常规游梁式抽油机传动系统设计工程训练研究报告.doc

东 北 石 油 大 学工程训练研究报告课 程 机械设计基础 题 目 常规游梁式抽油机传动系统设计 院 系 机械科学与工程学院 专业班级 装备121 学生姓名 任运凯 学生学号 120403140115 指导教师 许冯平 2014年6月20日东北石油大学工程训练任务书课程 机械设计基础 题目 常规游梁式抽油机传动系统设计 专业 装备 姓名 任运凯 学号 120403140115 主要内容、基本要求、主要参考资料等一、设计的目的 1、综合利用所学的知识，培养解决生产实际问题的能力。 2、掌握一般的机械传动系统设计方法和步骤。 3、掌握基本机构一般的设计方法和步骤。 4、熟悉和运用设计标准、规范及相关资料。培养独立解决问题的能力。二、机械设计的一般过程 1、设计前的准备；2、总体方案设计；3、总体结构设计；4、零部件设计；5、联系厂家，生产样机，现场实验；6、根据实验，修改设计；7、编写设计说明书和使用说明书 8、鉴定三、课程设计题目 1、功能 抽油机是将原油从井下举升到地面的主要采油设备之一。常用的有杆抽油设备主要由三部分组成：一是地面驱动设备即抽油机；二是井下的抽油泵，它悬挂在油井油管的下端；三是抽油杆，它将地面设备的运动和动力传递给井下抽油泵。三部分之间的相互位置关系如图1所示。 抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统带动抽油杆及抽油泵柱塞作上下往复移动，从而实现将原油从井下举升到地面的目的。悬点载荷P、抽油杆冲程S和冲次n是抽油机工作的三个重要参数。悬点指执行系统与抽油杆的联结点，悬点载荷P（kN）指抽油机工作过程中作用于悬点的载荷；抽油杆冲程S（m）指抽油杆上下往复运动的最大位移；冲次n（次/min）指单位时间内柱塞往复运动的次数。 假设悬点载荷P的静力示功图如图2所示。在柱塞上冲程过程中，由于举升原油，作用于悬点的载荷为P1，它等于原油的重量加上抽油杆和柱塞自身的重量；在柱塞下冲程过程中，原油已释放，此时作用于悬点的载荷为P2，它就等于抽油杆和柱塞自身的重量。四、原始数据及设计要求 假设电动机作匀速转动，抽油杆（或执行系统）的运动周期为T。两种油井工况 图1 抽油机系统示意图 图2 静力示功图分别为：工况1：抽油杆上冲程的时间为8T/15，下冲程的时间为7T/15。工况2：抽油杆上冲程时间与下冲程时间相等。两种工况下抽油机的设计参数如表1所示。表1 抽油机的设计参数组号1234冲程S(m)1.41.61.82.0冲次n(次/min)5678悬点载荷P（kN）P1=40，P2=15P1=20，P2=5五、设计任务 1、根据任务要求，进行抽油机机械系统总体方案设计，确定减速传动系统、执行系统的组成，绘制系统方案示意图。 2、根据设计参数和设计要求，采用优化算法进行执行系统（执行机构）的运动尺寸设计，优化目标为抽油杆上冲程悬点加速度为最小，并应使执行系统具有较好的传力性能。 3、建立执行系统输入、输出（悬点）之间的位移、速度和加速度关系，并编程进行数值计算，绘制一个周期内悬点位移、速度和加速度线图（取抽油杆最低位置作为机构零位）。 4、选择电动机型号，分配减速传动系统中各级传动的传动比，并进行传动机构的工作能力设计计算。（注：选作完成齿轮减速器装配图设计）。5、编写研究报告一份。设计说明书应包括以下内容：1）功能分解；2）原始数据及计算；3）简述方案设计思路及讨论、改进；4）执行机构设计步骤或分析计算过程；5）传动系统设计计算；6）对所设计的结果分析讨论；7）感想与建议。六、参考资料1、机械设计基础高等教育出版社 杨可桢 程光蕴主编（第五版）19992、机械原理 高等教育出版社 孙桓等 主编 （第七版）20063、机械设计 高等教育出版社 濮良贵 主编 （第七版）20064、机械原理课程设计 科学出版社，王淑仁主编 20065、机械设计课程设计 华中科技大学出版社，唐增宝等主编（第二版）19986、其它机械原理和机械设计课程设计书籍和有关机械方案设计手册完成期限 指导教师 专业负责人 年 月 日- 2 -目 录第 1章 概述11.1 抽油机类型、特点、应用等陈述11.1.1常规游梁式石油抽油机11.1.2前置式抽油机11.1.3偏置式抽油机21.1.4胶带传动抽油机21.1.5下偏杠铃抽油机31.1.6.偏轮式游梁抽油机31.1.7双驴头游梁式石油抽油机31.1.8设计方案的选择和评价31.2 抽油机存在的问题41.3 抽油机的发展方向5第 2章 常规游梁式抽油机传动方案设计62.1简述系统的组成工作原理等62.2 绘制系统的机构（运动）简图6第 3章 曲柄摇杆机构设计73.1 设计参数分析与确定73.2 按K设计曲柄摇杆机构83.3 曲柄摇杆机构优化设计分析103.3.1满足有曲柄条件103.3.2满足传动角条件103.3.3满足a最小条件103.4结论12第 4章 传动系统运动和动力参数分析计算134.1 传动比分配和电动机选择134.2 各轴转速计算154.3各轴功率计算计算154.4各轴扭矩计算15第 5章 齿轮减速器设计计算165.1 高速级齿轮传动设计计算165.1.1选择材料及确定许用应力165.1.2按齿面接触强度设计165.1.3验算齿轮弯曲强度175.1.4齿轮的圆周速度185.1.5优化设计185.2 低速级齿轮传动设计计算185.2.1选择材料及确定许用应力195.2.2按齿面接触强度设计195.2.3验算齿轮弯曲强度205.2.4齿轮的圆周速度205.2.5优化设计205.3结论及运动简图21第 6章 带传动设计计算236.1 带链传动的方案比较236.2 带传动设计计算236.2.1 求计算功率236.2.2 v带型号246.2.3 求大小带轮基准直径 246.2.4 验算带速v246.2.5 求v带基准长度和中心距a246.2.6 验算小带轮包角256.2.7 求v带根数Z256.2.8 求作用在带轮轴上的压力256.3结论及运动简图26第 7章 减速器轴设计计算277.1 高速轴设计计算277.2 中间轴设计计算277.3 低速轴设计计算287.4轴的结构设计287.4.1 初步设计287.4.2 螺钉和端盖的选取307.5轴的强度验算317.5.1. 高速轴317.5.2 中间轴337.5.3. 低速轴35第 8章 轴承设计计算378.1 高速轴支撑轴承选型计算378.2中间轴支撑轴承选型计算378.3低速轴支撑轴承选型计算38第 9章 设计结论汇总409.1已知条件409.2结论40第 10章 感 想43参 考 文 献44IV常规游梁式抽油机传动系统设计第 1章 概述1.1 抽油机类型、特点、应用等陈述 1.1.1常规游梁式石油抽油机常规游梁式抽油机是油田使用历史最悠久，使用数量最多的一种抽油机。该机采用具有对称循环四杆机构或近似对称循环四杆机构，结构简单，运行可靠，操作维护方便，但长冲程时平衡效果差，效率低，能耗大，不符合节能要求，基本停止了生产。 图1-1 常规游梁式抽油机1.1.2前置式抽油机前置式抽油机平衡后的理论净扭矩曲线是一条比较均匀的接近水平的直线，因此其运行平稳，减速箱齿轮基本无反向负荷，连杆、游梁不易疲劳损坏，机械磨损小，噪声比常规式抽油机低，整机寿命长。前置式抽油机可配置较小功率的电动机，节能效果显著。与常规式抽油机相比，具有体积小、重量轻、节省钢材的优点。 图1-2 前置式抽油机1.1.3偏置式抽油机偏置式抽油机又称异相曲柄平衡式抽油机，特点是平衡块中心线相对于曲柄中心偏转一个角度，这种机型国外60年代发展起来并得到API的承认。试验表明，经优化设计的偏置式抽油机节电可达20。1.1.4胶带传动抽油机胶带传动抽油机是美国80年代开发的新型抽油设备，该机通过二级胶带传动，将电动机的原动力传给曲柄胶带轮，并带动游梁摆动。由于其四连杆机构具有急回特性，而且其辅助平衡装置可作适当调整以获得偏置角，因而与常规机相比，其上冲程转矩因数小，驴头悬点加速度小。在相同的工况下，其悬点载荷值和曲柄胶带轮轴的净转矩都较小，曲柄轴净转矩曲线波动较平缓。由于省去了减速箱，故具有结构简单，制造成本低，维修及运行管理方便等特点。1.1.5下偏杠铃抽油机下偏杠铃游梁复合平衡抽油机是在原常规游梁抽油机的游梁尾端，利用变矩原理增加简单的下偏杠铃所形成的一种新型节能抽油机。该机继承和保留了原常规游梁式抽油机的全部优点，这种类型可用于新机制造，又可用于现场在用的常规抽油机(含偏置机)的节能改造，其改造技术是目前最简单易行的，节能效果也较明显。1.1.6.偏轮式游梁抽油机偏轮机在游梁尾部装有一个偏轮结构：在偏轮与游梁中心和支架之间增设推杆，在游梁尾部、横梁、推杆与偏轮之间用轴承连接。它打破常规机四连杆机构的框架，以游梁尾部的偏轮为中心，形成独特的六连杆体系，偏轮杆件均为刚性连接，保持了常规机的特点。1.1.7双驴头游梁式石油抽油机该石油抽油机是将常规机游梁与横梁的铰链连接，改为变径圆弧的后驴头、钢丝绳与横梁之间的软连接，构成变参数四杆机构来传递运动和扭矩，增加游梁摆角，冲程提高2070。由于采用变径圆弧的游梁后臂，使其实现负载大时平衡力矩大，负载小时平衡力矩小的工作状态。从而使减速器输出扭矩波动小，达到加强平衡，降低能耗的目的。这种机型是目前除常规机以外发展最迅速的机型。 图1-3 双驴头游梁式抽油机1.1.8设计方案的选择和评价由动力机经传动皮带将高速旋转运动传递给减速箱，经三轴二级减速后，再由曲柄连杆机构将旋转运动变为游梁的上、下摆动。挂在驴头上的悬绳器通过抽油杆带动抽油泵柱塞作上、下往复运动，从而将原油抽汲至地面。通过实际考察即资料查询，初步提出以上几个方案。常规式游梁抽油机在游梁的尾部装设一定重量的平衡板，这是一种简单的平衡方式，适用于3吨以下的轻型抽油机。其主要特点是整机结构合理、工作平稳、噪音小、操作维护方便；游梁选用箱式或工字钢结构，强度高、刚性好、承载能力大；减速器采用斜齿或人字型渐开线或双圆弧齿形齿轮，加工精度高、承载能力强，使用寿命长；驴头可采用上翻、上挂或侧转三种形式之一；刹车采用外抱式结构，配有保险装置，操作灵活、制动迅速、安全可靠；底座采用地脚螺栓连接或压杠连接两种方式之一。双驴头抽油机工作时，依靠其游梁后臂有效长度的有规律变化实现负载大时平衡力矩大，负载小时平衡力矩小的工作状态，从而加强抽油机的平衡效果，实现节能意图。但是柔性件在工作过程中易磨损，须定期更换。 前置型抽油机：前置式游梁抽油机的结构特点是横梁靠近驴头,支架在游梁末端,曲柄相对平衡重偏里，所以这种抽油机的总体结构是紧凑的。在性能方面的特点是前置式游梁抽油机曲柄摇杆机构的极位角比常规式抽油机大,使得上冲程曲柄转角大于下冲程曲柄转角所以上冲程长而且慢,悬点速度、加速度较小,使得动载减小.由于曲柄摇杆机构存在极位角,使得曲柄平衡重产生的平衡扭矩提前或滞后于油井负荷扭矩,因此可使减速箱输出的净扭矩小于额定扭矩,净扭矩曲线变化较常规式平缓,且为正值.设计时可选用较小功率的电机,同时还减少了减速箱齿轮的背向冲击,使轴、齿轮和键的工况大为改善,延长了使用寿命低矮型抽油机：提供了一种能够改善抽油机平衡状况，降低原油开采成本，提高抽油井系统效率的抽油机，此外它的动力传动部件置于地面基础上，方便安装维护，在降低支架高度的同时，实现长冲程并且使整机矮小。气动平衡式游梁式抽油机：气动平衡试抽油机由于采用了气缸进行平衡，节能性好。同时结构紧凑、尺寸小、重量轻，制造成本低。但是由于气缸调平衡困难，并且故障率较高，导致其难以推广。综上比较五种方案，常规式游梁抽油机结构简单，运行可靠，操作维护方便，使长冲程时平衡效果差，但是能耗较高。机主体结构是四杆机构，可以通过对四杆机构的优化设计实现节能的目的。常规游梁式抽油机是应用时间最长、应用最广泛的一种抽油机，其基本特点是结构简单，制造容易，维修方便，特别是可以长期在油田全天候运转，使用可靠。1.2 抽油机存在的问题1999年我国石油抽油机井采油年耗电总量1.051011kwh，占油气生产总用电比例的49.2，年电费支出达42亿；每台在用的抽油机平均年维护费用约3000元，全国石油抽油机年维护费用约2.25亿元，而因维护设备影响油井产量约相当1.2亿元，两项合计3.455亿元：全国抽油机采油操作成本总额45.65亿元。石油抽油机井是油田生产量大面广、投入较大的项目。降低抽油机井的生产成本、提高原油生产效率，将是人工举升挖潜增效的主战场。若每口抽油井实用功率按10kw计，5l妒台抽油机每天耗电近12x 106kwh，年耗电近4410口kwh。若我们将抽油机的系统效率平均提高1596，就全国而言每年可节电近1，575109 kWh，节约费用63亿元。这不仅可以节约大量能源，还可以缓解油田用电紧张状况，既有经济效益又有社会效益。常规游梁式石油抽油机自诞生以来，历经百年使用，经历了各种工况和各种地域油田的考验，经久不衰。目前仍在国内外油田普遍使用。常规机以其结构简单、制造容易、可靠性高、耐久性好、维修方便、适应现场工况等优点，在采油机械中占有举足轻重的地位。但是由于常规机的结构特征，决定了它平衡效果差，曲柄净扭矩脉动大，存在负扭矩、载荷率低、工作效率低和能耗大等缺点。在采油成本中，抽油机电费占30左右，年耗电量占油田总耗电量的2030，为油田电耗的第二位，仅次于注水。1.3 抽油机的发展方向石油抽油机是由装在平衡架内的平衡车调节整机平衡的，平衡车由链条经上链轮和下链轮与换向装置的下端相连，具有载能力大、易调节、平衡效果好、安装维修方便等优点。在各油田的原油生产中有着举足轻重的地位，并且随着油田的进一步开发，各种新型节能抽油机将会得到广泛地推广和应用。石油抽油机适应各种类型油井抽汲的需要。为了适应垂直井,斜井,定向井,丛式井,水平井抽汲的需要,研制了斜井抽油机,丛式井抽油机,双驴头抽油机,双井平衡抽油机,紧凑型石油抽油机等.结构简单、可靠耐用、操作简便、容易安装等优点，深受用户欢迎，目前在用的抽油机中拥有最大的市场占有率。因此低能耗，低消耗，低成本，效率高的抽油机是抽油机发展方向的最终结果，也是广大设计者的毕生追求。第 2章 常规游梁式抽油机传动方案设计2.1简述系统的组成工作原理等常见抽油机即游梁式抽油机是油田广泛应用的传统抽油设备，通常由普通交流异步电动机直接拖动。其曲柄带以配重平衡块带动抽油杆，驱动井下抽油泵做固定周期的上下往复运动，把井下的油送到地面。在一个冲次内，随着抽油杆的上升/下降，而使电机工作在电动/发电状态。上升过程电机从电网吸收能量电动运行；下降过程电机的负载性质为位势负载，加之井下负压等使电动机处于发电状态，把机械能量转换成电能回馈到电网。2.2 绘制系统的机构（运动）简图图2-1 机构简图第 3章 曲柄摇杆机构设计3.1 设计参数分析与确定表3-1 设计参数上冲程的时间下冲程的时间冲程S(m)冲次n(次/min)悬点载荷P（kN）8T/157T/152.08P1=20，P2=5抽油杆上冲程时间为8T/15，下冲程时间为7T/15。（1） 极位夹角：利用公式 则可推得极位夹角 （2） 假设横梁的前后臂长相等 S=L3（3） 最小传动角要求：3.2 按K设计曲柄摇杆机构设计原理需要假设横梁半段，摆角和行程速度变化系数设计的实质是确定铰链中心点的位置定出其他三杆的尺寸、和。设计步骤如下：1) 由已知的行程速度变化系数，计算出极位夹角。2) 任意选择固定铰链中心D的位置，由摇杆长度和摆角，做出摇杆的两个极限位置和。3) 连接和，并作垂直于。4) 作，与相较于点，由图可见，5) 作的外接圆，在此圆周上任取一点作为曲柄的固定铰链中心，连接和，因为同一圆弧的圆周角相等，故6) 因极限位置处曲柄与连杆共线，故从而的曲柄长度，连杆长度由图得 图3-1 四杆机构设计示意图杆的选取：在内取、，计算、，得曲柄摇杆机构各构件尺寸（mm）表3-2 曲柄摇杆机构各构件尺寸L1L2L3L4190429502000385275572861.53874.5200048598139352590238737717748495028502600420079465850325026004600813.3 曲柄摇杆机构优化设计分析3.3.1满足有曲柄条件最短杆与最长杆长度之和小于其余两杆长度之和，机构中存在整转副。所选取的五组均满足3.3.2满足传动角条件传动角在下死点位置大于70度。在CAD中绘图，测得了各组下死点位置传动角分别为75、81、77、79、81，均满足3.3.3满足a最小条件利用Matlab软件进行编程计算和画图,求各组的加速度： 图3-2 第1组运行结果 图3-3 第2组运行结果 图3-4 第3组运行结果 图3-5 第4组运行结果 图3-6 第5组运行结果3.4结论根据数据分析图可以进行选择利用四杆机构加速度最小原理，即波峰波谷差绝对值最小，所选四杆机构的尺寸为l1=850;l2=3250;l3=2600;l4=4600. 第 4章 传动系统运动和动力参数分析计算4.1 传动比分配和电动机选择 图4-1 扭矩T计算图计算位置：曲柄在下死点位置顺时针偏转10度左右处 T=2993.18Nm为了计算电动机的所需功率，需要确定从电动机到工作机之间的总效率，根据机械设计课程设计 表2-2可查得V带效率为0.95,滚动轴承效率为0.98，闭式齿轮传动效率为0.97，则传动装置的总效率为电动机所需有效功率为 。 其中n=8.所以 。电动机所需功率为，取额定功率为3kw。 表4-1根据计算结果可初选额定功率为3kw的电动机电机型号额定功率kw同步转速r/min满载转速r/min总传动比Y100L-2330002880360Y100L2-4315001430178.75Y132S-631000960120Y132M-8375071088.75 根据转速以及功率暂时选择Y132S-6，同步转速1000r/min,总传动比120根据总传动比进行传动比的分配取带传动的传动比为=4，则减速器的传动比为减速器高速级的传动比为低速级传动比为4.2 各轴转速计算 4.3各轴功率计算计算 4.4各轴扭矩计算 Nm Nm Nm第 5章 齿轮减速器设计计算5.1 高速级齿轮传动设计计算运动和动力参数的确定：高速级传动：两级直齿圆柱齿轮减速器用电动机驱动，单向运转，载荷有中等冲击，高速级传动比i=6.24，高速轴转速=240r/min，传动功率P=2.35kw，采用软齿面。5.1.1选择材料及确定许用应力 小齿轮用40MnB调质，齿面硬度241286HBS MPa ; MPa大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度为241269HBS ； MPa;MPa取=1.25 =1.6=MPa=584MPa =MPa=496MPa =MPa=375MPa MPa=318.75MPa5.1.2按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造，取截面载荷系数K=1.5 齿宽系数=0.8小齿轮上的转矩：T1=9.55106=9.55Nm=0.935Nm标准齿数 =2.5 取中心距： 齿数取 故实际传动比i=6.25模数 m=mm=2.2mm齿宽 b=0.871.5mm=57.2mm 取=60mm =65mm取m=2mm 实际的=Z1m=322=64mm=2002=400mm中心距a=232mm5.1.3验算齿轮弯曲强度齿形系数=2.56 =1.85所以安全5.1.4齿轮的圆周速度V =0.8m/s所以选用8级精度适合5.1.5优化设计令m =2 =318.75MPa 所以=333MPa可求的b=27.4mm 取=30mm =35mm验算齿轮弯曲强度=304.8MPa =375MPa=291.8MPa=318.75MPa所以取 b1=35mm b2=30mm 合宜5.2 低速级齿轮传动设计计算运动和动力参数的确定：低速级传动：两级直齿圆柱齿轮减速器用电动机驱动，单向运转，载荷有中等冲击，低速级传动比i=4.81，低速轴转速，传动功率P=2.2kw，采用软齿面。5.2.1选择材料及确定许用应力小齿轮用40MnB调质，齿面硬度241286HBS =730MPa =600MPa大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度为241269HBS ；=620MPa =510MPa取=1.25 =1.6=MPa=584MPa=MPa=496MPa=MPa=375MPaMPa=318.75MPa5.2.2按齿面接触强度设计 转矩：Nm 取中心距：齿数取 实际传动比为模数：齿宽：b=0.8220.3=176.24mm取 取模数 则由实际的中心距 5.2.3验算齿轮弯曲强度 齿形系数 故安全5.2.4齿轮的圆周速度选8级精度是合宜的5.2.5优化设计取mm令 则则 取 验证轮齿弯曲强度取 即可5.3结论及运动简图表5-1两级齿轮传动减速器参数模数mm齿数分度圆mm齿宽mm中心矩mm传动比123264352326.242200400303632192905584.81415492485 图5-1 减速器齿轮运动简图第 6章 带传动设计计算6.1 带链传动的方案比较链传动是通过链条将具有特殊齿形的主动链轮的运动和动力传递到具有特殊齿形的从动链轮的一种传动方式。具有无弹性滑动和打滑现象，平均传动比准确，工作可靠，效率高；传递功率大，过载能力强，相同工况下的传动尺寸小；所需张紧力小，作用于轴上的压力小；能在高温、潮湿、多尘、有污染等恶劣环境中工作等特点。然而它仅能用于两平行轴间的传动；成本高，易磨损，易伸长，传动平稳性差，运转时会产生附加动载荷、振动、冲击和噪声，不宜用在急速反向的传动中。 带传动是利用张紧在带轮上的柔性带进行运动或动力传递的一种机械传动。带传动具有结构简单、传动平稳、能缓冲吸振、可以在大的轴间距和多轴间传递动力，且其造价低廉、不需润滑、维护容易等特点。V带传动是靠V带的两侧面与轮槽侧面压紧产生摩擦力进行动力传递的。与平带传动比较，V带传动的摩擦力大，因此可以传递较大功率。V带较平带结构紧凑，而且V带是无接头的传动带，所以传动较平稳，是带传动中应用最广的一种传动。链传动不适合高速,特别是比较重的链子,惯性太大,只可用在低速的传动场合。皮带传动可以用在高速传动上。综合考虑带链传动的优缺点我们选择带传动。6.2 带传动设计计算电动机: 高速级: 转速,输入功率:6.2.1 求计算功率 查表13-8得得:6.2.2 v带型号 选择普通v带，由图查表查出选用A型.6.2.3 求大小带轮基准直径 由表 13-9得 ，现取.则 取（虽使略有减小，但其误差小于5%，故允许）6.2.4 验算带速v 6.2.5 求v带基准长度和中心距a初步选取中心距 带长：查表13-2，对A型带适用 实际中心距：6.2.6 验算小带轮包角所以合适6.2.7 求v带根数Z令， 查13-3得： 传动比：查表13-5得： 由查表13-7得，查表13-2， 取3根6.2.8 求作用在带轮轴上的压力则单根v带的初拉力：N作用在轴上的压力：N6.3结论及运动简图结论：选择普通V带，带数为3，小轮直径100mm,大轮直径400mm,中心距为842.5mm 图 6-1 带传动运动简图 第 7章 减速器轴设计计算7.1 高速轴设计计算高速轴I：材料为40MnB调至，硬度241286HBS 取C=115dC=115=24.6mm考虑到键槽对轴的削弱d=d+5%d=25.83mm （有一个键槽）取d=30mm7.2 中间轴设计计算中间轴II:材料为40Cr调质 取C=111dC=111=43.03mm考虑到键槽对轴的削弱d=d+10%d=47.33mm （有两个键槽）取d=50mm7.3 低速轴设计计算低速轴材料为40钢调质； 取C=108；dC=108=70.26mm考虑到键槽对轴的削弱d=d+10%d=77.22mm （有两个键槽）取d=80mm7.4轴的结构设计7.4.1 初步设计轴的设计包括轴的轴向尺寸设计和轴的径向尺寸、轴承的选择、轴承配置、轴上零件定位、固定等内容。轴的结构设计步骤如下：1.画出各个轴的中心线：高速轴与中间轴中心距为232mm，中间轴与低速轴中心距为558mm。2.画出各齿轮轮廓3.画出箱体内壁线4.轴的径向尺寸的确定以初步确定的轴径为最小轴径，根据轴上零件的受力、安装、固定及加工要求，确定轴的各段径向尺寸。轴上零件用轴肩定位的相邻轴径的直径一般相差5到10mm。当滚动轴承用轴肩定位时，其轴肩直径由滚动轴承标准中查出。为了轴上零件拆装方便或加工需要，相邻轴端直径之差应取1到3mm。轴上装滚动轴承、传动件和密封件登出的轴端直径应取相应的标准值。5.轴的轴向尺寸的确定轴上安装零件的各段长度，根据各段相应零件轮毂宽度和其他结构需要来确定。不安装零件的各轴段长度可根据主上零件的相应位置来确定。当用套筒或挡油环等零件来固定轴上零件时，轴端面与套筒端面或轮毂端面应留有2到3mm的间隙，即周段长度小于轮毂宽度2到3mm，以防止加工误差使零件在轴向固定不牢靠，当轴的外伸段上安装连轴器、带轮、链轮时，为了使其在轴向固定牢靠，也需同样处理。轴段在轴承座孔内的结构和长度与轴承的润滑方式有关，轴承用轴润滑，轴承的端面距箱体内壁的距离为3到5mm轴上的平键的长度应短于该轴段长度5到10mm，键长要整合到标准值。键端距零件装入侧轴端距离一般为2到5mm 图7-1 低速轴 图7-2 中间轴 图7-3 高速轴7.4.2 螺钉和端盖的选取端盖厚度e=1.2d3， d3-螺钉直径端盖内直径D=轴承外径端盖外圈直径D2=D+(55.5)d3螺钉孔中心高度D。=0.5（D2+D）根据机械设计手册选：高速轴的连接螺栓直径为10mm中间轴的连接螺栓直径为16mm低速轴的连接螺栓直径为20mm并由此计算端盖的各个参数。7.5轴的强度验算7.5.1. 高速轴T=93.5Nm d=30mm 取20齿轮分度圆直径d=64mm齿轮上的圆周力：N齿轮上的径向力： N 作用在右端带轮上的外力 F=1130.4N L=172.5mm k=43.5mm1）求垂直面的支撑反力 N N2)水平的支撑反力 N3)F力在支点产生的反力 N N 图7-4 高速轴受力图4)绘垂直面的弯矩图（a） Nm5）绘水平面的弯矩图（b） Nm6）F产生的弯矩力（c） Nma-a截面F力产生弯矩为 Nm7）考虑最不利的情况（c） Nm8）求轴传递的转矩（e） Nm9）求危险界面的当量弯矩.由图可见a-a截面最危险（f） 取=0.6 可得 Me=242.2 Nm10）计算危险截面处的直径轴的材料用40MnB调质。查得 故安全。7.5.2 中间轴T=556.2Nm齿轮分度圆直径d1=192mm d2=400mm 齿轮上的圆周力：NmNm齿轮上的径向力：NmNm 图7-5 中间轴受力图1）求垂直面的支撑反力 N N2)水平的支撑反力NN3)绘垂直面的弯矩图（a）NmNm4）绘水平面的弯矩图（b）NmNm5）求合成弯矩（c）=217Nm=5.72Nm6）求轴传递的转矩（d）7）求危险截面的当量弯矩为：取=0.6=398Nm8）计算危险截面处的轴的直径轴的材料选用40 处理则=750MPa =75MPa所以d=37.57mm50mm满足9） =0.5=7.5.3. 低速轴T=2629.5Nm d=80mm 取20 齿轮分度圆直径d=924mm齿轮上的圆周力： N齿轮上的径向力： F=Ftan=2071.5N 作用在右端曲柄的力 F=2960NL=114.5mm L=190mm k=97mm1）求垂直面的支撑反力 NN2)水平的支撑反力N3)F力在支点产生的反力 N N 4)绘垂直面的弯矩图（a） 图7-6 低速轴受力图Nm5）绘水平面的弯矩图（b）Nm6）F产生的弯矩力（c）Nma-a截面F力产生弯矩为Nm7）考虑最不利的情况（d）Nm8）求轴传递的转矩（e）Nm9）求危险界面的当量弯矩.由图可见a-a截面最危险（f） 取=.06 可得=1658.7Nm10）计算危险截面处轴的直径轴的材料用40钢调质。查表得.故安全。第 8章 轴承设计计算8.1 高速轴支撑轴承选型计算选用轴承型号6207 n=240r/min由机械手册查得：=25.5kN由轴的计算得：=1.06kN =0kN由于e 由表查得X=1 Y=0P=X+Y=1.06kN又有=0.95 =1.2 =3=0.759h86年故选用的型号为6207的轴承可用8.2中间轴支撑轴承选型计算选用轴承型号6210由机械手册查得：=35.0kN由轴的计算得：=3.102kN n=38.46由于e 由表查得X=1 Y=0P=X+Y=3.102kN又有=0.95 =1.2 =3= =0.3h35年故选用的型号为6210的轴承可用8.3低速轴支撑轴承选型计算选用轴承型号6220由机械手册查得 =122kN由轴的计算得：=4.61kN =0kN由于e 由表查得X=1 Y=0则P=X=4.61kN又有=0.95 =1.2 =3=19.18h故选用的型号为6220的轴承可用 第 9章 设计结论