连续油管作业车传动系统设计说明书

1、连续油管作业车课程设计地盘的选型与传动系统的设计目录前言3设计任务：3第一章 汽车底盘的选择及其性能核41.1、 汽车底盘的选择41.2、 汽车的动力性分析（最大驱动力、最大爬坡度、附着率）5、爬坡度的计算：6、附着率的计算：61.3、汽车的通过性（越野性）61.4、轴载分配计算71.5、连续杆作业车的横向稳定性8第二章 动力传动系统的设计8一、齿轮传动10锥齿轮主要参数计算11第二对齿轮计算15第三对齿轮计算19第四对齿轮计算23二、轴的结构设计27（1）、确定轴的轴向尺寸28（2）、确定轴的径尺寸28（3）、轴的校核（取输入轴为研究对象）29三、滚动轴承及联轴器的选择33四、轴、轴承等的校

2、核计算361、轴的校核计算362、轴承寿命校核计算373、键连接强度的校核计算37五、轴承的润滑和密封37总结38附录：40参考文献：43前言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，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

3、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。设计任务：按照上述要求，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

4、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、运行使用说明书编制。 8）进行答辩，完成综合设计。第一章 汽车底盘的选择及其性能核 1.1、 汽车底盘的选择 本次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°，制动距离不大于12米，道路倾斜稳定性不小于20°

5、。车上永久载荷含井架、起升系统、液力马达、绞车、分动箱等。按照车载设备初步设计的结果，进行底盘的选择。连续杆作业车一般应选用越野性能好,可在路况较差地区行走的货车底盘作为装载用,货车底盘按驱动动力可分为汽油机和柴油机驱动两种形式,考虑到柴油机具有压缩比高, 燃油消耗率低(比汽油机约低30 % ) ,燃油经济性好、转速比汽油机低(低50%以上)等特点,特别是连续杆作业车动力取用汽车动力时,多选用柴油车作为连续杆作业车。与作业有关的各部件一般都尽可能安装在汽车底盘上,考虑到制造、运输经济性及连续杆作业车的灵活性,汽车底盘选择一般以满足连续杆作业车各部件装载要求为宜,不易选的过大。这就要求在满足连续

6、杆作业车操纵工作方便性的同时,车上各部件要合理布置,使得汽车各车轴受力及汽车的装载尺寸符合汽车行驶要求。我们所选的底盘型号为北奔 3136B/8×6，采用柴油机作业，最高车速为 80km/h，转弯半径为 21m，满足底盘选择的要求。1.2、 汽车的动力性分析（最大驱动力、最大爬坡度、附着率） 汽车的动力性是指汽车在良好路面上直线行驶是由汽车受到的纵向外力决定的，所能达到的平均行驶速度。设计的连续油管车发动机功率360马力，发动机转速为 2200r/min, 车轮直径1.2米，车轮最大转速为80km/h,所选二类底盘质量为11.5吨，井架、游车、天车、大钩各为1.5吨，旋转移动系统总3

7、.8吨，副车架0.6吨，绞车为3.6吨。总车质量为28.5t。由传动系统设计结果得：主减速器传动比i0=4.80；各档减速器传动比i=12.68 8.46 6.26 4.64 3.38 2.50 1.85 1.37 1.00、爬坡度的计算：由公式Pe=Ttq×n/9550 得出转矩 Ttq=Pe×9550/n = 1148.6 N.m。取传动系的机械效率t =0.85，ig×i0=12.68×4.8=60.86。所以车轮最大驱动力Ft =Ttq×ig×i0×t/r =116514 N。滚动阻力Ff =28.5×9.

8、8×1000×0.02=5586 N。空气阻力FW =CD×A×ua×ua/21.15=54.2 N。由此得 =arcsin(Ft-Ff-Fw)/G)=23.4°。、附着率的计算：滚动阻力矩Tf2 =Ff×r=5586×0.6=3351.6 N.m。车轮驱动力矩Tt =Ft×r=116514×0.6=69908 N.m。驱动力切向反作用力Fx2 =(Tt-Tf2)/r=10929 N。驱动轮法向反作用力FZ2 = G =279.3 KN。所以附着率C2 =FX2/FZ2=0.397。1.3、汽车

9、的通过性（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和无路地带及各种障碍（如陡坡、侧坡、壕沟、台阶等）的能力。根据设计本车所选的底盘可知当汽车满载时：最小离地间隙 h=402 mm。汽车满载、静止时，支承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1 =30度。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2 =64度。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，越不容易发生托尾失效。最小转弯半径 Rmin = 21 m。当转向盘转到极限位置，汽车以最低稳定

10、车速转向行驶是，外侧转向轮的中心平面在支承平面上滚过的轨迹圆直径。它在很大程度上表征 了汽车能够通过狭窄弯曲或绕过不可越过的障碍物的能力。Rmin越小，汽 车的机动性能越好。1.4、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。设连续杆作业机各部件的重力分别为G1 、G2、G3 、G8,则连续杆作业机的总重力为:注：G1：底盘整备质量；G2：旋转系统质量；G3：绞车质量；G4:夹持系统质量；G

11、5：井架；G6：天车；G7：游车； G8：大钩。建立整车三维模型,根据各部件的安装位置可确定出整车的重心位置。重心距后轮前轴940mm，横向偏心距为137.6mm，距离地面高度为1867mm。前轮两轴相距1500mm，后轮两轴相距1450mm，前轮后轴和后轮前轴相距2950mm。根据已知，列出下列估算方程式：其中 x 是估算出的前轴轴载，y 为估算出的后轴轴载，计算，得:。即前后轴轴载符合要求。1.5、连续杆作业车的横向稳定性连续杆作业机的稳定性是指连续赶作业车停在横向斜坡上而不倾翻的最大临界坡角。此稳定角也称为横向极限稳定角。已知连续杆作业机重心横向偏心距e，左右车轮的距离L（按照后轮距离1

12、800mm来计算）和连续杆作业机重心高度h，由以下图可以求出横向极限倾角。所以横向极限角为22.1°。第二章 动力传动系统的设计传动装置是由各种类型的零部件组成的。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：泵主泵辅泵1+控制泵辅泵2+控制泵冷却泵功率P（kw）15425326转速n（r/min）240020002000100

13、0泵种齿轮泵柱塞泵柱塞泵叶片泵型号P760-F140CBF-E40CBF-E50YB-B48B为节约成本，及满足车载设备空间要求，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，如下图所示：下面依次对各个传动部件和辅助元件进行设计：一、 齿轮传动齿轮设计计算的主要内容是：强度计算、几何尺寸计算、齿轮结构设计、齿轮精度等级确定等。（1）、齿轮材料及热处理方法的选择要考虑到齿轮毛坯制造方法。当齿轮的顶圆直径小于400-500mm时，一般采用锻造毛坯；当其大于400-500mm时，多采用铸造毛坯；当齿轮直径与轴的直径相差不大时，应将齿轮和轴做成一体。选择齿轮材料时要兼顾轴

14、的要求。（2）、齿轮强度计算公式中，载荷和几何参数是用小齿轮输出转矩和分度圆直径或mz表示，因此无论许允应力或齿形系数是用哪个齿轮公式中的转矩、直径、齿数都应是小齿轮的数值。（3）、齿轮传动的几何参数和尺寸应分别进行标准化、圆整、或计算其精确值。例如，模数必须标准化；中心距和齿宽应尽量圆整；分度圆和齿顶圆直径、螺旋角、变位系数等啮合尺寸必须精确计算到小数点后3位数字，角度精确到秒。中心距一般要圆整为以0或5结尾的整数。对直齿圆柱齿轮传动可以通过调整模数和齿数，或采用角变位来达到中心矩尾数圆整的要求；对斜齿圆柱齿轮传动还可以通过调整螺旋角来实现中心矩尾数圆整的要求。齿轮的结构尺寸如齿宽、轮毂直径

15、、长度、轮缘内经、轮辐厚度、孔径等均圆整。锥齿轮主要参数计算锥齿轮选用40Cr，调制处理，硬度241HB286HB平均取260HB。计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算齿数和精度等级取估计，由表12.6选5级精度使用寿命由表12.9动载系数由图12.9齿间载荷分配系数由表12.10，估计 （表12.19） （式12.6） （式12.10）齿向载荷分布系数由表12.20及注3，取载荷系数转矩弹性系数由表12.12节点区域系数由图12.16接触疲劳极限由图12.17c接触最小安全系数由表12.14接触寿命系数由题意许用接触应力 式（12.11）大轮大端分度圆直径取式（12.39） 验算圆周

16、速度及 （表12.19）（与估计值接近） （式12.37）（与原估计相符）确定传动主要尺寸大端模数由表12.3，取实际大端分度圆直径锥距 （表12.19）齿宽齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数由图12.30应力修正系数由图12.31重合度系数 （式12.18）齿间载荷分配系数由表12.10，载荷系数弯曲疲劳极限由图12.23c弯曲最小安全系数由表12.14弯曲寿命系数由题意尺寸系数由图12.25许用弯曲应力（式12.19）验算 （式12.40）第二对齿轮计算一对齿轮均选用40Cr，调制处理，硬度241HB286HB平均取260HB。计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算1、初步计算转矩齿宽系数

17、由表12.13，取接触疲劳极限由图12.17c初步计算的许用接触应力 （式12.15）值由表12.16，取=95初步计算的小齿轮直径（式12.14）取初步齿宽2、校核计算圆周速度精度等级由表12.6选5级精度齿数z和模数m取，螺旋角使用系数由表12.9动载系数由图12.9齿间载荷分配系数由表12.10，先求由此得 齿向载荷分布系数载荷系数弹性系数由表12.12节点区域系数由图12.16重合度系数由式12.31，。取，故螺旋角系数许用接触应力 （图12.18） （式12.11）验算满足要求3、确定传动主要尺寸中心距实际分度圆直径因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，

18、即齿宽齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数由图12.21应力修正系数由图12.22重合度系数螺旋角系数齿间载荷分配系数由表12.10,齿向载荷分配系数由图12.14载荷系数弯曲疲劳极限由图12.23c弯曲最小安全系数由表12.14弯曲寿命系数弯曲寿命系数，由图12.24尺寸系数由图12.25许用弯曲应力验算满足条件第三对齿轮计算一对齿轮均选用40Cr，调制处理，硬度241HB286HB平均取260HB。计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算1、初步计算齿宽系数由表12.13，取值由表12.16，取=82初步计算的许用接触应力 （式12.15）初步计算的小齿轮直径 （式12.14）取初步齿宽2、校

19、核计算圆周速度齿数z和模数m初取齿数由表12.3，取 螺旋角使用系数由表12.9动载系数由图12.9齿间载荷分配系数由表12.10，先求由此得 齿向载荷分布系数载荷系数弹性系数由表12.12节点区域系数由图12.16重合度系数由式12.31，。取，故螺旋角系数许用接触应力 （图12.18） （式12.11）验算满足要求3、确定传动主要尺寸中心距实际分度圆直径因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即齿宽齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数由图12.21应力修正系数由图12.22重合度系数螺旋角系数齿间载荷分配系数由表12.10,齿向载荷分配系数由图12.14载荷系数弯曲寿命

20、系数弯曲寿命系数，由图12.24尺寸系数由图12.25许用弯曲应力验算满足条件第四对齿轮计算一对齿轮均选用40Cr，调制处理，硬度241HB286HB平均取260HB。因负载较小，故选用直齿轮，参数如下：计算项目计算内容计算结果齿面疲劳强度计算1、初步计算转矩齿宽系数由表12.13，取接触疲劳极限由图12.17c初步计算的许用接触应力 （式12.15）值由表12.16，取=85初步计算的小齿轮直径（式12.14）取初步齿宽2、校核计算圆周速度精度等级由表12.6选5级精度齿数z和模数m取，使用系数由表12.9动载系数由图12.9齿间载荷分配系数由表12.10，先求由此得齿向载荷分布系数载荷系数

21、弹性系数由表12.12节点区域系数由图12.16接触最小安全系数由表12.14总工作时间应力循环次数由表12.15，估计，则指数原估计应力循环次数正确验算满足要求3、确定传动主要尺寸中心距实际分度圆直径因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即齿宽齿根弯曲疲劳强度计算重合度系数齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数由图12.14载荷系数弯曲疲劳极限由图12.23c弯曲最小安全系数由表12.14弯曲寿命系数弯曲寿命系数，由图12.24尺寸系数由图12.25许用弯曲应力验算传动无严重过载，故不做静强度校核。由此设计出的各个齿轮的参数、材料及其热处理方式如下表：齿轮号传动比分度

22、圆直径（mm）模数（mm）齿数齿宽（mm）螺旋角（）材料热处理方式1.136057273040Cr调质330661.2160275133192901281.21602.563961927621172.2552350234104二、 轴的结构设计轴的结构设计包括确定轴的合理结构和全部尺寸。分动箱各轴一般设计成阶梯轴，开始设计前已初步估算轴径，设计顺序是从一端向 另一端或由两端向中间设计。结构设计内容包括以下方面：（1）、确定轴的轴向尺寸各轴段的径向尺寸取决于轴上各零件的宽度，除此之外还要考虑轴上零件定位和固定可靠的需要。、安装传动零件的轴段宽度应根据轮毂宽度确定。为保证齿轮在轴上定位和固定可靠，

23、轴段应比与其相配合的轮毂宽度稍短一点，即在轴肩端面与轮毂端面之间应留有一定的距离，一般取 2-4mm。同理，轴端零件固定也是如此。、安装键的轴段应使键槽靠近轮毂装入侧的轴端，这样在安装轴上零件时，轮毂上的键槽与轴上的键很容易对准。键的长度一般比轮毂短5-10。、轴的外伸长度取决于轴承盖结构和轴伸出端安装的零件。 箱体外旋转零件至轴承盖螺钉头顶面距离一般取 15-20mm，轴伸出箱体外的长度除留足轴承盖螺钉安装所需要的空间外，还需待箱体轴承孔处凸缘的宽度、轴承盖厚度及轴外伸端所装零件的位置和尺寸等确定后才能最后定出。（2）、确定轴的径尺寸阶梯轴径向结构尺寸的变化主要取决于轴上零件的安装、定位、受

24、力状况及对轴表面粗糙度、加工精度的要求。齿轮和联轴器利用两相邻轴段的直径变化形成轴轴肩定位。这类轴肩除用于轴上零件的定位外还要承受轴向力，因此轴肩高度需要大一些。 滚动轴承内圈定位轴肩的直径是标准值，可根据轴承型号从机械手册中查取。当两相邻轴段直径变化仅是为了轴上零件装拆方便或区别加工表面时，其直径变化值应较小或采用同一公称直径而取不同的 偏差值。对于装有滚动轴承、毡圈密封、橡胶圈、油封等标准间的轴，其直径应取标准值。同一轴上的轴承一般采用相同的型号，以使轴承 座孔尺寸相同，利于镗孔加工。当轴表面需要磨削加工或切削螺纹时，轴径变化处应留有砂轮越程槽或退刀槽。由此设计出的各轴的材料及最小直径如下

25、表所示：轴号直径mm7048404040材料45调质45调质45调质45调质45调质（3）、轴的校核（取输入轴为研究对象）第二根轴：轴的材料选用45#钢调质 。计算 。计算项目计算内容计算结果计算齿轮受力第一个斜齿轮螺旋角齿轮直径齿轮受力：转矩圆周力径向力轴向力第二个斜齿轮螺旋角齿轮直径圆周力径向力轴向力圆锥直齿轮齿轮受力：转矩平均分度圆直径圆周力径向力轴向力轴的受力图：水平面受力图（xy平面）：列计算式有对A点有，那么有：解有对E点有，则有：解有水平面弯矩图： （）垂直面受力图：求， 解得；， 解得垂直面弯矩图： （）合成弯矩图： （）转矩图：许用应力许用应力值用插入法由表16.3查得： 应

26、力校正系数画当量弯矩图当量转矩当量弯矩当量弯矩图：校核轴径齿根圆直径轴径校核满足要求。三、 滚动轴承及联轴器的选择在完成轴的结构设计的同时要初步确定滚动轴承、联轴器的类型和尺寸，并在全部轴的结构设计完成，经校核计算通过后再最终确定。滚动轴承的类型选择取决于轴承承受载荷的大小、方向、性质、 及轴的转速。一般普通圆柱齿轮分动箱优先选用深沟球轴承，但对于 斜齿圆柱齿轮传动，如果轴承能力不足，也可选用接触球轴承。对于 载荷不平稳或载荷较大的分动箱，则宜选用圆锥或圆柱滚子轴承。轴承的规格型号需在轴的结构设计确定轴向尺寸的过程中确定。 轴承内径尺寸一旦确定，一般不再变动。经校核计算，如发现轴承寿命过长或过

27、短，可通过改变轴承宽度系列或外径系列来解决，从而保持轴承内径不变。这样处理对轴的设计影响较小。由此可选出各个轴承的型号如下表所示：对应轴标号（单）代号323113231132311630963096309轴径（mm）555555454545类型圆锥滚子圆锥滚子深沟球深沟球深沟球深沟球分动器的外伸轴端一般用联轴器与工作机构相连。联轴器的选择要考虑所需传递轴转速的高低、载荷的大小、被联接两部件的安装 精度等、回转的平稳性、价格等，参考各类联轴器的特性，选择一种合用的联轴器类型。具体选择时可考虑以下几点：1、所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减振功能的要求。例如，对大功率的重载传动，可选用齿式联轴器

28、；对严重冲击载荷或要 求消除轴系扭转振动的传动，可选用轮胎式联轴器等具有高弹性的联 轴器。2、联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小。对于高速传动轴，应选用平衡精度高的联轴器，例如膜片联轴器等，而不宜选用存在偏心的滑块联轴器等。3、两轴相对位移的大小和方向。当安装调整后，难以保持两轴严格精确对中，或工作过程中两轴将产生较大的附加相对位移时，应选用挠性联轴器。例如当径向位移较大时，可选滑块联轴器，角位移较大或相交两轴的联接可选用万向联轴器等。4、联轴器的可靠性和工作环境。通常由金属元件制成的不需润滑的联轴器此较可靠；需要润滑的联轴器，其性能易受润滑完善程度的影响，且可能污染环境。含有橡胶等非金属

29、元件的联轴器对温度、腐蚀性介质及强光等比较敏感，而且容易老化。5、联轴器的制造、安装、维护和成本。在满足便用性能的前提下，应选用装拆方便、维护简单、成本低的联轴器。例如刚性联轴器不但 结构简单，而且装拆方便，可用于低速、刚性大的传动轴。一般的非金属弹性元件联轴器(例如弹性套柱销联轴器、弹性柱销联轴器、梅花形弹性联轴器等)，由于具有良好的综合能力，广泛适用于一般的 中、小功率传动基于以上选取原则，考虑到此作业机较差的作业环境，容易受到 环境污染，作业机的震动较大，工作轴不能严格对中，且要求维修和 拆卸更换方便，故选用常用的十字滑块联轴器。联轴器与键的选择如下表所示：轴轴轴轴轴联轴器类型LT型弹性

30、套柱销联轴器LT型弹性套柱销联轴器LT型弹性套柱销联轴器LT型弹性套柱销联轴器LT型弹性套柱销联轴器输入轴直径D1(mm)7148404040输出轴直径D2(mm)7050424242键的类型普通平键普通平键普通平键普通平键普通平键输入轴的键尺寸b (mm)2014121212h (mm)129888t (mm)7.55.5555四、轴、轴承等的校核计算轴的结构设计完成后，由轴上传动零件和轴承的位置可确定轴上受力的作用点和轴的支撑距离。轴上里的作用点取在传动零件宽度中点。支点位置由轴承类型确定。向心轴承的支点可取在轴承宽度中心点，角接触轴承的支点取在距离轴承外圈端面为 a 处，a 值可查轴承标

31、准来定。确定出力的作用点及支点距离后，便可进行轴、轴承和键的校核计算。1、轴的校核计算根据装配草图确定出的轴的结构、轴承支点及轴上零件力的作用点位置，可画出轴的受力图，进行轴的受力分析并绘制弯矩图、扭矩 图和当量弯矩图，然后确定轴的危险截面，进行强度校核计算。 分动器各轴是转轴，一般按弯扭合成条件进行计算。对于载荷较大、轴径小、应力集中严重的截面（如轴上有键槽、螺纹、过盈配合 及尺寸变化处），再按疲劳强度对危险截面进行安全系数校核计算。 如果校核结果不满足强度要求，应对轴的一些参数和轴径、圆角半径等进行适当修正。如果轴的强度裕量较大，不必立即改变轴的结构参数，待轴承和键的校核计算完成之后，综合

32、考虑整体结构再决定是否修改及如何修改。2、轴承寿命校核计算轴承的预期寿命是按分动箱寿命或分动箱的检修期来确定的，一般取分动箱的检修期限作为滚动轴承的预期工作寿命。如校核计算不符合要求，一般不轻易改变轴承的内径尺寸，可通过改变轴承类型或 系列、变动轴承的额定动载荷等方式来使之满足要求。3、键连接强度的校核计算键连接强度的校核计算主要是验算其抗挤压轻度是否满足要求。许用挤压应力应按连接键、轴、轮毂三者中材料最弱的选取。一般式轮毂材料最弱。经校核计算强度如不足，可通过改变键长，采用双键、花键或增大轴径以增加键剖面尺寸等措施来满足。五、轴承的润滑和密封滚动轴承大多采用脂润滑，也可采用油润滑。当轴承采用

33、脂润滑时，为防止箱内润滑油进入轴承后使润滑脂稀释而流出，通常在箱体 轴承座内侧一端装设封油环。当轴承采用油润滑时，为使飞溅到箱盖内壁上的润滑油能够通畅地流入轴承，要在箱盖分箱面处制出坡面，并在箱座分箱面上制出油沟，在轴承盖上制出缺口和环形通路。对于相互啮合的一对锥齿轮，其轴均由一对轴承支持，其外侧利用脂润滑。经计算发现有齿轮线速度大于20m/s，故决定采用强制润滑，查表知喷油压力为0.150.3MPa。供油量的计算：Pv=Pmax×（1-）=198×0.02=3.96KW由手册经验公式：Q=4 Pv=15.84L/min选择润滑用油泵转速2000r/min油泵排量为：V=Q

34、/n=15.84×1000÷2000=7.92ml/r最终选择油泵型号为YB总结为期四周的课程设计马上要结束了，回头看看从刚开始的课程设计的茫然失措到现在拿出自己设计的分动器，也是感觉终于是一个月来有所收获。也是感谢老师的悉心指导。在第一周的周一我们开始分组抽签，我们组抽到了动力传动系统设计，面对这个题目我们组成员完全不知道这个设计的突破点在什么地方，我们就分头去查资料，去图书馆查资料，去知网上看论文。几天下来我们才知道我们大概要设计什么。但是我们必须在其他组初步设计之后得到需要的功率之后才能去进行下一步的设计，等数据的的过程是漫长的。在其间我们选择了我们需要的二类底盘，并对其的动力性能进行校核，在校核的过程中，我们发现理