機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)29抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)VIP

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)報(bào)告 抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì) 姓 名 劉杰 學(xué) 號 指導(dǎo)老師 日 期 2008 03 10 目 錄 第一節(jié) 設(shè)計(jì)任務(wù) -(1) 第二節(jié) 方案設(shè)計(jì)分析 -(2) 第三節(jié) 軸承的選擇及壽命計(jì)算 -(17) 第四節(jié) 設(shè)計(jì)結(jié)果 -(22) 第五節(jié) 心得體會(huì) -(23) 第六節(jié) 附錄 -(25) 第一節(jié) 設(shè)計(jì)任務(wù) 抽油機(jī)是將原油從井下舉升到地面的主要采油設(shè)備之一，常用的有桿抽油設(shè)備有三部分組成：一是地面驅(qū)動(dòng)設(shè)備即抽油機(jī)；二是井下的抽油泵，它懸掛在油井油管的下端；三是抽油桿，它將地面設(shè)備的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳遞給井下抽油泵。抽油機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，經(jīng)減 速傳動(dòng)系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)（將轉(zhuǎn)動(dòng)變轉(zhuǎn)為往復(fù)移動(dòng)）帶動(dòng)抽油桿及抽油泵柱塞作上下往復(fù)移動(dòng)，從而實(shí)現(xiàn)將原油從井下舉升到地面的目的。 圖 1 1 假設(shè)電動(dòng)機(jī)做勻速轉(zhuǎn)動(dòng)，抽油機(jī)的運(yùn)動(dòng)周期為 T，抽油桿的上沖程時(shí)間與下沖程時(shí)間相等。沖程 S=1.4m，沖次 n 11 次 /min，上沖程由于舉升原油，作用于懸點(diǎn)的載荷等于原油的重量加上抽油桿和柱塞自身的重量為 40kN，下沖程原油已釋放，作用于懸點(diǎn)的載荷就等于抽油桿和柱塞自身的重量為 15kN。 要求： 根據(jù)任務(wù)要求，進(jìn)行抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)，確定減速傳動(dòng)系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)的組成，繪制系統(tǒng)方案示意圖。 根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)和設(shè)計(jì)要求，采用優(yōu)化算法進(jìn)行執(zhí)行系統(tǒng)（執(zhí)行機(jī)構(gòu)）的運(yùn)動(dòng)尺寸設(shè)計(jì)，優(yōu)化目標(biāo)為抽油桿上沖程懸點(diǎn)加速度為最小，并應(yīng)使執(zhí)行系統(tǒng)具有較好的傳力性能。 建立執(zhí)行系統(tǒng)輸入、輸出（懸點(diǎn)）之間的位移、速度和加速度 關(guān)系，并編程進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，繪制一個(gè)周期內(nèi)懸點(diǎn)位移、速度和加速度線圖（取抽油桿最低位置作為機(jī)構(gòu)零位）。 選擇電機(jī)型號，分配減速傳動(dòng)系統(tǒng)中各級傳動(dòng)的 傳動(dòng)比，并進(jìn)行傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的工作能力設(shè)計(jì)計(jì)算。 對抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，繪制裝配圖及關(guān)鍵零件工作圖。 第二節(jié) 方案設(shè)計(jì)分析 一 .抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì) 根據(jù)抽油機(jī)功率大，沖次小，傳動(dòng)比大等特點(diǎn)，初步?jīng)Q定采用以下總體方案，如框圖所示： 圖 2 1 1. 執(zhí)行系統(tǒng)方案設(shè)計(jì) 圖 22 圖 2 3 由于執(zhí)行機(jī)構(gòu)是將連續(xù)的單向轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為往復(fù)移動(dòng)，所以采用四連桿式執(zhí)行機(jī)構(gòu)，簡單示意如圖 2 2 所示 P 點(diǎn)表示懸點(diǎn)位置； AB 桿表示輸入端，與減 速器輸出端相連，逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)； CD 表示輸出端； AD 表示機(jī)架； e 為懸臂長度，通常取 e/c=1.35; 行程 S 等于 CD 相對于 AD 轉(zhuǎn)過的角度與 e 的乘積。 抽油桿上沖程時(shí)間與下沖程時(shí)間相等，即上沖程曲柄轉(zhuǎn)角與下沖程曲柄轉(zhuǎn)角相等， 0，屬于 III 型曲柄搖桿機(jī)構(gòu)， 。 為了研究方便，將機(jī)架旋轉(zhuǎn)至水平位置， 如圖 2 3 所示。 圖中 位置分別表示懸點(diǎn)的最高和最低位置。行程 ，從圖中可以看出以下關(guān)系： 取 為設(shè)計(jì)變量，根據(jù)工程需求： 所以 ，始終滿足最小傳動(dòng)角 的要求。 由于是 III 型曲柄搖桿機(jī)構(gòu)，故有 優(yōu)化計(jì)算方法： 在限定范圍內(nèi)取 ，計(jì)算 c,a,b,d,得曲柄搖桿機(jī)構(gòu)各構(gòu)件尺寸，取抽油桿最低位置為機(jī)構(gòu)零位：曲柄轉(zhuǎn)角 ，求上沖程曲柄轉(zhuǎn)過某一角度 時(shí)，搖桿擺角，角速度和角加速度 ，懸點(diǎn)加速度 ac=1.35c ,找出上沖程過程中的懸點(diǎn)最大加速度 ,最后在所有的最大加速度中找出最小者，它所對應(yīng)的機(jī)構(gòu)尺寸極為最優(yōu)者。 具體過程如下： 采用網(wǎng)格法進(jìn)行優(yōu)化，按增量 劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格交點(diǎn)作為計(jì)算點(diǎn)。 如圖 2 4 所示。 圖 2 4 圖 2 5 在圖 2 5 所示的鉸鏈四桿機(jī)構(gòu) ABCD 看作一封閉矢量多邊形，若以 a,b,c,d 分別表示各構(gòu)件的矢量，該機(jī)構(gòu)的矢量方程式為 a+b=c+d,以復(fù)數(shù)形式表示為 （ *） 規(guī)定角 以 x 軸的正向逆時(shí)針方向度量。按歐拉公式展開得 按方程式的實(shí)部和虛部分別相等，即 ， 消去 得 利用萬能公式，以及根據(jù)該機(jī)構(gòu)裝配特點(diǎn)，得 從而可得 將式（ *）對時(shí)間求導(dǎo)數(shù)得 （ #） 消去 ，取實(shí)部得 將式（ #）對時(shí)間求導(dǎo)數(shù)得 消去 ，取實(shí)部得 。 又懸點(diǎn)的位移表達(dá)式為 s=e（ +arcos ） ,速度表達(dá)式為 v=e ,加速度表達(dá)式為 ac=e 。 由于存在初始角，所以 要加上一個(gè)角度為 arccos(b/d),即 = + arccos(b/d). 從 0開 始到 360。 接下來采用 Matlab 軟件進(jìn)行編程計(jì)算和畫圖，具體程序在附錄中。其中通過 機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)程序運(yùn)行得到結(jié)果為： 最小值 =1.2141m/ ,a=0.505m,b= 2.112m, c=1.320m, d= 2.439m 通過求懸點(diǎn)上沖程中最大速度的程序運(yùn)行得到結(jié)果為： 最大速度 =0.7954 m/s 2. 總體傳動(dòng)方案 初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如圖 2 6 所示。 選擇 V 帶傳動(dòng)和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動(dòng)裝置的總效率 0.94 0.98 0.98 0.98 0.99 0.867； 為 V 帶的效率， 為第一對軸承的 效率， 為第二對軸承的效率， 為第三對軸承的效率， 為每對齒輪嚙合傳動(dòng)的效率（齒輪為 6 級精度，稀油潤滑）。 圖 2 6 3.電動(dòng)機(jī)的選擇 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： P P / 35.351/0.867 40.77 kW 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為 n 11r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍， V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 i 2 4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比 i 8 40，則總傳動(dòng)比合理范圍為 i 16160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n i n（ 16 160） 11 176 1760r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號為 Y2 280S 6 的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為 45kW，額定電流 85.9A，滿載轉(zhuǎn)速 n 980 r/min，同步轉(zhuǎn)速 1000r/min。 4.傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和傳動(dòng)比分配 （ 1） 總傳動(dòng)比 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機(jī) 主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為 i n/n 980/11 89.091 （ 2） 傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比分配 i i i 式中 i ， i 分別為帶 傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。 為使 V 帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取 i 3.61，則減速器傳動(dòng)比為 i i / i 89.091/3.61 24.679。根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動(dòng)比為 i 6.3，則 i i / i 3.92 5.傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 （ 1） 各軸轉(zhuǎn)速 n n / i 980/3.61 271.47r/min n n / i 271.47/6.3 43.09 r/min n n / （ i i ） 11 r/min （ 2） 各軸輸入功率 P P 40.77 0.94 42.3 kW P P 42.3 0.98 0.99 41.04 kW P P 41.04 0.98 0.99 39.82 kW （ 3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 軸 T 9550 P / n =9550 42.3/271.47=1.488 kNm 軸 T 9550 P / n =9550 41.04/43.09=9.096 kNm 軸 T 9550 P / n =9550 39.82/11=34.5 kNm .帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 確定計(jì)算功率 式中 為工作情況系數(shù)， 為電機(jī)輸出功率 選擇帶型號 根據(jù) ，查圖初步選用型帶 選取帶輪基準(zhǔn)直徑 查 表 選 取 小 帶 輪 基 準(zhǔn) 直 徑 ，則大帶輪基準(zhǔn)直徑式中為帶的滑動(dòng)率，通常取（ 1% 2%），查表后取 驗(yàn)算帶速 v 在 m/s 范圍內(nèi)，帶充分發(fā)揮。 確定中心距 a 和帶的基準(zhǔn)長度 在 范圍內(nèi)，初定中心距 ，所以帶長 查圖選取型帶的基準(zhǔn)長度 ，得實(shí)際中心距 取 驗(yàn)算小帶輪包角 ，包角合適。 確定 v 帶根數(shù) z 因 ，帶速 ，傳動(dòng)比 i=3.61,查表得單根 v 帶所能傳遞的功率，功率增量 ，包角修正系數(shù) ，帶長修正系數(shù)，則由公式得 故選 6 根帶。 確定帶的 初拉力 單根普通帶張緊后的初拉力為 計(jì)算帶輪所受壓力 利用公式 具體帶與帶輪的主要參數(shù)見圖 2 7 圖 2 7 .齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 （一）高速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 齒 輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （ 1） 齒輪材料及熱處理 大小齒輪材料為 20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為 58 62HRC，有效硬化層深0.5 0.9mm。經(jīng)查圖，取 1500MPa， 500Mpa。 （ 2） 齒輪精度 按 GB/T10095 1998，選擇級，齒根噴丸強(qiáng)化。 初 步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸 因?yàn)橛昌X面齒輪傳動(dòng)，具有較強(qiáng)的齒面抗點(diǎn)蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再校核持面接觸疲勞強(qiáng)度。 （ 1） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 kNm （ 2） 確定齒數(shù) z 因?yàn)槭怯昌X面，故取 z 19， z i z 6.3 19 120 傳動(dòng)比誤差 i u z / z 120/19 6.316 i 0.25 5 ，允許 （ 3） 初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由表查得 0.6 （ 4） 初選螺旋角 初定螺旋角 15 （ 5） 載荷系數(shù) K 使用系數(shù) K 工作機(jī)輕微沖擊，原動(dòng)機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查表得 K 1.25 動(dòng)載荷系數(shù) K 估計(jì)齒輪圓周速度 v 0.75m/s 查圖得 K 1.01; 齒向載荷分布系數(shù) K 預(yù)估齒寬 b 40mm 查圖得 K 1.17，初取 b/h 6，再查圖得 K 1.13 齒間載荷分配系數(shù) 查表得 K K 1.1 載荷系數(shù) K K K K K =1.25 1.01 1.1 1.13 1.57 （ 6） 齒形系數(shù) Y 和應(yīng)力修正系數(shù) Y 當(dāng)量齒數(shù) z z /cos 19/ cos 21.08 z z /cos 120/ cos 133.15 查圖得 Y 2.8 Y 2.17 Y 1.56 Y 1.82 （ 7） 重合度 系數(shù) Y 端面重合度近似為 【 1.88-3.2（ ）】 cos 【 1.88 3.2（ 1/19 1/120）】 cos15 1.63 arctg（ tg /cos ） arctg（ tg20 /cos15 ） 20.64690 14.07609 因?yàn)?/cos ，則重合 度系數(shù)為 Y 0.25+0.75 cos / 0.696 （ 8） 螺旋角系數(shù) Y 軸向重合度 1.024,取為 1 Y 1 0.878 （ 9） 許用彎曲應(yīng)力 安全系數(shù)由表查得 S 1.25 工作壽命兩班制， 7 年，每年工作 300 天 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60nkt 60 271.47 1 7 300 2 8 5.473 10 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N2 N1/u 5.473 10 /6.316 0.866 10 查圖得壽命系數(shù) , ;實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) ,查圖取尺寸系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 比較 , 取 (10) 計(jì)算模數(shù) 按 GB/T1357-1987 圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) ,取 (11) 初算主要尺寸 初算中心距 ,取 a=355mm 修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 , , 齒寬系數(shù) (12) 驗(yàn)算載荷系數(shù) 圓周速度 查得 按 ， ，查得 ， 又因 ， 查圖得 ， ， 則 K 1.6，又 Y =0.930， Y =0.688， 。從而得 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。 3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 （ 1） 載荷系數(shù) ， ， ， ， （ 2） 確定各系數(shù) 材料彈性系數(shù) 查表得 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖得 重合度系數(shù) 查圖得 螺旋角系數(shù) （ 3） 許用接觸應(yīng)力 試驗(yàn)齒輪的齒面接觸疲勞極限 壽命系數(shù) 查圖得 ， ；工作硬化系數(shù) ； 安全系數(shù) 查表得 ；尺寸系數(shù) 查表得 ，則許用接觸應(yīng)力為： 取 （ 4） 校核齒面接觸強(qiáng)度 ，滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度的要求。 （二）低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （ 1） 齒輪材料及熱處理 大小齒輪材料為 45 鋼。調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為 40 50HRC。經(jīng)查圖，取 1200MPa， 370Mpa。 （ 2） 齒輪精度 按 GB/T10095 1998，選擇級，齒根噴丸強(qiáng)化。 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸 因?yàn)橛昌X面齒輪傳動(dòng)，具有較強(qiáng)的齒面 抗點(diǎn)蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再校核持面接觸疲勞強(qiáng)度。 （ 10） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 kNm （ 11） 確定齒數(shù) z 因?yàn)槭怯昌X面，故取 z 33， z i z 3.92 33 129 傳動(dòng)比誤差 i u z / z 129/33 3,909 i 0.28 5，允許 （ 12） 初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由表查得 0.6 （ 13） 初選螺旋角 初定螺旋角 12 （ 14） 載荷系數(shù) K 使用系數(shù) K 工作機(jī)輕微沖擊，原動(dòng)機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查表得 K 1.25 動(dòng)載荷系數(shù) K 估計(jì)齒輪圓周速度 v 0.443m/s 查圖得 K 1.01; 齒向載荷分布系數(shù) K 預(yù)估齒寬 b 80mm 查圖得 K 1.171，初取 b/h 6，再查圖得 K 1.14 齒間載荷分配系數(shù) 查表得 K K 1.1 載荷系數(shù) K K K K K =1.25 1.01 1.1 1.14 1.58 （ 15） 齒形系數(shù) Y 和應(yīng)力修正系數(shù) Y 當(dāng)量齒數(shù) z z /cos 19/ cos 35.26 z z /cos 120/ cos 137.84 查圖得 Y 2.45 Y 2.15 Y 1.65 Y 1.83 （ 16） 重合度系數(shù) Y 端面重合度近似為 【 1.88-3.2（ ）】 cos 【 1.88 3.2（ 1/33 1/129）】 cos12 1.72 arctg（ tg /cos ） arctg（ tg20 /cos12 ） 20.41031 11.26652 因?yàn)?/cos ，則重合度系數(shù)為 Y 0.25+0.75 cos / 0.669 （ 17） 螺旋角系數(shù) Y 軸向重合度 1.34,取為 1 Y 1 0.669 （ 18） 許用彎曲應(yīng)力 安全系數(shù)由表查得 S 1.25 工作壽命兩班制， 7 年，每年工作 300 天 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60nkt 60 43.09 1 7 300 2 8 8.687 10 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N2 N1/u 8.687 10 /3.909 2.22 10 查圖得壽命系數(shù) , ;實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) ,查圖取尺寸系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 比較 , 取 (10) 計(jì)算模數(shù) 按 GB/T1357-1987 圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) ,取 (11) 初算主要尺寸 初算中心距 ,取 a=500mm 修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 , , 齒寬系數(shù) (12) 驗(yàn)算載荷系數(shù) 圓周速度 查得 按 ， ，查得 ， 又因 ， 查圖得 ， ， 則 K 1.611，又 Y =0.887， Y =0.667， 。從而得 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。 3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 （ 5） 載荷系數(shù) ， ， ， ， （ 6） 確定各系數(shù) 材料彈 性系數(shù) 查表得 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖得 重合度系數(shù) 查圖得 螺旋角系數(shù) （ 7） 許用接觸應(yīng)力 試驗(yàn)齒輪的齒面接觸疲勞極限 壽命系數(shù) 查圖得 ， ；工作硬化系數(shù) ； 安全系數(shù) 查表得 ；尺寸系數(shù) 查表得 ，則許用接觸應(yīng)力為： 取 （ 8） 校核齒面接觸強(qiáng)度 ，滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度的要求。 二 .具體二級齒輪減速器軸的方案設(shè)計(jì) （ 1）高速軸 I 材料為 20CrMnTi,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為 241286HBS，查得 對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力 。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算軸徑，取 由于軸端開鍵槽，會(huì)削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑 5%7%，取最小軸徑 （ 2）軸 II 材料為 45 鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為 217255HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算軸徑，取 ，取安裝小齒輪處軸徑 （ 3）軸 III 材料為 40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為 241286HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算軸徑，取 由于軸端開鍵槽，會(huì)削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑 5%7%，取最小軸徑 軸 I，軸 II，軸 III 的布置方案與具體尺寸分別如圖 2 8，圖 2 9，圖 2 10 所示。 圖 2 8 圖 2 9 圖 2 10 第三節(jié) 軸承的選擇及壽命計(jì)算 （一） 第一對軸承 齒輪減速器高速級傳遞的轉(zhuǎn)矩 具體受力情況見圖 3 1 （ 1）軸 I 受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 （ 2）計(jì)算軸上的支反力 經(jīng)計(jì)算得垂直面內(nèi) 圖 3 1 水平面內(nèi) （ 3）軸承的校核 初選軸承型號為 32014 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) 計(jì)算軸承 A受的徑向力 軸承 B 受的徑向力 計(jì)算附加軸向力 查表得 3000 型軸承附加軸向力 則 軸承 A ，軸承 B 計(jì)算軸承所受軸向載荷 由 于 ，即 B軸承放松， A軸承壓緊 由此得 計(jì)算當(dāng)量載荷 軸承 A e=0.43, 則 , 軸承 B e=0.43, 則 軸承壽命 計(jì)算 因 ，按軸承 B計(jì)算 （二） 第二對軸承 齒輪減速器低速級傳遞的轉(zhuǎn)矩 具體受力情況見圖 3 2 （ 1）軸 II 受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 （ 2）計(jì)算軸上的支反力 經(jīng)計(jì)算得垂直面內(nèi) 水平面內(nèi) （ 3）軸承的校核 初選軸承型號為 32928 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) 計(jì)算軸承 A受的徑向力 軸承 B 受的徑向力 計(jì)算附加軸向力 查表得 3000 型軸承附加軸向力 則 軸承 A ，軸承 B 計(jì)算軸承所受軸向載荷 由于 ，即 B軸承放松， A軸承壓緊 由此得 計(jì)算當(dāng)量載荷 軸承 A e=0.36, 則 , 軸承 B e=0.36, 則 軸承壽命 計(jì)算 因 ，按軸承 A計(jì)算 圖 3 2 （三）第三對軸承 具體受力情況見 圖 3 3 （ 1）軸 III 受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 （ 2）計(jì)算軸上的支反力 經(jīng)計(jì)算得垂直面內(nèi) 水平面內(nèi) （ 3）軸承的校核 初選軸承 型號為 32938 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) 計(jì)算軸承 A受的徑向力 軸承 B 受的徑向力 計(jì)算附加軸向力 查表得 3000 型軸承附加軸向力 則 軸承 A ，軸承 B 計(jì)算軸承所受軸向載荷 由于 ，即 B軸承放松， A軸承壓緊 由此得 計(jì)算當(dāng)量載荷 軸承 A e=0.48, 則 , 軸承 B e=0.48, 則 軸承壽命 計(jì)算 因 ，按軸承 B計(jì)算 圖 3 3 第四節(jié) 設(shè)計(jì)結(jié)果 1. 最終實(shí)際傳動(dòng)比 i V 帶 高速級齒輪 低速級齒輪 3.61 6.316 3.909 2. 各軸轉(zhuǎn)速 n (r/min) (r/min) (r/min) 271.47 42.98 11 3. 各軸輸入功率 P （ kW） （ kW） （ kW） 42.3 41.04 39.82 4. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T (kNm) (kNm) (kNm) 1.488 9.096 34.57 5. 帶輪主要參數(shù) 小 輪 直 徑（ mm） 大輪直徑（ mm） 中心距 a（ mm） 基準(zhǔn)長度（ mm） 帶的根數(shù) z 280 1000 1451 5000 6 6高、低速級齒輪參數(shù) 名稱 高速級 低速級 中心 距 a(mm) 355 500 法面摸數(shù) (mm) 5 6 螺旋角 （ ） 11 79836 13 59049 旋 向 小齒輪 左 右 大齒輪 右 左 齒 數(shù) 19 33 120 129 分度圓 直徑 （ mm） 97.050 203.704 (mm) 612.950 796.296 齒頂圓 直徑 （ mm） 107.050 215.704 (mm) 622.950 808.296 齒根圓 直徑 (mm) 84.550 188.704 (mm) 600.450 781.296 齒 寬 （ mm） 60 130 （ mm） 54 124 齒輪等級精度 6 6 材料及熱處理 20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度 5862HRC 45 鋼，調(diào)質(zhì)后淬火，齒面硬度 4050HRC 第五節(jié) 心得體會(huì) 經(jīng)過一個(gè)月的努力 ,我終于將機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)做完了 .在這次作業(yè)過程中 ,我遇到了許多困難 ,一遍又一遍的計(jì)算 ,一次又一次的設(shè)計(jì)方案修改這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗(yàn)不足 .剛開始在機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí) ,由于對Matlab 軟件的基本操作和編程掌握得還可以 ,不到半天就將所有需要使用的程序調(diào)試好了 .可是我從不同的機(jī)架位置得出了不同的結(jié)果 ,令我非常苦惱 .后來在錢老師的指導(dǎo)下 ,我找到了問題所在之處 ,將之解決了 .同時(shí)我還對四連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)分析有了更進(jìn)一步的了解 .在傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)時(shí) ,面對功率大 ,傳動(dòng)比也大的情況 ,我一時(shí)不知道到底該采用何種減速 裝置 .最初我選用帶傳動(dòng)和蝸桿齒輪減速器 ,經(jīng)過計(jì)算 ,發(fā)現(xiàn)蝸輪尺寸過大 ,所以只能從頭再來 .這次我吸取了盲目計(jì)算的教訓(xùn) ,在動(dòng)筆之前 ,先征求了 錢老師的意見 ,然后決定采用帶傳動(dòng)和二級圓柱齒輪減速器 ,也就是我的最終設(shè)計(jì)方案 .至于畫裝配圖和零件圖 ,由于前期計(jì)算比較充分 ,整個(gè)過程用時(shí)不到一周 ,在此期間 ,我還得到了許多同學(xué) 和老師的幫助 .在此我要向他們表示最誠摯的謝意 .整個(gè)作業(yè)過程中 ,我遇到的最大 ,最痛苦的事是最后的文檔 .一來自己沒有電腦 ,用起來很不方便 ;最可惡的是在此期間 ,一種電腦病毒 ”Word 殺手 ” 四處泛濫 ,將我辛辛苦苦打 了幾天的文檔全部毀了 .那么多的公式 ,那么多文字就這樣在片刻消失了 ,當(dāng)時(shí)我真是痛苦得要命 . 盡管這次作業(yè)的時(shí)間是漫長的 ,過程是曲折的 ,但我的收獲還是很大的 .不僅僅掌握了四連桿執(zhí)行機(jī)構(gòu)和帶傳動(dòng)以及齒輪 ,蝸桿傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)步驟與方法 ;也不僅僅對制圖有了更進(jìn)一步的掌握 ;Matlab 和 Auto CAD ,Word 這些僅僅是工具軟件 ,熟練掌握也是必需的 .對我來說 ,收獲最大的是方法和能力 .那些分析和解決問題的方法與能力 .在整個(gè)過程中 ,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學(xué)生最最缺少的是經(jīng)驗(yàn) ,沒有感性的認(rèn)識 ,空有理論知識 ,有些東西很可 能與實(shí)際脫節(jié) .總體來說 ,我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的 ,它需要我們將學(xué)過的相關(guān)知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來 ,從中暴露出自身的不足 ,以待改進(jìn) .有時(shí)候 ,一個(gè)人的力量是有限的 ,合眾人智慧 ,我相信我們的作品會(huì)更完美 ! 毛燕 (02001504) 2004年 9月 18日 第一節(jié) 附錄 一 .Matlab 程序 求懸點(diǎn)的位移，速度和加速度表達(dá)式 的程序： syms a b c d a1 w1 A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A2+B2+c2-b2)/(2*c); a3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-C2)/(A-C); a2=atan(B+c*sin(a3)/(A+c*cos(a3); w3=w1*a*sin(a1-a2)/(c*sin(a3-a2); w2=-w1*a*sin(a1-a3)/(b*sin(a2-a3); s=1.35*c*(a3+acos(c2-a2-a*b)/(d*c)-pi) v=1.35*c*w3 ac=1.35*c*(b*w22+a*w12*cos(a1-a2)-c*w32*cos(a3-a2)/(c*sin(a3-a2) 機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)程序： function myyouhua F=45:0.1:55; YH=inf,0,0,0,0; for i=1:length(F) q=F(i)*pi/180; c=1.4/(1.35*q);a=c*sin(q/2); K=1.1*c:0.001:1.6*c; for j=1:length(K) b=K(j); d=sqrt(b2+c2-a2); P=0:0.5:180;m=0; for t=1:length(P) a1=P(t)*pi/180; a1=a1+acos(b/d); w1=11*pi/30; A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A2+B2+c2-b2)/(2*c); if A=C a3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-C2)/(A-C); else a3=2*atan(-A/B); end; a2=atan(B+c*sin(a3)/(A+c*cos(a3); w3=w1*a*sin(a1-a2)/(c*sin(a3-a2); w2=-w1*a*sin(a1-a3)/(b*sin(a2-a3); ac=1.35*c*(b*w22+a*w12*cos(a1-a2)-c*w32*cos(a3-a2)/(c*sin(a3-a2); z=abs(ac); if mz m=z; end end; if mYH(1) YH=m,a,b,c,d end; end; end 求懸點(diǎn)位移的程序： function s=mys(a1) a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;w1=11*pi/30; a1=a1+acos(b/d); A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A2+B2+c2-b2)/(2*c); if A=C a3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-C2)/(A-C); else a3=2*atan(-A/B); end; s=1.35*c*(a3+acos(c2-a2-a*b)/(d*c)-pi); 求懸點(diǎn)速度的程序： function v=myv(a1) a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;w1=11*pi/30; a1=a1+acos(b/d); A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A2+B2+c2-b2)/(2*c); if A=C a3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-C2)/(A-C); else a3=2*atan(-A/B); end; a2=atan(B+c*sin(a3)/(A+c*cos(a3); w3=w1*a*sin(a1-a2)/(c*sin(a3-a2); v=1.35*c*w3; 求懸點(diǎn)加速度的程序： function ac=myac(a1) a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;w1=11*pi/30; a1=a1+acos(b/d); A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A2+B2+c2-b2)/(2*c); if A=C a3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-C2)/(A-C); else a3=2*atan(-A/B); end; a2=atan(B+c*sin(a3)/(A+c*cos(a3); w3=w1*a*sin(a1-a2)/(c*sin(a3-a2); w2=-w1*a*sin(a1-a3)/(b*sin(a2-a3); ac=1.35*c*(b*w22+a*w12*cos(a1-a2)-c*w32*cos(a3-a2)/(c*sin(a3-a2); 求懸點(diǎn)位移，速度和加速度數(shù)據(jù)的程序： function smaoyan J=0:5*pi/180:2*pi;t=length(J); S=1,t;V=1,t;AC=1,t; a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;w1=11*pi/30; for i=1:t M=J(i)+acos(b/d); a1=M; A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A2+B2+c2-b2)/(2*c);