车辆工程毕业设计论文-跨坐式城市单轨交通驱动系统设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-跨坐式城市单轨交通驱动系统设计(编辑修改稿)内容摘要：

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 驱动系统的方案选择 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。 空心轴式传动装置的优点是结构简单、重量轻；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。 齿轮箱是承载部件，是个名副其实的减速箱。 用球墨铸铁制成 ，两侧面呈波浪状，用以增大刚度和隔离噪音。 上下箱结合面间采用有效地非研磨密封，维护方便。 各轴承用润滑油或润滑脂润滑。 齿轮箱一端通过安装在齿轮心上的两个滑动轴承支承在车轴上，而另一端通过具有球形橡胶衬套的吊杆悬挂在构架上。 大齿轮的全部重量和齿轮箱重量的 2/3 全由车轴支承，为簧下重量。 小齿轮和齿轮箱的 1/3 重量为簧上重量。 图 11 架悬式牵引驱动装置 图中： 1—— 轮对； 2—— 齿轮箱； 3—— 电机； 4—— 电机与转向架连接支座； 向睿：跨坐式城市单轨交通驱动系统设计 8 减速器类型的选择 如图 12 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 12 驱动装置原理图 基本参数 车辆设计采用 6 节编组，其中 2/3 转向架为动力转向架，端部转向架及两辆中间车辆靠端部的转向架为非动力转向架。 取轴重 T＝ 11t，车辆构造速度 v=80 ㎞ /h。 走行轮采用 1006 ㎜外 径（动态直径 982）的橡胶轮胎。 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，20xx 届车辆工程专业毕业设计（论文） 9 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。 选择牵引电机的容量 根据轮胎与地面的滚动摩擦系数范围为 2~10 ㎜，取橡胶轮胎与水泥轨道梁之间的滚动摩擦系数为 6㎜，用字母 K 表示。 动力转向架每根 车轴上应承担的驱动转矩 ： KNM 式中， N 表示支承力。 gTAAgTN 2332  式中， g 为重力加速度，取值为 ； A 为整个车辆的车轴数。 即 kNN  ， mkNM  ,错误 !未指定书签。 参考车辆以构造速度在平直的轨道上运行计算，通过已知的车辆构造速度和走行轮的动态直径可以求得车轮转速，即， dvn  代入数据，可得， n≈ 432r/min 式可得，电动机在作用在轮胎上的有效功率为 WP = kNnM 0 0 0/60/2   从电动机到轮胎的总效率为 23221   式中， 321 ,  分别为联轴器、轴承、齿轮的传动效率。 根据《机械设计课程设计》中表 机械传动和摩擦副效率概略值，取 , 321   ，则   所以单轴所需的工作功率为 向睿：跨坐式城市单轨交通驱动系统设计 10 kwPP Wd 56  考虑到城市轨道交通运行的复杂条件，电动机所需功率相对于计算所得单轴功率取 的安全系数，则电动机的功率为 kwPP d  查表选取牵引电动机 根据《机械设计手册》选取 Y418022 其主要技术参数如下： 额定功率 PE /kW: 额定电压 UE /V: 440 额定电流 IE /A: 额定转速 nE /(r/min): 3000 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 :(l)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。 总传动比 通过转速之间的比值可以求得总的传动比如下：  nni e 式（ ） 传动比的分配 iii   式（ ） 式中， i 表示第一级传动的传动比； 20xx 届车辆工程专业毕业设计（论文） 11 i 表示第二级传动的传动比。 考虑到润滑条件，为使两级大齿轮直径相近， ii  ，故   ii i 动力参数的计算 各轴转速 Ⅰ轴 30001  nn r/min Ⅱ轴 112  inn r/min Ⅲ轴 223  inn r/min 各轴输入功率 Ⅰ轴 kwPP d   Ⅱ轴 kwPP   Ⅲ轴 kwPP   各轴输入转矩 电动机轴的输出转矩 Td 为： mmNnPT dd   56 Ⅰ轴 mmNTT d  511  Ⅱ轴 mmNnPT  52262 Ⅲ轴 mmNnPT  53363 向睿：跨坐式城市单轨交通驱动系统设计 12 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。 高速级齿轮计算 材料选择 按照设计的要求，选用 锥齿轮传动；单轨为城市载客车辆，速度不高，故选 7 级精度（ GB10009588） ；材料选择 选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBs。 大齿轮为 45 钢（调质），硬度为 240HBs,两者硬材料相差 40HBs. 选择小齿轮齿数 Z1 =20, i1=,则 Z2 =62 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算， 3 2121 )()][( uTKZdRRtHEt   确定公式内的各计算数值：  试选载荷系数 tK  计算小齿轮传递的转矩 mmNnPT  51151  选取齿宽系数 R 查得材料的弹性影响系数 MPaZE  按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim 1 600H MPa  ； 大齿轮的接触疲劳强度极限 lim 2 550H MPa 。 20xx 届车辆工程专业毕业设计（论文） 13 计算应力循环次数 1011 )15360101(13 0 0 06060  hjLnN 10102 N 查得接触疲劳寿命系数 1 。 2  计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得   1 l i m 11 0 . 8 5 6 0 0 5 1 0HNH KH M P a M P as    2 l i m 22 0 . 9 5 5 0 4 9 5H N HH K M P a M P as  按齿面接触强度计算 计算小齿轮分度圆直径 td1 ，带入  H 中的较小值 3 2121 )()][( uTKZdRRtHEt   0 0)()4 9 5 8 9( 3252 计算圆周速度 V smsmndV t /   计算齿宽 b mmudRb RtR 1 221   计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 20 011  zdm tt 齿高 mmmh t  hb 计算载荷系数 根据 v=,7 级精度，查得动载系数 Kv=。 直齿轮，假设100 //AtK F b N mm . 向睿：跨坐式城市单轨交通驱动系统设计 14 查得。 Ha FaKK查得使用系数 1AK ；查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 bK ddH 322 )(   1 4 )(322  代入数据得 )(322 HK 由 b/h=, HK ,查得 FK ,故载荷系数 4 4 4   FHVA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得， mmKKdd tt 3311  计算模数 m 0311  zdm 按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式为 3 22121 ][1)( 4FSFRRYYuzKTm   确定公式内的个计算值 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MpaFE 5001  ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限MpaFE 3802  查得弯曲疲劳系数 K FN , K FN。 计算弯 曲疲劳许用应力 20xx 届车辆工程专业毕业设计（论文） 15 取弯曲疲劳安全系数 s=，得， [ 111 0 . 8 0 5 0 0] 2 8 5 . 7 11 . 4F N F EF K M p a M p as    [ M p asK FEFNF ] 222   计算载荷系数 K K=K 1 1 . 1 2 1 . 2 1 . 5 7 2 . 1 1A v F FK K K      查齿形系数 查得 Y Fa , Y 2  查取应力校正系数 查得 Y Sa , Y 2  计算大、小齿轮的][ FSaFaYY，并加以比较 小齿轮 01 51 5 ][ 1 11 F SaFa YY  大齿轮 2222 .2 0 1 .7 8 0 .0 1 6 9 7[ ] 2 3 0 .7 1F a S aFYY  大齿轮的数值大。 故计算应计算大齿轮。 按齿根弯曲强度设计计算 3 22121 ][1)( 4FSFRRYYuzKTm   0 1 6 9 )( 222 5  对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算 的模数。 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。