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遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 42 頁
1 緒論
1.1 翻車機概述及應用
翻車機也叫鐵路貨車翻卸機, 是可將有軌車輛翻轉或傾斜使之卸料的裝卸機械在港口中屬港口專用機械,是散貨裝卸車機械的一種.在港口,鋼廠和電廠中應用較為廣泛，適用于運輸量大的港口和冶金、 煤炭、 熱電等工業(yè)部門。其中煉鐵廠原料在廠內運輸的中間轉運環(huán)節(jié)，用火車和汽車等載運工具運輸時，需要設置原料受卸設施。在鋼鐵企業(yè)中，火車受卸一般采用翻車機、螺旋卸車機等設備進行受卸，也有采用汽車自卸車輛自卸。翻車機在受卸環(huán)節(jié)中占有舉足輕重的作用，對翻車機進行設計可以使我進一步了解翻車機的構造及作用，便于排查故障改進設備，使其更加經濟效益。
1.2 翻車機國內外發(fā)展現狀
隨著現今社會生產力的提高，人們對裝卸設備功的能和工作效率越來越高，使得翻車機在生產中應用的不斷發(fā)展，近幾年來我國先后同美國、英國等技術先進企業(yè)進行多次合作，制造出了一系列的新型翻車機。例如：大型裝卸機械“C”型翻車機，就是大重集團吸收國外先進技術自主開發(fā)的國內最新產品。我國憑借外國的先進技術，自主研發(fā)和改進了各種各樣的翻車機，為國家鋼鐵企業(yè)的發(fā)展做出了巨大貢獻。
2004年10月，大連重工·起重集團與秦皇島港務集團有限公司一次簽下8億元的供貨合同，在14個月內，向秦皇島港煤四期擴容工程、煤五期新建工程提供6480噸/小時堆料機、6000噸/小時取料機、7200噸/小時三車翻車機等散裝物料大型裝卸設備22臺，機器產品產量過萬噸到2005年，我國沿海及內河港計劃新增萬噸級以上泊位150個，其中集裝箱泊位50個需要新增或更新大量裝船機、翻車機、堆取機和集裝箱裝卸設備等。翻車機在我國沿海地區(qū)的發(fā)展中起了非常重要的作用，為沿海一帶的城市發(fā)展提供了強而有力的幫助。
1.3翻車機國內發(fā)展趨勢
伴隨著國內外各工業(yè)部門的不斷發(fā)展，對受卸工具的不斷需求，對翻車機的設計研發(fā)已經刻不容緩。各國競相設計出新的設備及新的功能的翻車機，美國率先推出了可供多節(jié)車廂共同作業(yè)的聯合式翻車機，大大提高了勞動生產率，并節(jié)約了大量人力物力財力，近些年來我國在消化引進國外先進技術的基礎上，先后開發(fā)和制造了許多新型翻車機卸車設備，其技術水平已經達到國際同類產品水平。目前我國吸取國外大量先進經驗和技術，開始獨立設計和制造自動工作，自動檢修及自動報警相結合的全自動式三車翻車機（圖1.1）。
由于國外設計的三車翻車機在實際生產應用中逐漸顯現出各種問題和弊端，2006年由大連重工起重集團有限公司實現設計、制造、安裝調試總承包的新型三梁兩端環(huán)三車翻車機卸車系統是目前國際上最大的一體式翻車機，當年創(chuàng)產值1.8億元人民幣。三車翻車機卸車系統是目前國際上最大的一體式翻車機，可一次翻卸三節(jié)且每節(jié)載重100噸煤炭的鐵路敞車，主要用于我國最大年轉運煤炭兩億噸秦皇島煤碼頭。2007年9月30日，該翻車機在秦皇島港務集團公司重載試車成功，并投入運行。該卸車系統采用自動化作業(yè)，由于擁有良好的性能及較高的設備完好率，目前的翻卸效率為3×27車／小時，為目前國內翻車機的最高效率，日均卸車1000余節(jié)。翻車機自運行以來一直保持良好的設備狀態(tài)，完全能夠滿足生產需要，為秦皇島港的煤炭裝卸生產提供了可靠保障。這種新型三車翻車機同國外的三車翻車機相比，實現了六項創(chuàng)新點，如翻車機的轉子鋼結構采用三箱形梁與兩箱形端環(huán)及兩聯系環(huán)相連接而形成的框架結構形式，結構穩(wěn)定；采用平臺兩側伸出支架用于壓車的布置，可降低鋼結構應力值并方便了壓車裝置的維護等。
新型三梁兩端環(huán)三車翻車機及其卸車系統的成功開發(fā)，標志著我國在大型翻車機設計上已達到了國際先進水平，為我國各類翻車機占領國內市場、打入國際市場起到了率先垂范作用，也為日后開發(fā)各類翻車機創(chuàng)建國際一流裝卸機械制造基地，提供了有力的技術支持與保障。
未來的受卸工具將不斷的向自動化、智能化方向發(fā)展，相信國內翻車機的發(fā)展將不斷提高勞動生產率，為國家的經濟發(fā)展到不可替代的作用。
圖1.1 三車翻車機
1.4 翻車機的類型及原理
翻車機主要分轉子式、側卸式、端卸式和復合式 4種。各種翻車機都由金屬構架、驅動裝置和夾車機構組成，用交流電機驅動。
1.4.1 轉子式翻車機
轉子式翻車機主要由轉子、平臺、壓車機構、承載托輥及傳動裝置等部分組成。工作原理是將載貨敞車用撥車機或車頭推入形似轉筒的金屬構架(圖1.2)，通過壓車機構壓緊車輛,并和轉子一同旋轉140°～170,利用自重原理將散貨卸出。如果車輛具有旋轉車鉤，不需將貨車脫鉤就能將整列貨車逐節(jié)卸車，作業(yè)能力可達8000噸/時。轉子式翻車機的翻轉軸線靠近其旋轉軸線的重心,雖然需要較大的壓車力和較深的基礎,但因重量較輕,耗電量小,生產率較高,故應用比較廣泛.翻車機按每次翻車節(jié)數不同可分為單翻翻車機,雙翻翻車機,三翻翻車機。轉子式翻車機按端環(huán)端面結構不同可分C型翻車機,O型翻車機。
“O”型轉子式翻車機:端環(huán)呈封閉的“O”型，早期翻車機產品,設備結構較復雜,整體剛性好,驅動功率較大,由于其自身結構問題使得平臺移動需要靠車頭做牽引，以達到重車機內定位以及推出機內空車的目的。
圖1.2 轉子式翻車機
常用的“O”型轉子式翻車機：
型：銷齒傳動，端環(huán)在外側。活動式平臺，固定靠板。液壓鎖鉤式壓車機構，行程大，沖擊力小，但結構較復雜。用大、小電機雙速傳動，減小了車輛靠幫和翻車機復位時的沖擊且使作業(yè)時間縮短，但電機臺數較多，總功率較大?？繋蜕显O有振動器。
型：內端環(huán)型，撥車機臂頭可將重車推入機內就位同時頂出機內空車，取消了平臺上的緩沖器和推車機。轉子受力合理，重量輕，但托輥處易積料。平臺為固定式，活動靠板。液壓鎖鉤式壓車機構。直流電機傳動。該機使車輛就位準確可靠，對車輛的沖擊也大大減小。
型：齒圈傳動，四連桿搖臂鎖車機構，活動式平臺，固定靠板，結構簡單，但車輛靠幫、壓車時的沖擊力較大。端環(huán)在轉子的最外端，承載托輥不易擋積料。其中型為交流電機單速傳動。型除改為直流電機傳動外，還在翻車機上增設了噴灑水裝置，可在翻卸過程中及時灑水抑塵；車幫上增設了振動器，卸料更為干凈，特別適用于水分較大的鐵精礦等物料。
“C”型轉子式翻車機
端環(huán)呈不封閉的“C”型（圖1.3），結構輕巧,平臺固定,液壓壓車,消除了對車輛和設備的沖擊,降低了壓車力。根據液壓系統特有的控制方式,使卸車過程車輛彈簧能量有效釋放，驅動功率小，端環(huán)一側設置可供撥車機通過的通道，車箱進出翻車機采用撥車機自動控制，省去車頭牽引，更有利于實現翻車過程的自動化。
常用的“C”型轉子式翻車機
型：串聯式雙車翻車機，直流電機齒圈傳動?；顒悠脚_，最大載重量為。壓車機構為重車托住液壓鎖定式，沖擊力小。裝有附著式振動器，卸料干凈。機上有噴灑水裝置，抑塵效果較好。光電定位，程序控制 。
型：二支座內端環(huán)式，除轉子結構為“C”型、撥車機臂頭可從機內通過外，其余性能類似型
圖1.3 “C”型轉子式翻車機
1.4.2 側卸式翻車機
側卸式翻車機以搖架代替端環(huán)（圖1.4）， 車輛在搖架上被夾緊后，隨同搖架繞上方的軸旋轉140°～170°后卸車。由于旋轉時搖架和車輛的重心升高，驅動功率和結構重量有所增加，但不需建造地下料倉。
圖1.4 側卸式翻車機
1.4.3 端卸式翻車機
端卸式翻車機原理是將車輛推上卸車平臺（圖1.5）并夾緊后，驅動裝置使卸車平臺繞與車軸平行的軸旋轉50°～70°，物料由端部車門卸出。這種翻車機結構較簡單，但只適用于端部開門的車輛。
圖1.5 端卸式翻車機
1.4.4復合式翻車機
適用于棚車卸料。貨車推上卸車平臺并夾緊后，二者同向一側傾斜15°～20°，然后在車輛的縱向平面內，前后各傾1次，傾角約40°（圖1.6）， 3次傾斜動作即可使車內物料由中門卸盡。
圖1.6 復合式翻車機
1.5 翻車機卸車系統的作業(yè)程序
(僅從第2#車廂開始,此時第1#空車在翻車機內):
1. 撥車機大臂下降,撥車機后退與車列聯掛(2#)。
2. 撥車機牽引重車列前進，當3#車前車鉤距翻車機前6 m處停止， 人工摘開2#車與3#車之間的車鉤。
3. 撥車機繼續(xù)前進與翻車機內的1#車聯掛。
4.撥車機牽引2#車前進(此時仍與1#車聯掛)，使2#車在翻車機內定位，撥車機與2#車自動摘鉤。
5. 撥車機繼續(xù)推送1#車出翻車機，通過逆止器。 翻車機進行翻轉然后返回原位。
6. 撥車機與1#車自動摘鉤。
7. 撥車機后退，大臂抬起，高速返回。
8. 撥車機返回原位。
1.6 翻車機設計的內容
“C”型轉子式翻車機設計內容包括選擇并評定合理的傳動方案，并對傳動方案所需的電動機功率和減速器傳動比等進行選擇；對主要零件進行設計和強度校核；撰寫設計說明書，繪出總圖和其它部分圖紙、翻譯與翻車機有關的外文資料等。
1.7 翻車機設計的要求
1.通過翻車機的設計，熟悉冶金機械設備設計的全過程
2.深入理解力能參數計算基本理論，并能在各設計環(huán)節(jié)中精確應用，理論聯系實際；
3.培養(yǎng)實事求是的作風，不怕反復修改；
4.要求認真對待每一步計算，做到有理有據，所引用的公式一定注明公式來源，所有未在公開刊物中發(fā)表的公式，要給出推導過程；
5.說明書和圖紙規(guī)范準確，符合國家現行標準。
2 設計方案的選擇及評定
2.1 傳動方案的設計
翻車機的工作狀態(tài)是由左、右端環(huán)同時做旋轉運動來實現的。原理是采用雙電機通過減速器帶動兩端環(huán)下的小齒輪旋轉，從而帶動整個端環(huán)旋轉實現翻車。工作狀態(tài)：由兩側端環(huán)旋轉運動實現。傳動方案：交流電動機調速機構（加、減速器）主動輪（小齒輪）工作機構（大端環(huán)）。為確保機構重心在通過托輥中心線時靠自重旋轉可能對機構造成的破壞，需要安裝制動器，另外各軸間連接需要聯軸器。主傳動系統示意圖見圖（2.1）
1.電機 2.聯軸器 3.制動器 4.減速器 5.聯軸器 6.聯軸器 7.小齒輪 8.端環(huán)
圖2.1 C型轉子式翻車機主傳動示意圖
2.2 設計方案的評定
翻車機由兩個端環(huán)構成，采用雙電機驅動。翻車機的翻轉時間為1秒，翻轉角度小于，故需要小齒輪轉速較小，必須使用減速機。由于翻車機翻車過程中本身質量加車廂質量較大，運轉速度較慢，且做圓周運動，環(huán)境條件較差，因此不宜選用液壓系統，故本次方案的主傳動選用電動機進行傳動。壓車機構做直線運動，且在車廂翻轉時承受整個車廂的重量，不宜采用電氣傳動，故本方案壓車系統采用液壓傳動，但也存在精度要求高，技術含量高，故障識別及排除較難等缺點。機構端環(huán)采用分段鑄造焊接組成，彌補了體積、重量大，結構復雜等缺點。但焊接點帶來局部應力集中，強度較差等，設計中需采用螺栓等連接，以提高機構的綜合性能。托輥機構為兩套并列的兩對滾輪組成，左側滾輪設置凹槽，利于保持整個機構的平衡，并減小了機構旋轉時的摩擦，但機構裝配時必須保證滾輪轉動靈活，無卡死現象。
2.3 設計參數
1. 適用車型 長 - - - - - —mm
寬 - - - - - —mm
高 - - - - - -—mm
2. 最大翻轉重量 - - - - - - - - - - - t
3. 回轉速度- - - - - - - - - - - - 1 r/min
3 傳動裝置的設計
3.1 選擇電動機
3.1.1驅動功率的計算
翻車機在翻轉的過程中，要經歷兩個過程，即往程和返程，這兩個過程中所受的轉矩不同，所以需要的驅動功率也不相同，故分兩部分進行討論。
第一階段--往程階段,在此階段車廂的最大重量為100t，設備重量為126t，偏心矩為300mm，相對于車廂的重力由于偏心所產生的轉矩，端環(huán)四周的焊接件重心偏差所引起的轉矩差可以忽略不計，只需計算車廂的重力由于偏心所產生的轉矩。
已知條件： L=300mm=0.3m n=1r/min
其中： -最大翻轉重量
-翻車機設備總重
端環(huán)的偏心轉矩：
T=GL
其中： -翻車機、車廂及物料的總重力
-車輛中心線和端環(huán)中心線的偏心距
G=mg==22610N
N
T=GL=
所以，
T=9550
功率： P===70.99 KW
電機功率： =
由文獻（1，表4.2-9）及（2，表23.2-45）可查得：
齒輪嚙合效率 （齒輪精度為7級）
滾動軸承效率
聯軸器效率
由圖（2.1）可知：
傳動裝置總效率
電機功率： KW
返程時，在翻轉過程中隨著翻轉角度的變化，端盤所受的轉矩(阻力矩)大小也不相同。可分為兩個階段，第一個階段是翻轉角由變?yōu)椋诙€階段是翻轉角由變?yōu)?，在返程時兩個階段所受的阻力矩與端環(huán)各段所受轉矩不同有關。
已知條件：
kg kg kg kg
R=3.8m g=
其中： -端環(huán)下體重量
-端環(huán)右體重量
-端環(huán)上體重量
-端環(huán)左體重量
R-端環(huán)體半徑
返程第一階段：行程圖見圖（3.1）即角<<時。
圖3.1 返程第一階段端環(huán)各部分位置圖
由于返程時端環(huán)向順時針方向旋轉，故在返程第一階段階段（圖3.1）所示1、2、3、4為端環(huán)結構的原始位置，而、、、是端環(huán)結構返程時隨變化而變化的，在此過程中、充當動力矩，、充當阻力矩。則整個端環(huán)在返程第一階段受的阻力矩總和為：
討論：
故當時，無論取何值，永遠小于0，即動力矩大于阻力矩，不需要電機帶動，端環(huán)可靠自身各部分重力矩的差值自由返程。當時，永遠大于0，即阻力矩大于動力矩，需要電機帶動才能完成翻轉，翻轉中最大阻力矩為：
則返程時所需電機功率：
返程第二階段：行程圖見圖（3.2）即角<<時。
圖3.2 返程第二階段端環(huán)各部分位置圖
在此過程中、充當動力矩，、充當阻力矩。則端環(huán)在返程第二階段受的阻力矩總和為：
在此時無論取何值永遠小于0，即動力矩永遠大于阻力矩，故在此階段不需電機牽引，機構可以憑借自身個部分重力矩實現自由翻轉。
綜上所述，在往、返程中所需的電動機的功率最大值為80.92 KW。
3.1.2選擇電機的型號
工業(yè)生產中常采用三相交流電動機，翻車機用于灰塵較大，經常起、制動和正反轉的場合，所以電動機需要較小的轉動慣量，并需要具有較大的承載能力，根據以上條件，在本設計中選用Y系列封閉式交流電動機，電壓380V
根據文獻（2，P40-117附錄）選用Y315S-10型電動機，基本性能如下：
額定功率- - - - - - - - - 2x45KW
滿載轉速- - - - - - - - - 585r/min
效率- - - - - - - - - - - 91.5%
轉矩- - - - - - - - - - - 1.4
3.2 減速器的選擇
已知：
所以：
試取m=20得：
由于：
所以：
電機的輸出功率為：45KW，根據（2，2-3，25-76）選用NGW-L92型減速器，公稱傳動比為35.5。
3.3傳動裝置傳動比的分配
圖3.3 C型轉子式翻車機傳動裝置簡圖
傳動系統參數計算：
Ⅰ軸：即電動機軸：
KW
r/min
N·m
Ⅱ軸：即減速器高速軸：
KW
r/min
N·m
Ⅲ軸：即減速器低速軸：
r/min
N·m
Ⅳ軸：即傳動長軸：
KW
r/min
N·m
Ⅴ軸：即傳動短軸：
KW
r/min
N·m
表 3.1 各軸運動及運動參數
軸序號
功率P
(kW)
轉速n
(r/min)
轉矩T
(Nm)
傳動型式
傳動比
效率
Ⅰ
45
585
734.62
聯軸器
1.0
0.99
Ⅱ
44.55
585
728.75
減速器
32.5
0.9412
Ⅲ
41.51
18
22023.36
聯軸器
1.0
0.99
Ⅳ
41.09
18
21800.53
Ⅴ
40.68
18
21583
聯軸器
1.0
0.99
4 主要零件的設計和校核
4.1齒輪的設計計算
4.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
1.端環(huán)與傳動小齒輪間的傳動方案見圖3.1，選用直齒圓柱齒輪傳動.
2.翻車機工作速度不高，載荷較大，故選用7級精度
3.材料的選擇：由文獻[3]表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，硬度為280HBS；端環(huán)（大齒輪）采用分段鑄造焊接形式，材料選用ZG340-640（正火），硬度為220HBS，兩材料間硬度差為60HBS。
4.試選小齒輪齒數
4.1.2 按齒面接觸強度設計
由文獻［3］公式10-9a進行試算，即：
(1)確定公式內的各計算數值
1)試選載荷系數
2)計算小齒輪傳遞的轉矩.
其中 -車廂重力
-車輛中心線和端環(huán)中心線的偏心距
N
mm
所以 N·mm
3)由文獻［3］表10-7可知，選取齒寬系數
4)由文獻［3］表10-6可知，材料的彈性影響系數
5)由文獻［3］圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限MPa。
6)由文獻［3］公式10-13計算應力循環(huán)次數
7)由文獻［3］圖10-19可知，接觸疲勞壽命系數；
8)計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%,安全系數,由文獻［3,公式10-12］,得
MPa
MPa
(2) 計算
1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值
mm
2)計算圓周速度
m/s
3)計算齒寬
mm
4)計算齒寬與齒高之比
模數 mm
齒高 mm
5)計算載荷系數
根據m/s,級精度，由文獻［3］圖10-8查得動載系數的直齒輪，假設N/mm，由文獻［3］表10-3查得
由文獻［3］表10-2可知,使用系數為
由文獻［3］表10-4查得級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，
由,,文獻［3］圖10-13可知,
故載荷系數
6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由文獻［3］公式10-10a，得
mm
7)計算模數
mm
4.1.3 按齒根彎曲強度設計
由文獻［3,公式10-5］可知,彎曲強度的設計公式為:
(1) 確定公式內的各計算數值
1)由文獻［3,圖10-20c］查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPa；
大齒輪的彎曲疲勞強度極限MPa
2)由文獻［3,圖10-18］查得彎曲疲勞壽命系數，
3)計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數,由文獻［3,公式10-12］，得
MPa
MPa
4)計算載荷系數
5)查取齒形系數
由文獻［3］表10-5查得 ，
6)查取應力校正系數
由文獻［3］表10-5查得 ，
7)計算大、小齒輪的并加以比較
大齒輪的數值大
(2) 設計計算
mm
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數與齒數的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的模數mm并就近圓整為標準值mm，按接觸強度算得的分度圓直徑mm，算出小齒輪齒數。
取
大齒輪齒數
這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。
4.1.4 齒輪幾何尺寸計算
(1) 計算分度圓直徑
mm
mm
(2) 計算標準中心矩
mm
(3) 計算齒輪寬度
mm
取 mm， mm
(4) 計算齒頂圓直徑
mm
mm
(5) 計算齒根圓直徑
mm
mm
4.1.5 齒輪的結構設計
因C型轉子式翻車機的端環(huán)（大齒輪）不是封閉的齒輪形，且直徑較大，不方便分析，在此對小齒輪的結構進行設計：由于小齒輪齒頂圓大于mm，而又小于mm，故以選用腹板式結構為宜。其他有關尺寸由文獻［3］圖10-39薦用的結構尺寸設計，并繪制小齒輪零件圖如圖4.1所示。
圖4.1 傳動裝置小齒輪設計簡圖
4.2 軸的設計
軸是組成機器的主要零件之一。在本設計中，小齒輪處的軸選取的材料為45鋼（調質處理）。下面將對此軸進行設計和校核。
4.2.1 軸的結構設計
（一）擬定軸上零件的裝配方案
左側軸承端蓋、擋圈、隔筒、滾動軸承、墊圈、半聯軸器依次從左往右安裝，右側小齒輪、擋圈、軸承端蓋、隔套、滾動軸承、圓螺母、隔筒、軸承端蓋依次從右往左安裝。具體結構參見圖4.2。由于該齒輪傳動為直齒圓柱齒輪傳動，故滾動軸承選用深溝球軸承。
（二）軸上零件的定位
為防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向或周向的相對運動，軸上零件除了有游動或空轉的要求外，都必須進行軸向和周向定位，以保證其準確的工作位置。
1.軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、軸端擋圈、軸承端蓋、和圓螺母等來保證的。
2.零件的周向定位目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉動。本次設計的軸上有兩個普通平鍵，可對零件的周向進行定位
圖4.2 軸上零件裝配與軸的結構示意圖
（三） 各軸段直徑和長度的確定
零件在軸上的定位和裝拆方案確立后，軸的形狀便大體確定。各軸所需的直徑與軸上的載荷大小有關。在設計各段軸直徑時，有配合要求的軸段，應盡量采用標準直徑。另外，應盡可能使結構緊湊，同時還要保證零件所需的裝配或調整空間。
1. 確定各軸段直徑
由文獻[3]表15-3查得 (因轉數低故取小值)
由文獻［5,362］可知軸的直徑，
因為小齒輪處在Ⅴ軸上，所以：
P為入軸功率： P=32.367 KW
n為入軸轉速： n=18 r/min
所以：
mm
考慮有鍵槽，軸徑需增大4~5%，因此初取 mm。
如圖4-2所示，軸段要外接軸承，查［11］可知軸承標準件的最接近內徑的為 mm，故軸段的直徑定為 mm。軸段是一個定位軸肩，定位軸肩的高度一般取，故h=15 mm,則軸段的直徑為mm。初步設定該處軸段的直徑為mm。軸段與軸段對稱分布，故軸段的直徑也為mm。
確定各軸段長度
設定該軸的總長為mm。由于Ⅰ軸段外接聯軸器，查［13］可知聯軸器標準件的寬度為mm，聯軸器需向外延伸少段距離，故試選Ⅰ軸段的長度為mm。由于軸段外接軸承，試選軸段的長度為mm。軸段是一個定位軸肩，定位軸肩的高度一般取，故h=15 mm,則軸段的直徑為mm。軸段外接小齒輪，由于齒寬是mm，并且左端有擋圈定位，需要縮進mm，故軸段的長度為mm。初定軸段直徑為100mm，軸段外接軸承，查［11］可知軸承標準件的寬度為mm，由于右端有擋圈定位，需要縮進mm，故試選軸段的長度為mm。Ⅶ軸段需連接圓螺母，故初定Ⅶ軸段直徑為40mm
（四） 提高軸的強度的常用措施
1.合理布置軸上零件以減小軸的載荷。
2.改進軸上零件的結構以減小軸的載荷。
3.改進軸的結構以減小應力集中的影響。
4. 改進軸的表面質量以提高軸的疲勞強度。
4.2.2 軸的計算
軸的計算通常都是在初步完成結構設計后進行校核計算，計算準則是滿足軸的強度和剛度的的要求，必要是還應該校核軸的振動穩(wěn)定性.本次設計對軸的強度進行校核計算。
（一） 按扭轉強度條件計算
由文獻［3,370］可知軸的扭轉強度條件為
式中：——扭轉切應力，MPa;
T——軸所受的扭矩，;
——軸的抗扭截面系數，;
——軸的轉速，r/min;
P——軸傳遞的功率，KW;
d——計算截面處軸的直徑，mm;
將數據代入上式得：
=22.86MPa
由文獻[3]表15-3查得MPa
所以：
扭轉強度校核符合要求。
（二） 按彎扭合成強度條件計算
通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。
1. 做出軸的計算簡圖（即力學模型）
軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其
作用點取為載荷分布段的中點。繪制力學模型見圖4.3。
其中： mm mm mm
圖4.3 軸的載荷分析圖
2. 做出彎矩圖
根據上述簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產生的彎矩，并按計算結果分別做出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖圖；然后按照下式計算總彎矩并作出M圖，詳見（圖4.3）。
3. 做出扭矩圖
扭矩圖見（圖4.3）。
4. 校核軸的強度
1）.求輸出軸上的功率P，轉速n和轉矩T
具體數值可查閱（表3.1）P=40.68 KW
n=18 r/min
T=21583
2）.求作用在齒輪上的力
因為大齒輪的分度圓直徑為：
mm
而 N
N
N
各力的方向見（圖4.3）
從圖4.3可以看出截面C是軸的危險截面。現將計算出的截面C處的、及M的值列于下表：
表4.1 軸的C截面受力數據表
載 荷
水平面H
垂直面V
支反力F
N ， N
N， N
彎矩M
總彎矩
扭矩T
3） .按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。
由文獻[3，373] 公式15—5及上表中的數據，以及軸的彎曲應力和扭轉切應力對稱循環(huán)變應力，則取。軸的計算應力，
MPa
=21.16MPa
已選定材料為45鋼，調質處理，由表15—1查得[]=60MPa。因此，故該軸設計合格。
4.3 軸承的設計
4.3.1 軸承的選擇
由于齒輪是直齒圓柱齒輪，故只受徑向力和圓周力，不受軸向力。故本次設計選用深溝球軸承。深溝球軸承主要承受徑向載荷，也可同時承受小的軸向載荷。具有價錢低廉、剛度大等優(yōu)點。根據受力情況，軸承配置可選擇雙支點各單向固定。
4.3.2 軸承壽命的驗算
1.計算兩軸承受的徑向載荷和
具體數據可參見（表4.1）
2.計算當量動載荷
由文獻［3,313］可知，對于只受徑向載荷的軸承時，當量動載荷。
由文獻［3,313］可知，實際計算時，軸承的當量動載荷：
由文獻［3］表13-6可知，
把數據代入上式，可得：
N
N
3.計算軸承的壽命
因為,所以 N
(5.8)
式中： —為指數。由于是深溝球軸承，=3；
—基本額定動載荷=55.0KN
—軸承轉數
—當量動載荷
由文獻［3,313］查取
由文獻［11,223］查取KN
把數據代入上式，可得：
h
年
軸承壽命大于翻車機的壽命，故軸承校核合格。
5 聯軸器的選擇和校核
5.1 聯軸器的選擇
1. 選擇聯軸器的類型：
翻車機的傳動為大功率的重載傳動，故選用齒輪聯軸器
2. 載荷的計算：
公稱轉矩
由文獻［3］表14-1查得：，故由式14-1得計算轉矩為：
3. 型號選擇：
從JB/ZQ4218—86中查得CL10型齒輪聯軸器的許用轉矩為50000 ，許用最大轉速為850r/min,軸徑在110-180之間，故合用。
5.2 聯軸器的校核
齒輪聯軸器，由文獻［2,362］可知，
式中：—聯軸允許最大扭矩
—長期作用到聯接軸上的最大扭矩，N·m
—傳動重要程度系數
—聯軸器工作條件系數
由文獻［2,表2-4-10］可知，
由文獻［2,表2-4-11］可知，
由于聯軸器作用在Ⅳ軸和Ⅴ軸上，所以齒式聯軸器。
由文獻［2,表2-4-09］可知，
齒輪聯軸器允許最大扭矩N·m
故選用齒輪聯軸器可滿足該軸的強度要求。
6托輥的受力分析
托輥的受力分析如圖6.1所示。端環(huán)及車廂都由托輥所支撐，故有兩支輥力和端環(huán)重力的三力合成為0。由2.3可知：最大翻轉重量為100t，設備總重為126t
所以：
N
圖6.1 托輥的受力分析
對圖6.1中力的三角形進行受力分析得：
所以：
N
選滾圈的材料為ZG340-640（正火），輥子的材料為，選取輥子的半徑，滾圈的半徑寬度為。
7 潤滑方式與密封
機械零部件由于長期工作，部件之間存在長期性的摩擦，易導致損耗，在摩擦表面間加入潤滑劑不僅可以降低摩擦，還可以減輕磨損，保護零件不遭銹蝕，而且在采用循環(huán)潤滑時還能起到散熱降溫的作用。
潤滑劑可以分為氣體、、液體、半固體、和固體4種基本類型。在液體潤滑劑中，應用最廣的是潤滑油，包括礦物油、動植物油、合成油、各種乳劑。半固體潤滑劑主要指各種潤滑脂。它是潤滑油和稠化劑的穩(wěn)定混合物。固體潤滑劑是任何可以形成固體膜以減少摩擦阻力的物質，如石墨、二硫化鉬等。任何氣體都可作為氣體潤滑劑，其中用的最多的是空氣，它主要用在氣體軸承中。
選擇潤滑脂品種的一般原則：
1） 當壓力高和滑動速度低時，選擇針入度小一些的品種，反之選擇針入度大些
品種。
2） 所有潤滑脂的滴點，一般應較軸承的工作溫度高約20～30℃，以免工作時潤
滑脂過多地流失。
3） 在有水淋或潮濕的環(huán)境下，應選擇防水性強的鈣基或鋁基潤滑。在溫度較高
處應該用鈉基或復合鈣基潤滑油。
潤滑油的選擇原則：
1） 當轉速高、壓力小時，應選粘度較低的油；反之，當轉速較低，壓力較大時，
應選粘度較大的油。
2） 潤滑油粘度隨溫度的升高而降低。故在高溫下工作的軸承，所用的油粘度應比
通常的高一些。
固體潤滑劑可以在摩擦表面上形成固體膜以減小摩擦阻力，通常只用一些有特殊要
求的場合。
由于翻車機的轉動速度慢、承受載荷較大，齒輪采用開式傳動，環(huán)境污染較嚴重，故潤滑方式基本采用脂潤滑。潤滑油選礦物油，因為礦物油來源充足，成本廉價，使用范圍廣，而且穩(wěn)定性好，應用最多。
滾動軸承的潤滑為脂潤滑。對于小齒輪旁的軸承密封方式為毛氈圈密封。在軸承蓋上開缺口放置毛氈圈，然后用另外軸承端蓋壓在毛氈圈上，以調整毛氈與軸的密合程度，從而提高密封效果。這種密封主要用于脂潤滑的場合，它的結構簡單，但摩擦較大，常用于低速情況下。
8 環(huán)保和經濟性分析
經濟效益是一個企業(yè)存在的主要目的。作為設計者必須要在安全、適用、可靠的基礎上考慮經濟效益。市場需求中的經濟性不單是產品的售價，有時更要優(yōu)先考慮諸如功能，質量，維護費用等。很多設備價格便宜但其質量較差，易造成后期維護所帶來的維修費用及生產效率低多花費勞動時間等問題，在總投資上并未節(jié)省費用，相反可能花費更多的費用。質量好的產品相應的價格較昂貴，在生產經營投資中占有比重過大，也不實用。只有性價比高的產品才真正實用，既可以滿足消費者對設備質量的需求，又可使消費者最大程度的節(jié)省開支。因此，設計人員要考慮各方面因素設計出性價比高的產品，才可以使企業(yè)在市場中立于不敗之地。
近年來，隨著人們環(huán)保意識的增強，廣大民眾對環(huán)境保護的要求越來越高，目前各
國對環(huán)境的標準制定的要求也隨之增高，同時，為了更好的提高環(huán)境質量各國也制定了相應的一些法律法規(guī)。當前，對于冶金礦山企業(yè)來說，創(chuàng)建資源節(jié)約型、環(huán)境友好型是其發(fā)展的主流。因此，在翻車機的設計當中考慮如何降低機械設備對環(huán)境的污染以及工作人員身體的危害是至關重要的。
8.1環(huán)保性分析
機械設備的環(huán)保性是指在設備在進行作業(yè)時保護環(huán)境的性能，這里的環(huán)境是指作業(yè)人員的工作環(huán)境和作業(yè)區(qū)周圍的環(huán)境。機械設備作業(yè)時污染環(huán)境的因素有噪聲、振動及廢氣排放時的有害氣體、微粒粉塵等，故改善機械設備的環(huán)保性是一項跨行業(yè)、跨部門的系統工程，但主要可以從選用環(huán)保性好的發(fā)動機和零部件，改進機械結構，增加后處理裝置，加強狀態(tài)檢測和及時維修，合理使用等各方面綜合考慮采取措施。
工廠中翻車機的生產環(huán)境較差，工作時間長，環(huán)境污染嚴重。翻車機卸料時傾卸車廂內的松散物料會產生大量粉塵，由于原料是自由落體，速度較大，勢能轉化為動能，形成反彈上升的塵暴，揚塵動力較大，因此很難控制。粉塵濃度可達上千毫克每立方米，，嚴重危害著現場工作人員的身體健康。
由于翻車機在作業(yè)時不能完全封閉，因此在粉塵治理方面，無論是粉塵的收集與隔離，還是氣流的組織與控制，都比較困難。對翻車機翻卸粉狀物料時產生的粉塵進行治理，一直都是國內外的難題。因此對于翻車機的粉塵污染，必須采用綜合治理的方法。粉塵治理方案主要有以下幾個方面。
1）設置隔柵板 在料倉接收口設置隔柵板，他是由縱向和橫向的鋼板通過絞合和焊接合組成，其作用有3個：一是防止大塊度的物料掉入礦倉內，保證粉塵物料的純潔和正常分配；二是對下落的粉塵流及其氣流進行導向，限制粉塵的飛濺和擴散；三是對粉塵的下落起緩沖作用，減少下落粉塵對礦倉內粉塵的沖擊。
2） 在翻車機周圍設置專業(yè)的吸塵設備，通過吸塵設備將粉塵集中回收并進行處理。
3）將料倉設置在地下，這樣既有利于控制對環(huán)境的污染也有利于翻車機的連續(xù)作業(yè)，而料倉中可采用皮帶運輸等方式將物料運輸至車間進行加工。也可以采用噴水除塵法，且噴水除塵法更為經濟，但噴水除塵法不徹底，深層物料引起的粉塵無法控制，將以上各方案結合使用，可大大減少對環(huán)境的污染，達到保護環(huán)境的目的。
8.2傳動方案經濟性分析
翻車機主傳動采用電機傳動，主要的傳動形式為齒輪傳動，具體的傳動方案為電機通過減速器帶動端環(huán)下端小齒輪旋轉，從而帶動端環(huán)（大齒輪）旋轉完成翻車過程。齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)，傳動比精確，工作可靠、效率高、壽命長，使用的功率、速度和尺寸范圍大等許多優(yōu)點。端環(huán)（大齒輪）與小齒輪傳動方式為開式齒輪傳動，齒輪暴露在外，不能保證良好的潤滑，且工作環(huán)境污染嚴重，對傳動產生很大影響，所以將傳動部分設于地下，有效的解決以上麻煩。由于大齒輪的直徑較大，且形狀不規(guī)則，加工難度較大，所以把大齒輪分成若干份進行加工并焊接，這樣不僅可以降低加工難度，并有利于拆卸維修?？梢怨?jié)約材料，減少維護費用。大大降低加工成本。
8.3結構經濟性分析
C型轉子式翻車機的端環(huán)采用未封閉的“C”型，由于其端換不封閉，可以由撥車機對火車車廂進行拉動，而且更方便在翻車機內對車廂進行定位。兩端環(huán)設計成空心，這樣既可以減少整個設備的重量，同時又可以節(jié)省大量材料，方便加工運輸。翻車機的主要部分諸如前梁、后梁、左端環(huán)、右端環(huán)、平臺及托輥等，各部分間大多采用螺栓連接，其特點是可以承受較大的力，可以降低加工難度，節(jié)省材料，從而降低加工成本。翻車機旋轉時后梁支撐整個翻車機及車廂內物料的重量，不可以產生任何偏差，所以在后梁上設計液壓壓車梁及平臺機構，使車廂在翻車機內不會產生任何方向的移動，從而達到翻車平穩(wěn)的目的，而后梁設計時考慮強度和剛度的需要體積應設計較大，使翻轉過程更加安全，相應的前梁的體積可以設計的較小，可以減少材料的浪費。降低加工成本。
結束語
在參閱大量的參考文獻下，經過一系列的合理分析、計算和機構設計下，完成了本次的畢業(yè)設計內容
本次設計的C型轉子式翻車機是借鑒了國內外先進技術的基礎上，自行設計并研制開發(fā)的。
本次設計的主要內容有以下幾個部分：翻車機的設計計算，通過對驅動部分的功率計算而選擇機構所使用的Y315S-10型電動機，額定功率 2x45KW，滿載轉速585r/min。并對所選用電動機進行了校核，校核結果滿足條件；對翻車機的傳動方案，左、右端環(huán)結構、前、后梁結構、平臺、托輥等結構進行了設計；對翻車機的動力學分析及動力學參數進行了計算；對設備的經濟性及環(huán)保等各方面也進行了分析。提出并解決了翻車機粉塵污染的方法。通過對環(huán)保性的分析，對減少設備對環(huán)境造成的污染和改善工人的工作環(huán)境有著積極的作用。為創(chuàng)建資源節(jié)約型、環(huán)境友好型社會奠定一定的基礎。
通過本次設計，使我深入了解了翻車機在鋼鐵，港口，電廠等地方舉足輕重的地位。對翻車機在我國現代化生產中所起到的推動作用有了更加直觀的印象。通過搜集資料也了解了目前國內外翻車機的發(fā)展情況及發(fā)展趨勢，掌握了各類型翻車機的設計制造方法。也下定決心投身機械行業(yè)，研制更先進，提高更多的生產率，更加環(huán)保節(jié)能的各類機械設備，利用大學所學到的知識努力為社會創(chuàng)造經濟財富。這次的設計也鞏固了我大學期間學到專業(yè)理論知識，并將之運用到實際生活當中，這對今后我在工作中穩(wěn)步前進提供夯實的基礎。
由于本人的能力問題以及時間限制，在翻車機設計當中難免出現不盡人意的地方，在這里我真誠的希望各位老師和專家給與批評和指正。
致謝
在宋華老師的精心指導和嚴格要求下，本次設計才得以順利完成，在整個設計期間，從選題、設計到最后的圖紙和說明書的完成都傾注了指導教師的大量心血，老師以他淵博的知識和嚴謹的治學作風指導我如何更好地做好設計工作。在設計過程中得到了老師大量的幫助，在此深表感謝。老師一絲不茍的工作作風給我留下了深刻的印象，為今后的工作起到了指導作用。
設計過程中參觀了鞍鋼煉鐵廠，在實習中收獲了很多。感謝鞍鋼領導的熱情招待，感謝工人師傅的耐心細致的講解，使設計能夠順利完成。
本次設計得到同學的大力幫助。首先感謝同組人的幫忙，還要感謝圖書館的老師們的熱心幫助，從而使設計能夠順利完成，在此深表謝意。同時感謝其他老師們的細心教導。
最后衷心的感謝宋老師以及評閱設計和參加答辯的各位專家、教授。
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