连续油管作业车传动系统设计说明书

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

、，一'-

刖a...............................................................................................................................2

设计任务：..........................................................2

第一章汽车底盘的选择及其性能核.....................................3

1.1、汽车底盘的选择.............................................3

1.2、汽车的动力性分析（最大驱动力、最大爬坡度、附着率）.........4

⑴、爬坡度的计算：...........................................5

⑵、附着率的计算：...........................................5

1.3、汽车的通过性（越野性）.....................................5

1.4s轴载分配计算..............................................6

1.5,连续杆作业车的横向稳定性..................................7

第二章动力传动系统的设计............................................7

一、齿轮传动.................................................9

锥齿轮主要参数计算..........................................10

第二对齿轮计算..............................................14

第三对齿轮计算..............................................18

第四对齿轮计算..............................................22

二、轴的结构设计............................................26

（1）、确定轴的轴向尺寸.....................................27

（2）、确定轴的径尺寸.......................................27

（3）、轴的校核（取输入轴为研究对象）.......................28

三、滚动轴承及联轴器的选择..................................32

四、轴、轴承等的校核计算.......................................35

1、轴的校核计算............................................35

2、轴承寿命校核计算........................................36

3、键连接强度的校核计算....................................36

五、轴承的润滑和密封...........................................36

总结...............................................................37

附录：.............................................................39

参考文献：.........................................................42

刖s

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°o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

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/8X6,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3.8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io=4.80；各档减速器传

动比i=[12.688.466.264.643.382.501.851.371.00]

⑴、爬坡度的计算：

由公式Pe=TtqXn/9550得出转矩Ttq=Pex9550/n=1148.6N.m。

取传动系的机械效率rk=0.85,igxi°=12.68x4.8=60.86。

所以车轮最大驱动力Ft=Ttqxigxioxr|t/r=116514NO

滚动阻力Ff=28.5x9.8x1000x0.02=5586N。

空气阻力Fw=CDxAxUaxUa/21.15=54.2No

lillItWc(=arcsin((Ft-Ff-Fw)/G)=23.4°O

⑵、附着率的计算：

滚动阻力矩Tf2=FfXr=5586*0.6=3351.6N.m。

车轮驱动力矩Tt-Ftxr=l16514x0.6-69908N.m。

驱动力切向反作用力FX2=(Tt-Tf2)/r=10929No

驱动轮法向反作用力FZ2=G=279.3KNO

所以附着率0巾2=FX2/FZ2=0.397O

1.3、汽车的通过性(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=402mm。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Yi=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。Yi越大，越不易发生触头失效。

离去角V2=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，丫2越大，越不容易发生托尾失效。

最小转弯半径Rmin=21mo

当转向盘转到极限位置，汽车以最低稳定车速转向行驶是，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Gi、G2、G3、...G8,则连续杆作业机的

总重力为：

,,

G=G,+G2+G3+*+GO=>Gj

G=11500+4400+3600+3000+1500+1500+1500+1500=28500kg

注：Gl：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；G5：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：

x+y=285,1260y+3165x=0

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：

x=8.1t,y=20.4to

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Y。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1800mm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Yo

/max<arctan[(05L-e)/h]

arctan[(05L~e)/h]=arctan[(05x1800-1376)/1864]=221°

所以横向极限角Y为22.10°

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+控辅泵2+控制泵冷却泵

制泵

功率p(kw)15425326

转速n2400200020001000

(r/min)

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：

变速器

发动机

226KW1200r/min

一、齿轮传动

齿轮设计计算的主要内容是：强度计算、儿何尺寸计算、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的要求。

(2)、齿轮强度计算公式中，载荷和儿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、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241HB-286HB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Z和精度等

取Z]=72,z=iZ1=66z.,72,z?=66

级21—L

选5级精度

估计Vmk30m/s,山表12.6

由表12.9

使用寿命KAKA=1.0

由图12.9

动载系数KvKv=1.17

齿间载荷分配系KF

由表12.10,估计二以

b

数KH”

1

cosR=/11-=jLI==0.67

心1

cos6=」——=j]==0.74

2四小

z72

z=——!—=-----=107.46（表12.19）

1cosb10.67

zv2=-^—=-^-=89.19

~cos20.74

'1

%、=1.88-3.2——十——cos/7

kZvlZv2）_

=1.88-3.2|—--十---Icos/（式12.6）

,1107.4689.19J

=1.81

7—J*%）―/4-1.81……

/丫3V3"'"一Z£=0.85

K=—=—J—=138

HaZ：0.852-“L38

齿向载荷分布系

由表12.20及注3,取Kfl.9J=L9

数K"

载荷系数KK=3.08

K=KAKvKHffK//=lxl.l7x1.38x1.9

转矩工T=981045Nmm

T,=9.55x106—=9.55xl06xl

n,2200

由表12.12

弹性系数ZEZE=189.8VMPa

节点区域系数由图12.16

Z„ri=2.5

ZH

接触疲劳极限由图12.17c

^Hiimi=680MPa

^Hlim

%nm2=580MPa

接触最小安全系由表12.14

SHmin-l-05

数SH1nin

接触寿命系数由题意

ZN1=ZN2=L0

ZN

许用接触应力

[]=外岛11=姆式（Ju）[crHI]=648MPa

L

[5]」SHmin1.05

隆]_%lim2ZN2_58°[crH2]=552MPa

LH2j

SHmin1.05

大轮大端分度圆

取％=0.3〃R=0.3

直径44.7KEzzzY

di1—式（1239）

“R（1-OS”“、E]）

4.7x3.08x981045（189.8x2.5x0,85?

3/\21I552）

^03（1-0.5x0.3）pj

=337.60mm

验算圆周速度及K三以F

b

dmi=（l-0,5〃R）4=0.85x337.60（表12.19）

=286.96mm

^-dmIn.3.14x286.96x2200”.

%60x100060x1000皿°

（与估计值接近）

厂2T,2x981045、

F=―L=-------------=6838N（式12.37）

286.96

b一,RR—〃R.।「I

2sina271-cos2J,

0.3x337.60

=-----/=68.21mm

2xVl-0.672

L月1.0x6838,nnKT/

b68.21'

（与原估计相符）

确定传动主要尺寸

大端模数m

d.337.603

m='=--------=4.68

Z\73

由表12.3,取m=5mmm=5mm

实际大端分度圆

4=mZ]=5x724=360mm

直径d

d2=mz2=5x66d2=330mm

锥距RR=244.18mm

R=y7Z12+Z22=|+66"（表12.19）

齿宽bb=73mm

b="RR=0.3x244.18=73.25mm

齿根弯曲疲劳强度计算

山图12.30

齿形系数YpaYFal=2.17

Y/.25

应力修正系数由图12.31

YSal=l.93

YSa

YSa2=l.89

重合度系数Y，0.75…0.75.少、Y=0.66

Y=0.25+----=0.25+----（式12.18）t

%、，L81

齿间载荷分配系

由表12.10,KAFt/b>100N/mm

数KFO

KFa=1.0“LO

载荷系数KK=2.22

K=KAKvKFaK/）=1.0x1.17x1.0x1.9

弯曲疲劳极限由图12.23c

bnimi=600MPa

^Flim

"im2=570MPa

弯曲最小安全系由表12.14

SF"-25

数SF总

弯曲寿命系数由题意

YN1=YN1=I.O

YN

由图12.25

尺寸系数丫*Yx=1.0

许用弯曲应力

「1o-YY600x1.0x1.0、[%]=480MPa

FlimlN1x=-------------（式12.19）

L

［对」SFmin1.25

隆]=%1而2丫可2丫乂_57°XL°XL°[crF2]=456MPa

LF2j

SFmin1.25

验算

g尸4.7K工孕%_Y（式]240）（TF1=145.7MPa

232

%（1・0.51R）z1mVu+l

_4.7x2.22x981045x2.17x1.93x0.66

0.3x0.852x722x53x+1

k“丫3―145.7x2.25x1.89%2=147.9MPa

YFalYSal2.17x1.93<[外?]

第二对齿轮计算

一对齿轮均选用40Cr,调制处理，硬度241HB-286HB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

转矩工p32T]=127333.3Ninm

T=—X9.55X106=----x9.55xl06

1n,2400

齿宽系数匕由表12.13,取匕=1.0匕=1.0

接触疲劳极限由图12.17c

。.“=710MPa

^Hlim

（THlim2=580MPa

初步计算的许

（式12.15）[crin]=639MPa

用接触应力

闻］[<TH2]«0.9crHlim2[<TH2]=522MPa

Ad值由表12.16,取Ad=95

初步计算的小

d,>Ad

齿轮直径4u（式12.14）

127333.31.2+1

=95x3--------7x-----=105mm取d]=160mm

V1.0x5.2221.2

初步齿宽bb=128mm

b=%d]=0.8x160

2、校核计算

圆周速度V乃4n]_3.14xl60x2400

v=20m/s

60x100060x1000

精度等级由表12.6选5级精度

齿数Z和模数

取Z]=75；z2=iZ[=1.2x75=90Z]=75,Z=90

m2

m^dj/zj=160/75=2.0672mn=2

螺旋角£"=14.65,

〃=arccos=——-——=14.65

mt2.0672

由表12.9

使用系数KAKA=L0

由图12.9

动载系数

K,KV=L18

齿间载荷分配由表12.10,先求

系数KV/.7—2T,1—2x127333.3—1SQ1A7M

'd,160

KAFt_1.0xl591.67

b128

=11.87N/mm<lOON/mm

^COS/?

%=1.88-3.2

九

L'7.I"」

=1.88-3.2|---|cosl4.65

_17590JJ

=1.74

bsinB仍Z1,“1.0x75

s=-------=tanB=---------txan14.65

n"m“713.14

=6.24

sr=4+%=L74+6.24=7.98

tana,、tan20c

a-arctan-------=arctan------------

tcos,cosl4.65°

=20.62

cos

cos瓦-BcosafJcosat

=cos14.65scos20/cos20.62=0.97

由此得KH«=KF«=£a/C°S2A

=1.74/0.972=1.85不/1.81

齿向载荷分布

/by

系数K”.（广A+B—+C-103b

班d/

/12Qf

=1.07+0.16x—+0.23x10-3x160=1.20

\160；“1.20

载荷系数KK=2.62

K=KAKVKH„KH/?=1.0X1.18X1.85X1.20

由表12.12

弹性系数ZEZE=189.85/MPa

节点区域系数由图12.16

ZH=2.42

ZH

重合度系数

由式12.31,%>1。取%=1,故

4

4=巨忌

Zc=0.76

螺旋角系数

Z/7=^/cosy?=Vcos14.65Z，=0.98

Zp

许用接触应力=

ZNj1.18,ZN)=1.25(图12.18)

[巧』

rI=£HI™I^=Z10X1J8(式"a)

L」S1.05

IImin[crH1]=798MPa

隆~[_/llim2ZN2_58°xL25[o-1I2]=690MPa

L112J

SHmin1.05

验算…黑―

=189.8x2.42x0.76x0.98

x,2x2.76x127333.31.2+1

R128xl6021.2

crH=192.23MPa

=192.23MPa<[5^]满足要求<HHZ]

3、确定传动主

要尺寸

中心距a

d,(i+l)_160x(1,2+1)

da=176mm

22

实际分度圆直因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，

径d故分度圆直径不会改变，即

2a2x176

dJ.=——=-------=160mmd,=160mm

1i+11.2+1

d2=id[=1.2x160=192mmd2=192mm

齿宽b

b=^dd,=128mmb]=133mm

b2=128mm

齿根弯曲疲劳强度计算

齿形系数Y"a775

Zv，cos3^cos314.6582-82

Y=2.26

Zv2=—=—段一=99.38Fal

~cos3[3cos314.65

丫皿=2.24

由图12.21

应力修正系数由图12.22

YSal=1.74

4

YSa2=l.76

重合度系数

£=L88-3.2—+—cos(3

呼avLlZv.Zv2；J

=1.88-3.21—|cosl4.65

_(82.8299.38)\

=1.75

075075Y,=0.68

Y=0.25+—^=0.25+-^=0.68

%L75

螺旋角系数

¥^^=1-0.256^=1-0.25x1=0.75(£,21,£夕=1)

Y电

v-Pi14.65

p£p

120**12o

=0・88>丫小

齿间载荷分配

《-7.98—67

系数F

K.saYe1.74x0.68

由表12.10,KKa=1.85<6.7“L85

齿向载荷分配

b/h=128/(2.25x2)=28.44

系数K"仆尸.36

由图12.14

载荷系数KK=2.97

K=KAKvKFaKF/?=l.0X1.18X1.85X1.36

弯曲疲劳极限由图12.23c

%imi=600MPa

/lim

,limzEOMPa

弯曲最小安全由表12.14

SFmin=1.25

系数Spmin

弯曲寿命系数

弯曲寿命系数YN，由图12.24YN1=0.95

YN2=0.97

由图12.25

尺寸系数YxYx=1.0

许用弯曲应力

<rJYNYX600X0.9X1.0..

[rcr...1=FFIihmm】N1iX=---------------=456MPa

[%]」

L°SFmin125[crF1]=456MPa

「1CrFlim2YN2YX

=H""-N-X=4--5-0--x-0--.-9-7--x-1-=349MPa

L」S1.25

Fmin[o-F2]=349MPa

验算ZKTMaXaXY.

bd,mn

_2x2.97x127333.3x2.26x1.74x0.68x0.88

128x160x2

=43.45MPa<M]

YFa2YSa2....2.24x1.76

crF,=<7FI—=43.45x-------------

YFalYSal2.26x1.74

=43.56MPa<[（TF2]

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241HB-286HB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

p=^±^.55X106

X9P=123354N-mm

224002

齿宽系数kj由表12.13,取力=1.0以d=L。

Ad值由表12.16,取Ad=82

初步计算的许

[呢卜0.9%1加（式12.15）[cr]=639MPa

用接触应力HI

回]

[crH2]«0.9crHlim2[crH2]=522MPa

初步计算的小

1————=105.8mm（式12.14）取d]=160mm

4NA、

齿轮直径4忆u

初步齿宽bb=96mm

b==0.6x160

2、校核计算

圆周速度V7rd[nl_3.14x160x2400

^60x100060x1000v=20m/s

齿数Z和模数

初取齿数z)=63；z=iz=1.2x63=75.6mn=2-5

m21

m=dj/zj=160/63=2.54

由表12.3,取m=2.5

Z]=63

z,=dI/m=160/2.5z2=iz!=1.2x64

Z2=76

螺旋角夕/7=arccos--=—:一=108’30'/7=108-30-

m2.54

由表12.9

使用系数KAKA=1.5

由图12.9

动载系数K、，Kv=1.17

齿间载荷分配由表12.10,先求

系数K*尸2T2x123354，一八,

F=—L=-------------=1542N

*d,160

KF1.5x1442,i八八z/

——At=—————=14N/mm<100N/mm

£a=1.88-3.21---|cos/?

LlZlZ2)\

=1.88-3.21---)coslO830-

_(6476〃

=1.76

^=^tan^=b^tanl08.30..

乃mn7i7i

=3.59

sr=%+%=l.76+3.59=5.35

tanatan200

a=arctan-------n=arctan---------------

tcos^cosl0°8'30.'

=201730、

cosBb=cos（3cosatJcosat

=cos10830”cos20°/cos2017,30"

=0.98

由此得K“a=9“=J/cos?A

=1.76/0.982=1.81"1.81

齿向载荷分布（bY

KH/A+B—+C-10-3b

系数K班d

KH『L29

=1.174-0.16X0.62+0.61X103X96=1.29

载荷系数KK=5.95

K=KAKVKHKH„=1.5X1.7X1.81X1.29

由表12.12

弹性系数ZEZE=189.8VMPa

节点区域系数由图12.16

ZH=2.37

ZH

重合度系数

由式12.31,>lo取£夕=1,故

&

Z.J3-晨

Z,=0.75

螺旋角系数

ZQ=Jcos/?=Jcos10830”Z4=0.99

Z"

许用接触应力

ZN）—1.18,ZN2=L25（图12.18）

cr

1=Hi,lnlZNI=710xl.l8（式12.H）

LJS1.05

Hmin[o-H1]=798MPa

r]_jlim2ZN2_58°XL25[o-H2]=690MPa

1Ms105

°Hmin1uJ

验算

=189.8x2.37x0.75x0.99

x,2x5.95x1233541.2+1

\96xl6021.2

crH=348MPa<[crH2]

=348MPa<[bM满足要求

3、确定传动主

要尺寸

中心距a

d,(i+l)_160x(1.2l)

a+a=176mm

22

实际分度圆直因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，

径d故分度圆直径不会改变，即

,2a2x176八

d,=——=--------=160mmd]=160mm

1i+11.2+1

d2=idI=1.2xl60=192mmd2=192mm

齿宽bb=96mm

b=匕jd]=0.6x160

齿根弯曲疲劳强度计算

齿形系数YfaZ7=——Zi1—=——--6-3-------=6«6

vlcos3(3cos^10830”

Y=2.25

/7=---Z=)—=------7-6-----Fal

v2cos,尸cos310-830"

Y=2.23

由图12.21Fa2

应力修正系数由图12.22

YSal=1.76

YSa

YSa2=l.78