跨座式獨軌雙軸動力轉向架傳動系統(tǒng)設計架懸式-城市軌道交通車輛畢業(yè)設計論文

前 言“十五”期間，公路、港口得到快速發(fā)展，“十一五”鐵路建設發(fā)展迅速。城市軌道交通則將成為“十二五”期間基礎建設投資的新貴。據(jù)悉，隨著城市化進程的逐步加速，我國的城市軌道交通建設有望迎來黃金發(fā)展期。伴隨投資額度的加大，城市軌道交通建設有望成為繼鐵路大規(guī)模投資之后新的投資熱點，成為“十二五”基礎建設投資的新增長點。中金公司在2010發(fā)布研究報告稱：“預計未來十年，我國城市軌道交通建設投資有望超過3萬億元?！遍L期以來，我國城市軌道交通建設相對滯后，軌道交通運營總長度、密度及負擔客運比例均遠低于平均水平。而國際經(jīng)驗表明，當一個國家的城市化率超過60%，城市軌道交通將實現(xiàn)高速發(fā)展以解決大城市交通擁堵問題，從而拉動城市軌道交通建設投資迅速增加。眾所周知，一個城市的交通問題是限制一個城市發(fā)展的原因之一。交通的發(fā)展水平直接影響著一個城市經(jīng)濟的發(fā)展情況。隨著時代的進步,經(jīng)濟的不斷發(fā)展，人口逐年增加,城市面積也不斷擴大,而城市汽、電力急劇增加,加重了原有狹窄道路的負荷,道路交通十分緊張,使城市交通成為當前面臨的一個十分嚴峻的問題?，F(xiàn)代城市需要高速而又便捷的交通來運送市民上、下班,購物和娛樂,為適應這一需要,必須建立以快速交通為主,公共電汽車為輔的綜合公共交通系統(tǒng)。在中國目前已發(fā)展了跨坐式單軌交通系統(tǒng),它的最大運量低于地鐵,近似于輕軌交通。這種城市單軌交通,作為一種新型的現(xiàn)代化交通工具,正以它突出的優(yōu)越性越來越受到人們的青睞,并在應用中不斷趨于完善和提高。研究大功率城市軌道牽引驅動裝置是城市軌道交通發(fā)展趨勢的一種要求。能大大的提高城市軌道交通的通勤能力，滿足城市發(fā)展的需要。而本次論文設計的跨座式獨軌雙軸動力轉向架傳動系統(tǒng)設計（架懸式），就滿足了城市化發(fā)展水平提高人們對于交通運輸能力的需求，而且占地資源小，運輸能力強，地形適應性好，舒適環(huán)保，所以此次設計的應用及推廣將有效的解決當今大中型城市擁擠所帶來的諸多問題。目 錄前 言1摘 要4ABSTRACT5第1章緒 論61.1跨坐式獨軌城市軌道交通的發(fā)展現(xiàn)狀和市場要求61.2跨座式城市軌道交通的發(fā)展方向61.3基本參數(shù)7第2章 跨坐式城市軌道車輛牽引傳動系統(tǒng)裝置82.1牽引傳動系統(tǒng)的結構特點82.2軌道車輛傳動系統(tǒng)的基本作用和要求8第3章 傳動系統(tǒng)總布置設計83.1傳動系統(tǒng)的設計原則83.2傳動系統(tǒng)的方案選擇113.3 減速器類型的選擇123.3.1 基本參數(shù)133.4牽引電機的選擇133.4.1 選擇牽引電機的容量143.4.2 查表選取牽引電動機153.5確定傳動比以及傳動比的選擇153.5.1總傳動比153.5.2 傳動比的分配163.6動力參數(shù)的計算163.6.1各軸轉速163.6.2各軸輸入功率163.6.3各軸輸入轉矩16第4章 齒輪的設計和計算174.1高速級齒輪計算174.2.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)174.2.2 按齒面接觸強度設計174.2.6 按齒根彎曲強度設計設計計算184.2低速齒輪計算194.2.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)194.2.2 按齒面接觸強度設計194.2.5 按齒根彎曲強度設計214.2.6 按齒根彎曲強度設計設計計算234.2.7 幾何尺寸計算234.2.8驗算24第5章 減速箱軸的設計和計算245.1主動軸的設計245.1.1選擇材料245.1.2求作用在齒輪上的力255.1.3確定軸的最小直徑255.1.5校核軸的強度265.1.6按彎扭合成應力校核軸的強度275.1.7齒輪軸加工275.2中間軸的設計285.2.1選擇材料，確定許用應力285.2.2確定軸的最小直徑285.2.4校核軸的強度305.2.5按彎扭合成應力校核軸的強度315.3驅動車軸設計315.3.1選擇材料315.3.2確定軸的最小直徑315.3.4校核軸的強度335.3.5按彎扭合成應力校核軸的強度34第6章 軸承設計計算356.1主動軸軸承的設計356.2中間軸動軸軸承的設計37第7章 聯(lián)軸節(jié)的設計與選擇397.1輸入端聯(lián)軸節(jié)407.1輸出端聯(lián)軸節(jié)40第8章 相關結構說明418.1軸箱設計41軸箱傳動系統(tǒng)的一般要求41擬定齒輪箱基本方法418.1.3擬定軸箱428.2油封428.3螺栓放松42第9章 結論與展望44致 謝45參考文獻46摘 要城市軌道交通的發(fā)展緩解了城市交通壓力，方便了人們的出行，為城市的發(fā)展鋪平了道路?？缱姜氒壗煌?，運量低于地鐵,近似于輕軌交通，憑借著自己獨特的方式和較為靈活的發(fā)展條件越來越得到我國城市軌道交通建設市場的青睞和重視。相信在未來城市軌道交通發(fā)展過程中，必將會發(fā)揮重要的作用。本設計是通過分析跨座式獨軌城市軌道交通的發(fā)展現(xiàn)狀和市場需求，在選定了軌道車輛雙軸動力轉向架驅動裝置類型的基礎上，進行傳動系統(tǒng)的總體設計。通過選擇驅動電機、聯(lián)軸器，對減速箱進行設計。本次設計的重點也是對于減速齒輪箱的設計，包含對減速箱內部傳動設計、齒輪設計、軸設計與校核、軸承設計與校核，確定齒輪箱總體尺寸設計，通過優(yōu)化結構設計從而完成對齒輪箱的設計。本次論文設計內容將按照加工方便，結構簡單，易于拆裝，運行平穩(wěn)，重在安全的要求設計。關鍵詞：跨座式獨軌，雙軸，動力轉向架，傳動系統(tǒng)設計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 China's 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章緒 論1.1跨坐式獨軌城市軌道交通的發(fā)展現(xiàn)狀和市場要求隨著我國城市化進程的加快，城市交通擁堵,事故頻繁，環(huán)境污染等交通問題日益成為城市發(fā)展的難題。城市軌道交通以其大運量，高速準時，節(jié)省空間及能源等特點，已逐漸成為我國城市交通發(fā)展的主流。在城市軌道交通系統(tǒng)中，跨坐式單軌交通制式因其線路占地少，可實現(xiàn)大坡度，小曲率線徑運行，且線路構造簡單，噪聲小，乘坐舒適，安全性好等優(yōu)點而逐漸受到關注。我國城市的現(xiàn)有的交通系統(tǒng)存在諸多問題，比較突出的有三個方面：高峰時段堵塞和擁擠嚴重；交通結構單一；對環(huán)境的影響較大。導致交通不暢的根本原因在于現(xiàn)有的城市交通結構過于單一，大、中運量的軌道交通在城市交通中的比重太小。市區(qū)的旅客運輸主要由公共汽車、無軌電車等常規(guī)公交工具和自行車承擔。迄今為止，全國只有北京、上海和廣州三個城市有地鐵和輕軌運營線，而且運營里程都不長，依然不能滿足日益增長的交通需求。要從根本上解決我國城市交通存在的問題，就必須調整現(xiàn)有的交通結構，建立綜合交通系統(tǒng)。規(guī)劃和建設綜合交通系統(tǒng)的首要任務是合理規(guī)劃和發(fā)展各種軌道交通。作為中等運量的軌道交通，跨座式單軌交通是符合我國城市需求的交通形式。相應的轉向架驅動系統(tǒng)技術也必須保持技術創(chuàng)新才能滿足發(fā)展需要。1.2跨座式城市軌道交通的發(fā)展方向城市軌道交通建設對城市的土地開發(fā)、交通結構、經(jīng)濟發(fā)展和城市環(huán)境的影響特別大。因此，城市軌道交通線網(wǎng)規(guī)劃的科學性、合理性、經(jīng)濟性與可操作性是軌道交通建設中至關重要的一環(huán)。為此，在城市軌道交通線網(wǎng)規(guī)劃中要做好以下幾點： 1） 線網(wǎng)規(guī)劃與城市發(fā)展規(guī)劃要協(xié)調城市軌道交通線網(wǎng)規(guī)劃是城市發(fā)展總體規(guī)劃的重要組成部分。因此,線網(wǎng)規(guī)劃必須與城市總體規(guī)劃相匹配，與城市的經(jīng)濟走廊相適應。還要根據(jù)城市規(guī)劃的發(fā)展方向留有向外延伸的可能性，以適應都市的未來發(fā)展。線網(wǎng)規(guī)劃要結合城市軌道沿線的工程地質、水文條件以及沿線城市環(huán)境，經(jīng)過技術、經(jīng)濟方案比較,環(huán)境評估后，慎重地選擇地下、高架和地面三種線路敷設方式。既要節(jié)省投資,降低運營成本，又有利于乘客的出入換乘。 2）線網(wǎng)規(guī)劃要滿足城市主干客流的交通需求。重點研究城市土地的利用形態(tài)、人口與商業(yè)分布特征和現(xiàn)在、未來的路網(wǎng)客流分布特點。使軌道交通能最大限度地分擔城市交通大通道的客流，提高其分擔城市公共客流的比率。要以最短的線路連接城市的交通樞紐、商業(yè)文娛中心和城市生活區(qū)等客流集散量巨大的場所。避免個別線路、站點負荷過大或過小的現(xiàn)象。城市軌道的線網(wǎng)骨架規(guī)劃，在遠期目標上，先對近期需要修建的各條線路的必要性和緊迫性進行充分的論證。3） 線網(wǎng)規(guī)劃要處理好軌道交通系統(tǒng)內各線路間的整體銜接與協(xié)調，特別是各線路間的換乘與接駁。重點研究各線路的相交形式和相交點，設置方便乘客換乘的樞紐，盡量縮短乘客的行走距離和人流交叉。與地面公交系統(tǒng)要無縫銜接，尤其要重視與地面其他公交的換乘接駁。結合軌道線路的走向,站點及出入口的位置，合理調整公交站點及線路走向，使其既利于軌道交通集散大宗客流，又盡量減少與城市軌道交通平行的公交線路，避免軌道交通與地面交通競爭客流。4） 幾種城市軌道交通方式要協(xié)調發(fā)展。綜合分析各種軌道交通的特點、優(yōu)勢及城市現(xiàn)有的客流、 經(jīng)濟 規(guī)模與發(fā)展傾向，做到“宜地鐵，才地鐵；宜輕軌，則輕軌。”不要把目光局限于地鐵。對于大型或特大型城市的中心區(qū)域應充分利用地下鐵路的特點而優(yōu)先發(fā)展地下鐵路。對客流量不太大且靈活，修建地鐵不經(jīng)濟，就應轉向輕軌交通系統(tǒng)，輕軌系統(tǒng)還特別適用于城市的坡道較大或城市彎曲的大中型城市。新型城市有軌電車在一些經(jīng)濟規(guī)模和城市規(guī)模不太大，城市客流量不多的中小城市很有發(fā)展前景。市郊鐵路可用于快速連接市中心與郊區(qū)1.3基本參數(shù)車輛設計采用6節(jié)編組，4動車2拖車 208t 有效載重24.6t.取軸重T11t，城市輕軌構造速度范圍為7080km/h，取構造速度為80km /即22.2m/s。走行輪采用動態(tài)直徑982mm的橡膠輪胎。第2章 跨坐式城市軌道車輛牽引傳動系統(tǒng)裝置2.1牽引傳動系統(tǒng)的結構特點本次設計傳動系統(tǒng)主要由驅動電機、輸入端聯(lián)軸節(jié)、制動盤、齒輪減速箱、輸出端聯(lián)軸器五部分組成，全部放在構架外側。當然其他方面，比如在齒輪箱體上安裝速度發(fā)電機，以檢測車輛的運行速度不在本次設計展示。驅動電機非本次結構功能設計重點，在三維制圖中將只以外觀模型體現(xiàn)。轉向架基礎制動裝置為盤形制動，制動盤安裝在驅動電機端主要考慮轉矩小的特點。由于受空間和重量限制，需采用小直徑、大容量的制動盤，制動盤和輸入端輸入端聯(lián)軸節(jié)也作為一體化設計。2.2軌道車輛傳動系統(tǒng)的基本作用和要求傳動系統(tǒng)的作用就是將牽引電動機的扭矩有效地轉化為轉向架輪對轉矩，利用輪軌的粘著機理，驅使機車或者動車沿著鋼軌運行。傳動系統(tǒng)實際作用是將高轉速，小扭矩的牽引電動機驅動傳遞到具有較大阻力矩的動軸。而城市軌道車輛只有動車才具有傳動系統(tǒng)，它對傳動系統(tǒng)有以下要求：（1） 傳動系統(tǒng)應保證能使牽引電機功率得到有效的發(fā)揮，穩(wěn)定的傳動比。（2） 電動機電樞軸應盡量與車軸布置在同一高度上，以減少線路的不平順對齒輪的動作用力。（3） 電動機在安裝上應有減振措施。（4） 傳動系統(tǒng)應安裝檢測裝置。（5） 傳動系統(tǒng)本身應該簡單可靠，具有最少量的磨耗件。（6） 當牽引電動機或驅動機構發(fā)生損壞時，應易于拆卸。第3章 傳動系統(tǒng)總布置設計3.1傳動系統(tǒng)的設計原則傳動系統(tǒng)既要確保牽引電動機的輸出功率可靠地傳遞給輪對，同時又要隔離輪軌沖擊對電動機的影響。作為轉向架的重要部件，驅動裝置決定著轉向架的運行性能和牽引性能。對一臺理想驅動裝置的要求有以下幾個方面：1)驅動裝置應具有旋轉彈性。機車起動時，特別是重載啟動時，牽引電動機受有相當大的啟動電流，牽引電動機所發(fā)揮的旋轉力矩存在著較強烈的脈沖，這會引起整個系統(tǒng)發(fā)生振動。在采用剛性軸支承式傳動裝置的機車上，它們直接傳至輪對。輪對出現(xiàn)滑動現(xiàn)象，影響粘著利用，機車牽引力不能得到充分發(fā)揮。架懸式傳動系統(tǒng)常采用具有一定彈性的聯(lián)軸器，將電機和輪對連接起來。具有旋轉彈性的傳動系統(tǒng)，由于彈性元件吸收振動而使粘著利用獲得改善，機車牽引力也將有所提高。2)不約束輪對的垂向運動，即對一系彈簧垂向彈性的影響應盡量小。輪對通過一系彈簧懸掛裝置和軸箱定位活節(jié)連接裝置同轉向架構架呈彈性連接。作用在輪對上的各種力都經(jīng)過這些裝置直接傳遞給轉向架構架。假如驅動裝置對軸箱彈簧有垂向內阻力存在，那么，作用在輪對上的各種力，有一部分將按驅動裝置和一系彈簧懸掛裝置兩者彈性常數(shù)的比例關系由驅動裝置傳遞。換句話說，就是驅動裝置參與了一系彈簧懸掛裝置的作用。而后者不再以原設計參數(shù)工作。因此，驅動裝置與轉向架構架的垂向彈性連接剛度應足夠的小，以不影響一系懸掛裝置的垂向工作狀態(tài)為原則。若是驅動裝置對垂向彈性有較大影響時，則必須減小一系彈簧懸掛裝置彈簧的彈性常數(shù)，以保證總的彈性常數(shù)。3)不約束輪對的橫向運動，即對輪對的橫向彈性不發(fā)生影響或影響盡量地小。機車動車在線路上運行時，輪對上作用有橫向力和橫向沖擊。為了緩和和減小這沖擊和作用力，輪對和構架之間的連接裝置應具有一定的橫向彈性。假如驅動裝置對輪對的橫向運動有內阻力存在，那么，作用在輪對上的各橫向力，有一部分將按它們之間彈性常數(shù)的比例關系由驅動裝置傳遞。而后者本身也承受這些附加的橫向力。所以，在設計驅動裝置時，應當考慮到輪對的定位、導向和彈性都僅只由軸箱彈簧裝置和軸箱定位活節(jié)連接裝置來保證。而驅動裝置盡量不影響或者盡可能小地影響輪對的橫向運動。4)不約束輪對的角位移，即對輪對相對構架的側滾和搖頭運動不發(fā)生影響或影響盡量地小。軸支承式牽引驅動裝置的電機常利用滾動或滑動軸承，兩點支撐在車軸上，一點懸掛在構架上。當輪對相對構架產(chǎn)生角位移運動時，電機懸掛裝置僅應平衡驅動力矩，而不應約束輪對的角位移運動。架承式牽引驅動裝置的電機常三點剛性或彈性安裝在構架上，電機與輪對間通過聯(lián)軸器連接，傳遞驅動力矩。由于聯(lián)軸器的萬向作用，可將電機的驅動力矩有效地傳遞給輪對，而不對輪對產(chǎn)生角位移約束。驅動裝置中，影響輪對的角位移的元件是電機懸掛裝置或聯(lián)軸器，因此，其結構和彈性參數(shù)設計，需考慮有效地驅動輪對，而盡量小地影響輪對相對構架的角位移。若設計不當，將會使輪對的跳動激擾直接傳遞給構架，影響轉向架的性能。5)除輪對外，其他零部件應盡可能都是簧承質量。機車的非簧承質量越大，機車通過鋼軌接頭和道岔時所引起的垂直加速度和垂直沖擊就越大。這種沖擊力隨機車運行速度的提高而急劇增大。高速機車特別希望非簧承質量盡可能地小，以減小輪對的動力作用及其所引起的軸重變化和改善牽引力的傳遞。6)傳動元件在發(fā)生持續(xù)或斷續(xù)軸位移時不引起外部慣性力，即不發(fā)生不平衡的作用力。機車的軸重，是在機車組裝和調試完畢后逐個稱出的，并經(jīng)調整軸箱彈簧達到基本均衡。由于轉向架構架、車軸活節(jié)式連接裝置和電機機座等制造誤差、軸箱彈簧調整的誤差及其位置變化等原因，在機車運行過程中軸位移實際上是連續(xù)發(fā)生的。在關節(jié)驅動裝置中，由于車軸位移而造成的均衡元件偏心(該元件回轉速度變化的頻率為動軸轉數(shù)的兩倍)，會產(chǎn)生不平衡力。不平衡力的大小與關節(jié)驅動裝置的結構有關。關節(jié)驅動裝置雙邊布置時，兩邊都有相應的軸位移，彼此總是保持持續(xù)平衡。關節(jié)驅動裝置布置在兩邊并靠近車輪時，還存在著動態(tài)不平衡(其值與關節(jié)驅動裝置間的距離有關)。這種不平衡無法平衡。7)傳動元件在發(fā)生持續(xù)或斷續(xù)軸位移時，不引起內部慣性力。輪對每轉一圈都會引起連桿和平衡元件發(fā)生運動而產(chǎn)生附加的內部慣性力。若輪對短時加速度達209左右，則短時軸位移所產(chǎn)生的不平衡力和內部慣性力將達到極高的瞬時值。因為不平衡力和內部慣性力同機車運行速度的平方成正比地增長，所以很快就會達到臨界狀態(tài)。采用具有不平衡力和慣性力的傳動裝置不僅在振動和運行技術方面，而且在應力和結構方面都將造成很大的困難。不平衡力和內部慣性力的關系對各種連桿傳動裝置是不同的，只能作一個總的評論:一般在軸位移相同時，不平衡力較小者，其內部慣性力就較大。8)驅動裝置應當不易磨損及無須維護。9)驅動裝置應允許輪對有足夠的橫動量。為使機車動車，特別是三軸轉向架的機車通過曲線時不致產(chǎn)生過大的導向力和構架力。中間輪對有一定的橫向移動一橫動量，使其能在此范圍內自由擺動因此要求驅動裝置對此橫向位移不產(chǎn)生內阻力或者盡量減小其影響3.2傳動系統(tǒng)的方案選擇牽引驅動裝置的類型按動力分布的形式，電動車組可分為動力集中和動力分散兩大類。對于動力幾種電動車組要求動力轉向架的單軸功率、驅動力矩及軸重比較大，而動力分散電動車組動軸的功率、驅動力矩及軸重相對來說較小。鑒于單軸驅動功率和驅動力矩的不同等級，動力轉向架中的驅動裝置必須采用不同形式來完成動力的傳遞。動力轉向架牽引電機懸掛方式大體上分為三類：軸懸、架懸、體懸。軸懸式牽引電機一端通過抱軸軸承支在車軸上，另一端尾部通過彈性結構吊掛在轉向架構架上，電機與輪對間無需聯(lián)軸器，直接進行力矩傳遞，此方式一系彈簧下重量較大，只適用于低速。架懸式牽引電機全部懸掛在構架上，電機全部重量懸掛在構架上，電機全部重量屬于簧上部分。體懸式牽引電機全部或大部分懸掛在車體上，電機重量屬二系以上。本文架懸式牽引電動機驅動裝置被完全裝置在轉向架上。車輛運行時，它隨構架一起，相對輪對產(chǎn)生各個方向的位移。為了保證順利地傳遞牽引電動機的轉矩，在牽引電動機和輪對之間必須設有適應垂向和橫向位移的運動元件。軸式傳動裝置的優(yōu)點是結構簡單、效率高；橡膠元件設在電機電樞軸和減速器之間，所傳遞的旋轉力矩比設在大齒輪或空心軸和車輪間要小大約一個傳動比的數(shù)值。所以該元件以致聯(lián)軸器可設計得較小巧。橡膠聯(lián)軸器和扭軸具有一定的旋轉彈性，且固有振動頻率低。保證了牽引電動機轉矩比較平穩(wěn)。彈性元件變形小。所以橡膠聯(lián)軸器的使用壽命較長，同時不需維護和潤滑。3.3 減速器類型的選擇傳統(tǒng)的如圖1-1所示，減速箱由輸入軸、中間軸、輸出軸組成，輸入軸和中間軸之間采用弧齒錐齒輪傳動，而中間軸與輸出軸之間采用圓柱斜齒輪傳動。齒輪減速箱通過螺柱固定在構架本體的軸套外側，齒輪箱體的結構具有足夠的剛度和強度，以便支承兩級齒輪，同時安裝盤形制動裝置和速度發(fā)電機，制動盤直接安裝在中間軸外端圖1-1參照驅動裝置原理圖但是按照實際構架制作者的要求，驅動車軸制作為實心軸，盡量減小傳動系統(tǒng)尺寸界限。所以對減速箱外觀做了系列改動，將制動盤放在牽引電動機端更好的解決了制動盤轉矩過大所帶來的問題。而且設計內容比較參照原理圖，結構更加簡單。減速箱內部傳動系統(tǒng)，仍舊按照參照圖的圓錐圓柱齒輪傳動，但是圓錐齒輪傳動只占總傳動比的1/3，保證大錐齒輪不至于過大便于加工。減速器與驅動車軸采用彈性聯(lián)軸器連接，傳動系統(tǒng)與驅動車軸之間在軸向、徑向都有彈性空間，減小磨損，增加了使用壽命，減小震動。圖1-2預想驅動裝置原理圖3.3.1 基本參數(shù)跨座式獨軌雙軸動力轉向架傳動系統(tǒng)設計（架懸式）。車輛設計采用6節(jié)編組，4動車2拖車 208t 有效載重24.6t.取軸重T11t，城市輕軌構造速度范圍為7080km/h，取構造速度為80km /即22.2m/s。走行輪采用動態(tài)直徑982mm的橡膠輪胎。3.4牽引電機的選擇電動機的選用，首先要了解電動機的機械負載特性，根據(jù)機械負載的類型和特性來選擇電動機的額定容量、額定轉速、額定電壓以及型式。要為某一生產(chǎn)機械選配一臺電動機，首先要合理選擇電動機的功率。通常根據(jù)生產(chǎn)機械負載的需要來選擇電動機的功率，同時，還要考慮負載的工作制問題，也就是說，所選的電動機應適應機械負載的連接、短時或間斷周期工作性質。功率選用時不能太大，也不能太小。選小了，保證不了電動機和生產(chǎn)機械的正常工作；選大了，雖然能保證正常運行，但是不經(jīng)濟，電動機容量不能被充分利用，而且電動機經(jīng)常不能滿載運行，使得效率和功率因數(shù)不高。其次，根據(jù)電源電壓條件，要求所選用的電動機的額定電壓與頻率同供電電源電壓與頻率相符合。電動機的轉速一定要按生產(chǎn)機械銘牌上的要求選擇，否則可能改變生產(chǎn)機械的性能。此外，電動機的結構、防護、冷卻和安裝形式，應適應使用環(huán)境條件的要求，并且要力求安裝、調試、檢修方便，以保證電機能安全可靠的運行。3.4.1 選擇牽引電機的容量電動機的容量主要根據(jù)電動機運行時的發(fā)熱條件來決定。所選電動機的額定功率必須大于所需電動機的工作功率。電動機所需功率為： Pd=Pw/o (kw) 式（3.1）PW為輸出功率，它由工作阻力和運動參數(shù)確定，PW=F×V/1000 （kw） 式（3.2）根據(jù)轉向架設計參數(shù)可得：跨坐式獨軌單軸列車轉向架的軸重取11t，則動車上有兩個轉向架即有兩根軸，車體重量，參照軌道車輛構造一書，上海地鐵車輛4動車2拖車 155t 有效載重24.6t，動車自重加載重108t，城市輕軌構造速度范圍為60-80km/h，取構造速度為80km/h即22.22m/s。則參考日立式輕軌車輛運行阻力計算公式。車輛運行阻力為： F=(13+0.0425×V) ×W+0.0022×V×V×a×9.8 式（3.3）V車輛運行速度；W列車自重；a阻尼系數(shù)；將已知參數(shù)帶入式（3.3）中，其中阻力系數(shù)a取值為0.8，則有： F=(13+0.0425×V) ×W+0.0022×V×V×a×9.8 =（13+0.0425×20.83）×108+0.0022×20.83×20.83×0.8×9.8 =22836.95（N） 帶入式（3.2）： PW0=F×V/1000 (kw) PW0=507.437 （kw） 則每軸輸出功率為： PW=507.437/8=63.429 （kw）o為電動機功率與輸出功率的總效率。它為組成傳動裝置和工作機的各部分運動副或傳動副的效率乘積。設1、2、3、4分別為聯(lián)軸器、滾動軸承、齒輪傳動及車軸傳動的效率。取齒輪聯(lián)軸器1=0.99；取滾動軸承2=0.98取圓錐齒輪傳動效率和圓柱齒輪傳動效率3 =0.97；取軸傳動效率4=0.99o= 1×1×2×2×3×3×4 式（3.4） 將上述參數(shù)帶入式（3.4）：o=0.99×0.99×0.98×0.98×0.97×0.97×0.99=0.877帶入式（3.1）： Pd=Pw/o=72.326 （kw）所需電動機功率為72.326w，在上述計算中，所采取的速度為構造速度，列車的運行速度均低于構造速度。故選取電動機型號時，選取額定功率為110KW的三相異步電動機即可。3.4.2 查表選取牽引電動機根據(jù)機械設計手冊選取電機，選取的交流異步電動機參數(shù)如下：選取的交流異步電動機參數(shù)如下： 電動機型號： Y315S-2額定功率： 110kw額定電流： 203A轉速： 2980r/min重量： 622kg最大轉矩/額定轉矩： 2.2倍3.5確定傳動比以及傳動比的選擇傳動比分配應注意以下幾點:（1）各級傳動的傳動比一般應在常用值范圍內不應超過所允許的最大值，以符合其傳動型式的動作特點。(2)各級傳動間應到尺寸協(xié)調、結構勻稱;各傳動零件彼此間不應發(fā)生干涉碰撞;所有的傳動件應便于安裝。(3)設計兩級圓柱齒輪傳動時，為便于采用浸油潤滑方式，應高速級和低速級大齒輪的浸油深度大致相等。(3)圓錐圓柱減速器圓錐齒輪傳動的傳動比占總傳動比的1/3。故選取YK系列圓錐-圓柱齒輪減速器YB-T050-93.5.1總傳動比通過轉速之間的比值可以求得總的傳動比如下： 式（3.7）3.5.2 傳動比的分配 式（3.8）式中， 表示第一級傳動的傳動比； 表示第二級傳動的傳動比。計算得，一級傳動比i1=1.6，二級傳動比i2=4.3。3.6動力參數(shù)的計算3.6.1各軸轉速各軸轉速：軸為輸入軸，軸為中間軸，軸為輸出軸。軸： n=nm=2980r/min軸： n=n/i1=1862.5r/min軸： n=n/i2=433.14r/min3.6.2各軸輸入功率軸： P=PD×1=72.326*0.99=71.60kw軸： P= P×2×3=68.07kw軸： P= P×2×3=64.70kw3.6.3各軸輸入轉矩電動機軸輸出轉矩：Td=9.55×106×Pd/nm=2.269105軸：T=Td×1=2.247×105軸：T= T×2×3× i1=5.34×105軸：T= T×2×3× i2=13.198×105第4章 齒輪的設計和計算齒輪傳動是指用主、從動輪齒輪直接、傳遞運動和動力的裝置。齒輪傳動的特點是：齒輪傳動平穩(wěn)，傳動比精確，工作可靠、效率高、壽命長，使用的功率、速度和尺寸范圍大。例如傳遞功率可以從很小至幾十萬千瓦；速度最高可達300m/s；齒輪直徑可以從幾毫米至二十多米。但是制造齒輪需要有專門的設備，嚙合傳動會產(chǎn)生噪聲。通常設計時只按保證齒根彎曲疲勞強度及保證齒面接觸疲勞強度兩準則進行計算。對于高速大功率的齒輪傳動，還要按保證齒面抗膠合能力的準則進行計算。4.1高速級齒輪計算4.2.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)1）根據(jù)要求的傳動方案，在高速級實現(xiàn)轉向變速，選用圓錐斜齒輪傳動；具有重合度大、傳動效率高、傳動平穩(wěn)、噪聲小的優(yōu)點。 2）此為軌道車輛減速器為，故用6級精度；（GB1009588）； 3）材料的選擇。選擇小齒輪材料為20CrMnTi硬度為280HBS，大齒輪的材料為40Cr（調質）硬度為240HBS，兩者硬度差為40HBS；4）選小齒輪齒數(shù)為=15，傳動比，大齒輪齒數(shù)=24；5）初選螺旋角.4.2.2 按齒面接觸強度設計設計準則:齒輪硬度分別為280HBS和240HBS,均小于350HBS，閉式軟齒面齒輪傳動，按齒面接觸疲勞強度確定傳動尺寸，再按齒根彎曲疲勞強度校核。按齒面接觸疲勞強度設計，由機械設計（10-26）得：d2.92 式（4.1）試選載荷系數(shù)K=1.3；轉矩T=2.247×105；由機械設計表（10-6）查得材料的彈性影響系數(shù)；錐齒輪傳動齒寬系數(shù)R取值在0.25到0.35之間，一般取值為1/3，因此R=0.33；齒數(shù)比u=2.5；計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%，取安全系數(shù)S=1式（4.2）由機械設計圖（10-21d）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MP；由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。 帶入式（4.2）可得： H1= 540 H2=522.5試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值: d1116 根據(jù)模數(shù)8-10，,取dm1=120mm,d1取144式（4.3）將d1帶入式（4.3）則有： 平均分度圓直徑： dm1=120平均模數(shù)則有： mm1=dm1/Z1=8 取標準平均模數(shù)8齒輪寬度： =63.7mm取64高速級計算結果如下：dm1=120mm b1=64mm=192mmb2=102 mm4.2.6 按齒根彎曲強度設計設計計算（2）設計計算 m對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，可取有彎曲疲勞強度算得的模數(shù)7.64mm，就近圓整為標準值 m=8mm，已可滿足彎曲疲勞強度，用接觸疲勞強度算得分度圓直徑d=129mm來計算應有的齒數(shù)。于是由： Z= Z= =15.7 取Z=15.4，取15則Z=2.6=24 取4.2低速齒輪計算4.2.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)1）根據(jù)要求的傳動方案，低速級選用圓柱斜齒輪傳動； 2）此為軌道車輛減速器為，故用6級精度；（GB1009588）； 3）材料的選擇。選擇小齒輪材料為20CrMnTi硬度為280HBS，大齒輪的材料為40Cr（調質）硬度為240HBS，兩者硬度差為40HBS；4）選小齒輪齒數(shù)為=17，傳動比，大齒輪齒數(shù)=73；5）初選螺旋角.4.2.2 按齒面接觸強度設計d（1）確定公式中各數(shù)值1）試選=1.6；2）由機械設計書中圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433；3）由機械設計書中圖10-26可得=0.8=0.724）由機械設計書中表10-7選取齒寬系數(shù)=1。5）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知；6）由機械設計書中表10-6查的材料的彈性影響系數(shù) ；7）由機械設計書中圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MP； 8）由【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.86，K=0.94； 9）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，有 = =所以 =531.25MP(2) 計算 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得：dd=106.5mm 2)計算圓周速度V=V=10.4 3）計算齒寬b及模數(shù)b=b=1106.5=106.5mm m=5.13 h=2.25m=2.255.13=11.3mm b/h=9.4 4）計算縱向重合度，=0.318 =0.318117tan35=3.75）計算載荷系數(shù)K，已知使用系數(shù)K=1，據(jù)v=10.3，6級精度。由圖10-8得K=1.11，由圖10-13查得K=1.416，由圖10-3查得K=K=1.1故載荷系數(shù)： K=KKKK K=1=1.78296)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑， d=dd=106.5=109.3mm 取1107）計算模數(shù)mm= =5.3mm4.2.5 按齒根彎曲強度設計3.按齒根彎曲疲勞強度設計，按公式：m（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。 K=KKKK=1=1.73 2）根據(jù)縱向重合度=3.7，由【1】圖10-28查得螺角影響系數(shù)Y=0.88； 3）計算當量齒數(shù)，Z=Z=20.79 Z=53.644）查取齒形系數(shù)由表10-5查得Y=2.788，Y=2.30 5）查取應力校正系數(shù) 表10-5查得Y=1.555，Y=1.71 6）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=500MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MP 7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.83，K=0.88 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有： =296.43Mp =238.86MP 9）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 =0.01396 =0.016384.2.6 按齒根彎曲強度設計設計計算（2）設計計算 m對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，可取有彎曲疲勞強度算得的模數(shù)4.7mm，就近圓整為標準值 m=5mm，已可滿足彎曲疲勞強度，用接觸疲勞強度算得分度圓直徑d=110mm來計算應有的齒數(shù)。于是由： Z= Z= =18 取Z=18，則Z=4.3=41.6 取4.2.7 幾何尺寸計算4.幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=a =290mm 圓整為290mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos=arccos= 因值在允許范圍內，故等參數(shù)比用修正 （3）計算大，小齒輪的分度圓直徑 d109.9mm d=470mm（4）計算齒輪寬度 b= 圓整后取B=110mm，4.2.8驗算 ,符合假設條件，即設計滿足要求第5章 減速箱軸的設計和計算5.1主動軸的設計5.1.1選擇材料材料選用45號鋼，正火處理，查表，材料的強度極限；許用應力。查表15-3取 5.1.2求作用在齒輪上的力因有齒輪的分度圓直徑可得：式中，F(xiàn)t1為圓周力，F(xiàn)r1為徑向力及Fa1為軸向力。5.1.3確定軸的最小直徑由可得，即取最小直徑，為了更加安全以及配合聯(lián)軸節(jié)的選取,。5.1.4確定各軸段尺寸圖5.1 主動軸結構圖（1）確定各軸段直徑段： (根據(jù)聯(lián)軸節(jié))；段： （根據(jù)軸直徑小于孔直徑）段：(與軸承配合)；段：（軸承與軸過渡配合，便于安裝軸內端直徑大于外端。根據(jù)靠近齒輪端的轉矩越大也可以判斷內軸承受力大于外軸承。段： (定位軸承，由于軸直徑較大，錐齒輪必須與軸做成一體齒輪軸）（2） 確定軸上各軸段長段：；段：；段： 段：段: 總長度各支承點間距齒輪與軸承間距：5.1.5校核軸的強度水平支座上的力：垂直面上的力： 截面彎矩垂直面：水平面：合成彎矩5.1.6按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。查表取 =0.6,軸的計算應力已選定材料為45號鋼，調質處理，故安全。5.1.7齒輪軸加工齒輪軸指支承轉動零件并與之一起回轉以傳遞運動、扭矩或彎矩的機械零件。一般為金屬圓桿狀，各段可以有不同的直徑。機器中作回轉運動的零件就裝在軸上。設計在設計中，齒輪軸的運用一般無外乎一下幾種情況：1、齒輪軸一般是小齒輪（齒數(shù)少的齒輪）2、齒輪軸一般是在高速級（也就是低扭矩級）3、齒輪軸一般很少作為變速的滑移齒輪，一般都是固定運行的齒輪，一是因為處在高速級，其高速度是不適進行滑移變速的。 4、齒輪軸是軸和齒輪合成一個整體的，但是，在設計時，還是要盡量縮短軸的長度，太長了一是不利于上滾齒機加工，二是軸的支撐太長導致軸要加粗而增加機械強度（如剛性、撓度、抗彎等）加工工藝齒輪軸的加工工藝（以45號鋼為例）： 毛坯下料 粗車 調質處理（提高齒輪軸的韌性和軸的剛度） 精車齒坯至尺寸 若軸上有鍵槽時，可先加工鍵槽等 滾齒 齒面中頻淬火（小齒輪用高頻淬火），淬火硬度HRC48-58（具體硬度值需要依據(jù)工況、載荷等因素而定） 磨齒 成品的最終檢驗5.2中間軸的設計5.2.1選擇材料，確定許用應力材料選用45號鋼，正火處理，查表，材料的強度極限；許用應力。取5.2.2確定軸的最小直徑37.15mm,軸與齒輪之間過盈配合，在實際設計中為了增加軸的抗彎抗扭能力，故取5.2.3確定各軸段尺寸圖5.2 中間軸結構圖確定各軸段直徑確定各軸段直徑 段： （與軸承配合）; 段：(由于齒輪和軸是過盈配合，直徑去除1mm有利于齒輪裝配）； 段： （與齒輪過盈配合）; 段： ; 段： （與齒輪過盈配合）； 段： （與軸承配合）； 段： （與軸承配合）;5) 確定軸上各軸段長段： 段（擋油環(huán)5mm+軸承寬度15mm+外伸5mm）； 段： (齒輪與軸箱間隙）； 段： （齒寬）； 段：（不與齒輪軸發(fā)生干涉） ； 段： （齒寬）； 段： (齒輪與軸箱間隙）； 段： （擋油環(huán)5mm+軸承寬度15mm+外伸5mm）；總長度:軸承c與齒輪3間距齒輪3與齒輪2間距齒輪2與軸承d間距5.2.4校核軸的強度對軸進行受力分析2軸上的扭矩：齒輪2的圓周力徑向力 齒輪3的圓周力徑向力水平面支反力垂直面支反力求危險截面彎矩垂直面 水平面 合成彎矩5.2.5按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。查表取 =0.6,軸的計算應力已選定材料為45號鋼，調質處理，故安全。5.3驅動車軸設計5.3.1選擇材料 材料選用45號鋼，正火處理，查表，材料的強度極限許力。取5.3.2確定軸的最小直徑由，圖5.3 驅動車軸結構圖確定各軸段直徑 段： （連接車軸聯(lián)軸器）; 段：（齒輪與軸箱間隙）； 段： （軸承配合） ; 段：（間隙配合小于齒輪直徑便于安裝） ; 段： （齒輪直徑； 段： （齒輪定位）； 段： （軸承定位）； 段： （與軸承配合）； 確定軸上各軸段長 段： （大于聯(lián)軸器連接長度）； 段： ； 段： ； 段：（降低裝配要求） ； 段：（大于齒寬）； 段： （齒輪與軸箱間隙余量，使齒輪嚙合）； 段： （齒輪與軸箱間隙）； 段： （擋油環(huán)5mm+軸承寬度15mm+外伸5mm ）；總長度各支承點間距齒輪4與軸承e間距齒輪4與軸承f間距5.3.4校核軸的強度3軸上的扭矩：齒輪4的圓周力徑向力（取=200)水平面支反力 垂直面支反力 求危險截面彎矩垂直面 水平面 合成彎矩5.3.5按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。查表取 =0.6,軸的計算應力已選定材料為45號鋼，調質處理，故安全第6章 軸承設計計算6.1主動軸軸承的設計軸承是各類機械裝備的重要基礎零部件，它的精度、性能、壽命和可靠性對主機的精度、性能、壽命和可靠性起著決定性的作用。在機械產(chǎn)品中，軸承屬于高精度產(chǎn)品，不僅需要數(shù)學、物理等諸多學科理論的綜合支持，而且需要材料科學、熱處理技術、精密加工和測量技術、數(shù)控技術和有效的數(shù)值方法及功能強大的計算機技術等諸多學科為之服務，因此軸承又是一個代表國家科技實力的產(chǎn)品。圓錐滾子軸承可以分離，由內圈與滾子、保持架一起組成的組件和外圈可以分別安裝。滾子和滾道接觸處修正的接觸線可以減少應力集中。圓錐滾子軸承可以承受大的徑向載荷和軸向載荷。由于圓錐滾子軸承只能傳遞單向軸向載荷，因此，為傳遞相反方向的軸向載荷就需要另一個與之對稱安裝的圓錐滾子軸承。輸入軸和中間軸之間采用弧齒錐齒輪傳動，其相應的齒輪軸承選擇圓錐滾子軸承。高速級齒輪傳動中的從動輪處選擇的的軸承即是圓錐滾子軸承。對于裝配需求，軸與齒輪是過渡配合，選擇主動軸內端軸承需大于外端軸承，這樣安裝方便，不會拉傷軸徑。根據(jù)軸直徑選擇型號為32910與32911。軸承代號主要尺寸/mm基本額定載荷/KN計算系數(shù)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又因為，一般軸承在設計時會考慮到其出現(xiàn)的一些附加載荷，如沖擊力、不平衡力、慣性力等這些因素很難從理論上精確。為了計及這些影響，可對當量動載荷乘上一個根據(jù)經(jīng)驗而定的載荷系數(shù)，故實際計算時，軸承的當量動載荷應為：P=查閱相關資料，載荷性質舉例無或輕微沖擊1.01.2電動機、汽輪機、通風機中等沖擊1.21.8車輛、動力機械、起重機、造紙機強大沖擊1.83.0破碎機、振動篩、鉆探機、軋鋼機故，取=1.2；得，=1.2（）=4.7KN，當量動載荷C=41.5KN，因此得出 （注，本設計考慮其可靠度修正系數(shù)為1）其中，C 基本額定動載荷；L 額定壽命，單位為r ；為指數(shù)，對于滾子軸承，取=；.同時計算出走行輪運動一圈的路程；d取齒輪分度圓直徑64mm，故軸承可是車輛行駛的路程為：75.3萬公里類別檢修種類檢修周期檢修時間備注里程（萬公里）時間定期檢修全面檢修609年20天重點檢修203年10天日常維修月檢 3月3天列檢 3日4h換輪105h換一根動軸上的兩個走行輪可知車輛的定期重點檢修為60萬公里，此時會換軸承，則軸承的壽命需大于20萬公里。使用9年,故而軸承校核通過，符合設計規(guī)定。6.2中間軸動軸軸承的設計軸承代號主要尺寸/mm基本額定載荷/KN計算系數(shù)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又因為，一般軸承在設計時會考慮到其出現(xiàn)的一些附加載荷，如沖擊力、不平衡力、慣性力等這些因素很難從理論上精確。為了計及這些影響，可對當量動載荷乘上一個根據(jù)經(jīng)驗而定的載荷系數(shù)，故實際計算時，軸承的當量動載荷應為：P=查閱相關資料，取=1.2；得，=1.2（）=4.7KN，當量動載荷C=41.5KN，因此得出 （注，本設計考慮其可靠度修正系數(shù)為1）其中，C 基本額定動載荷；L 額定壽命，單位為r ；為指數(shù)，對于滾子軸承，取=；.同時計算出走行輪運動一圈的路程；d取齒輪分度圓直徑90mm，故軸承可是車輛行駛的路程為：78.6萬公里可知車輛的定期重點檢修為60公里，此時會換軸承，則軸承的壽命需大于60萬公里。使用3年,故而軸承校核通過，符合設計規(guī)定。6.3驅動車軸軸承的設計軸承代號主要尺寸/mm基本額定載荷/KN計算系數(shù)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又因為，一般軸承在設計時會考慮到其出現(xiàn)的一些附加載荷，如