快速客车转向架测试系统 摘要 近几年,我国铁路运输事业发展迅速,准高速列车已投入运用,高速列车正处在试验阶段。快速列车的开通，为旅客提供了方便、快捷、舒适的交通。但同时对铁路各车辆段提出了更高的要求。由于快速列车转向架结构复杂，检测项目比较多，要求检测人员具有很高的技术能力。目前，我国各车辆检测技术落后，工人劳动强度大，检修后车辆需进行试运，合格后再编组运用。由于试运速度达不到运行速度，因此其不到真正的试运目的。 鉴于以上原因，提出快速客车转向架综合性能试验系统。该试验系统能模拟转向架在实际运行中的状态，能自动完成检测内容。经试验合格的转向架落车后可直接编组运用。这样可以减少费用，减轻工人的劳动量和对工人的技术要求，具有广阔的应用前景。 本文对快速客车转向架综合性能试验系统进行了论证，分析研究了试验系统的工作原理和方案，设计了快速客车转向架综合性能试验系统。在深入分析研究了国内外一些起重运输装置的设计后，针对本试验台的一些技术要求采用了封闭型桥式结构的龙门架，并从力学角度对龙门架结构进行了充分的论证。依据我国具体国情，在设计方面力求结构简单、美观、成本低。为了能够更好的模拟列车转向架的运行过程，方便检测。本试验台加载装置采用了具有浮动环节的压头，使转向架即可以承载，自由度又不受限制，并针对试验系统的龙门架应用ANSYS工程分析软件进行了应力分析和模态分析，使本文的理论内容得到了验证。 由模拟分析结果得出结论：该试验系统加载装置基本达到所提出的设计要求。 关键词：转向架；试验台；应力；模态
Fast train bogie test system Abstract Recently,railway transport has being developed quickly,more and more quasi-high speed trains are used and high-speed trains are under study. It supplies much more convenient quick and comfortable vehicle for passengers. At the same time,it is strict for all railway sections with high techniques because of complex high-speed truck and various measure items. At the present time.railway sections have many questions. For example. Measure techniques is underdeveloped, And railman’s work are heavy. Much more. Trains need running after measurements. Only eligible trains are allowed to use. But the speed of train run is under the speed that the train needs. Sotrain run is unfit for high-speed passenger car. For above a synthetic performances test system for high-speed passenger car’s turn to face is bring. This test system can simulate r unning conditions of bogie,can automatically measure bogie. Eligible bogie is used directly and not need running. This can reduce expense. Ease railmen’s work and technical tequirements. It is wide for use. This text work fast passenger car turn toward synthesize function experiment system proceed argument,analyzing and studying experiment system principle is with the project,designed the fast passenger car to turn to synthesze the function to experiment the system. At deep studied domesticand international some inside that rise the designed to transport the device into the analysis empress, aim at some techniques that this experiment sets there quested to adopt the closing type bridged the dragon gate of construction typed and form the mechanics angle to. Dragon gate the construction proceeds sufficient argument. Concrete state of the nation of our country of basis,try hard for the
转向架静载试验台（地下式） （1）概述 本试验台用于广州地铁四、五、六号线车辆转向架静载试验。试验台通过测定轮重以及弹簧位移变化，自动计算出弹簧刚度和构架抗扭刚度，并可给出相应点的加垫厚度。试验台采用下沉式安装，试验台导轨与两端厂房标准轨道水平连接，转向架为通过式静载试验。 （2）主要技术性能 1）在模拟车体重量的情况下测量转向架四角高度。能对拖车、动车转向架加载进行高度检查，并预测空气弹簧底部垫片所需厚度。 2）模拟车体的重量对转向架进行加载，并检测各轮轮重，加载点可调整。能称量各车轮在不同载荷下的轮重。 3）可在试验台上对转向架进行加垫操作。 4）具有设备安全保障功能和设备自检功能，可随时监视设备的运行情况，并显示其故障的位置。 5）可方便地显示、查询当前及以往数据，如操作日期、时间、试验者姓名、转向架号及检测数据。 6）随时打印各有关数据和报表，自动生生成检测报告。 7）具有在线帮助和良好的人机对话界面，能进行程序管理，如添加、删除、设置等，各类转向架必要参数可设置、取舍、保存和调用。 8）在不同载荷和位移条件下，能自动测量轮轴的平行度。 9）有足够的刚度和良好的平稳性，噪声符合我国环保要求，能在环境温度－10℃~40℃，相对湿度≤98%条件下正常工作。 10）在试验台能方便人工测量轨面距（踏面）一系簧支撑、二系簧座的高度。 （3）主要技术参数 1）轨距：1435mm 2）二系加载力：0-100 kN×2，精度±1.5‰ F.S 3）加载油缸行程：≤400mm，位移测量精度5‰（F.S） 4）二系加载力位置调节范围横向：300-2000mm，定位精度±1mm
5）轴距测量范围：1800-2200mm，测量精度±0.2mm 6）轮重测量范围：＜6t，测量精度±1.5‰ F.S 7）基准平台：水平误差＜0.25mm
瓦楞纸箱抗压强度计算公式 纸箱抗压强度一类根据瓦楞纸板原纸，即面纸和芯纸的测试强度来进行计算，另一类则直接根据瓦楞纸板的测试强度进行计算。 ①凯里卡特（K.Q.Kellicutt）公式 a. 凯里卡特公式 P——瓦楞纸箱抗压强度（N）； Px——瓦楞纸板原纸的综合环压强度（N/cm）； aXz——瓦楞常数； Z——瓦楞纸箱周边长（cm）； J——纸箱常数。 瓦楞纸板原纸的综合环压强度计算公式如下 Rn——面纸环压强度测试值（N/0.152m） Rmn ——瓦楞芯纸环压强度测试值（N/0.152m） C——瓦楞收缩率，单瓦楞纸板来说 双瓦楞纸板 纸箱抗压强度公式中的15.2（cm）为测定原纸环压强度时的试样长度。 Z 值计算公式 Z=2（L 0+B ） Z——纸箱周边长（cm）； L0——纸箱长度外尺寸（cm）B0——纸箱宽度外尺寸（cm）； a z X、J、C值可查表
b.06 类纸箱抗压强度计算公式： P0201 ——0201 箱型用凯里卡特公式计算的抗压强度（N）；a——箱型修正系数， 凯里卡特公式，与实际测试值有一定差异，一般比测试值小5％。 ②马丁荷尔特（Maltenfort）公式
P——瓦楞纸箱抗压强度（N）； CLT- O ——内、外面纸横向平压强度平均值（N/cm）。 ③沃福（Wolf）公式 Pm——瓦楞纸板边压强度（N/m） ④马基（Makee）公式 纸箱抗压强度Dx——瓦楞纸板纵向挺度（MN·m）Dy——瓦楞纸板横向挺度（MN·m） 马基简易公式： 包卷式纸箱抗压强度计算公式： PwA——包卷式纸箱抗压强度（N）； Pm ——瓦楞纸板边压强度（N/m） a——常数 b——常数 纸箱抗压强度⑤APM 计算公式 考虑箱面印刷对抗压强度的影响。
. 一、转向架的作用及组成 作用： 1.采用转向架是为了增加车辆载重，长度，容积，提高运行速度，满足铁路运输发展。 2.在正常运行条件下，车体能可靠的坐落在转向架上，通过轴承装置是车轮沿钢轨的 滚动转化为车体沿轨道线路运行的平动。 3.支承车体，承受并传递从车体至轮对之间的各种载荷及作用力，并使轴重均匀分配。 4.保证车辆运行安全，灵活的沿直线线路运行和顺利通过曲线。 5.转向架结构要便于弹簧减震装置的安装，使之具有良好的减震特性，以缓和车辆和 线路之间的相互作用，减小振动和冲击，减小应力，提高车辆运行平稳性和安全性。 6.充分利用轮轨之间的黏着，传递牵引力和制动力，放大制动缸所产生的制动力，是 车辆具有良好的制动效果。 7.转向架为车辆一个独立部件，便于转向架的拆装，单独制造和检修。 组成 1、轮对轴箱装置 2、弹性悬挂装置（两系悬挂，弹簧减振装置） 3、构架 4、基础制动装置 5、转向架支撑车体的装置 6、牵引电机与齿轮变速传动装置
. 二、转向架的分类 1.轴数与类型 按轴数分为二轴、三轴、多轴转向架 按轴型分B、C、D、E型轴转向架 2.轴箱定位方式：约束轮对于构架之间相对运动的机构，称轴箱定位装置 形式有：①固定定位 ②导框式定位 ③摩擦导框式定位 ④油导桶式定位 ⑤拉板式定位 ⑥拉杆式定位 ⑦转臂式定位 ⑧橡胶弹簧定位 3、按弹簧悬挂装置分类 一系弹簧悬挂：车体主轮对之间，只设有一条弹簧减振装置 二系悬挂 4、对心盘集中承载的转向架，根据摇枕悬挂装置中的弹簧的横向跨距的不同，悬挂形式分为： 1.内侧悬挂：弹长度<车长度（横向）
2.外侧悬挂：> 3.中心悬挂：= 中央弹簧横向跨距大小，对于车体在弹簧上的稳定性效果显著，增加其跨距可以增加车体倾覆的复原力矩，提高车体在弹簧上的稳定性，各种型号转向架的主要区别： 橡胶弹簧定位：南京地铁使用 转臂式定位：广州地铁 四、按垂向载荷的分类方式 （一）车体与转向架之间的载荷传递 1．心盘集中承载 2.非心盘集中承载 3.心盘部分承载 （二）转向架中央悬挂装置的载荷传递 1.具有摇动台装置的转向架（缓解横向振动） 2.无摇动台装置的转向架（内有空气弹簧，符合轻量化要求） （三）构架与轴箱之间的载荷传递 1、转向架侧架直接置于轴向轮对上，无轴箱弹簧装置 2、支悬于均衡弹簧之上 3、由轴箱顶部弹簧支撑
第一章前言 1.1 课题背景 相机内参数标定作为实现机械视觉测量的首要环节，机械视觉在各类检验、工业自动化生产线、视觉导航、3D四轮定位等多个领域得到广泛应用。高精度的相机标定能获得高精度的机器视觉测量。相机标定确定相机模型是参数的过程，参数主要是内部参数，内部参数是相机本身固有的与光、电以及几何结构有关的参数。本论文的主要目的就是对相机内参数的标定装置进行设计与计算，确定相机在不同的机构作用下所能完成的功能，同时提高相机内部参数的标定精度。相机内参数标定从视觉数目方面进行分类，主要有三种主要类型：单目视觉、双目视觉和多视角视觉，从标定方法方面进行分类，主要有传统标定法和创新标定法，不同的方法对应不同的相机模型，相机模型大多可以分为以下两中类型，线性模型和非线性模型。日常生活中所见到的针孔模型为线性模型，是研究者在基于光学成像原理上的进行抽象表达之后的成果。因为相机前镜头在生产过程和安装时，会产生一定程度的变形，这种变形被称为相机畸变。所以线性模型在没有精益的制造技术和高精密的安装技术下很难展现相机成像原理。研究者为了更进一步展现相机的成像原理过程，把相机镜头畸变纳入研究的范围中。相机镜头畸变对相机内参数标定精度有着不可轻视的影响，此外，相机内参数标定的精度还取决于标定方法、标靶的表面制造精度、提取图像特征点坐标的精度等多个因数。现在世界上对相机内参数标定的方法研究方向主要有一下几大方向， 1）标定速度 2）简单的实验环境 3）价格低廉的实验器材以及较高的标定精度。因此确定精确的相机模型以及减少各因素对标定参数精度的影响，构成了相机内参数标定研究的主要内容。 本论文主要研究内容就是采用一种简单方便的方法确定相机的位姿关系；然后对DLT标定法、Tsai两步法以及基于平面靶标标定的张正友法进行研究，再设计装置来对这些标定方法进行试验，最终确定最好的标定方法。 1.2国内外研究现状 人类大多数是通过视觉来获取外界信息，视觉信息量巨大，体现了人类视觉功能的重要性。随着信息技术发展，人们通过计算机等实验器材来实现人类的视觉功能，同时，对机器视觉的要求也越来越高。自20世纪50年代以来，虽然还未实现使相机视觉领域像人类等生物那样灵活、高效和通用的视觉，但现有的视觉理论和技术不断的得到提高和发展，这使得人类正逐步的逼近梦想，实现梦想。 20世纪50年代到60年代，机器视觉从二维图像的分析到三维场景为目的的三维视觉研究。期间，B.allert H在1966年首次将最小二乘法引用到相机标定中，并应用在立体坐标测量仪中。到70年代，出现一些视觉应用系统。1971年，del A b和rara K a提出
一、从低碳钢零件中某点取出一单元体，其应力状态如图所示，试按第三和第四强度理论计算单元体的相当应力。图中应力单位是MPa 。 (1)、40=ασ,40090=+ασ,60=ατ (2)、60=ασ,80090-=+ασ,40-=ατ （1） max min 123r313r41004040MPa 202σ=100MPa,σ=0MPa,σ=-20MPa σσσ120MPa σ111.3MPa σ+= ±=-=-== （2） max min 123r313r470.66080MPa 90.6σ=70.6MPa,σ=0MPa,σ=-90.6MPa σσσ161.2MPa σ140.0MPa σ=-±=-=-== 二、上题中若材料为铸铁，试按第一和第二强度理论计算单元体的相当应力。图中应力单位是MPa ，泊松比3.0=μ。 （1） r11r2123σσ100MPa σσ(σσ)106.0MPa μ===-+= （2） r11r2123σσ70.6MPa σσ(σσ)97.8MPa μ===-+= α σ
三、图示短柱受载荷kN 251=F 和kN 52=F 的作用，试求固定端截面上角点A 、B 、C 及D 的正应力，并确定其中性轴的位置。 121i 33 121260025100150150100101012121.66106.750F F y F z Z y z σ---??=++????=-++ 1.668.0 2.58.84MPa 1.668.0 2.5 3.84MPa 1.668.0 2.512.16MPa 1.668.0 2.57.16MPa A B C D σσσσ=-++==-+-==---=-=--+=- -1.66+106.7y +50z ＝0 当z ＝0时，31.66 1015.5mm 106.70y -=?= 当y ＝0时，31.66 1033.3mm 50 y -=?=
压力容器强度校核 筒体壁厚校核公式 软件模板 计算公式：' 22[]c i t c P D C P δσφ=+-筒校核 备注： c P ：校核压力 i D ：容器最大内径 []t σ：设计温度下的许用应力 φ ：焊缝系数 若双面焊全焊头对接接头 100%无损检测，φ= 局部无损检测， φ= 若为单面焊对接接头 100%无损检测，φ= 局部无损检测， φ= ' 2C ：下一周期均匀腐蚀量 δ筒校核：筒体校核壁厚 最后判定公式：若δ筒校核≤δ筒实测，继续使用，否则停用。 封头壁厚校核公式 1.椭圆形封头软件模板 计算公式：' 22[]0.5c i t c P D C P δσφ=+-封校核 备注： c P ：校核压力 i D ：容器最大内径 [ ]t σ：设计温度下的许
用应力 φ ：焊缝系数： 若双面焊全焊头对接接头 100%无损检测，φ= 局部无损检测， φ= 若为单面焊对接接头 100%无损检测，φ= 局部无损检测， φ= ' 2C ：下一周期均匀腐蚀量 δ筒校核：筒体校核壁厚 最后判定公式：若δ筒校核≤δ筒实测，继续使用，否则停用 2.球形封头软件模板 计算公式：' 24[]c i t c P D C P δσφ=+-封校核 备注： c P ：校核压力 i D ：容器最大内径 [ ]t σ：设计温度下的许用应力 φ ：焊缝系数： 若双面焊全焊头对接接头 100%无损检测，φ= 局部无损检测， φ= 若为单面焊对接接头 100%无损检测，φ= 局部无损检测， φ=
'2C ：下一周期均匀腐蚀量 δ筒校核：筒体校核壁厚 最后判定公式：若δ筒校核≤δ筒实测，继续使用，否则停用
基于内外参数的CCD 相机标定模型的解算 童列树 建立模型： 分析： 设（xw,yw,zw ）是三维世界坐标系中物体点P 的三维坐标。（x,y,z ）是同一点P 在摄像机坐标系中的三维坐标，摄像机坐标系定义为：中心点在o 点（光轴Z 与图像平面的交点）平行于x,y 轴的图像坐标系。定义O ’XY 平面为参考像面，则物空间点与参考像面间构成理想的透视对应。图像在计算机中的坐标系Ofuv 的单位是像素，设（u0,v0）为计算机图像中心坐标。则Oxyz 空间点到参考像面的透视变换为： （1） 设OwXwYwZw 与Oxyz 间位置关系为 （2） 参考像面坐标到计算机图像坐标变换： （3） 其中（Nx,Ny ）为图像平面上单位距离上的像点数。 由式（1）~（3）可得世界坐标系中点到计算图像坐标的透视变换关系为 （4） 需要标定的参数： 图中物体点从世界坐标系到摄像机三维坐标系的平移坐标和旋转变换的参数为外部参数，共12个，因为旋转矩阵必须满足6个正交约束条件，实际上仅6个外部参数需要标定。 因为摄像机的透镜可以被转动和拆卸，所以CCD 面阵安装并不能保证与透镜的光轴为中
心，且图像采集数字化的窗口的中心不一定与光学中心重合，这些因素造成了实际中心与图像帧存中心不重合。所以对于三维视觉来说，必须精确标定摄像机的光学中心。CCD驱动信号经采集卡采样，水平像元的等效间距也要发生变化，所以需要标定图像的纵横比。由式（4）可知，实际要标定的内部参数为有效焦距f,x方向比例系数Nx,图像平面原点的计算机坐标（u0,v0）其四个内部参数。y方向的比例系数Ny已知，由硬件厂商给出。 模型的解算： 对CCD面阵摄像机而言，CCD面阵上相邻两行相元的间距已知，但x方向的比例系数受时序的影响，将是不确定的，但一经标定，又是不易变化。因焦距同时在X和Y方向上放缩图像，假定Ny=1，则此时Nx代表图像的纵横比。因此，，垂直拍摄一个圆环，然后计算水平方向和垂直方向上的直径比，就可求得Nx.实际X方向的比例系数为Nx与Y方向实际比例系数的乘积。 分两种情况 a.情形一：Oxyz与OwXwYwZw间关系已知由（4）可得 .。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。（5） 如有m组对应点，利用式（5）可构成2m个关于f，u0,v0的线性方程。通过线性方程可解得f,u0,v0。 b.情形二：Oxyz与OwXwYwZw间关系未知(比较复杂，不是作业重点，此处略去……)
第二章 轴的强度校核方法 2.2常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算： 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度，对于轴上还作用较小的弯矩时，通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时，常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为： 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力，MPa 式中： T 为轴多受的扭矩，N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数，3mm n 为轴的转速，r/min P 为轴传递的功率，KW d 为计算截面处轴的直径，mm 为许用扭转切应力，Mpa ，][r τ值按轴的不同材料选取，常用轴的材料及][r τ值见下表： T τn P A d 0 ≥[]T T T d n P W T ττ≤2.09550000≈3 =[]T τ
空心轴扭转强度条件为： d d 1 = β其中β即空心轴的径1d 与外径d 之比，通常取β=0.5-0.6 这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如，在设计一级圆柱齿轮减速器时，假设高速轴输入功率P1=2.475kw ，输入转速n1=960r/min ，则可根据上式进行最小直径估算，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 根据工作条件，选择45#钢，正火，硬度HB170-217，作为轴的材料，A0值查表取A0=112，则 mm n P A d 36.15960 475 .2112110 min =?== 因为高速轴最小直径处安装联轴器，并通过联轴器与电动机相连接，设有一个键槽，则： mm d d 43.16%)71(36.15%)71(min ' min =+?=+= 另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取电动机轴d d 8.0'min =，查表，取mm d 38=电动机轴,则： mm d d 4.3038*8.08.0' min ===电动机轴 综合考虑，可取mm d 32'min = 通过上面的例子，可以看出，在实际运用中，需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算： 由于考虑启动、停车等影响，弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中： M 为轴所受的弯矩，N ·mm ][7.1][≤1-0σσσ== W M ca
40 MPa .word 可编辑 . 应力状态强度理论 1. 图示单元体，试求60100 MPa (1)指定斜截面上的应力； (2)主应力大小及主平面位置，并将主平面标在单元体上。 解： (1) x y x y cos 2x sin 276.6 MPa 22 x y sin 2x cos232.7 MPa 2 3 1 (2)max xy( x y) 2xy281.98MPa39.35 min22121.98 181.98MPa，2 ，3121.98MPa 12 xy1200 0arctan()arctan39.35 2x y240 200 6060 2. 某点应力状态如图示。试求该点的主应力。129.9129.9解：取合适坐标轴令x25 MPa，x 由 120xy sin 2xy cos20 得 y 2 所以m ax x y ( xy ) 2xy 2 m in 22 129.9 MPa 2525 (MPa) 125MPa 50752( 129.9)250 150100 MPa 200 1 100 MPa，20 ，3200MPa 3. 一点处两个互成45 平面上的应力如图所示，其中未知，求该点主应力。 解：y150 MPa，x120 MPa
.word 可编辑 . 由得45x y sin 2xy cos 2x 15080 22 x10 MPa 所以max xy(x y) 22 22xy min y x 45 45 45 214.22 MPa 74.22 1214.22 MPa，20 ， 45 374.22 MPa 4.图示封闭薄壁圆筒，内径 d 100 mm，壁厚 t 2 mm，承受内压 p 4 MPa，外力偶矩 M e 0.192 kN·m。求靠圆筒内壁任一点处的主应力。 0.19210 3 解： xπ(0.104 40.14)0.05 5.75MPa t 32 x y pd MPa 50 4t pd MPa 100 2t M e p M e max x y(x y ) 2 xy2 min22100.7 MPa 49.35 1100.7 MPa，249.35 MPa，3 4 MPa 5.受力体某点平面上的应力如图示，求其主应力大小。 解：取坐标轴使 x 100 MPa，x 20MPa40 MPa100 MPa xy x y 12020 MPa 22cos2x sin 2
第10章强度理论 10.1 强度理论的概念 构件的强度问题是材料力学所研究的最基本问题之一。通常认为当构件承受的载荷达到一定大小时，其材料就会在应力状态最危险的一点处首先发生破坏。故为了保证构件能正常地工作，必须找出材料进入危险状态的原因，并根据一定的强度条件设计或校核构件的截面尺寸。 各种材料因强度不足而引起的失效现象是不同的。如以普通碳钢为代表的塑性材料，以发生屈服现象、出现塑性变形为失效的标志。对以铸铁为代表的脆性材料，失效现象则是突然断裂。在单向受力情 况下，出现塑性变形时的屈服点 σ和发生断裂时的强度极限bσ可由实 s 验测定。 σ和bσ统称为失效应力，以安全系数除失效应力得到许用应s 力[]σ，于是建立强度条件 可见，在单向应力状态下，强度条件都是以实验为基础的。 实际构件危险点的应力状态往往不是单向的。实现复杂应力状态下的实验，要比单向拉伸或压缩困难得多。常用的方法是把材料加工成薄壁圆筒(图10-1)，在内压p作用下，筒壁为二向应力状态。如再配以轴向拉力F，可使两个主应力之比等于各种预定的数值。这种薄壁筒
试验除作用内压和轴力外，有时还在两端作用扭矩，这样还可得到更普遍的情况。此外，还有一些实现复杂应力状态的其他实验方法。尽管如此，要完全复现实际中遇到的各种复杂应力状态并不容易。况且复杂应力状态中应力组合的方式和比值又有各种可能。如果象单向拉伸一样，靠实验来确定失效状态，建立强度条件，则必须对各式各样的应力状态一一进行试验，确定失效应力，然后建立强度条件。由于技术上的困难和工作的繁重，往往是难以实现的。解决这类问题，经常是依据部分实验结果，经过推理，提出一些假说，推测材料失效的原因，从而建立强度条件。 图10－1 经过分析和归纳发现，尽管失效现象比较复杂，强度不足引起的失效现象主要还是屈服和断裂两种类型。同时，衡量受力和变形程度的量又有应力、应变和变形能等。人们在长期的生产活动中，综合分析材料的失效现象和资料，对强度失效提出各种假说。这类假说认为，材料之所以按某种方式(断裂或屈服)失效，是应力、应变或变形能等因素中某一因素引起的。按照这类假说，无论是简单应力状态还是复杂应力状态，引起失效的因素是相同的。也就是说，造成失效的原因与应力状态无关。这类假说称为强度理论。利用强度理论，便可由简单应力状态的实验结果，建立复杂应力状态下的强度条件。至于某种强
第二章 轴的强度校核方法 常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算： 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度，对于轴上还作用较小的弯矩时，通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时，常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为： 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力，MPa 式中： T 为轴多受的扭矩，N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数，3mm n 为轴的转速，r/min P 为轴传递的功率，KW d 为计算截面处轴的直径，mm 为许用扭转切应力，Mpa ，][r τ值按轴的不同材料选取，常用轴的材料及] [r τ值见下表： 表1 轴的材料和许用扭转切应力 空心轴扭转强度条件为： d d 1 = β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比，通常取β=这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如，在设计一级圆柱齿轮减速器时，假设高速轴输入功率P1=，输入转速n1=960r/min ，则可根据上式进行最小直径估算，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 T τ[]T τ
根据工作条件，选择45#钢，正火，硬度HB170-217，作为轴的材料，A0值查表取A0=112，则 因为高速轴最小直径处安装联轴器，并通过联轴器与电动机相连接，设有一个键槽，则： 另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取电动机轴d d 8.0'min =，查表，取mm d 38=电动机轴,则： 综合考虑，可取mm d 32'min = 通过上面的例子，可以看出，在实际运用中，需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算： 由于考虑启动、停车等影响，弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中： M 为轴所受的弯矩，N ·mm W 为危险截面抗扭截面系数(3mm )具体数值查机械设计手册~17. ][1σ为脉动循环应力时许用弯曲应力(MPa)具体数值查机械设计手册 2.2.3按弯扭合成强度条件计算 由于前期轴的设计过程中，轴的主要结构尺寸轴上零件位置及外载荷和支反力的作用位置均已经确定，则轴上载荷可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。 一般计算步骤如下： (1)做出轴的计算简图：即力学模型 通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型及布置方式有关，现在例举如下几种情况： 图1 轴承的布置方式 当L e d L 5.0,1≤/=,d e d L 5.0,1/=>但不小于（~）L ，对于调心轴承e=0.5L 在此没有列出的轴承可以查阅机械设计手册得到。通过轴的主要结构尺寸轴上零件位置及外载荷和支反力的作用位置，计算出轴上各处的载荷。通过力的分解求出各个分力，完成轴的受力分析。 ][7.1][≤1-0σσσ== W M ca
第四部分 应力分析和强度理论 一 选择题 1、所谓一点处的应力状态是指（ ） A 、受力构件横截面上各点的应力情况； B 、受力构件各点横截面上的应力情况； C 、构件未受力之前，各质点之间的相互作用情况； D 、受力构件中某一点在不同方向截面上的应力情况。 2、对于图示各点应力状态，属于单向应力状态的是（ ） A 、a 点 B 、b 点 C 、c 点 D 、d 点 3、对于单元体中max ，正确的答案是（ ） A 、100MPa B 、0 MPa C 、50MPa D 、200 MPa 4、关于图示梁上a 点的应力状态，正确的是（ ） 5、关于图示单元体属于哪种应力状态，正确的是（ ） A 、单向应力状态 B 、二向应力状态 C 、三向应力状态 D 、纯剪切应力状态
6、对于图示悬臂梁中，A 点的应力状态正确的是（ ） 7、单元体的应力状态如图，关于其主应力，正确的是（ ） A 、1230,0σσσ>>= B 、321,0σσσ<<= C 、123130,0,0,||||σσσσσ>=<< D 、123130,0,0,||||σσσσσ>=<> 8、对于图示三种应力状态（a ）、（b ）、（c ）之间的关系，正确的是（ ） A 、三种应力状态均相同； B 、三种应力状态均不同 C 、（b ）和（c ）相同； D 、（a ）和（c ）相同 9、已知某点平面应力状态如图，1σ和2σ为主应力， 在下列关系正确的是（ ） A 、12x y σσσσ+>+ B 、12x y σσσσ+=+ C 、12x y σσσσ+<+ D 、12x y σσσσ-=-
第二章 轴的强度校核方法 2.2常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算： 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度，对于轴上还作用较小的弯矩时，通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时，常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为： 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力，MPa 式中： T 为轴多受的扭矩，N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数，3m m n 为轴的转速，r/min P 为轴传递的功率，KW d 为计算截面处轴的直径，mm 为许用扭转切应力，Mpa ，][r τ值按轴的不同材料选取，常用轴的材料及][r τ值见下表： T τn P A d 0 ≥[]T T T d n P W T ττ≤2.09550000≈3=[]T τ
空心轴扭转强度条件为： d d 1 = β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比，通常取β=0.5-0.6 这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如，在设计一级圆柱齿轮减速器时，假设高速轴输入功率P1=2.475kw ，输入转速n1=960r/min ，则可根据上式进行最小直径估算，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 根据工作条件，选择45#钢，正火，硬度HB170-217，作为轴的材料，A0值查表取A0=112，则 mm n P A d 36.15960 475 .2112110 min =?== 因为高速轴最小直径处安装联轴器，并通过联轴器与电动机相连接，设有一个键槽，则： mm d d 43.16%)71(36.15%)71(min ' min =+?=+= 另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取电动机轴d d 8.0'min =，查表，取mm d 38=电动机轴,则： mm d d 4.3038*8.08.0' min ===电动机轴 综合考虑，可取mm d 32'min = 通过上面的例子，可以看出，在实际运用中，需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算： 由于考虑启动、停车等影响，弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中： M 为轴所受的弯矩，N ·mm ][7.1][≤1-0σσσ== W M ca
转向架结构原理及基本部件 1.转向架的作用 采用转向架可增加车辆的载重、长度和容积 转向架相对车体可自由回转，使较长的车辆能自由通过小半径曲线，减少运行阻力与噪声，提高运行速度 安装了弹簧减振装置，保证车辆具有良好的动力性能和运行品质 支承车体，承受并传递从车体至轮轨的各种载荷及作用力，使各轴重均匀分配 安装了制动装置，传递制动力，满足运行安全要求 安装了牵引电机及减速装置，提供动力，驱动轮对(或车轮)，使车辆沿着轨道运行 转向架为车辆的一个独立部件，便于转向架的互换和制造、维修 2.转向架的组成及功能 轮对轴箱装置 弹簧悬挂装置 构架或侧架 基础制动装置 电机及齿轮箱装置 附件---传感器、撒砂装置、空气管路等 轮缘润滑装置 2.1轮对轴箱装置 轮对分为动力轮对和非动力轮对，动力轮对组成包括：车轮、车轴、轴箱组成、齿轮箱和牵引电机；非动力轮对包括：车轮、车轴、轴箱组成及动车驱动装置。 其作用： 轮对：引导车辆沿钢轨的运动，传递车辆的重量外，以及轮轨之间的各种作用力 轴箱与轴承装置：联系构架和轮对的活动关节，使轮对的滚动转化为车体沿着轨道的平动 2.2弹性悬挂装置
减少线路不平顺和轮对运动对车体各种动态影响 2.2.1轴箱悬挂装置（也称一系悬挂装置）－在轮对与构架之间 由三个主要零部件组成：二个圆锥形弹性橡胶弹簧单元及一个基座型轴箱。一系悬挂有三个主要功能： 1.保护转向架及车辆以防从轨道上传递过多的振动荷载 2.保护车辆在指定的轨道状况下操作时不会出轨 3.达到良好的曲线性能，同时保证转向架在整个工作速度范围内的动态稳定 性。 弹簧单元安装在轴箱上，一系悬挂的纵向及横向运动由弹簧单元高径向刚度控制。起吊止挡和缓冲挡相结合限制轮对垂向偏转。橡胶弹簧具有一定的减振性能，因此不需要安装一系垂向减振器。 2.2.1 中央悬挂装置（也称二系悬挂装置）－构架与车体(摇枕)之间 二系悬挂装置由空气弹簧、高度阀及减振器等零部件组成。 二系悬挂的作用： 1.保证乘客及车体的乘坐舒适度良好 2.保证车辆轮廓在指定的、所有车辆的动态状况下保持不变。 2.3构架或侧架 转向架的基础，把转向架各零、部件组成一个整体 承受、传递各作用力及载荷 满足各零、部件的结构形状及组装的要求 2.4基础制动装置 包括带停放制动缸、手柄、闸线。 传递和放大制动缸的制动力，使闸瓦与轮对之间产生的转向架的内摩擦力转换为轮轨之间的外摩擦力(即制动力)
计算公式计算值注释1.5设计给出517.5设计给出235260设计给出38设计给出4.23设计给出50设计给出11.8203309693h = 0.541p 2.28843 3227.60672.8899376194 345计算结果合格剪切强度计算公式计算值备注235260设计给出35.5设计给出41.78设计给出11.8203309693设计给出1.5设计给出4.23设计给出B = 0.75p 3.1725 517.5设计给出34556.280613618 207安全系数n材料屈服强度（MPA）轴向力F（n）螺距D2（mm）螺纹工作长度L（mm）连接螺纹齿Z螺纹工作高度h（mm）挤压面积a（mm2）挤压应力（MPA）的计算允许将挤压小直径D1（mm）用于外螺纹时使用的挤压直径（MPA）轴向力F（n），使用大直径D（mm）连接的螺纹数Z安全系数s间距P（mm）螺纹底宽b（mm）屈服强度（MPA）螺钉的允许拉伸应力（MPA），计算剪切应力（MPA）表示螺母，如果合格，则计算螺母（MPA）允许剪应力（MPA）的剪应力（MPA）；否则，不合格。弯曲强度计算项目计算公式计算值的计算结果备注28.58 28.52 24.22 26.82 0.85 71.8724621016 B = 0.75p 2.38125 138112 3.175 H = 0.541p 1.717675 9.26 1.5517.5345 178.2251152336 151.0361193477计算结果自锁性能检查计算螺母大直径D（mm ）当使
用大直径D（mm）螺丝外螺纹时，小直径D1（mm）外螺纹螺距直径D2（mm）弯曲臂L（mm）单圈外螺纹截面弯曲模数w（mm）螺纹底宽b （mm）轴向力F（n）螺距P（mm）螺纹工作高度h（mm）连接螺纹数Z安全系数s屈服强度（MPA）允许的拉应力（MPA）对于螺钉，请计算以下值的弯曲应力（MPA）螺母，计算弯曲应力（MPA），允许弯曲应力（MPA），如果螺钉和螺母合格，则为不合格。备注：设计给出s = NP 30齿廓角150.15，螺丝对的当量摩擦系数为-0.19744950019，螺旋上升角为1.5617735831，当量摩擦角为-0.1949419593计算结果不合格的自锁性能检查计算项目计算公式计算值备注2.59807621141.5669872981 1.3333333333节距P（mm）导程s（mm）节距直径D2（mm）螺钉对滑动摩擦系数f 0.13-0.17轴向力F（n）外螺纹小直径D1（mm）节距P （mm）原始三角形高度h（mm）用于外螺纹DC（mm）普通螺纹螺栓断裂部分的安全系数s 屈服强度（MPA）允许拉应力（MPA）= 33 = 60梯形螺纹：矩形螺纹：锯齿螺纹：普通螺纹：NP = atan，如果＜，则为合格，否则为不合格。计算得出的拉应力为0.5187993114，计算结果合格。如果＜，则为合格，否则为不合格
第九章 强度理论 9.1 直径d =100mm 的圆截面钢杆受轴向拉力F = 2kN 和矩M e =10Nm 的力偶作用。[σ] =1 60MPa ，试用第三强度理论校核该杆的强度。 (σ3r = 105 MPa) 解：拉伸扭转组合变形，危险点是圆周上各点， 应力状态见图 安全。 ],[MPa MPa )(MPa (στσσπτπσ≤=+==???===???==1054150101010155251010242233 32 3r p e .W M .)A F 9.2 炮筒横截面如图所示。在危险点处 ，t σ= 550 MPa 。τσ= -350 MPa ，第三个主应力垂直于图面是拉应力，且其大小为420MPa 。试按第三和第四强度理论，计算其相当应力。 解：危险点是三向越应力状态 ])()( )[(MPa MPa MPa MPa 2222 1 9003505503504205553332214313321=-+-+-= =+=-=-=====σσσσσσσσσσσσσσστr r t τ
9.3图示圆截面铸铁杆， 承受轴向载荷F 1，横向载荷F 2和矩为M 1的扭力偶作用，试用第一强度理论校核杆的强度。已知载荷F 1 = 30 kN ， F 2 = 1．2 kN ， M 1 = 700 Nm ，杆径d = 80 mm ，杆长l = 800 mm ，许用应力[σ] = 35 MPa 。 解：拉弯扭组合变形。A 截面上边缘为危险点 1. 应力分析：MPa MPa 696801070016161258080010213280103043243 3313 323 3 221.d M W T ..d l F d F W M A F p Z A N =???=??===????+???=+=+= ππτππππσ 2. 强度校核安全。，〈核杆的强度一采用第一强度理论校∴∴>==?+-==?++=][ -.8MPa,-]6.69425.1[25.126.8MPa, ]6.69425.1[25.12222σσσσσσσ1312310 12 1 2 1 ,, 9.4图示皮带轮传动轴，传递功率P = 7kW ，转速n =200r/min 。皮带轮重量W = 1.8kN 。 左端齿轮上啮合力F n 与齿轮节圆切线的夹角（压力角）为200 。轴的材料为Q255钢，其许用应力[σ] = 80 MPa 。试分别在忽略和考虑皮带轮重量的两种情况下，按第三强度理