机械设计课程设计-抽油机机械系统设计_优秀资料

1、机械殺针锦程殺针報告抽油机机械系统设计姓 名毛燕学号 02001504指导老师钱瑞明日期 2004.9第一节设计任务(1)第二节方秦设计分析(2)第三节 轴承的选择及寿令计算(17)第四节设计结果(22)第五节心得体会(23)第六节附录(25)第一节殺针任务抽油机是将原油从井下举升到地血的主要采油设备之一，常用的有杆抽油设备有三部分 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 汕杆，它将地而设备的运动和动力传递给井下抽汕泵。抽汕机由电动机驱动，经减速传动系 统和执行系统（将转动变转为往复移动）带动抽油杆及抽油泵柱塞作上下往复移动，从而实假设电动机做匀速转动

2、，抽汕机的运动周期为t,抽汕杆的上冲程时间与下冲程时间相 等。冲程s=1.4m,冲次n=ll次/min,上冲程由于举升原汕，作用于悬点的载荷等于原汕 的重量加上抽汕杆和柱塞自身的重最为40kn,下冲程原汕已释放，作用于悬点的载荷就等 于抽汕杆和柱塞自身的重量为15kno要求： 根据任务要求，进行抽汕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。 根据设计参数和设计要求，釆用优化算法进行执行系统（执行机构）的运动尺寸设计, 优化冃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。 建立执行系统输入、输出（悬点）z间的位移、速度和加速度关系，并编

3、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）。 选择电机型号，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。 对抽油机机械系统进行结构设计，绘制装配图及关键零件丄作图。第二节方秦殺针今析一.抽油机机械系统总体方案设计根据抽汕机功率人，冲次小，传动比人等特点，初步决定采用以下总体方案，如框图所 示：图2-11.执行系统方案设计图2-2图23由于执行机构是将连续的单向转动转化为往复移动，所以采用四连杆式执行机构，简单 示意如图2-2所示p点表示悬点位迸；ab杆表示输入端，与减速器输出端相连，逆时针方向旋转；cd表示输出端；ad

4、表示机架；e为悬臂长度，通常取e/c=1.35;行程s等于cd相对于ad转过的角度与e的乘积。抽油杆上冲程时间与下冲程时间相等，即上冲程曲柄转角与下冲程曲柄转角相等，6 = 0°,属于iii型曲柄摇杆机构，云十=歹+/。为了研究方便，将机架旋转至水平位置，如图23所示。图中位置分别表示悬点的授高和最低位置。行程s= 1.35!：从图中可以看出以下 关系：y.=9o°-护取痢6为设计变量，根据工程需求：1=(4551所以x* 62.67.5*1,始终满足最小传动角九£40°的要求。由于是hi型曲柄摇杆机构，故有* =屈知k优化计算方法：在限定范围内取诉11

5、6 ,计算c,a,b,d,得iii柄摇杆机构各构件尺寸，取抽汕杆最低位置为机 构零位：曲柄转角旷0泾贞®移求上冲程曲柄转过某-角度厂吋，摇杆摆角， 角速度和角加速度鸣，悬点加速度ac=1.35c6,找出上冲程过程中的悬点最人加速度鼻j , 最后在所冇的最大加速度中找出最小者，它所对应的机构尺寸极为最优者。具体过程如下：采用网格法进行优化，按增量av= 划分网格，网格交点作为计算点。如图24所示。anfin图24cx图25在图2-5所示的较链四杆机构abcd看作一封闭矢量多边形，若以a,b,c,d分别表示 各构件的矢量，该机构的矢量方程式为a+b=c+d,以复数形式表示为（*）规定角卩

6、以x轴的正向逆时针方向度最。按欧拉公式展开得（1（83啊十何）十城rs础-fish = 十&rs例 十/五咎）按方程式的实部和虚部分别相等，即=d 务 ashg =csa 5消去輕得4c8码-i-ash 例 +c = 0,其中jl<e8f 傀,0 = pshsq = （jp +沪 4-ca aj）/2c利用万能公式，以及根据该机构装配特点，得例= 2arctan“ " "（当j = 2arctan. = c®j）as9码 =anctan从而可得 将式（*）对时间求导数得 t*1十t1*（#）消去f,取实部得<：血（网-©将式（#）对时

7、间求导数得-呷5 “吋1-吋4 m丐#-<| 消去6,収实部得。乂悬点的位移表/ -<i-ai_lgoo），速度表达式为v=e吗,加速度表达式为ac=e吗。”场今冲員理，洎去吋利吩予：于卫 -心a（叫-保）达式为s=e（略+arcos卜由于存在初始角，所以5耍加上一个角度为arccos（b/d）,即arccos（b/d）. ”从0°开始 到 360。 o接下来釆用mat lab软件进行编程计算和画图，具体程序在附录中。其中通过机构优化设 计程序运行得到结果为：最小值=1.2141m/厂,a=0.505m,b= 2.112m, c= 1.320m, d= 2.439m 通过

8、求悬点上冲程屮最大速度的程序运行得到结果为：最人速度=0.7954 m/s2.总体传动方案初步确定传动系统总体方案如图26所示。选择v带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率耳二 nz=nin：nsn4 =0.94x0.98x0.98x0.98x0.992 =0.867；z为v带的效率，1卩为第一对轴承的效率，2为第二对轴承的效率，ip为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为6级精度，稀汕润滑）。图263 电动机的选择电动机所需工作功率为：p r =p-/ni =35.351/0.867=40.77 kw执行机构的曲柄转速为n =llr/min,经查表按推荐的传动比

9、合理范围，v带传动的传动 比il=24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i； =840,则总传动比合理范围为i；=16 160,电动机转速的可选范围为n=i-xn= (16160) x 11 = 176760r/min。综合考虑 电动机和传动装进的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为y2-280s6的三相异步电动机，额定功率为45kw,额定电流85.9a,满载转速n=980r/min,同 步转速 1000r/mino4 传动装置的总传动比和传动比分配(1) 总传动比由选定的电动机满载转速n =和工作机主动轴转速n,町得传动装置总传动比为i二=n = /n=980/l 1=89.091

10、(2) 传动装置传动比分配i二=i】xi丄式中i 1, i2分别为带传动和减速器的传动比。为使v带传动外廓尺寸不致过人，初步取il=3.61,则减速器传动比为i： =i-/ il =89.091/3.61 =24.679«根据各原则,查图得高速级传动比为i21=6.3,贝0 in =ia/i 1： =3.925 传动装置运动和动力参数的计算(1) 各轴转速nt =n / i 1=980/3.61 =271.47r/minn r =nt/izi =271.47/63=43.09 r/minn二=n = / （il xi2 ） = 11 r/min（2）各轴输入功率pt =p 2 xt

11、1 =40.77x0.94=42.3 kwp * =pt xip xf =42.3x0.98x0.99=41.04 kwp- =p - xnsxnj =41.04x0.98x0.99 = 39.82 kw（3）各轴输入转矩i 轴 tt =9550 p / n =9550x42.3/271.47=1.488 kn mii轴 t” = 9550 p-/n-=9550x41.04/43.09=9.096 kn mii【轴 t- =9550 p -/n27=9550x39.82/11=34.5 kn m6v带传动的设计（1）确定计算功率=1-2x45=式中也为工作情况系数，斤为电机输出功率选择带型号根

12、据耳=54*氏4 =980r/mh ,查图初步选用c型带.选取带轮基准总径查表选取小带轮基准直径叫二滋如曲，则大带轮基准直径=i °弋 =361x（1-0.01）x280 = 1000.692式中g为带的滑动率，通常取（1%2%）,杳表后取=800*wf验算带速vv =心 = c280x9«0 = m込阳60x100060x1000在1 o2 om/s范围内，v带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度厶在atgfjqm佐范围内，初定中心距 = 1500>t,所以带长5096mmu =纽+齐 +%）+"%：¥ =2x1500 兮 x（280+wo0+（

13、曙;靜查图选収c型带的基准长度ai =5000««得实际中心距2l4 - x q #/右-幫（去去尸-8（去-比1a |8-2x5000 fom * lomh 他泗-皿麵 +呗口山000 -t .曲皿x取 a = 1451mm验算小带轮包角偽dd“1000-280« = 18it - -=一 x57.t = 18it 一x57.3=151.5* s12itamsi,包角合适。确定v带根数z因心=28u,带速” = 14.36九，传动比i=3.61,杏表得单根v带所能传递的功率丘=r5mjf,功率增虽g=a83hf,包角修正系数x, = 0.925 ,带长修正系数岭

14、“07,故选6根带。“ %则由公式得疋辰54=c&59 + 0.8x 0.925x 1.07= 5.79确定带的初拉力单根普通v带张紧后的初拉力为q 2 5snnxs4 o c民=«0（-0 =丽新（扇_ 0+停14撐=59沁计算带轮所受压力fo =鱼=2x6x595.44xsn 旦竺=6926.5v利用公式p22具体带与带轮的主要参数见图2-7和v带主要參数图277 齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理大小齿轮材料为20crmntio齿而渗碳淬火，齿面

15、硕度为5862hrc,有效哽化层深0.5 0.9mm。经 查图，取 二 4】=二 ji力=1500mpa, ni = rr fm = 500mpa。（2）齿轮精度按gb/t10095-1998,选择6级，齿根喷丸强化。2 .初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具冇较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计， 再校核持而接触疲劳强度。（1）计算小齿轮传递的转矩jl=3> =knm（2）确定齿数z因为是硬齿血，故取 z1 = 19, z2 =in z1 = 6.3x 19=120传动比误差 i=u=z2/z 1 = 120/19=6.316|反316-63ai = l 石 =

16、0.25%三5%,允许（3）初选齿宽系数6按非对称布进，由表查得=0.6（4）初选螺旋角初定螺旋角 = 15 =（5）载荷系数k使用系数ku工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得k.4 = 1.25动载荷系数k；估计齿轮圆周速度v=0.75m/s查图得k；=l01;齿向载荷分布系数预估齿宽b=40mm杳图得k=1.17,初取b/h=6,再 查图得k* = 1.13齿间载荷分配系数 查表得kb=k£=1.1载荷系数 k=ka k； k三 k士=1.25x1.01x1.1x1.13=1.57（6）齿形系数y三和应力修正系数y主当量齿数 z-i =zi/cos 戸=19/cos'

17、;l亍=21.08z- =zi/cos 戸=120/cos'】予=133.15查图得 y 三=2.8 y*a=2.17 y± = 1.56 y 工= 1.82（7）重合度系数y端面重合度近似为=【1.883.2x（ %l巧）】cosf =1.88-3.2x（1/19+1/120）】xcosl5=1.634=arctg （tg%/cos戸）=arctg （tg20= /cos 155 ） =20.646905a眸）=14.07609k因为 6 = '；/cos a,则重合度系数为 y - =0.25+0.75 cos a /=0.696（8）螺旋角系数y：轴向重合度勾金

18、“/九=确冲”fr = 1.024,取为1y = = 1 兮刚羽=0.878（9）许用弯曲应力安全系数由表查得s = 1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数 nl=60nkt e =60x271.47x 1 x7x300x2x8 = 5.473x 10? 大齿轮应力循环次数 n2=n1/u = 5.473x 10e/6.316=0.866x 10：查图得寿命系数入"叭 准"滋；实验齿轮的应力修正系数心虫。,查图 取尺寸系数多"许用弯illi应力s*= 0.006086七=0.005346% nx比较取 %"件萨賀（10）计算模数

19、= 4.2umnii按gb/t1357-1987圆整为标准模数，取叫=5wam(11) 初算主要尺寸初算屮心距o = fri +)/c2cos/j) = 359.7&w#i 取 a=355mm"2仝ds竺空竺修正螺旋角2«2x355分度圆门径“i5x19/cm 11.79836* = 97.05grmm=2,/cos = 5x120/cm 11.79836" =61z950m« 齿宽b = m "6x97.050= siz = 60ikme = 54>mmt.=-= 54 =0,556齿宽系数 97050(12) 验算载荷系数乂

20、mgmx97.050x27l47t77wg圆周速度60x100060x1000查得轧=103按鬲= 256 a = 54mr，查得又因 a/a=a/(225m) = 54r225x=4.8 查图得 © =【13= l25=1.1込 it® 宀则 k=1.6,又 y-=0.930, yr =0.688,= 117= 1-65 o 从而得满足齿根弯曲疲劳强度。3.校核齿而接触疲劳强度(1) 载荷系数=t.25*rr=i.03=1.17=11k=疋.=1.25x1.03x1.17 xl.l = 1.657确定各系数(2)材料弹性系数6查表得z."898i/豌节点区域系数

21、石查图得=重合度系数二查图得瓦=11肌'螺旋角系数兮 耳= -joos 11.79836" = 0-989(2) 许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限bar= isooifri寿命系数窃查图得"94, zj»=098；工作硬化系数z = 1；安全系数务 查表得<=l05；尺寸系数三工查表得町=1,则许用接触应力为:1.05=b.wz = 1500x0.94 其 1x1 = 13428*1500x0.98x1x1lo5= 1400畑取 <7孕=a* = 1342.860（4）校核齿而接触强度（二）低速级齿伦传动的设计计算 1齿轮材料，热处理及粘

22、:度满足齿面接触疲劳强度的要求。考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故人小齿轮都选用硬齿血渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为4050hrc。经查图，取二=二» =1200mpa, bmi = jfw =370mpa。（2）齿轮精度按gb/t10095-1998,选择6级，齿根喷丸强化。2. 初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯illi疲劳强度设计， 再校核持而接触疲劳强度。（10）计算小齿轮传递的转矩爲=易=90» knm（11）确定齿数z因为是硬齿面，故取 zi = 33, z

23、2 =iiz zi = 3.92x33=129传动比谋差 i = u=z2/zi = 129/33 = 3,9093.909792ai=l 192=0.28%三5%,允许（12）初选齿宽系数百按非对称布置，山表查得哄=0.6（13）初选螺旋角初定螺旋和产=12 =（14）载荷系数k使用系数1<£工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得k.4 = 1.25动载荷系数k；估计齿轮圆周速度v=0.443m/s查图得k；=1.01;齿向载荷分布系数预估齿宽b=80mm查图得k = 1.171,初取b/h=6,再杳图得kr = 1.14齿间载荷分配系数 杳表得kb=ke = 1.1载荷

24、系数 k=ka k； k 三 k=1.25x1.01xlx1.14=1.58（15）齿形系数y三和应力修正系数y工当量齿数 z；： =z l/cos'戸=19/ cos，12t =35.26z-1=z2/cos5 0 = 120/cos51z = 137.84查图得 y"=2.45 y»=2.15 y«=1.65 ym = 1.83端面重合度近似为d=【1.883.2x(吨 啊)】cos'=【1.88-3.2x(1/33 + 1/129)】xcosl2=1.72=arctg (tg鸣/cos") =arctg (tg20 /cos 12=

25、 ) =20.41031 =a 二= 11 26652，因为 =j /cos*a ,则重合度系数为 yr =0.25+0.75 cosa / j =0.669(17) 螺旋角系数ya轴向重合度=bm=! 34取为1y 二=1 - 勺如灯=0.669(18) 许用弯曲应力安全系数由表查得sh = 1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数 n1 =60nkt £ =6ox43.o9x 1x7x300x2x8 = 8.687x 107大齿轮应力循环次数 n2=nl/u=8.687x 107 /3.909 = 2.22x 107查图得寿命系数 "力，曲；实验

26、齿轮的应力修正系数唁=举查图 取尺寸系数=1(10) 计算模数按gb/t1357-1987圆整为标准模数，取(11) 初算主要尺寸初算中心距"心匕=4x86*t,取旷500mm齿宽血=微$ =122>22mmk 取列=130mnt % =124mh*a =- = 0.61齿宽系数 4(12) 验算载荷系数三v = 必迪 =0.45%n/tf圆周速度60x1000查得£ =101按凤= 0.61& = 1mmw,查得 =1-183又因 mk = bf(2.25m =9.185查图得& =1",心二，心= 0=1.1则 k=1.611, 乂 y=

27、0.887, yr =0.667,勾=l55.取为l 殆=1.709。从而得j2ktera1 贞.5.678m sit.3 %满足齿根弯曲疲劳强度。3. 校核齿面接触疲劳强度(5) 载荷系数= 1.25= 1.01=1.183 藍.=心=1.1=1.643（6）确定各系数材料弹性系数耳查表得比“89.87乐节点区域系数£查图得竝=245 重合度系数二查图得益"76螺旋角系数亏z, =7=0-9859（7）许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限= 1200a命i寿命系数為查图得孤"98, z» = 107；工作锁化系数2 =,；安全系数务 查表得$=105

28、；尺寸系数三工查表得zx = l,则许用接触应力为:= u2tma取 b毋= 1120aa（8） 校核齿而接触强度= 1222 86岭2j = w. j乎凹=e8m4"%，满足齿面接触疲劳强度的要求。二.具体二级齿轮减速器轴的才案设计(1) 高速轴i材料为20crmnti,经调质处理，硬度为241286hbs,杳得对称循环弯曲许用 应力<il = 350«o按扭转强度计算，初步计算轴径，取八1053吃=5珅哥=由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%,取最小轴径=1(2) 轴ii材料为45钢,经调质处理，硬度为217255hbs,査得对称循环弯曲许用应力e

29、卜i80咽。按扭转强度计算，初步计算轴径，a=i55= 153.15mmh取安装小齿轮处轴径厶=15&比(3) 轴iii材料为40cr,经调质处理，硬度为241286hbs,查得对称循环弯曲许用应力ai1=35014»o按扭转强度计算，初步计算轴径，取4=105d.= t05x= 162.31mw由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增人轴径5%7%,取最小轴径心图29第三节柚承的逼祥及寿命针專()第一对轴承齿轮减速器高速级传递的转矩9.55耳955x423>c0$8271.47= 1.40tkm具体受力情况见图31(1) 轴i受力分析齿轮的圆周力_2xl46xw97.0

30、5= 30088at励讥讥兰些= 30088* = mw7胆齿轮的径向力00co® 11.79836-齿轮的轴向力比二比二民血“唤znm哄 = 5280(2)计算轴上的支反力经计算得垂直面内u = -*t7wrar = 12734"辄垂直面破力叭平面腋力冈il冈爲1 11f執i«k殿力»况水平血内 = 7453 = 226351/（3）轴承的校核初选轴承型号为32014 轻微冲击，杳表得冲击载荷系数$小九 计算轴承a受的径向力也二4目二+2= 11284= 2597w轴承b受的径向力酩=4= 计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力马=碍心9则轴承

31、a也二也侶x7052.mt，轴承=） = 16232# 计算轴承所受轴向载荷由于心即b轴承放松，a轴承压紧由此得 / = 9947 = 16232¥ 计算当量载荷孕=怨皿88）皿=0亿=1.4轴承 a e二0.43, 7 lldw则 pu = 22127at乎=qqxk. = q4y$ = 1.4轴承 b e=0. 43, j则t g 亠+74审"3轴承寿命计算因pjisir,按轴承b计算i566h（-）第二对轴承齿伦减速器低速级传递的转矩9.5%9.55x41.04x0.9842j8具体受力情况见图3-2（1）轴ii受力分析齿轮的圆周力2x&9xl0203.704

32、=87382"p=r = 3zj2w齿轮的径向力齿伦的轴向力比=二民e " 2u25m（2）计算轴上的支反力经计算得垂直面内= -293w水平血内 尬=25764断 j "口60"（3）轴承的校核初选轴承型号为32928轻微冲击，查表得冲击载荷系数a"? 计算轴承a受的径向力4 = ""+% =3077"轴承b受的径向力4 =+2 =9175w 计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力码=略心则轴承a孤 =空#风咨）=176s4m 轴承 b paa = 50574at 计算轴承所受轴向载荷由于忌-殆+3袴mt,

33、即b轴承放松，a轴承压紧由此得 / = 658mw； = 5«742lf 计算当量载荷 轴承a e=0. 36,巧*则 =+ia<) = w9514m=0.56x jt. = 04,乙=1.7 轴承 b e=0. 36, f*则卩(心 j+!l3 = m8028m 轴承寿命$计算因ppm ,按轴承a计算ttiwtsmkk %图32（三）第三对轴承具体受力情况见图33（1）轴iii受力分析2t； 2xa9xl0*" i =87382at齿轮的径向/兰兰=3272师齿轮的轴向力二比=tan = 2h25at（2）计算轴上的支反力经计算得垂苴面内aur = -16=4886

34、4at水平面内=53551 = 53831at（3）轴承的校核初选轴承型号为32938轻微冲击，查表得冲击载荷系数几八2 计算轴承a受的径向力=37233"轴承b受的径向力» =冷/ =72701* 计算附加轴向力蚀）= 5192删查表得3000型轴承附加轴向力爲“妙则轴承a禺轴承b耳二此 计算轴承所受轴向载荷由于心十弘即b轴承放松，a轴承压紧由此得 j = 30804炖 j = 51929肿 计算当量载荷箸=0.827x jt血=0.<1 = 1.3轴承a e二0. 4&码。m = 0.7wx = 0.4,1 = 1.3轴承 b e二0. 4&则卩.

35、= 轴承寿命f计算因片<刊，按轴承b计算tf238.fih轻m垂宜面內炭力乐個bekk蒯ii林面内灵力轴mi*殿力hi况图33第四节殺针穡皋1.最终实际传动比iv帯高速级齿轮低速级齿轮3.616.3163.9092.各轴转速n'(r/min)(r/min)s (r/min)271.4742.98113.各轴输入功率p<r (kw)乌(kw)松(kw)42.341.0439.824.各轴输入转矩tx-(kn-m)-r(knm)(kn-m)1.4889.09634.575.带轮主要参数小轮直径乳(mm)人轮直径晒(mm)屮心距a (mm)基准长度g(mm)带的根数z280100

36、01451500066.高、低速级齿轮参数名称高速级低速级中心距a(mm)355500法面摸数56螺旋角'(°)11. 7983613. 59049旋 向小齿轮左右大齿轮右左齿 数"i1933120129分度圆 直径rfl (mm)97.050203.704心(mm)612.950796.296齿顶圆直径 (mm)107.050215.704(mm)622.950808.296齿根圆直径丄(mm)84.550188.704(mm)600.450781.296齿 宽c (mm)601304 (mm)54124齿轮等级梢度66材料及热处理20crmnti,齿面渗碳淬火,

37、 齿而硬度5862hrc45钢，调质后淬火,齿面硬 度 4050hrc第止节皿得体会经过一个月的努力，我终于将机械设计课程设计做完了在这次作业过程屮, 我遇到了许多困难，一遍乂一遍的计算，一次乂一次的设计方案修改这都暴露岀 了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.刚开始在机构设计时，由于对matlab 软件的基木操作和编程掌握得还可以，不到半天就将所有需耍使用的程序调试好 t.可是我从不同的机架位置得出了不同的结果,令我非常苦恼后来在钱老师的 指导卜；我找到了问题所在z处,将z解决了同时我还对四连杆机构的运动分析 有了更进一步的了解.在传动系统的设计吋，面对功率大，传动比也大的情况，我 一时不知

38、道到底该采用何种减速装置.最初我选用带传动和蜗杆齿轮减速器，经 过计算，发现蜗轮尺寸过大,所以只能从头再来这次我吸取了肓目计算的教训, 在动笔之前，先征求了钱老师的意见,然后决定采用带传动和二级圆柱齿轮减速 器，也就是我的最终设计方案至于画装配图和零件图，由于前期计算比较充分, 整个过程用时不到一周，在此期间，我述得到了许多同学和老师的帮助在此我要 向他们表示最诚挚的谢意整个作业过程中，我遇到的最大,最痛苦的事是最后的 文档一来口己没有电脑，用起來很不方便;最可恶的是在此期间，一种电脑病毒” word杀手”四处泛滥，将我辛辛苦苦打了儿天的文档全部毁了.那么多的公式，那 么多文字就这样在片刻消失

39、了，当时我真是痛苦得要命.尽管这次作业的吋间是漫长的,过程是曲折的，但我的收获述是很大的不仅 仅掌握了四连杆执行机构和带传动以及齿轮，蜗杆传动机构的设计步骤与方法; 也不仅仅对制图有了更进一步的掌握;matlab和auto cad , word这些仅仅是工 具软件，熟练掌握也是必需的.对我来说，收获最大的是方法和能力那些分析和 解决问题的方法与能力.在整个过程中，我发现像我们这些学牛最最缺少的是经 验，没有感性的认识，空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节总体来说，我觉 得做这种类型的作业对我们的帮助还是很人的，它需要我们将学过的相关知识都 系统地联系起来，从中暴露岀自身的不足，以待改进有时候

40、，一个人的力量是有 限的，合众人智慧，我相信我们的作品会更完美！毛燕(02001504)2004年9月18日第*节附录.matlab 程序求悬点的位移，速度和加速度表达式的程序：syms a b c d al wla=d-a*cos(a l);b=-a*sin(a 1 );c=(aa2+ba2+ca2-ba2)/(2*c);a3=2*atan(b+sqrt(aa2+ba2-ca2)/(a-c); a2=atan(b+c*sin(a3)/(a+c*cos(a3);w3=w 1 *a*sin(a 1 -a2)/(c*sin(a3-a2);w2=-w 1 *a*sin(a 1 -a3)/(b*sin

41、(a2-a3);s=1.35*c*(a3+acos(ca2-aa2-a*b)/(d*c)-pi)v=1.35*c*w3ac=1.35*c*(b*w2a2+a*wla2*cos(al-a2)-c*w3a2*cos(a3-a2)/(c*sin(a3-a2)机构优化设计程序：function myyouhuaf=45:0.1:55;yh=inf,0,0,0,0;for i=l:length(f)q=f(i)*pi/180;c=l .4/( 1.35*q);a=c*sin(q/2);k=l.l*c:0.001:1.6*c;for j=l:length(k)b=k(j);d=sqrt(ba2+ca2-a

42、a2);p=0:0.5:180;m=0;for t=l:length(p)al=p(t)*pi/180;al=al+acos(b/d);wl=l l*pi/30;a=d-a*cos(a 1 );b=-a*sin(a 1 );c=(aa2+b a24-ca2-ba2)/(2 *c);if a=ca3=2*atan(b+sqrt(aa2+ba2-ca2)/(a-c);else a3=2*atan(-a/b);end;a2=atan(b+c*sin(a3)/(a+c*cos(a3);w3=w 1 *a*sin(a 1 -a2)/(c*sin(a3-a2);w2=-w 1 *a*sin(a 1 -a3

43、)/(b*sin(a2-a3);ac=l .35*c*(b*w2a2+a*vvl a2*cos(al -a2)-c*w3a2*cos(a3-a2)/(c*sin(a3-a2); z=abs(ac);ifm<zm=z;endend;ifm<yh(l)yh=m,a,b,c,dend;end;end求悬点位移的程序：function s=mys(al)a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;wl=l l*pi/30;al=al+acos(b/d);a=d-a*cos(a 1 );b=-a*sin(a 1 );c=(aa2+b a2+ca2-ba2)/(2*c);i

44、fa=ca3=2*atan(b+sqrt(aa2+ba2-ca2)/(a-c);else a3=2*atan(-a/b);end;s=1.35*c*(a3+acos(ca2-aa2-a*b)/(d*c)-pi);求悬点速度的程序：function v=myv(a 1)a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;wl=ll*pi/30;al=al+acos(b/d);a=d-a*cos(a l);b=-a*sin(a 1 );c=(aa2+b a2+ca2-b a2)/(2 *c);if aca3=2*atan(b+sqrt(aa2+ba2-ca2)/(a-c);else a

45、3=2*atan(-a/b);end;a2=atan(b+c*sin(a3)/(a+c*cos(a3);w3=w 1 *a*sin(a 1 -a2)/(c * sin(a3 -a2);v=1.35*c*w3;求悬点加速度的程序：function ac=myac(al)a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;wl=ll*pi/30;al=al+acos(b/d);a=d-a*cos(al);b=-a*sin(al);c=(aa2+ba24-ca2-ba2)/(2*c);if aya3=2*atan(b+sqrt(aa2+ba2-ca2)/(a-c);else a3=2*a

46、tan(-a/b);end;a2=atan(b+c*sin(a3)/(a+c*cos(a3);w3=w 1 *a*sin(a 1 -a2)/(c*sin(a3-a2);w2=-w 1 *a*sin(a 1 -a3 )/(b *sin(a2-a3);ac=l .35*c*(b*vv2a2+a*wl a2*cos(al-a2)-c*w3a2*cos(a3-a2)/(c*sin(a3-a2);求悬点位移，速度和加速度数据的程序：fbnction smaoyanj=0:5*pi/180:2*pi;t=length(j);s=l,t;v=l,t;ac=l,t;a=0.505;b=2.112;c=1.32

47、0;d=2.439;wl=l 1 *pi/30;for i=l:tm=j(i)+acos(b/d);al=m;a=d-a*cos(a 1 );b=-a*sin(a 1 );c=(aa2+b a2+ca2-ba2)/(2 *c);if aya3=2*atan(b+sqrt(aa2+ba2-ca2)/(a-c);else a3=2*atan(-a/b);end;a2=atan(b+c*sin(a3)/(a+c*cos(a3);w3=w 1 *a*sin(a 1 -a2)/(c*sin(a3-a2);w2=-w 1 *a*sin(a 1 -a3)/(b*sin(a2-a3);s=1.35*c*(a3

48、+acos(ca2-aa2-a*b)/(d*c)-pi);v=1.35*c*w3;ac=1.35*c*(b*w2a2+a*wla2*cos(al-a2)-c*w3a2*cos(a3-a2)/(c*sin(a3-a2);s(i)=s;v(i)=v;ac(i)=ac; end j，s，v,ac求悬点上冲程中最大速度的程序：function zuidasuduj=o:o.5*pi/18o:pi;t=length(j);v=l,t;a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;wl=ll*pi/30;for i=l:tm=j(i)+acos(b/d);al=m;a=d-a*cos(a

49、 l);b=-a*sin(a 1 );c=(aa2+ba2+ca2-ba2)/(2*c); if aya3=2*atan(b+sqrt(aa2+ba2-ca2)/(a-c);else a3=2*atan(-a/b);end;a2=atan(b+c *sin(a3)/(a+c *cos(a3); w3=wl*a*sin(al-a2)/(c*sin(a3-a2);v=1.35*c*w3;v(i)=v;endvmax=max(v)悬点位移，速度和加速度曲线图的程序:fplot(mys,0,2*pi),xlabcl(，曲柄转角 (rad),),ylabcl(,点位移 s(m)'),titlc(

50、4i移曲线图) fplot(myv,0,2*pi),xlabelclll|柄转角 4)(rad)j,ylabelc悬点速度 v(m/s),title(速度曲线图。 fplot(myac,0,2*pi),xlabelc曲柄转角 © (rad)'),ylabel(悬点加速度(m/sa2),),title(,加速度曲线 图')二悬点位移，速度和加速度曲线图4t位移曲线图23456曲柄转角(rad).2t8020.60.40.80.速度曲线图234曲柄转角e(rad)56o 4202468-1 0.0.0.00.0. e)磁ml咂*5加速度曲线图234曲柄转角p(rad)56

51、5 o05 o.三悬点位移，速度和加速度与对应曲柄转角的数据表曲柄转角悬点位移悬点速度加速喙曲柄转角悬点位移悬点速度加速度傾 rad)s ( m)v( m/s )8lc(m(s )x rad)s ( m)v( m/s )0.00000.00000.00001.21313.22891 3970-0.0559-0.72450.08730.00350.09051.17343.31611 3907-0.1100-0.70260.17450.01360.17741.11943.40341 3804-0.1624-0.68020.26180.03020.25981.0544' 3. 490713662-0.2131-0.65830 3491 0.05290.33700.9815lj. 577913482-0.2621二s 63t3 0.43630.08120.40840.90353.66521 3265-0.3097-0.61770.52360.11460.47380.82243. 75251.3013-0.3558-0.59960.61090.15280.53300.74003.83