抽油机机械系统设计.doc

抽油机机械系统设计目录： 1设计任务(1)2设计内容(2)3方案分析(2)4设计目标(3)5设计分析(3)6电机选择(7)7 V带传动设计(10)8齿轮传动设计(11)9轴的结构设计(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。常用的有杆抽油设备由三部分组成：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。抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统（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冲次n(次/min)单位时间内柱塞往复运动的次数悬点载荷P的静力示功图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。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：上冲程时间下冲程时间冲程S(m)冲次n(次/min)悬点载荷P(N)8T/157T/151.314设计内容：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。5. 对抽油机机械系统进行结构设计，绘制装配图及关键零件工作图。6. 编写机械设计课程设计报告。方案分析：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。该系统的功率大，且总传动比大。减速传动系统方案很多，以齿轮减速器减速最为常见且设计简单，有时可以综合带传动的平稳传动特点来设计减速系统。在这里我选用带传动加上齿轮二级减速。执行系统方案设计：输入连续单向转动；输出往复移动输入、输出周期相同，输入转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行优化，即摇杆CD顺时针方向摆动过程中的3max最小，由此确定a、b、c、d。设计分析：执行系统设计分析： 设计要求抽油杆上冲程时间为8T/15，下冲程时间为7T/15，则可推得上冲程曲柄转角为192，下冲程曲柄转角为168。找出曲柄摇杆机构摇杆的两个极限位置。CD顺时针摆动C1C2，上 冲 程 ( 正 行 程 ) ， P1 ，=192，慢行程，B1 B2；CD逆时针摆动C2C1，下 冲 程 ( 反 行 程 ) ， P2 ，=168，快行程，B2 B1。 = 。曲柄转向应为逆时针，型曲柄摇杆机构 a2 + d 2 b2 + c2设计约束：(1) 极位夹角（2）行程要求通常取e/c=1.35 S = e =1.35c(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。型曲柄摇杆机构的设计：若以为设计变量，因S=1.35c ，则当取定时，可得c。根据c、作图，根据作圆，其半径为r。各式表明四杆长度均为和的函数取和为设计变量根据工程需要：优化计算：.在限定范围内取、，计算c、a、d、b，得曲柄摇杆机构各构件尺寸；.判断最小传动角；.取抽油杆最低位置作为机构零位：曲柄转角=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3（可按步长0.5循环计算）；.找出上冲程过程中的最大值3max。对于II型四杆机构，已知杆长为a,b,c,d，原动件a的转角及等角速度为(,n 为执行机构的输入速度). 从动件位置分析（如图所示），为AD杆的角度机构的封闭矢量方程式为：（1.1）欧拉公式展开令方程实虚部相等（1.2）消去得，（1.3）其中又因为代入（1.3）得关于的一元二次方程式，解得（1.4）B构件角位移可求得（1.5）速度分析对机构的矢量方程式求导数得（1.6）将上式两边分别乘以或得或（1.7）（1.8）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 应用网格法编程计算可得（具体程序见附录）a=0.4537圆整为0.454；b=1.2297圆整为1.230c=1.2261圆整为1.226；d=1.8539圆整为1.854则e=1.3/0.7854=1.655电机选择：Matlab分析，悬点最大速度在上冲程且rad/s，则m/s。根据工况初采用展开式二级圆柱齿轮减速，联合V型带传动减速，选用三相笼型异步电机 ，封闭式结构，电压380VY型由电机至抽油杆的总传动效率为：其中，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率。取0.94，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一定冲击，两轴线同轴度对系统有一定影响，可考虑用齿轮联轴器。则则电动机所需工作功率根据手册推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比为，二级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比的合理范围为，故电机转速可选范围为 r/min符合这一范围的同步转速有750，1000，1500 r/min考虑速度太小的电机价格、体积、重量等因素，不宜选取电机型号功率kW转速r/min380V时电流A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ABCDEFxGDGH250M4063491687514020x1267.5250KAAABACADBBHAHDL2410051055041045530600825确定传动装置的总传动比和分配传动比分配传动比，初选V带，以致其外廓尺寸不致过大，则减速器传动比为则展开式齿轮减速器，由手册展开式曲线查得高速级，则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：I轴II轴III轴曲柄转轴各轴输入功率：I轴II轴III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I轴II轴III轴曲柄转轴IIII轴的输出转矩则分别为各轴输入转转矩乘轴承效率0.98V带传动设计： 初选普通V带查表，由于载荷变动较大取1.3，P51kW故 选取为D型带，小带轮355400mm。查表初选375mm大轮准直径，在允许范围内取 验算带速v 在1020之间，故能充分发挥V带的传动能力。 确定中心距a和带的基准长度初定中心距带长初选 查表取 实际中心距实际中心距调节范围推荐值为： 验算小带轮包角包角合适 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 确定初拉力F。单根普通V带的初拉力 D带q=0.6kg/m 计算带轮轴所受压力 带轮结构设计(如下)小带轮大带轮齿轮传动设计：A高速级设计输入功率P=47.94kW,小齿轮转速，传动比。1. 选取齿轮的材料、热处理及精度设工作寿命10年（每年工作300天）(1)齿轮材料及热处理大小齿轮材料选用20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为HRC，有效硬化层深0.50.9mm。有图查得，齿面最终成型工艺为磨齿。(2)齿轮精度级初步设计齿轮传动的主要尺寸因所选为硬齿面传动，它具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。(1) 计算小齿轮传递的转矩(2) 确定齿数z取，传动比误差 允许(3) 初选齿宽系数按非对称布置，由表查得=0.6(4) 初选螺旋角 (5) 载荷系数 K使用系数，由表查得动载荷系数,估计齿轮圆周速度v=5m/s,则由图表查得=1.2； 齿向载荷系数，预估齿宽 b=40mm,由表查得，初取b/h=6,再查图得=1.15； 齿间载荷分配系数，由表查得 载荷系数K (6) 齿形系数和应力修正系数 当量齿数 查表(7) 重合度系数端面重合度近似为：则(8) 螺旋角系数轴向重合度 (9) 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 ，实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(10)计算模数按表圆整模数，取(11)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 (12)验算载荷系数 K 圆周速度 ，由图查得按，由表查得，又因b/h=b/(2.25)=59/(2.25*5)=5.3由图查得，不变又和不变，则K=2.90也不变故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。3校核齿面接触疲劳强度(1)确定载荷系数载荷系数 (2) 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 (3) 许用接触应力试验齿轮的齿面疲劳极限 寿命系数 ，由图查得尺寸系数 ，；安全系数则许用接触应力取(4) 校核齿面接触强度 满足齿面接触强度4计算几何尺寸 B低速级设计输入功率P=45.57kW,小齿轮转速，传动比。0 选取齿轮的材料、热处理及精度设工作寿命10年（每年工作300天）(1)齿轮材料及热处理大小齿轮材料选用20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为HRC，有效硬化层深0.50.9mm。有图查得，齿面最终成型工艺为磨齿。(2)齿轮精度级初步设计齿轮传动的主要尺寸因所选为硬齿面传动，它具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。(1) 计算小齿轮传递的转矩(2) 确定齿数z取，传动比误差 允许(3) 初选齿宽系数按非对称布置，由表查得=0.6(4) 初选螺旋角 (5) 载荷系数 K使用系数，由表查得动载荷系数,估计齿轮圆周速度v=5m/s,则由图表查得=1.03； 齿向载荷系数，预估齿宽 b=120mm,由表查得，初取b/h=6,再查图得=1.16； 齿间载荷分配系数，由表查得 载荷系数K (6) 齿形系数和应力修正系数 当量齿数 查表(7) 重合度系数端面重合度近似为：则(8) 螺旋角系数轴向重合度 (9) 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 ，实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(10)计算模数按表圆整模数，取(11)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 (12)验算载荷系数 K 圆周速度 ，由图查得按，由表查得，又因b/h=b/(2.25)=115/(2.25*6)=8.5由图查得，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劳强度。3校核齿面接触疲劳强度(1)确定载荷系数载荷系数 (2) 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 (3) 许用接触应力试验齿轮的齿面疲劳极限 寿命系数 ，由图查得尺寸系数 ，；安全系数则许用接触应力取(4) 校核齿面接触强度 满足齿面接触强度4计算几何尺寸 轴的结构设计：I轴：1.选择轴材料 45钢 调质217255HBS2.初算轴径 取A=110 得 因轴上要开键槽，故将轴径增加4%5%,取轴径为60mm。3.拟定轴的布置方案(如图)选取31314圆锥滚子轴承II轴：1.选择轴材料 45钢 调质217255HBS2.初算轴径 取A=110 得 因键槽影响，故将轴径增加4%5%,取轴径为107mm。3.拟定轴的布置方案(如图)选取32222圆锥滚子轴承III轴：1.选择轴材料 45钢 调质217255HBS2.初算轴径 取A=110 得 因键槽影响，故将轴径增加4%5%,取轴径为150mm。3.拟定轴的布置方案(如图)选取32032圆锥滚子轴承轴承寿命校核：I轴：由手册查得30314 ，取(1) 计算附加轴向力 (2)计算轴承所受轴向载荷 I轴右端轴承被“放松” (3) 计算当量动载荷左： 查表知 X=0.40 Y=1.7则右： 查表知 X=1 Y=0则(4) 轴承寿命计算 按左轴承计算 所选轴承合格II轴：由手册查得32222 ，取(1) 计算附加轴向力 (2)计算轴向载荷 II轴右端轴承被“放松” (3) 计算当量动载荷左： 查表知 X=1 Y=0则右： 查表知 X=0.4 Y=1.4则(4) 轴承寿命 按右轴承计算 满足工程要求III轴：由手册查得32032 ，取(2) 计算附加轴向力 (2)计算轴向载荷 III轴左端轴承被“放松” (3)计算当量动载荷左： 查表知 X=1 Y=0则右： 查表知 X=0.4 Y=1.3则(4)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 终于在我的不懈的努力下，课程设计完成了。从开始直到设计基本完成，我有许多感想。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。首先要多谢老师给我们的这个机会，还要感谢诸多同学的帮助。我深切的感觉到，在这次设计中也暴露出我们的许多薄弱环节，很多学过的知识不能灵活应用，在这次作业后才渐渐掌握，以前学过的东西自己并不是都掌握了，很多知识都已很模糊，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巩固，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，我体会到钱老师的良苦用心。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1优化设计程序%找出最优的四杆杆长clearsyms Q1 Q2 P1; % Q1为，Q2为，P1为曲柄转角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(r2+g2-2*r*g*cos(2*Q2+pi/15); m=pi-acos(b2+c2-(a+d)2)/2/b/c); if m40*pi/180; %判断传动角条件 x=0; for k=1:length(P); P1=P(k); P4=acos(d2+(a+b)2-c2)/2/d/(a+b); A=d*cos(P4)-a*cos(P1); B=d*sin(P4)-a*sin(P1); D=(A2+B2+c2-b2)/(-2)/c; P3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-D2)/(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*w22-a*w12*cos(P1-P2)-c*w32*cos(P3-P2)/c/sin(P3-P2); if abs(x3)x; x=abs(x3); %求出该种情况的最大角速度 end; end; if xxm; %找出最优方案 xm=x; %最大加速度 n1=Q1; % n2=Q2; % end; end; end;end;%运行结束后，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(r2+g2-2*r*g*cos(2*n2+pi/15)%运行结果为c=1.2261 a=0.4537 b=1.2297 d=1.85392.绘出位移、速度、加速度图%建立fun.m文件function PP3=fun(P1) %a=0.4537;b=1.2297;c=1.2261;d=1.8539;e=1.655;P4=acos(d2+(a+b)2-c2)/2/d/(a+b);A=d*cos(P4)-a*cos(P1);B=d*sin(P4)-a*sin(P1);D=(A2+B2+c2-b2)/(-2)/c;P3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-D2)/(A-D);PP3=(pi-acos(c2+(c+a)2-d2)/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*w22-a*w12*cos(P1-P2)-c*w32*cos(P3-P2)/c/sin(P3-P2);xx3=-x3*e;%在主程序中运行fplot(fun,0,2*pi)如图若将“”行替换为function ww3=fun(P1)则运行fplot(fun,0,2*pi)后，若将“”行替换为function xx3=fun(P1)则运行fplot(fun,0,2*pi)后，3.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;for i=1:length(P1);P4=acos(d2+(a+b)2-c2)/2/d/(a+b);A=d*cos(P4)-a*cos(P1(i);B=d*sin(P4)-a*sin(P1(i);D=(A2+B2+c2-b2)/(-2)/c;P3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-D2)/(A-D);PP3=(pi-acos(c2+(c+a)2-d2)/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*w22-a*w12*cos(P1(i)-P2)-c*w32*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(。)位移m速度m/s加速度m2/s角度(。)位移m速度m/s加速度m2/s0-0.0042-0.02461.82991851.29170.0841-1.01865-0.00090.05551.84251901.2952-0.0177-1.1265100.00900.13591.83371951.2948-0.1211-1.2107150.02550.21551.80242001.2900-0.2245-1.2647200.04850.29371.74842051.2805-0.3261-1.2837250.07760.36941.67232101.2659-0.4239-1.2661300.11250.44181.57622151.2459-0.5160-1.2135350.15260.51021.46292201.2205-0.6007-1.1304400.19720.57391.33612251.1896-0.6764-1.0235450.24560.63261.20032301.1534-0.7424-0.9004500.29710.68601.06002351.1123-0.7980-0.7680550.35070.73390.91992401.0667-0.8434-0.6322600.40570.77630.78402451.0172-0.8787-0.4971650.46140.81360.65592500.9644-0.9046-0.3650700.51720.84570.53842550.9089-0.9218-0.2372750.57240.87300.43352600.8513-0.9308-0.1139800.62670.89560.34232650.7922-0.93260.0053850.67950.91370.26532700.7321-0.92750.1213900.73070.92720.20222750.6717-0.91620.2346950.78000.93620.15232800.6113-0.89910.34621000.82730.94040.11402850.5514-0.87650.45681050.87250.93970.08562900.4925-0.84890.56681100.91550.93390.06462950.4349-0.81630.67671150.95630.92240.04833000.3791-0.77900.78651200.99490.90520.03363050.3255-0.73730.89641251.03140.88180.01713100.2745-0.69111.00591301.06570.8520-0.00443150.2265-0.64061.11461351.09780.8156-0.03423200.1819-0.58601.22161401.12780.7722-0.07543250.1411-0.52751.32591451.15560.7219-0.13023300.1046-0.46501.42611501.18130.6646-0.20053350.0727-0.39891.52061551.20470.6003-0.28693400.0458-0.32941.60721601.22590.5291-0.38903450.0243-0.25671.68391651.24460.4513-0.50493500.0086-0.18141.74831701.26070.3673-0.6313355-0.0009-0.10831.79781751.27410.2776-0.7634360-0.0042-0.02461.8299 1801.28450.1829-0.89494参考书目：机械设计吴克坚于晓红钱瑞明主编高等教育出版社机械设计与制造工艺简明手册许毓潮等中国电力出版社实用机械加工工艺手册陈宏钧主编机械工业出版社目录第一节 设计任务-(1)第二节 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)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。抽油机由电动机驱动，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，从而实现将原油从井下举升到地面的目的。图11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。冲程S=1.4m，冲次n11次/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杆和柱塞自身的重量为15kN。要求： 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。 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。 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）。 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工作图。第二节 方案设计分析一.抽油机机械系统总体方案设计 根据抽油机功率大，冲次小，传动比大等特点，初步决定采用以下总体方案，如框图所示：图211. 执行系统方案设计 图22 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22所示 P点表示悬点位置；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 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，0，属于III型曲柄摇杆机构 .为了研究方便，将机架旋转至水平位置， 如图 23所示。图中c1,c2位置分别表示悬点的最高和最低位置。行程,从图中可以看出以下关系：取为设计变量，根据工程需求：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，计算c,a,b,d,得曲柄摇杆机构各构件尺寸，取抽油杆最低位置为机构零位：曲柄转角，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，悬点加速度ac=1.35c,找出上冲程过程中的悬点最大加速度,最后在所有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，按增量划分网格，网格交点作为计算点。如图24所示。 图24 图25在图25所示的铰链四杆机构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 （*）规定角以x轴的正向逆时针方向度量。按欧拉公式展开得按方程式的实部和虚部分别相等，即， 消去得利用万能公式，以及根据该机构装配特点，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（+arcos）,速度表达式为v=e,加速度表达式为ac=e。由于存在初始角，所以要加上一个角度为arccos(b/d),即=+ arccos(b/d). 从0开始到360。接下来采用Matlab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/,a=0.505m,b= 2.112m, c=1.320m, d= 2.439m通过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 =0.7954 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0.940.980.980.980.990.867；为V带的效率，为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，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，稀油润滑）。图263.电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/35.351/0.86740.77 kW执行机构的曲柄转速为n11r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）111761760r/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Y2280S6的三相异步电动机，额定功率为45kW，额定电流85.9A，满载转速n980 r/min，同步转速1000r/min。 4.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，可得传动装置总传动比为in/n980/1189.091（2） 传动装置传动比分配iii式中i，i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大，初步取i3.61，则减速器传动比为ii/ i89.091/3.6124.679。根据各原则，查图得高速级传动比为i6.3，则ii/ i3.925.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速 nn/ i980/3.61271.47r/min nn/ i271.47/6.343.09 r/min nn/ （ii）11 r/min（2）各轴输入功率PP40.770.9442.3 kW PP42.30.980.9941.04 kWPP41.040.980.9939.82 kW（3）各轴输入转矩轴 T9550 P/ n=955042.3/271.47=1.488 kNm 轴 T9550 P/ n=955041.04/43.09=9.096 kNm 轴 T9550 P/ n=955039.82/11=34.5 kNm.带传动的设计确定计算功率式中为工作情况系数， 为电机输出功率选择带型号根据，查图初步选用型带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为带的滑动率，通常取（1%2%），查表后取验算带速v在m/s范围内，带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度在范围内，初定中心距，所以带长查图选取型带的基准长度，得实际中心距取验算小带轮包角，包角合适。确定v带根数z因，带速，传动比i=3.61,查表得单根v带所能传递的功率，功率增量，包角修正系数，带长修正系数，则由公式得故选6根带。确定带的初拉力单根普通带张紧后的初拉力为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27图27.齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，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20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为5862HRC，有效硬化层深0.50.9mm。经查图，取1500MPa，500Mpa。（2）齿轮精度按GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。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，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。（1）计算小齿轮传递的转矩kNm（2）确定齿数z因为是硬齿面，故取z19，zi z6.319120传动比误差 iuz/ z120/196.316i0.255，允许（3）初选齿宽系数 按非对称布置，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K 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K1.25动载荷系数K 估计齿轮圆周速度v0.75m/s 查图得K1.01;齿向载荷分布系数K 预估齿宽b40mm 查图得K1.17，初取b/h6，再查图得K1.13齿间载荷分配系数 查表得KK1.1载荷系数KK K K K=1.251.011.11.131.57（6）齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数 zz/cos19/ cos21.08 zz/cos120/ cos133.15查图得Y2.8 Y2.17 Y1.56 Y1.82（7）重合度系数Y端面重合度近似为【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/191/120）】cos151.63arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos15）20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.696（8）螺旋角系数Y轴向重合度 1.024,取为1Y10.878（9）许用弯曲应力 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt60271.4717300285.47310大齿轮应力循环次数N2N1/u5.47310/6.3160.86610查图得寿命系数, ;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数 许用弯曲应