991-抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)（常規(guī)型）,抽油機(jī),機(jī)械,系統(tǒng),設(shè)計(jì),常規(guī)
1.課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)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 5T/9，下沖程 時(shí)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(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。 2.課程設(shè)計(jì)(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(xiě)開(kāi)題報(bào)告：包括工作任務(wù)分析、調(diào)研報(bào)告或文獻(xiàn)綜述、方案擬訂與分析以及實(shí)施計(jì)劃等，開(kāi)題報(bào)告須單獨(dú)裝訂。 3. 專機(jī)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(xiě)論文。 6.翻譯外文資料。 7.整理，準(zhǔn)備答辯。 ： 目錄：1． 設(shè)計(jì)任務(wù) ***************************************************(1)2． 設(shè)計(jì)內(nèi)容 ***************************************************(2)3． 方案分析 ***************************************************(2)4． 設(shè)計(jì)目標(biāo) ***************************************************(3)5． 設(shè)計(jì)分析 ***************************************************(3)6． 電機(jī)選擇 ***************************************************(7)7． V 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) *********************************************(10)8． 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) ********************************************(11)9． 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) ********************************************(19)10． 軸承壽命校核 ********************************************(21)11． 心得與總結(jié) ***********************************************(25)12． 附錄 **********************************************************(26)設(shè)計(jì)任務(wù)： 抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)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)備由三部分組成：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)變換為往復(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。懸點(diǎn)——執(zhí)行系統(tǒng)與抽油桿的聯(lián)結(jié)點(diǎn)懸點(diǎn)載荷 P(kN)——抽油機(jī)工作過(guò)程中作用于懸點(diǎn)的載荷抽油桿沖程 S(m)——抽油桿上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)的最大位移沖次 n(次/min)——單位時(shí)間內(nèi)柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的次數(shù)懸點(diǎn)載荷 P 的靜力示功圖——在柱塞上沖程過(guò)程中，由于舉升原油，作用于懸點(diǎn)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(guò)程中，原油已釋放，此時(shí)作用于懸點(diǎn)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(dòng)機(jī)作勻速轉(zhuǎn)動(dòng)，抽油桿（或執(zhí)行系統(tǒng)）的運(yùn)動(dòng)周期為 T。油井工況為：上沖程時(shí)間 下沖程時(shí)間 沖程 S(M) 沖次 N(次/MIN) 懸點(diǎn)載荷 P(N)8T/15 7T/15 1.3 14設(shè)計(jì)內(nèi)容：1. 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。2. 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。3. 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) 。4. 選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)，分配減速傳動(dòng)系統(tǒng)中各級(jí)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。5. 對(duì)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。6. 編寫(xiě)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)報(bào)告。方案分析：1.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。該系統(tǒng)的功率大，且總傳動(dòng)比大。減速傳動(dòng)系統(tǒng)方案很多，以齒輪減速器減速最為常見(jiàn)且設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單，有時(shí)可以綜合帶傳動(dòng)的平穩(wěn)傳動(dòng)特點(diǎn)來(lái)設(shè)計(jì)減速系統(tǒng)。在這里我選用帶傳動(dòng)加上齒輪二級(jí)減速。執(zhí)行系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)：輸入——連續(xù)單向轉(zhuǎn)動(dòng)；輸出——往復(fù)移動(dòng)輸入、輸出周期相同，輸入轉(zhuǎn) 1 圈的時(shí)間有急回。常見(jiàn)可行執(zhí)行方案有很多種，我選用“四連桿（常規(guī)）式抽油機(jī)”機(jī)構(gòu)。設(shè)計(jì)目標(biāo)：以上沖程懸點(diǎn)加速度為最小進(jìn)行優(yōu)化，即搖桿 CD 順時(shí)針?lè)较驍[動(dòng)過(guò)程中的 α 3max 最小，由此確定 a、b、c 、d。 設(shè)計(jì)分析：執(zhí)行系統(tǒng)設(shè)計(jì)分析：設(shè)計(jì)要求抽油桿上沖程時(shí)間為 8T/15，下沖程時(shí)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(jī)構(gòu)搖桿的兩個(gè)極限位置。CD 順時(shí)針擺動(dòng)——C1→C2 ，上 沖 程 ( 正 行 程 ) ， P1 ，=192°，慢行程，B1 → B2 ；CD 逆時(shí)針擺動(dòng)——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(shí)針，Ⅱ型曲柄搖桿機(jī)構(gòu)a2 + d 2 > b2 + c2設(shè)計(jì)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(dòng)角要求(4) 其他約束整轉(zhuǎn)副由極位夾角保證。各桿長(zhǎng)>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(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)：若以 ψ 為設(shè)計(jì)變量，因 S=1.35cψ ，則當(dāng)取定 ψ 時(shí)，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(zhǎng)度均為 Ψ 和 β 的函數(shù)∴取 Ψ 和 β 為設(shè)計(jì)變量根據(jù)工程需要：優(yōu)化計(jì)算：①.在限定范圍內(nèi)取 ψ、β，計(jì)算 c、a、d、b，得曲柄搖桿機(jī)構(gòu)各構(gòu)件尺寸；②.判斷最小傳動(dòng)角；③.取抽油桿最低位置作為機(jī)構(gòu)零位：曲柄轉(zhuǎn)角 β=0，懸點(diǎn)位移 S=0，求上沖程曲柄轉(zhuǎn)過(guò)某一角度時(shí)搖桿擺角、角速度和角加速度 α 3（可按步長(zhǎng) 0.5°循環(huán)計(jì)算）；④.找出上沖程過(guò)程中的最大值 α 3max。對(duì)于 II 型四桿機(jī)構(gòu)，已知桿長(zhǎng)為 a,b,c,d，原動(dòng)件 a 的轉(zhuǎn)角 及等角速度為 (,n 為執(zhí)行機(jī)構(gòu)的輸入速度)⑴. 從動(dòng)件位置分析（如圖所示）， 為 AD 桿的角度機(jī)構(gòu)的封閉矢量方程式為：（1.1）歐拉公式展開(kāi)令方程實(shí)虛部相等（1.2）消去 得， ?。?.3）其中 又因?yàn)椤〈耄?.3）得關(guān)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(duì)機(jī)構(gòu)的矢量方程式求導(dǎo)數(shù)得（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(duì)時(shí)間求導(dǎo)得（1.9）對(duì)上式兩邊同乘 或 得或應(yīng)用 網(wǎng)格法 編程計(jì)算可得（具體程序見(jiàn)附錄）a=0.4537 圓整為 0.454?。籦=1.2297 圓整為 1.230c=1.2261 圓整為 1.226?。籨=1.8539 圓整為 1.854則 e= =1.3/0.7854=1.655電機(jī)選擇：①M(fèi)atlab 分析，懸點(diǎn)最大速度在上沖程且 rad/s，則 m/s 。根據(jù)工況初采用展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速，聯(lián)合 V 型帶傳動(dòng)減速，選用三相籠型異步電機(jī) ，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓 380V Y 型由電機(jī)至抽油桿的總傳動(dòng)效率為：其中， 分別為帶傳動(dòng)、軸承、齒輪傳動(dòng)、聯(lián)軸器和四連桿執(zhí)行機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)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(jí)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(duì)系統(tǒng)有一定影響，可考慮用齒輪聯(lián)軸器。則則電動(dòng)機(jī)所需工作功率根據(jù)手冊(cè)推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取 V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為 ，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比 ，則總傳動(dòng)比的合理范圍為 ，故電機(jī)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(jī)價(jià)格、體積、重量等因素，不宜選取電機(jī)型號(hào)功率kW轉(zhuǎn)速r/min380V時(shí)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(jī)型號(hào)為 Y250M-6，其外形及安半裝尺寸如下：機(jī)座號(hào) 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(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比分配傳動(dòng)比，初選 V 帶 ，以致其外廓尺寸不致過(guò)大，則減速器傳動(dòng)比為則展開(kāi)式齒輪減速器，由手冊(cè)展開(kāi)式曲線查得高速級(jí) ，則③計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)將傳動(dòng)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(dòng)比為相鄰兩軸間的傳動(dòng)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(jī)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(dòng)設(shè)計(jì)：① 初選普通 V 帶查表，由于載荷變動(dòng)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(zhǔn)直徑 ，在允許范圍內(nèi)?、? 驗(yàn)算帶速 v在 10~20 之間，故能充分發(fā)揮 V 帶的傳動(dòng)能力。④ 確定中心距 a 和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度⑴初定中心距 ⑵帶長(zhǎng)初選∴查表?、菍?shí)際中心距實(shí)際中心距調(diào)節(jié)范圍推薦值為：⑤ 驗(yàn)算小帶輪包角包角合適⑥ 確定帶的根數(shù)因 傳動(dòng)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(jì)算帶輪軸所受壓力⑨ 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(如下)小帶輪大帶輪 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)：A．高速級(jí)設(shè)計(jì)輸入功率 P=47.94kW,小齒輪轉(zhuǎn)速 ，傳動(dòng)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?jí)２．初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸因所選為硬齒面?zhèn)鲃?dòng)，它具有較強(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)，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。(1) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(2) 確定齒數(shù) z取 ，傳動(dòng)比誤差 允許(3) 初選齒寬系數(shù)按非對(duì)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(dòng)載荷系數(shù) ,估計(jì)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(shí)驗(yàn)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(jì)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(yàn)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(wú)須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。3．校核齒面接觸疲勞強(qiáng)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(diǎn)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(yàn)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(qiáng)度 滿足齒面接觸強(qiáng)度4．計(jì)算幾何尺寸B．低速級(jí)設(shè)計(jì)輸入功率 P=45.57kW,小齒輪轉(zhuǎn)速 ，傳動(dòng)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?jí)２．初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸因所選為硬齒面?zhèn)鲃?dòng)，它具有較強(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)，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。(1) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(2) 確定齒數(shù) z取 ，傳動(dòng)比誤差 允許(3) 初選齒寬系數(shù)按非對(duì)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(dòng)載荷系數(shù) ,估計(jì)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(shí)驗(yàn)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(jì)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(yàn)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(wú)須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。3．校核齒面接觸疲勞強(qiáng)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(diǎn)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(yàn)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(qiáng)度滿足齒面接觸強(qiáng)度4．計(jì)算幾何尺寸軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：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(kāi)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(cè)查得 30314 ，取(1) 計(jì)算附加軸向力(2)計(jì)算軸承所受軸向載荷∴I 軸右端軸承被“放松”(3) 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)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(jì)算按左軸承計(jì)算∴所選軸承合格II 軸：由手冊(cè)查得 32222 ，取(1) 計(jì)算附加軸向力 (2)計(jì)算軸向載荷∴II 軸右端軸承被 “放松”(3) 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)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(jì)算∴滿足工程要求III 軸：由手冊(cè)查得 32032 ，取(2) 計(jì)算附加軸向力 (2)計(jì)算軸向載荷∴III 軸左端軸承被“放松”(3)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)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(jì)算∴滿足工程要求 綜上可得，該設(shè)計(jì)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(jì)完成了。從開(kāi)始直到設(shè)計(jì)基本完成，我有許多感想。這是我們比較獨(dú)立的在自己的努力下做一個(gè)與課程相關(guān)的設(shè)計(jì)。首先要多謝老師給我們的這個(gè)機(jī)會(huì)，還要感謝諸多同學(xué)的幫助。我深切的感覺(jué)到，在這次設(shè)計(jì)中也暴露出我們的許多薄弱環(huán)節(jié)，很多學(xué)過(guò)的知識(shí)不能靈活應(yīng)用，在這次作業(yè)后才漸漸掌握，以前學(xué)過(guò)的東西自己并不是都掌握了，很多知識(shí)都已很模糊，經(jīng)過(guò)這次設(shè)計(jì)又回憶起來(lái)了。做作業(yè)的期間用到的手工制圖又得到了鞏固，AutoCAD 畫(huà)圖軟件也在不斷練習(xí)中進(jìn)一步深入，學(xué)會(huì)了如何去應(yīng)用工程手冊(cè)，我體會(huì)到錢(qián)老師的良苦用心?？偟恼f(shuō)來(lái)，我感覺(jué)這次課程設(shè)計(jì)學(xué)到了很多東西，是很有意義的。 附錄1．優(yōu)化設(shè)計(jì)程序%①找出最優(yōu)的四桿桿長(zhǎng)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(dòng)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(shè)計(jì)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(dòng)角要求(4) 其他約束整轉(zhuǎn)副由極位夾角保證。各桿長(zhǎng)>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(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)：若以 ψ 為設(shè)計(jì)變量，因 S=1.35cψ ，則當(dāng)取定 ψ 時(shí)，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(zhǎng)度均為 Ψ 和 β 的函數(shù)∴取 Ψ 和 β 為設(shè)計(jì)變量根據(jù)工程需要：優(yōu)化計(jì)算：①.在限定范圍內(nèi)取 ψ、β，計(jì)算 c、a、d、b，得曲柄搖桿機(jī)構(gòu)各構(gòu)件尺寸；②.判斷最小傳動(dòng)角；③.取抽油桿最低位置作為機(jī)構(gòu)零位：曲柄轉(zhuǎn)角 β=0，懸點(diǎn)位移 S=0，求上沖程曲柄轉(zhuǎn)過(guò)某一角度時(shí)搖桿擺角、角速度和角加速度 α 3（可按步長(zhǎng) 0.5°循環(huán)計(jì)算）；④.找出上沖程過(guò)程中的最大值 α 3max。對(duì)于 II 型四桿機(jī)構(gòu)，已知桿長(zhǎng)為 a,b,c,d，原動(dòng)件 a 的轉(zhuǎn)角 及等角速度為 (,n 為執(zhí)行機(jī)構(gòu)的輸入速度)⑴. 從動(dòng)件位置分析（如圖所示）， 為 AD 桿的角度機(jī)構(gòu)的封閉矢量方程式為：（1.1）歐拉公式展開(kāi)令方程實(shí)虛部相等（1.2）消去 得， ?。?.3）其中 又因?yàn)椤〈耄?.3）得關(guān)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(duì)機(jī)構(gòu)的矢量方程式求導(dǎo)數(shù)得（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(duì)時(shí)間求導(dǎo)得（1.9）對(duì)上式兩邊同乘 或 得或應(yīng)用 網(wǎng)格法 編程計(jì)算可得（具體程序見(jiàn)附錄）a=0.4537 圓整為 0.454?。籦=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(jī)選擇：①M(fèi)atlab 分析，懸點(diǎn)最大速度在上沖程且 rad/s，則 m/s 。根據(jù)工況初采用展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速，聯(lián)合 V 型帶傳動(dòng)減速，選用三相籠型異步電機(jī) ，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓 380V Y 型由電機(jī)至抽油桿的總傳動(dòng)效率為：其中， 分別為帶傳動(dòng)、軸承、齒輪傳動(dòng)、聯(lián)軸器和四連桿執(zhí)行機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)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(jí)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(duì)系統(tǒng)有一定影響，可考慮用齒輪聯(lián)軸器。則則電動(dòng)機(jī)所需工作功率根據(jù)手冊(cè)推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取 V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為 ，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比 ，則總傳動(dòng)比的合理范圍為 ，故電機(jī)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(jī)價(jià)格、體積、重量等因素，不宜選取電機(jī)型號(hào)功率kW轉(zhuǎn)速r/min380V時(shí)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(jī)型號(hào)為 Y250M-6，其外形及安半裝尺寸如下：機(jī)座號(hào) 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(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比分配傳動(dòng)比，初選 V 帶 ，以致其外廓尺寸不致過(guò)大，則減速器傳動(dòng)比為則展開(kāi)式齒輪減速器，由手冊(cè)展開(kāi)式曲線查得高速級(jí) ，則③計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)將傳動(dòng)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(dòng)比為相鄰兩軸間的傳動(dòng)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(jī)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(dòng)設(shè)計(jì)：① 初選普通 V 帶查表，由于載荷變動(dòng)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(zhǔn)直徑 ，在允許范圍內(nèi)?、? 驗(yàn)算帶速 v在 10~20 之間，故能充分發(fā)揮 V 帶的傳動(dòng)能力。④ 確定中心距 a 和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度⑴初定中心距 ⑵帶長(zhǎng)初選∴查表?、菍?shí)際中心距實(shí)際中心距調(diào)節(jié)范圍推薦值為：⑤ 驗(yàn)算小帶輪包角包角合適⑥ 確定帶的根數(shù)因 傳動(dòng)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(jì)算帶輪軸所受壓力⑨ 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(如下)小帶輪大帶輪 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)：A．高速級(jí)設(shè)計(jì)輸入功率 P=47.94kW,小齒輪轉(zhuǎn)速 ，傳動(dòng)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 ８級(jí)２．初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸因所選為硬齒面?zhèn)鲃?dòng)，它具有較強(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)，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。(1) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(2) 確定齒數(shù) z取 ，傳動(dòng)比誤差 允許(3) 初選齒寬系數(shù)按非對(duì)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(dòng)載荷系數(shù) ,估計(jì)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(shí)驗(yàn)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(jì)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(yàn)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(wú)須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。3．校核齒面接觸疲勞強(qiáng)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(diǎn)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(yàn)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(qiáng)度 滿足齒面接觸強(qiáng)度4．計(jì)算幾何尺寸B．低速級(jí)設(shè)計(jì)輸入功率 P=45.57kW,小齒輪轉(zhuǎn)速 ，傳動(dòng)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?jí)２．初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸因所選為硬齒面?zhèn)鲃?dòng)，它具有較強(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)，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。(1) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(2) 確定齒數(shù) z取 ，傳動(dòng)比誤差 允許(3) 初選齒寬系數(shù)按非對(duì)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(dòng)載荷系數(shù) ,估計(jì)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(shí)驗(yàn)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(jì)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(yàn)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(wú)須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。3．校核齒面接觸疲勞強(qiáng)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(diǎn)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(yàn)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(qiáng)度滿足齒面接觸強(qiáng)度4．計(jì)算幾何尺寸軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：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(kāi)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(cè)查得 30314 ，取(1) 計(jì)算附加軸向力(2)計(jì)算軸承所受軸向載荷∴I 軸右端軸承被“放松”(3) 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)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(jì)算按左軸承計(jì)算∴所選軸承合格II 軸：由手冊(cè)查得 32222 ，取(1) 計(jì)算附加軸向力 (2)計(jì)算軸向載荷∴II 軸右端軸承被 “放松”(3) 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)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(jì)算∴滿足工程要求III 軸：由手冊(cè)查得 32032 ，取(2) 計(jì)算附加軸向力 (2)計(jì)算軸向載荷∴III 軸左端軸承被“放松”(3)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)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(jì)算∴滿足工程要求 綜上可得，該設(shè)計(jì)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(jì)完成了。從開(kāi)始直到設(shè)計(jì)基本完成，我有許多感想。這是我們比較獨(dú)立的在自己的努力下做一個(gè)與課程相關(guān)的設(shè)計(jì)。首先要多謝老師給我們的這個(gè)機(jī)會(huì)，還要感謝諸多同學(xué)的幫助。我深切的感覺(jué)到，在這次設(shè)計(jì)中也暴露出我們的許多薄弱環(huán)節(jié)，很多學(xué)過(guò)的知識(shí)不能靈活應(yīng)用，在這次作業(yè)后才漸漸掌握，以前學(xué)過(guò)的東西自己并不是都掌握了，很多知識(shí)都已很模糊，經(jīng)過(guò)這次設(shè)計(jì)又回憶起來(lái)了。做作業(yè)的期間用到的手工制圖又得到了鞏固，AutoCAD 畫(huà)圖軟件也在不斷練習(xí)中進(jìn)一步深入，學(xué)會(huì)了如何去應(yīng)用工程手冊(cè)，我體會(huì)到錢(qián)老師的良苦用心?？偟恼f(shuō)來(lái)，我感覺(jué)這次課程設(shè)計(jì)學(xué)到了很多東西，是很有意義的。 附錄1．優(yōu)化設(shè)計(jì)程序%①找出最優(yōu)的四桿桿長(zhǎng)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(dòng)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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