防爆型有轨运输牵引机车变速箱的设计.docx
- 文档编号:28204951
- 上传时间:2023-07-09
- 格式:DOCX
- 页数:39
- 大小:171.86KB
防爆型有轨运输牵引机车变速箱的设计.docx
《防爆型有轨运输牵引机车变速箱的设计.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《防爆型有轨运输牵引机车变速箱的设计.docx(39页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
防爆型有轨运输牵引机车变速箱的设计
1机车的用途,特点及主要技术参数
科学技术的飞速发展,社会所需求机械产品的结构越来越合理,其
性能和效率要求也越来越高。
因此,为了适应国民经济发展的需求,提高生产效率,在运输系统上对运输工具相应的提出了高性能,高技术,高效率的要求。
能源是国民经济的命脉。
就我国煤炭系统目前发展的状况而言,在煤矿运输中有三种运输类型:
有轨运输、无轨运输和皮带运输。
而有轨运输以其效率高、安全性好等优点在煤矿业中得到较广泛的使用。
在目前有轨运输中作为动力系统的有三种形式:
矿井电力、蓄电池和柴油机。
而以防爆柴油机作为动力的轨道运输牵引机车以其特有的防爆安全和大功率的特点作为有轨运输的主力军。
虽然防爆柴油机轨道运输牵引机车目前已在某些矿井使用,但并未普及,而象此次设计功率18马力的牵引机车目前还未开发生产。
所以,此设计可以说填补了国内空白。
设计轨道运输牵引机车的变速箱,就是为了解决过去运输牵引机车变速复杂,变速范围小,效率低等问题。
该轨道运输牵引技术的变速箱的工作原理是,防爆柴油发动机作为动力,通过带传动将高转速传入变速箱。
高转速在变速箱里通过拨叉使不同齿数齿轮合理相啮合,从而使变速箱的输出转速达到前行3~3.2km/h、6.5~8km/h和后行3~3.2km/h、6.5~8km/h的不同转速。
变速箱是轨道牵引机车的主要组成部分,同时变速箱又是由许多不同的部分组成,其中包括一根传入轴、二根传递轴、一根输出轴和一根惰轮轴、十个圆柱齿轮和三个拨叉,此外,还有变速箱壳体、轴承等其他零件。
装备此次设计变速箱的轨道运输牵引机车一般选用常州S195M型18马力柴油机作为动力。
牵引机车上的照明、喇叭信号及蓄电池充电都是由柴油机带动直流发电机发电来供给的。
本牵引机车功率大,燃料消耗率低。
此外,机车还具有催化器及水洗箱两极净化装置。
本次设计的变速箱在速度上具有前行和后行共4种不同的速度,使机车在不同的情况下采用不同的挡位。
所以,此轨道运输牵引机车具有节能、高效、方便、污染少、变速广、适用面宽等优点,可以广泛推广生产使用。
但目前这种具有该设计变速箱的机车正处于研究开发阶段。
随着各种技术的完善,此种大功率牵引机车的前景一定辉煌!
1.1机车的用途
就我国目前而言,此种机车有其非常重要的作用,应说是填补了一项空白,我国目前还没有此类型号的牵引机车。
它使用于广大厂矿企业的货物、能源、资料、产品等的运输。
1.2机车的特点
此机车的设计适应了当前形势的需要,它以柴油作为燃料,投资少,效率高,可靠性高,也是一代环保产品;它结构简单,紧凑;工作灵活,方便,适应范围广。
此机车的变速箱与其它汽车的变速箱不同点是:
a)其它汽车的变速箱一般只有一个后退挡;
b)轨道运输牵引机车前进挡和后退挡基本相同,速度差不多。
1.3机车的主要技术参数
(1)动力装置:
防爆柴油发动机
功率:
P=18马力
额定转速:
n=2200rpm
(2)高速级带传动传动比为i1=D2/D1=228/132=1.727
经变速箱后有链轮驱动,链传动比为i3=Z2/Z1=17/13=1.307
(3)车轮直径:
D=300mm
(4)牵引车速度:
前进3~3.2、6.5~8km/h
后退3~3.2、6.5~8km/h
(5)防爆柴油机输出转矩:
T=Td=9.55×106P/n=9.55×106×18/2200n·mm
∴T=Td=0.07813636364n·mm
即:
T=Td=78.14×103n·mm
(6)变速箱的输入转速:
n1=n/i1=2200/1.727rpm
∴n1=1273.88535032rpm
即:
n1=1274rpm
(7)变速箱输入轴扭矩:
TI=Td·η01·i1=78.14×103×0.95×1.727n·mm
∴TI=128.200391×103n·mm
即:
TI=128.20×103n·mm
2变速箱传动方案设计
2.1传动方案的拟订
主变速传动系从动力机到主轴,通常为降速传动,接近动力机的传动件转速较高,传递的扭矩较小,尺寸小一些;反之,靠近主轴的传动件转速较底,传递的扭矩较大,尺寸就较大。
因此在拟订主变速传动系时,应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面,传动副数少的变速组放在后面。
这符合传动副前多后少原则。
在设计主变速传动时,还应尽可能做到变速组的传动顺序与扩大顺序相一直。
此外,变速组的降速要前慢后快,中间轴的转速不宜超过动力机的转速。
上述原则在设计主变速传动系时一般应该遵循,也要根据具体情况加以灵活运用。
防爆型有轨运输牵引机车变速箱为四轴式,具有前行、后行各两种速度。
由于变速箱能以较少的齿轮数获得较多的挡位数和较大的变速范围,并且变速箱体积较小,所以选用空间型组成式变速箱。
拟订传动方案,包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。
为了使牵引机车得到适当的车速以增强运输能力,选择变速级数为两级,牵引车便有前行、后行各两个挡位。
在Ⅰ-Ⅱ轴间采用滑移齿轮,在Ⅱ-Ⅲ轴间采用双联滑移齿轮。
2.2齿数选择与传动比的分配
由动力机满载转速nm和工作机轴的转速nw,可得传动装置总传动比为:
ia=nm/nw
总传动比为各级传动比i0=i1·i2·i3·…·in
传动比分配得合理,可以减小传动装置的外廓尺寸、重量,达到结构紧凑、降低成本的目的,还可以得到较好的润滑条件。
分配传动比主要应考虑以下几点:
(1)各级传动比均应在推荐范围内选取,不得超过最大值。
各种传动的传动比常用值参见设计手册(课程设计手册P8页2-1表)。
(2)各级传动零件应做到尺寸协调,结构匀称,避免相互间发生碰撞或安装不便。
(3)尽量使传动装置的外廓尺寸紧凑或重量较小。
(4)在变速箱中,各级齿轮都应得到充分润滑。
高速级带传动传动比为i1=D2/D1=228/132=1.727
经变速箱后有链轮驱动,链传动比为i3=Z2/Z1=17/13=1.307
(5)由于发动机的标定转速多在1500rpm以上,目前2000~2500rpm较多,并有提高的趋势。
所以,变速箱的多数挡为减速档,传动比大于1,个别升速挡的传动比不宜小于0.8单对齿轮的传动比不宜小于0.6,以避免齿轮转速过高而增大轮齿上的载荷和增加搅油损失。
(6)要保证拖拉机工作速度范围,使变速箱各档传动比能“拉的开”距离。
(7)为了减少零部件的尺寸和质量,应降低零部件的载荷。
为此,应尽量使前级部件的传动比减小,而使最终传动的传动比增大。
所以变速箱的传动比以较小为益。
综合考虑以上各因素制定了以下的传动比分配方案:
表1变速箱传动比分配
Ⅰ-Ⅱ
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅰ-Ⅴ
前进挡
Z21/Z1
模数3
Z22/Z1
模数3
Z33/Z23
模数4
Z41/Z31
模数5
Z42/Z32
模数5
Z5/Z1
模数3
总传
动比
70/30
61/22
54/18
40/32
30/30
1挡
2.33333
2.77273
3
19.4090909
2挡
2.33333
2.77273
1.25
8.08712121
后退挡
Z22/Z1
65/30
1挡
2.16667
2.77273
3
18.0227273
2挡
2.16667
2.77273
1.25
7.5094697
——带传动的传动比i=1.727
——链传动的传动比i=1.307
2.3机车牵引速度计算
ni=n/I
前进
后退
变速箱总传动比
1挡
2挡
1挡
2挡
19.4090909
8.08712121
18.0227273
7.5094697
带传动传动比
1.727
1.727
1.727
1.727
链传动传动比
1.307
1.307
1.307
1.307
发动机转速
2200
机车轮轴转速
50.2168609
120.5204663
54.0796964
129.79127
机车行驶速度
3.01301166
7.231227976
3.24478178
7.7874763
2.4变速箱各轴最大功率计算
kw按前行1挡
链传动效率
0.95
带传动效率
0.95
7级齿轮传动效率
0.97
发动机功率KW
13.4226
1挡时各级传动比
2.333333333
2.77272727
3
2挡时各级传动比
2.333333333
2.77272727
1.25
变速箱1轴功率
12.75147
2轴功率
12.2452366
3轴功率
11.7591007
4轴功率
11.2922644
2.5变速箱各轴最大扭矩计算
N.mm按前行1挡
发动机输出扭矩
58266.2864
1挡时1轴转速
1273.88535
1轴扭矩
95594.58272
2轴转速
545.950864
2轴扭矩
216362.4056
3轴转速
196.900312
3轴扭矩
581916.5244
4轴转速
65.6334373
4轴扭矩
1693377.086
2.6几何尺寸计算
齿数
模数
分度圆
直径
中心距
齿宽
齿顶圆
直径
齿根圆
直径
齿形
角α
全齿高
Z1
30
3
90
150
20
96
82.5
20º
6.75
Z21
70
3
210
20
216
202.5
20º
6.75
Z22
65
3
195
与Z5
142.5
20
201
187.5
20º
6.75
Z23
22
4
88
166
35
96
78
20º
8.99
Z33
61
4
244
35
252
234
20º
8.99
Z31
18
5
72
180
35
80
62
20º
11.24
Z41
54
5
270
35
280
257.5
20º
11.24
Z32
32
5
160
180
35
170
147.5
20º
11.24
Z42
40
5
200
35
210
187.5
20º
11.24
惰轮Z5
30
3
90
与Z1
90
20
96
82.5
20º
6.75
2.7各齿轮传动的受力分析
Z21/Z1
Z33/Z23
Z41/Z31
Z42/Z32
惰轮与Z1
Z22与惰轮
mm
分度圆直径
90
88
72
160
90
90
N.mm
各轴扭矩
95594.5827
216362.4056
581916.5244
581916.5244
95594.583
92726.74524
圆周力FtN
2T/d
2124.32406
4917.327399
16164.3479
7273.956555
2124.3241
2060.594339
径向力FrN
2T/d*tg20
773.253958
1789.907173
5883.822636
2647.720186
773.25396
750.0563393
3变速箱主要传动零件的设计与校核
3.1齿轮的设计与校核
齿轮设计要考虑以下几个方面:
(1)齿轮运转性能方面:
噪声低、振动小、传动效率高。
(2)承载能力方面:
具有所要求的强度和工作寿命,或在规定寿命下的可靠度。
(3)工艺性方面:
能采用容易得到的刀具加工,齿轮参数与刀具参数相协调。
(4)经济性方面:
在保证使用性能和耐久性的条件下,加工和使用成本低。
所选齿轮一般不产生根切既Zmin≥17,齿轮齿根圆到键槽的壁厚一般取δ>5mm,齿轮的齿宽b=ψ·mn,齿宽系数的选择与齿面硬度、齿向精度和支承刚度有关,它直接影响轮齿的承载能力。
对于变速箱齿轮ψ=5~7,低档齿轮取大值,高挡取小值。
3.2齿轮的校核
拖拉机圆柱齿轮承载能力计算方法及有关系数的特点,拖拉机圆柱齿轮承载能力计算方法,是在国家标准GB3480-83《渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法》的基础上,结合拖拉机齿轮的具体情况,参照ISO/DP6336《车辆圆柱齿轮承载能力计算方法》标准,吸取国内外齿轮设计、制造和使用中的最近技术和积累的经验而提出来的。
其基本公式为:
(1)接触应力公式:
(2)弯曲应力公式:
3.3前进挡Z1—Z21齿轮设计结果报告
<一>、齿轮设计输入参数
1.传递功率P12.62(kW)
2.传递转矩T94.63(N.m)
3.齿轮1转速n11273.89(r/min)
4.齿轮2转速n2545.95(r/min)
5.传动比i2.33
6.预定寿命H28000(小时)
7.原动机载荷特性中等振动
8.工作机载荷特性中等振动
<二>、齿轮传动结构形式和布置形式
1.结构形式闭式
2.齿轮1布置形式非对称布置(轴刚性较小)
3.齿轮2布置形式非对称布置(轴刚性较小)
<三>、材料及热处理
1.齿面类型硬齿面
2.热处理质量要求级别MQ
3.齿轮1的材料及热处理
材料名称40Cr
热处理表面淬火
硬度范围48~55(HRC)
硬度取值52(HRC)
接触强度极限应力σb(H1)1186(N/mm^2)
接触强度安全系数S(H1)1.10
弯曲强度极限应力σb(F1)337(N/mm^2)
弯曲强度安全系数S(F1)1.40
4.齿轮2的材料及热处理
材料名称40Cr
热处理表面淬火
硬度范围48~55(HRC)
硬度取值52(HBS)
接触强度安全系数S(H2)1.10
弯曲强度极限应力σb(F2)337(N/mm^2)
弯曲强度安全系数S(F2)1.40
弯曲强度许用应力[σ](F2)470(N/mm^2)
<四>、齿轮基本参数(mm)
----------------------------------------------------------
项目名称齿轮1齿轮2
1.模数m3.00
2.齿数z3070
3.变位系数x0.000.00
4.总变位系数∑x0.00
5.齿宽B20.0020.00
6.齿宽系数φd0.220.10
7.分度圆直径d90.00210.00
8.齿顶圆直径da95.99215.99
9.齿根圆直径df82.50202.50
10.基圆直径db84.57197.34
11.节圆直径d'90.00209.99
12.齿顶高ha3.003.00
13.齿根高hf3.753.75
14.全齿高h6.75
15.齿数比u2.33
16.标准中心距A150.00
17.实际中心距A'150.00
18.中心距变动系数y-0.002
19.(端面)啮合角α'20.00(度)
20.齿高变动系数△y0.002
21.齿顶压力角αa28.2323.99(度)
22.端面重合度εa1.73
23.纵向重合度εb0.00
24.总重合度ε1.73
25.分度圆弦齿厚s4.714.71
26.分度圆弦齿高h3.063.02
27.固定弦齿厚sc4.164.16
28.固定弦齿高hc2.242.24
29.公法线跨齿数K38
30.公法线长度Wk23.4069.36
----------------------------------------------------------
<五>、接触强度、弯曲强度校核结果和参数
①.齿轮1接触强度许用应力[σH]11091.64(N/mm^2)
②.齿轮2接触强度许用应力[σH]21091.64(N/mm^2)
③.接触强度计算应力σH904.51(N/mm^2)满足
④.齿轮1弯曲强度许用应力[σF]1469.68(N/mm^2)
⑤.齿轮1弯曲强度计算应力σF284.47(N/mm^2)满足
⑥.齿轮2弯曲强度许用应力[σF]2469.68(N/mm^2)
⑦.齿轮2接触强度计算应力σF275.47(N/mm^2)满足
1.圆周力Ft2102.92(N)
2.齿轮线速度V6.00(m/s)
3.使用系数Ka1.75
4.动载系数Kv1.27
5.齿向载荷分布系数KHβ1.18
6.综合变形对载荷公布的影响Kbs1.05
7.安装精度对载荷分布的影响Kbm0.13
8.齿间载荷分布系数KHα1.10
9.安装处理方法一般
10.是否修形齿轮0
11.节点区域系数Zh2.49
12.材料的弹性系数ZE189.80
13.接触强度重合度系数Ze0.87
14.接触强度螺旋角系数Zb1.00
15.重合、螺旋角系数Zεβ0.87
16.接触疲劳寿命系数Zn1.00
17.是否允许有一定量的点蚀1
18.润滑油膜影响系数Zlvr0.97
19.润滑油粘度(50度)120.00
20.工作硬化系数Zw1.00
21.接触强度尺寸系数Zx1.04
22.齿向载荷分布系数KFβ1.18
23.齿间载荷分布系数KFα1.10
24.抗弯强度重合度系数Ye0.68
25.抗弯强度螺旋角系数Yb1.00
26.抗弯强度重合、螺旋角系数Yεβ0.68
27.复合齿形系数Yfs4.113.98
28.应力校正系数Ysa1.621.75
29.寿命系数Yn1.001.00
30.齿根圆角敏感系数Ydr0.950.95
31.齿根表面状况系数Yrr1.001.00
32.尺寸系数Yx1.031.03
33.载荷类型对称循环载荷
34.齿根表面粗糙度Rz≤16μm
<六>、齿轮精度
----------------------------------------------------------
项目名称齿轮1齿轮2
1.第一组精度77
2.第二组精度77
3.第三组精度77
4.上偏差FF
5.下偏差HH
----------------------------------------------------------
<七>、检验项目
----------------------------------------------------------
项目名称齿轮1齿轮2
1.齿距累积公差Fp0.051210.07348
2.齿圈径向跳动公差Fr0.039790.04960
3.公法线长度变动公差Fw0.030970.03708
4.齿距极限偏差fpt(±)0.016030.01716
5.齿形公差ff0.012130.01363
6.一齿切向综合公差fi'0.016900.01847
7.一齿径向综合公差fi''0.022710.02428
8.齿向公差Fβ0.011890.01189
9.切向综合公差Fi'0.063330.08710
10.径向综合公差Fi''0.055710.06944
11.基节极限偏差fpb(±)0.015070.01613
12.螺旋线波度公差ffβ0.016900.01847
13.轴向齿距极限偏差Fpx(±)0.011890.01189
14.齿向公差Fb0.011890.01189
15.x方向轴向平行度公差fx0.011890.01189
16.y方向轴向平行度公差fy0.005950.00595
17.齿厚上偏差Eup-0.06414-0.06864
18.齿厚下偏差Edn-0.12828-0.13728
19.中心距极限偏差fa(±)0.03150
----------------------------------------------------------
3.4前进1挡Z31—Z41齿轮设计结果报告
<一>、齿轮设计输入参数
1.传递功率P11.64(kW)
2.传递转矩T564.57(N.m)
3.齿轮1转速n1196.90(r/min)
4.齿轮2转速n265.63(r/min)
5.传动比i3.00
6.预定寿命H28000(小时)
7.原动机载荷特性中等振动
8.工作机载荷特性中等振动
<二>、齿轮传动结构形式和布置形式
1.结构形式闭式
2.齿轮1布置形式非对称布置(轴刚性较大)
3.齿轮2布置形式非对称布置(轴刚性较大)
<三>、材料及热处理
1.齿面类型硬齿面
2.热处理质量要求级别MQ
3.齿轮1的材料及热处理
材料名称40Cr
热处理表面淬火
硬度范围48~55(HRC)
硬度取值52(HRC)
接触强度极限应力σb(H1)1186(N/mm^2)
接触强度安全系数S(H1)0.99
弯曲强度极限应力σb(F1)337(N/mm^2)
弯曲强度安全系数S(F1)1.40
4.齿轮2的材料及热处理
材料名称40Cr
热处理表面淬火
硬度范
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 防爆 有轨 运输 牵引 机车 变速箱 设计