动态疲劳试验台设计计算4

动态疲劳试验台（主要零、部件）计算说明书
二○一二年
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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：
9550
NT P η= 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
2、导轨
3、导轨油缸
4、车轮油缸
5、模拟车轮
6、制动器
7、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
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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，
b ：重心点到转动中心的距离 a ：车轮油缸作用点到转动中心的距离
F ：车轮油缸作用力 R ：模拟车轮半径
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：
a F
b G R Fa ∙=∙+∙ （力矩平衡）
a
b G R Fa F ∙+∙=（KN ） 9550NT P η
= = 2.8KW (输出功率) 其中：η ——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）、
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N ——模拟车轮的转速（r/min ）、
T ——作用在模拟车轮的最大转距（N/m 2）
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，
F ：导轨油缸作用力 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，有以下公式：
Fb F = （力平衡）
)(G Fa f Fb +=（KN ）
f ；导轨摩擦系数
1000β
COS V F P ⨯⨯=
其中：βCOS ——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
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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：
Fa G F F +=+21 （力平衡）
1000
βCOS V F P ⨯⨯=
(输出功率) =1.2KW 其中：βCOS ——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、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：
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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）、
a
b G R Fa F ∙+∙=车轮= )(G Fa f F +=导轨=
2
F G F a +=η顶升= 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 固定支座强度计算
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： 序号
名称 采用的标准 尺寸规格 1
冷弯方形空心型钢 (GB/T6728—1986) 100X6 2
冷弯等边角钢 (GB/T6723—1986) 100 3
热轧钢板 (GB/T709-1988) 10,15,20, 4 热轧普通槽钢 (GB/T707—1988) 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：
222
121mv J f =ω 其中：J ——飞轮等效转动惯量（kg.m 2）、 f ω ——飞轮角速度（rad/s ）、
m ——模拟质量（kg ）、v ——模拟速度（m/S ）
2222222
r m i r m v m J f g f ===ωωω (1)
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)。

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[]
35τT d ≥ 式中：T=m N .4818；取[]52=τ2/mm N （模拟车轮轴材料为45）。

[]3
5τT d ≥4.7752
1000481853=⨯⨯=)(m m 4．3 模拟车轮轴承计算
由最大制动力1.25吨知，轴承径向载荷7000≈Q N ；由结构设计知轴径mm d 200=，模拟运行转速范围为4~2=n min /r 。

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)。

4．3．1 寿命计算
轴承型号 单列圆锥滚子轴承 22310E （SKF 公司）
基本额定动负荷 220000=C N
基本额定静负荷 224000=O C N
疲劳负荷极限 24000
=u P N 额定转速（滑脂） 4800=脂n r/min
额定转速（机油） 6300=油n r/min
最大转速 n f n n ⋅=m a x (n f =2)
43.0=e
4.1=Y
当量动负荷 N X YF F P a r 1260070004.170004.04.0=⨯+=+=
由ISO 基本额定寿命公式，即
ε
⎪⎭
⎫ ⎝⎛=P C L 10 610转 式中 ε---寿命指数，滚子轴承310=ε，则
第 9 页 共 9页 21.1745.11260022000031031010==⎪⎭
⎫ ⎝⎛=L 610转 轴承寿命以小时表示，其式为 ε⎪⎭
⎫ ⎝⎛=P C n L h 60106 h 式中 n ---轴承转速 r/min ，以4=n min /r 代入，则
1485625200220000460103106=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=h L 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
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50~30=νs mm /2。

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。

反力架拉杆轴线中心高在630~1130mm 之间可调，横向调节范围为350mm(即左右各175mm)。