抽油機機械系統(tǒng)設(shè)計（常規(guī)型）,抽油機機械系統(tǒng)設(shè)計（常規(guī)型）,抽油機,機械,系統(tǒng),設(shè)計,常規(guī) 1.課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù) 假設(shè)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(shè)計(論文)的內(nèi)容和要求(包括技術(shù)要求、圖表要求以及工作要求)： 1.調(diào)研,收集資料,查閱文獻(xiàn)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(wù)分析、調(diào)研報告或文獻(xiàn)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(zhǔn)備答辯。 ： ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?目錄： 1．????? 設(shè)計任務(wù)***************************************************(1) 2．????? 設(shè)計內(nèi)容***************************************************(2) 3．????? 方案分析***************************************************(2) 4．????? 設(shè)計目標(biāo)***************************************************(3) 5．????? 設(shè)計分析***************************************************(3) 6．????? 電機選擇***************************************************(7) 7．????? V帶傳動設(shè)計*********************************************(10) 8．????? 齒輪傳動設(shè)計********************************************(11) 9．????? 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計********************************************(19) 10．軸承壽命校核********************************************(21) 11．心得與總結(jié)***********************************************(25) 12．附錄**********************************************************(26) ? ?  設(shè)計任務(wù)： 　抽油機機械系統(tǒng)設(shè)計 ??? 抽油機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)備由三部分組成：一是地面驅(qū)動設(shè)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(shè)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(fù)移動）帶動抽油桿及抽油泵柱塞作上下往復(fù)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(fù)運動的最大位移 沖次n(次/min)——單位時間內(nèi)柱塞往復(fù)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(shè)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(shè)計內(nèi)容： 1. 根據(jù)任務(wù)要求，進行抽油機機械系統(tǒng)總體方案設(shè)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(shè)計參數(shù)和設(shè)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(shè)計，優(yōu)化目標(biāo)為抽油桿上沖程懸點加速度為最小，并應(yīng)使執(zhí)行系統(tǒng)具有較好的傳力性能。 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(guān)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(shè)計計算。 5. 對抽油機機械系統(tǒng)進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，繪制裝配圖及關(guān)鍵零件工作圖。 6. 編寫機械設(shè)計課程設(shè)計報告。 ? 方案分析： 1.根據(jù)任務(wù)要求，進行抽油機機械系統(tǒng)總體方案設(shè)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(shè)計簡單，有時可以綜合帶傳動的平穩(wěn)傳動特點來設(shè)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(shè)計： 輸入——連續(xù)單向轉(zhuǎn)動；輸出——往復(fù)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(shè)計目標(biāo)： ?? 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α3max最小，由此確定a、b、c、d。 ? 設(shè)計分析： 執(zhí)行系統(tǒng)設(shè)計分析： ? 設(shè)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(yīng)為逆時針，Ⅱ型曲柄搖桿機構(gòu) ??? a2 + d 2 > b2 + c2 ? 設(shè)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(shè)計： ? 若以ψ為設(shè)計變量，因S=1.35cψ ，則當(dāng)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(shè)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α3（可按步長0.5°循環(huán)計算）； ④.找出上沖程過程中的最大值α3max。 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） 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(guān)于的一元二次方程式，解得 　　　　　　　　　　　　　　?。?.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(dǎo)數(shù)得 　　　　　　　　　　　　　　　?。?.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(dǎo)得 　　　　　　　　　?。?.9） 對上式兩邊同乘或得 或 ? 應(yīng)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1.230 c=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(yù)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/min 380V時電流A 效率 % 功率因素 額定轉(zhuǎn)矩 額定電流 最大額矩 dB dB/A 凈重 Kg Y250M-6 55 983 104.2 91 0.87 1.8 6.5 2.0 87 465 Y225M-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 H 250M 406 349 168 75 140 20x12 67.5 250 K AA AB AC AD BB HA HD L 24 100 510 550 410 455 30 600 825 ? ②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0.98 ? ? V帶傳動設(shè)計： ①???? 初選普通V帶 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(zhǔn)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(zhǔn)長度 ⑴初定中心距　 　　　　　　　　　 ⑵帶長 　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/m ⑧???? 計算帶輪軸所受壓力 ?? ⑨ 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(如下) 小帶輪 大帶輪 ? 齒輪傳動設(shè)計： A．高速級設(shè)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(shè)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? ２．初步設(shè)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(shè)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(yù)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(yīng)力修正系數(shù) 當(dāng)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(yīng)力 安全系數(shù)由表查得 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 查表得壽命系數(shù) ，實驗齒輪應(yīng)力修正系數(shù) ?????? 由圖表預(yù)取尺寸系數(shù) ?????? 許用彎曲應(yīng)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(yīng)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(yīng)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(shè)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(shè)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? ２．初步設(shè)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(shè)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(yù)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(yīng)力修正系數(shù) 當(dāng)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(yīng)力 安全系數(shù)由表查得 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 查表得壽命系數(shù) ，實驗齒輪應(yīng)力修正系數(shù) ?????? 由圖表預(yù)取尺寸系數(shù) ?????? 許用彎曲應(yīng)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(yīng)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(yīng)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(shè)計： I軸： 1.選擇軸材料 45鋼? 調(diào)質(zhì)217~255HBS 2.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)217~255HBS 2.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)217~255HBS 2.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(dāng)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(dāng)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(dāng)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(shè)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(shè)計完成了。從開始直到設(shè)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(guān)的設(shè)計。首先要多謝老師給我們的這個機會，還要感謝諸多同學(xué)的幫助。我深切的感覺到，在這次設(shè)計中也暴露出我們的許多薄弱環(huán)節(jié)，很多學(xué)過的知識不能靈活應(yīng)用，在這次作業(yè)后才漸漸掌握，以前學(xué)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(shè)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(xí)中進一步深入，學(xué)會了如何去應(yīng)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(shè)計學(xué)到了很多東西，是很有意義的。 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 附錄 1．優(yōu)化設(shè)計程序 %①找出最優(yōu)的四桿桿長 clear syms 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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