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台车间距可调并自动垂直返回的链式输送机的设计 东 风设计研究院 文小炎吕晓翔 摘要:对台车间距可调及自 动垂直返回 链式输送机设计中的关键计算，如牵引链条最大张力计算、台车垂直自 动返回的通过性及干涉性、坡降曲线、前台车滑块装置行程计算等作了细致分析并导出了公式。关健词:链式输送机;通过性;干涉性;设计;计算 A b s tr a c t:T h i s p a p e r c o v e s k e y p ro b le m in d e s ig n o f th e c h a in c o n v e y o r w i th tro ll e y s b e in g a b l e t o t r a v e l b a c k a u to m a t ic a l-l y a n d v e r tic a l l y a n d t h e ir s p a c in g a d j u a t a b le,in c lu d i n g c h a in te n s io n c a l c u l a ti o n,t ro l le y p a s s i n g a b i l ity a n d i n te r f e r e n ce w h e ntr a v e li n g b a c k a u t o m a t ic a ll y a n d v e rt i c a ll y,ta il s l o p e,e tc.K e y w o r d s:c h a in c o n v e y o r;p a s s in g a b ili ty;in te r fe re n ce;d e s ig n;c a l c u l a t io n 台车间距可调并自 动垂直返回的 链式输送机的典型结构特征及优越性能经过数次成功的生产应用已经得到认可。由东风设计研究院机械化所开发设计的该类型链式输送机的主要理论计算包括:牵引链条最大张力计算、台车垂直自 动返回的通过性分析计算、台车插销工作状态插人牵引链条顶板内的深度校核计算、牵引链条顶板间间隙的校核计算、输送机头轮端设置平缓下降坡段其台车轨道踏面曲线的计算、前台车因轨道坡降曲线效应而设滑块装置的行程计算等。为了 更好地开发该类型其他规格的输送机，有必要对这些设计计算问题进行分析探讨。1 输送机牵引链条最大张力计算 输送机牵引链条的最大张力是选择牵引链条型号的 依据，也是计算实际所需驱动功率和最大扭转力矩的根据。牵引链条的张力是由台车和链条的运行阻力决定的，运行阻力包括台车车轮轴承的摩擦阻力、车轮在轨道上的滚动摩擦阻力、车轮轮缘与轨道间的附加摩擦阻力(用附加阻力系数R 来表示)、牵引链条走轮轴承的摩擦阻力、走轮在轨道上的滚动摩擦阻力。由 于一般情况下线路弯段倾角较小，计算阻力时可以不考虑，在暂时考虑张紧力为零的情况下，最大张力粗略计算公式如下:F 二 9.8(N G+1.0 5 n g)R(2 f 2+fr 2 d 2)/D 2 起皿运输机械2 0 0 3(n)+2.1 g L(2 f+j,i d t)/D,N式中 工件(汽车)的 平均质量，k g N 工件(汽车)数量 n 台车数量 B 台 车 平均质量，k g q 单 位 长 度 链条 质 量，k g/m 乙 链条单程长度，m R 一一台车车轮轮缘与轨道间的附加摩擦阻 力系数，R 二 1.5 f,儿 分别为链条走轮和台车车轮的滚 动摩擦系数，取0.0 5(软钢一 软 钢)、0.0 1(淬火钢 一 淬火钢)、0.0 5(钢轮一 钢轨)d,d 2 分别为链条走轮和台车车轮的 轴 颈直径 D I,D Z 分别为链条走轮和台车车轮的 直径 k t,产 2 分别为链条和台车车轮轴承的 摩擦系数，取0.0 1 5(球、柱轴 承)、0.0 2(锥轴承)、0.0 8 0.1(滑动轴承)由于该机输送速度较低(最高速度一般不大于2.5 m/m in)，但牵引 链轮半径较大，故其实际所需消耗的功率较小，而所需扭转力矩较大，因 此选择减速器及电动机的主要依据是所需的最大扭矩。万方数据2 台车垂直自动返回的通过性分析 (1)整体通过性 指运动的台车是否会与吊架、头轮及张紧支架、尾罩、盖板等发生干涉，台车翻转支架的立、倒2 种状态是否符合通过性要求。(2)台车车轮护板的通过性 为保证生产人员人身安全，避免车轮压脚，以及为了扫刮掉落于台车轨道踏面上的螺钉、螺母等障碍物，需要在台车车轮前后方设置护板。如果护板设计不合理，台车在半圆护轨中翻转时，前后轮外侧护板的上端可能会与护轨外圈相干涉;前后轮内 侧护板的 下端可能会与护轨内圈 翼缘相于涉，如图l 所示。理论上讲前后轮外侧护板下端离轮中 心距离可以和轮半径相等，而上端点极限尺寸必须满足不等式(1)才能保证前后轮外侧挡护板和护轨外圈不干涉;而前后轮内 挡板下端点极限尺寸必须满足不等式(2)才能保证挡护板和护轨内圈不干涉。(b 2+0.5 L)2+(h 2+B D)2)1/2 R 2 (1)(b,2+(B D一 h t)2)1 i 2 R 1 (2)B D 二(R,+r)2 一(0.5 L)2 1 1/2式中 L 台车前后轮轴距 r 台车车轮半径 R,护轨内圈踏面半径 R 2 护轨外圈踏面半径3.1 台车翻转时插销与牵引链条顶板插销孔的干 涉校核 由于结构上的需要台车插销应在台车水平面中心 稍靠前 s 距离，则链条顶板与插销位置关系及插销受力情况分析如图2、图3 所示。如果 s 较小则牵引链条对台车的拉力只比 链条张力稍小，并且链条对台 车有一微小的向 心拉力。同时，由于插销和链条顶板孔径有一夹角a，则插销直径 d、链条顶板孔径 D,链条顶板厚度 C必须满足式(3),否则插销会在翻转过程中别死导致插销变形。D)d/c o s a+C t g a (3)因 为S 二 tg 1 h+t R 2 一(0.5 t)2 2 1 所以a=a r c tg I S/(h+(R 2 一(0.5 t)2)1/2 式中 d-插销直径 D 牵引链条顶板孔径 C-链条顶板厚度 5 插销偏离台车中 心的 距离 R链轮节圆半径 H 牵引 链条顶板高度 另外，台车插销定位套是否低于台车中间横撑梁，插销附近车体最低点是否会在台车翻转时与牵引链顶板相干涉等也需要校核。=匡-c _f 半甲/吟、图1 台车车轮挡板通过性分析示意图 1.前轮2.后轮3 干涉性校核计算 图2 靠前偏置插销受力及干涉分析简图l 插销 2.台车轮3.回转中心 4.链条顶板5.间隙3.2 台车插销工作状态伸入牵引链条顶板的深度 H计算 作2 点假设:(1)插销在台车水平面中 心位置(比 实际插销前置偏保守);(2)车轮踏面与牵引链条顶板上平面高差 H(车轮高时 H为正)。若H值过大，台车在半圆护轨中翻转时插销 起盆运输机械2 0 0 3自1 1万方数据理想的牵引链条顶板间间隙 S与链条节距，下牵引轨上拱段中的最小半径。密切相关。，则密封性不好，杂物易落于牵引轨道;S太S太，在下牵引轨最小半径的上拱段中易发生牵引链大小顶板间相互挤碰干涉，如图6 所示。图3 前偏置插销与链条顶板极限关系可能会与链轮齿顶相千涉，从而影响链条和链轮间的啮合。分析图4 可知，若式(4)成立则不干涉。B U一:一 H一 H R t (4)式中 刀-一 行 插销伸人链条顶板深度 R r-链轮齿顶圆半径图5 插销是否会退出牵引链顶板分析 嘴甲、训劝、一、图4 插销与链轮齿顶干涉分析 若H值过小，在台车倒置于最小半径的上拱台车支承轨道踏面上时，可能造成台车与牵引链条脱离，如图5 所示。设台车倒置于支承轨上拱段踏面的最小半径 R,，牵引轨踏面半径R。理论上只要式(5)成立，则插销不会退出链条顶板孔。(F.G一h)一(E l+r+H+A H)0 (5)E F G(R,+r)2 一(0.5 L)2)1/2(R+:,)一(0.5 t)2)v 2(7佃r了 但是为了安全考虑，应给出一个余量:，一般可取:=牵引链顶板厚度。故式(5)修正为 E G一h一E F一:一H一 H。(6)式中 h 牵引 链条顶板高度 r,链条走轮半径3.3 牵引链条顶板间间隙S 的校核计算 起，运输机械2 仪 日(nl 图6 牵引链条顶板间间隙分析 若链条行走轮轴距 T 二t，则理论上单个牵引链顶板长度 B由下式计算EG=e=t(R+r,)2 一(O.S t)2)E 一h)/E GS=t 一B 若链条行走轮轴距 T=2 t，则理论上单 个牵引链顶板长度 B由下式计算万方数据 2 B+8 二 2 t(E,G,一 h)/E,G,(9)E,G，二(R+r,)2 一 t 2 p/2 又因为 S 二 2 t-(2 B+8)，故 S=2 t 1 一(E,G 一 h)/E,G,(1 0)由此可以看出，牵引链顶板长度 B和顶板间间隙a的值与h密切相关，在相同条件下，h越大，则 B越小而S越大;行走轮轴距 T=2 t 时，则要求其链板间间距相应增加约1 倍。4 实例4.1 台车轨道踏面曲 线的计算 以汽车总装完毕下线或该机与双板链组合使用时输送机头轮端设置平缓下降坡段台车轨道踏面曲线的计算为例，设装配过程中汽车车轮离地面高度g 2 5 0 m m，一般要求所有车轮着地过程在倾斜角度较小(设为5-)的下坡段 L 完成，且离地面最高的车轮着地后其空台车仍有一段5-坡降轨道运行，之后再以倾斜2 0。坡降继续前进到头轮处。根据经验初设头轮中心标高为 一1.4 4 m,5 0 坡降最低点标高为一 0.3 2 5 t o，台车轨道踏面曲线如图7所示。Q=a r o tg(R L(1 一 c o s 5 0)+0.5 L s i n 5 0)/(A B+R L s i n 5 0+0.5 L c o s 5 0)A G c o s(3 二(A B+R L s i n 5 0+0.5 L c o s 5 0)D a=(T+H z+A H)s in 5 0+A G c o s 召 一a简化整理得:d a=(:+H +A H)s i n 5 0 一 二 R L/3 6 R L s i n 5 0+0.5 L c o s 5 0式中 R,下线弧段台车轨踏面 半径一0.5 L+(9)H,台车滑块顶面离台车车轮中心高度召 前台车刚过5 0 下线弧插销与牵引链顶 板结合点与水平面倾角 A 1-牵引链条顶板 上平面线图8 下线时前后台车支承点间距变化分析珍1 3.6 5 7 8 0.8 2 0 0 0.2 6 1 1 8 4 8.2士 0.0 0牛 一 0.15 ,150267 R3063.5-001 1 7i x r 5 结束语 本文分析的设计计算公式能满足设计使用要求，对该类型其他规格(主要是不同型号牵引链条)的输送机的生产设计具有指导作用者址编作地邮-1.4 4R 3 0 6 3 图7 头轮段台车轨道踏面曲 线图4.2 前台车滑块装里的行程计算 汽车在 输送机头轮端平缓下降 坡段下线时前后台车间距变化分析如图8 所示，设在直线段台车支承点间距离为 a，当前台车后轮刚越过下坡圆弧段时，则前台车完全倾斜在5 0 的坡段上，支承点相对链条固定牵引孔的距离发生最大位移增量 A a，这个增量就是前台车因轨道曲 线效应而设滑块装置所需要的行程。收稿日 期文小炎武汉市经济技术开发区车城南街3 0 号4 3 0 0 5 62(翅】3一0 5一0 6更 _ 劝 _._ _ 负_ 灸_ 里 主 一 变-0-奥 负淡主泊 澳 _负凌史 _，交澳 魂俗夕、几忿，冷、海沁.冷净冷洛冷洛沁19 稿瓤 匆比袄州曰，侧斌召称JJ日DG二0.5 1a=A Ra r c s i n(0.5 L/R,)为了 提高本刊工作效率，缩短稿件处理周期，请作者今后投稿时提供电子版稿件(E-m a i l 或邮寄软盘均可)，务请留下作者姓名、单位名称、联系电 话、地址和邮 编等。如作者对刊出时间有特殊要求，请在来稿时说明。即 A B=二a一刀 口一D Ga一I r R I/3 6 一0.5 L叫份 i一 百 一 百 起皿运输机械劲-一那 书.币净下一币 j 丫丫飞飞 佰9 A M AO-r rr倪 皿运翰机械2 0 0 3(川万方数据