪對狀態(tài)。在輪對的檢測過程中,需要檢測的輪對參數近10多個,軸肩距離、輪緣厚度、輪輞厚度、車輪端跳、車輪徑跳、車輪直徑、車輪內測距、Qr值及輪緣高度等,這些都是直接影響車輛運行的重要參數,必須及時、準確地加以檢測和診斷。當前輪對參數的檢測和數據記錄在國內基本上還是靠手工完成,測量工具采用特制卡鉗和直尺。長期、大量的重復性手工作業(yè)使得工人極易產生疲勞,加上目測誤差等問題,使得手工測量的數據誤差較大,工作效率也難以得到提高。
為了改變目前輪對參數測量的落后狀況和改進輪對測量工藝,研制一套輪對參數全自動測量系統(tǒng)就具有重大的意義。該系統(tǒng)需滿足：運用多種先進的測試和控制技術,實現(xiàn)鐵路火車輪對參數的全自動測量,包括軸肩距離、輪緣厚度、輪輞厚度、車輪端跳、車輪徑跳、車輪直徑、車輪內測距、Qr值及輪緣高度等,并且要實現(xiàn)檢測速度快、精度高。這對于提高輪對的檢測質量、推進鐵路系統(tǒng)的計一算機管理、保障鐵路機車的安全運行具有重要的現(xiàn)實意義。
目前國內的車輪外形檢測主要是人工手動接觸測量，測量工具原始粗糙，精度低，自動化程度和工作效率不高，并且受人為因素影響很大。尤其是對車輪踏面部分的外形尺寸的測量，因為是空間的復雜尺寸，弗且沒有有效且精確的測量工具，因此很難達到理想的效果。這樣的工作方式不僅使企業(yè)的生產成本居高不下，還嚴重影響著生產效率的提高和進一步發(fā)展，因此尺寸檢測的自動化對于提高生產效率，降低成本，以及企業(yè)競爭力的提高都具有重要的意義。
火車輪對配合尺寸檢測機構的發(fā)展概述：
鐵路系統(tǒng)中,作為車輛走行部主要部件的輪對是影響安全運行的一個重要環(huán)節(jié)。輪對不僅承受著列車的全部重量和自身的重量,而且還要傳遞列車與鋼軌間的驅動力和制動力。所以要求輪對必須保持良好的技術狀態(tài),否則會嚴重影響行車安全。而作為輪軌接觸面的車輪踏面和輪緣的幾何參數又是判斷輪對技術狀態(tài)的重要依據,因此,對車輪踏面和輪緣幾何參數的測量一直是鐵路部門密切關注和不斷研究的課題。
目前,我國車輛輪對的檢測仍停留在手工測量階段,技術落后、工作效率低。而日本、美國等國在輪對自動檢測方面進行了大量的研究,并研制出各種類型的檢測裝置,產生了巨大經濟效益。
隨著我國鐵路建設事業(yè)的發(fā)展,機車車輛工業(yè)生產技術不斷提高,改善檢測手段,己成為迫切的問題。目前,為了使車輛輪對參數檢測自動化,人們試圖采用機械、激光、視覺等傳感技術以及伺服控制技術,進行輪對檢測的研究。輪對外形的特殊性主要在于踏面平坦處與陡峭之間的最大斜度可到70多度,不同位置處的測量精度要求基本相同,但是若用傳統(tǒng)的平移式線性位移測量方法,由于角度方向的間隙,一般很難保證較高的系統(tǒng)精度要求。[1]
1.1.2 火車輪對配合尺寸檢測機構的裝備
根據輪對檢測工藝和車間實際情況,檢測系統(tǒng)采用龍門架通過式結構。主要包括進給總成、帶轉總成、升降總成、測量箱以及各種測量傳感器等如圖1。當輪對沿車間軌道進入輪對測量裝置后,通過各種測量傳感器和各個部件的調動作（包括電動、氣動等) ,自動完成輪對的測量。龍門架的設計采用全封閉式結構,從外觀上看不到任何電纜、氣管,整個設備結構簡潔、美觀大方給出了系統(tǒng)的結構圖。
圖1-1結構圖
1.2 國內外現(xiàn)狀分析
目前,國內對于輪對參數的檢測基本上局限于輪對外形輪廓的檢測和數據處理。如曾經使用的滾輪爬行式測量方法,通過機械滾輪與輪對踏面接觸,測量滾輪包絡線得到外形尺寸。但是由于導輪的磨損,測量誤差和定位誤差對問題,使得該方法有時仍無滿足高精度要求。
國內外對火車輪的檢測主要放在生產環(huán)節(jié)和進行定期檢修上。 由于火車輪是行車安全至關重要的部件 ,各國對車輪質量的要求十分嚴格 ,因此各國對剛生產的輪對都要進行無損檢測 ,比如用超聲波或射線等無損檢測方法。對于已經在運行的火車,一般規(guī)定在幾年內或行駛了多少里程之后必須要送到機務段或檢修廠對其進行檢修 (預防檢修 )。 檢修期間為了對車輪進行檢測 ,往往先將輪對拆下 ,再將其搬到檢測臺上進行檢測。而在平時 ,只是進行粗略的、以耳聽、眼看、手摸為主的檢測。我國對運行中的火車輪對就是通過用錘子敲擊車輪聽其聲音有無異常來判斷車輪內部有無缺陷的。 這種檢測有明顯的局限性 ,不但檢測效率低 ,而且易漏檢。 沈陽鐵路局就在 1998年的兩個多月接連發(fā)生兩起客運機車因輪箍崩裂而造成的機破事故。 1998年德國 ICE鐵路列車脫軌翻車造成德國二戰(zhàn)以后最大的交通事故也與車輪輪箍有關。 由此可見對火車輪實行在線檢測是非常必要的。
因此有不少發(fā)達國家的鐵路部門已經開始研究火車輪在線自動檢測裝置。美國在這方面起步較早 ,于 80年代初期就研制成功了火車車輪缺陷自動檢測系統(tǒng)。 80年代末期美國聯(lián)邦鐵路局撥出?？钣脕砀倪M和完善該系統(tǒng) ,據說改進后的系統(tǒng)缺陷檢出率可達 100%。
該系統(tǒng)的工作原理是: 由磁傳感器探測車輪的到來 ,通過敲擊錘敲擊車輪 ,再由拾音器接收聲信號 ,將聲信號轉換成電信號后輸入計算機進行處理 ,從而判定車輪有無缺陷。
近幾年 ,美國科羅拉多州博爾德的美國國家標準技術研究院又開發(fā)了一種采用 EM AT(電磁超聲換能器 )快速檢測鐵路貨車鑄鋼車輪輪輞殘余應力狀態(tài)的超聲波無損檢測裝置。
該系統(tǒng)的工作原理是:根據穿過材料的聲速隨殘余應力的變化而變化 ,EM A T 裝置產生正交的兩束偏振超聲波 ,超聲波從輪輞正面穿過截面和背面 ,其徑向和周向的穿播時間差可用于計算周向殘余應力。 與傳統(tǒng)超聲波檢測裝置相比 , EM AT裝置不需要耦合劑 ,消除了因耦合不良造成的誤差 ,從而提高了儀器的精度。意大利鐵路于 1985年開發(fā)了適車輪探傷的超聲波無損檢測技術。 它采用串列式雙探頭分別檢查輪緣和踏面區(qū)域。 目前這種方法已部分用于高速列車、機動車、輕軌車輛和時速 180km /h以上的拖車車輪檢查中。
俄羅斯的斯維爾德洛夫斯克鐵路局開發(fā)了一種能自動測量機車輪對輪箍參數的系統(tǒng)。 它的原理是采用無接觸式超聲波測距法 ,當車輪從傳感器系統(tǒng)近旁通過時測量其與輪箍特征表面之間的距離 ,綜合測距傳感器來的信號并根據有關細則 ,即可確定輪箍的參數。
前聯(lián)邦德國鐵路研制了一種 SK220型超聲波檢測裝置。 該裝置將超聲波探頭置于特制的鋼軌凹槽中 ,采用充水耦合。 當車輪經過時 ,與計算機相連的傳感器能檢測出其中埋藏的缺陷。 德國聯(lián)邦鐵路還采用模塊化設計方法開發(fā)了一種輪對檢測系統(tǒng)“ IN SPECTOM AT”。 該系統(tǒng)有三種模塊 ,分別用于裂紋檢測、斷面檢測、徑向跳動及擦傷檢測。
匈牙利布達佩斯工業(yè)大學鐵路機車車輛系研制了一種機車車輛走行部測量診斷臺。不過該裝置是在火車靜止的情況下進行檢測的。它可以測定踏面形狀和車輪直徑 ,并精確測量和記錄擦傷等缺陷。
我國有關火車車輪檢測的文章主要是關于已拆下車輪檢測的 ,關于在線自動檢測的文章見到的不多,而且大都處于試驗研究階段。 比如北方交通大學的鄭中興介紹了用超聲表面波檢測車輪踏面缺陷的原理和方法。上海鐵道學院的劉繼、馮銘介紹了用“剪力法”檢測輪軌載荷并由此判斷踏面擦傷程度的方法和實際應用中的有關問題。 由此可以看出我國在火車輪自動檢測方面與國外還有一定差距。
從上面可以得出國外在輪對自動檢測方面有以下區(qū)別:
（1）.各國尤其是發(fā)達國家對車輪參數自動檢測技術比較重視、研究早、方法多。
（2）.大多研制出各種自動檢測裝置,而不是停留在理論和試驗研制方面,在鐵路方面得到了廣泛的應用,產生了巨大的社會效益和經濟效益。
（3）.但仍用超聲波檢測方法為主,雖然其它方法也取得了一些進展,但相比之下仍顯不足。
比較國內外車輪輪對自動檢測技術的研究,隨著全球經濟一體化進程的加速和我國加入世貿組織,對我國民族工業(yè)來講,既是一個機遇又是挑戰(zhàn),開發(fā)和研究出符合我國國情的鐵路車輛輪對檢測裝置,以便在國際市場的激烈競爭中有自己的立足之地,這是一個十分迫切的問題。[2]
1.3 發(fā)展趨勢
國外機車車輛走行部件自動化在線無損檢測技術的發(fā)展充分說明了對火車輪實現(xiàn)自動檢測是大勢所趨 ,我國的火車輪自動在線檢測技術的研究與開發(fā)勢在必行。 隨著火車速度的不斷提高 ,對列車運行的安全性將有更高的要求 ,作為列車走行部件之一的車輪,對其質量與狀態(tài)的監(jiān)控更是不容忽視。
手工測量向自動化測量過渡 , 接觸式向非接觸式過渡 , 靜態(tài)測量向動態(tài)測量過渡 , 車間的靜態(tài) 、 準動態(tài)測量向在線動態(tài)測量過渡, 單一參數測量向多參數同步測量過渡 , 是鐵路輪對檢測發(fā)展的大方向。
1.4 本章小結
本章主要介紹了課題的來源，火車輪對配合尺寸檢測機構的作用，以及對國內外火車輪對配合尺寸檢測機構現(xiàn)狀，進一步的提出了設計研究的具體內容。
2 火車輪對配合尺寸檢測機構的工作原理
2.1 輪對外形尺寸定義
圖2-1 輪對立體圖
圖2-2 火車車輪外形示意圖
如圖2－2 所示為火車車輪的外形示意圖，其中左側的車輪是剖面圖。左右兩個車輪都要求測量的尺寸是：軸頸直徑 A：火車車輪的兩側軸頸部分的直徑，即圖 2－2 中所標出的直徑A。合格車輪軸頸直徑為 130mm，。軸頸圓度 B：要求測量車輪兩側軸頸部分有無倒錐，如有倒錐即判斷為不合格。軸頸長 C：車輪兩側軸頸部分的長度，即圖 2－2中所標出的距離 C。合格車輪的軸頸長=265mm。 防塵板座直徑 D：車輪兩側的軸頸末端連接的防塵板座的直徑，即圖 2－2所標出的直徑 D。合格車輪的防塵板座直徑=160mm。輪座直徑 E：車輪的安裝部分－輪座的直徑，與防塵板座相連，即圖 2－3所標出的直徑 E。合格車輪的輪座直徑=191mm。車輪直徑 F：距離車輪內側邊緣 70mm 處的車輪直徑。合格車輪直徑=920mm，要求測量精度為0.3mm。
輪緣厚 G、輪緣高 H和輪輞寬 I 為車輪踏面部分所要求測量的尺寸，如圖 2－3 所示為車輪踏面局部剖面圖，其中輪輞寬為車輪輪輞的寬度即為圖 2－3 中所標出的距離 I；輪緣厚為距離輪緣頂點 15mm 處的輪緣厚度，即為圖 2－3 中所標出的距離 H；輪緣厚是距離車輪內側邊緣 70mm 處輪對踏面頂到踏面底的距離，即圖 2－3 中所標出的距離 G。合格車輪的輪輞厚I ≥
圖2-3 火車輪對踏面剖視圖 135(1)mm，輪緣厚G≥26mm，輪緣高H≥28mm。輪緣QR值QR是從滾動圓踏面基準線以上10mm處引垂線與輪緣內測有一交點,輪緣頂部向下2mm引垂線與輪緣內測有一交點,這兩個點的水平距離就是QR值。
輪轂壁厚 K：車輪內側輪轂部分的厚度，即圖 2－2 所標出的距離 K，要求測量精度為 0.2mm。 輪位 L：圖 2－2 所示的距離 L 再減去一個常數，要求測量精度為 0.2mm。而兩個車輪的輪位之差為輪位差。
只要求測量一個尺寸的是：軸身直徑 M：兩個車輪中間部分的連接軸的直徑，即圖 2－2 所標出的直徑M。合格車輪的軸身直徑=165mm。
車輪內測距N：兩個車輪內側之間的距離，即圖 2－2 所標出的距離 N。合格車輪的輪內距要求是（I 為輪輞寬）：當 135mm≥I≥127mm，1359mm≥N≥1354mm；當 I≥135mm，1356mm≥N≥1350mm。取車輪內測距N=1353（0+2）mm，要求測量精度為 0.2mm。[3]
2.2 輪對配合尺寸自動檢測系統(tǒng)的工作原理
輪對的大部分參數檢測由進給總成左右2個測量箱完成,測量箱可以實現(xiàn)水平左右及上下移動,以適應不同規(guī)格尺寸輪對的測量。移動距離由光柵傳感器測量。根據莫爾條紋原理,產生l個與光柵位移成正比的信號,則通過信號處理可以獲取光柵的位移量。本系統(tǒng)采用的光柵傳感器分辨率為l林m。測量箱內部裝有滑臺,根據輪對的特殊外形固定安裝位置,上面裝有激光位移傳感器,其運動由步進電動機控制,完成輪緣、輪徑、踏面掃描等測量。為避免激光位移傳感器擦傷和碰撞,在步進電動機控制電渦流傳感器移動的過程中,有移動步數限制和光電開關限位來保護激光位移傳感器。
激光位移傳感器：
激光位移傳感器是利用激光技術進行測量的傳感器。它由激光器、激光檢測器和測量電路組成。激光傳感器是新型測量儀表。
能夠精確非接觸測量被測物體的位置、位移等變化。可以測量位移、厚度、振動、距離、直徑等精密的幾何測量。
激光位移傳感器的基本原理
激光位移傳感器可精確非接觸測量被測物體的位置、位移等變化，主要應用于檢測物體的位移、厚度、振動、距離、直徑等幾何量的測量。
按照測量原理,激光位移傳感器原理分為激光三角測量法和激光回波分析法,激光三角測量法一般適用于高精度、短距離的測量，而激光回波分析法則用于遠距離測量，下面分別介紹激光位移傳感器原理的兩種測量方式。
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，經物體反射的激光通過接收器鏡頭，被內部的CCD線性相機接收，根據不同的距離，CCD線性相機可以在不同的角度下“看見”這個光點。根據這個角度及已知的激光和相機之間的距離，數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字電路處理，并通過微處理器分析，計算出相應的輸出值，并在用戶設定的模擬量窗口內，按比例輸出標準數據信號。如果使用開關量輸出，則在設定的窗口內導通，窗口之外截止。另外，模擬量與開關量輸出可獨立設置檢測窗口。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。比如ZDL1700-20LL類型的傳感器，它可以達到0.01%高分辨率，0.1%高線性度，9.4KHz高響應，適應惡劣環(huán)境。
基本原理是光學三角法：??
圖2-4光學三角法基本原理
半導體激光器1被鏡片2聚焦到被測物體6。反射光被鏡片3收集，投射到CCD陣列4上；信號處理器5通過三角函數計算陣列4上的光點位置得到距物體的距離。
回波分析法
激光位移傳感器采用回波分析原理來測量距離以達到一定程度的精度。傳感器內部是由處理器單元、回波處理單元、激光發(fā)射器、激光接收器等部分組成。激光位移傳感器通過激光發(fā)射器每秒發(fā)射一百萬個激光脈沖到檢測物并返回至接收器，處理器計算激光脈沖遇到檢測物并返回至接收器所需的時間，以此計算出距離值，該輸出值是將上千次的測量結果進行的平均輸出。即所謂的脈沖時間法測量的。激光回波分析法適合于長距離檢測，但測量精度相對于激光三角測量法要低，最遠檢測距離可達250m。[4]
2.4 本章小結
這一章主要對火車輪對配合尺寸檢測機構的工作原理進行了分析和研究，再根據其工作原理設計出相對于的機械機構。
3 火車輪對配合尺寸檢測機構總體方案設計
3.1 設計參數的確定
主要技術參數：
軸肩距離：221.5-222.71mm； 輪緣厚度：26mm； 輪輞厚度：135(1)mm； 車輪端跳：0.2mm; 車輪徑跳：0.1mm； 車輪直徑：（840-920）0.3mm； 車輪內測距：1353（0/+2）mm； Qr值：6.5mm； 輪緣高度：28mm；
3.2 總體方案設計
根據輪對檢測工藝，檢測裝置采用龍門架通過式結構，主要包括機架、頂輪機構、步進驅動輪機構、輪對檢測裝置、工業(yè)控制計算機等幾部分。輪對自動檢測裝置外形 ：機架部分包括基座、立臂、上梁 等組成的龍門架結構，其內部安裝有頂輪機構、激光傳感系統(tǒng)和步進驅動輪機構系統(tǒng)。此外，根據車間操作需要，測量裝置前后配備了輪對進出導軌。
頂輪機構主要由頂尖、液壓站和液壓缸組成，左、右各配置一套，（如圖3-1）并且由計算機控制動作。頂輪機構的作用是將待測輪對準確、平穩(wěn)地送入測量工位，測量完畢后將輪對平穩(wěn)地送出測量裝置。當輪對進入預備工位時，工業(yè)計算機發(fā)出控制命令，左右液壓缸上升，由頂尖托住輪對，然后緩慢下降，將輪對平穩(wěn)送至測量工位。當輪對測量完畢后，計算機控制液壓缸的頂尖再次上升，將已測輪對平穩(wěn)送出測量工位。頂輪機構運動平穩(wěn)，使用安全，巧妙的機構設計使它的單一運動同時具備進輪與出輪功能。
圖3-1頂輪機構
步進驅動輪機構的作用是控制輪對按一定的速度轉動，在輪對轉動的過程中完成輪對的檢測。它由步進電機、聯(lián)軸器、連桿、減速箱和驅動輪等組成。步進電機接受由工業(yè)控制計算機發(fā)出的指令，按一定頻率轉動，通過聯(lián)軸器、減速箱等精密傳動裝置將運動傳至驅動輪，由驅動輪帶動輪對轉動。如圖3-2。[5]
圖3-2步進驅動輪機構
輪對檢測裝置采用激光傳感器完成輪對參數的采集和測量如圖3-3。在龍門架上梁機構中安裝有數臺激光傳感器，采集輪對信息并轉換為輪對外形特征信號， 經過計算機圖像處理獲取準確的輪對外形尺寸信息。[6]
圖3-3輪對檢測裝置
輪對測量過程簡述如下：首先輪對沿軌道進入預備工位，工業(yè)控制計算機發(fā)出命令，頂輪機構將輪對平穩(wěn)地送入測量工位，傳感裝置向計算機發(fā)出就位信號，然后計算機控制步進驅動輪機構運動，帶動輪對旋轉。同時，開啟激光傳感系統(tǒng)，將輪對所有參數采集并輸入到計算機中。計算機數據處理系統(tǒng)進行數據分析，得出各參數值，從而實現(xiàn)輪對全部幾何參數的非接觸式自動測量。測量結果由計算機顯示并按照輪對卡片格式打印輸出。頂輪機構再次上升，將已測輪對平穩(wěn)送出測量工位。[7]
垂直方向滾珠絲杠需要加自鎖機構有以下方法:
（1）、電機帶剎車功能，有剎車電機（包括異步電機、伺服電機）。
（2）、電機和滾珠絲杠之間的聯(lián)軸器加裝報閘機構。
（3）、電機先和具備自鎖功能的蝸桿減速機連接，再讓蝸桿減速機輸出軸驅動滾珠絲杠。這樣比較麻煩，而且傳動精度降低了。
（4）、在滾珠絲杠另一端安裝報閘機構。
我選擇其中第1種
要測量的值包括軸肩距離、輪緣厚度、輪輞厚度、車輪端跳、車輪徑跳、車輪直徑、車輪內測距、Qr值及輪緣高度
其中軸肩距離、輪緣厚度、輪輞厚度、輪緣高度可通過兩端的絲桿水平移動或上下移動工作臺，再由工作臺中的激光位移傳感器直接測量出。
而測車輪端跳、車輪徑跳、車輪內測距、車輪直徑、Qr值等值則需要先測量出一組標準件的值，然后讓傳感器（工作臺）移動到固定的位置，測量出值再通過與之前測量的標準件的值相對比以檢測是否滿足精度要求。[8]
3.3 本章小結
本章主要對火車輪對配合尺寸檢測機構的結構進行了設計，并且對其各個部分的功能進行了細致的劃分，以及對一些重要部件的結構進行了選型。
4 火車輪對配合尺寸檢測機構的機械結構設計計算與校核
4.1 頂輪機構部分的計算與校核
頂輪機構主要由頂尖、液壓站和液壓缸組成，左、右各配置一套。
頂尖部分液壓缸的基本參數選擇：?
頂尖的橫截面積為；
頂尖的強度極限為；
型材長度；
（1）工作載荷
常見的工作載荷為活塞桿上所受的擠壓力，彈力，拉力等，在這里我們可得鋁合金板材所受的最大外力為：
（4-1）
式中 ----強度極限， ；
-----截面面積， 。
由上式得液壓缸所受工作載荷約為36KN
（2）單活塞桿雙作用缸液壓缸作伸出運動時，其阻力或所需提供的液壓力可表示為
（4-2）
式中 -----作用在活塞上的工作阻力， ；
-----液壓缸起動（或制動）時的慣性力， ；
-----運動部件處的摩擦阻力， ；
-----運動部件的自重（含活塞和活塞桿自重）， ；
-----液壓缸活塞及活塞桿處的密封摩擦阻力， ；通常以液壓缸的機械效率來反映，一般取機械效率 ；
-----回油管背壓阻力，。
在上述諸阻力中，在不同條件下是不同的，因此液壓缸的工作阻力往往是變化的。因為此處液壓缸只是作拉伸板材變形作用，故其運動速度較小，慣性力和摩擦阻力都較小，得
（4-3）
液壓缸的液壓力計算和工作壓力選擇：
根據負載選擇壓力，初選系統(tǒng)壓力為；
根據液壓缸速比與工作壓力的關系，得出速比=1.33；
（4-4）
式中 -----活塞桿直徑， ；
-----液壓缸內徑， 。
根據液壓缸輸出液壓力，選擇液壓缸的內徑，活塞桿直徑；
（4-5）
（4-6）
式中 -----作用在活塞上的液壓力（推力）， ；
-----作用愛活塞桿側環(huán)形面積上的液壓力（拉力）， ；
-----進液腔壓力（產生推力時液壓缸無桿腔進液；產生拉力時有桿腔進液）， ；
-----活塞（無桿腔）面積， ；
-----有桿腔面積（活塞桿側環(huán)形面積），， ；
-----液壓缸內徑（活塞外徑）， ；
-----活塞桿直徑， ；
-----被推動的負載阻力（與反向）， ；
-----被拉動的負載阻（與反向）， 。
液壓缸綜合結構參數及安全系數的選擇：
活塞外徑D和活塞桿直徑d是液壓缸的基本結構參數，D與d的選擇與液壓缸的負載和速度要求相關；選擇出適當的工作壓力和供液流量滿足負載和速度要求后，D和d可初步確定下來。除D和d外，液壓缸的結構參數尚有活塞行程S、導向距離H和油口直徑d等。液壓缸的行程應根據工作需要設定，為簡化制造工藝和節(jié)約制造成本，應采用標準化行程尺寸系列參數。為減小活塞桿伸出時與缸體軸線的偏斜，液壓缸應有合理的導向長度。
缸筒設計與計算:
缸筒與缸蓋的連接方式:
端蓋分為前端蓋和后端蓋。前端蓋將活塞桿（柱塞）腔封閉，并起著為活塞桿導向、密封和防塵之作用。后端蓋即缸底一端封閉，通常起著將液壓缸與其他機件的作用。
缸筒與端蓋常見的連接方式有8種：拉桿式、法蘭式、焊接式、內螺紋式、外螺紋式、內卡環(huán)式、外卡環(huán)式和鋼絲擋圈式，其中焊接式只適應缸筒與后端蓋的連接。
對缸筒的要求:
缸筒是液壓缸的主要零件，有時還是液壓缸的直接做功部件（活塞桿或柱塞固定時）；它與端蓋、活塞（柱塞）構成密封容腔，用以容納壓力油液、驅動負載而做功，因而對其有強度、剛度、密封等方面的要求。
缸筒的材料選擇:
缸筒的毛坯普遍采用退火的冷拔或熱軋的無縫鋼管，市場上已有內孔經過珩磨或內孔經過精加工的半成品，只需要按所要求的長度切割無縫鋼管，材料有20、35、45號鋼和27SiMn合金鋼。
缸筒的計算
本課題中液壓缸承受壓力負載，缸筒內徑可根據下式求出：
(4-7)
式中 -----拉力負載（取最大值），；
-----供液壓力（假定回液壓力為大氣壓），；
-----活塞桿直徑，。
由于該式中活塞桿直徑為未定值，可根據確定的速度比 及將 代入可求D值，再進一步確定活塞桿直徑d。D和d應圓整到標準系列尺寸值。
(4-9)
圓整取
在初步確定缸筒內徑D后，下一步的工作是確定液壓缸的壁厚 。
當液壓缸為薄壁液壓缸（ ）, 可按下式計算：
(4-10)
式中 -----液壓缸最高（或設計或額定）工作壓力， ；
-----液壓缸筒內徑（活塞外徑）， ；
-----缸筒材料的許用應力， 。
對于脆性材料，許用應力可表示為:
(4-11)
式中 -----材料的抗拉強度或斷裂強度（表4-13） ；
-----安全系數，通?？扇=5，見表4-14 。
(4-12)
因為所以
通過上述計算，可得液壓缸缸筒外徑 為 :
(4-13)
缸筒壁厚的驗算:
計算求得缸筒壁厚 值后，還應進行一下4個方面的驗算，以保證液壓缸安全可靠的工作。
（1） 液壓缸的額定工作壓力 應低于一定的極限值，以保證工作安全，即
(4-14)
式中 -----液壓缸外徑和內徑， 或 ；
-----缸筒材料的屈服強度， 。
所以
（2） 為了避免缸筒工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定工作壓力 應與塑性變形壓力 有一定的比例關系：
(4-15)
(4-16)
(4-17)
(4-18)
因為
（3） 缸筒的徑向變形量 值應該在允許范圍內，而不能超過密封件允許的范圍：
(4-19)
式中 -----液壓缸耐壓試驗壓力，，取 ；
-----缸筒材料的彈性模數， ；
-----缸筒材料的泊松比，對鋼材 。
（4） 為確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應大于耐壓試驗壓力
(4-20)
(4-21)
所以缸筒壁厚符合喲求。
缸筒底部厚度:
缸底結構形式有四種：a. 平面缸底，有凹口，無孔；
b．平面缸底，無口；
c．半橢球形缸底；
d．半環(huán)形缸底。
本課題選擇b. 平面缸底，無口。
(4-22)
式中 -----缸底止口外徑， ；
-----油口直徑, ；
-----工作壓力， ；
----材料許用應力安全系數（ ）, 。
(4-23)
缸筒頭部法蘭厚度
選擇螺釘連接法蘭，法蘭厚度 為
(4-24)
式中 -----法蘭厚度， ；
-----法蘭受力總和， ； ；
----密封環(huán)平均直徑， ； ；
-----工作壓力，；
-----密封環(huán)內徑， ， ；
----密封環(huán)外徑， ， ；
-----附加密封壓力， ，若采用金屬材料時， 值即屈服極限點；
----螺釘孔分布圓直徑， ；
---法蘭材料的許用應力， 。
圓整取
缸筒-缸蓋的連接計算
缸筒與缸蓋采用螺栓連接，螺紋處拉應力為
(4-25)
螺紋處的切應力為:
(4-26)
合應力:
式中 -----螺紋擰緊系數，靜載時，取 ，動載時，取 ；
----螺紋內摩擦系數，一般取 ；
----螺紋外徑， ；
----螺紋內徑， ，采用普通螺紋時， ；
-----螺紋螺距， ；
----螺栓數量 ；
---螺紋材料的許用應力， ， 。
這里選擇6個 的螺栓。
(4-27)
(4-28)
(4-28)
合應力:
所以即滿足條件。[9]
4.2 頂尖的計算
頂尖處的受力：火車輪對的質量1500kg，所以受到向下的車軸重力為15000N，為了安全因素，設計頂尖受到18000N。則頂尖受到的軸向力F1=18000N，
徑向力F2==10.4kN
在火車軸尺寸檢測過程中，要求車軸低速旋轉，設計轉速n=50r/min；
設計壽命：3000h。
4.2.1 軸承的壽命計算
軸承以小時為單位的壽命計算公式為：
L= （4-29）
式中：n---軸承工作轉速，取50r/min；
E---壽命指數，取3；
為了安裝方便取一大一小兩個軸承，上邊的為7006AC，下邊的為7005AC；
上軸承的額定動載荷，C1=14.5KN
下軸承的額定動載荷，C2=11.3KN
P為當量動載荷，計算公式為：
P= （4-30）
為沖擊載荷因數，取1.2；
為軸承所受徑向載荷，為軸承所受軸向載荷，X為徑向載荷系數，Y為軸向載荷系數。
（1）計算兩軸承所受徑向載荷：
根據力矩平衡條件：
12000=+
12000
解得：=3400N, =3000N
（2）計算兩軸承的內部軸向力：
內部軸向力計算公式：
=0.68
所以，=0.683400N=2432N
=2016N
故，==2432N
=-=2016N
（3）計算當量動載荷
e=0.68
P=
因為=1>e
所以X=0.41，Y=0.87
=4884.6N
同理=1.44>e，
所以X=0.41，Y=0.87
=3352.8N
（4）壽命計算：
（a)下軸承壽命計算：
h=4233.8>3000h
符合設計要求
（b）上軸承壽命計算：
h=19472h>3000h
符合設計要求。
4.2.2 軸承的靜強度計算
為了使軸承滿足靜強度的要求，應滿足下式；
式中為靜強度安全因數，取=3.5；
下軸承額定靜載荷C1=10.1KN,上軸承額定靜載荷C2=7.4KN
為當量靜載荷，
=1820.2
=785.2N
下軸承靜強度校核：
上軸承靜強度校核：
上下軸承靜強度校核均符合設計要求
4.2.3 頂尖心軸的設計與計算
在設計中頂尖是用來定位和支撐車軸的，頂尖心軸要承受較大的壓力，因此頂尖心軸的材料我選擇的是：45號鋼
各軸段直徑：
軸段2、4直徑為=80mm，=90mm
軸段2、3之間為定位軸肩，故取軸肩高度：
h=0.07
則軸段1直徑為：
=+2h=80mm
取=64mm
軸段3、4之間為非定位軸肩，僅為軸承拆裝方便而設，根據設計要求，裝配完成后頂尖伸出部分為35mm，軸段2、4長度取決于其上圓錐滾子軸承寬度，
已知，兩軸承寬度均為14mm，
故?。?
軸5長度取決于其上止動墊圈及圓螺母厚度，止動墊圈厚度為2mm，圓螺母厚度為8mm，根據設計要求，粗估計頂尖心軸長度為350mm。[10]
4.3 步進驅動輪機構部分的計算?
步進驅動輪機構的作用是控制輪對按一定的速度轉動，具體過程是通過電機帶動齒輪轉動再通過齒輪帶動摩擦輪轉動，最后通過摩擦輪帶動輪對轉動以便對其相關的測量量進行檢測。
選擇電動機類型: 用Y系列電動機
確定電動機功率:
計 算 及 說 明
結 果
工作機的效率
傳動裝置中各部分的效率,查手冊中表1-7
7級精度的一般齒輪傳動效率
彈性聯(lián)軸器傳動效率
齒式聯(lián)軸器傳動效率
滾子軸承傳動效率
電動機至工作機之間傳動裝置的總效率
工作機所需功率
所需電動機功率
4.3.1 確定電動機轉速
電動機額定轉速是根據生產機械的要求而選定的。在確定電動機額定轉速時，必須考慮機械減速機構的傳動比值，兩者相互配合，經過技術、經濟全面比較才能確定。
電動機的轉動慣量與額定轉速平方的乘積等于生產機械在機械軸上的轉動慣量與生產機械軸轉速平方的乘積
由所需電動機功率查手冊中表12-1，可選Y160M-4型電機，額定功率0.2kW，
電機級數：4級。
由,得。
4.3.2計算總傳動比和分配各級傳動比
傳動裝置的總傳動比要求為：
一般推薦展開式二級圓柱齒輪減速器高速級傳動比,取.
4.3.3 計算傳動裝置運動和動力參數
該傳動裝置從電動機到工作機有三軸,依次為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸,則:
（1）. 各軸轉速
式中: nm—為電動機滿載轉速,r/min;n1、n2、n3 —分別為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸轉速,r/min;Ⅰ為高速軸,Ⅲ為低速軸.
（2）.各軸功率
式中: Pd—為電動機輸出功率,KW;
PⅠ、PⅡ、PⅢ —分別為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸輸入功率,KW；
—依次為電動機與Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸的傳動效率。
（3）.各軸轉矩
第一級齒輪傳動設計計算：
第一級齒輪設計最終結果如下：
計 算 及 說 明
結 果
設計傳遞功率 /kW: 9.74523
小輪最高轉速 /(r/min): 1460.00
小輪最大扭矩 /(N.mm): 63744.50
預期工作壽命 /h: 38400
第Ⅰ公差組精度(運動精度) : 7
第Ⅱ公差組精度(運動平穩(wěn)性): 7
第Ⅲ公差組精度(接觸精度) : 7
名義傳動比 : 5.00
實際傳動比 : 5.00
使用系數 : 1.10
動載系數 : 1.12
接觸強度齒間載荷分配系數 : 1.29
接觸強度齒向載荷分布系數 : 1.49
彎曲強度齒間載荷分配系數 : 1.43
彎曲強度齒向載荷分布系數 : 1.41
支承方式 : 非對稱支承
傳動方式 : 閉式傳動
齒面粗糙度Rz /μm : 3.20
潤滑油運動粘度V40/(mm^2/s): 22.00
小輪齒數z1 : 17
小輪齒寬b1 /mm: 68.00
小輪變位系數x1 /mm: 0.0000
小輪分度圓直徑 /mm: 68.00
齒輪法向模數mn /mm: 4.00
小輪計算接觸應力 /MPa: 448.47
小輪接觸疲勞許用應力 /MPa: 605.36
小輪接觸疲勞極限應力 /MPa: 730.00
小輪計算彎曲應力 /MPa: 50.57
小輪彎曲疲勞許用應力 /MPa: 295.18
小輪彎曲疲勞極限應力 /MPa: 275.00
小輪材料及熱處理方式 : 合金鋼調質
小輪齒面硬度 /HV10 : 280.00
大輪齒數z2 : 85
中心距 /mm: 204.000
大輪齒寬b2 /mm: 68.00
大輪變位系數x2 /mm: 0.0000
大輪分度圓直徑 /mm: 340.00
大輪計算接觸應力 /MPa: 448.47
大輪接觸疲勞許用應力 /MPa: 473.78
大輪接觸疲勞極限應力 /MPa: 485.00
大輪計算彎曲應力 /MPa: 46.71
大輪彎曲疲勞許用應力 /MPa: 210.44
大輪彎曲疲勞極限應力 /MPa: 195.00
大輪齒面硬度 /HBW : 210.00
大輪材料及熱處理方式 : 結構鋼正火
極限傳遞功率 (kW): 10.87613
z1=17
b1=68
d1=68
mn=4
40Cr
z2=85
b2=68
d2=340
45鋼
第二級齒輪傳動設計計算:
第二級齒輪設計最終結果如下：
計 算 及 說 明
結 果
設計傳遞功率 /kW: 9.17119
小輪最高