□ 李 濤

廣州鐵路職業(yè)技術(shù)學院 機車車輛學院 廣州 510430

1 研究背景

動車組最高速度超過350 km/h,高級修的檢修質(zhì)量是保證動車組運行質(zhì)量的必要條件。為保證動車組能夠正常制動,輪對制動盤螺栓不能有絲毫松動,否則會危及動車組的運行安全。動車組需要按修程定期進行檢修,以保證各部件狀態(tài)良好。動車組檢修共分為五級,三級及以上檢修時,需要對轉(zhuǎn)向架進行分解,校驗輪對制動盤螺栓扭矩。如螺栓扭矩在要求范圍內(nèi),則可以繼續(xù)使用,如超出范圍,則需要更換螺栓及相關(guān)緊固件。目前,動車組的檢修手段是采用人工校驗輪對制動盤螺栓扭矩,需要人員多,作業(yè)強度高,檢修效率低,有時還可能會出現(xiàn)誤判,信息化程度低。為提高輪對制動盤螺栓扭矩校驗的自動化和信息化水平,降低勞動強度和人力成本,保證作業(yè)質(zhì)量及精準度,設(shè)計了螺栓扭矩校驗用機器人生產(chǎn)線。筆者這一生產(chǎn)線的動力設(shè)備進行選型。

2 設(shè)計參數(shù)

螺栓扭矩校驗用機器人生產(chǎn)線主要設(shè)計參數(shù)見表1。

表1 螺栓扭矩校驗用機器人生產(chǎn)線設(shè)計參數(shù)

3 結(jié)構(gòu)

螺栓扭矩校驗用機器人生產(chǎn)線如圖1所示,由輪對輸送機構(gòu)、頂升分度機構(gòu)、工業(yè)機器人、扭矩校驗裝置、視覺識別裝置、總控裝置、安全防護裝置等構(gòu)成。輪對輸送機構(gòu)將輪對自動從預(yù)定工位輸送至檢測工位。頂升分度機構(gòu)將輪對舉升。視覺識別裝置識別螺栓中心位置后,頂升分度機構(gòu)中的分度裝置將輪對旋轉(zhuǎn)分度并進行扭矩校驗。校驗完第一顆螺栓扭矩后,分度裝置將輪對旋轉(zhuǎn)至下一顆螺栓檢測位置繼續(xù)校驗,直至輪對制動盤螺栓扭矩全部校驗完成。

輪對輸送機構(gòu)如圖2所示,由輸送機滑臺、輸送機立柱、止輪裝置、撥輪機構(gòu)等組成。輸送機滑臺包括滑臺底座、伺服電機、直線滑軌、齒條。撥輪機構(gòu)安裝在輸送機滑臺上,包括驅(qū)動機構(gòu)和限位機構(gòu)。限位機構(gòu)用于輪對輸送時的限位,可以上下運動,適應(yīng)不同輪對軸心的高度。

▲圖1 螺栓扭矩校驗用機器人生產(chǎn)線

▲圖2 輪對輸送機構(gòu)

頂升分度機構(gòu)如圖3所示,由升降滑臺、升降基座、傳動組件、分度裝置等組成。其中,傳動組件包括直線導軌、絲杠、感應(yīng)器、減速電機,分度裝置包括伺服電機、減速機、同步帶輪、同步帶、分度輪。

▲圖3 頂升分度機構(gòu)

4 輪對輸送機構(gòu)動力設(shè)備選型

從電機、齒輪齒條、減速機等方面對輪對輸送機構(gòu)動力設(shè)備進行選型計算。

4.1 電機

輪對輸送機構(gòu)的操作工況為平直軌道,摩擦因數(shù)up為0。輪對輸送機構(gòu)滑動部分質(zhì)量mh為100 kg,輪對質(zhì)量ml為2 000 kg。啟動阻力摩擦因數(shù)uq為0.006,直線滑軌摩擦因數(shù)u0為0.02,最大走行速度v0為0.2 m/s,車輪直徑D0為920 mm。重力加速度g取9.8 m/s2。

牽引力F0為:

F0=(mh+ml)(up+uq)

(1)

計算得F0為126 N。

輸入功率Pin為:

Pin=F0v0/w

(2)

式中:w為總傳動效率,取0.8。

計算得Pin為31.5 W。

根據(jù)電機選型手冊,確定電機額定功率為1 kW,額定轉(zhuǎn)速n0為2 000 r/min,額定轉(zhuǎn)矩M0為4.78 N·m,額定工作電流為3 A。

輪對轉(zhuǎn)速n1為:

n1=60v0/(πD0)

(3)

計算得n1為4.15 r/min。

4.2 齒輪齒條

輸送機滑臺采用齒輪齒條結(jié)構(gòu),考慮系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及空間等因素,齒輪分度圓直徑D1為60 mm,齒數(shù)為30,模數(shù)為2 mm。

4.3 減速機

輪對輸送機構(gòu)滑動部分負載F9為:

F9=u0mhg

(4)

計算得F9為19.6 N。

輪對輸送機構(gòu)總負載F為:

F=F0+F9

(5)

計算得F為145.6 N。

輪對輸送機構(gòu)負載轉(zhuǎn)矩T為:

T=FD1/1 000/(2w)

(6)

計算得T為5.46 N·m。

輪對輸送機構(gòu)減速機減速比Al為:

Al=n0/n1/(D0/D1)

(7)

計算得Al為31.4。

根據(jù)減速機選型手冊,確定減速機減速比A0為30,額定輸入功率為1 kW,輸出轉(zhuǎn)速為66.7 r/min。

4.4 電機校核

電機輸出轉(zhuǎn)矩Mout為:

Mout=M0A0

(8)

計算得Mout為143.4 N·m。

Mout大于T,滿足使用要求。

5 頂升分度機構(gòu)動力設(shè)備選型

工作臺質(zhì)量mg為50 kg,行程ls為250 mm,頂升速度vd為0.03 m/s,加速時間t1為0.5 s,減速時間t2為0.5 s,每分鐘往返次數(shù)為0.1。預(yù)選頂升電機額定轉(zhuǎn)速nd為1 500 r/min,頂升分度機構(gòu)減速器減速比Ad為5。

5.1 絲杠軸

根據(jù)選型手冊,滾珠絲杠的導程Ph為:

Ph=1 000vd/(60nd/Ad)

(9)

計算得Ph為6 mm。

根據(jù)選型手冊,選擇絲杠直徑為40 mm,導程Ph為10 mm。絲杠軸的支撐方法選擇固定支撐。

5.2 軸向載荷

上升加速度as為:

as=vd/t1

(10)

計算得as為0.06 m/s2。

上升加速時,絲杠軸受到的軸向載荷F1為:

F1=(mg+ml)g+(mg+ml)as+f

(11)

式中:f為導向面阻力,為200 N。

計算得F1為20 413 N。

上升等速時,絲杠軸受到的軸向載荷F2為:

F2=(mg+ml)g+f

(12)

計算得F2為20 290 N。

上升減速時,絲杠軸受到的軸向載荷F3為:

F3=(mg+ml)g-(mg+ml)as+f

(13)

計算得F3為20 167 N。

下降加速時,絲杠軸受到的軸向載荷F4為:

F4=(mg+ml)g-(mg+ml)as-f

(14)

計算得F4為19 767 N。

下降等速時,絲杠軸受到的軸向載荷F5為:

F5=(mg+ml)g-f

(15)

計算得F5為19 890 N。

下降減速時,絲杠軸受到的軸向載荷F6為:

F6=(mg+ml)g+(mg+ml)as-f

(16)

計算得F6為20 013 N。

5.3 絲桿軸螺母

根據(jù)已選定的絲杠軸直徑40 mm和導程10 mm,參考選型手冊選擇BTK 4010-5.3型絲杠軸螺母,基本動額定載荷Ca為40.3 kN,基本靜額定載荷C0a為134.9 kN。

5.4 容許軸向載荷

因加速、減速時有沖擊負荷作用,取靜態(tài)安全因數(shù)fs為2。

容許軸向載荷Famax為:

Famax=C0a/fs

(17)

計算得Famax為67.45 kN。

Famax大于最大軸向載荷,可見容許軸向載荷滿足要求。

5.5 工作壽命

加速時的運行距離L1、L4為:

L1=L4=1 000vdt1/2

(18)

計算得L1、L4為7.5 mm。

等速時的運行距離L2、L5為:

L2=L5=Ls-1 000vd(t1+t2)/2

(19)

計算得L2、L5為235 mm。

減速時的運行距離L3、L6為:

L3=L6=1 000vdt2/2

(20)

計算得L3、L6為7.5 mm。

根據(jù)以上計算結(jié)果,軸向載荷與運行距離的關(guān)系見表2。

表2 軸向載荷與運行距離關(guān)系

計算軸向平均載荷Fm為20 092 N。

額定壽命L為:

L=106[Ca/(fwFm)]3

(21)

式中:fw為負荷因數(shù),取為1.2。

計算得L為4.67×106r。

工作壽命時間Lh為:

Lh=L/(60Nm)

(22)

式中:Nm為每分鐘平均轉(zhuǎn)速,為5 r/min。

計算得Lh為15 566 h。

5.6 旋轉(zhuǎn)扭矩

在由外部負荷引起的摩擦扭矩中,上升等速時的摩擦扭矩T1為:

T1=F2Ph/(2πη)

(23)

式中:η為傳動效率,取0.9。

計算得T1為35 882 N·m。

下降等速時的摩擦扭矩T2為:

T2=F5Ph/(2πη)

(24)

計算得T2為35 174 N·m。

對滾珠絲杠沒有施加預(yù)壓,因此由滾珠絲杠預(yù)壓引起的扭矩為0。

單位長度的絲杠軸轉(zhuǎn)動慣量Jd為1.97×10-2kg·cm2/mm,絲杠軸全長ls為450 mm,絲杠軸轉(zhuǎn)動慣量Js為:

Js=Jdls

(25)

計算得Js為8.865×10-4kg·m2。

不考慮減速機的影響,轉(zhuǎn)動慣量J1為:

J1=10-6(m1+m2)[Ph/(2π)]2Add2+JsAdd2

(26)

式中:Add為減速機減速比,為1。

計算得J1為6.084×10-3kg·m2。

考慮減速機的影響,轉(zhuǎn)動慣量J為:

(27)

計算得J為2.433 8×10-4kg·m2。

根據(jù)電機選型手冊,確定電機額定轉(zhuǎn)動慣量Jm為15.3×10-4kg·m2。

絲杠軸角加速度ω′為:

ω′=2πNm/(60t1)

(28)

計算得ω′為1 rad/s2。

加速所需要的扭矩T3為:

T3=103(J+Jm)ω′

(29)

計算得T3為1.77 N·m。

由于T3數(shù)值較小,因此在后續(xù)計算中忽略不計。

頂升分度機構(gòu)運行時所需的扭矩中,上升加速時的扭矩Tk1為:

Tk1≈T1=35 882 N·mm

上升等速時的扭矩Tt1為:

Tt1=T1=35 882 N·mm

上升減速時的扭矩Tg1為:

Tg1≈T1=35 882 N·mm

下降加速時的扭矩Tk2為:

Tk2≈T2=35 174 N·mm

下降等速時的扭矩Tt2為:

Tt2=T2=35 174 N·mm

下降減速時的扭矩Tg2為:

Tg2≈T2=35 174 N·mm

5.7 頂升電機

滾珠絲杠的導程根據(jù)頂升電機的額定轉(zhuǎn)速進行選擇,所以沒有必要驗證頂升電機的旋轉(zhuǎn)速度。

加速時所產(chǎn)生的扭矩是所需要的最大扭矩Tmax,為:

Tmax=Tk1=35 882 N·mm

頂升電機的瞬間最大扭矩Tdmax為:

Tdmax≥TmaxAd

(30)

計算得Tdmax不小于7 177 N·mm。

根據(jù)以上計算,扭矩與運行時間的關(guān)系見表3。

表3 扭矩與運行時間關(guān)系

扭矩的有效值Trms為35 530 N·mm。

電機運行功率P為:

P=F2vd

(31)

計算得P為608.7 W。

根據(jù)電機選型手冊,確定電機額定功率為1.5 kW,額定扭矩為7.16 N·mm,最大扭矩為21.5 N·mm,額定轉(zhuǎn)速為2 000 r/min。

6 分度裝置選型

旋轉(zhuǎn)速度n為1 r/min,輪對兩端軸徑D2為130 mm,主動輪與輪對的靜摩擦因數(shù)f′為0.1。

輪對轉(zhuǎn)動慣量J′為:

(32)

計算得J′為105.8 kg·m2。

輪對角速度ω為:

ω=2πn/60

(33)

計算得ω為0.1 rad/s。

輪對角加速度α為:

α=ω/t1

(34)

計算得α為0.2 rad/s2。

加速時的扭矩Ta為:

Ta=Jα

(35)

計算得Ta為21.16 N·m。

平穩(wěn)轉(zhuǎn)動時,機構(gòu)只需要克服內(nèi)在阻力,因此不進行討論。

分度裝置傳動關(guān)系如圖4所示,輪對由主動輪帶動旋轉(zhuǎn)。

▲圖4 分度裝置傳動關(guān)系

主動輪傳動需要的力Fc為:

Fc=Ta/(D0/2)

(36)

計算得Fc為325.5 N。

輪對重力指向主動輪軸心的分力Ff1為:

Ff1=mlg/[2cos(65.16°/2)]

(37)

計算得Ff1為11 630 N。

主動輪與輪對軸之間的靜摩擦力Ff為:

Ff=Ff1f

(38)

計算得Ff為1 163 N。

Ff大于Fc,所以主動輪通過摩擦力能夠帶動輪對轉(zhuǎn)動。

電機的運行功率Pd為:

Pd>Taω

(39)

計算得Pd大于2.1 W。

輪對需要定角度旋轉(zhuǎn),因此選用伺服電機。伺服電機外接減速比為5的減速器,減速器的輸出端與主動輪用減速比為1的同步帶輪連接。

伺服電機的最大扭矩Tm為:

Tm>Ta/5/1

(40)

計算得Tm大于4.23 N·m。

綜合以上計算結(jié)果,伺服電機的最大扭矩需要大于4.23 N·m,額定功率需要大于2.1 W。

根據(jù)電機選型手冊,確定伺服電機額定功率為0.75 kW,額定扭矩為2.39 N·m,最大扭矩為7.2 N·m,額定轉(zhuǎn)速為3 000 r/min。

7 結(jié)論

確定輪對輸送機構(gòu)選用額定功率為1 kW,額定轉(zhuǎn)速為2 000 r/min,額定轉(zhuǎn)矩為4.78 N·m,額定工作電流為3 A的電機,并選用減速比為30的減速機。

確定頂升分度機構(gòu)選用直徑為40 mm,導程為10 mm的絲杠,選用基本動額定載荷為40.3 kN,基本靜額定載荷為134.9 kN的絲杠軸螺母,選用額定功率為1.5 kW,額定扭矩為7.16 N·m,最大扭矩為21.5 N·m,額定轉(zhuǎn)速為2 000 r/min的電機,選用減速比為5的減速機。

確定分度裝置選用額定功率為0.75 kW,額定扭矩為2.39 N·m,最大扭矩為7.2 N·m,額定轉(zhuǎn)速為3 000 r/min的伺服電機,選用減速比為5的減速機。

對輪對輸送機構(gòu)、頂升分度機構(gòu)的動力設(shè)備進行選型計算,計算結(jié)果表明,動力設(shè)備滿足螺栓扭矩校驗用機器人生產(chǎn)線的設(shè)計要求。