米钻井绞车传动系统结构设计.docx

摘 要绞车是整个钻机的核心部件，是钻机三大工作机之一，直接决定着钻机钻进能力。钻机绞车具有起下钻具、下套管、控制钻压、送进钻具、处理卡钻事故、整体起放井架等功能。针对机械传动绞车体积大、质量重、结构复杂等缺点，很难较好地满足新型钻井工艺的要求，本文对 JC40DB 绞车传动系统进行了设计，克服了传统机械驱动绞车的不足本文首先对绞车做整体结构设计，设计工程中充分考虑钻井工艺对绞车的总体要求，满足API相应规范和行业标准要求。在确定 JC40DB绞车传动系统方案和参数的基础上，对 JC40DB 绞车传动系统的结构进行设计，并在Solidworks 中对其进行三维建模；然后，采用材料力学方法对绞车进行强度分析，保证满足强度安全需要。关键词：绞车传动；参数和结构设计；强度校核AbstractIn drilling three working machine, winch is the core component of the drilling rig,and directly determines the capacity of which drilling rig. It has the functions of dismounting drill tools，running casings，controlling drilling pressure，handling jamming accident，as well as raising/lowering mast and substructureFor traditional mechanical drive winchs shortcomings of big volume, quality heavy and complex structure, it is difficult to better meet the equirements of new drilling technologies. JC40DB winch transmission system is designed in this paper. It overcomes shortcomings of mechanical drive winch.In this paper，it has been first done that to design the overall structure of the drawworks，in which the general requirements is fully considered asked for drilling engineering process to the drawworks，the design principles is put forward to meet industry standards correspond to norms and the corresponding APIOn the basis of determining the JC40DB drawwork transmission system scheme and parameters, the structure of JC40DB winch transmission system is designed, and its three-dimensional modeling is established in Solidworks.Then，the mechanical method is used for strength analysis of the drawworks to ensure the strength to meet security needsKeywords: winch transmission system；the design of parameters and structural； strength checking .目录摘 要IAbstractII目录III1绪论11.1绞车概述11.2绞车研究现状及发展趋势41.3本课题研究的主要内容52绞车传动系统结构设计72.1动力驱动方式的选择72.2变速传动方式的选择82.3绞车传动方案的设计92.4绞车三维模型图113传动系统参数计算123.1绞车基本参数123.2绞车滚筒参数设计123.3快绳拉力计算173.4 各级传动比计算184传动轴的设计计算224.1输入轴总成的设计224.2中间传动轴总成的设计254.3滚筒轴总成的设计275 绞车中间传动轴强度校核305.1轴的受力分析305.2危险截面的确定345.3疲劳强度校核405.4刚度校核426输入轴强度校核486.1静强度校核486.2疲劳强度校核506.3刚度校核517滚筒轴强度校核537.1静强度校核537.2疲劳强度校核557.3刚度校核568结论58参考文献59致谢61621绪论1.1绞车概述1.1.1 绞车的作用及要求：绞车是钻机中主要工作机之一，是起升系统的主要设备，它的主要任务是：1） 提供几种不同的起升速度和起重量，满足在起下作业中起下钻具和下套管；2） 在钻井过程中，悬挂钻具，送进钻柱、钻头，控制钻压；3） 借助猫头机构，紧卸钻具及起吊重物；4） 充当转盘的变速机构或中间传动机构；5） 当采用整体起升式井架钻机时，用来起放井架； 6）利用捞沙滚筒，进行提取岩心、试油工作；7）帮助安装钻台设备，完成其他辅助工作。根据上述工况对绞车提出了以下要求：（1）绞车要有足够大的功率，在最低速转速下钢丝绳能产生足够大的拉力，以保证游动系统能起升最重的钻具载荷；有一定的解卡能力，并能完成具有最大载荷的下套管作业；短时最大载荷作用下要有足够的强度、刚度；在绞车使用期限内，滚筒、滚筒轴、轴承及传动件要有足够的寿命。（2）绞车要有足够的尺寸和容绳量，并应保证缠绳状态良好，以延长钢丝绳寿命；绞车要适应起下钻重量的变化，有足够的起升档数或能无级调速，用以提高功率的利用率，节省起升时间。（3）绞车要有灵活而可靠的刹车机构及强有力的辅助刹车，能准确地调节钻压，均匀地送进钻具。（4）绞车应具有刚劲的支架和底座。中型绞车整体运输，其重量应在 10t 以内，重型和超重型绞车要使拆散运输的单元在 15t 以内。传动部分要有严密的防护罩，并应润滑充分；在结构安排上应保证易损件拆修简便。（5）绞车的控制手柄、刹把、指重表等相对集中于司钻控制台，以便于操作。1.1.2绞车结构组成及工作原理：.结构组成（1）驱动系统：当前，驱动钻井绞车的主要动力有柴油机和电动机两大类型，柴油机驱动包括柴油机直接驱动和柴油机加液力传动两种；电动机驱动包括 DCDC 驱动、AC 交流驱动、ACSCRDC 驱动和 ACVFDAC 驱动四种形式。（2）传动系统：引入并分配动力和传递运动，一般由 25 根绞车轴、轴承、链轮、齿轮、链条等组成。对于内变速绞车除了传动轴及滚筒轴、猫头轴外，还包括链条、齿轮、轴系零件及转盘中间传动轴等。（3）控制系统：包括牙嵌、齿式、气动离合器，司钻控制台，控制阀等，一般都属于钻机控制系统的组成部分。（4）润滑系统：包括黄油润滑、滴油润滑和密封传动的飞溅或强制润滑。（5）制动系统：包括刹把、刹车带、主刹车、辅助刹车及气控刹车等装置。在石油钻井绞车上，一般需要两套刹车系统，一套主要用于实施夹持定位和紧急制动，既称主刹车；另一套主要用来完成钻具下放等，称为辅助刹车。.工作原理绞车的动力机将自身的能量以转速的形式传递给绞车的变速系统，变速系统根据钻机所要执行的动作将速度调整到合适的数值范围传递给绞车的滚筒，滚筒再通过钢绳带动天车、游车、大钩等 游吊系统。最终完成大钩上移或下行的垂直运动，达到下放或起升钻具等目地。在这一运动转换过程当中，如遇到紧急情况需要停车或需要绞车承受部分钻具载荷，改善井下钻头钻压，则需要通过刹车控制系统来实现。图1.1 绞车工作原理图1动力机 2变速箱 3运动转换机构 4刹车等控制系统5钢丝绳 6天车 7游车 8大钩1.2绞车研究现状及发展趋势1.2.1国内绞车研究现状绞车是整个钻机的核心部件，是钻机三大工作机之一，直接决定着钻机钻进能力。随着世界经济的迅猛发展，石油的消耗量也在大幅度的增长。我国从改革开放以来，国家的工业化不断提高，能耗企业也相对增多，对能源的开发和利用日益紧迫，预计 2020 年中国的石油消费量可能要达到 4 亿吨以上，其中需要进口的石油有 2 亿吨以上。我国在石油开采行业起步较晚，技术并不先进，采油效率还很低。随着石油勘探开发工作的发展，钻井难度不断增加且日益复杂，一些新型钻井工艺的不断涌现，特别是一些特殊工艺井，例如：大位移水平井、定向井、开窗侧钻井等，对石油钻机及绞车的技术性能要求越来越高。在我国使用的陆地钻机中，国产钻机占约 80%的市场份额，而交流变频、液压等先进的钻机有 90%以上为国外引进的，主要有以下几个原因：一是国内生产制造钻机的能力有限，如兰石厂和宝石厂这两大国内钻机研制生产的龙头企业，每年生产制造钻机的能力不到一百台；二是由于国内钻机电驱动起步较晚，其品种少，数量有限，产品性能上还存在一定的差距，国产SCR电动钻机仍处在世界水平的第三代产品上；三是在交流变频电驱动钻机的研究上，我国还刚刚起步，国产电动钻机仍没有摆脱傻大笨粗的不良局面。我国大部分石油钻机用的绞车还是以机械传动及多轴结构式为主，单轴绞车和采用性能先进可靠的交流变频型式的绞车比较少；采用液压技术驱动的钻机和绞车的研究工作还是十分薄弱。与国外先进的绞车相比较，我国的绞车生产制造技术落后，尤其是液压传动和电传动绞车的控制系统多采用国外进口技术。1.2.2绞车发展趋势纵观钻机的发展历史，钻机经历了一个由简单到复杂、由自动化水平低到自动化水平高的的发展变化过程。钻井绞车作为石油钻机的重要部件，钻井绞车的发展过程也同样如此。随着电子技术、液压技术等新技术的日新月异，石油钻井绞车将会朝着以下几个方面发展 ：（1）进一步向大功率交流变频电驱动方向发展；（2）进一步向自动化、智能化方向发展；（3）向一机多能、通用化、高适应性方向发展；（4）向分体式、单轴式方向发展；（5）向系列化、标准化、模块化方向发展。1.3本课题研究的主要内容本文在学习和研究国内外钻井绞车典型结构的基础上，设计了 JC40DB 绞车传动系统的结构，并对其进行材料力学研究，归纳如下：1. 通过对绞车的功能原理及绞车设计的原则了解，确定了JC40DB绞车传动系统的主要组成形式及最佳传动方案；.参照 SY/T55322002石油钻井用绞车，借鉴国内外先进绞车参数，确定了 JC40DB 绞车传动系统的基本参数；2. 根据绞车的使用环境及钻井工艺的需要，完成绞车传动系统结构设计，并分别对绞车传动系统的输入轴总成、中间轴总成及滚筒轴总成进行设计；3. 应用三维建模软件Solidworks建立绞车传动系统主要零件体的三维模型，并应用材料力学方法，对绞车的输入轴、中间轴、滚筒轴进行材料强度分析，保证满足强度安全需要；2绞车传动系统结构设计2.1动力驱动方式的选择绞车的设计主要取决于所配套钻机的类型，以及用户的使用习惯。目前常用的驱动形式有机械驱动钻机、机电混合驱动钻机、直流电驱动钻机和交流变频电驱动钻机。鉴于交流变频电驱动的发展前景，本次设计的4000米钻机绞车选用的动力驱动方式为交流变频电驱动（AC-VFD-AC）。由资料知，绞车的额定输入功率为735kW（1000HP），所以选择一台额定功率为800 kW的YJ13X1型交流电机，其性能参数如下：额定功率：800 kW 额定电压：600V额定电流：945 A 额定转速：740r/min恒功转速范围：7401235r/min 额定转矩：10324 N*m功率因数：0.85 绝缘等级：200工作制：连续工作 冷却方式：强迫通风2.2变速传动方式的选择由动力机到工作机之间的传动系统，有的很简单，比如单独驱动，有的则比较复杂，有各种并车、变速、倒车的机构。在石油钻机上的变速机构常常采用链传动或齿轮传动的方式，这主要是由钻机的工作条件决定的。为此，这里主要对这两种变速传动机构进行分析选择。2.2.1链传动链传动包括滚子链传动和齿形链传动两种，石油钻机上使用的通常是滚子链。链传动是属于属于具有中间挠性的啮合传动，它兼有齿轮传动和带传动的特点。相比较，链传动的特点有：（）与齿轮传动相比，链传动的制造与安装精度要求较低，适宜于较远距离的动力传递。轮齿受力情况好，承载能力较大，有一定的缓冲和减振性能。（）与摩擦型带相比，链传动的平均传动比准确，传动效率较高。同样的使用条件下，结构尺寸更为紧凑。（）链条的磨损伸长比较缓慢，张紧调节工作量较小并且能在恶劣的环境条件下工作。其主要缺点是不能保证瞬时传动比恒定；工作时有噪声；磨损后易发生跳齿，不适用于受空间限制要求中心距小以及急速反向传动的场合。2.2.2齿轮传动齿轮传动历史悠久，应用广泛。齿轮的形式主要包括直齿轮、渐开线圆柱齿轮及圆弧齿轮等。其传动优点如下：（）瞬时传动比恒定，传动比范围大，可用于减速和增速。速度和传动功率的范围大，可用于高速、中速和低速的传动。（）结构紧凑，体积小，适用于近距离传动。传动效率高，一对高精度的渐开线圆柱齿轮，效率高达99%以上，而链轮的效率一般为94%96%齿轮传动的不足是加工周期较长，成本较高，且损坏后不易更换等。2.2.3传动方式的选择对比以上两种传动方式，在充分考虑绞车电机驱动方式、功率等特点后，为了保证绞车能够适应油井的恶劣生产环境，减少使用维护费用等，本文选择绞车变速传动方式为链传动，选用链型为24A-3 滚子链。2.3绞车传动方案的设计图2.1 绞车传动方案设计图（俯视图）图2.2 绞车传动方案设计图（左视图）传动方案如上图所示：电动机输出功率，经过三级链传动，输送到绞车滚筒上，产生钢丝绳的拉力。该系统为两档变速系统，当输入轴气胎离合器闭合，中间传动轴气胎离合器脱离时，为低速挡；当输入轴气胎离合器脱离，中间传动轴气胎离合器闭合时，为高速挡。2.4绞车三维模型图3传动系统参数计算3.1绞车基本参数根据资料,绞车功率为时,对应的钻机配套参数如下表:表3.1 绞车基本参数钻机级别40/2250名义钻井深度（m）2500-4000最大钩载( kN )2250绞车的额定功率( kW )735(1000Hp)游动系统绳数；钻井绳数/最多绳数810钻井钢丝绳直径( mm )323.2绞车滚筒参数设计滚筒结构大体由滚筒壳、滚筒轴、辐板、轮毂、轴承座等部件组成，由于滚筒尺寸在很大程度上决定了绞车的尺寸，因此，希望滚筒尺寸越小越好；但是滚筒直径过小，会使缠绕在滚筒上的钢丝绳的应力增大，缠绕的层数增多也会增加滚筒的应力；滚筒长度过小，钢丝绳的缠绕层数必然也会增加，从而增加钢丝绳磨损；长度过大不仅会增大绞车的尺寸，而且当钢丝绳缠至两端时，由于钢丝绳过于偏离滚筒的轴向中心线，易使钢丝绳缠乱，所以设计滚筒尺寸时，必须考虑这些相互制约的因素。3.2.1滚筒的设计原则:根据资料知： .缠绳层数一般不超过 5 层； .井架顶部中心至滚筒中心与滚筒边延夹角 。3.2.2参数的设计：根据资料推荐的方法,进行下列参数的计算:（1）滚筒直径:滚筒的直径 和滚筒的长度 L 是绞车的主要几何参数，它基本上决定了绞车的外廓尺寸大小，同时由于滚筒的缠绳层数有限制，所以这两个参数也决定了滚筒的缠绳容量。滚筒的直径主要根据钢丝绳的结构和直径大小来决定：式中：为钢丝绳直径，其值为32 mm,总的原则是在不使钢丝绳过于弯曲的前提下，应将 设计的偏小些，这对于减轻绞车重量，减小绞车起动动载都有好处，根据需要和上式计算，得 ：（2）滚筒长度L:图3.1 滚筒示意图.从上图可知：滚筒长度： 式（3.1） 式中： ， 标准立柱长度，； 快绳的倾斜角，小于；.根据经验公式：， 式（3.2）故取c.校验设计合理性：将带入式（3.1），得：综上所述：符合设计要求。(3)每层排绳数 的计算 式（3.3）式中： 为滚筒上钢丝绳被压扁时直径的增量，取；得： 取 （4）滚筒上的容绳量 的计算 它可由缠在滚筒上的钢绳是否完成了 个立根行程的关系来确定。设滚筒从第二层开始缠绳，则： 式（3.4） 式中： 为有效绳数，； 为一个立根行程，； 为每层排数,取为38计算得 为 （5）滚筒平均工作直径 滚筒缠绳直径依次变化如下：滚筒原始直径设为，则：第一层缠绳直径：第二层缠绳直径：第三层缠绳直径：第 层缠绳直径：钻井工作时，下完一根立柱，游车在最下位置，此时，滚筒上还应该保留一层钢丝绳，以便排绳，所以真正参与工作的钢丝绳为第二层到第层。故：滚筒的平均工作直径： 式（3.5）（6）滚筒缠绳层数 ： 当 为未知数的时候，可通过以下式子算出: 式（3.6）即：式中： 为钢丝绳在滚筒半径上的增量系数，取 0.9 为滚筒原始直径，为； 为滚筒平均工作直径，见（5）通过计算得： 取 为 4 层将带入（5），得：（7）滚筒轮毂直径这一几何参数说明了绞车的高度，D毂对绞车滚筒的起动动载影响比较大，所以一般应选偏小的数值，根据经验，取 为 。3.2.3滚筒设计图图3.2 滚筒设计图3.3快绳拉力计算（1）最大钻柱重量快绳拉力: 式（3.7）式中： 为最大钻柱重量，, 为整个钻杆柱的单位长度重量为 为最大钻井深度 ；为游动系动重量，取；为钻井绳数8；为游动系率，取0.85 ；计算得：（2）最大钩载快绳拉力 式（3.8）式中： 为最大钩载，； 为最大游系重量，取 ； 为最多绳数为10；计算得：3.4 各级传动比计算3.4.1大钩提升速度的计算1）大钩的起升速度直接影响着起下钻的机动时间，尤其是最低起钻工作速度 ，它又决定着其它各档速度。为了减少机动的起升时间，新型钻机加大了绞车的功率，使 由原来的 提高至 ，这样机动起升时间可降低 ，可初选2)最高起升速度 不能选得过高，它受到立根长度、快绳速度和操作安全的限制，一般按下述经验公式选定： 式（3.9）式中： 为立根长度； 为有效绳数； 为系数，在起下钻操作机械化水平高的条件下选用 4。初选 3.4.2 滚筒转速的计算按照滚筒转速 与大钩速度之间的关系，有： 式（3.10）即：取大钩最大运动速度为：，正常工作时最低速度。则有： 滚筒解卡时最高转速： ，取 ；滚筒正常工作时最低转速： ，取。3.4.3 传动比与转速绞车最低转速在恒扭矩区 ；绞车正常工作和解卡转速范围在恒功率区 。由此可得电转机与滚筒转速对应关系：1） 滚筒正常钻井最低速度 , 对应电机恒功率最低转速；2） 滚筒解空吊卡最高转速, 对应电机恒功率区最高转速 。变速箱总传动比可暂定为：低速档： 高速档： 3.4.4 各级传动比表3.2 绞车各级传动比级别项目低速级低速档中间级高速档中间级高速级传动比齿数4传动轴的设计计算滚筒快绳受到的载荷是波动变化的，并伴有振动载荷和冲击载荷，根据绞车传动路线可知，当绞车处于最低档时受力最大，即为绞车工作的最恶劣的工况，所以就选择此工况来设计绞车的主要部件。设计轴的主要步骤是：材料选择及热处理方法、载荷计算、轴的结构设计等。轴的结构取决于受载荷的情况，轴上零件的布置和固定方式，轴承的类型和尺寸等。轴的材料多选用中碳钢 40CrNi、40Cr 等，我国则广泛采用 40CrMo、38SiMnMo等，在此输入轴的材料我们选用 ，抗拉强度极限：，屈服强度极限：。4.1输入轴总成的设计4.1.1输入轴基本参数输入轴上的转速：输入功率：输入转矩：4.1.2初步确定轴的最小直径根据机械设计里的内容，我们按扭转强度条件初步估算最小轴径，轴的扭转强度条件为： 式（4.1）式中：扭转切应力，单位为; 轴所受扭矩，单位为 ； 轴的抗扭截面系数，单位为 ； 轴的转速，单位为； 轴传递功率，单位为 ； 计算截面处轴的直径，单位 ； 许用扭转切应力，单位为由上式可得轴的直径： 式（4.2）根据上式初步做算输入轴的最小直径：取轴的最小直径为4.1.3输入轴装配方案 4.1.4根据轴向定位的要求确定输入轴的各段直径和长度 根据资料，设计输入轴结构如下：（1） 为了满足轴承内径标准，取最小直径为140 mm ，轴承选用双列调心滚子轴承，型号为23028C，外径为210 mm，厚度为53 mm；（2） 取安装链轮处2-3轴段，d = 160 mm ，l = 114 mm ,链轮与左端轴承用套筒定位，右端靠轴肩定位；（3） 轴段4-5 ：d = 150 mm ,l = 331 mm ,安装两个链轮，中间靠套筒定位，其周向定位采用键连接；（4） 轴段5-6 ：d = 140 mm ,l = 879 mm ,安装有轴承、链轮和气胎离合器，其中链轮和气胎离合器焊接为一体，不需要键连接，气胎离合器外壳焊接在轴上；轴承左端靠轴肩定位，右端为套筒定位，整个轴承靠支撑板承受载荷；4.2中间传动轴总成的设计4.2.1传动轴基本参数传动轴上的转速：传动功率：传动转矩： 4.2.2初步确定轴的最小直径由式（4.2）得：计算得：取轴的最小直径为。4.2.3传动轴轴装配方案 4.2.4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 根据资料，设计输入轴结构如下：（1） 为了满足轴承内径标准，取最小直径为180 mm ，轴承选用双列调心滚子轴承，型号为23036C ，外径280 mm,厚度为74 mm；（2） 轴段1-2: d = 180 mm ，l = 510 mm , 安装有轴承、链轮和气胎离合器，其中链轮和气胎离合器焊接为一体，不需要键连接，气胎离合器外壳焊接在轴上；轴承左端靠套筒定位，右端为轴肩定位，整个轴承靠支撑板承受载荷；（3） 轴段3-4 ：d = 190 mm ,l = 522 mm ,不装配零部件；（4） 轴段4-5 ：d = 180 mm ,l = 696 mm , 安装两个链轮，其中小链轮与轴为一体不需要特殊定位；大链轮靠套筒定位，其周向定位采用键连接；4.3滚筒轴总成的设计4.3.1滚筒轴基本参数滚筒轴上的转速：滚筒轴上功率：滚筒轴上转矩： 4.3.2初步确定轴的最小直径由式（4.2）得：计算得：取轴的最小直径为4.3.3滚筒轴装配方案 4.3.4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 根据资料，设计输入轴结构如下：（1） 为了满足轴承内径标准，取最小直径为240 mm ，轴承选用双列调心滚子轴承，型号为23048C，外径为360 mm，厚度为92 mm；（2） 轴段1-2: d = 240 mm ，l = 200 mm , 安装有轴承，轴承右端靠套筒定位，整个轴承靠外壳承受载荷；（3） 轴段3-4 ，轴段5-6：d = 260 mm ,l = 320 mm ,安装滚筒，滚筒与滚筒轴采用键连接（轴段3-4）和过盈配合（轴段5-6）；滚筒左端为轴肩定位，右端为套筒定位；（4） 轴段4-5 ：d = 255 mm ,l = 760 mm ,无装配零件，为了使套筒端面可靠地压紧滚筒端面，此轴段应略短于轮毂的长度；（5） 轴段6-7 ：d = 240 mm ,l = 614 mm，安装有链轮和轴承，链轮为套筒轴向定位，键连接周向定位；轴承左端为套筒定位，右端为轴承端盖定位。5 绞车中间传动轴强度校核5.1轴的受力分析5.1.1滚筒链条力1）链条力与水平面的夹角由几何关系得：得：所以，链条力与水平面的夹角（2）链条力大小由3.3快绳拉力的计算结果可知，最大快绳拉力为，近似认为快绳拉力与滚筒圆相切，则根据扭矩平衡原理，得： 式（5.1）得：由机械设计手册，查得：石油钻机载荷系数有效圆周力 式（5.2）水平分力：垂直分力：5.1.2输入轴链条力（1）链条力与水平面的夹角由几何关系得：得：所以，链条力与水平面的夹角(2)由于轴承不能提供扭矩平衡，所以中间轴的扭矩是由链轮和链轮来平衡，得： 式（5.3）链轮的周向有效圆周力为：水平分力：垂直分力：5.1.3总受力图根据理论力学平衡原理，得： 式（5.4） 即： 式（5.5）根据需要选取垂直向上为正方向，水平向右（方向）为正方向并计算得：5.2危险截面的确定运用画图功能制作中间轴弯矩图和扭矩图，确定传动轴的危险截面，并进行强度校核。5.2.1竖直方向（1）程序：x=0:0.1:1257y1=290.9;y2=y1-525.1;y3=y2-147.6;y=y1.*(x=623&x=1030&x1257)subplot(211)plot(x,y,b-);xlabel(距A点距离/mm);ylabel(剪力/kN);grid onsubplot(212)x=0:10:1257;y11=290.9;y1=y11*x;y22=y11-525.1;y2=y22*(x-623)+623*y11;y33=y22-147.6;y3=y33*(x-1030)+623*y11+(1030-623)*y22y=y1.*(x=623&x=1030&x1257);plot(x,y,b*);xlabel(距A点距离/mm);ylabel(弯矩图/kNmm);grid ongtext(最大弯矩);（2）运行结果：即：最大竖直弯矩为，位于距离轴承A 623 mm处。5.2.2水平方向（1）程序：x=0:0.1:1257y1=33.4;y2=y1-123.1;y3=y2+158.8;y=y1.*(x=623&x=1030&x1257)subplot(211)plot(x,y,b-);xlabel(距A点距离/mm);ylabel(剪力/kN);grid onsubplot(212)x=0:10:1257;y11=33.4;y1=y11*x;y22=y11-123.1;y2=y22*(x-623)+623*y11;y33=y22+158.8;y3=y33*(x-1030)+623*y11+(1030-623)*y22y=y1.*(x=623&x=1030&x1257);plot(x,y,b*);xlabel(距A点距离/mm);ylabel(弯矩图/kNmm);grid ongtext(最大弯矩);x,ymax=ginput(1);disp(x)x ymax（2）运算结果即：最大水平弯矩为，位于距离轴承A 624 mm处。5.2.3弯矩与扭转的叠加.合成弯矩（1）程序x=0:10:1257;y11=33.4;y1=y11*x;y22=y11-123.1;y2=y22*(x-623)+623*y11;y33=y22+158.8;y3=y33*(x-1030)+623*y11+(1030-623)*y22yp=y1.*(x=623&x=1030&x1257);y11=290.9;y1=y11*x;y22=y11-525.1;y2=y22*(x-623)+623*y11;y33=y22-147.6;y3=y33*(x-1030)+623*y11+(1030-623)*y22yz=y1.*(x=623&x=1030&x1257);y=sqrt(yp.2+yz.2);plot(x,y,b*);xlabel(距A点距离/mm);ylabel(弯矩图/kNmm);grid ongtext(最大弯矩);x,ymax=ginput(1);disp(x)x ymax（2）运行结果即，在立体空间中，轴的最大弯矩为。.扭矩图x=0:0.1:1257;y1=0;y2=4.69*10.4;y=y1.*(x=623&x1257);plot(x,y,b-);xlabel(距A点距离/mm);ylabel(扭矩图/kNmm);grid on即，在立体空间中，轴的最大扭矩为，位于距离轴承A 623mm处。由以上分析可知：中间轴的危险截面在距离轴承A 623mm处，其轴径为180mm，承受弯矩为，扭矩为。5.3疲劳强度校核5.3.1应力校核根据材料力学公式，得：弯扭合成强度条件为 式（5.6）式中：轴的计算应力，； ：轴所受的弯矩，； ：折合系数，当扭转切应力为对称循环变应力时； ：轴所受的扭矩，； ：轴的抗弯截面系数，计算公式为； ：对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，在此为；计算得：即，中间轴的设计满足强度要求。5.3.2按疲劳强度条件进行精确校核校核公式为： 式（5.7）式中：，：材料屈服强度极限，； ，:材料剪切强度极限，； ：抗扭截面系数，计算公式为； ：静屈服强度的许用安全系数，此处，。查资料得，经调质处理后，其各项强度极限为： ，经计算得：所以：即，满足疲劳强度条件。5.4刚度校核为了保证中间轴的正常工作，不仅要进行弯曲强度校核，还应校核轴承支撑点A、B处的倾角、和输出链轮处的挠度,保证满足许用要求。查取资料知： 已知，故由材料力学模型，得单个力作用下的变形：挠曲线方程： 式（5.8） 端截面转角： 式（5.9）其中：力到左端轴承的距离； ：力到右端轴承的距离； ：轴承之间的距离； ：弹性模量，为； ：惯性矩，计算公式为。5.4.1垂直力作用下的变形（1）端面转角链轮单独作用下：，链轮单独作用下：，由叠加原理知：，（2）最大挠度Matlab编程：x1=0:10:623;x2=623:20:1030;x3=1030:10:1257;y11=2.83.*x1.3-3.45*10.6*x1;y1=y11./(8.71*10.8);y21=-4.95*(x2-623).3+2.83*x2.3-3.45*10.6*x2;y2=y21./(8.71*10.8);y31=-4.95*(x3-623).3-1.84*(x3-1030).3+2.83*x3.3-3.45*10.6*x3;y3=y31./(8.71*10.8);hold onplot(x1,y1,b*);plot(x2,y2,k+);plot(x3,y3,msquar);grid onxlabel(距A点距离/mm);ylabel(轴挠度/mm);gtext(y1);gtext(y2);gtext(y3);运行结果：即，在垂直力作用下，轴的最大挠度为。5.4.2水平力作用下（1）端面转角：，（2）最大挠度Matlab程序：x1=0:10:623;x2=623:20:1030;x3=1030:10:1257;y11=4.2.*x1.3-3.68*10.6*x1;y1=y11./(8.71*10.9);y21=-15.47*(x2-623).3+4.2*x2.3-3.68*10.6*x2;y2=y21./(8.71*10.9);y31=-15.47*(x3-623).3+19.93*(x3-1030).3+4.2*x3.3-3.68*10.6*x3;y3=y31./(8.71*10.