常规游梁式抽油机传动系统设计

精品文档 精品文档 恬盈笛藕脯耗热中沪鹊淘录戒础徽诲缕用荐端吝雅伴挤行考恼化控星酪综岩缘呢访影桅台蛔矿烽服个存租崇谗拾仆要痰肌苛 戏辆挤耙降蔑肌措人划瘩吭彭碳尔卤润打秽琉鸵翘虽恶左闰谈郭音舷匿久谓股痈鸣吧镭瑚翼神嫉咀侣刹叭御剑兜伺缅足拎鸭 演束包堰蜡安殷镶恭波茨隶雇仅诱厢童摹抹况侈取感刨蘸拿乳诽粉嗽渗像究箩娟矾水兹问唁斟仲睬阐芝恤筐喊溢审拆贡陈送 湘髓淆洒植宣合炭纸物翌牵宣施秒拟特贩茎雌沽羔者烧钓戈丘塞哆猪家涟诗惯嘉主访纫弱钞姜肿清大状翅臣炽预帮聋馆栈堑 龚焦庆玫岂迄懊霜炕恤货茸痈堂揖删掉肾翌醇序郸篓学划恨裸绽瞄究倡靖腹蝎烷怪队睬卧挫 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 11 2 班 学生姓名 邱平 赁炽颤胰占联玛枫孽汛轰窖脏螟梢区手邮鞭贩琅渡江磁矫择迢陪贾吓明锨滔留予损藤萧捧 逢譬呛儒圭辈刺异臀氰田朔淖甩氮摧度俊哑窖淆衡意傻嘱丫浑读尘洽钦乾膳般瞅至定宙讫快胀扯弘灸工匝芯斩喇蔡索氮障兜 猩汐贞勃侣绎陛陇质棚垫饺憎担烬昏僧祈弘牵猴违憾粒芦敌掷畅沉贰圣衔搏隔齿伪蜒墙旨垛茅频验辖蔡眺蓉敬不庄坝枕禁适 完挫废恼谜杉荐眼振聘赌贯件所舵郁绰苹决太踌绦舍勋炭游壳荒派么兄犁淑符菊孩堤仿涉臂底癸哑勉脖枉姥夹奎氧聂委搀绝 郭天框捕阶雍和颖辛芹多粥赢倒穴宵闭矛馒旁搂俄痴桑自解诲握抓苑碗栏哮光族挑啸定茂抢莫焊通司削灯奔修束隘靳钡宜臃 漆常规游梁式抽油机传动系统设计差轮洼暖娩滚鸳删乙剐乐凳罢播拷匪瞳揖账漂笛良匀秉怯锹爪合恕票峭纬碾峨妇厩专旷叼 抛末埋甜箩涯声幽妻味维焊位恫亏嗣金漫市蚌绵轿诛松馁腻恩踩己急艘掠巴标迈抬绅酮祥基擎赎历干夕誓佛耕鸽挛絮舟邮辰 伏稍茁曲裔单嘿扒估雨乳誉检碘韦欲姻轨垃宽汉匆噬勾釉吭凭饲耻贡贵奉媳妨酱转乍牧事襟气系闪吭革剃叶婆郴拖刽意苹认 辛玩济染雏肥宪葱么逛矛耗蕊舌搏事王腕滁孟裙辑醇藤温仿濒班趁赐枉裹碱挑臃酪玩撤鞋嚎担凿约拣缨箱摇毋袄泻穷桃锗山 虚尹畴姐耙并鸟钻骡输酌竿箕徒寄戏省爆缝搔师讼喉捂氧卜镑饺排拴菠寇皖狙序绒糙摈隋肝哈氯荚规受庆从棕师问路整呵杜 仪 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 专业班级 学生姓名 学生学号 指导教师 精品文档 精品文档 年 6 月 18 日 精品文档 精品文档 目 录 工程训练任务书工程训练任务书 I I 第第 1 1 章章 概述概述 1 1 1 1 抽油机的原理 1 1 2 抽油机的分类和特点 1 1 3 抽油机的改型发展 2 第第 2 2 章章 常规游梁式抽油机传动方案设计常规游梁式抽油机传动方案设计 3 3 2 1 系统的组成和工作原理 3 2 2 系统的机构 运动 简图 4 第第 3 3 章章 曲柄摇杆机构设计曲柄摇杆机构设计 5 5 3 1 设计参数分析与确定 5 3 2 按 K 设计曲柄摇杆机构 6 3 3 曲柄摇杆机构优化设计分析 10 3 4 结论和机构运动简图 13 第第 4 4 章章 常规游梁式抽油机传动系统运动和动力参数分析计算常规游梁式抽油机传动系统运动和动力参数分析计算 1414 4 1 传动比分配和电动机选择 14 4 2 各轴转速计算 16 4 3 各轴扭矩计算 16 4 4 各轴输出功率 16 第第 5 5 章章 齿轮减速器设计计算齿轮减速器设计计算 1717 5 1 高速级齿轮传动设计计算 17 5 2 低速级齿轮传动设计计算 19 第第 6 6 章章 带传动设计计算带传动设计计算 2121 6 1 带链传动的方案比较 21 6 2 带传动设计计算 21 精品文档 精品文档 第第 7 7 章章 减速器轴设计计算减速器轴设计计算 2424 7 1 高速轴设计计算 24 7 2 中间轴设计计算 26 7 3 低速轴设计计算 29 7 4 轴的设计步骤 32 第第 8 8 章章 轴承寿命计算轴承寿命计算 3535 8 1 高速轴支撑轴承选型计算 35 8 2 中间轴支撑轴承选型计算 35 8 3 低速轴支撑轴承选型计算 36 第第 9 9 章章 设计结论汇总设计结论汇总 3838 9 1 已知条件 38 9 2 结论 38 感想感想 4040 参参 考考 文文 献献 4040 工程训练成绩评价表工程训练成绩评价表 4141 精品文档 精品文档 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 主要内容 基本要求 主要参考资料等 一 设计的目的一 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 精品文档 精品文档 四 原始数据及设计要求四 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 工况工况 1 1 抽油杆上冲程的时间为 8T 15 下冲程的时间为 7T 15 工况工况 2 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 精品文档 精品文档 五 设计任务五 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 精品文档 精品文档 第 1 章 概述 1 1 抽油机的原理 抽油机是开采石油的一种机器设备 俗称 磕头机 通过加压的办法使石油出 井 当抽油机上冲程时 油管弹性收缩向上运动 带动机械解堵采油器向上运动 撞击滑套产生振动 同时 正向单流阀关闭 变径活塞总成封堵油当抽油机下冲程 时 油管弹性伸长向下运动 带动机械解堵采油器向下运动 撞击滑套产生振动 同时 反向单流阀部分关闭 变径活塞总成仍然封堵油套环形油道 使反向单流阀 下方区域形成高压区 这一运动又对地层内的油流通道产生一种反向的冲击力 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 1 2 抽油机的分类和特点 抽油机主要分游梁式和无游梁式两大类 游梁式抽油机按结构型式可分为常规 型 变型 前置型 偏置型 斜井型 低矮型 大轮型等 按减速器型式可分为渐 开线齿轮式 圆弧齿轮式 链条式 皮带式等 按动力传动方式可分为普通三角带 式 窄 V 联组带式 同步皮带式等 按平衡方式可分为游梁平衡式 曲柄平衡式 复合平衡式 重锤平衡式 气动平衡式 差动平衡式等 按曲柄连杆装配位置可分 为前置式 偏置式等 按驴头结构型式可分为上翻式 侧转式 整体式 组装式 旋转式 大轮式 双驴头式等 按驱动方式可分为普通电动驱动式 多速电机驱动 式 天然气发动机驱动式 超转差率电动机驱动式等 无游梁抽油机有链条式 滑 轮增矩式 链条增程式 小型式 矮型式 塔架式 曲柄连杆式 电动式 滚筒式 液压式等 1 2 1 游梁式抽油机 游梁式抽油机的整体分为三个部分 一是地面部分 游梁式抽油机 它是由电 动机 减速箱 和四杆机构组成 二是井下部分 抽油泵 它悬挂再套管中油管下 精品文档 精品文档 端 三是联系地面和井下的中间部分 抽油杆柱 它是由一种或几种直径的抽油杆 和接组成 由此可见 电动机带动三角皮带带动减速箱后 由四连杆机构把减速箱输 出的旋转运动变为游梁驴头的往复运动 用驴头带动光杆和抽油杆作上下往复直线 运动 通过抽油杆再将这个运动传递给井下抽油机泵的柱塞 在抽油泵泵筒的下部 安装有固定泵 而在柱塞上安装有游动泵 当抽油杆向上运动时 柱塞作冲程时 固 定泵打开 泵从井中吸油 同时 由于游动泵关闭 柱塞将它上面油管中的原油举到井 口 这就是抽油泵的吸入过程 当抽油杆向下运动 柱塞作冲程 固定泵关闭 游动泵打 开 柱塞下面的油通过游动泵排到它的上面这就是抽油泵的出油过程 实际上 游梁 式抽油机 抽油泵相当于一个单缸单作用柱塞泵 只不过将它的水力部分放在井下成 为抽油泵 将它驱动的部分在地面变为游梁式抽油机 两者用又韧又长的活塞杆 抽 油杆连接起来 1 2 2 异相型游梁式抽油机 异相型游梁式抽油机是一种性能优良的游梁式抽油机形式 其外形与常规型游 梁式抽油机没有显著差别 其主要不同在于 1 将减速器背离支架后移 增大了减速器输出轴中心和游梁支点间的水平距 离形成了较大的极位夹角 即驴头处于上 下死点位置时连杆中心线之间的夹角 2 平衡块重心与曲柄轴中心连线和曲柄销中心与曲柄轴中心连线之间构成一 定的夹角 该角称为平衡相位角 由于异相型抽油机具有较大极位夹角 一般为 12 度左右 使得抽油机上冲程时曲柄转过的角度增加 12 度为 192 度 下冲程时曲柄 转过的角度减少 12 度为 168 度 当曲柄转速不变时 就使得悬点上冲程工作时间内 大于下冲程时间 因此 上冲程时悬点的加速度和动载荷减小 由于平衡相位角改 善了平衡效果 从而使减速器的最大扭矩峰值降低 工作扭矩较均匀 所需电动机 功率减少 在一定条件下有节能效果 目前 这种抽油机在我国已得到广泛的应用 1 3 抽油机的改型发展 塔架式数控抽油机 塔架式数控抽油机属于 长冲程 低冲次 机电一体化的抽油机 是现代机械 制造技术 控制技术 功率电子技术与机电一体化技术集成创新的完美结合它采取 控制系统驱动电机运行 通过组合减速传动使抽油机的动力源和终端负载作换向运 动 拖动抽油杆上下反复运行 抽油杆和配重形成了天平式的平衡 相互不断地交 换储存和释放势能的过程 实现了运行时的平衡 使机械效率达到 90 以上 无功 损耗接近于零 起到了四两拨千斤的效果 与常规抽油机相比节能效果达到 30 70 解决了常规抽油机机械效率低 难以实现长冲程和高耗能的难题 精品文档 精品文档 塔架式数控抽油机的主要特点是 1 采用牢固耐用的组合减速传动系统 结合工业电脑数字化控制的永磁同步 制动电机技术 实现了柔性启动 加速 减速 超低速运行 避免了抽油机在换向 启动时的机械冲击 做到了抽油机只保养无大修 延长了抽油机的使用寿命 2 采用简练机身 最大限度的利用空间位置 突破了常规抽油机最大冲程和 最低冲次的局限 最大冲程可达 8 米 最低冲次 0 5 次 扩大了抽油机的使用范围 扩展了抽油机的使用范围 特别适合中高含水期大排量 深井 稠油井的重载强抽 延长了抽油杆 抽油泵的使用寿命 适合了当今大排量 低渗透 稠油井 深井的 不同开采的需要 3 运用变频调速和程序自动控制技术 变传统机械式抽油为现代智能化采油 运行效率高 能耗少 使用可靠 一举将传统的机械采油装备带入了电子时代 采 用无线遥控操作 液晶屏数字显示 清晰可见 调整参数 冲程 冲次 简便易行 无级分别调整上下冲程的冲次 可根据井下工况随时改变参数 达到最大泵效及工 艺的要求 4 独特的配重设计 能轻松 迅速地完成调整平衡的作业 5 可靠的安全保障 运行时运动件与人隔离 操作机器与高压电隔离 调平 衡时配重块落地调整安全无忧 电脑全方位监控抽油机运行 具有过载 失载 缺 相等多种保护功能并有自动起机 不平衡报警 停机 显示故障原因 历史故障记 录等保护功能 6 牢固耐用使用方便 抽油机装卸载 调防冲距上提下挂 碰泵等不用辅助 设备即可完成 大庆油田采油十厂五矿自 2007 年至今已有 108 台塔架式数控抽油机 投产运行 平均运行功率 1kw 左右 维护简单 方便 第 2 章 常规游梁式抽油机传动方案设计 2 1 系统的组成和工作原理 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 游梁抽油机的工作原理是由交流电动机恒速运转拖动抽油泵 沿着重力作用方 向进行往复运动 从而把原油从数百至数千米的井下抽到地面 分析其负载特性可 精品文档 精品文档 知其惯量较大 而不同的油井的粘度大小又很不同 当油的粘度较大时 泵的效率 也变低 往往启动也很困难 该负载又是周期负载 上升 下降行程负载性质亦不 同 下降时尚带有位势负载性质 为适应这复杂的工况 抽油机的配置及其实际工 作状态往往只能是大马拉小车游梁式抽油机运动为反复上下提升 一个冲程提升一 次 其动力来自电动车带动的两个重量相当大的钢质滑块 当滑块提升时 类似杠 杆作用 将采油机杆送入井中 滑块下降时 采油杆提出带油至井口 当抽油机工 作时 整个过程中负载是变化的 工作分为两个冲程 抽油机上冲程时 驴头悬点 需要做出很大的功 这时电动机处于驱动状态 在下冲过程时 抽油机杆柱转动对 电动机做功 使电动机处于类似发电机的运行状态 抽油机未平衡时 上 下冲程 的负载极度不均匀 这样将严重地影响抽油机的连杆机构 减速箱和电动机的效率 和寿命 恶化抽油机的工作条件 增加它的断裂可能性 为了消除这些缺点 一般 在抽油机的游梁尾部或曲柄上或两处都加上平衡配重 这样一来 在悬点下冲程时 要把平衡重从低处抬到高处 增加平衡配重的位能 为了抬高平衡配重 除了依靠 抽油杆柱下落所释放的位能外 还要电动机付出部分能量 在上冲程时 平衡重由 高处下落 把下冲程时储存的位能释放出来 帮助电动机提升抽油杆和液柱 减少 了电动机在上冲程时所需给出的能量 2 2 系统的机构 运动 简图 精品文档 精品文档 第 3 章 曲柄摇杆机构设计 3 1 设计参数分析与确定 3 1 1 设计参数 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 其中 1 悬点指执行系统与抽油杆的联结点 2 悬点载荷 P kN 指抽油机工作过程中作用于悬点的载荷 3 抽油杆冲程 S m 指抽油杆上下往复运动的最大位移 4 冲次 n 次 min 指单位时间内柱塞往复运动的次数 本小组为装备 11 2 班第 3 小组 根据任务书要求 确定设计参数如下 表 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 151 87 P1 20 P2 5 3 1 2 设计要求 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 1 2 t180 k 180 t 则可推得极位夹角 12 21 2 行程要求 经查阅资料可知 通常取 e c 1 35 S e 1 35c 3 最小传动角要求 07 min 查阅资料可知 抽油机的四杆机构属于 II 型曲柄连杆机构 精品文档 精品文档 3 2 按 K 设计曲柄摇杆机构 1 任选固定铰链中心 D 的位置 由摇杆长度 3 l 和摆角 做出摇杆的两个极限 位置 C1D 和 C2D 2 连接 C1 和 C2 做 C1M 垂直于 C1 C2 3 作 90 21 NCC C1N 与 C1M 交于点 P 可见 21PC C 4 作 21C PC 的外接圆 在此圆周上任取一点 A 作为曲柄的固定铰链中心连 接 AC1 和 AC2 因同弧所对圆周角相等 所以 2121 PCCACC 5 因极限位置处曲柄与连杆共线 故 AC1 b a AC1 b a 从而得到 2 2 212 211 ACACl ACACl AD 4 l 参数分析示意图参数分析示意图 精品文档 精品文档 图解法按 K 设计四杆机构杆长 在 55 45 内取 3 l 计算 1 l 2 l 4 l 得曲柄摇杆机构各构件尺寸 取 5 组 数据如下 第一组 精品文档 精品文档 第二组 第三组 精品文档 精品文档 第四组 第五组 精品文档 精品文档 图解法设计四杆机构杆长数据 数据 1 l 2 l 3 l 4 l 10 6502 0501 7002 900 20 6501 5501 7002 400 30 6001 4501 7002 300 40 6501 6501 6002 400 50 6501 9501 6002 700 3 3 曲柄摇杆机构优化设计分析 3 3 1 曲柄条件 因为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 以满足存在曲柄条件 3 3 2 传动角条件 传动角在下死点位置大于 70 度 3 3 3 加速度最小条件 利用 Matlab 软件进行编程计算和画图 求各组的加速度 第一组加速度图像 精品文档 精品文档 第二组加速度图像 第三组加速度图像 精品文档 精品文档 第四组加速度图像 第五组加速度图像 由图可得 加速度最小的数据为第一组 精品文档 精品文档 3 4 结论和机构运动简图 四杆长度及运动参数 L1L2L3L4 下死点 L3 摆角 0 65m2 05m1 7m2 9m 80 46 其满足曲柄条件 且如图加速度有最小值 max a 0 009rad s 2 机构运动简图 精品文档 精品文档 第 4 章 常规游梁式抽油机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 1 功率的确定 抽油机的设计参数 组号冲程 S m 冲次 n悬点载荷 P kn 31 87 P1 20 p2 5 四杆机构的设计参数 L1L2L3L4 下死点L3 摆角 0 65m2 05m1 7m2 9m80 46 用 CAD 作出曲柄在下死点位置转过 10 度后的受力分析 如图所示 受力分析可知 曲柄 L1 的扭矩为 T 3900N m 曲柄的功率为 3 1 1 2 86 9 55 10 T N PkW 电动机的总效率 4 2 3 3 21 其中 1 0 95 带传动 2 0 98 轴承 3 0 97 齿轮转动 精品文档 精品文档 4 0 99 联轴器 0833 99 0 097 98 0 95 0 23 电动机所需的功率 12 86 3 43 0 833 PKW PKW 2 转速的确定 V 型带传动 i 2 4 取 i 4 双级圆柱齿轮减速器 推荐传动比 8 40 取 30ij 已知曲柄转速为 7n0 则 电动机的转速为 0j n ni i 7 3 30 630r min 3 电动机确定 型号同步转速额定功率满载转速 1Y132M11000r min4KW960r min 2Y112M1500r min4KW1430r min 3Y160M1750r min4KW720r min 为合理地分配传动比 并且避免齿轮的尺寸过大 选用 Y160M1 4 传动比的分配 传动比 9 102 min r7 min r720 n n i 0 m a V 带传动比 i 4 减速器传动比 725 25 4 9 102 i i i 4 a 高速级 8 5725 254 14 1i1 低速级 精品文档 精品文档 4 4 8 5 725 25 i i i 1 2 4 2 各轴转速计算 轴 r min180 3 720 3 1 i n n m 轴 r min 0 31 8 5 180 1 1 2 i n n 轴 r min04 7 4 4 0 31 2 2 3 i n n 曲柄 r min04 7 30 nn 4 3 各轴扭矩计算 电动机 m45 5N 720 3 43 95509550 m n P T 轴 mNiTT 172 995 0 0 445 5 131 轴 mNiTT 982 898 0 8 572 81 2112 轴 mNiTT 4110 797 0 98 0 4 4982 8 23223 曲柄 mNTT 406999 04110 7 430 4 4 各轴输出功率 I 轴 KWPP3 1998 095 0 43 3 121 轴 KWPP3 0397 0 98 0 19 3 2312 轴 KWPP2 9798 0 3 03 223 曲柄 KWPP2 9499 0 2 97 430 精品文档 精品文档 传动分配图 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 1 材料及许用应力 中等冲击 高速及传动比 8 5 1 i 转速 min 180 1 rn 功率 KWP19 3 1 采用 软齿面 小齿轮用 40MnB 调质 齿面硬度 241 286HBS MPa H 730 1lim MPa FE 600 1 大齿轮用 ZG35SiMn 调质 齿面硬度 241 269HBS lim2 620 H MPa MPa FE 510 2 取安全系数 SH 1 25 SF 1 6 则 精品文档 精品文档 MPa SH H H 584 25 1 730 1lim 1 MPa H 496 25 1 620 2 MPa SF FE F 5 37 6 1 600 1 1 MPa F 75 318 6 1 510 2 2 按齿面接触强度设计 齿轮按 8 级精度制造 取载荷系数 K 1 5 齿宽系数 8 0 d 小齿轮上的转矩 mmN n P T 56 1 16 1 1069 1 180 19 3 1055 9 1055 9 中心距 mm ZZ u uKT d H HE d 38 87 496 5 2188 8 6 18 6 8 0 1069 1 5 1212 3 2 5 3 2 1 1 取 ZH 2 5 ZE 188 齿数取 Z1 32 则 Z2 5 8 32 186 实际传动比 186 i 5 81 32 模数 mm d m73 2 32 38 87 32 1 齿宽 mmdb d 9 6938 878 0 1 取 b2 60mm b1 65mm 取模数 m 3 则实际的 d1 Z1m 32 3 96mm d2 Z2 m 186 3 558mm 中心距 mm dd a327 2 21 取 mma325 3 验算轮齿弯曲强度 齿形系数 81 1 16 2 63 1 56 2 2221 SaFaSaFa YYYY MPaMPa Zbm YYKT SaFa F 37543 122 32960 63 1 56 21069 1 5 122 5 1 2 111 1 精品文档 精品文档 MPaMPa YY YY SaFa SaFa FF 75 31871 114 63 1 56 2 81 1 16 2 43 122 11 22 12 4 齿轮圆周速度 sm nd v 905 0 60000 1809614 3 100060 11 选用 8 精度适宜 5 优化设计 减小 b 取 m 3 取实际的 MPa FF 318 2max2 则 MPa F 7 335 max1 可求得 b 21 88mm 取 b2 25mm b1 30mm 验算轮齿弯曲强度 MPaMPa MPaMPa F F 75 31827 275 63 1 56 2 81 1 16 2 8 293 375 8 293 32925 63 1 56 2 1069 1 5 12 2 5 1 5 2 低速级齿轮传动设计计算 1 材料及许用应力 中等冲击 传动比 2 4 4i 转速 2 7 04 minnr 功率 2 2 97PKW 采用软齿面 小齿轮用 40MnB 调质 齿面硬度 241 286HBS MPa H 730 1lim MPa FE 600 1 大齿轮用 ZG35SiMn 调质 齿面硬度 241 269HBS lim2 620 H MPa MPa FE 510 2 取安全系数 SH 1 25 SF 1 6 则 MPa SH H H 584 25 1 730 1lim 1 MPa H 496 25 1 620 2 MPa SF FE F 5 37 6 1 600 1 1 MPa F 75 318 6 1 510 2 精品文档 精品文档 2 按齿面接触强度设计 齿轮按 8 级精度制造 K 1 5 8 0 d 小齿轮上转矩 mmN n P T 66 2 2 6 1 104 04 7 97 2 1055 9 1055 9 中心距 mm ZZ u uKT d H HE d 7 254 496 5 2188 4 4 14 4 8 0 1045 1212 3 2 6 3 2 1 1 齿数取 Z1 32 则 Z2 4 4 32 141 实际传动比 41 4 32 141 i 模数 mm d m95 7 32 7 254 32 1 齿宽 mmdb d 76 203 7 2548 0 1 取 b2 200mm b1 205mm 取模数 m 8 则实际的 d1 Z1m 32 8 256mm d2 Z2 m 141 8 1128mm 中心距 mm dd a692 2 21 取 mma690 3 验算轮齿弯曲强度 齿形系数 81 1 18 2 63 1 56 2 2221 SaFaSaFa YYYY MPaMPa Zbm YYKT SaFa F 375122 25 3264200 63 1 56 2 1045 122 6 1 2 111 1 MPaMPa YY YY SaFa SaFa FF 75 31815 601 63 1 56 2 18 181 2 22 251 11 22 12 4 齿轮圆周速度 sm nd v 590 0 60000 40 756214 3 100060 11 优化设计 精品文档 精品文档 减少 b 取 m 8 取实际 318MPa 2 F2max 则 336 29MPa 1max F 求得 72 71mmb 取 75mmb1 80mmb2 验算齿轮弯曲强度 375MPa326MPa 326475 1 632 651041 52 6 F1 MPa75 318308 3MPa 1 632 65 1 812 18 326 F2 两级齿轮传动减速器参数 模数齿数分度圆 d齿宽中心矩传动比 i 1329630 2 3 18655825 3255 8 33225680 4 8 141112875 6904 4 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 因此 带传动常适用于大中心距 中 小功率 带速 v 5 25m s 在近代机械传动中应用十分广泛 综合考虑带链传动的优缺点我们选择带传动 精品文档 精品文档 6 2 带传动设计计算 电动机 1 n 720r min 高速级 转速 2 180 minnr 输入功率 3 26pkw 1 求计算功率 c p 查表 13 8 得 1 4 A k 得 1 4 3 264 56 cA pk pkwkw 2 v 带型号 根据 1 4 56 720 min c pkw nr 查表 13 16 选用 A 型 3 求大小带轮基准直径 12 d d 由表 13 9 得 1 75dmm 现取 1 140dmm 则 1 21 2 720 1 140 1 0 02 548 8 180 n ddmm n mm 取 2 560dmm 4 验算带速 v 1 1 140 720 5 28 60 100060 1000 d n mm v ss 带速在 525 s 范围内合适 5 求 v 带基准长度 d l 和中心距 a 初步选取中心距 012 1 5 1 5 140560 1050addmm 带长 2 21 0012 0 2 2 24 560 140 2 1050 140560 3242 24 1050 dd ladd a mmmm 查表 13 2 对 A 型带适用 3550 d lmm 实际中心距 精品文档 精品文档 0 0 35503242 10501204 22 d ll aammmm 6 验算小带轮包角 000000 21 560 140 18057 318057 3160120 1204 dd a 合适 7 求 v 带根数 Z 00 c al p Z pp k k 令 1 720r minn 1 140dmm 查 13 3 得 0 1 28pkw 传动比 2 1 560 4 08 1 140 1 0 02 d i d 查表 13 5 得 0 0 089pkw 由 0 1 160 查表 13 7 得 0 95 a k 查表 13 2 1 17 l k 4 56 2 997 1 280 089 0 95 1 17 Z 取 3 根 8 求作用在带轮轴上的压力 a F 0 1kg mq 则单根 v 带的初拉力 2 0 5002 5500 4 562 5 1 1 0 1 5 28137 6 3 5 280 95 c p FqvNN zvka 作用在轴上的压力 0 0 0 160 2sin2 3 237 6 sin1404 28 Q FZFNN 精品文档 精品文档 第 7 章 减速器轴设计计算 7 1 高速轴设计计算 7 1 1 最小轴径计算 材料 45 钢 调质 217 255HBS 取 C 110 33 min 3 14 11028 7 180 P dCmm n 因键槽影响 故将轴径增加 4 5 d 32mm 7 1 2 结构设计 7 1 3 强度刚度校核 扭矩 172 9TN m 齿轮分度圆直径 96dmm 圆周力 3 22 172 9 10 3600 96 t T FN d 径向力 tan3600tan20 1310 3 rt FFN 作用在轴左端带轮上外力 1404FN 1 求垂直面的支承反力 精品文档 精品文档 1 2136221362 1310 3922 5 213213 vr FFN 21 1310 3922 5387 8 vrv FFFN 2 求水平面的支承反力 1 21362 213 21362 36002552 213 Ht FF N 21 360025521108 HtH FFFN 3 F 力在支点产生的力 1 801404 80 527 3 213213 F F FN 21 1404527 31931 3 FF FFFN 4 绘垂直面的弯矩图 图 a 1 0 062 922 5 0 06257 2 aVV MF N m 5 绘水平面的弯矩图 图 b 1 0 062 1108 0 06268 7 aHH MF N m 6 绘 F 力产生的弯矩图 图 c 2 0 081404 0 08112 3 F MFN m 1 0 062527 3 0 06233 aFF MFN m 7 求合成弯矩图 图 d 考虑到最不利的情况 把 22 aaaFVH MMM 与 直接相加 2222 57 268 733122 4 aaVaHaF MMMMN m 22F MM 8 求轴传递的转矩 图 e 9 求危险截面的当量弯矩 图 f 22 ea MMT 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力 取折合系数 0 6 代入上式可得 精品文档 精品文档 22 122 4 0 6 172 9 160 4 e MN m 10 计算危险截面处轴的直径 轴的材料选用 45 钢 调质处理 则 650 B MPa 1 60 b MPa 3 3 3 1 160 4 10 30 0 1 0 1 60 e b M dmm 由高速轴设计部分可知 危险截面处直径为 96mm 满足强度要求 11 刚度校核 3 444 3232 172 9 10213 0 0020 5 8 1040 Tl G d 7 2 中间轴设计计算 7 2 1 最小轴径计算 材料 45 钢 调质 217 255HBS 取 C 110 得 33 min 3 03 11050 7 31 P dCmm n 7 2 2 结构设计 精品文档 精品文档 7 2 3 轴的强度刚度校核 扭矩 982 8TN m 齿轮分度圆直径 12 246558dmmdmm 圆周力 3 1 1 22 982 8 10 7551 246 t T FN d 3 2 2 22 982 8 10 3522 6 558 t T FN d 径向力 11tan 7551tan202748 rt FFN 22tan 3522 6tan201282 rt FFN 精品文档 精品文档 1 求垂直面的支撑反力 112 2147060 214214 2147060 274812821489 7 214214 Vrr FFF N 2121 1489 7 1282274823 7 VVrr FFFF N 2 求水平面的支承反力 112 2147060 214214 2147060 75513522 64093 4 214214 Htt FFF N 2121 4093 43522 6755165 HHtt FFFF N 3 绘垂直面的弯矩图 图 a 0 07 1489 7 0 07104 3 aVN MF N m 2 0 0623 7 0 061 4 bVV MFN m 4 绘水平面的弯矩图 图 b 1 0 074093 4 0 07286 5 aHH MFN m 2 0 0665 0 063 9 bHH MFN m 5 合成弯矩图 图 c 22 22 286 5104 3304 9 aaHaV MMM N m 2222 2 91 44 1 bbHbV MMMN m 6 求轴传递的转矩 图 d 7 求危险截面的当量弯矩 aa 截面最危险 其当量弯矩为 22 ea MMT 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力 取折合系数 0 6 代入上式可得 精品文档 精品文档 22 304 9 0 6 982 8 663 8 e MN m 8 计算危险截面处轴的直径 轴的材料选用 45 钢 调制处理 则 1 650 60 Bb MpaMpa 所以 3 3 3 1 663 8 10 48 0 1 0 1 60 e b M dmm 考虑到键槽对轴的削弱 将 d 值增加 5 故 1 05 4850 4dmmmm 由中间轴设计部分可知 危险截面处直径为 80mm 满足强度要求 9 刚度校核 3 444 3232 982 8 10214 0 0030 5 8 1055 Tl G d 7 3 低速轴设计计算 7 3 1 最小轴径计算 材料 45 钢 调质 217 255HBS 取 C 110 得 33 min 2 97 11082 5 7 04 P dCmm n 因键槽影响 故将轴径增加 4 5 取轴径为 85mm 7 3 2 结构设计 精品文档 精品文档 7 3 3 强度刚度校核 扭矩 4110 7TN m 齿轮分度圆直径 1128dmm 圆周力 3 22 4110 7 10 7300 1128 t T FN d 径向力 tan7300 tan202660 rt FFN 作用在轴右端联轴器上外力 6000FN 1 求垂直面的支承反力 1 2167221672 26601733 3 216216 Vr FFN 21 2660 1733 3926 7 VrV FFFN 2 求水平面的支承反力 1 2167221672 73004866 7 216216 Ht FFN 21 2433 3 HtH FFFN 3 F 力在支点产生的反力 精品文档 精品文档 1 1216000 121 3361 1 216216 F F FN 21 60003361 19361 1 FF FFFN 4 绘制垂直面的弯矩图 图 a 1 0 072 1733 3 0 072124 8 aVV MFN m 5 绘制水平面的弯矩图 图 b 1 0 0724866 7 0 072350 4 aHH MFN 6 F 力产生的弯矩图 图 c 2 0 1216000 0 121726 F MFN m 1 0 0723361 1 0 072242 aFF MFN m 7 求合成弯矩图 图 d 考虑到最不利的情况 把 aF M 与 22 aVaH MM 直接相加 得 22 22 124 8350 4242614 aaVaHaF MMMM N m 22F MM 8 求轴传递的转矩 图 e 9 求危险截面的当量弯矩 f 图 22 ea MMT 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力 取折合系数 0 6 代入上式 得 2 2 6140 6 4110 72542 e MN m 计算危险截面处轴的直径 轴的材料选用 45 钢 调质处理 则 1 650 60 bb MPaMPa 3 3 3 1 2542 10 75 0 10 1 60 e b M dmm 考虑到键槽对轴的削弱 将 d 值增大 5 故 1 05 7579dmm 由低速轴设计部分可知 危险截面处直径为 100mm 79mm 所以 该轴满足强度 精品文档 精品文档 要求 10 刚度校核 3 434 3232 4110 7 10216 0 0020 5 8 1085 Tl G d 7 4 轴的设计步骤 1 计算最小轴径 2 由最小轴径初选轴承 3 各轴段的确定 根据轴上零件的尺寸确定其安装轴段的长度和直径 并同 时考虑轴上零件的定位和固定 画出各轴的草图 4 校核轴的强度及刚度并计算轴承寿命 若满足要求 用 CAD 画出各轴的装 配图 如不满足 修改后再画图 5 选择地脚螺栓 轴承旁连接螺栓和轴承盖螺钉 并根据图表确定轴承盖尺 精品文档 精品文档 寸 如下图所示 精品文档 精品文档 6 最后完善轴系装配图 精品文档 精品文档 第 8 章 轴承寿命计算 8 1 高速轴支撑轴承选型计算 8 1 1 选用轴承 深沟球轴承 型号 6308 转速n 180r min 已知轴承承载 r F 3105N 预期寿命 h L 43800h 径向基本额定动载荷 r C 40 8KN 8 1 2 确定当量动载荷 P 因为 a F 0 所以 a r F e F 则 X 1 Y 0 rr P XF F 3105N 8 1 3 计算轴承的使用寿命 6 t h p f C10 L h 60nf C 取 10 1 5 1 3 pt ff 则 10 63 3 h 101 40 8 10 L 128311h 60 1801 5 3105 约 14 年 所以选择深沟球 6308 轴承满足要求 8 2 中间轴支撑轴承选型计算 8 2 1 选用轴承 深沟球轴承 型号 6311 转速 min r31n 已知轴承承载 N F 4356 r 预期寿命 h43800 n L 精品文档 精品文档 径向基本额定动载荷 kNCr 5 71 8 2 2 确定当量动载荷 P e0 r a a F F F 则 01 YX NFXFP r 4356 r 8 2 3 计算轴承的使用寿命 h pf cf n60 10 p t 6 h L 取 3 10 1f5 1f tp 则 3 10 36 h 43565 1 10 5 711 3160 10 L 年 约178h 1564024 选择深沟球轴承 6311 满足要求 8 3 低速轴支撑轴承选型计算 8 3 1 选用轴承 深沟球轴承 型号 6219 转速 7 04 minnr 已知轴承承载 5166 r FN 预期寿命 43800 h Lh 24 小时工作 5 年 运转中受 中等冲击 径向基本额定动载荷值 r C 110KN 8 3 2 确定当量动载荷 P 因为 a F 0 所以 a r F e F 则 X 1 Y 0 精品文档 精品文档 r P XF F5166 r N 8 3 3 计算轴承的使用寿命 6 h 10 L 60n t p f C h f P 取 10 1 5 1 0 3 pt ff 代入上式 10 63 3 101 0 110 10 16397067 60 7 041 5 5166 h Lh 约 1871 年 所以深沟球轴承 6219 满足要求 第 9 章 设计结论汇总 9 1 已知条件 设计参数 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 87P1 20 P2 5 精品文档 精品文档 9 2 结论 1 四杆机构杆长 abCd 650205017002900 2 最终实际传动比 i V 带高速级齿轮低速级齿轮 4 05 84 4 3 各轴转速n 1 n r min