连续抽油杆作业车车辆专业综合设计说明书-动力传动系统

1、车辆工程专业综合设计说明书设计题目：连续抽油杆作业车目录Contents第一章设计任务1.1 总体要求-31.2 设计具体要求任务-31.3钢制连续抽油杆作业车设计的意义 -41.4成员及任务分配-4第二章汽车底盘的选择与性能校核2.1 汽车底盘的选择- -52.1.1 设计具体要求-52.1.2 底盘选用流程图-52.1.3 车上永装载质量计算-62.2 汽车性能校核- 62.2.1 汽车动力性-62.2.2 汽车通过性-72.2.3 汽车制动性能-82.2.4 汽车的横向稳定性-92.2.5 轴载分配计算-92.3 总结- 10第三章动力传动系统设计3.1概述- 103.2 分动箱结构设计

2、- 113.3 齿轮与轴的计算校核-123.4 分动箱设计方案一- 13 3.4.1 齿轮的设计计算-13 3.4.2 轴的设计计算-22 3.4.3 轴承的选用-273.5 分动箱设计方案二-293.5.1 齿轮的设计计算-293.5.2 轴的设计计算-543.5.3 轴承的选用-60第四章设计总结4.1 总结心得-62附录-64参考文献-69第1章 设计任务1.1总体要求专业综合设计是车辆工程专业课程教学的重要实践性教学环节。其目的是：在学生毕业前夕，综合运用在大学中学习的基本知识，通过对一种特种车辆的总体方案设计和局部结构设计、研制规划制定，初步掌握运载特种车辆设计的基本程序和设计方法，

3、为毕业设计和毕业后的工作、学习打下基础。其意义为：通过模拟设计，系统的了解汽车设计的基本知识，达到贯穿学习知识，增加实践能力，提高信心，提前介入毕业设计和工作的目的，为同学们在工作中实现突破打下基础。任务是完成一种典型石油特种车辆的总体设计工作，通过总体方案确定、整车性能分析、具体部件设计等环节，达到了解设计规律，掌握设计方法的目的。1.2设计具体要求任务按照题目要求，设计任务如下：1）整车方案及布局设计钢制连续抽油杆作业车方案设计、布局设计，进行方案评价与决策。2）车载设备设计包括：夹持系统的设计、绞车的选型与设计、天车及游车-大钩的选型与设计、井架的设计、靠近井口移动旋转与支撑平台系统的设

4、计等，绘制夹持系统、绞车、天车及游车-大钩、井架、靠近井口系统的装配图，编制计算说明书。3) 底盘选型按照车载设备初步设计的结果，进行底盘的选择。4）动力传动系统设计5）车载设备的布局设计及整车性能分析完成车载设备的布局设计，进行车辆稳定性校核、整车性能分析，特别是：动力性能、轴载分布、通过性能、越野性能等性能的分析，加速性能、风载适应性（作业、行驶两种状态）等分析，整车性能的评价。6）液压控制系统设计完成液力控制动作的设计，完成液压控制系统图和主要部件的设计选择。7）完成整车的总体设计包括整车三维建模、设计说明书编制。8）进行答辩，完成综合设计。1.3钢制连续抽油杆车的设计意义钢制连续抽油杆

5、有着广泛的市场，钢质连续抽杆是我国抽油杆史上的一次革命，钢制连续抽油杆有着巨大的优越性和广泛的发展前景，但短期内不能弯曲替代普通抽油杆。钢质连续抽油杆选用优质洛钼合金钢，采用先进的冶炼方法使钢材的S、P含量很低（S0.01%,P0.015%）。通过高温形变热处理技术，是钢材具有高强度，高韧性和良好的可焊性。杆柱组合接头采用闪光对焊技术，消除了螺纹连接而引起的断脱事故，焊接部位经力学实验表明，其性能与母体相同。由于连续杆没有节箍，通畅度连续杆可比普通抽油杆轻8%-10%。在没有引进使用连续杆和皮带机之前，使用螺纹连接抽油杆和游梁机使下泵深度受到很大局限，不能解决目前普遍存在的杆管偏磨，腐蚀等问题

6、，造成杆管断脱频繁，油井检泵周期短，泵效低，同时由于游梁机冲程短，造成冲程损失大，交变载荷大，影响泵效和抽油杆寿命，而使用连续杆和皮带机配套后，以上问题则得到了很好的解决，实现了油井深抽高产高效。1.4成员及任务分任务分配负责人详细说明整车方案及布局设计全体成员通过查阅资料，完成方案设计布局底盘选型符修赞其他成员配合选型发动机及减速箱动力系统设计焦金阳 杨波完成两种方案的齿轮、轴、轴承等的设计计算整车性能分析董德宝 焦金阳 李敬忠其余成员配合计算及纠错三维建模董德宝符修赞完成整车建模绘制二维图形杨波 李敬忠完成动力传动图形及力矩图的绘制说明书编辑焦金阳 李敬忠PPT答辩董德宝第2章 汽车底盘的

7、选择与性能校核2.1汽车底盘的选择2.1.1设计具体要求本次汽车底盘选型采用二类汽车底盘，运行速度公路最高为80kM/h，野外为30kM/h，转弯半径不大于25米，最大爬坡度不小于36度，制动距离不大于12m，道路倾斜稳定性不小于20度。车上永久载荷含井架、起升系统、液力马达、绞车、分动箱等。2.1.2 底盘选用流程图本文确定了根据装载质量初步选定的切合底盘，通过汽车性能校核确定底盘选型是否合理，并且对相关的变速器进行档位的选择。具体的底盘选用流程图如图1所示。装载质量计算底盘型号初选确定底盘型号变速器档位选择发动机型号确定性能校核图1底盘选用流程图如上所述，我们选用的底盘为东风DFL1311

8、A4/84，采用柴油机作业，最高车速为80 Km/h，最小转弯半径为12 m，满足底盘选择的要求；发动机型号为东风dci375-30，最大输出功率276Kw，额定转速2100 r/min，主减速器减速比i0=4.44，变速器型号为法士特9JS119T-B，其传动比ig=12.11 8.08 5.96 4.423.362.411.771.32 1；轮胎直径为1.14 m。2.1.3车上永装载质量计算连续油管作业车装载质量主要包括7个部分，分别为：底盘整备质量、旋转系统质量、绞车质量、夹持系统质量、井架质量、天车质量、游车大钩质量。其具体数值大小见表1。表1 车上永久载荷数值载荷类型底盘G1旋转质

9、量总成G2绞车质量G3夹持系统质量G4井架质量G5天车质量G6游车大钩质量G7质量/Kg102004000200020002200500500总质量G21400Kg27750Kg(DFL1311A4底盘装载质量)设连续杆作业机各部件的重力分别为G1、G2、G3、G7,则连续杆作业机的总重力为: G=G1+G2+G3+G4+G5+G6+G7G=10200+4000+2000+2000+2200+500+500=21.4t2.2汽车性能校核2.2.1汽车动力性（最高车速、加速时间、最大爬坡度）汽车的动力性是指汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的、所能达到的平均行驶速度。主要可由三方

10、面的指标来评定，即：1）汽车的最高车速uamax；2）汽车的加速时间t；3）汽车的最大爬坡度imax。由于汽车的最高车速和加速时间需要根据发动机的外特性曲线进行确定，因缺乏相应数据，故只能通过附录1进行确定，知：选定的底盘能够提供的最大车速为80Km/h，故最高车速能够满足要求。由于汽车装载质量的改变会导致汽车最大爬坡度的变化，因而需要根据装载质量对汽车爬坡度进行计算，计算时需要同时满足发动机决定的最大爬坡度和附着率决定的最大爬坡度。选用的发动机变速器型号为9JS119T-B，选定法士特变速器系列，传动比ig=12.11 8.08 5.96 4.42 3.36 2.41 1.77 1.32 1

11、，主减速器的减速比为i0=4.44；（1）由发动机决定的最大爬坡度：由公式Pe=Ttqn/9550得Ttq=9550Pe/n=9550276 /1900=1387.3Nm取传动效率=0.85 igi0=12.114.44=53.77车轮最大驱动力Ft=Ttqigi0t/r=1387.353.70.85/0.51=.7 N滚动阻力Ff=21.49.810000.02=4194.4 NCD A=2.864 空气阻力Fw=CD A ua2/21.15=121.8 N =arcsin(FtFfFw)/G)=36（2）由附着率决定的最大爬坡度：滚动阻力距Tf2=Ff r=4194.40.5=2338.4

12、 Nm车轮驱动力Tt= Ftr=26811.70.5=63405.8 Nm驱动轮切向反作用力Fx2=(TtTf2)/r=.8 N驱动轮法向反作用力 Fz2=G=21.409.8=203.840 N附着率 C2=Fx2/Fz2=0.572.2.2汽车通过性（越野性）汽车的通过性（越野性）是指它能以足够高的平均车速通过各种坏路面和无路地带（如松软地面、凹凸不平路面等）及各种障碍（如陡坡、侧坡、壕沟、台阶、灌木丛、水障等）的能力。根据地面对汽车通过性的影响原因，它又分为支撑通过性和几何通过性。汽车的通过性主要取决于地面的物理性质及汽车的结构参数和几何参数。同时，它还与汽车的其他性能，如动力性、平顺性

13、、机动性、稳定性、视野性等密切相关。按照要求选择的DFL1311A4汽车底盘，再根据其详细的相关参数结合工作环境及载重量，进而分析其通过性能。所选底盘技术指标为：接近角1=28,离去角2=20，最小离地间隙h=402mm，最小转弯半径Rmin=12m（小于要求的25m），故通过性符合要求。最小离地间隙是指，汽车满载静止时，支撑路面与汽车上的中间区域最低点之间的距离，它反映了汽车无碰撞通过地面凸起的能力；接近角是指汽车满载、静止时，前端突出点向前轮所引切线与地面间的夹角，1越大，越不易发生触头失效；离去角是指汽车满载、静止时，后端突出点向后轮所引切线与地面间的夹角，2越大，越不容易发生拖尾失效。

14、2.2.3汽车制动性能本油田用钢制连续抽油杆作业车整体设计要求的制动距离不大于12m。汽车制动性是指汽车行驶时能在短距离内停车且维持行驶方向稳定性和在下长坡时能维持一定车速的能力，制动效能是指良好的路面上，汽车以一定初速制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。在计算时，为确保该作业车的制动安全性，假定该连续油管车是在湿土路面上进行制动，故制动减速度为：abmax=fg=0.579.8 =5.586m/s2计算时取： ”/2 =0.6s式中：表示制动力增长时间，表示制动间隙时间，假设此时汽车是以越野30Km/h的速度进行制动，制动距离如下：S=13.6 ( ”/2) uaouao225.92a

15、bmax =11.212m故制动性能在越野时符合。假设汽车在良好路面上行驶时，此时制动减速度为：abmax=fg=0.579.8 =5.586m/s2此时为了满足制动距离不小于12m，得：S=13.6 ( ”/2) uaouao225.92abmax12m得出uao55.46km/h故正常行驶时，车速小于55.46km/h,制动距离在所要求的范围内。2.2.4汽车的横向稳定性 由示意图2可知，连续杆作业机的稳定性是指连续杆作业车停在横向斜坡上而不倾翻的最大临界坡角max，此稳定角也称为横向极限倾角。由图2可以求出横向极限倾角max。图2 汽车的横向稳定性临界时满足如下公式 ： G cosB2h

16、 =G sinh （1）式中，B为左右车轮的距离，h为质心高度。由式（1）可得 =arctanB2h （2）将B，h值代入式（2）得 =arctanB2h =25002*1725 =35.920故而汽车的横向稳定性满足要求。2.2.5轴载分配计算多数车装连续杆作业机工作状态和运输状态由于重心位置不同，设计时应分别考虑。各部件根据其组成可分别计算出其重力大小和重心的位置，建立空间平行力系，按照设备部件在汽车底盘上的位置绘制重力分布图，计算出的连续杆作业机行驶和作业时的重心位置。建立汽车三维模型，根据各部件安装位置可确定出整车的重心位置，重心距后轮前轴1830mm，横向偏心距位158mm，距离地面

17、的高度为1725mm。前后两轮距离相距1520mm，后轮两轴相距1300mm，前轮后轴和后轮前轴相距4500mm。根据已知，列出下列估算方程式：x+y=21.4 3955x2170y=0x表示估算出前轴轴载；y为估算出的后轴轴载，计算，得： x=7.5815；y=13.8226 故而前后轴的轴载均满足要求。2.3 总结本文通过汽车底盘的装载质量，确定了汽车的底盘型号，并在此基础上，对其性能进行校核，通过动力性能校核确定了法士特9JS119T-B型变速器的档位，通过制动性确定了本车在良好路面上的形式车速，因而所设计的流程是合理有效的。第3章 动力传动系统设计3.1概述传动装置是由各种类型的零部件

18、组成的。决定传动装置工作性能、结构布置和尺寸大小的主要是传动零件，其他支撑零件和连接零件等都要根据传动零件的要求来设计，所以首先要进行传动零件的设计计算。传动零件的设计包括确定传动零件的材料、热处理方法、参数、尺寸和主要结构。根据控制系统所需泵的个数、功率大小和转速高低，个泵所需的功率和转速及具体型号如下表所示：表2 泵技术指标要求泵主泵辅助泵1辅助泵2冷却泵功率P/Kw150253010转速r/min2100180015001500下图即为动力传动系统动力传递路线。发动机液力变速器变速器取力器变速器输出轴汽车底盘分动箱主泵辅泵1辅泵2控制泵冷却泵150 Kw2100r/min10 Kw150

19、0r/min25 Kw1800r/min30 Kw1500r/min图3 动力传递路线3.2分动箱结构设计从变速箱输入的转速，经过分动箱后要有三种不同转速、四种输出，因而在设计时，采用一分四式结构，我们据此设计了两种方案。方案1：考虑到正常工作时只有冷却泵需要一直工作，而其他三个泵则需要分开工作，故而设计时采用的三档控制，只要分动箱工作，冷却泵便开始工作，其他三个泵课单独控制，如左下图所示。方案2：为满足车载设备空间要求，改变动力传递方向。将分动箱设计成锥齿轮式分动箱，动力经变速箱直接挡输入分动箱，共有四个输出端，如右下图所示。图4分动箱原理图3.3齿轮与轴的计算校核齿轮的失效形式分为三种：轮

20、齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。轮齿折断分为两种：齿轮受足够大的冲击作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下齿根发生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在分动箱中出现很少，后者出现的较多。齿轮工作时一对齿相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面的细小裂纹中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀，使齿形误差大，产生动载荷导致轮齿折断。与其他机械设备的分动箱比较，不同用途汽车的分动箱齿轮使用是相似的。此外，汽车分动箱齿轮所用的材料、热处理方式、加工方法、精度等级、支承方式也基本一致。如：汽车分动箱齿轮用低碳合金钢制造，采用齿轮精加工，齿

21、轮表面采用渗碳淬火热处理工艺。3.4分动箱设计方案一图5 分动箱原理图动力传递路线分别为：1）主泵工作：其动力传递路线为：发动机-轴2-轴3-主泵2）辅助泵1工作（起升、平移）其动力路线为：轴2-轴1-辅助泵13）辅助泵2工作（夹持、张紧）其动力传动路线为：轴2-轴4-轴53.4.1齿轮的设计计算小齿轮用40钢，调质处理，硬度230260HB，取平均为245HB；大齿轮45钢，正火处理，硬度180210HB，取平均为195HB。齿面接触疲劳强度计算1、初步计算转矩T1：T1=9.55106Pn1 =9.55=1.07106Nmm齿轮传动比u ：u1= n1n2 = =1.4u2= n1n2 =

22、 =1.17齿宽系数d：由表12.13，取d=1.0接触疲劳极限Hlim：由图12.17c，取Hlim1 =580MpaHlim2 =460Mpa初步计算的许用接触应力H ：H1 =0.9Hlim1 =0.9580Mpa=522MPaH1 =0.9Hlim2 =0.9460Mpa=414MPaAd值：由表12.16，估计=15，取Ad=82初步计算的小齿轮直径d11：d11Ad3T1dH2u11u1=8231.07106141421.411.4=180mm d12Ad3T1dH2u21u2 =8231.07106141421.1711.17 =185mm取d1=190mm初步齿宽b1： b1=

23、d1=190mm2、校核计算圆周速度v ：v= d1n1601000 =1901000 =20.8m/s精度等级：由表12.6，选5级精度齿数z和模数m ：初选齿数 z1=37；z21=i1z1=1.43751z1=37；z22=i2z1=1.173743mt=d/z1=190/37=5.13由表12.3取m=5则z1=d1/m=190/538z21=i1z1=1.43853z22=i2z1=1.173844螺旋角：=arcosmnmt =arcos55.135 =13.17使用系数KA：由表12.9 KA=1.0动载系数KV：由图12.9 KV=1.1齿间载荷分配系数KH：由表12.10，先

24、求Ft= 2T1d1 =21.0710680 =26750NKAFtb= 1 =140Nmm100Nmm由=1.883.2（1z1+1z2）cos1=1.69；2=1.68= bsinmn =190sin13.175 =2.755由表12.10及其精度得KH=1.0 KF=1.0齿向载荷分配系数KH：由表12.11KH=A+B1+0.6(bd1)2 (bd1)2+C10-3b =1.07+0.161+0.6（1）21+0.2310-3190=1.3697动载系数K ：K=KAKVKHKH=11.111.3679 =1.507弹性系数ZE：由表12.12 ZE=189.8Mpa节点区域系数ZH：

25、由图12.16 ZH=2.42重合度系数Z：由式12.31，因1，取=1，故 Z=4-31-+=4-1.6931-1+11.69=0.77螺旋角系数Z ：Z=cos=cos13.17 =0.99接触最小安全系数SHlim：由表12.14 SHlim=1.05总工作时间th：th=1015012=18000h应力循环次数NL：NL1=602210018000=4.536109NL21=601150018000=1.62109NL22=601180018000=1.944109接触寿命系数ZN：由图12.18 ZN1=0.96ZN21=0.99ZN22=0.99许用接触应力H ：H1=Hlim1Z

26、n1SHmin = 5800.961.05 =530.28MpaH21=Hlim2Zn21SHmin = 5800.991.05 =546.86MpaH22=Hlim2Zn22SHmin = 5800.991.05 =546.86Mpa验算H=ZEZHZ2KT1bd12u+1u =189.82.420.770.9921.5071.0719021.17+11.17 =326.97MpaH2计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3、确定传动主要尺寸实际分度圆直径d ：因中心距未作调整，故分度圆直径不变即 d1=190mm d21=i1d1=266mm d22=i2d1=222mm齿

27、宽： b=dd1=1190=190mm故 b1=200mm b21=b22=190mm齿根圆直径：df1=d121.252=185mm df21=d2121.252=261mmdf22=d2221.252=217mm齿顶圆直径：da1=2adf220.25=192.5mmda21=2a1df120.25=268.5mmda22=2a2df120.25=225.5mm齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数YFa： Zv1= z1cos2 =38cos213.17 =40Zv21= z21cos2 =56Zv22= z22cos2 = 46由图12.21 YFa1 =2.4 YFa21 =2.32 YFa2

28、2 =2.36应力修正系数YSa：由图12.22 YSa1=1.68 YSa21=1.72 YSa22=1.70重合度系数Y：Y1=0.250.751 =0.250.751.69 =0.692Y2=0.250.752 =0.250.751.68 =0.695螺旋角系数Y：Ymin=10.25=10.251=0.75Y=1120 =1113.17120 =0.89Ymin齿间载荷分配系数KF：由表12-10注11Y1 =4.441.690.692 =3.79722Y2 =4.431.680.695 =3.794KF1 =1/cos2bKF2=2/cos2b而t=arctancosncost =2

29、02944”cosb =cos cosn/cost =0.977KF1 =1.69/0.9772=1.7711Y1KF2 =1.68/0.9772=1.7622Y2故 KF1 =1.77 KF2 =1.76尺向载荷分布系数KF：由图12.14 b/h=200/(2.253)=29.6 KF=1.24载荷系数K ： K1=KAKvKF1KF=11.11.771.24=2.4K2=KAKvKF2KF=11.11.761.24=2.4许用应力F ：F1=Flim1YN1YXSFlim F21=Flim2YN21YXSFlim F22=Flim2YN22YXSFlim弯曲疲劳极限Flim：由图12.2

30、3cFlim1=580Mpa Flim2=420Mpa 弯曲最小安全系数SFmin：由表12.14 SFmin =1.25弯曲寿命系数YN：由图12.24 YN1 =0.87YN21 =0.90 YN22 =0.89尺寸系数YX：由图12.25 YX =1.0代入上式F1= 5800.871.01.25 =403.68MpaF21= 4200.901.01.25 =302.44MpaF22 = 4200.891.01.25 =299.04Mpa验算F1 = 2KT1bd1mnYFa1YSa1YY=21.5071.0717052.41.680.6950.89 =44.56MpaF1 F21 =F

31、1YFa21YSa21YFa1YSa1 =44.562.321.722.41.68 =44.1MpaF21F22 =F1YFa22YSa22YFa1YSa1 =44.562.361.702.41.68 =44.34MpaF223.4.2轴的设计计算选材轴选45钢调制处理，b =650Mpa S=360Mpa各轴输入转矩和功率，由公式P=T1n/9550 输出轴1 接辅助泵1 n1=1800r/min P=25Kw T1=9550 =132.6Nm输入轴2 n2=2100r/min P1=235KwT2=9550 =1068.7Nm输出轴3 n3=2100r/min P3=150Kw T3 =9

32、550 =682.1Nm输出轴4 n4=1500r/min P4=10Kw T4 =9550 =63.7Nm输出轴5 n5=1500/min P5=30Kw T5 =9550 =191Nm轴初步计算选用45钢调制 c=112 =35Mpa轴1 d1=c3P1n1 =11226.92mm 取d1 =30mm轴2 d2=c3P2n2 =11253.97mm 取d2 =60mm轴3 d3=c3P3n3 =11246.47mm 取d3 =50mm轴4 d4=c3P4n4 =11221.08mm 取d4 =25mm轴5 d5=c3P5n5 =11230.40mm 取d1 =35mm以轴1为例进行校核轴1

33、 P=25Kw T1=132.6Nm =13.17圆周力 Ft = 2T1d1 = 2132.610330 =8840N径向力Fr= Fttanncos = 8840tan20cos13.17 =3304N轴向力Fa=Fttan=8840tan13.17=2068N计算支撑反力画齿轮轴受力图见图6水平面反力 FR1= Fr260Fa =33042602068 =1259NFR2= Fr240Fa =33042402068 =2117N垂直面反力FR1”=8040 =4597NFR2”=8040 =4243N水平面受力图见图7水平弯矩图见图8垂直面受力图见图9垂直弯矩图见图10合成弯矩图见图11

34、轴受转矩 T = T1 = Nmm转矩图见图12许用应力值 -1b= 60 Mpa应力校正系数= -1b0b = 60102.5 =0.59当量转矩T=0.59=78234Nmm 见图12当量弯矩M=M2（T）2=（78234）2 =Nm当量弯矩图见图13轴径d=3M0.1-1b= .160 =28.6mm30mm轴校核图如下：图6 轴受力图图7水平受力图图8水平弯矩图图9垂直受力图图10垂直弯矩图图11合成弯矩图图12转矩图图13 当量弯矩图3.4.3轴承的选用表3 轴承选用型号对应轴输入轴主轴泵输出轴冷却泵轴承辅泵1输出轴辅泵2输出轴代号3221232210332053220632207轴

35、径（mm）6050253025类型圆锥滚子圆锥滚子圆锥滚子圆锥滚子圆锥滚子对辅泵1输出轴进行校核查资料知：轴承32206Cr=51.8kNCor=63.8kNY=1.6 e=0.37附加轴向力： Fs1= Fr12Y = 459721.6 =1436.5625NFs2= Fr22Y = 424321.6 =1325.9375N轴承轴向力：因Fs1+ Fa =1436.5625+2068=3504.5625NFs2轴承2被压紧，故Fa1= Fs1 =1436.5625NFa1 =Fs1+ Fa =3504.5625NX、Y值：Fa1Fr1 =1325. =0.3125e，查表18.7 X1=1

36、Y1=0Fa2Fr2 =3504. =0.526e，查表18.7 X2=0.4 Y2=1.1冲击载荷系数：考虑运行平稳，查表18.7 fd =1.0当量动载荷：P1=fd（X1Fr1+Y1Fa1）=1（1457901436）=4597NP2=fd（X2Fr2+Y2Fa2）=1（0.442431.13504）=5551.6N轴承寿命：因P2P1，故只计算轴承2寿命L10h=16670n（CrP2）=（.6）103=13565.37h 13000h故选用合理。3.5分动箱设计方案二 图14分动箱原理图动力传递路线分别为：1）主泵工作：其动力传递路线为：发动机-轴2-轴3-主泵2）辅助泵1工作（起升

37、、平移）其动力路线为：轴2-轴1-辅助泵13）辅助泵2工作（夹持、张紧）其动力传动路线为：轴2-轴3-轴53.5.1齿轮的设计计算第一对齿轮（锥齿轮）小齿选用40r，调制处理，硬度为241HB286HB，取平均260HB；大齿轮选用42SiMn，调制处理，硬度为217HB255HB，取平均为230HB。齿面接触疲劳强度计算1、初步计算齿数z和等级精度取z1=76 z2=iz=76估计vm=30m/s 由表12.6，选5级精度使用系数KA：由表12.9 KA=1.0动载系数KV：由图12.9 KV=1.17齿间载荷分配系数KH：由表12.10，估计KAFtb100Nmmcos1 =uu2+1 =

38、 112+1 =0.7cos2 =uu2+1 = 112+1 =0.7zv1= z1cos1 =350.7 =50zv2= z2cos2 =350.7 =50v =1.88 3.2(1zv1 + 1zv2)cos=1.88 3.2(150 + 150)cos=1.8z=4-v3 =4-1.83 =0.857KH= 1Z2 = 10.8572 =1.36齿向载荷分配系数KH：由表12.11及注KH=1.9载荷系数K ： K= KAKVKHKH=11.171.361.9 =2.96转矩T1： T1 =9.55106Pn1 =9.55 =Nmm弹性系数ZE：由表12.12 ZE=189.8Mpa节点

39、区域系数ZH：由图12.16 ZH=2.5接触疲劳极限Hlim：由图12.11c，Hlim1 =710Mpa Hlim2=680Mpa接触最小安全系数SHlim：由表12.14 SHlim=1.05接触寿命系数ZN：由图12.18 ZN1=ZN2 =1.0许用接触应力H ： H1=Hlim1Zn1SHmin = 71011.05 =676MpaH2=Hlim2Zn2SHmin = 68011.05 =648Mpa大轮大端分度圆直径d1：取R =0.3 d134.7KT1R1-0.5R2u(ZEZHZH)2 =34.72.96.31-0.50.321(189.82.50.87648)2= 303

40、.07mm验算圆周速度KAFtb： dm1=（10.5R）d1=（10.50.3）303.07=257.61mmVm= dm1n1601000 =257.611000 =28.33m/s（与估计值接近）Ft=2T1dm1 = 2.61 =8297Nb=RR=Rd12sin1=Rd121sin21=0.3303.07210.72 =63.66mmKAFtb =1.0.66 =130.3N/mm100N/mm（与估计值相符）2、确定传动主要尺寸大端模数m ：m= d1z1 =303.0776 =3.98mm由表12.3，取m=4mm实际大端分度圆直径d ：即 d1=mz1=476=304mm d2

41、=mz2=476=304mm锥距R： R= m2z12z22 = 42762762 =214.96mm齿宽： b=dR=0.3214.96=64.48mm取b=65mm齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数YFa：由图12.21 YFa1 =2.17 YFa2 =217应力修正系数YSa：由图12.22 YSa1=1.95YSa2=1.95重合度系数Y：Y1=0.250.751 =0.250.751.752 =0.68齿间载荷分配系数KF：由表12.10KF=1.0载荷系数K ： K=KAKvKF1KF=11.1711.9=2.22弯曲疲劳极限Flim：由图12.23c Flim1=600Mpa Fli

42、m2=570Mpa 弯曲最小安全系数SFmin：由表12.14 SFmin =1.25弯曲寿命系数YN：由图12.24 YN21 =YN22 =1.0尺寸系数YX：由图12.25 YX =1.0许用弯曲应力F1 ：F1FlimYN1YXSFmin =6001.01.01.25 =480MpaF2FlimYN2YXSFmin =5791.01.01.25 =456Mpa验算：F1 = 4.7KT1R(10.5R)2z12m3u21YFa1YSa1Y=4.72.96.30.8527624322.171.950.68 =377.54MpaF1 F2 =F1YFa2YSa2YFa1YSa1 =377.

43、54MpaF2第二对齿轮计算一对齿轮均用40Cr，调质处理，硬度241286HB，取平均为260HB。齿面接触疲劳强度计算1、初步计算转矩T1：T1=9.55106Pn1 =9.55=.6 Nmm齿轮传动比u ： u =1.4齿宽系数d：由表12.13，取d=1.0接触疲劳极限Hlim：由图12.17c，取Hlim1 =710MpaHlim2 =580Mpa初步计算的许用接触应力H： H1=0.9Hlim1 =0.9710Mpa=639MPaH1b=0.9Hlim2 =0.9580Mpa=522MPaAd值：由表12.16，估计=15，取Ad=82 初步计算的小齿轮直径d1 ：d1Ad3T1dH2u11u1=82.6152221.411.4