連續(xù)油管作業(yè)車傳動系統(tǒng)設(shè)計說明書

1、連續(xù)油管作業(yè)車課程設(shè)計地盤的選型與傳動系統(tǒng)的設(shè)計目錄前言3設(shè)計任務(wù)：3第一章 汽車底盤的選擇及其性能核41.1、 汽車底盤的選擇41.2、 汽車的動力性分析（最大驅(qū)動力、最大爬坡度、附著率）5、爬坡度的計算：6、附著率的計算：61.3、汽車的通過性（越野性）61.4、軸載分配計算71.5、連續(xù)桿作業(yè)車的橫向穩(wěn)定性8第二章 動力傳動系統(tǒng)的設(shè)計8一、齒輪傳動10錐齒輪主要參數(shù)計算11第二對齒輪計算15第三對齒輪計算19第四對齒輪計算23二、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計27（1）、確定軸的軸向尺寸28（2）、確定軸的徑尺寸28（3）、軸的校核（取輸入軸為研究對象）29三、滾動軸承及聯(lián)軸器的選擇33四、軸、軸承等的校

2、核計算361、軸的校核計算362、軸承壽命校核計算373、鍵連接強度的校核計算37五、軸承的潤滑和密封37總結(jié)38附錄：40參考文獻(xiàn)：43前言專業(yè)綜合設(shè)計是車輛工程專業(yè)課程教學(xué)的重要實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)。其目的是：在學(xué)生畢業(yè)前夕，綜合運用在大學(xué)中學(xué)習(xí)的基本知識，通過對一種特種車輛的總體方案設(shè)計和局部結(jié)構(gòu)設(shè)計、研制規(guī)劃制定，初步掌握運載特種車輛設(shè)計的基本程序和設(shè)計方法，為畢業(yè)設(shè)計和畢業(yè)后的工作、學(xué)習(xí)打下基礎(chǔ)。其意義為：通過模擬設(shè)計，系統(tǒng)的了解汽車設(shè)計的基本知識，達(dá)到貫穿學(xué)習(xí)知識，增加實踐能力，提高信心，提前介入畢業(yè)設(shè)計和工作的目的，為同學(xué)們在工作中實現(xiàn)突破打下基礎(chǔ)。任務(wù)是完成一種典型石油特種車輛的總體

3、設(shè)計工作，通過總體方案確定、整車性能分析、具體部件設(shè)計等環(huán)節(jié)，達(dá)到了解設(shè)計規(guī)律，掌握設(shè)計方法的目的。設(shè)計任務(wù)：按照上述要求，設(shè)計任務(wù)如下：1）整車方案及布局設(shè)計鋼制連續(xù)抽油桿作業(yè)車方案設(shè)計、布局設(shè)計，進行方案評價與決策。2）車載設(shè)備設(shè)計 包括：夾持系統(tǒng)的設(shè)計、絞車的選型與設(shè)計、天車及游車-大鉤的選型與設(shè)計、井架的設(shè)計、靠近井口移動旋轉(zhuǎn)與支撐平臺系統(tǒng)的設(shè)計等，繪制夾持系統(tǒng)、絞車、天車及游車-大鉤、井架、靠近井口系統(tǒng)的裝配圖，編制計算說明書。3) 底盤選型 按照車載設(shè)備初步設(shè)計的結(jié)果，進行底盤的選擇。 4）動力傳動系統(tǒng)設(shè)計 5）車載設(shè)備的布局設(shè)計及整車性能分析 完成車載設(shè)備的布局設(shè)計，進行車輛穩(wěn)定

4、性校核、整車性能分析，特別是：動力性能、軸載分布、通過性能、越野性能等性能的分析，加速性能、風(fēng)載適應(yīng)性（作業(yè)、行駛兩種狀態(tài)）等分析，整車性能的評價。 6）液壓控制系統(tǒng)設(shè)計 完成液力控制動作的設(shè)計，完成液壓控制系統(tǒng)圖和主要部件的設(shè)計選擇。 7）完成整車的總體設(shè)計 包括整車三維建模、設(shè)計說明書、運行使用說明書編制。 8）進行答辯，完成綜合設(shè)計。第一章 汽車底盤的選擇及其性能核 1.1、 汽車底盤的選擇 本次底盤選型采用二類汽車底盤，運行速度公路最高為 80km/h，野外為30km/h，轉(zhuǎn)彎半徑不大于25米，最大爬坡度不小于36°，制動距離不大于12米，道路傾斜穩(wěn)定性不小于20°

5、。車上永久載荷含井架、起升系統(tǒng)、液力馬達(dá)、絞車、分動箱等。按照車載設(shè)備初步設(shè)計的結(jié)果，進行底盤的選擇。連續(xù)桿作業(yè)車一般應(yīng)選用越野性能好,可在路況較差地區(qū)行走的貨車底盤作為裝載用,貨車底盤按驅(qū)動動力可分為汽油機和柴油機驅(qū)動兩種形式,考慮到柴油機具有壓縮比高, 燃油消耗率低(比汽油機約低30 % ) ,燃油經(jīng)濟性好、轉(zhuǎn)速比汽油機低(低50%以上)等特點,特別是連續(xù)桿作業(yè)車動力取用汽車動力時,多選用柴油車作為連續(xù)桿作業(yè)車。與作業(yè)有關(guān)的各部件一般都盡可能安裝在汽車底盤上,考慮到制造、運輸經(jīng)濟性及連續(xù)桿作業(yè)車的靈活性,汽車底盤選擇一般以滿足連續(xù)桿作業(yè)車各部件裝載要求為宜,不易選的過大。這就要求在滿足連續(xù)

6、桿作業(yè)車操縱工作方便性的同時,車上各部件要合理布置,使得汽車各車軸受力及汽車的裝載尺寸符合汽車行駛要求。我們所選的底盤型號為北奔 3136B/8×6，采用柴油機作業(yè)，最高車速為 80km/h，轉(zhuǎn)彎半徑為 21m，滿足底盤選擇的要求。1.2、 汽車的動力性分析（最大驅(qū)動力、最大爬坡度、附著率） 汽車的動力性是指汽車在良好路面上直線行駛是由汽車受到的縱向外力決定的，所能達(dá)到的平均行駛速度。設(shè)計的連續(xù)油管車發(fā)動機功率360馬力，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為 2200r/min, 車輪直徑1.2米，車輪最大轉(zhuǎn)速為80km/h,所選二類底盤質(zhì)量為11.5噸，井架、游車、天車、大鉤各為1.5噸，旋轉(zhuǎn)移動系統(tǒng)總3

7、.8噸，副車架0.6噸，絞車為3.6噸?？傑囐|(zhì)量為28.5t。由傳動系統(tǒng)設(shè)計結(jié)果得：主減速器傳動比i0=4.80；各檔減速器傳動比i=12.68 8.46 6.26 4.64 3.38 2.50 1.85 1.37 1.00、爬坡度的計算：由公式Pe=Ttq×n/9550 得出轉(zhuǎn)矩 Ttq=Pe×9550/n = 1148.6 N.m。取傳動系的機械效率t =0.85，ig×i0=12.68×4.8=60.86。所以車輪最大驅(qū)動力Ft =Ttq×ig×i0×t/r =116514 N。滾動阻力Ff =28.5×9.

8、8×1000×0.02=5586 N?？諝庾枇W =CD×A×ua×ua/21.15=54.2 N。由此得 =arcsin(Ft-Ff-Fw)/G)=23.4°。、附著率的計算：滾動阻力矩Tf2 =Ff×r=5586×0.6=3351.6 N.m。車輪驅(qū)動力矩Tt =Ft×r=116514×0.6=69908 N.m。驅(qū)動力切向反作用力Fx2 =(Tt-Tf2)/r=10929 N。驅(qū)動輪法向反作用力FZ2 = G =279.3 KN。所以附著率C2 =FX2/FZ2=0.397。1.3、汽車

9、的通過性（越野性）汽車的通過性（越野性）是指它能以足夠高的平均車速通過各種壞路和無路地帶及各種障礙（如陡坡、側(cè)坡、壕溝、臺階等）的能力。根據(jù)設(shè)計本車所選的底盤可知當(dāng)汽車滿載時：最小離地間隙 h=402 mm。汽車滿載、靜止時，支承路面與汽車上的中間區(qū)域最低點之間的距離，它反映了汽車無碰撞通過地面凸起的能力。接近角1 =30度。汽車滿載、靜止時，前端突出點向前輪所引切線與地面間的夾角。1 越大，越不易發(fā)生觸頭失效。離去角2 =64度。汽車滿載、靜止時，后端突出點向后輪所引切線與地面間的夾角，2 越大，越不容易發(fā)生托尾失效。最小轉(zhuǎn)彎半徑 Rmin = 21 m。當(dāng)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)到極限位置，汽車以最低穩(wěn)定

10、車速轉(zhuǎn)向行駛是，外側(cè)轉(zhuǎn)向輪的中心平面在支承平面上滾過的軌跡圓直徑。它在很大程度上表征 了汽車能夠通過狹窄彎曲或繞過不可越過的障礙物的能力。Rmin越小，汽 車的機動性能越好。1.4、軸載分配計算多數(shù)車裝連續(xù)桿作業(yè)機工作狀態(tài)和運輸狀態(tài)由于重心位置不 同，設(shè)計時應(yīng)分別考慮。各部件根據(jù)其組成可分別計算出其重力大小 和重心的位置,建立空間平行力系,按照設(shè)備部件在汽車底盤上的位置繪制重力分布圖,計算出的連續(xù)桿作業(yè)機行駛和作業(yè)時的重心位置。設(shè)連續(xù)桿作業(yè)機各部件的重力分別為G1 、G2、G3 、G8,則連續(xù)桿作業(yè)機的總重力為:注：G1：底盤整備質(zhì)量；G2：旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)質(zhì)量；G3：絞車質(zhì)量；G4:夾持系統(tǒng)質(zhì)量；G

11、5：井架；G6：天車；G7：游車； G8：大鉤。建立整車三維模型,根據(jù)各部件的安裝位置可確定出整車的重心位置。重心距后輪前軸940mm，橫向偏心距為137.6mm，距離地面高度為1867mm。前輪兩軸相距1500mm，后輪兩軸相距1450mm，前輪后軸和后輪前軸相距2950mm。根據(jù)已知，列出下列估算方程式：其中 x 是估算出的前軸軸載，y 為估算出的后軸軸載，計算，得:。即前后軸軸載符合要求。1.5、連續(xù)桿作業(yè)車的橫向穩(wěn)定性連續(xù)桿作業(yè)機的穩(wěn)定性是指連續(xù)趕作業(yè)車停在橫向斜坡上而不傾翻的最大臨界坡角。此穩(wěn)定角也稱為橫向極限穩(wěn)定角。已知連續(xù)桿作業(yè)機重心橫向偏心距e，左右車輪的距離L（按照后輪距離1

12、800mm來計算）和連續(xù)桿作業(yè)機重心高度h，由以下圖可以求出橫向極限傾角。所以橫向極限角為22.1°。第二章 動力傳動系統(tǒng)的設(shè)計傳動裝置是由各種類型的零部件組成的。決定傳動裝置工作性能、結(jié)構(gòu)布置和尺寸大小的主要是傳動零件，其他支撐零件和連接零件等都要根據(jù)傳動零件的要求來設(shè)計，所以首先要進行傳動零件的設(shè)計計算。傳動零件的設(shè)計包括確定傳動零件的材料、熱處理方法、參數(shù)、尺寸和主要結(jié)構(gòu)。根據(jù)控制系統(tǒng)所需泵的個數(shù)、功率大小和轉(zhuǎn)速高低，個泵所需的功率和轉(zhuǎn)速及具體型號如下表所示：泵主泵輔泵1+控制泵輔泵2+控制泵冷卻泵功率P（kw）15425326轉(zhuǎn)速n（r/min）240020002000100

13、0泵種齒輪泵柱塞泵柱塞泵葉片泵型號P760-F140CBF-E40CBF-E50YB-B48B為節(jié)約成本，及滿足車載設(shè)備空間要求，將分動箱設(shè)計成錐齒輪式分動箱，動力經(jīng)變速箱直接擋輸入分動箱，共有四個輸出端，如下圖所示：下面依次對各個傳動部件和輔助元件進行設(shè)計：一、 齒輪傳動齒輪設(shè)計計算的主要內(nèi)容是：強度計算、幾何尺寸計算、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計、齒輪精度等級確定等。（1）、齒輪材料及熱處理方法的選擇要考慮到齒輪毛坯制造方法。當(dāng)齒輪的頂圓直徑小于400-500mm時，一般采用鍛造毛坯；當(dāng)其大于400-500mm時，多采用鑄造毛坯；當(dāng)齒輪直徑與軸的直徑相差不大時，應(yīng)將齒輪和軸做成一體。選擇齒輪材料時要兼顧軸

14、的要求。（2）、齒輪強度計算公式中，載荷和幾何參數(shù)是用小齒輪輸出轉(zhuǎn)矩和分度圓直徑或mz表示，因此無論許允應(yīng)力或齒形系數(shù)是用哪個齒輪公式中的轉(zhuǎn)矩、直徑、齒數(shù)都應(yīng)是小齒輪的數(shù)值。（3）、齒輪傳動的幾何參數(shù)和尺寸應(yīng)分別進行標(biāo)準(zhǔn)化、圓整、或計算其精確值。例如，模數(shù)必須標(biāo)準(zhǔn)化；中心距和齒寬應(yīng)盡量圓整；分度圓和齒頂圓直徑、螺旋角、變位系數(shù)等嚙合尺寸必須精確計算到小數(shù)點后3位數(shù)字，角度精確到秒。中心距一般要圓整為以0或5結(jié)尾的整數(shù)。對直齒圓柱齒輪傳動可以通過調(diào)整模數(shù)和齒數(shù)，或采用角變位來達(dá)到中心矩尾數(shù)圓整的要求；對斜齒圓柱齒輪傳動還可以通過調(diào)整螺旋角來實現(xiàn)中心矩尾數(shù)圓整的要求。齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸如齒寬、輪轂直徑

15、、長度、輪緣內(nèi)經(jīng)、輪輻厚度、孔徑等均圓整。錐齒輪主要參數(shù)計算錐齒輪選用40Cr，調(diào)制處理，硬度241HB286HB平均取260HB。計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果齒面接觸疲勞強度計算齒數(shù)和精度等級取估計，由表12.6選5級精度使用壽命由表12.9動載系數(shù)由圖12.9齒間載荷分配系數(shù)由表12.10，估計 （表12.19） （式12.6） （式12.10）齒向載荷分布系數(shù)由表12.20及注3，取載荷系數(shù)轉(zhuǎn)矩彈性系數(shù)由表12.12節(jié)點區(qū)域系數(shù)由圖12.16接觸疲勞極限由圖12.17c接觸最小安全系數(shù)由表12.14接觸壽命系數(shù)由題意許用接觸應(yīng)力 式（12.11）大輪大端分度圓直徑取式（12.39） 驗算圓周

16、速度及 （表12.19）（與估計值接近） （式12.37）（與原估計相符）確定傳動主要尺寸大端模數(shù)由表12.3，取實際大端分度圓直徑錐距 （表12.19）齒寬齒根彎曲疲勞強度計算齒形系數(shù)由圖12.30應(yīng)力修正系數(shù)由圖12.31重合度系數(shù) （式12.18）齒間載荷分配系數(shù)由表12.10，載荷系數(shù)彎曲疲勞極限由圖12.23c彎曲最小安全系數(shù)由表12.14彎曲壽命系數(shù)由題意尺寸系數(shù)由圖12.25許用彎曲應(yīng)力（式12.19）驗算 （式12.40）第二對齒輪計算一對齒輪均選用40Cr，調(diào)制處理，硬度241HB286HB平均取260HB。計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果齒面接觸疲勞強度計算1、初步計算轉(zhuǎn)矩齒寬系數(shù)

17、由表12.13，取接觸疲勞極限由圖12.17c初步計算的許用接觸應(yīng)力 （式12.15）值由表12.16，取=95初步計算的小齒輪直徑（式12.14）取初步齒寬2、校核計算圓周速度精度等級由表12.6選5級精度齒數(shù)z和模數(shù)m取，螺旋角使用系數(shù)由表12.9動載系數(shù)由圖12.9齒間載荷分配系數(shù)由表12.10，先求由此得 齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)彈性系數(shù)由表12.12節(jié)點區(qū)域系數(shù)由圖12.16重合度系數(shù)由式12.31，。取，故螺旋角系數(shù)許用接觸應(yīng)力 （圖12.18） （式12.11）驗算滿足要求3、確定傳動主要尺寸中心距實際分度圓直徑因模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值時，齒數(shù)已重新確定，但并未圓整，故分度圓直徑不會改變，

18、即齒寬齒根彎曲疲勞強度計算齒形系數(shù)由圖12.21應(yīng)力修正系數(shù)由圖12.22重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)由表12.10,齒向載荷分配系數(shù)由圖12.14載荷系數(shù)彎曲疲勞極限由圖12.23c彎曲最小安全系數(shù)由表12.14彎曲壽命系數(shù)彎曲壽命系數(shù)，由圖12.24尺寸系數(shù)由圖12.25許用彎曲應(yīng)力驗算滿足條件第三對齒輪計算一對齒輪均選用40Cr，調(diào)制處理，硬度241HB286HB平均取260HB。計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果齒面接觸疲勞強度計算1、初步計算齒寬系數(shù)由表12.13，取值由表12.16，取=82初步計算的許用接觸應(yīng)力 （式12.15）初步計算的小齒輪直徑 （式12.14）取初步齒寬2、校

19、核計算圓周速度齒數(shù)z和模數(shù)m初取齒數(shù)由表12.3，取 螺旋角使用系數(shù)由表12.9動載系數(shù)由圖12.9齒間載荷分配系數(shù)由表12.10，先求由此得 齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)彈性系數(shù)由表12.12節(jié)點區(qū)域系數(shù)由圖12.16重合度系數(shù)由式12.31，。取，故螺旋角系數(shù)許用接觸應(yīng)力 （圖12.18） （式12.11）驗算滿足要求3、確定傳動主要尺寸中心距實際分度圓直徑因模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值時，齒數(shù)已重新確定，但并未圓整，故分度圓直徑不會改變，即齒寬齒根彎曲疲勞強度計算齒形系數(shù)由圖12.21應(yīng)力修正系數(shù)由圖12.22重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)由表12.10,齒向載荷分配系數(shù)由圖12.14載荷系數(shù)彎曲壽命

20、系數(shù)彎曲壽命系數(shù)，由圖12.24尺寸系數(shù)由圖12.25許用彎曲應(yīng)力驗算滿足條件第四對齒輪計算一對齒輪均選用40Cr，調(diào)制處理，硬度241HB286HB平均取260HB。因負(fù)載較小，故選用直齒輪，參數(shù)如下：計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果齒面疲勞強度計算1、初步計算轉(zhuǎn)矩齒寬系數(shù)由表12.13，取接觸疲勞極限由圖12.17c初步計算的許用接觸應(yīng)力 （式12.15）值由表12.16，取=85初步計算的小齒輪直徑（式12.14）取初步齒寬2、校核計算圓周速度精度等級由表12.6選5級精度齒數(shù)z和模數(shù)m取，使用系數(shù)由表12.9動載系數(shù)由圖12.9齒間載荷分配系數(shù)由表12.10，先求由此得齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)

21、彈性系數(shù)由表12.12節(jié)點區(qū)域系數(shù)由圖12.16接觸最小安全系數(shù)由表12.14總工作時間應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由表12.15，估計，則指數(shù)原估計應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確驗算滿足要求3、確定傳動主要尺寸中心距實際分度圓直徑因模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值時，齒數(shù)已重新確定，但并未圓整，故分度圓直徑不會改變，即齒寬齒根彎曲疲勞強度計算重合度系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)由圖12.14載荷系數(shù)彎曲疲勞極限由圖12.23c彎曲最小安全系數(shù)由表12.14彎曲壽命系數(shù)彎曲壽命系數(shù)，由圖12.24尺寸系數(shù)由圖12.25許用彎曲應(yīng)力驗算傳動無嚴(yán)重過載，故不做靜強度校核。由此設(shè)計出的各個齒輪的參數(shù)、材料及其熱處理方式如下表：齒輪號傳動比分度

22、圓直徑（mm）模數(shù)（mm）齒數(shù)齒寬（mm）螺旋角（）材料熱處理方式1.136057273040Cr調(diào)質(zhì)330661.2160275133192901281.21602.563961927621172.2552350234104二、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計包括確定軸的合理結(jié)構(gòu)和全部尺寸。分動箱各軸一般設(shè)計成階梯軸，開始設(shè)計前已初步估算軸徑，設(shè)計順序是從一端向 另一端或由兩端向中間設(shè)計。結(jié)構(gòu)設(shè)計內(nèi)容包括以下方面：（1）、確定軸的軸向尺寸各軸段的徑向尺寸取決于軸上各零件的寬度，除此之外還要考慮軸上零件定位和固定可靠的需要。、安裝傳動零件的軸段寬度應(yīng)根據(jù)輪轂寬度確定。為保證齒輪在軸上定位和固定可靠，

23、軸段應(yīng)比與其相配合的輪轂寬度稍短一點，即在軸肩端面與輪轂端面之間應(yīng)留有一定的距離，一般取 2-4mm。同理，軸端零件固定也是如此。、安裝鍵的軸段應(yīng)使鍵槽靠近輪轂裝入側(cè)的軸端，這樣在安裝軸上零件時，輪轂上的鍵槽與軸上的鍵很容易對準(zhǔn)。鍵的長度一般比輪轂短5-10。、軸的外伸長度取決于軸承蓋結(jié)構(gòu)和軸伸出端安裝的零件。 箱體外旋轉(zhuǎn)零件至軸承蓋螺釘頭頂面距離一般取 15-20mm，軸伸出箱體外的長度除留足軸承蓋螺釘安裝所需要的空間外，還需待箱體軸承孔處凸緣的寬度、軸承蓋厚度及軸外伸端所裝零件的位置和尺寸等確定后才能最后定出。（2）、確定軸的徑尺寸階梯軸徑向結(jié)構(gòu)尺寸的變化主要取決于軸上零件的安裝、定位、受

24、力狀況及對軸表面粗糙度、加工精度的要求。齒輪和聯(lián)軸器利用兩相鄰軸段的直徑變化形成軸軸肩定位。這類軸肩除用于軸上零件的定位外還要承受軸向力，因此軸肩高度需要大一些。 滾動軸承內(nèi)圈定位軸肩的直徑是標(biāo)準(zhǔn)值，可根據(jù)軸承型號從機械手冊中查取。當(dāng)兩相鄰軸段直徑變化僅是為了軸上零件裝拆方便或區(qū)別加工表面時，其直徑變化值應(yīng)較小或采用同一公稱直徑而取不同的 偏差值。對于裝有滾動軸承、氈圈密封、橡膠圈、油封等標(biāo)準(zhǔn)間的軸，其直徑應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值。同一軸上的軸承一般采用相同的型號，以使軸承 座孔尺寸相同，利于鏜孔加工。當(dāng)軸表面需要磨削加工或切削螺紋時，軸徑變化處應(yīng)留有砂輪越程槽或退刀槽。由此設(shè)計出的各軸的材料及最小直徑如下

25、表所示：軸號直徑mm7048404040材料45調(diào)質(zhì)45調(diào)質(zhì)45調(diào)質(zhì)45調(diào)質(zhì)45調(diào)質(zhì)（3）、軸的校核（取輸入軸為研究對象）第二根軸：軸的材料選用45#鋼調(diào)質(zhì) 。計算 。計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果計算齒輪受力第一個斜齒輪螺旋角齒輪直徑齒輪受力：轉(zhuǎn)矩圓周力徑向力軸向力第二個斜齒輪螺旋角齒輪直徑圓周力徑向力軸向力圓錐直齒輪齒輪受力：轉(zhuǎn)矩平均分度圓直徑圓周力徑向力軸向力軸的受力圖：水平面受力圖（xy平面）：列計算式有對A點有，那么有：解有對E點有，則有：解有水平面彎矩圖： （）垂直面受力圖：求， 解得；， 解得垂直面彎矩圖： （）合成彎矩圖： （）轉(zhuǎn)矩圖：許用應(yīng)力許用應(yīng)力值用插入法由表16.3查得： 應(yīng)

26、力校正系數(shù)畫當(dāng)量彎矩圖當(dāng)量轉(zhuǎn)矩當(dāng)量彎矩當(dāng)量彎矩圖：校核軸徑齒根圓直徑軸徑校核滿足要求。三、 滾動軸承及聯(lián)軸器的選擇在完成軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計的同時要初步確定滾動軸承、聯(lián)軸器的類型和尺寸，并在全部軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計完成，經(jīng)校核計算通過后再最終確定。滾動軸承的類型選擇取決于軸承承受載荷的大小、方向、性質(zhì)、 及軸的轉(zhuǎn)速。一般普通圓柱齒輪分動箱優(yōu)先選用深溝球軸承，但對于 斜齒圓柱齒輪傳動，如果軸承能力不足，也可選用接觸球軸承。對于 載荷不平穩(wěn)或載荷較大的分動箱，則宜選用圓錐或圓柱滾子軸承。軸承的規(guī)格型號需在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定軸向尺寸的過程中確定。 軸承內(nèi)徑尺寸一旦確定，一般不再變動。經(jīng)校核計算，如發(fā)現(xiàn)軸承壽命過長或過

27、短，可通過改變軸承寬度系列或外徑系列來解決，從而保持軸承內(nèi)徑不變。這樣處理對軸的設(shè)計影響較小。由此可選出各個軸承的型號如下表所示：對應(yīng)軸標(biāo)號（單）代號323113231132311630963096309軸徑（mm）555555454545類型圓錐滾子圓錐滾子深溝球深溝球深溝球深溝球分動器的外伸軸端一般用聯(lián)軸器與工作機構(gòu)相連。聯(lián)軸器的選擇要考慮所需傳遞軸轉(zhuǎn)速的高低、載荷的大小、被聯(lián)接兩部件的安裝 精度等、回轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性、價格等，參考各類聯(lián)軸器的特性，選擇一種合用的聯(lián)軸器類型。具體選擇時可考慮以下幾點：1、所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小和性質(zhì)以及對緩沖減振功能的要求。例如，對大功率的重載傳動，可選用齒式聯(lián)軸器

28、；對嚴(yán)重沖擊載荷或要 求消除軸系扭轉(zhuǎn)振動的傳動，可選用輪胎式聯(lián)軸器等具有高彈性的聯(lián) 軸器。2、聯(lián)軸器的工作轉(zhuǎn)速高低和引起的離心力大小。對于高速傳動軸，應(yīng)選用平衡精度高的聯(lián)軸器，例如膜片聯(lián)軸器等，而不宜選用存在偏心的滑塊聯(lián)軸器等。3、兩軸相對位移的大小和方向。當(dāng)安裝調(diào)整后，難以保持兩軸嚴(yán)格精確對中，或工作過程中兩軸將產(chǎn)生較大的附加相對位移時，應(yīng)選用撓性聯(lián)軸器。例如當(dāng)徑向位移較大時，可選滑塊聯(lián)軸器，角位移較大或相交兩軸的聯(lián)接可選用萬向聯(lián)軸器等。4、聯(lián)軸器的可靠性和工作環(huán)境。通常由金屬元件制成的不需潤滑的聯(lián)軸器此較可靠；需要潤滑的聯(lián)軸器，其性能易受潤滑完善程度的影響，且可能污染環(huán)境。含有橡膠等非金屬

29、元件的聯(lián)軸器對溫度、腐蝕性介質(zhì)及強光等比較敏感，而且容易老化。5、聯(lián)軸器的制造、安裝、維護和成本。在滿足便用性能的前提下，應(yīng)選用裝拆方便、維護簡單、成本低的聯(lián)軸器。例如剛性聯(lián)軸器不但 結(jié)構(gòu)簡單，而且裝拆方便，可用于低速、剛性大的傳動軸。一般的非金屬彈性元件聯(lián)軸器(例如彈性套柱銷聯(lián)軸器、彈性柱銷聯(lián)軸器、梅花形彈性聯(lián)軸器等)，由于具有良好的綜合能力，廣泛適用于一般的 中、小功率傳動基于以上選取原則，考慮到此作業(yè)機較差的作業(yè)環(huán)境，容易受到 環(huán)境污染，作業(yè)機的震動較大，工作軸不能嚴(yán)格對中，且要求維修和 拆卸更換方便，故選用常用的十字滑塊聯(lián)軸器。聯(lián)軸器與鍵的選擇如下表所示：軸軸軸軸軸聯(lián)軸器類型LT型彈性

30、套柱銷聯(lián)軸器LT型彈性套柱銷聯(lián)軸器LT型彈性套柱銷聯(lián)軸器LT型彈性套柱銷聯(lián)軸器LT型彈性套柱銷聯(lián)軸器輸入軸直徑D1(mm)7148404040輸出軸直徑D2(mm)7050424242鍵的類型普通平鍵普通平鍵普通平鍵普通平鍵普通平鍵輸入軸的鍵尺寸b (mm)2014121212h (mm)129888t (mm)7.55.5555四、軸、軸承等的校核計算軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計完成后，由軸上傳動零件和軸承的位置可確定軸上受力的作用點和軸的支撐距離。軸上里的作用點取在傳動零件寬度中點。支點位置由軸承類型確定。向心軸承的支點可取在軸承寬度中心點，角接觸軸承的支點取在距離軸承外圈端面為 a 處，a 值可查軸承標(biāo)

31、準(zhǔn)來定。確定出力的作用點及支點距離后，便可進行軸、軸承和鍵的校核計算。1、軸的校核計算根據(jù)裝配草圖確定出的軸的結(jié)構(gòu)、軸承支點及軸上零件力的作用點位置，可畫出軸的受力圖，進行軸的受力分析并繪制彎矩圖、扭矩 圖和當(dāng)量彎矩圖，然后確定軸的危險截面，進行強度校核計算。 分動器各軸是轉(zhuǎn)軸，一般按彎扭合成條件進行計算。對于載荷較大、軸徑小、應(yīng)力集中嚴(yán)重的截面（如軸上有鍵槽、螺紋、過盈配合 及尺寸變化處），再按疲勞強度對危險截面進行安全系數(shù)校核計算。 如果校核結(jié)果不滿足強度要求，應(yīng)對軸的一些參數(shù)和軸徑、圓角半徑等進行適當(dāng)修正。如果軸的強度裕量較大，不必立即改變軸的結(jié)構(gòu)參數(shù)，待軸承和鍵的校核計算完成之后，綜合

32、考慮整體結(jié)構(gòu)再決定是否修改及如何修改。2、軸承壽命校核計算軸承的預(yù)期壽命是按分動箱壽命或分動箱的檢修期來確定的，一般取分動箱的檢修期限作為滾動軸承的預(yù)期工作壽命。如校核計算不符合要求，一般不輕易改變軸承的內(nèi)徑尺寸，可通過改變軸承類型或 系列、變動軸承的額定動載荷等方式來使之滿足要求。3、鍵連接強度的校核計算鍵連接強度的校核計算主要是驗算其抗擠壓輕度是否滿足要求。許用擠壓應(yīng)力應(yīng)按連接鍵、軸、輪轂三者中材料最弱的選取。一般式輪轂材料最弱。經(jīng)校核計算強度如不足，可通過改變鍵長，采用雙鍵、花鍵或增大軸徑以增加鍵剖面尺寸等措施來滿足。五、軸承的潤滑和密封滾動軸承大多采用脂潤滑，也可采用油潤滑。當(dāng)軸承采用

33、脂潤滑時，為防止箱內(nèi)潤滑油進入軸承后使?jié)櫥♂尪鞒?，通常在箱體 軸承座內(nèi)側(cè)一端裝設(shè)封油環(huán)。當(dāng)軸承采用油潤滑時，為使飛濺到箱蓋內(nèi)壁上的潤滑油能夠通暢地流入軸承，要在箱蓋分箱面處制出坡面，并在箱座分箱面上制出油溝，在軸承蓋上制出缺口和環(huán)形通路。對于相互嚙合的一對錐齒輪，其軸均由一對軸承支持，其外側(cè)利用脂潤滑。經(jīng)計算發(fā)現(xiàn)有齒輪線速度大于20m/s，故決定采用強制潤滑，查表知噴油壓力為0.150.3MPa。供油量的計算：Pv=Pmax×（1-）=198×0.02=3.96KW由手冊經(jīng)驗公式：Q=4 Pv=15.84L/min選擇潤滑用油泵轉(zhuǎn)速2000r/min油泵排量為：V=Q

34、/n=15.84×1000÷2000=7.92ml/r最終選擇油泵型號為YB總結(jié)為期四周的課程設(shè)計馬上要結(jié)束了，回頭看看從剛開始的課程設(shè)計的茫然失措到現(xiàn)在拿出自己設(shè)計的分動器，也是感覺終于是一個月來有所收獲。也是感謝老師的悉心指導(dǎo)。在第一周的周一我們開始分組抽簽，我們組抽到了動力傳動系統(tǒng)設(shè)計，面對這個題目我們組成員完全不知道這個設(shè)計的突破點在什么地方，我們就分頭去查資料，去圖書館查資料，去知網(wǎng)上看論文。幾天下來我們才知道我們大概要設(shè)計什么。但是我們必須在其他組初步設(shè)計之后得到需要的功率之后才能去進行下一步的設(shè)計，等數(shù)據(jù)的的過程是漫長的。在其間我們選擇了我們需要的二類底盤，并對其的動力性能進行校核，在校核的過程中，我們發(fā)現(xiàn)理