991-抽油機機械系統(tǒng)設計（常規(guī)型）,抽油機,機械,系統(tǒng),設計,常規(guī)
1.課程設計的原始數(shù)據(jù)假設電動機做勻速轉(zhuǎn)動，抽油機的運動周期為 T，抽油桿的上沖程時間 5T/9，下沖程 時間 4T/9。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桿和柱塞自身的重量為 15kN。 2.課程設計(論文) 的內(nèi)容和要求( 包括技術要求、圖表要求以及工作要求)：1.調(diào)研,收集資料,查閱文獻十篇以上(其中外文資料不少于一篇) 。2.寫開題報告：包括工作任務分析、調(diào)研報告或文獻綜述、方案擬訂與分析以及實施計劃等，開題報告須單獨裝訂。 3. 專機要求：外形美觀，尺寸緊湊。 4.繪制裝配圖與零件圖以及三維模擬。 5.撰寫論文。 6.翻譯外文資料。 7.整理，準備答辯。 ： 目錄：1． 設計任務 ***************************************************(1)2． 設計內(nèi)容 ***************************************************(2)3． 方案分析 ***************************************************(2)4． 設計目標 ***************************************************(3)5． 設計分析 ***************************************************(3)6． 電機選擇 ***************************************************(7)7． V 帶傳動設計 *********************************************(10)8． 齒輪傳動設計 ********************************************(11)9． 軸的結(jié)構(gòu)設計 ********************************************(19)10． 軸承壽命校核 ********************************************(21)11． 心得與總結(jié) ***********************************************(25)12． 附錄 **********************************************************(26)設計任務： 抽油機機械系統(tǒng)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。常用的有桿抽油設備由三部分組成：一是地面驅(qū)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；三是抽油桿，它將地面設備的運動和動力傳遞給井下抽油泵。抽油機由電動機驅(qū)動，經(jīng)減速傳動系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)（將轉(zhuǎn)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(xiàn)將原油從井下舉升到地面的目的。懸點——執(zhí)行系統(tǒng)與抽油桿的聯(lián)結(jié)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沖次 n(次/min)——單位時間內(nèi)柱塞往復運動的次數(shù)懸點載荷 P 的靜力示功圖——在柱塞上沖程過程中，由于舉升原油，作用于懸點的載荷為 P1，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(zhuǎn)動，抽油桿（或執(zhí)行系統(tǒng)）的運動周期為 T。油井工況為：上沖程時間 下沖程時間 沖程 S(M) 沖次 N(次/MIN) 懸點載荷 P(N)8T/15 7T/15 1.3 14設計內(nèi)容：1. 根據(jù)任務要求，進行抽油機機械系統(tǒng)總體方案設計，確定減速傳動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)的組成，繪制系統(tǒng)方案示意圖。2. 根據(jù)設計參數(shù)和設計要求，采用優(yōu)化算法進行執(zhí)行系統(tǒng)(執(zhí)行機構(gòu)) 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(tǒng)具有較好的傳力性能。3. 建立執(zhí)行系統(tǒng)輸入、輸出(懸點) 之間的位移、速度和加速度關系，并編程進行數(shù)值計算，繪制一個周期內(nèi)懸點位移、速度和加速度線圖(取抽油桿最低位置作為機構(gòu)零位) 。4. 選擇電動機型號，分配減速傳動系統(tǒng)中各級傳動的傳動比，并進行傳動機構(gòu)的工作能力設計計算。5. 對抽油機機械系統(tǒng)進行結(jié)構(gòu)設計，繪制裝配圖及關鍵零件工作圖。6. 編寫機械設計課程設計報告。方案分析：1.根據(jù)任務要求，進行抽油機機械系統(tǒng)總體方案設計，確定減速傳動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)的組成。該系統(tǒng)的功率大，且總傳動比大。減速傳動系統(tǒng)方案很多，以齒輪減速器減速最為常見且設計簡單，有時可以綜合帶傳動的平穩(wěn)傳動特點來設計減速系統(tǒng)。在這里我選用帶傳動加上齒輪二級減速。執(zhí)行系統(tǒng)方案設計：輸入——連續(xù)單向轉(zhuǎn)動；輸出——往復移動輸入、輸出周期相同，輸入轉(zhuǎn) 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(gòu)。設計目標：以上沖程懸點加速度為最小進行優(yōu)化，即搖桿 CD 順時針方向擺動過程中的 α 3max 最小，由此確定 a、b、c 、d。 設計分析：執(zhí)行系統(tǒng)設計分析：設計要求抽油桿上沖程時間為 8T/15，下沖程時間為 7T/15，則可推得上沖程曲柄轉(zhuǎn)角為 192°，下沖程曲柄轉(zhuǎn)角為 168°。找出曲柄搖桿機構(gòu)搖桿的兩個極限位置。CD 順時針擺動——C1→C2 ，上 沖 程 ( 正 行 程 ) ， P1 ，=192°，慢行程，B1 → B2 ；CD 逆時針擺動——C2→C1 ，下 沖 程 ( 反 行 程 ) ， P2 ，=168°，快行程，B2 → B1 。θ = 。曲柄轉(zhuǎn)向應為逆時針，Ⅱ型曲柄搖桿機構(gòu)a2 + d 2 > 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(zhuǎn)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(gòu)的設計：若以 ψ 為設計變量，因 S=1.35cψ ，則當取定 ψ 時，可得 c。根據(jù) c、ψ 作圖，根據(jù)θ 作圓 η，其半徑為 r。各式表明四桿長度均為 Ψ 和 β 的函數(shù)∴取 Ψ 和 β 為設計變量根據(jù)工程需要：優(yōu)化計算：①.在限定范圍內(nèi)取 ψ、β，計算 c、a、d、b，得曲柄搖桿機構(gòu)各構(gòu)件尺寸；②.判斷最小傳動角；③.取抽油桿最低位置作為機構(gòu)零位：曲柄轉(zhuǎn)角 β=0，懸點位移 S=0，求上沖程曲柄轉(zhuǎn)過某一角度時搖桿擺角、角速度和角加速度 α 3（可按步長 0.5°循環(huán)計算）；④.找出上沖程過程中的最大值 α 3max。對于 II 型四桿機構(gòu)，已知桿長為 a,b,c,d，原動件 a 的轉(zhuǎn)角 及等角速度為 (,n 為執(zhí)行機構(gòu)的輸入速度)⑴. 從動件位置分析（如圖所示）， 為 AD 桿的角度機構(gòu)的封閉矢量方程式為：（1.1）歐拉公式展開令方程實虛部相等（1.2）消去 得， ?。?.3）其中 又因為 代入（1.3）得關于 的一元二次方程式，解得（1.4）B 構(gòu)件角位移可求得 ?。?.5）⑵．速度分析對機構(gòu)的矢量方程式求導數(shù)得（1.6）將上式兩邊分別乘以 或 得或 ?。?.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 網(wǎng)格法 編程計算可得（具體程序見附錄）a=0.4537 圓整為 0.454??；b=1.2297 圓整為 1.230c=1.2261 圓整為 1.226 ；d=1.8539 圓整為 1.854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 。根據(jù)工況初采用展開式二級圓柱齒輪減速，聯(lián)合 V 型帶傳動減速，選用三相籠型異步電機 ，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓 380V Y 型由電機至抽油桿的總傳動效率為：其中， 分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和四連桿執(zhí)行機構(gòu)的傳動效率。 取 0.94， 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一定沖擊，兩軸線同軸度對系統(tǒng)有一定影響，可考慮用齒輪聯(lián)軸器。則則電動機所需工作功率根據(jù)手冊推薦的傳動比合理范圍，取 V 帶傳動的傳動比為 ，二級圓柱齒輪減速器傳動比 ，則總傳動比的合理范圍為 ，故電機轉(zhuǎn)速可選范圍為 r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750，1000，1500 r/min考慮速度太小的電機價格、體積、重量等因素，不宜選取電機型號功率kW轉(zhuǎn)速r/min380V時電流 A效率%功率因素額定轉(zhuǎn)矩額定電流最大額矩dBdB/A凈重KgY250M-6 55 983 104.2 91 0.87 1.8 6.5 2.0 87 465Y225M-4 55 1476 103.6 91.5 0.88 1.8 7.0 2.0 89 380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 A B C D E FxGD G H250M 406 349 168 75 140 20x12 67.5 250K AA AB AC AD BB HA HD L24 100 510 550 410 455 30 600 825②確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比分配傳動比，初選 V 帶 ，以致其外廓尺寸不致過大，則減速器傳動比為則展開式齒輪減速器，由手冊展開式曲線查得高速級 ，則③計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)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(zhuǎn)矩（kW）為各軸的轉(zhuǎn)速（r/min）則各軸轉(zhuǎn)速：I 軸 II 軸 III 軸 曲柄轉(zhuǎn)軸 各軸輸入功率：I 軸 II 軸 III 軸 曲柄轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩：電機輸出轉(zhuǎn)矩 I 軸 II 軸 III 軸 曲柄轉(zhuǎn)軸 I－III 軸的輸出轉(zhuǎn)矩則分別為各軸輸入轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩乘軸承效率 0.98V 帶傳動設計：① 初選普通 V 帶查表，由于載荷變動較大 取 1.3，P＝51kW故 ?、? 選取為 D 型帶，小帶輪 355~400mm 。查表初選 ＝375mm大輪準直徑 ，在允許范圍內(nèi)?、? 驗算帶速 v在 10~20 之間，故能充分發(fā)揮 V 帶的傳動能力。④ 確定中心距 a 和帶的基準長度⑴初定中心距 ⑵帶長初選∴查表?、菍嶋H中心距實際中心距調(diào)節(jié)范圍推薦值為：⑤ 驗算小帶輪包角包角合適⑥ 確定帶的根數(shù)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。單根普通 V 帶的初拉力 D 帶 q=0.6kg/m⑧ 計算帶輪軸所受壓力⑨ 帶輪結(jié)構(gòu)設計(如下)小帶輪大帶輪 齒輪傳動設計：A．高速級設計輸入功率 P=47.94kW,小齒輪轉(zhuǎn)速 ，傳動比 。1. 選取齒輪的材料、熱處理及精度設工作壽命 10 年（每年工作 300 天）(1)齒輪材料及熱處理大小齒輪材料選用 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， ，，齒面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因所選為硬齒面?zhèn)鲃?，它具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。(1) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(2) 確定齒數(shù) z取 ，傳動比誤差 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 (5) 載荷系數(shù) K使用系數(shù) ，由表查得動載荷系數(shù) ,估計齒輪圓周速度 v=5m/s,則由圖表查得 =1.2；齒向載荷系數(shù) ，預估齒寬 b=40mm,由表查得 ，初取 b/h=6,再查圖得=1.15；齒間載荷分配系數(shù) ，由表查得載荷系數(shù) K (6) 齒形系數(shù) 和應力修正系數(shù) 當量齒數(shù) 查表(7) 重合度系數(shù)端面重合度近似為：則(8) 螺旋角系數(shù)軸向重合度(9) 許用彎曲應力安全系數(shù)由表查得小齒輪應力循環(huán)次數(shù)大齒輪應力循環(huán)次數(shù)查表得壽命系數(shù) ，實驗齒輪應力修正系數(shù)由圖表預取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力比較取(10)計算模數(shù)按表圓整模數(shù)，取(11)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(shù) (12)驗算載荷系數(shù) K圓周速度 ，由圖查得按 ，由表查得 ，又因 b/h=b/(2.25 )=59/(2.25*5)=5.3 由圖查得 ，不變又 和 不變，則 K=2.90 也不變故無須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強度。3．校核齒面接觸疲勞強度(1)確定載荷系數(shù)載荷系數(shù)(2) 確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) ，由表查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) (3) 許用接觸應力試驗齒輪的齒面疲勞極限 壽命系數(shù) ，由圖查得尺寸系數(shù) ， ；安全系數(shù)則許用接觸應力取(4) 校核齒面接觸強度 滿足齒面接觸強度4．計算幾何尺寸B．低速級設計輸入功率 P=45.57kW,小齒輪轉(zhuǎn)速 ，傳動比 。0． 選取齒輪的材料、熱處理及精度設工作壽命 10 年（每年工作 300 天）(1)齒輪材料及熱處理大小齒輪材料選用 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， ，，齒面最終成型工藝為磨齒。(2)齒輪精度 ?。讣墸玻醪皆O計齒輪傳動的主要尺寸因所選為硬齒面?zhèn)鲃樱哂休^強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。(1) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(2) 確定齒數(shù) z取 ，傳動比誤差 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 (5) 載荷系數(shù) K使用系數(shù) ，由表查得動載荷系數(shù) ,估計齒輪圓周速度 v=5m/s,則由圖表查得 =1.03； 齒向載荷系數(shù) ，預估齒寬 b=120mm,由表查得 ，初取 b/h=6,再查圖得=1.16；齒間載荷分配系數(shù) ，由表查得載荷系數(shù) K (6) 齒形系數(shù) 和應力修正系數(shù) 當量齒數(shù) 查表(7) 重合度系數(shù)端面重合度近似為：則(8) 螺旋角系數(shù)軸向重合度(9) 許用彎曲應力安全系數(shù)由表查得小齒輪應力循環(huán)次數(shù)大齒輪應力循環(huán)次數(shù)查表得壽命系數(shù) ，實驗齒輪應力修正系數(shù)由圖表預取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力比較取(10)計算模數(shù)按表圓整模數(shù)，取(11)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(shù) (12)驗算載荷系數(shù) K圓周速度 ，由圖查得按 ，由表查得 ，又因 b/h=b/(2.25 )=115/(2.25*6)=8.5由圖查得 ，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勞強度。3．校核齒面接觸疲勞強度(1)確定載荷系數(shù)載荷系數(shù)(2) 確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) ，由表查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) (3) 許用接觸應力試驗齒輪的齒面疲勞極限 壽命系數(shù) ，由圖查得尺寸系數(shù) ， ；安全系數(shù)則許用接觸應力取(4) 校核齒面接觸強度滿足齒面接觸強度4．計算幾何尺寸軸的結(jié)構(gòu)設計：I 軸：1.選擇軸材料 45 鋼 調(diào)質(zhì) 217~255HBS2.初算軸徑 取 A=110 得 因軸上要開鍵槽，故將軸徑增加 4%~5%,取軸徑為 60mm。3.擬定軸的布置方案(如圖)選取 31314 圓錐滾子軸承II 軸：1.選擇軸材料 45 鋼 調(diào)質(zhì) 217~255HBS2.初算軸徑 取 A=110 得 因鍵槽影響，故將軸徑增加 4%~5%,取軸徑為 107mm。3.擬定軸的布置方案(如圖)選取 32222 圓錐滾子軸承III 軸：1.選擇軸材料 45 鋼 調(diào)質(zhì) 217~255HBS2.初算軸徑 取 A=110 得 因鍵槽影響，故將軸徑增加 4%~5%,取軸徑為 150mm。3.擬定軸的布置方案(如圖)選取 32032 圓錐滾子軸承軸承壽命校核：I 軸：由手冊查得 30314 ，取(1) 計算附加軸向力(2)計算軸承所受軸向載荷∴I 軸右端軸承被“放松”(3) 計算當量動載荷左： 查表知 X=0.40 Y=1.7則右： 查表知 X=1 Y=0則(4) 軸承壽命計算按左軸承計算∴所選軸承合格II 軸：由手冊查得 32222 ，取(1) 計算附加軸向力 (2)計算軸向載荷∴II 軸右端軸承被 “放松”(3) 計算當量動載荷左： 查表知 X=1 Y=0則右： 查表知 X=0.4 Y=1.4則(4) 軸承壽命按右軸承計算∴滿足工程要求III 軸：由手冊查得 32032 ，取(2) 計算附加軸向力 (2)計算軸向載荷∴III 軸左端軸承被“放松”(3)計算當量動載荷左： 查表知 X=1 Y=0則右： 查表知 X=0.4 Y=1.3則(4)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(jié)終于在我的不懈的努力下，課程設計完成了。從開始直到設計基本完成，我有許多感想。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。首先要多謝老師給我們的這個機會，還要感謝諸多同學的幫助。我深切的感覺到，在這次設計中也暴露出我們的許多薄弱環(huán)節(jié)，很多學過的知識不能靈活應用，在這次作業(yè)后才漸漸掌握，以前學過的東西自己并不是都掌握了，很多知識都已很模糊，經(jīng)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鞏固，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，我體會到錢老師的良苦用心。總的說來，我感覺這次課程設計學到了很多東西，是很有意義的。 附錄1．優(yōu)化設計程序%①找出最優(yōu)的四桿桿長clearsyms Q1 Q2 P1; % Q1 為 ， Q2 為 ， P1 為曲柄轉(zhuǎn)角P=0:0.5*pi/180:192*pi/180;Qu1=45*pi/180:0.1*pi/180:55*pi/180;xm=inf;for i=1:length(Qu1);Q1=Qu1(i);Qu2=5*pi/180:0.1*pi/180:(pi/2-pi/9-Q1/2-5*pi/180);for j=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);if m>40*pi/180; %判斷傳動角條件x=0;for k=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);if abs(x3)>x; x=abs(x3); %求出該種情況的最大角速度end;end;if x
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(zhuǎn)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(gòu)的設計：若以 ψ 為設計變量，因 S=1.35cψ ，則當取定 ψ 時，可得 c。根據(jù) c、ψ 作圖，根據(jù)θ 作圓 η，其半徑為 r。各式表明四桿長度均為 Ψ 和 β 的函數(shù)∴取 Ψ 和 β 為設計變量根據(jù)工程需要：優(yōu)化計算：①.在限定范圍內(nèi)取 ψ、β，計算 c、a、d、b，得曲柄搖桿機構(gòu)各構(gòu)件尺寸；②.判斷最小傳動角；③.取抽油桿最低位置作為機構(gòu)零位：曲柄轉(zhuǎn)角 β=0，懸點位移 S=0，求上沖程曲柄轉(zhuǎn)過某一角度時搖桿擺角、角速度和角加速度 α 3（可按步長 0.5°循環(huán)計算）；④.找出上沖程過程中的最大值 α 3max。對于 II 型四桿機構(gòu)，已知桿長為 a,b,c,d，原動件 a 的轉(zhuǎn)角 及等角速度為 (,n 為執(zhí)行機構(gòu)的輸入速度)⑴. 從動件位置分析（如圖所示）， 為 AD 桿的角度機構(gòu)的封閉矢量方程式為：（1.1）歐拉公式展開令方程實虛部相等（1.2）消去 得， ?。?.3）其中 又因為 代入（1.3）得關于 的一元二次方程式，解得（1.4）B 構(gòu)件角位移可求得 ?。?.5）⑵．速度分析對機構(gòu)的矢量方程式求導數(shù)得（1.6）將上式兩邊分別乘以 或 得或 ?。?.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 網(wǎng)格法 編程計算可得（具體程序見附錄）a=0.4537 圓整為 0.454??；b=1.2297 圓整為 1.230c=1.2261 圓整為 1.226??；d=1.8539 圓整為 1.854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 。根據(jù)工況初采用展開式二級圓柱齒輪減速，聯(lián)合 V 型帶傳動減速，選用三相籠型異步電機 ，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓 380V Y 型由電機至抽油桿的總傳動效率為：其中， 分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和四連桿執(zhí)行機構(gòu)的傳動效率。 取 0.94， 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一定沖擊，兩軸線同軸度對系統(tǒng)有一定影響，可考慮用齒輪聯(lián)軸器。則則電動機所需工作功率根據(jù)手冊推薦的傳動比合理范圍，取 V 帶傳動的傳動比為 ，二級圓柱齒輪減速器傳動比 ，則總傳動比的合理范圍為 ，故電機轉(zhuǎn)速可選范圍為 r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750，1000，1500 r/min考慮速度太小的電機價格、體積、重量等因素，不宜選取電機型號功率kW轉(zhuǎn)速r/min380V時電流 A效率%功率因素額定轉(zhuǎn)矩額定電流最大額矩dBdB/A凈重KgY250M-6 55 983 104.2 91 0.87 1.8 6.5 2.0 87 465Y225M-4 55 1476 103.6 91.5 0.88 1.8 7.0 2.0 89 380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 A B C D E FxGD G H250M 406 349 168 75 140 20x12 67.5 250K AA AB AC AD BB HA HD L24 100 510 550 410 455 30 600 825②確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比分配傳動比，初選 V 帶 ，以致其外廓尺寸不致過大，則減速器傳動比為則展開式齒輪減速器，由手冊展開式曲線查得高速級 ，則③計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)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(zhuǎn)矩（kW）為各軸的轉(zhuǎn)速（r/min）則各軸轉(zhuǎn)速：I 軸 II 軸 III 軸 曲柄轉(zhuǎn)軸 各軸輸入功率：I 軸 II 軸 III 軸 曲柄轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩：電機輸出轉(zhuǎn)矩 I 軸 II 軸 III 軸 曲柄轉(zhuǎn)軸 I－III 軸的輸出轉(zhuǎn)矩則分別為各軸輸入轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩乘軸承效率 0.98V 帶傳動設計：① 初選普通 V 帶查表，由于載荷變動較大 取 1.3，P＝51kW故 ?、? 選取為 D 型帶，小帶輪 355~400mm 。查表初選 ＝375mm大輪準直徑 ，在允許范圍內(nèi)取③ 驗算帶速 v在 10~20 之間，故能充分發(fā)揮 V 帶的傳動能力。④ 確定中心距 a 和帶的基準長度⑴初定中心距?、茙чL初選∴查表取⑶實際中心距實際中心距調(diào)節(jié)范圍推薦值為：⑤ 驗算小帶輪包角包角合適⑥ 確定帶的根數(shù)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。單根普通 V 帶的初拉力 D 帶 q=0.6kg/m⑧ 計算帶輪軸所受壓力⑨ 帶輪結(jié)構(gòu)設計(如下)小帶輪大帶輪 齒輪傳動設計：A．高速級設計輸入功率 P=47.94kW,小齒輪轉(zhuǎn)速 ，傳動比 。1. 選取齒輪的材料、熱處理及精度設工作壽命 10 年（每年工作 300 天）(1)齒輪材料及熱處理大小齒輪材料選用 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， ，，齒面最終成型工藝為磨齒。(2)齒輪精度 ?。讣墸玻醪皆O計齒輪傳動的主要尺寸因所選為硬齒面?zhèn)鲃樱哂休^強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。(1) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(2) 確定齒數(shù) z取 ，傳動比誤差 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 (5) 載荷系數(shù) K使用系數(shù) ，由表查得動載荷系數(shù) ,估計齒輪圓周速度 v=5m/s,則由圖表查得 =1.2；齒向載荷系數(shù) ，預估齒寬 b=40mm,由表查得 ，初取 b/h=6,再查圖得=1.15；齒間載荷分配系數(shù) ，由表查得載荷系數(shù) K (6) 齒形系數(shù) 和應力修正系數(shù) 當量齒數(shù) 查表(7) 重合度系數(shù)端面重合度近似為：則(8) 螺旋角系數(shù)軸向重合度(9) 許用彎曲應力安全系數(shù)由表查得小齒輪應力循環(huán)次數(shù)大齒輪應力循環(huán)次數(shù)查表得壽命系數(shù) ，實驗齒輪應力修正系數(shù)由圖表預取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力比較取(10)計算模數(shù)按表圓整模數(shù)，取(11)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(shù) (12)驗算載荷系數(shù) K圓周速度 ，由圖查得按 ，由表查得 ，又因 b/h=b/(2.25 )=59/(2.25*5)=5.3 由圖查得 ，不變又 和 不變，則 K=2.90 也不變故無須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強度。3．校核齒面接觸疲勞強度(1)確定載荷系數(shù)載荷系數(shù)(2) 確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) ，由表查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) (3) 許用接觸應力試驗齒輪的齒面疲勞極限 壽命系數(shù) ，由圖查得尺寸系數(shù) ， ；安全系數(shù)則許用接觸應力取(4) 校核齒面接觸強度 滿足齒面接觸強度4．計算幾何尺寸B．低速級設計輸入功率 P=45.57kW,小齒輪轉(zhuǎn)速 ，傳動比 。0． 選取齒輪的材料、熱處理及精度設工作壽命 10 年（每年工作 300 天）(1)齒輪材料及熱處理大小齒輪材料選用 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， ，，齒面最終成型工藝為磨齒。(2)齒輪精度 ?。讣墸玻醪皆O計齒輪傳動的主要尺寸因所選為硬齒面?zhèn)鲃?，它具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。(1) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(2) 確定齒數(shù) z取 ，傳動比誤差 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 (5) 載荷系數(shù) K使用系數(shù) ，由表查得動載荷系數(shù) ,估計齒輪圓周速度 v=5m/s,則由圖表查得 =1.03； 齒向載荷系數(shù) ，預估齒寬 b=120mm,由表查得 ，初取 b/h=6,再查圖得=1.16；齒間載荷分配系數(shù) ，由表查得載荷系數(shù) K (6) 齒形系數(shù) 和應力修正系數(shù) 當量齒數(shù) 查表(7) 重合度系數(shù)端面重合度近似為：則(8) 螺旋角系數(shù)軸向重合度(9) 許用彎曲應力安全系數(shù)由表查得小齒輪應力循環(huán)次數(shù)大齒輪應力循環(huán)次數(shù)查表得壽命系數(shù) ，實驗齒輪應力修正系數(shù)由圖表預取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力比較取(10)計算模數(shù)按表圓整模數(shù)，取(11)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(shù) (12)驗算載荷系數(shù) K圓周速度 ，由圖查得按 ，由表查得 ，又因 b/h=b/(2.25 )=115/(2.25*6)=8.5由圖查得 ，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勞強度。3．校核齒面接觸疲勞強度(1)確定載荷系數(shù)載荷系數(shù)(2) 確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) ，由表查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) (3) 許用接觸應力試驗齒輪的齒面疲勞極限 壽命系數(shù) ，由圖查得尺寸系數(shù) ， ；安全系數(shù)則許用接觸應力取(4) 校核齒面接觸強度滿足齒面接觸強度4．計算幾何尺寸軸的結(jié)構(gòu)設計：I 軸：1.選擇軸材料 45 鋼 調(diào)質(zhì) 217~255HBS2.初算軸徑 取 A=110 得 因軸上要開鍵槽，故將軸徑增加 4%~5%,取軸徑為 60mm。3.擬定軸的布置方案(如圖)選取 31314 圓錐滾子軸承II 軸：1.選擇軸材料 45 鋼 調(diào)質(zhì) 217~255HBS2.初算軸徑 取 A=110 得 因鍵槽影響，故將軸徑增加 4%~5%,取軸徑為 107mm。3.擬定軸的布置方案(如圖)選取 32222 圓錐滾子軸承III 軸：1.選擇軸材料 45 鋼 調(diào)質(zhì) 217~255HBS2.初算軸徑 取 A=110 得 因鍵槽影響，故將軸徑增加 4%~5%,取軸徑為 150mm。3.擬定軸的布置方案(如圖)選取 32032 圓錐滾子軸承軸承壽命校核：I 軸：由手冊查得 30314 ，取(1) 計算附加軸向力(2)計算軸承所受軸向載荷∴I 軸右端軸承被“放松”(3) 計算當量動載荷左： 查表知 X=0.40 Y=1.7則右： 查表知 X=1 Y=0則(4) 軸承壽命計算按左軸承計算∴所選軸承合格II 軸：由手冊查得 32222 ，取(1) 計算附加軸向力 (2)計算軸向載荷∴II 軸右端軸承被 “放松”(3) 計算當量動載荷左： 查表知 X=1 Y=0則右： 查表知 X=0.4 Y=1.4則(4) 軸承壽命按右軸承計算∴滿足工程要求III 軸：由手冊查得 32032 ，取(2) 計算附加軸向力 (2)計算軸向載荷∴III 軸左端軸承被“放松”(3)計算當量動載荷左： 查表知 X=1 Y=0則右： 查表知 X=0.4 Y=1.3則(4)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(jié)終于在我的不懈的努力下，課程設計完成了。從開始直到設計基本完成，我有許多感想。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。首先要多謝老師給我們的這個機會，還要感謝諸多同學的幫助。我深切的感覺到，在這次設計中也暴露出我們的許多薄弱環(huán)節(jié)，很多學過的知識不能靈活應用，在這次作業(yè)后才漸漸掌握，以前學過的東西自己并不是都掌握了，很多知識都已很模糊，經(jīng)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鞏固，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，我體會到錢老師的良苦用心。總的說來，我感覺這次課程設計學到了很多東西，是很有意義的。 附錄1．優(yōu)化設計程序%①找出最優(yōu)的四桿桿長clearsyms Q1 Q2 P1; % Q1 為 ， Q2 為 ， P1 為曲柄轉(zhuǎn)角P=0:0.5*pi/180:192*pi/180;Qu1=45*pi/180:0.1*pi/180:55*pi/180;xm=inf;for i=1:length(Qu1);Q1=Qu1(i);Qu2=5*pi/180:0.1*pi/180:(pi/2-pi/9-Q1/2-5*pi/180);for j=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);if m>40*pi/180; %判斷傳動角條件x=0;for k=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);if abs(x3)>x; x=abs(x3); %求出該種情況的最大角速度end;end;if x
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