机械毕业设计639防爆型有轨运输牵引机车变速箱的设计论文Word格式文档下载.docx
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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·
即：
T=Td=78.14×
103n·
（6）变速箱的输入转速：
n1=n/i1=2200/1.727rpm
∴n1=1273.88535032rpm
n1=1274rpm
（7）变速箱输入轴扭矩：
TI=Td·
η01·
i1=78.14×
103×
0.95×
1.727n·
∴TI=128.200391×
TI=128.20×
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
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅰ-Ⅴ
前进挡
Z21/Z1
模数3
Z22/Z1
Z33/Z23
模数4
Z41/Z31
模数5
Z42/Z32
Z5/Z1
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
1.25
8.08712121
后退挡
65/30
2.16667
2.77273
18.0227273
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
带传动传动比
1.727
链传动传动比
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
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
2挡时各级传动比
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
齿根圆
齿形
角α
全齿高
Z1
30
90
150
20
96
82.5
20º
6.75
Z21
70
210
216
202.5
Z22
65
195
与Z5
142.5
201
187.5
Z23
22
4
88
166
35
78
8．99
Z33
61
244
252
234
Z31
18
5
72
180
80
62
11.24
Z41
54
270
280
257.5
Z32
32
160
170
147.5
Z42
40
200
惰轮Z5
与Z1
2.7各齿轮传动的受力分析
惰轮与Z1
Z22与惰轮
分度圆直径
N.mm
各轴扭矩
95594.5827
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
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
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
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
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）
接触强度安全系数S（H1）0.99
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