跨座式独轨双轴动力转向架传动系统设计架悬式-城市轨道交通车辆毕业设计论文

前 言“十五”期间，公路、港口得到快速发展，“十一五”铁路建设发展迅速。城市轨道交通则将成为“十二五”期间基础建设投资的新贵。据悉，随着城市化进程的逐步加速，我国的城市轨道交通建设有望迎来黄金发展期。伴随投资额度的加大，城市轨道交通建设有望成为继铁路大规模投资之后新的投资热点，成为“十二五”基础建设投资的新增长点。中金公司在2010发布研究报告称：“预计未来十年，我国城市轨道交通建设投资有望超过3万亿元。”长期以来，我国城市轨道交通建设相对滞后，轨道交通运营总长度、密度及负担客运比例均远低于平均水平。而国际经验表明，当一个国家的城市化率超过60%，城市轨道交通将实现高速发展以解决大城市交通拥堵问题，从而拉动城市轨道交通建设投资迅速增加。众所周知，一个城市的交通问题是限制一个城市发展的原因之一。交通的发展水平直接影响着一个城市经济的发展情况。随着时代的进步,经济的不断发展，人口逐年增加,城市面积也不断扩大,而城市汽、电力急剧增加,加重了原有狭窄道路的负荷,道路交通十分紧张,使城市交通成为当前面临的一个十分严峻的问题。现代城市需要高速而又便捷的交通来运送市民上、下班,购物和娱乐,为适应这一需要,必须建立以快速交通为主,公共电汽车为辅的综合公共交通系统。在中国目前已发展了跨坐式单轨交通系统,它的最大运量低于地铁,近似于轻轨交通。这种城市单轨交通,作为一种新型的现代化交通工具,正以它突出的优越性越来越受到人们的青睐,并在应用中不断趋于完善和提高。研究大功率城市轨道牵引驱动装置是城市轨道交通发展趋势的一种要求。能大大的提高城市轨道交通的通勤能力，满足城市发展的需要。而本次论文设计的跨座式独轨双轴动力转向架传动系统设计（架悬式），就满足了城市化发展水平提高人们对于交通运输能力的需求，而且占地资源小，运输能力强，地形适应性好，舒适环保，所以此次设计的应用及推广将有效的解决当今大中型城市拥挤所带来的诸多问题。目 录前 言1摘 要4ABSTRACT5第1章绪 论61.1跨坐式独轨城市轨道交通的发展现状和市场要求61.2跨座式城市轨道交通的发展方向61.3基本参数7第2章 跨坐式城市轨道车辆牵引传动系统装置82.1牵引传动系统的结构特点82.2轨道车辆传动系统的基本作用和要求8第3章 传动系统总布置设计83.1传动系统的设计原则83.2传动系统的方案选择113.3 减速器类型的选择123.3.1 基本参数133.4牵引电机的选择133.4.1 选择牵引电机的容量143.4.2 查表选取牵引电动机153.5确定传动比以及传动比的选择153.5.1总传动比153.5.2 传动比的分配163.6动力参数的计算163.6.1各轴转速163.6.2各轴输入功率163.6.3各轴输入转矩16第4章 齿轮的设计和计算174.1高速级齿轮计算174.2.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数174.2.2 按齿面接触强度设计174.2.6 按齿根弯曲强度设计设计计算184.2低速齿轮计算194.2.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数194.2.2 按齿面接触强度设计194.2.5 按齿根弯曲强度设计214.2.6 按齿根弯曲强度设计设计计算234.2.7 几何尺寸计算234.2.8验算24第5章 减速箱轴的设计和计算245.1主动轴的设计245.1.1选择材料245.1.2求作用在齿轮上的力255.1.3确定轴的最小直径255.1.5校核轴的强度265.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度275.1.7齿轮轴加工275.2中间轴的设计285.2.1选择材料，确定许用应力285.2.2确定轴的最小直径285.2.4校核轴的强度305.2.5按弯扭合成应力校核轴的强度315.3驱动车轴设计315.3.1选择材料315.3.2确定轴的最小直径315.3.4校核轴的强度335.3.5按弯扭合成应力校核轴的强度34第6章 轴承设计计算356.1主动轴轴承的设计356.2中间轴动轴轴承的设计37第7章 联轴节的设计与选择397.1输入端联轴节407.1输出端联轴节40第8章 相关结构说明418.1轴箱设计41轴箱传动系统的一般要求41拟定齿轮箱基本方法418.1.3拟定轴箱428.2油封428.3螺栓放松42第9章 结论与展望44致 谢45参考文献46摘 要城市轨道交通的发展缓解了城市交通压力，方便了人们的出行，为城市的发展铺平了道路。跨座式独轨交通，运量低于地铁,近似于轻轨交通，凭借着自己独特的方式和较为灵活的发展条件越来越得到我国城市轨道交通建设市场的青睐和重视。相信在未来城市轨道交通发展过程中，必将会发挥重要的作用。本设计是通过分析跨座式独轨城市轨道交通的发展现状和市场需求，在选定了轨道车辆双轴动力转向架驱动装置类型的基础上，进行传动系统的总体设计。通过选择驱动电机、联轴器，对减速箱进行设计。本次设计的重点也是对于减速齿轮箱的设计，包含对减速箱内部传动设计、齿轮设计、轴设计与校核、轴承设计与校核，确定齿轮箱总体尺寸设计，通过优化结构设计从而完成对齿轮箱的设计。本次论文设计内容将按照加工方便，结构简单，易于拆装，运行平稳，重在安全的要求设计。关键词：跨座式独轨，双轴，动力转向架，传动系统设计ABSTRACTThe development of city rail traffic to ease the traffic pressure on the city,convenient for people to travel, paving the way for the development of the city.Straddle type single rail traffic, traffic is lower than similar to subway, light rail transit, with its own unique style and development condition is more flexible and more and more construction market city rail transit in Chinas favor and attention.I believe in the process of development in the future city orbit traffic, will play a very important role.This design is through the analysis of the straddle type single rail city orbittransportation development present situation and the market demand, in theselected track vehicle power bogie driving device of biaxial base type, the overall design of the transmission system. Through the choice of driving motor, coupling,carries on the design to the gear box. The focus of this design is to design a reduction gear box, gear box contains the internal transmission design, gear design, shaft design and checking the design and check, to determine the overallsize of the bearing, gear box design, by optimizing the structure design tocomplete the design of the gear box. This thesis will be processed in accordance with the convenient, simple structure, easy assembly and disassembly, stable running, requirements of design is focused on security.KEY WORDS: straddle type single rail, double shaft, power steering rack, the transmission system design第1章绪 论1.1跨坐式独轨城市轨道交通的发展现状和市场要求随着我国城市化进程的加快，城市交通拥堵,事故频繁，环境污染等交通问题日益成为城市发展的难题。城市轨道交通以其大运量，高速准时，节省空间及能源等特点，已逐渐成为我国城市交通发展的主流。在城市轨道交通系统中，跨坐式单轨交通制式因其线路占地少，可实现大坡度，小曲率线径运行，且线路构造简单，噪声小，乘坐舒适，安全性好等优点而逐渐受到关注。我国城市的现有的交通系统存在诸多问题，比较突出的有三个方面：高峰时段堵塞和拥挤严重；交通结构单一；对环境的影响较大。导致交通不畅的根本原因在于现有的城市交通结构过于单一，大、中运量的轨道交通在城市交通中的比重太小。市区的旅客运输主要由公共汽车、无轨电车等常规公交工具和自行车承担。迄今为止，全国只有北京、上海和广州三个城市有地铁和轻轨运营线，而且运营里程都不长，依然不能满足日益增长的交通需求。要从根本上解决我国城市交通存在的问题，就必须调整现有的交通结构，建立综合交通系统。规划和建设综合交通系统的首要任务是合理规划和发展各种轨道交通。作为中等运量的轨道交通，跨座式单轨交通是符合我国城市需求的交通形式。相应的转向架驱动系统技术也必须保持技术创新才能满足发展需要。1.2跨座式城市轨道交通的发展方向城市轨道交通建设对城市的土地开发、交通结构、经济发展和城市环境的影响特别大。因此，城市轨道交通线网规划的科学性、合理性、经济性与可操作性是轨道交通建设中至关重要的一环。为此，在城市轨道交通线网规划中要做好以下几点： 1） 线网规划与城市发展规划要协调城市轨道交通线网规划是城市发展总体规划的重要组成部分。因此,线网规划必须与城市总体规划相匹配，与城市的经济走廊相适应。还要根据城市规划的发展方向留有向外延伸的可能性，以适应都市的未来发展。线网规划要结合城市轨道沿线的工程地质、水文条件以及沿线城市环境，经过技术、经济方案比较,环境评估后，慎重地选择地下、高架和地面三种线路敷设方式。既要节省投资,降低运营成本，又有利于乘客的出入换乘。 2）线网规划要满足城市主干客流的交通需求。重点研究城市土地的利用形态、人口与商业分布特征和现在、未来的路网客流分布特点。使轨道交通能最大限度地分担城市交通大通道的客流，提高其分担城市公共客流的比率。要以最短的线路连接城市的交通枢纽、商业文娱中心和城市生活区等客流集散量巨大的场所。避免个别线路、站点负荷过大或过小的现象。城市轨道的线网骨架规划，在远期目标上，先对近期需要修建的各条线路的必要性和紧迫性进行充分的论证。3） 线网规划要处理好轨道交通系统内各线路间的整体衔接与协调，特别是各线路间的换乘与接驳。重点研究各线路的相交形式和相交点，设置方便乘客换乘的枢纽，尽量缩短乘客的行走距离和人流交叉。与地面公交系统要无缝衔接，尤其要重视与地面其他公交的换乘接驳。结合轨道线路的走向,站点及出入口的位置，合理调整公交站点及线路走向，使其既利于轨道交通集散大宗客流，又尽量减少与城市轨道交通平行的公交线路，避免轨道交通与地面交通竞争客流。4） 几种城市轨道交通方式要协调发展。综合分析各种轨道交通的特点、优势及城市现有的客流、 经济 规模与发展倾向，做到“宜地铁，才地铁；宜轻轨，则轻轨。”不要把目光局限于地铁。对于大型或特大型城市的中心区域应充分利用地下铁路的特点而优先发展地下铁路。对客流量不太大且灵活，修建地铁不经济，就应转向轻轨交通系统，轻轨系统还特别适用于城市的坡道较大或城市弯曲的大中型城市。新型城市有轨电车在一些经济规模和城市规模不太大，城市客流量不多的中小城市很有发展前景。市郊铁路可用于快速连接市中心与郊区1.3基本参数车辆设计采用6节编组，4动车2拖车 208t 有效载重24.6t.取轴重T11t，城市轻轨构造速度范围为7080km/h，取构造速度为80km /即22.2m/s。走行轮采用动态直径982mm的橡胶轮胎。第2章 跨坐式城市轨道车辆牵引传动系统装置2.1牵引传动系统的结构特点本次设计传动系统主要由驱动电机、输入端联轴节、制动盘、齿轮减速箱、输出端联轴器五部分组成，全部放在构架外侧。当然其他方面，比如在齿轮箱体上安装速度发电机，以检测车辆的运行速度不在本次设计展示。驱动电机非本次结构功能设计重点，在三维制图中将只以外观模型体现。转向架基础制动装置为盘形制动，制动盘安装在驱动电机端主要考虑转矩小的特点。由于受空间和重量限制，需采用小直径、大容量的制动盘，制动盘和输入端输入端联轴节也作为一体化设计。2.2轨道车辆传动系统的基本作用和要求传动系统的作用就是将牵引电动机的扭矩有效地转化为转向架轮对转矩，利用轮轨的粘着机理，驱使机车或者动车沿着钢轨运行。传动系统实际作用是将高转速，小扭矩的牵引电动机驱动传递到具有较大阻力矩的动轴。而城市轨道车辆只有动车才具有传动系统，它对传动系统有以下要求：（1） 传动系统应保证能使牵引电机功率得到有效的发挥，稳定的传动比。（2） 电动机电枢轴应尽量与车轴布置在同一高度上，以减少线路的不平顺对齿轮的动作用力。（3） 电动机在安装上应有减振措施。（4） 传动系统应安装检测装置。（5） 传动系统本身应该简单可靠，具有最少量的磨耗件。（6） 当牵引电动机或驱动机构发生损坏时，应易于拆卸。第3章 传动系统总布置设计3.1传动系统的设计原则传动系统既要确保牵引电动机的输出功率可靠地传递给轮对，同时又要隔离轮轨冲击对电动机的影响。作为转向架的重要部件，驱动装置决定着转向架的运行性能和牵引性能。对一台理想驱动装置的要求有以下几个方面：1)驱动装置应具有旋转弹性。机车起动时，特别是重载启动时，牵引电动机受有相当大的启动电流，牵引电动机所发挥的旋转力矩存在着较强烈的脉冲，这会引起整个系统发生振动。在采用刚性轴支承式传动装置的机车上，它们直接传至轮对。轮对出现滑动现象，影响粘着利用，机车牵引力不能得到充分发挥。架悬式传动系统常采用具有一定弹性的联轴器，将电机和轮对连接起来。具有旋转弹性的传动系统，由于弹性元件吸收振动而使粘着利用获得改善，机车牵引力也将有所提高。2)不约束轮对的垂向运动，即对一系弹簧垂向弹性的影响应尽量小。轮对通过一系弹簧悬挂装置和轴箱定位活节连接装置同转向架构架呈弹性连接。作用在轮对上的各种力都经过这些装置直接传递给转向架构架。假如驱动装置对轴箱弹簧有垂向内阻力存在，那么，作用在轮对上的各种力，有一部分将按驱动装置和一系弹簧悬挂装置两者弹性常数的比例关系由驱动装置传递。换句话说，就是驱动装置参与了一系弹簧悬挂装置的作用。而后者不再以原设计参数工作。因此，驱动装置与转向架构架的垂向弹性连接刚度应足够的小，以不影响一系悬挂装置的垂向工作状态为原则。若是驱动装置对垂向弹性有较大影响时，则必须减小一系弹簧悬挂装置弹簧的弹性常数，以保证总的弹性常数。3)不约束轮对的横向运动，即对轮对的横向弹性不发生影响或影响尽量地小。机车动车在线路上运行时，轮对上作用有横向力和横向冲击。为了缓和和减小这冲击和作用力，轮对和构架之间的连接装置应具有一定的横向弹性。假如驱动装置对轮对的横向运动有内阻力存在，那么，作用在轮对上的各横向力，有一部分将按它们之间弹性常数的比例关系由驱动装置传递。而后者本身也承受这些附加的横向力。所以，在设计驱动装置时，应当考虑到轮对的定位、导向和弹性都仅只由轴箱弹簧装置和轴箱定位活节连接装置来保证。而驱动装置尽量不影响或者尽可能小地影响轮对的横向运动。4)不约束轮对的角位移，即对轮对相对构架的侧滚和摇头运动不发生影响或影响尽量地小。轴支承式牵引驱动装置的电机常利用滚动或滑动轴承，两点支撑在车轴上，一点悬挂在构架上。当轮对相对构架产生角位移运动时，电机悬挂装置仅应平衡驱动力矩，而不应约束轮对的角位移运动。架承式牵引驱动装置的电机常三点刚性或弹性安装在构架上，电机与轮对间通过联轴器连接，传递驱动力矩。由于联轴器的万向作用，可将电机的驱动力矩有效地传递给轮对，而不对轮对产生角位移约束。驱动装置中，影响轮对的角位移的元件是电机悬挂装置或联轴器，因此，其结构和弹性参数设计，需考虑有效地驱动轮对，而尽量小地影响轮对相对构架的角位移。若设计不当，将会使轮对的跳动激扰直接传递给构架，影响转向架的性能。5)除轮对外，其他零部件应尽可能都是簧承质量。机车的非簧承质量越大，机车通过钢轨接头和道岔时所引起的垂直加速度和垂直冲击就越大。这种冲击力随机车运行速度的提高而急剧增大。高速机车特别希望非簧承质量尽可能地小，以减小轮对的动力作用及其所引起的轴重变化和改善牵引力的传递。6)传动元件在发生持续或断续轴位移时不引起外部惯性力，即不发生不平衡的作用力。机车的轴重，是在机车组装和调试完毕后逐个称出的，并经调整轴箱弹簧达到基本均衡。由于转向架构架、车轴活节式连接装置和电机机座等制造误差、轴箱弹簧调整的误差及其位置变化等原因，在机车运行过程中轴位移实际上是连续发生的。在关节驱动装置中，由于车轴位移而造成的均衡元件偏心(该元件回转速度变化的频率为动轴转数的两倍)，会产生不平衡力。不平衡力的大小与关节驱动装置的结构有关。关节驱动装置双边布置时，两边都有相应的轴位移，彼此总是保持持续平衡。关节驱动装置布置在两边并靠近车轮时，还存在着动态不平衡(其值与关节驱动装置间的距离有关)。这种不平衡无法平衡。7)传动元件在发生持续或断续轴位移时，不引起内部惯性力。轮对每转一圈都会引起连杆和平衡元件发生运动而产生附加的内部惯性力。若轮对短时加速度达209左右，则短时轴位移所产生的不平衡力和内部惯性力将达到极高的瞬时值。因为不平衡力和内部惯性力同机车运行速度的平方成正比地增长，所以很快就会达到临界状态。采用具有不平衡力和惯性力的传动装置不仅在振动和运行技术方面，而且在应力和结构方面都将造成很大的困难。不平衡力和内部惯性力的关系对各种连杆传动装置是不同的，只能作一个总的评论:一般在轴位移相同时，不平衡力较小者，其内部惯性力就较大。8)驱动装置应当不易磨损及无须维护。9)驱动装置应允许轮对有足够的横动量。为使机车动车，特别是三轴转向架的机车通过曲线时不致产生过大的导向力和构架力。中间轮对有一定的横向移动一横动量，使其能在此范围内自由摆动因此要求驱动装置对此横向位移不产生内阻力或者尽量减小其影响3.2传动系统的方案选择牵引驱动装置的类型按动力分布的形式，电动车组可分为动力集中和动力分散两大类。对于动力几种电动车组要求动力转向架的单轴功率、驱动力矩及轴重比较大，而动力分散电动车组动轴的功率、驱动力矩及轴重相对来说较小。鉴于单轴驱动功率和驱动力矩的不同等级，动力转向架中的驱动装置必须采用不同形式来完成动力的传递。动力转向架牵引电机悬挂方式大体上分为三类：轴悬、架悬、体悬。轴悬式牵引电机一端通过抱轴轴承支在车轴上，另一端尾部通过弹性结构吊挂在转向架构架上，电机与轮对间无需联轴器，直接进行力矩传递，此方式一系弹簧下重量较大，只适用于低速。架悬式牵引电机全部悬挂在构架上，电机全部重量悬挂在构架上，电机全部重量属于簧上部分。体悬式牵引电机全部或大部分悬挂在车体上，电机重量属二系以上。本文架悬式牵引电动机驱动装置被完全装置在转向架上。车辆运行时，它随构架一起，相对轮对产生各个方向的位移。为了保证顺利地传递牵引电动机的转矩，在牵引电动机和轮对之间必须设有适应垂向和横向位移的运动元件。轴式传动装置的优点是结构简单、效率高；橡胶元件设在电机电枢轴和减速器之间，所传递的旋转力矩比设在大齿轮或空心轴和车轮间要小大约一个传动比的数值。所以该元件以致联轴器可设计得较小巧。橡胶联轴器和扭轴具有一定的旋转弹性，且固有振动频率低。保证了牵引电动机转矩比较平稳。弹性元件变形小。所以橡胶联轴器的使用寿命较长，同时不需维护和润滑。3.3 减速器类型的选择传统的如图1-1所示，减速箱由输入轴、中间轴、输出轴组成，输入轴和中间轴之间采用弧齿锥齿轮传动，而中间轴与输出轴之间采用圆柱斜齿轮传动。齿轮减速箱通过螺柱固定在构架本体的轴套外侧，齿轮箱体的结构具有足够的刚度和强度，以便支承两级齿轮，同时安装盘形制动装置和速度发电机，制动盘直接安装在中间轴外端图1-1参照驱动装置原理图但是按照实际构架制作者的要求，驱动车轴制作为实心轴，尽量减小传动系统尺寸界限。所以对减速箱外观做了系列改动，将制动盘放在牵引电动机端更好的解决了制动盘转矩过大所带来的问题。而且设计内容比较参照原理图，结构更加简单。减速箱内部传动系统，仍旧按照参照图的圆锥圆柱齿轮传动，但是圆锥齿轮传动只占总传动比的1/3，保证大锥齿轮不至于过大便于加工。减速器与驱动车轴采用弹性联轴器连接，传动系统与驱动车轴之间在轴向、径向都有弹性空间，减小磨损，增加了使用寿命，减小震动。图1-2预想驱动装置原理图3.3.1 基本参数跨座式独轨双轴动力转向架传动系统设计（架悬式）。车辆设计采用6节编组，4动车2拖车 208t 有效载重24.6t.取轴重T11t，城市轻轨构造速度范围为7080km/h，取构造速度为80km /即22.2m/s。走行轮采用动态直径982mm的橡胶轮胎。3.4牵引电机的选择电动机的选用，首先要了解电动机的机械负载特性，根据机械负载的类型和特性来选择电动机的额定容量、额定转速、额定电压以及型式。要为某一生产机械选配一台电动机，首先要合理选择电动机的功率。通常根据生产机械负载的需要来选择电动机的功率，同时，还要考虑负载的工作制问题，也就是说，所选的电动机应适应机械负载的连接、短时或间断周期工作性质。功率选用时不能太大，也不能太小。选小了，保证不了电动机和生产机械的正常工作；选大了，虽然能保证正常运行，但是不经济，电动机容量不能被充分利用，而且电动机经常不能满载运行，使得效率和功率因数不高。其次，根据电源电压条件，要求所选用的电动机的额定电压与频率同供电电源电压与频率相符合。电动机的转速一定要按生产机械铭牌上的要求选择，否则可能改变生产机械的性能。此外，电动机的结构、防护、冷却和安装形式，应适应使用环境条件的要求，并且要力求安装、调试、检修方便，以保证电机能安全可靠的运行。3.4.1 选择牵引电机的容量电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。所选电动机的额定功率必须大于所需电动机的工作功率。电动机所需功率为： Pd=Pw/o (kw) 式（3.1）PW为输出功率，它由工作阻力和运动参数确定，PW=FV/1000 （kw） 式（3.2）根据转向架设计参数可得：跨坐式独轨单轴列车转向架的轴重取11t，则动车上有两个转向架即有两根轴，车体重量，参照轨道车辆构造一书，上海地铁车辆4动车2拖车 155t 有效载重24.6t，动车自重加载重108t，城市轻轨构造速度范围为60-80km/h，取构造速度为80km/h即22.22m/s。则参考日立式轻轨车辆运行阻力计算公式。车辆运行阻力为： F=(13+0.0425V) W+0.0022VVa9.8 式（3.3）V车辆运行速度；W列车自重；a阻尼系数；将已知参数带入式（3.3）中，其中阻力系数a取值为0.8，则有： F=(13+0.0425V) W+0.0022VVa9.8 =（13+0.042520.83）108+0.002220.8320.830.89.8 =22836.95（N） 带入式（3.2）： PW0=FV/1000 (kw) PW0=507.437 （kw） 则每轴输出功率为： PW=507.437/8=63.429 （kw）o为电动机功率与输出功率的总效率。它为组成传动装置和工作机的各部分运动副或传动副的效率乘积。设1、2、3、4分别为联轴器、滚动轴承、齿轮传动及车轴传动的效率。取齿轮联轴器1=0.99；取滚动轴承2=0.98取圆锥齿轮传动效率和圆柱齿轮传动效率3 =0.97；取轴传动效率4=0.99o= 1122334 式（3.4） 将上述参数带入式（3.4）：o=0.990.990.980.980.970.970.99=0.877带入式（3.1）： Pd=Pw/o=72.326 （kw）所需电动机功率为72.326w，在上述计算中，所采取的速度为构造速度，列车的运行速度均低于构造速度。故选取电动机型号时，选取额定功率为110KW的三相异步电动机即可。3.4.2 查表选取牵引电动机根据机械设计手册选取电机，选取的交流异步电动机参数如下：选取的交流异步电动机参数如下： 电动机型号： Y315S-2额定功率： 110kw额定电流： 203A转速： 2980r/min重量： 622kg最大转矩/额定转矩： 2.2倍3.5确定传动比以及传动比的选择传动比分配应注意以下几点:（1）各级传动的传动比一般应在常用值范围内不应超过所允许的最大值，以符合其传动型式的动作特点。(2)各级传动间应到尺寸协调、结构匀称;各传动零件彼此间不应发生干涉碰撞;所有的传动件应便于安装。(3)设计两级圆柱齿轮传动时，为便于采用浸油润滑方式，应高速级和低速级大齿轮的浸油深度大致相等。(3)圆锥圆柱减速器圆锥齿轮传动的传动比占总传动比的1/3。故选取YK系列圆锥-圆柱齿轮减速器YB-T050-93.5.1总传动比通过转速之间的比值可以求得总的传动比如下： 式（3.7）3.5.2 传动比的分配 式（3.8）式中， 表示第一级传动的传动比； 表示第二级传动的传动比。计算得，一级传动比i1=1.6，二级传动比i2=4.3。3.6动力参数的计算3.6.1各轴转速各轴转速：轴为输入轴，轴为中间轴，轴为输出轴。轴： n=nm=2980r/min轴： n=n/i1=1862.5r/min轴： n=n/i2=433.14r/min3.6.2各轴输入功率轴： P=PD1=72.326*0.99=71.60kw轴： P= P23=68.07kw轴： P= P23=64.70kw3.6.3各轴输入转矩电动机轴输出转矩：Td=9.55106Pd/nm=2.269105轴：T=Td1=2.247105轴：T= T23 i1=5.34105轴：T= T23 i2=13.198105第4章 齿轮的设计和计算齿轮传动是指用主、从动轮齿轮直接、传递运动和动力的装置。齿轮传动的特点是：齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿命长，使用的功率、速度和尺寸范围大。例如传递功率可以从很小至几十万千瓦；速度最高可达300m/s；齿轮直径可以从几毫米至二十多米。但是制造齿轮需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。通常设计时只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。对于高速大功率的齿轮传动，还要按保证齿面抗胶合能力的准则进行计算。4.1高速级齿轮计算4.2.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）根据要求的传动方案，在高速级实现转向变速，选用圆锥斜齿轮传动；具有重合度大、传动效率高、传动平稳、噪声小的优点。 2）此为轨道车辆减速器为，故用6级精度；（GB1009588）； 3）材料的选择。选择小齿轮材料为20CrMnTi硬度为280HBS，大齿轮的材料为40Cr（调质）硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为=15，传动比，大齿轮齿数=24；5）初选螺旋角.4.2.2 按齿面接触强度设计设计准则:齿轮硬度分别为280HBS和240HBS,均小于350HBS，闭式软齿面齿轮传动，按齿面接触疲劳强度确定传动尺寸，再按齿根弯曲疲劳强度校核。按齿面接触疲劳强度设计，由机械设计（10-26）得：d2.92 式（4.1）试选载荷系数K=1.3；转矩T=2.247105；由机械设计表（10-6）查得材料的弹性影响系数；锥齿轮传动齿宽系数R取值在0.25到0.35之间，一般取值为1/3，因此R=0.33；齿数比u=2.5；计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，取安全系数S=1式（4.2）由机械设计图（10-21d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP；由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数；。 带入式（4.2）可得： H1= 540 H2=522.5试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值: d1116 根据模数8-10，,取dm1=120mm,d1取144式（4.3）将d1带入式（4.3）则有： 平均分度圆直径： dm1=120平均模数则有： mm1=dm1/Z1=8 取标准平均模数8齿轮宽度： =63.7mm取64高速级计算结果如下：dm1=120mm b1=64mm=192mmb2=102 mm4.2.6 按齿根弯曲强度设计设计计算（2）设计计算 m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取有弯曲疲劳强度算得的模数7.64mm，就近圆整为标准值 m=8mm，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d=129mm来计算应有的齿数。于是由： Z= Z= =15.7 取Z=15.4，取15则Z=2.6=24 取4.2低速齿轮计算4.2.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）根据要求的传动方案，低速级选用圆柱斜齿轮传动； 2）此为轨道车辆减速器为，故用6级精度；（GB1009588）； 3）材料的选择。选择小齿轮材料为20CrMnTi硬度为280HBS，大齿轮的材料为40Cr（调质）硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为=17，传动比，大齿轮齿数=73；5）初选螺旋角.4.2.2 按齿面接触强度设计d（1）确定公式中各数值1）试选=1.6；2）由机械设计书中图10-30选取区域系数Z=2.433；3）由机械设计书中图10-26可得=0.8=0.724）由机械设计书中表10-7选取齿宽系数=1。5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知；6）由机械设计书中表10-6查的材料的弹性影响系数 ；7）由机械设计书中图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP； 8）由【1】图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.86，K=0.94； 9）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，有 = =所以 =531.25MP(2) 计算 1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得：dd=106.5mm 2)计算圆周速度V=V=10.4 3）计算齿宽b及模数b=b=1106.5=106.5mm m=5.13 h=2.25m=2.255.13=11.3mm b/h=9.4 4）计算纵向重合度，=0.318 =0.318117tan35=3.75）计算载荷系数K，已知使用系数K=1，据v=10.3，6级精度。由图10-8得K=1.11，由图10-13查得K=1.416，由图10-3查得K=K=1.1故载荷系数： K=KKKK K=1=1.78296)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， d=dd=106.5=109.3mm 取1107）计算模数mm= =5.3mm4.2.5 按齿根弯曲强度设计3.按齿根弯曲疲劳强度设计，按公式：m（1）确定计算参数1）计算载荷系数。 K=KKKK=1=1.73 2）根据纵向重合度=3.7，由【1】图10-28查得螺角影响系数Y=0.88； 3）计算当量齿数，Z=Z=20.79 Z=53.644）查取齿形系数由表10-5查得Y=2.788，Y=2.30 5）查取应力校正系数 表10-5查得Y=1.555，Y=1.71 6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP 7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.83，K=0.88 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： =296.43Mp =238.86MP 9）计算大、小齿轮的 ，并加以比较 =0.01396 =0.016384.2.6 按齿根弯曲强度设计设计计算（2）设计计算 m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取有弯曲疲劳强度算得的模数4.7mm，就近圆整为标准值 m=5mm，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d=110mm来计算应有的齿数。于是由： Z= Z= =18 取Z=18，则Z=4.3=41.6 取4.2.7 几何尺寸计算4.几何尺寸计算（1）计算中心距 a=a =290mm 圆整为290mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos=arccos= 因值在允许范围内，故等参数比用修正 （3）计算大，小齿轮的分度圆直径 d109.9mm d=470mm（4）计算齿轮宽度 b= 圆整后取B=110mm，4.2.8验算 ,符合假设条件，即设计满足要求第5章 减速箱轴的设计和计算5.1主动轴的设计5.1.1选择材料材料选用45号钢，正火处理，查表，材料的强度极限；许用应力。查表15-3取 5.1.2求作用在齿轮上的力因有齿轮的分度圆直径可得：式中，Ft1为圆周力，Fr1为径向力及Fa1为轴向力。5.1.3确定轴的最小直径由可得，即取最小直径，为了更加安全以及配合联轴节的选取,。5.1.4确定各轴段尺寸图5.1 主动轴结构图（1）确定各轴段直径段： (根据联轴节)；段： （根据轴直径小于孔直径）段：(与轴承配合)；段：（轴承与轴过渡配合，便于安装轴内端直径大于外端。根据靠近齿轮端的转矩越大也可以判断内轴承受力大于外轴承。段： (定位轴承，由于轴直径较大，锥齿轮必须与轴做成一体齿轮轴）（2） 确定轴上各轴段长段：；段：；段： 段：段: 总长度各支承点间距齿轮与轴承间距：5.1.5校核轴的强度水平支座上的力：垂直面上的力： 截面弯矩垂直面：水平面：合成弯矩5.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。查表取 =0.6,轴的计算应力已选定材料为45号钢，调质处理，故安全。5.1.7齿轮轴加工齿轮轴指支承转动零件并与之一起回转以传递运动、扭矩或弯矩的机械零件。一般为金属圆杆状，各段可以有不同的直径。机器中作回转运动的零件就装在轴上。设计在设计中，齿轮轴的运用一般无外乎一下几种情况：1、齿轮轴一般是小齿轮（齿数少的齿轮）2、齿轮轴一般是在高速级（也就是低扭矩级）3、齿轮轴一般很少作为变速的滑移齿轮，一般都是固定运行的齿轮，一是因为处在高速级，其高速度是不适进行滑移变速的。 4、齿轮轴是轴和齿轮合成一个整体的，但是，在设计时，还是要尽量缩短轴的长度，太长了一是不利于上滚齿机加工，二是轴的支撑太长导致轴要加粗而增加机械强度（如刚性、挠度、抗弯等）加工工艺齿轮轴的加工工艺（以45号钢为例）： 毛坯下料 粗车 调质处理（提高齿轮轴的韧性和轴的刚度） 精车齿坯至尺寸 若轴上有键槽时，可先加工键槽等 滚齿 齿面中频淬火（小齿轮用高频淬火），淬火硬度HRC48-58（具体硬度值需要依据工况、载荷等因素而定） 磨齿 成品的最终检验5.2中间轴的设计5.2.1选择材料，确定许用应力材料选用45号钢，正火处理，查表，材料的强度极限；许用应力。取5.2.2确定轴的最小直径37.15mm,轴与齿轮之间过盈配合，在实际设计中为了增加轴的抗弯抗扭能力，故取5.2.3确定各轴段尺寸图5.2 中间轴结构图确定各轴段直径确定各轴段直径 段： （与轴承配合）; 段：(由于齿轮和轴是过盈配合，直径去除1mm有利于齿轮装配）； 段： （与齿轮过盈配合）; 段： ; 段： （与齿轮过盈配合）； 段： （与轴承配合）； 段： （与轴承配合）;5) 确定轴上各轴段长段： 段（挡油环5mm+轴承宽度15mm+外伸5mm）； 段： (齿轮与轴箱间隙）； 段： （齿宽）； 段：（不与齿轮轴发生干涉） ； 段： （齿宽）； 段： (齿轮与轴箱间隙）； 段： （挡油环5mm+轴承宽度15mm+外伸5mm）；总长度:轴承c与齿轮3间距齿轮3与齿轮2间距齿轮2与轴承d间距5.2.4校核轴的强度对轴进行受力分析2轴上的扭矩：齿轮2的圆周力径向力 齿轮3的圆周力径向力水平面支反力垂直面支反力求危险截面弯矩垂直面 水平面 合成弯矩5.2.5按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。查表取 =0.6,轴的计算应力已选定材料为45号钢，调质处理，故安全。5.3驱动车轴设计5.3.1选择材料 材料选用45号钢，正火处理，查表，材料的强度极限许力。取5.3.2确定轴的最小直径由，图5.3 驱动车轴结构图确定各轴段直径 段： （连接车轴联轴器）; 段：（齿轮与轴箱间隙）； 段： （轴承配合） ; 段：（间隙配合小于齿轮直径便于安装） ; 段： （齿轮直径； 段： （齿轮定位）； 段： （轴承定位）； 段： （与轴承配合）； 确定轴上各轴段长 段： （大于联轴器连接长度）； 段： ； 段： ； 段：（降低装配要求） ； 段：（大于齿宽）； 段： （齿轮与轴箱间隙余量，使齿轮啮合）； 段： （齿轮与轴箱间隙）； 段： （挡油环5mm+轴承宽度15mm+外伸5mm ）；总长度各支承点间距齿轮4与轴承e间距齿轮4与轴承f间距5.3.4校核轴的强度3轴上的扭矩：齿轮4的圆周力径向力（取=200)水平面支反力 垂直面支反力 求危险截面弯矩垂直面 水平面 合成弯矩5.3.5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。查表取 =0.6,轴的计算应力已选定材料为45号钢，调质处理，故安全第6章 轴承设计计算6.1主动轴轴承的设计轴承是各类机械装备的重要基础零部件，它的精度、性能、寿命和可靠性对主机的精度、性能、寿命和可靠性起着决定性的作用。在机械产品中，轴承属于高精度产品，不仅需要数学、物理等诸多学科理论的综合支持，而且需要材料科学、热处理技术、精密加工和测量技术、数控技术和有效的数值方法及功能强大的计算机技术等诸多学科为之服务，因此轴承又是一个代表国家科技实力的产品。圆锥滚子轴承可以分离，由内圈与滚子、保持架一起组成的组件和外圈可以分别安装。滚子和滚道接触处修正的接触线可以减少应力集中。圆锥滚子轴承可以承受大的径向载荷和轴向载荷。由于圆锥滚子轴承只能传递单向轴向载荷，因此，为传递相反方向的轴向载荷就需要另一个与之对称安装的圆锥滚子轴承。输入轴和中间轴之间采用弧齿锥齿轮传动，其相应的齿轮轴承选择圆锥滚子轴承。高速级齿轮传动中的从动轮处选择的的轴承即是圆锥滚子轴承。对于装配需求，轴与齿轮是过渡配合，选择主动轴内端轴承需大于外端轴承，这样安装方便，不会拉伤轴径。根据轴直径选择型号为32910与32911。轴承代号主要尺寸/mm基本额定载荷/KN计算系数dD,b-1.e,Y-1.Y32911801717141441.5660.312.21.91.132910801717141441.5660.312.21.91.1Fa/FR=1.59大于eX=0.4 Y=1.9故采用公式：3.913又因为，一般轴承在设计时会考虑到其出现的一些附加载荷，如冲击力、不平衡力、惯性力等这些因素很难从理论上精确。为了计及这些影响，可对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数，故实际计算时，轴承的当量动载荷应为：P=查阅相关资料，载荷性质举例无或轻微冲击1.01.2电动机、汽轮机、通风机中等冲击1.21.8车辆、动力机械、起重机、造纸机强大冲击1.83.0破碎机、振动筛、钻探机、轧钢机故，取=1.2；得，=1.2（）=4.7KN，当量动载荷C=41.5KN，因此得出 （注，本设计考虑其可靠度修正系数为1）其中，C 基本额定动载荷；L 额定寿命，单位为r ；为指数，对于滚子轴承，取=；.同时计算出走行轮运动一圈的路程；d取齿轮分度圆直径64mm，故轴承可是车辆行驶的路程为：75.3万公里类别检修种类检修周期检修时间备注里程（万公里）时间定期检修全面检修609年20天重点检修203年10天日常维修月检 3月3天列检 3日4h换轮105h换一根动轴上的两个走行轮可知车辆的定期重点检修为60万公里，此时会换轴承，则轴承的寿命需大于20万公里。使用9年,故而轴承校核通过，符合设计规定。6.2中间轴动轴轴承的设计轴承代号主要尺寸/mm基本额定载荷/KN计算系数dD,b-1.e,Y-1.Y3291285171714144673.0.332.21.91Fa/FR=1.59大于eX=0.4 Y=1.9故采用公式：2.765又因为，一般轴承在设计时会考虑到其出现的一些附加载荷，如冲击力、不平衡力、惯性力等这些因素很难从理论上精确。为了计及这些影响，可对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数，故实际计算时，轴承的当量动载荷应为：P=查阅相关资料，取=1.2；得，=1.2（）=4.7KN，当量动载荷C=41.5KN，因此得出 （注，本设计考虑其可靠度修正系数为1）其中，C 基本额定动载荷；L 额定寿命，单位为r ；为指数，对于滚子轴承，取=；.同时计算出走行轮运动一圈的路程；d取齿轮分度圆直径90mm，故轴承可是车辆行驶的路程为：78.6万公里可知车辆的定期重点检修为60公里，此时会换轴承，则轴承的寿命需大于60万公里。使用3年,故而轴承校核通过，符合设计规定。6.3驱动车轴轴承的设计轴承代号主要尺寸/mm基本额定载荷/KN计算系数dD,b-1.e,Y-1.Y3291712621.521.511114673.0.332.21.91Fa/FR=1.59大于eX=0.4 Y=1.9故采用公式：2.312又因为，一般轴承在设计时会考虑到其出现的一些附加载荷，如