抽油機機械系統設計(常規(guī)型)

抽油機機械系統設計名目：設計任務(1)設計內容(2)方案分析(2)設計目標(3)設計分析(3)電機選擇(7)V(10)8．齒輪傳動設計(11)9．軸的構造設計(19)10．軸承壽命校核(21)11．心得與總結(25)12．附錄(26)機械設計課程設計設計任務：抽油機機械系統設計抽油機是將原油從井下舉升到地面的主要采油設備之一油桿，它將地面設備的運動和動力傳遞給井下抽油泵。〔將轉動變換為往復移動帶動抽油桿及抽油泵柱塞作上下往復移動，從而實現將原油從井下舉升到地面的目的。 懸點——執(zhí)行系統與抽油桿的聯結點懸點載荷P(kN)——抽油機工作過程中作用于懸點的載荷抽油桿沖程S(m)——抽油桿上下往復運動的最大位移n(次/min)——單位時間內柱塞往復運動的次數懸點載荷PP1，它等于原油的重量加上抽油桿和柱塞自身的重量；在柱塞下沖程過程中，原油已釋放，此時作用于懸點的載荷為P2，它就等于抽油桿和柱塞自身的重量。假設電動機作勻速轉動，抽油桿〔或執(zhí)行系統〕的運動周期為T。油井工況為：上沖程時間上沖程時間下沖程時間n(次/min)懸點載荷P(N)8T/157T/151.314設計內容：依據任務要求，進展抽油機機械系統總體方案設計，確定減速傳動系統、執(zhí)行系統的組成，繪制系統方案示意圖。依據設計參數和設計要求，承受優(yōu)化算法進展執(zhí)行系統(執(zhí)行機構)的運動尺寸設計，優(yōu)化目標為抽油桿上沖程懸點加速度為最小，并應使執(zhí)行系統具有較好的傳力性能。繪制一個周期內懸點位移、速度和加速度線圖(取抽油桿最低位置作為機構零位)。選擇電動機型號，安排減速傳動系統中各級傳動的傳動比，并進展傳動機構的工作力量設計計算。對抽油機機械系統進展構造設計，繪制裝配圖及關鍵零件工作圖。編寫機械設計課程設計報告。方案分析：1輪二級減速。執(zhí)行系統方案設計：輸入——連續(xù)單向轉動；輸出——往復移動1圈的時間有急回。常見可行執(zhí)行方案有很多種，我選用“四連桿〔常規(guī)〕式抽油機”機構。設計目標：以上沖程懸點加速度為最小進展優(yōu)化，即搖桿CD順時針方向搖擺過程中的α3max小，由此確定a、b、c、d。設計分析：執(zhí)行系統設計分析：8T/15，下沖程時間為7T/15，則可推得上沖程曲柄轉角為192°，168°。找出曲柄搖桿機構搖桿的兩個極限位置。CD——C1→C2，上沖程(正行程)，P1，=192°，慢行程，B1→B2；CD——C2→C1，下沖程(反行程)，P2，=168°，快行程，B2→B1。θ= 。曲柄轉向應為逆時針，Ⅱ型曲柄搖桿機構+d2

>b2

+c2設計約束：(1) 極位夾角〔2〕行程要求通常取e/c=1.35 S=eψ =1.35cψ(3)最小傳動角要求(4)其他約束整轉副由極位夾角保證。各桿長>0。其中極位夾角約束和行程約束為等式約束，其他為不等式約束。Ⅱ型曲柄搖桿機構的設計：假設以ψ為設計變量，因S=1.35cψ ，則當取定ψ時，可得c。依據c、ψ作圖，依據θ作圓η，其半徑為r。各式說明四桿長度均為Ψβ的函數∴取Ψ和β為設計變量依據工程需要：優(yōu)化計算：①.在限定范圍內取ψ、β，計算c、a、d、b，得曲柄搖桿機構各構件尺寸；②.推斷最小傳動角；③.取抽油桿最低位置作為機構零位：曲柄轉角β=0，懸點位移S=0，求上沖程曲柄轉過某一角度時搖桿擺角、角速度和角加速度α 〔可按步長0.5°循環(huán)計算〕；3④.找出上沖程過程中的最大值α 。3max對于IIa,b,c,a為執(zhí)行機構的輸入速度)

及等角速度為 ( ,n⑴. 從動件位置分析〔如下圖〕， 為AD桿的角度機構的封閉矢量方程式為：〔1.1〕歐拉公式開放令方程實虛部相等〔1.2〕消去 得，其中又由于代入〔1.3〕得關于 的一元二次方程式，解得B⑵．速度分析對機構的矢量方程式求導數得

〔1.3〕〔1.4〕〔1.5〕〔1.6〕將上式兩邊分別乘以 或 得或 〔1.7〕＆〔1.8〕⑶加速度分析將〔1.6〕式對時間求導得〔1.9〕對上式兩邊同乘 或 得或應用編程計算可得〔具體程序見附錄〕a=0.45370.454；b=1.22971.230c=1.22611.226；d=1.85391.854則e= =1.3/0.7854=1.655電機選擇：①Matlab分析，懸點最大速度在上沖程且 rad/s，則 m/s。V380VY由電機至抽油桿的總傳動效率為：其中，率。取0.94，

分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯軸器和四連桿執(zhí)行機構的傳動效取0.98，取0.97， 取0.99，取0.90。預選滾子軸承，8級斜齒圓柱齒輪，考慮到載荷較大且有肯定沖擊，兩軸線同軸度對系統有肯定影響，可考慮用齒輪聯軸器。則則電動機所需工作功率依據手冊推舉的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比為傳動比 ，則總傳動比的合理范圍為r/min750，1000，1500r/min考慮速度太小的電機價格、體積、重量等因素，不宜選取

，二級圓柱齒輪減速器，故電機轉速可選范圍為電機型號功率kW轉速r/min380VA效率%功率因素額定轉矩額定電流最大額矩dBdB/A凈重KgY250M-655983104.2910.871.86.52.087465Y225M-4551476103.691.50.881.87.02.089380比較后綜合考慮，選定電機型號為Y250M-6，其外形及安半裝尺寸如下：機座號ABCDEFxGDGH250M4063491687514020x1267.5250KAAABACADBBHAHDL2410051055041045530600825②確定傳動裝置的總傳動比和安排傳動比安排傳動比，初選V帶 ，以致其外廓尺寸不致過大，則減速器傳動比為則開放式齒輪減速器，由手冊開放式曲線查得高速級 ，則③計算傳動裝置的運動和動力參數將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為I、II、III軸以及為相鄰兩軸間的傳動比為相鄰兩軸間的傳動效率為各軸的輸入功率〔kW〕為各軸的輸入轉矩〔kW〕為各軸的轉速〔r/min〕則各軸轉速：軸軸軸曲柄轉軸各軸輸入功率：軸軸軸曲柄轉軸各軸輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率0.98，則各軸輸入轉矩：電機輸出轉矩軸軸軸曲柄轉軸I－III0.98V① 初選一般V查表，由于載荷變動較大 取1.3，P＝51kW故② 選取為D型帶，小帶輪 355~400mm。查表初選 ＝375mm大輪準直徑③ 驗算帶速v

，在允許范圍內取10~20V④ 確定中心距a⑴初定中心距⑵帶長初選∴查表?、菍嶋H中心距實際中心距調整范圍推舉值為：⑤ 驗算小帶輪包角包角適宜⑥ 確定帶的根數因 傳動比i=2.8，由表線性插值得則 取z=4根⑦ 確定初拉力F。單根一般V帶的初拉力 D帶q=0.6kg/m⑧ 計算帶輪軸所受壓力⑨帶輪構造設計(如下)小帶輪大帶輪齒輪傳動設計：高速級設計輸入功率P=47.94kW,小齒輪轉速選取齒輪的材料、熱處理及精度10〔300〕(1)齒輪材料及熱處理

，傳動比 。大小齒輪材料選用20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為５６～６２HRC，有效硬化層深0.5～0.9mm。有圖查得，最終成型工藝為磨齒。(2)齒輪精度 ８級２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

， ，齒面核齒面接觸疲乏強度。計算小齒輪傳遞的轉矩確定齒數z取 ，傳動比誤差允許初選齒寬系數按非對稱布置，由表查得=0.6初選螺旋角載荷系數K使用系數 ，由表查得動載荷系數 ,估量齒輪圓周速度v=5m/s,則由圖表查得 =1.2；齒向載荷系數得 =1.15；

預估齒寬b=40mm,由表查得 初取b/h=6,再查圖齒間載荷安排系數 ，由表查得載荷系數K齒形系數 和應力修正系數當量齒數查表重合度系數端面重合度近似為：則螺旋角系數軸向重合度許用彎曲應力安全系數由表查得小齒輪應力循環(huán)次數大齒輪應力循環(huán)次數查表得壽命系數 ，試驗齒輪應力修正系數由圖表預取尺寸系數許用彎曲應力比較取計算模數按表圓整模數，取初算主要尺寸初算中心距 ,取a=356mm修正螺旋角分度圓直徑齒寬 ，取齒寬系數驗算載荷系數K圓周速度 ，由圖查得按圖查得

，由表查得，不變

，又因b/h=b/(2.25 )=59/(2.25*5)=5.3由又 和 不變，則K=2.90也不變故無須校核大小齒輪齒根彎曲疲乏強度。校核齒面接觸疲乏強度(1)確定載荷系數載荷系數確定各系數材料彈性系數 ，由表查得節(jié)點區(qū)域系數重合度系數螺旋角系數許用接觸應力試驗齒輪的齒面疲乏極限壽命系數 ，由圖查得尺寸系數 ， ；安全系數則許用接觸應力取校核齒面接觸強度滿足齒面接觸強度計算幾何尺寸低速級設計輸入功率P=45.57kW,小齒輪轉速0． 選取齒輪的材料、熱處理及精度10〔300〕齒輪材料及熱處理

，傳動比 。大小齒輪材料選用20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為５６～６２HRC，有效硬化層深0.5～0.9mm。有圖查得，最終成型工藝為磨齒。齒輪精度 ８級２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

， ，齒面核齒面接觸疲乏強度。計算小齒輪傳遞的轉矩確定齒數z取 ，傳動比誤差允許初選齒寬系數按非對稱布置，由表查得=0.6初選螺旋角載荷系數K使用系數 ，由表查得動載荷系數 ,估量齒輪圓周速度v=5m/s,則由圖表查得 =1.03；齒向載荷系數圖得 =1.16；

，預估齒寬b=120mm,由表查得 ，初取b/h=6,再查齒間載荷安排系數 ，由表查得載荷系數K齒形系數 和應力修正系數當量齒數查表重合度系數端面重合度近似為：則螺旋角系數軸向重合度許用彎曲應力安全系數由表查得小齒輪應力循環(huán)次數大齒輪應力循環(huán)次數查表得壽命系數 ，試驗齒輪應力修正系數由圖表預取尺寸系數許用彎曲應力比較取計算模數按表圓整模數，取初算主要尺寸初算中心距 ,取a=476mm修正螺旋角分度圓直徑齒寬 ，取齒寬系數驗算載荷系數K圓周速度 ，由圖查得按b/h=b/(2.25

，由表查得)=115/(2.25*6)=8.5

，又因

，不變又 和 不變，則K=2.51也不變故無須校核大小齒輪齒根彎曲疲乏強度。校核齒面接觸疲乏強度(1)確定載荷系數載荷系數確定各系數材料彈性系數 ，由表查得節(jié)點區(qū)域系數重合度系數螺旋角系數許用接觸應力試驗齒輪的齒面疲乏極限壽命系數 ，由圖查得尺寸系數 ， ；安全系數則許用接觸應力取校核齒面接觸強度滿足齒面接觸強度計算幾何尺寸軸的構造設計：軸：選擇軸材料45鋼調質217~255HBS初算軸徑取A=110得4%~5%,取軸徑為60mm。擬定軸的布置方案(如圖)31314軸：選擇軸材料45鋼調質217~255HBS初算軸徑取A=110得4%~5%107mm。擬定軸的布置方案(如圖)32222軸：選擇軸材料45鋼調質217~255HBS初算軸徑取A=110得4%~5%150mm。擬定軸的布置方案(如圖)32032軸承壽命校核：30314，取計算附加軸向力計算軸承所受軸向載荷∴I計算當量動載荷左： 查表知X=0.40Y=1.7則右： 查表知X=1Y=0則軸承壽命計算按左軸承計算∴所選軸承合格32222，取計算附加軸向力計算軸向載荷∴II計算當量動載荷左： 查表知X=1Y=0則右： 查表知X=0.4Y=1.4則軸承壽命按右軸承計算∴滿足工程要求32032，取(2) 計算附加軸向力計算軸向載荷∴III計算當量動載荷左： 查表知X=1Y=0則右： 查表知X=0.4Y=1.3則軸承壽命按右軸承計算∴滿足工程要求綜上可得，該設計符合工程要求。心得與總結最終在我的不懈的努力下，課程設計完成了。從開頭直到設計根本完成，我有很多感想。這是我們比較獨立的在自己的努力下做一個與課程相關的設計不是都把握了，很多學問都已很模糊，經過這次設計又回憶起來了。做作業(yè)的期間用到的手工制圖又得到了穩(wěn)固，AutoCAD畫圖軟件也在不斷練習中進一步深入，學會了如何去應用工程手冊，我體會到錢教師的良苦認真?？偟恼f來，我感覺這次課程設計學到了很多東西，是很有意義的。附錄優(yōu)化設計程序%①找出最優(yōu)的四桿桿長clearsymsQ1Q2P1; Q1P=0:0.5*pi/180:192*pi/180;Qu1=45*pi/180:0.1*pi/180:55*pi/180;xm=inf;fori=1:length(Qu1);Q1=Qu1(i);

，Q2為，P1Qu2=5*pi/180:0.1*pi/180:(pi/2-pi/9-Q1/2-5*pi/180);forj=1:length(Qu2);Q2=Qu2(j);c=1.3/1.35/Q1;a=c*sin(Q1/2)*(sin(Q2+pi/15)-sin(Q2))/sin(pi/15);b=c*sin(Q1/2)*(sin(Q2+pi/15)+sin(Q2))/sin(pi/15);r=c*sin(Q1/2)/sin(pi/15);g=(c*sin(pi/15+Q1/2))/sin(pi/15);d=sqrt(r^2+g^2-2*r*g*cos(2*Q2+pi/15));m=pi-acos((b^2+c^2-(a+d)^2)/2/b/c);ifm>40*pi/180; x=0;fork=1:length(P);P1=P(k);P4=acos((d^2+(a+b)^2-c^2)/2/d/(a+b));A=d*cos(P4)-a*cos(P1);B=d*sin(P4)-a*sin(P1);D=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(-2)/c;P3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-D^2))/(A-D));P2=atan((b-c*sin(P3))/(A-c*cos(P3)));w1=2*14*pi/60;w3=w1*a*sin(P1-P2)/c/sin(P2-P3);w2=w1*a*sin(P1-P3)/b/sin(P3-P2); x3=(-b*w2^2-a*w1^2*cos(P1-P2)-c*w3^2*cos(P3-P2))/c/sin(P3-P2);ifabs(x3)>x;x=abs(x3); %求出該種狀況的最大角速度end;end;ifx<xm; 優(yōu)方案xm=x; %最大加速度n1=Q1; %n2=Q2; %end;end;end;end;%運行完畢后，輸入a,b,c,d表達式即可求解c=1.3/1.35/n1a=c*sin(n1/2)*(sin(n2+pi/15)-sin(n2))/sin(pi/15)b=c*sin(n1/2)*(sin(n2+pi/15)+sin(n2))/sin(pi/15)r=c*sin(n1/2)/sin(pi/15);g=(c*sin(pi/15+n1/2))/sin(pi/15);d=sqrt(r^2+g^2-2*r*g*cos(2*n2+pi/15))%運行結果為c=1.2261a=0.4537b=1.2297d=1.8539繪出位移、速度、加速度圖%建立fun.mfunctionPP3=fun(P1) %☆a=0.4537;b=1.2297;c=1.2261;d=1.8539;e=1.655;P4=acos((d^2+(a+b)^2-c^2)/2/d/(a+b));A=d*cos(P4)-a*cos(P1);B=d*sin(P4)-a*sin(P1);D=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(-2)/c;P3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-D^2))/(A-D));PP3=(pi-acos((c^2+(c+a)^2-d^2)/2/c/(c+a))-P3)*e;P2=atan((b-c*sin(P3))/(A-c*cos(P3)));w1=2*14*pi/60;w3=w1*a*sin(P1-P2)/c/sin(P2-P3);ww3=-w3*e;w2=w1*a*sin(P1-P3)/b/sin(P3-P2);x3=(-b*w2^2-a*w1^2*cos(P1-P2)-c*w3^2*cos(P3-P2))/c/sin(P3-P2);xx3=-x3*e;%在主程序中運行fplot(@fun,[0,2*pi])如圖假設將“☆”行替換為functionww3=fun(P1)則運行fplot(@fun,[0,2*pi])后，假設將“☆”行替換為functionxx3=fun(P1)則運行fplot(@fun,[0,2*pi])后，數值打印程序如下：P1=0:5*pi/180:2*pi;s=P1; %存放位移v=P1; %存放速度x=P1; %存放加速度a=0.4537;b=1.2297;c=1.2261;d=1.8539;e=1.655;fori=1:length(P1);P4=acos((d^2+(a+b)^2-c^2)/2/d/(a+b));A=d*cos(P4)-a*cos(P1(i));B=d*sin(P4)-a*sin(P1(i));D=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(-2)/c;P3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-D^2))/(A-D));PP3=(pi-acos((c^2+(c+a)^2-d^2)/2/c/(c+a))-P3)*e;s(i)=PP3;P2=atan((b-c*sin(P3))/(A-c*cos(P3)));w1=2*14*pi/60;w3=w1*a*sin(P1(i)-P2)/c/sin(P2-P3);ww3=-w3*e;v(i)=ww3;w2=w1*a*sin(P1(i)-P3)/b/sin(P3-P2);x3=(-b*w2^2-a*w1^2*cos(P1(i)-P2)-c*w3^2*cos(P3-P2))/c/sin(P3-P2);xx3=-x3*e;x(i)=xx3;end;s %輸出位移v x %輸出速度加速度角度(。)mm/s加速度m^2/s角度(。)mm/s加速度m^2/s0-0.0042-0.02461.82991851.29170.0841-1.01865-0.00090.05551.84251901.2952-0.0177-1.1265100.00900.13591.83371951.2948-0.1211-1.2107150.02550.21551.80242001.2900-0.2245-1.2647200.04850.29371.74842051.2805-0.3261-1.2837250.07760.36941.67232101.2659-0.4239-1.2661300.11250.44181.57622151.2459-0.5160-1.2135350.15260.51021.46292201.2205-0.6007-1.1304400.19720.57391.33612251.1896-0.6764-1.0235450.24560.63261.20232301.1534-0.7424-0.9004500.29710.68601.06002351.1123-0.7980-0.7680550.35070.73390.91992401.0667-0.8434-0.6322600.40570.77630.78402451.0172-0.8787-0.4971650.46140.81360.65592500.9644-0.9046-0.3650700.51720.84570.53842550.9089-0.9218-0.2372750.57240.87300.43352600.8513-0.9308-0.1139800.62670.89560.34232650.7922-0.93260.0053850.67950.91370.26532700.7321-0.92750.1213900.73070.92720.20232750.6717-0.91620.2346950.78000.93620.15232800.6113-0.89910.34621000.82730.94040.11402850.5514-0.87650.45681050.87250.93970.08562900.4925-0.84890.56681100.91550.93390.06462950.4349-0.81630.67671150.95630.92240.04833000.3791-0.77900.78651200.99490.90520.03363050.3255-0.73730.89641251.03140.88180.01713100.2745-0.69111.00591301.06570.8520-0.00443150.2265-0.64061.11461351.09780.8156-0.03423200.1819-0.58601.22161401.12780.7722-0.07543250.1411-0.52751.32591451.15560.7219-0.13023300.1046-0.46501.42611501.18130.6646-0.20233350.0727-0.39891.52061551.20470.6003-0.28693400.0458-0.32941.60721601.22590.5291-0.38903450.0243-0.25671.68391651.24460.4513-0.50493500.0086-0.18141.74831701.26070.3673-0.6313355-0.0009-0.10831.79781751.27410.2776-0.7634360-0.0042-0.02461.82991801.28450.1829-0.8949參考書目：《機械設計》 吳克堅于曉紅錢瑞明 主編《機械設計與制造工藝簡明手冊》許毓潮等《有用機械加工工藝手冊》陳宏鈞主編名目第一節(jié)設計任務 (1)其次節(jié)方案設計分析 (2)第三節(jié)軸承的選擇及壽命計算--(17)第四節(jié)設計結果 (22)第五節(jié)心得體會--(23)第六節(jié)附錄 (25)

高等教育出版社中國電力出版社機械工業(yè)出版社第一節(jié)設計任務抽油機是將原油從井下舉升到地面的主要采油設備之一，常用的有桿抽油設備有三局部組成：一是地面驅動設備即抽油機；二是井下的抽油泵，它懸掛在油井油管的下端〔將轉動變轉為往復移動將原油從井下舉升到地面的目的。1－1假設電動機做勻速轉動，抽油機的運動周期為T，抽油桿的上沖程時間與下沖程時間相等。S=1.4m，沖次n＝11/min，上沖程由于舉升原油，作用于懸點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，作用于懸點的載荷就等于抽油15kN。要求：①依據任務要求，進展抽油機機械系統總體方案設計，確定減速傳動系統、執(zhí)行系統的組成，繪制系統方案示意圖。②依據設計參數和設計要求，承受優(yōu)化算法進展執(zhí)行系統〔執(zhí)行機構〕的運動尺寸設計，優(yōu)化目標為抽油桿上沖程懸點加速度為最小，并應使執(zhí)行系統具有較好的傳力性能。③建立執(zhí)行系統輸入、輸出〔懸點〕之間的位移、速度和加速度關系，并編程進展數值計算，繪制一個周期內懸點位移、速度和加速度線圖〔取抽油桿最低位置作為機構零位〕。計計算。⑤對抽油機機械系統進展構造設計，繪制裝配圖及關鍵零件工作圖。其次節(jié) 方案設計分析一.抽油機機械系統總體方案設計2－1執(zhí)行系統方案設計圖2－2 圖2－32－2PABCDAD表示機架；e為懸臂長度，通常取e/c=1.35;S等于CD相對于AD轉過的角度與e積。抽油桿上沖程時間與下沖程時間相等，即上沖程曲柄轉角與下沖程曲柄轉角相等，θ＝0o，屬于III型曲柄搖桿機構 .為了爭論便利，將機架旋轉至水平位置，如圖2—3c1,c2關系：

,從圖中可以看出以下取 為設計變量，依據工程需求：所以 ，始終滿足最小傳動角 的要求。由于是III型曲柄搖桿機構，故有優(yōu)化計算方法：在限定范圍內取桿最低位置為機構零位：曲柄轉角時，搖桿擺角，角速度和角加速度

，計算c,a,b,d,得曲柄搖桿機構各構件尺寸，取抽油，求上沖程曲柄轉過某一角度，懸點加速度ac=1.35c ,找出上沖程過程中的懸點最大加速度 ,最終在全部的最大加速度中找出最小者，它所對應的機構尺寸極為最優(yōu)者。具體過程如下：承受網格法進展優(yōu)化，按增量2—4

劃分網格，網格圖2—4 圖2—52—5所示的鉸鏈四桿機構ABCDa,b,c,d分別表示各構件a+b=c+d,以復數形式表示為〔*〕規(guī)定角以x按方程式的實部和虛局部別相等，即，消去 得利用萬能公式，以及依據該機構裝配特點，得從而可得將式〔*〕對時間求導數得 〔#〕消去 ，取實部得將式〔#〕對時間求導數得消去 ，取實部得 。又懸點的位移表達式為s=e〔ac=e 。

+arcos 〕,速度表達式為v=e ,加速度表達式為由于存在初始角，所以0°360°。

要加上一個角度為arccos(b/d),即=+arccos(b/d). 從接下來承受Matlab軟件進展編程計算和畫圖，具體程序在附錄中。其中通過⑵機構優(yōu)化設計程序運行得到結果為：最小值 =1.2141m/ ,a=0.505m,b=2.112m,c=1.320m,d=2.439m通過⑺求懸點上沖程中最大速度的程序運行得到結果為：最大速度 =0.7954m/s總體傳動方案2—6選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器〔開放式〕。傳動裝置的總效率ηη ＝η η η η η ＝0.94×0.98×0.98×0.98×0.99＝0.867；η 為V帶的效率，η 為第一對軸承的效率，η 為其次對軸承的效率，η 為第三對軸承的效率，η 為每對齒輪嚙合傳動的效率〔齒輪為6級精度，稀油潤滑〕。2—6電動機的選擇電動機所需工作功率為：P＝P/η ＝35.351/0.867＝40.77kW執(zhí)行機構的曲柄轉速為n＝11r/min，經查表按推舉的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝24i＝～4i＝1616，電動機轉速的可選范圍為n＝i×n＝〔16～160〕×11＝176～1760r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y2—280S—645kW85.9A，滿載轉速n＝980r/min，同步1000r/min。傳動裝置的總傳動比和傳動比安排總傳動比由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為i＝n/n＝980/11＝89.091傳動裝置傳動比安排i＝i×i式中i，i分別為帶傳動和減速器的傳動比。Vi＝3.61，則減速器傳動比為i＝i/i＝89.091/3.61＝24.679i3.925.傳動裝置運動和動力參數的計算各軸轉速

n＝n/i＝980/3.61＝271.47r/minn＝n/i＝271.47/6.3＝43.09r/minn＝n/〔i×i〕＝11r/min各軸輸入功率P＝P×η ＝40.77×0.94＝42.3kWP＝P×η ×η ＝42.3×0.98×0.99＝41.04kWP＝P×η ×η ＝41.04×0.98×0.99＝39.82kW各軸輸入轉矩Ⅰ軸T＝9550P/n=9550×42.3/271.47=1.488kN·mⅡ軸T＝9550P/n=9550×41.04/43.09=9.096kN·mⅢ軸T＝9550P/n=9550×39.82/11=34.5kN·m６.Ｖ帶傳動的設計⑴確定計算功率式中 為工作狀況系數， 為電機輸出功率⑵選擇帶型號依據 ，查圖初步選用Ｃ型帶．⑶選取帶輪基準直徑查表選取小帶輪基準直徑 ，則大帶輪基準直徑式中ξ〔1%～2%〕，查表后?、闰炈銕賤在１０～２m/s⑸確定中心距a在 范圍內，初定中心距 ，所以帶長查圖選?。眯蛶У幕鶞书L度 ，得實際中心距?、黍炈阈л啺?，包角適宜。⑺確定vz因 ，帶速，功率增量

，傳動比i=3.61,查表得單根v帶所能傳遞的功率，包角修正系數 ，帶長修正系數，則由公式得 ＝6⑻確定帶的初拉力單根一般Ｖ帶張緊后的初拉力為⑼計算帶輪所受壓力利用公式具體帶與帶輪的主要參數見圖2—72—7７.齒輪的設計計算〔一〕高速級齒輪傳動的設計計算１．齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪齒輪材料及熱處理20CrMnTi58～62HRC0.5～0.9mm。經查圖，取齒輪精度

＝ ＝1500MPa， ＝ ＝500Mpa。按GB/T10095－1998，選擇６級，齒根噴丸強化。２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸持面接觸疲乏強度。計算小齒輪傳遞的轉矩＝ kN·m確定齒數z由于是硬齒面，故取z＝19，z＝i z＝6.3×19＝120傳動比誤差i＝u＝z/z＝120/19＝6.316Δi＝ ＝0.25％5％，允許初選齒寬系數按非對稱布置，由表查得 ＝0.6初選螺旋角初定螺旋角 ＝15載荷系數K使用系數K 工作機稍微沖擊，原動機均勻平穩(wěn)，所以查表得K＝1.25動載荷系數K估量齒輪圓周速度v＝0.75m/s查圖得K＝1.01;齒向載荷分布系數KK＝1.13

預估齒寬b＝40mm查圖得K ＝1.17，初取b/h＝6，再查圖得齒間載荷安排系數查表得K ＝K ＝1.1載荷系數K＝K KK K=1.25×1.01×1.1×1.13＝1.57齒形系數Y和應力修正系數Y當量齒數z＝z/cos ＝19/cos ＝21.08z＝z/cos ＝120/cos ＝133.15查圖得Y ＝2.8 Y ＝2.17Y ＝1.56Y ＝1.82重合度系數Y端面重合度近似為×cos15＝1.63

【1.88-3.2×〔 cos【1.88－3.2×〔1/19＋1/120〕】 ＝arctg〔tg /cos〕＝arctg〔tg20/cos15〕＝20.64690＝14.07609由于 ＝ /cos ，則重合度系數為Y＝0.25+0.75cos / ＝0.696螺旋角系數Y軸向重合度 ＝ ＝1.024,取為1Y＝1－ ＝0.878許用彎曲應力安全系數由表查得S＝1.25工作壽命兩班制，7300小齒輪應力循環(huán)次數N1＝60nkt＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10大齒輪應力循環(huán)次數N2＝N1/u＝5.473×10/6.316＝0.866×10查圖得壽命系數寸系數

, ;試驗齒輪的應力修正系數 ,查圖取尺許用彎曲應力比較 ,取(10) 計算模數GB/T1357-1987(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(12)驗算載荷系數圓周速度查得按 ， ，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乏強度。3．校核齒面接觸疲乏強度載荷系數， ， ， ，確定各系數材料彈性系數 查表得節(jié)點區(qū)域系數 查圖得重合度系數 查圖得螺旋角系數許用接觸應力試驗齒輪的齒面接觸疲乏極限壽命系數 查圖得 ， ；工作硬化系數 ；安全系數 查表得 ；尺寸系數 查表得 ，則許用接觸應力為：取校核齒面接觸強度，滿足齒面接觸疲乏強度的要求?！捕车退偌夶X輪傳動的設計計算１．齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪齒輪材料及熱處理大小齒輪材料為45鋼調質后外表淬火齒面硬度為40～50HRC經查圖取 ＝＝1200MPa， ＝ ＝370Mpa。齒輪精度按GB/T10095－1998，選擇６級，齒根噴丸強化。２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸持面接觸疲乏強度。計算小齒輪傳遞的轉矩確定齒數z

＝ kN·m由于是硬齒面，故取z＝33，z＝i z＝3.92×33＝129傳動比誤差i＝u＝z/z＝129/33＝3,909Δi＝ ＝0.28％5％，允許初選齒寬系數按非對稱布置，由表查得 ＝0.6初選螺旋角初定螺旋角 ＝12載荷系數K使用系數K 工作機稍微沖擊，原動機均勻平穩(wěn)，所以查表得K＝1.25動載荷系數K估量齒輪圓周速度v＝0.443m/s查圖得K＝1.01;齒向載荷分布系數KK＝1.14

預估齒寬b＝80mm查圖得K ＝1.171，初取b/h＝6，再查圖齒間載荷安排系數查表得K ＝K ＝1.1載荷系數K＝K KK K=1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58齒形系數Y和應力修正系數Y當量齒數z＝z/cos ＝19/cos ＝35.26z＝z/cos ＝120/cos ＝137.84查圖得Y ＝2.45 Y ＝2.15Y ＝1.65Y ＝1.83重合度系數Y端面重合度近似為×cos12＝1.72

【1.88-3.2×〔 cos【1.88－3.2×〔1/33＋1/129〕】 ＝arctg〔tg /cos〕＝arctg〔tg20/cos12〕＝20.41031＝11.26652由于 ＝ /cos ，則重合度系數為Y＝0.25+0.75cos / ＝0.669螺旋角系數Y軸向重合度 ＝ ＝1.34,取為1Y＝1－ ＝0.669許用彎曲應力安全系數由表查得S＝1.25工作壽命兩班制，7300小齒輪應力循環(huán)次數N1＝60nkt＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10大齒輪應力循環(huán)次數N2＝N1/u＝8.687×10/3.909＝2.22×10查圖得壽命系數寸系數

, ;試驗齒輪的應力修正系數 ,查圖取尺許用彎曲應力比較 ,取(10) 計算模數GB/T1357-1987(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(12)驗算載荷系數圓周速度查得按 ， ，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乏強度。3．校核齒面接觸疲乏強度載荷系數， ， ， ，確定各系數材料彈性系數 查表得節(jié)點區(qū)域系數 查圖得重合度系數 查圖得螺旋角系數許用接觸應力試驗齒輪的齒面接觸疲乏極限壽命系數 查圖得 ， ；工作硬化系數 ；安全系數 查表得 ；尺寸系數 查表得 ，則許用接觸應力為：取校核齒面接觸強度，滿足齒面接觸疲乏強度的要求。二.具體二級齒輪減速器軸的方案設計高速軸I材料為20CrMnTi,經調質處理，硬度為241~286HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力 。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取由于軸端開鍵槽，會減弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑軸II45217~255HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取，取安裝小齒輪處軸徑軸III40Cr241~286HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取由于軸端開鍵槽，會減弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑I，軸II，軸III2—8，2—9，2—102—82—92—10第三節(jié)軸承的選擇及壽命計算〔一〕 第一對軸承齒輪減速器高速級傳遞的轉矩3—1軸I齒輪的圓周力齒輪的徑向力齒輪的軸向力計算軸上的支反力經計算得垂直面內3—1水平面內軸承的校核32023稍微沖擊，查表得沖擊載荷系數① 計算軸承AB②計算附加軸向力3000則軸承A ，軸承B③計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④計算當量載荷Ae=0.43,則 ,Be=0.43,則⑤軸承壽命 計算因 ，按軸承B計算〔二〕 其次對軸承齒輪減速器低速級傳遞的轉矩3—2軸II齒輪的圓周力齒輪的徑向力齒輪的軸向力計算軸上的支反力經計算得垂直面內水平面內軸承的校核32928稍微沖擊，查表得沖擊載荷系數①計算軸承AB②計算附加軸向力3000則軸承A ，軸承B③計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④計算當量載荷Ae=0.36,則 ,Be=0.36,則⑤軸承壽命 計算因 ，按軸承A計算3—2〔三〕第三對軸承3—3軸III齒輪的圓周力齒輪的徑向力齒輪的軸向力計算軸上的支反力經計算得垂直面內水平面內軸承的校核32938稍微沖擊，查表得沖擊載荷系數①計算軸承AB②計算附加軸向力3000則軸承A ，軸承B③計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④計算當量載荷Ae=0.48,則 ,Be=0.48,則⑤軸承壽命 計算因 ，按軸承B計算3—3第四節(jié)設計結果最終實際傳動比iVV3.61高速級齒輪6.316低速級齒輪3.909n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)271.4742.9811各軸輸入功率P〔kW〕〔kW〕〔kW〕〔kW〕42.341.0439.82各軸輸入轉矩T(kN·m)(kN·m)(kN·m)(kN·m)1.4889.09634.57帶輪主要參數小輪直徑小輪直徑〔mm〕大輪直徑中心距a〔mm〕〔mm〕 基準長度帶的根數z〔mm〕2801000145150006高、低速級齒輪參數名稱高速級低速級中心距a(mm)35550056法面摸數 (mm)螺旋角〔°〕11．7983613．59049旋 小齒輪左右大齒輪右左向齒1933數數120129分度圓97.050203.704〔mm〕直徑612.950796.296(mm)齒頂圓107.050215.704〔mm〕直徑622.950808.296(mm)齒根圓84.550188.704(mm)直徑600.450781.296(mm)齒60130〔mm〕寬54124〔mm〕齒輪等級精度材料及熱處理6620CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒45鋼，調質后淬火，齒面硬度面硬度58~62HRC 40~50HRC第五節(jié)心得體會經過一個月的努力,我最終將機械設計課程設計做完了.在這次作業(yè)過程中,我遇到了很多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設計方案修改這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和閱歷缺乏.剛開頭在機構設計時,由于對Matlab軟件的根本操作和編程把握得還可以,不到半天就將全部需要使用的程序調試好了.可是我從不同的機架位置得出了不同的結果,令我格外苦惱.后來在錢教師的指導下,我找到了問題所在之處,將之解決了.同時我還對四連桿機構的運動分析有了更進一步的了解.在傳動系統的設計時,面對功率大,傳動比也大的狀況,我一時不知道到底該承受何種減速裝置.最初我選用帶傳動和蝸桿齒輪減速器,經過計算,覺察蝸輪尺寸過大,所以只能從頭再來.這次我吸取了盲目計算的教訓,在動筆之前,先征求了錢教師的意見,然后打算承受帶傳動和二級圓柱齒輪減速器,也就是我的最終設計方案.至于畫裝配圖和零件圖,由于前期計算比較充分,整個過程用時不到一周,在此期間,我還得到了很多同學和教師的幫助.在此我要向他們表示最真誠的謝意.整個作業(yè)過程中,我遇到的最大,最苦痛的事是最終的文檔.一來自己沒有電腦,用起來很不便利;最可惡的是在此期間,一種電腦病毒”Word的公式,那么多文字就這樣在片刻消逝了,當時我真是苦痛得要命.盡管這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,但我的收獲還是很大的.不僅僅把握了四連桿執(zhí)行機構和帶傳動以及齒輪,蝸桿傳動機構的設計步驟與方法;也不僅僅對制圖有了更進一步的把握;Matlab和AutoCAD,Word來說,收獲最大的是方法和力量.那些分析和解決問題的方法與力量.在整個過程中,我覺察像我們這些學生最最缺少的是閱歷,沒有感性的生疏,空有理論學問,有些東西很可能與實際脫節(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,它需要我們將學過的相關學問都系統地聯系起來,從中暴露出自身的缺乏,以待改進.有時候,一個人的力氣是有限的,合眾人才智,我信任我們的作品會更完善!毛燕(02023504)2023918第一節(jié) 附錄一.Matlab程序⑴求懸點的位移，速度和加速度表達式的程序：symsabcda1w1A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(2*c);a3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-C^2))/(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((c^2-a^2-a*b)/(d*c))-pi)v=1.35*c*w3ac=1.35*c*(b*w2^2+a*w1^2*cos(a1-a2)-c*w3^2*cos(a3-a2))/(c*sin(a3-a2))⑵機構優(yōu)化設計程序：functionmyyouhuaF=45:0.1:55;YH=[inf,0,0,0,0];fori=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;forj=1:length(K)b=K(j);d=sqrt(b^2+c^2-a^2);P=0:0.5:180;m=0;fort=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=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(2*c);ifA~=Ca3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-C^2))/(A-C));elsea3=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*w2^2+a*w1^2*cos(a1-a2)-c*w3^2*cos(a3-a2))/(c*sin(a3-a2));z=abs(ac);ifm<zm=z;endend;ifm<YH(1)YH=[m,a,b,c,d]end;end;end⑶求懸點位移的程序：functions=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=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(2*c);ifA~=Ca3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-C^2))/(A-C));elsea3=2*atan(-A/B);end;s=1.35*c*(a3+acos((c^2-a^2-a*b)/(d*c))-pi);⑷求懸點速度的程序：functionv=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=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(