抽油机机械系统设计(常规型)

抽油机机械系统设计名目：设计任务(1)设计内容(2)方案分析(2)设计目标(3)设计分析(3)电机选择(7)V(10)8．齿轮传动设计(11)9．轴的构造设计(19)10．轴承寿命校核(21)11．心得与总结(25)12．附录(26)机械设计课程设计设计任务：抽油机机械系统设计抽油机是将原油从井下举升到地面的主要采油设备之一油杆，它将地面设备的运动和动力传递给井下抽油泵。〔将转动变换为往复移动带动抽油杆及抽油泵柱塞作上下往复移动，从而实现将原油从井下举升到地面的目的。 悬点——执行系统与抽油杆的联结点悬点载荷P(kN)——抽油机工作过程中作用于悬点的载荷抽油杆冲程S(m)——抽油杆上下往复运动的最大位移n(次/min)——单位时间内柱塞往复运动的次数悬点载荷PP1，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。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。油井工况为：上冲程时间上冲程时间下冲程时间n(次/min)悬点载荷P(N)8T/157T/151.314设计内容：依据任务要求，进展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。依据设计参数和设计要求，承受优化算法进展执行系统(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。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)。选择电动机型号，安排减速传动系统中各级传动的传动比，并进展传动机构的工作力量设计计算。对抽油机机械系统进展构造设计，绘制装配图及关键零件工作图。编写机械设计课程设计报告。方案分析：1轮二级减速。执行系统方案设计：输入——连续单向转动；输出——往复移动1圈的时间有急回。常见可行执行方案有很多种，我选用“四连杆〔常规〕式抽油机”机构。设计目标：以上冲程悬点加速度为最小进展优化，即摇杆CD顺时针方向摇摆过程中的α3max小，由此确定a、b、c、d。设计分析：执行系统设计分析：8T/15，下冲程时间为7T/15，则可推得上冲程曲柄转角为192°，168°。找出曲柄摇杆机构摇杆的两个极限位置。CD——C1→C2，上冲程(正行程)，P1，=192°，慢行程，B1→B2；CD——C2→C1，下冲程(反行程)，P2，=168°，快行程，B2→B1。θ= 。曲柄转向应为逆时针，Ⅱ型曲柄摇杆机构+d2

>b2

+c2设计约束：(1) 极位夹角〔2〕行程要求通常取e/c=1.35 S=eψ =1.35cψ(3)最小传动角要求(4)其他约束整转副由极位夹角保证。各杆长>0。其中极位夹角约束和行程约束为等式约束，其他为不等式约束。Ⅱ型曲柄摇杆机构的设计：假设以ψ为设计变量，因S=1.35cψ ，则当取定ψ时，可得c。依据c、ψ作图，依据θ作圆η，其半径为r。各式说明四杆长度均为Ψβ的函数∴取Ψ和β为设计变量依据工程需要：优化计算：①.在限定范围内取ψ、β，计算c、a、d、b，得曲柄摇杆机构各构件尺寸；②.推断最小传动角；③.取抽油杆最低位置作为机构零位：曲柄转角β=0，悬点位移S=0，求上冲程曲柄转过某一角度时摇杆摆角、角速度和角加速度α 〔可按步长0.5°循环计算〕；3④.找出上冲程过程中的最大值α 。3max对于IIa,b,c,a为执行机构的输入速度)

及等角速度为 ( ,n⑴. 从动件位置分析〔如下图〕， 为AD杆的角度机构的封闭矢量方程式为：〔1.1〕欧拉公式开放令方程实虚部相等〔1.2〕消去 得，其中又由于代入〔1.3〕得关于 的一元二次方程式，解得B⑵．速度分析对机构的矢量方程式求导数得

〔1.3〕〔1.4〕〔1.5〕〔1.6〕将上式两边分别乘以 或 得或 〔1.7〕＆〔1.8〕⑶加速度分析将〔1.6〕式对时间求导得〔1.9〕对上式两边同乘 或 得或应用编程计算可得〔具体程序见附录〕a=0.45370.454；b=1.22971.230c=1.22611.226；d=1.85391.854则e= =1.3/0.7854=1.655电机选择：①Matlab分析，悬点最大速度在上冲程且 rad/s，则 m/s。V380VY由电机至抽油杆的总传动效率为：其中，率。取0.94，

分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和四连杆执行机构的传动效取0.98，取0.97， 取0.99，取0.90。预选滚子轴承，8级斜齿圆柱齿轮，考虑到载荷较大且有肯定冲击，两轴线同轴度对系统有肯定影响，可考虑用齿轮联轴器。则则电动机所需工作功率依据手册推举的传动比合理范围，取V带传动的传动比为传动比 ，则总传动比的合理范围为r/min750，1000，1500r/min考虑速度太小的电机价格、体积、重量等因素，不宜选取

，二级圆柱齿轮减速器，故电机转速可选范围为电机型号功率kW转速r/min380VA效率%功率因素额定转矩额定电流最大额矩dBdB/A净重KgY250M-655983104.2910.871.86.52.087465Y225M-4551476103.691.50.881.87.02.089380比较后综合考虑，选定电机型号为Y250M-6，其外形及安半装尺寸如下：机座号ABCDEFxGDGH250M4063491687514020x1267.5250KAAABACADBBHAHDL2410051055041045530600825②确定传动装置的总传动比和安排传动比安排传动比，初选V带 ，以致其外廓尺寸不致过大，则减速器传动比为则开放式齿轮减速器，由手册开放式曲线查得高速级 ，则③计算传动装置的运动和动力参数将传动装置各轴由高速至低速依次定为I、II、III轴以及为相邻两轴间的传动比为相邻两轴间的传动效率为各轴的输入功率〔kW〕为各轴的输入转矩〔kW〕为各轴的转速〔r/min〕则各轴转速：轴轴轴曲柄转轴各轴输入功率：轴轴轴曲柄转轴各轴输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98，则各轴输入转矩：电机输出转矩轴轴轴曲柄转轴I－III0.98V① 初选一般V查表，由于载荷变动较大 取1.3，P＝51kW故② 选取为D型带，小带轮 355~400mm。查表初选 ＝375mm大轮准直径③ 验算带速v

，在允许范围内取10~20V④ 确定中心距a⑴初定中心距⑵带长初选∴查表取⑶实际中心距实际中心距调整范围推举值为：⑤ 验算小带轮包角包角适宜⑥ 确定带的根数因 传动比i=2.8，由表线性插值得则 取z=4根⑦ 确定初拉力F。单根一般V带的初拉力 D带q=0.6kg/m⑧ 计算带轮轴所受压力⑨带轮构造设计(如下)小带轮大带轮齿轮传动设计：高速级设计输入功率P=47.94kW,小齿轮转速选取齿轮的材料、热处理及精度10〔300〕(1)齿轮材料及热处理

，传动比 。大小齿轮材料选用20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为５６～６２HRC，有效硬化层深0.5～0.9mm。有图查得，最终成型工艺为磨齿。(2)齿轮精度 ８级２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

， ，齿面核齿面接触疲乏强度。计算小齿轮传递的转矩确定齿数z取 ，传动比误差允许初选齿宽系数按非对称布置，由表查得=0.6初选螺旋角载荷系数K使用系数 ，由表查得动载荷系数 ,估量齿轮圆周速度v=5m/s,则由图表查得 =1.2；齿向载荷系数得 =1.15；

预估齿宽b=40mm,由表查得 初取b/h=6,再查图齿间载荷安排系数 ，由表查得载荷系数K齿形系数 和应力修正系数当量齿数查表重合度系数端面重合度近似为：则螺旋角系数轴向重合度许用弯曲应力安全系数由表查得小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数查表得寿命系数 ，试验齿轮应力修正系数由图表预取尺寸系数许用弯曲应力比较取计算模数按表圆整模数，取初算主要尺寸初算中心距 ,取a=356mm修正螺旋角分度圆直径齿宽 ，取齿宽系数验算载荷系数K圆周速度 ，由图查得按图查得

，由表查得，不变

，又因b/h=b/(2.25 )=59/(2.25*5)=5.3由又 和 不变，则K=2.90也不变故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲乏强度。校核齿面接触疲乏强度(1)确定载荷系数载荷系数确定各系数材料弹性系数 ，由表查得节点区域系数重合度系数螺旋角系数许用接触应力试验齿轮的齿面疲乏极限寿命系数 ，由图查得尺寸系数 ， ；安全系数则许用接触应力取校核齿面接触强度满足齿面接触强度计算几何尺寸低速级设计输入功率P=45.57kW,小齿轮转速0． 选取齿轮的材料、热处理及精度10〔300〕齿轮材料及热处理

，传动比 。大小齿轮材料选用20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为５６～６２HRC，有效硬化层深0.5～0.9mm。有图查得，最终成型工艺为磨齿。齿轮精度 ８级２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

， ，齿面核齿面接触疲乏强度。计算小齿轮传递的转矩确定齿数z取 ，传动比误差允许初选齿宽系数按非对称布置，由表查得=0.6初选螺旋角载荷系数K使用系数 ，由表查得动载荷系数 ,估量齿轮圆周速度v=5m/s,则由图表查得 =1.03；齿向载荷系数图得 =1.16；

，预估齿宽b=120mm,由表查得 ，初取b/h=6,再查齿间载荷安排系数 ，由表查得载荷系数K齿形系数 和应力修正系数当量齿数查表重合度系数端面重合度近似为：则螺旋角系数轴向重合度许用弯曲应力安全系数由表查得小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数查表得寿命系数 ，试验齿轮应力修正系数由图表预取尺寸系数许用弯曲应力比较取计算模数按表圆整模数，取初算主要尺寸初算中心距 ,取a=476mm修正螺旋角分度圆直径齿宽 ，取齿宽系数验算载荷系数K圆周速度 ，由图查得按b/h=b/(2.25

，由表查得)=115/(2.25*6)=8.5

，又因

，不变又 和 不变，则K=2.51也不变故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲乏强度。校核齿面接触疲乏强度(1)确定载荷系数载荷系数确定各系数材料弹性系数 ，由表查得节点区域系数重合度系数螺旋角系数许用接触应力试验齿轮的齿面疲乏极限寿命系数 ，由图查得尺寸系数 ， ；安全系数则许用接触应力取校核齿面接触强度满足齿面接触强度计算几何尺寸轴的构造设计：轴：选择轴材料45钢调质217~255HBS初算轴径取A=110得4%~5%,取轴径为60mm。拟定轴的布置方案(如图)31314轴：选择轴材料45钢调质217~255HBS初算轴径取A=110得4%~5%107mm。拟定轴的布置方案(如图)32222轴：选择轴材料45钢调质217~255HBS初算轴径取A=110得4%~5%150mm。拟定轴的布置方案(如图)32032轴承寿命校核：30314，取计算附加轴向力计算轴承所受轴向载荷∴I计算当量动载荷左： 查表知X=0.40Y=1.7则右： 查表知X=1Y=0则轴承寿命计算按左轴承计算∴所选轴承合格32222，取计算附加轴向力计算轴向载荷∴II计算当量动载荷左： 查表知X=1Y=0则右： 查表知X=0.4Y=1.4则轴承寿命按右轴承计算∴满足工程要求32032，取(2) 计算附加轴向力计算轴向载荷∴III计算当量动载荷左： 查表知X=1Y=0则右： 查表知X=0.4Y=1.3则轴承寿命按右轴承计算∴满足工程要求综上可得，该设计符合工程要求。心得与总结最终在我的不懈的努力下，课程设计完成了。从开头直到设计根本完成，我有很多感想。这是我们比较独立的在自己的努力下做一个与课程相关的设计不是都把握了，很多学问都已很模糊，经过这次设计又回忆起来了。做作业的期间用到的手工制图又得到了稳固，AutoCAD画图软件也在不断练习中进一步深入，学会了如何去应用工程手册，我体会到钱教师的良苦认真。总的说来，我感觉这次课程设计学到了很多东西，是很有意义的。附录优化设计程序%①找出最优的四杆杆长clearsymsQ1Q2P1; Q1P=0:0.5*pi/180:192*pi/180;Qu1=45*pi/180:0.1*pi/180:55*pi/180;xm=inf;fori=1:length(Qu1);Q1=Qu1(i);

，Q2为，P1Qu2=5*pi/180:0.1*pi/180:(pi/2-pi/9-Q1/2-5*pi/180);forj=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);ifm>40*pi/180; x=0;fork=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);ifabs(x3)>x;x=abs(x3); %求出该种状况的最大角速度end;end;ifx<xm; 优方案xm=x; %最大加速度n1=Q1; %n2=Q2; %end;end;end;end;%运行完毕后，输入a,b,c,d表达式即可求解c=1.3/1.35/n1a=c*sin(n1/2)*(sin(n2+pi/15)-sin(n2))/sin(pi/15)b=c*sin(n1/2)*(sin(n2+pi/15)+sin(n2))/sin(pi/15)r=c*sin(n1/2)/sin(pi/15);g=(c*sin(pi/15+n1/2))/sin(pi/15);d=sqrt(r^2+g^2-2*r*g*cos(2*n2+pi/15))%运行结果为c=1.2261a=0.4537b=1.2297d=1.8539绘出位移、速度、加速度图%建立fun.mfunctionPP3=fun(P1) %☆a=0.4537;b=1.2297;c=1.2261;d=1.8539;e=1.655;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));PP3=(pi-acos((c^2+(c+a)^2-d^2)/2/c/(c+a))-P3)*e;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);ww3=-w3*e;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);xx3=-x3*e;%在主程序中运行fplot(@fun,[0,2*pi])如图假设将“☆”行替换为functionww3=fun(P1)则运行fplot(@fun,[0,2*pi])后，假设将“☆”行替换为functionxx3=fun(P1)则运行fplot(@fun,[0,2*pi])后，数值打印程序如下：P1=0:5*pi/180:2*pi;s=P1; %存放位移v=P1; %存放速度x=P1; %存放加速度a=0.4537;b=1.2297;c=1.2261;d=1.8539;e=1.655;fori=1:length(P1);P4=acos((d^2+(a+b)^2-c^2)/2/d/(a+b));A=d*cos(P4)-a*cos(P1(i));B=d*sin(P4)-a*sin(P1(i));D=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(-2)/c;P3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-D^2))/(A-D));PP3=(pi-acos((c^2+(c+a)^2-d^2)/2/c/(c+a))-P3)*e;s(i)=PP3;P2=atan((b-c*sin(P3))/(A-c*cos(P3)));w1=2*14*pi/60;w3=w1*a*sin(P1(i)-P2)/c/sin(P2-P3);ww3=-w3*e;v(i)=ww3;w2=w1*a*sin(P1(i)-P3)/b/sin(P3-P2);x3=(-b*w2^2-a*w1^2*cos(P1(i)-P2)-c*w3^2*cos(P3-P2))/c/sin(P3-P2);xx3=-x3*e;x(i)=xx3;end;s %输出位移v x %输出速度加速度角度(。)mm/s加速度m^2/s角度(。)mm/s加速度m^2/s0-0.0042-0.02461.82991851.29170.0841-1.01865-0.00090.05551.84251901.2952-0.0177-1.1265100.00900.13591.83371951.2948-0.1211-1.2107150.02550.21551.80242001.2900-0.2245-1.2647200.04850.29371.74842051.2805-0.3261-1.2837250.07760.36941.67232101.2659-0.4239-1.2661300.11250.44181.57622151.2459-0.5160-1.2135350.15260.51021.46292201.2205-0.6007-1.1304400.19720.57391.33612251.1896-0.6764-1.0235450.24560.63261.20232301.1534-0.7424-0.9004500.29710.68601.06002351.1123-0.7980-0.7680550.35070.73390.91992401.0667-0.8434-0.6322600.40570.77630.78402451.0172-0.8787-0.4971650.46140.81360.65592500.9644-0.9046-0.3650700.51720.84570.53842550.9089-0.9218-0.2372750.57240.87300.43352600.8513-0.9308-0.1139800.62670.89560.34232650.7922-0.93260.0053850.67950.91370.26532700.7321-0.92750.1213900.73070.92720.20232750.6717-0.91620.2346950.78000.93620.15232800.6113-0.89910.34621000.82730.94040.11402850.5514-0.87650.45681050.87250.93970.08562900.4925-0.84890.56681100.91550.93390.06462950.4349-0.81630.67671150.95630.92240.04833000.3791-0.77900.78651200.99490.90520.03363050.3255-0.73730.89641251.03140.88180.01713100.2745-0.69111.00591301.06570.8520-0.00443150.2265-0.64061.11461351.09780.8156-0.03423200.1819-0.58601.22161401.12780.7722-0.07543250.1411-0.52751.32591451.15560.7219-0.13023300.1046-0.46501.42611501.18130.6646-0.20233350.0727-0.39891.52061551.20470.6003-0.28693400.0458-0.32941.60721601.22590.5291-0.38903450.0243-0.25671.68391651.24460.4513-0.50493500.0086-0.18141.74831701.26070.3673-0.6313355-0.0009-0.10831.79781751.27410.2776-0.7634360-0.0042-0.02461.82991801.28450.1829-0.8949参考书目：《机械设计》 吴克坚于晓红钱瑞明 主编《机械设计与制造工艺简明手册》许毓潮等《有用机械加工工艺手册》陈宏钧主编名目第一节设计任务 (1)其次节方案设计分析 (2)第三节轴承的选择及寿命计算--(17)第四节设计结果 (22)第五节心得体会--(23)第六节附录 (25)

高等教育出版社中国电力出版社机械工业出版社第一节设计任务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有三局部组成：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〔将转动变转为往复移动将原油从井下举升到地面的目的。1－1假设电动机做匀速转动，抽油机的运动周期为T，抽油杆的上冲程时间与下冲程时间相等。S=1.4m，冲次n＝11/min，上冲程由于举升原油，作用于悬点的载荷等于原油的重量加上抽油杆和柱塞自身的重量为40kN，下冲程原油已释放，作用于悬点的载荷就等于抽油15kN。要求：①依据任务要求，进展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依据设计参数和设计要求，承受优化算法进展执行系统〔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，并编程进展数值计算，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〕。计计算。⑤对抽油机机械系统进展构造设计，绘制装配图及关键零件工作图。其次节 方案设计分析一.抽油机机械系统总体方案设计2－1执行系统方案设计图2－2 图2－32－2PABCDAD表示机架；e为悬臂长度，通常取e/c=1.35;S等于CD相对于AD转过的角度与e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，θ＝0º，属于III型曲柄摇杆机构 .为了争论便利，将机架旋转至水平位置，如图2—3c1,c2关系：

,从图中可以看出以下取 为设计变量，依据工程需求：所以 ，始终满足最小传动角 的要求。由于是III型曲柄摇杆机构，故有优化计算方法：在限定范围内取杆最低位置为机构零位：曲柄转角时，摇杆摆角，角速度和角加速度

，计算c,a,b,d,得曲柄摇杆机构各构件尺寸，取抽油，求上冲程曲柄转过某一角度，悬点加速度ac=1.35c ,找出上冲程过程中的悬点最大加速度 ,最终在全部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：承受网格法进展优化，按增量2—4

划分网格，网格图2—4 图2—52—5所示的铰链四杆机构ABCDa,b,c,d分别表示各构件a+b=c+d,以复数形式表示为〔*〕规定角以x按方程式的实部和虚局部别相等，即，消去 得利用万能公式，以及依据该机构装配特点，得从而可得将式〔*〕对时间求导数得 〔#〕消去 ，取实部得将式〔#〕对时间求导数得消去 ，取实部得 。又悬点的位移表达式为s=e〔ac=e 。

+arcos 〕,速度表达式为v=e ,加速度表达式为由于存在初始角，所以0°360°。

要加上一个角度为arccos(b/d),即=+arccos(b/d). 从接下来承受Matlab软件进展编程计算和画图，具体程序在附录中。其中通过⑵机构优化设计程序运行得到结果为：最小值 =1.2141m/ ,a=0.505m,b=2.112m,c=1.320m,d=2.439m通过⑺求悬点上冲程中最大速度的程序运行得到结果为：最大速度 =0.7954m/s总体传动方案2—6选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器〔开放式〕。传动装置的总效率ηη ＝η η η η η ＝0.94×0.98×0.98×0.98×0.99＝0.867；η 为V带的效率，η 为第一对轴承的效率，η 为其次对轴承的效率，η 为第三对轴承的效率，η 为每对齿轮啮合传动的效率〔齿轮为6级精度，稀油润滑〕。2—6电动机的选择电动机所需工作功率为：P＝P/η ＝35.351/0.867＝40.77kW执行机构的曲柄转速为n＝11r/min，经查表按推举的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝24i＝～4i＝1616，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝〔16～160〕×11＝176～1760r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y2—280S—645kW85.9A，满载转速n＝980r/min，同步1000r/min。传动装置的总传动比和传动比安排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，可得传动装置总传动比为i＝n/n＝980/11＝89.091传动装置传动比安排i＝i×i式中i，i分别为带传动和减速器的传动比。Vi＝3.61，则减速器传动比为i＝i/i＝89.091/3.61＝24.679i3.925.传动装置运动和动力参数的计算各轴转速

n＝n/i＝980/3.61＝271.47r/minn＝n/i＝271.47/6.3＝43.09r/minn＝n/〔i×i〕＝11r/min各轴输入功率P＝P×η ＝40.77×0.94＝42.3kWP＝P×η ×η ＝42.3×0.98×0.99＝41.04kWP＝P×η ×η ＝41.04×0.98×0.99＝39.82kW各轴输入转矩Ⅰ轴T＝9550P/n=9550×42.3/271.47=1.488kN·mⅡ轴T＝9550P/n=9550×41.04/43.09=9.096kN·mⅢ轴T＝9550P/n=9550×39.82/11=34.5kN·m６.Ｖ带传动的设计⑴确定计算功率式中 为工作状况系数， 为电机输出功率⑵选择带型号依据 ，查图初步选用Ｃ型带．⑶选取带轮基准直径查表选取小带轮基准直径 ，则大带轮基准直径式中ξ〔1%～2%〕，查表后取⑷验算带速v在１０～２m/s⑸确定中心距a在 范围内，初定中心距 ，所以带长查图选取Ｃ型带的基准长度 ，得实际中心距取⑹验算小带轮包角，包角适宜。⑺确定vz因 ，带速，功率增量

，传动比i=3.61,查表得单根v带所能传递的功率，包角修正系数 ，带长修正系数，则由公式得 ＝6⑻确定带的初拉力单根一般Ｖ带张紧后的初拉力为⑼计算带轮所受压力利用公式具体带与带轮的主要参数见图2—72—7７.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齿轮材料及热处理20CrMnTi58～62HRC0.5～0.9mm。经查图，取齿轮精度

＝ ＝1500MPa， ＝ ＝500Mpa。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持面接触疲乏强度。计算小齿轮传递的转矩＝ kN·m确定齿数z由于是硬齿面，故取z＝19，z＝i z＝6.3×19＝120传动比误差i＝u＝z/z＝120/19＝6.316Δi＝ ＝0.25％5％，允许初选齿宽系数按非对称布置，由表查得 ＝0.6初选螺旋角初定螺旋角 ＝15载荷系数K使用系数K 工作机稍微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K＝1.25动载荷系数K估量齿轮圆周速度v＝0.75m/s查图得K＝1.01;齿向载荷分布系数KK＝1.13

预估齿宽b＝40mm查图得K ＝1.17，初取b/h＝6，再查图得齿间载荷安排系数查表得K ＝K ＝1.1载荷系数K＝K KK K=1.25×1.01×1.1×1.13＝1.57齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数z＝z/cos ＝19/cos ＝21.08z＝z/cos ＝120/cos ＝133.15查图得Y ＝2.8 Y ＝2.17Y ＝1.56Y ＝1.82重合度系数Y端面重合度近似为×cos15＝1.63

【1.88-3.2×〔 cos【1.88－3.2×〔1/19＋1/120〕】 ＝arctg〔tg /cos〕＝arctg〔tg20/cos15〕＝20.64690＝14.07609由于 ＝ /cos ，则重合度系数为Y＝0.25+0.75cos / ＝0.696螺旋角系数Y轴向重合度 ＝ ＝1.024,取为1Y＝1－ ＝0.878许用弯曲应力安全系数由表查得S＝1.25工作寿命两班制，7300小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝5.473×10/6.316＝0.866×10查图得寿命系数寸系数

, ;试验齿轮的应力修正系数 ,查图取尺许用弯曲应力比较 ,取(10) 计算模数GB/T1357-1987(11)初算主要尺寸初算中心距 ,取a=355mm修正螺旋角分度圆直径齿宽 ,取 , ,齿宽系数(12)验算载荷系数圆周速度查得按 ， ，查得 ，又因 ，查图得 ， ，则K＝1.6，又Y=0.930，Y=0.688， 。从而得满足齿根弯曲疲乏强度。3．校核齿面接触疲乏强度载荷系数， ， ， ，确定各系数材料弹性系数 查表得节点区域系数 查图得重合度系数 查图得螺旋角系数许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲乏极限寿命系数 查图得 ， ；工作硬化系数 ；安全系数 查表得 ；尺寸系数 查表得 ，则许用接触应力为：取校核齿面接触强度，满足齿面接触疲乏强度的要求。〔二〕低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齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢调质后外表淬火齿面硬度为40～50HRC经查图取 ＝＝1200MPa， ＝ ＝370Mpa。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持面接触疲乏强度。计算小齿轮传递的转矩确定齿数z

＝ kN·m由于是硬齿面，故取z＝33，z＝i z＝3.92×33＝129传动比误差i＝u＝z/z＝129/33＝3,909Δi＝ ＝0.28％5％，允许初选齿宽系数按非对称布置，由表查得 ＝0.6初选螺旋角初定螺旋角 ＝12载荷系数K使用系数K 工作机稍微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K＝1.25动载荷系数K估量齿轮圆周速度v＝0.443m/s查图得K＝1.01;齿向载荷分布系数KK＝1.14

预估齿宽b＝80mm查图得K ＝1.171，初取b/h＝6，再查图齿间载荷安排系数查表得K ＝K ＝1.1载荷系数K＝K KK K=1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数z＝z/cos ＝19/cos ＝35.26z＝z/cos ＝120/cos ＝137.84查图得Y ＝2.45 Y ＝2.15Y ＝1.65Y ＝1.83重合度系数Y端面重合度近似为×cos12＝1.72

【1.88-3.2×〔 cos【1.88－3.2×〔1/33＋1/129〕】 ＝arctg〔tg /cos〕＝arctg〔tg20/cos12〕＝20.41031＝11.26652由于 ＝ /cos ，则重合度系数为Y＝0.25+0.75cos / ＝0.669螺旋角系数Y轴向重合度 ＝ ＝1.34,取为1Y＝1－ ＝0.669许用弯曲应力安全系数由表查得S＝1.25工作寿命两班制，7300小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝8.687×10/3.909＝2.22×10查图得寿命系数寸系数

, ;试验齿轮的应力修正系数 ,查图取尺许用弯曲应力比较 ,取(10) 计算模数GB/T1357-1987(11)初算主要尺寸初算中心距 ,取a=500mm修正螺旋角分度圆直径齿宽 ,取 , ,齿宽系数(12)验算载荷系数圆周速度查得按 ， ，查得 ，又因 ，查图得 ， ，则K＝1.611，又Y=0.887，Y=0.667， 。从而得满足齿根弯曲疲乏强度。3．校核齿面接触疲乏强度载荷系数， ， ， ，确定各系数材料弹性系数 查表得节点区域系数 查图得重合度系数 查图得螺旋角系数许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲乏极限寿命系数 查图得 ， ；工作硬化系数 ；安全系数 查表得 ；尺寸系数 查表得 ，则许用接触应力为：取校核齿面接触强度，满足齿面接触疲乏强度的要求。二.具体二级齿轮减速器轴的方案设计高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力 。按扭转强度计算，初步计算轴径，取由于轴端开键槽，会减弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径轴II45217~255HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取，取安装小齿轮处轴径轴III40Cr241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取由于轴端开键槽，会减弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径I，轴II，轴III2—8，2—9，2—102—82—92—10第三节轴承的选择及寿命计算〔一〕 第一对轴承齿轮减速器高速级传递的转矩3—1轴I齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力计算轴上的支反力经计算得垂直面内3—1水平面内轴承的校核32023稍微冲击，查表得冲击载荷系数① 计算轴承AB②计算附加轴向力3000则轴承A ，轴承B③计算轴承所受轴向载荷由于 ，即B轴承放松，A轴承压紧由此得④计算当量载荷Ae=0.43,则 ,Be=0.43,则⑤轴承寿命 计算因 ，按轴承B计算〔二〕 其次对轴承齿轮减速器低速级传递的转矩3—2轴II齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力计算轴上的支反力经计算得垂直面内水平面内轴承的校核32928稍微冲击，查表得冲击载荷系数①计算轴承AB②计算附加轴向力3000则轴承A ，轴承B③计算轴承所受轴向载荷由于 ，即B轴承放松，A轴承压紧由此得④计算当量载荷Ae=0.36,则 ,Be=0.36,则⑤轴承寿命 计算因 ，按轴承A计算3—2〔三〕第三对轴承3—3轴III齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力计算轴上的支反力经计算得垂直面内水平面内轴承的校核32938稍微冲击，查表得冲击载荷系数①计算轴承AB②计算附加轴向力3000则轴承A ，轴承B③计算轴承所受轴向载荷由于 ，即B轴承放松，A轴承压紧由此得④计算当量载荷Ae=0.48,则 ,Be=0.48,则⑤轴承寿命 计算因 ，按轴承B计算3—3第四节设计结果最终实际传动比iVV3.61高速级齿轮6.316低速级齿轮3.909n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)271.4742.9811各轴输入功率P〔kW〕〔kW〕〔kW〕〔kW〕42.341.0439.82各轴输入转矩T(kN·m)(kN·m)(kN·m)(kN·m)1.4889.09634.57带轮主要参数小轮直径小轮直径〔mm〕大轮直径中心距a〔mm〕〔mm〕 基准长度带的根数z〔mm〕2801000145150006高、低速级齿轮参数名称高速级低速级中心距a(mm)35550056法面摸数 (mm)螺旋角〔°〕11．7983613．59049旋 小齿轮左右大齿轮右左向齿1933数数120129分度圆97.050203.704〔mm〕直径612.950796.296(mm)齿顶圆107.050215.704〔mm〕直径622.950808.296(mm)齿根圆84.550188.704(mm)直径600.450781.296(mm)齿60130〔mm〕宽54124〔mm〕齿轮等级精度材料及热处理6620CrMnTi，齿面渗碳淬火，齿45钢，调质后淬火，齿面硬度面硬度58~62HRC 40~50HRC第五节心得体会经过一个月的努力,我最终将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了很多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和阅历缺乏.刚开头在机构设计时,由于对Matlab软件的根本操作和编程把握得还可以,不到半天就将全部需要使用的程序调试好了.可是我从不同的机架位置得出了不同的结果,令我格外苦恼.后来在钱教师的指导下,我找到了问题所在之处,将之解决了.同时我还对四连杆机构的运动分析有了更进一步的了解.在传动系统的设计时,面对功率大,传动比也大的状况,我一时不知道到底该承受何种减速装置.最初我选用带传动和蜗杆齿轮减速器,经过计算,觉察蜗轮尺寸过大,所以只能从头再来.这次我吸取了盲目计算的教训,在动笔之前,先征求了钱教师的意见,然后打算承受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,我还得到了很多同学和教师的帮助.在此我要向他们表示最真诚的谢意.整个作业过程中,我遇到的最大,最苦痛的事是最终的文档.一来自己没有电脑,用起来很不便利;最可恶的是在此期间,一种电脑病毒”Word的公式,那么多文字就这样在片刻消逝了,当时我真是苦痛得要命.尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅把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把握;Matlab和AutoCAD,Word来说,收获最大的是方法和力量.那些分析和解决问题的方法与力量.在整个过程中,我觉察像我们这些学生最最缺少的是阅历,没有感性的生疏,空有理论学问,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大的,它需要我们将学过的相关学问都系统地联系起来,从中暴露出自身的缺乏,以待改进.有时候,一个人的力气是有限的,合众人才智,我信任我们的作品会更完善!毛燕(02023504)2023918第一节 附录一.Matlab程序⑴求悬点的位移，速度和加速度表达式的程序：symsabcda1w1A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(2*c);a3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-C^2))/(A-C));a2=atan((B+c*sin(a3))/(A+c*cos(a3)));w3=w1*a*sin(a1-a2)/(c*sin(a3-a2));w2=-w1*a*sin(a1-a3)/(b*sin(a2-a3));s=1.35*c*(a3+acos((c^2-a^2-a*b)/(d*c))-pi)v=1.35*c*w3ac=1.35*c*(b*w2^2+a*w1^2*cos(a1-a2)-c*w3^2*cos(a3-a2))/(c*sin(a3-a2))⑵机构优化设计程序：functionmyyouhuaF=45:0.1:55;YH=[inf,0,0,0,0];fori=1:length(F)q=F(i)*pi/180;c=1.4/(1.35*q);a=c*sin(q/2);K=1.1*c:0.001:1.6*c;forj=1:length(K)b=K(j);d=sqrt(b^2+c^2-a^2);P=0:0.5:180;m=0;fort=1:length(P)a1=P(t)*pi/180;a1=a1+acos(b/d);w1=11*pi/30;A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(2*c);ifA~=Ca3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-C^2))/(A-C));elsea3=2*atan(-A/B);end;a2=atan((B+c*sin(a3))/(A+c*cos(a3)));w3=w1*a*sin(a1-a2)/(c*sin(a3-a2));w2=-w1*a*sin(a1-a3)/(b*sin(a2-a3));ac=1.35*c*(b*w2^2+a*w1^2*cos(a1-a2)-c*w3^2*cos(a3-a2))/(c*sin(a3-a2));z=abs(ac);ifm<zm=z;endend;ifm<YH(1)YH=[m,a,b,c,d]end;end;end⑶求悬点位移的程序：functions=mys(a1)a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;w1=11*pi/30;a1=a1+acos(b/d);A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(2*c);ifA~=Ca3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-C^2))/(A-C));elsea3=2*atan(-A/B);end;s=1.35*c*(a3+acos((c^2-a^2-a*b)/(d*c))-pi);⑷求悬点速度的程序：functionv=myv(a1)a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;w1=11*pi/30;a1=a1+acos(b/d);A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(