抽油机机械系统设计常规型毕业设计说明书

1、1.2.3.4.5.6.7.8.9.10.11.12.附录*(26)目录: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带传动设计*(10)齿轮传动设计*(11)轴的结构设计*(19)轴承寿命校核*(21)心得万总结*(25)*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

2、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。悬点一一执行系统与抽油杆的联结点悬点载荷P(kN)一一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P(kN)，下降S(m)悬点载荷p的静力示功图一一在柱塞上冲程过程中，由于举升原油，作用于悬点的载荷为pi,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To油井工况为:上冲程时间下冲程时间冲程S(M)冲次N(次/MIN

3、)悬点载荷P(N)8T/157T/151.314月=40,2=15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

4、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：输入一一连续单向转动；输出一一往复移动输入、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

5、最小,由此确定a、b、c、do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顺时针摆动一一C1-C2,上冲程(正行程)，P1,D=192°,慢行程，B1一B2;CD逆时针摆动一一C2C1,下冲程(反行程)，P2,马=168°,快行程，B2一B1。e或吃修。曲柄转向应为逆时针，n型曲柄摇杆机构a2+d2>b2+c2设计约束：(1)极位夹角12°儿心皿必2)?二(6+4产+(6+2)。-2(6+a)(

6、b-a)cos8(2)行程要求通常取e/c=1.35S=e=1.35c(3)最小传动角要求%运=180°-cos-1”>40°2bc(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：若以少为设计变量，因S=1.35M,则当取定小时，可得co根据c、少作图，根据0作圆Y,其半径为r。nr=csin(r/2)/sindg=loD=c而(8+M2)/sin&sin8=2csin巧y2)fmitt日/垢="+次=蚂£皿产+日)fsin8=2csin(/5+3)sm

7、(/2)/sinSa=c$in(M2)sin(/5+?)-sm£/sin6b-c口£“nn&d=/"=Jr4g，_3gcos(2/+口各式表明四杆长度均为w和3的函数=180°-（90°-必2）=90°-%2取加和3为设计变量根据工程需要：心小二网5羽匹43思=咒9QJ9-M2-叼优化计算： .在限定范围内取少、3,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3=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°

8、;循环计算）； .找出上冲程过程中的最大值a3max。对于II型四杆机构，已知杆长为a,b,c,d,原动件a的转角内及等角速度为交（30,n为执行机构的输入速度）.从动件位置分析（如图所示），内为AD杆的角度黯+（»）一a=arccos2dQ+B）机构的封闭矢量方程式为：。产+3产+产二加加（1.1）欧拉公式展开a(cos%+isinq)+A(cos的+isin(q)+c(cos回+isin内)二或c。弗+isin/)令方程实虚部相等一''''''acos用+6ccs%cos我二dcos网白£in或为+csm他=(1.2)消去

9、以得，乂cos用+上出青+。=0(1.3)A=dcos-acos,#+炉+1-射u=其中202tan(0/2)的口*二/1+tan处/2)又因为cos用=l-tan"3/2)1+荷(倭/2)代入（1.3）得关于匝（取12）的一元二次方程式，解得.3土八炉loretanA-D-A2arctan(1.(4)戈二arctanB构件角位移可求得工-CCGS轻（1.5）.速度分析对机构的矢量方程式求导数得口邳+她涉，C四产=0（1.6）将上式两边分别乘以，陋或晒得51口（8-明）鼻血口（8一我）件二4m工伤二q'I”tsin（何一色）或加m（佬一孰）（1.7）&（1.8）加速度

10、分析将（1.6）式对时间求导得一叫%娴+b卸产-她铲+c愆产一码廿的=0（19）对上式两边同乘g一丽或g一岫得生_一网阳一的侬-的）。51口一%）一朝F端cos:的）一方谥侬3二%或，.二二三£应用网格法编程计算可得（具体程序见附录）股0.7854/5=0.1728a=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=s/=1.3/0.7854=1.655电机选择：Matlab分析，悬点最大速度在上冲程且政=0-5690rad/s,则/酰=0一%17m/s根据工况初采用展开式二级圆柱齿轮减速，联合V型

11、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：一刀5田；毋以其中，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。办取0.94,%取0.98,内取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”0.94x0.933x0.972x0.99x0.90=0.74nFv40x1000x0,9417工批审4=5比取则电动机所需工作功率'l|r'1111'I根据手册推荐的传动比合理范围，取v带传动的传动比为M=24,

12、二级圆柱齿轮减速器传动比=,则总传动比的合理范围为1口=16160,故电机转速可选范围为一：一一r/min符合这一范围的同步转速有750,1000,1500r/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;_W_口n=70.2114分配传动比，初选则减速器传动比为v带=2一8,以致其外廓尺寸不致过大,r=k=21=25.08%2

13、,8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则展开式齿轮减速器，由手册展开式曲线查得高速级i3=i/i1=25.08/6.28=3.99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1 I141储？为相邻两轴间的传动比1为相邻两轴间的传动效率弓禺，场,为各轴的输入功率（kW）刀/,为各轴的输入转矩（kW）K的/口为各轴的转速（

14、r/min）则各轴转速:nt-=35107r/minI轴2.8为=色二充10=55,90"minII轴一“J?55,9015m/，阀加=14.01r/mitiIII轴L一曲柄转轴三二各轴输入功率：I轴:一;O'II轴-；.一一一：III轴2:，-,、一,-，,二曲柄转轴,二鹿一一一：各轴输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98,则.'：'方=0.9编=0.98x45刀=4466飒4=084=0.98x43.32=42.45%二0,986二0.98x42,98=42.03次各轴输入转矩；p51Td=9550)=9550x=495.97双恻电机输出转矩1,I轴上一

15、II轴二二1:L】.J_._u'''iii轴曲柄转轴-_L1'.-.-1I一上一.一'二I-III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，由于载荷变动较大父/取1.3,P=51kW故丁选取为D型带，小带轮力355400mm。查表初选心=375mm大轮准直径/刃=崂(1-E)=2一8x3一乃*。一99=1040优，在允许范围内取d刃=1060验算带速v也幽开375x983y二Ji,y5雨fs60x100060x1000,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4初定中心距-2%+4J

16、0.7x(375+1060)<<2x(375+1060)1004,5<aa<2870带长小2%+永%+电)+%他初选斯=坝0恸品=2x1800+2(375+1060)+竺匕竺广=5918由一-：.查表取实际中心距=1638制明口一2一双名】+%)+J24一开(处+d门)8(4-d魂)a8实际中心距调节范围推荐值为：4加二”0.0154二1638-0,015x5600二1554/溶勺班二。+0,034=1638+0,03x5600=1806*验算小带轮包角O-=180°-x57.3°=180°-1060375x57.30=15604°

17、;>120°a1638包角合适确定带的根数因当=375物,"=983”血。传动比i=2.8,由表线性插值得耳=1795沛66.3=3.45取z=4根破二297郴上=0938自=098因+A即上启-(17,95+2,97)x0.938x0.98确定初拉力F。单根普通V带的初拉力D带q=0.6kg/mP2566g?5=500(-1)+v2=500xx(-l)+0,6xl9.33=938.627zv与4x1930,938计算带轮轴所受压力%国二22片即色二2x4x93&6xsm=7345.327白口22带轮结构设计(如下)小带轮.，二，一,'，r大带轮二，一

18、八一.二；.，齿轮传动设计：A.高速级设计输入功率p=47.94kw,小齿轮转速与二351.Q7r/mi口，传动比=6.28。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56-62HRC,有效硬化层深0.50.9mm。有图查得，5fmiU=m=1500麻4,=m2=500M%,齿面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上p上47947

19、=955X1063=9,55幻。6乂士！=1304090M切公351.07(2)确定齿数z取Z=19,z,=6,28xl%12。传动比误差=-=120/19=6321=6"6篁ZOO%=Q.637%M5%46.28允许(3)初选齿宽系数4按非对称布置，由表查得二=0.6(4)初选螺旋角'=12。(5)载荷系数K使用系数"由表查得右二15动载荷系数4,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,由表查得即二L*,初取b/h=6,再查图得=1.15;齿间载荷分配系数感，由表查得。二%二1<载荷系数K

20、、-一：'（6）齿形系数？曲和应力修正系数匕zvl=zjcos3/?=19/cos3120=20.30、/日.1.三里四数zt3=za/cos3120/cos3125=128.22丫也i=2,82,Ga=2,13查表:二_一:（7）重合度系数Z端面重合度近似为：%=1.88-32(l+-)coSjS=l88-32(-+)cos20"=1.62马马19120用=arctan(tand/cos萄=arctan(tan20°/cos120)=20.41031°4=arctan(tanfccsg)=arctan(tan120cos20.41031°)=1

21、1.26652°匕=025+0，允°'4=0.25+015gJll26652°=Q695则,1Y(8)螺旋角系数FRinf刎0,6x19a%=tanp-tsii12=0.77轴向重合度"二，"丁B12°y=1-p=1-0.77x.=0.9234/120°120°(9)许用弯曲应力安全系数由表查得-/-小齿轮应力循环次数=60=60x351.07x1x10x300x8=5.06x10®大齿轮应力循环次数=/=5,06x103/6.32=801x107%=2。查表得寿命系数=0.88=0.86,实验齿

22、轮应力修正系数由图表预取尺寸系数=.吃。£%宅1=7MM%1.25许用弯曲应力Yy,（10）计算模数比较：三二500x0.86x2x1t25=232x155=0006209,=113X131=0.005604704688哈保第所3恃捣之小L按表圆整模数，取-(11)初算主要尺寸初算中心距以二端(4+)/(2cosm=5(19+120)/(2cosl2°)=355.26加阳，取a=356mm明(力+)5x(19+120)3=arccos-=arccos=1254556修正螺旋角二2三二二端盯/85B=5x19/cos12545560=97324?w?s分度圆直径1=.一二齿宽

23、心阳06x97324=5339根,取*64怫内二5厢="=0.61齿宽系数-臼，:1J(12)验算载荷系数K科的324x983V-=Js7-19圆周速度60x100060x1000，由图查得人，一1"由图查按少由表查得又因b/h=b/(2.25,?)=59/(2.25*5)=5.3得承二115,不变又乂一1-5和降=%二L4不变，则K=2.90也不变故无须校核大小齿垂齿根弯曲疲劳强度。3 .校核齿面接触疲劳强度(1)确定载荷系数载荷系数匚-：,二.，:-1二一4=5x1,2x14x1.18=2.97(2)确定各系数材料弹性系数节点区域系数重合度系数21，由表查得力二恰9&a

24、mp;函叼二245=0,820螺旋角系数-(3)许用接触应力-"cos§-Vcos12.545560-0976试验齿轮的齿面疲劳极限-'.ZL.匚一一.1一一寿命系数尺寸系数,由图查得z加=。927雷-098T2W=1,4二1；安全系数2H二川圾匹马二1366.34"1.01则许用接触应力=十=%"取.-上-:；(4)校核齿面接触强度明干+11口”c32.97x267986.32+1q=139,8x2.45x0.820xO.976x-XVMjuv64x973246.32=1431.7MPa<145545舷%满足齿面接触强度4 .计算几何尺寸

25、d=97,324ww&-614676儿=(父+芍一心)物-5所阳%=(卜；+七，一百)施=135x5=6.75?九二W+2电-97.324+2x5107.324/mwdg=d2+24=614.676+2x5=62467Swim4孙二山-2%=97.324-2x6.75=83.824mm见=4-2%=614676-2x6.75=601.176wwaB.低速级设计输入功率P=45.57kW,小齿轮转速的二55-90”皿口，传动比i=3.99。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5

26、6-62HRC,有效硬化层深0.50.9mm。有图查得，心撷1=仃撷2二”。诳,1"=5。诳0,齿面最终成型工艺为磨齿。1 2)齿轮精度8级2 .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71=955x10s殳=955x106x空二77g5215M加叼55.90(2)确定齿数z取马=314二%=399x31总124传动比误差丁4-399=1124/31=4,=xl00%=0251%<5%&3.99允许(3)初选齿宽系数4按非对称布置，由表查得二=0.6(4)初选

27、螺旋角QT2"(5)载荷系数K使用系数%,由表查得父x=L5动载荷系数，估计齿轮圆周速度v=5m/s,则由图表查得=1.03;齿向载荷系数工邓,预估齿宽b=120mm,由表查得人到二12。,初取b/h=6,再查图得0=1.16;齿间载荷分配系数M感，由表查得之载荷系数k、一户£不-中一-一一4'1：-1(6)齿形系数？曲和应力修正系数%.=马/cos*fi=31/cos3120=33.12当量齿数.'1:1丫理=250,)4=2.15查表一：一.一(7)重合度系数X端面相合度近似为：%=188-32(+l)cos/Sl88-32(-+)cos20'=

28、l65马z4311244=arctan(tanQ/cos=arctan(tan20°/cos12°)=20.410310自=arctananfco吗"arctan(tanl2°cos20.41031°)=11.266520y”025+空衬A=025+°75c""26652°=0695则.1(8)螺旋角系数q二应二刎.产二支tM12。二1一26轴向重合度二,-二312°I=l-£L=l-126x=0.874户户120°120°(9)许用弯曲应力安全系数由表查得-/-小

29、齿轮应力循环次数60=60x5190x1x10x300x8=8.05xl07大出轮应力循环次数从二町"&05xl0，/3.99=2.02x。查表得寿命系数卜二。总九川93,实验齿轮应力修正系数二-11，一Y=1由图表预取尺寸系数-：-加095mL欣丹1.25_二_500x0-9X2x1_744Mp口许用弯曲应力SF125744但注=丝吧用=0.005395,组运=2-I33=0.005288比较Q?为76°yiyY，匕，取二三J.(10)计算模数小昌也必叱坛8S，产7咨”萼空X00053x0695x0974cos"?=5.968忸：4串产V06Kmp按表圆

30、整模数，取'三'一(ii)初算主要尺寸初算中心距"端口+用/(2cosm=5(31+124)/(2cos12°)=475.39湘陋，取a=476mm%+%)6x(31+124)J切14Td=arccos=arccos=1234157修正螺旋角工2二:&=z3/cosjS6x31/cos1234157=190340楸制分度圆直径d,=m24/cos#=6x124/cos12.34157*=761.560mm齿宽八刎=0.6x190340=1142。怫,取%=120恸地=工=0.604齿宽系数一，一-1'(12)验算载荷系数KV-圆周速度加婢口_

31、190340x55.9060x100060x1000=0.557加/sy_167,由图查得按期二0&4二115怫，由表查得期八20,又因b/h=b/(2.25%)=115/(2.25*6)=8.5由图查得理=117,不变又一1-5和K电=&F釐=L4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T-；,一、1一=1.5x103x14x1.16=2.51(2)确定各系数材料弹性系数节点区域系数重合度系数%由表查得7s的0=245z”Q,82。螺旋角系数34157:0,988(3)许用接触应力试验齿轮的齿面疲劳极限

32、1ku.。二二：一一"二:寿命系数h,由图查得z超二)92,痴二Q98岛=1尺寸系数4=1；安全系数*二131500x0,92x1x1foi二1366,34师。=/%产后=15皎°夕以以1=145545距则许用接触应力'，：取.一上-二-一_.(4)校核齿面接触强度1298x2.45x0320x0982k,2.51x40901.63.99+1115x190,340X3.99=9124Uffia145545mr满足齿面接触强度4 .计算几何尺寸d3=190340;m?m，4=761.560wshha=(/；+WAy)/w=6咕耀与二5;+T*一百)掰=1.35x6=8

33、.d史=4+2为=190.340+2x6=202,340型rffi+=d*+2%=761560+2x6=773.560?mmid#=/-2%=190.340-2x81=174145-2hf=761,560-2x8,1=745.36加轴的结构设计：I轴：110x?经3566皿351,071 .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217255HBsd1dli=110X?J-102.752 .初算轴径取A=110得舞155.9

34、0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217255HBs庐（43324加=阕一=11。乂=145.68mw2 .初算轴径取A=110得1犀R1401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：II轴：由手册查得30314。=218双。,=272邮"035了=17计算附加轴向力%£4耳；二耳=26798=997WcosjBcosl2凡/二月tan#二26798tan1/=5696”&

35、;=7345,327%=271*W7345.，1羽=句前"=4166+7345.3-P971=L540ATrtl28ge上二"弋x=2U"4M%=25798-20214=S58Wk,、=#H6f+2021"=20638N,%=Jl541+65弘=6761/7耳二心贝2冷=2063E2xl7)=6070M%=片/(27)=6761<2x17)=19於曾(2)计算轴承所受轴向载荷:%+41=1988+5696=7684心网I轴右端轴承被“放松”号=76844见二%=1988"(3)计算当量动载荷=21=0.37>=035左：6761查表

36、知X=0,40Y=1.72=些=0,29(目=0,35右：%6761查表知X=1Y=0则、，二:4；'一二(4)轴承寿命计算:&按左轴承计算叫E迹£爪0乜60网户60x351.0723450所选轴承合格II轴：由手册查得32222。二430圾7=665也吕二。42/二14Fr3和FM计算附加轴向力/典V条与需j。川心号翳=25300*=9400"&；=&tan£=818。0tan17=17387"30437x108-9400x208=3714M%&=37437+3714-9400=2475IN25300x228+8

37、1800x108二47411M耳m=2530。+幻80047411=59689过门户/翳=8侬。*需=3。437”凡=也奈+二J37N+4741F=47556M以二也:+耳=64617NF翁=%/的=47556/(2花.4)=16984纵居,=%/(2T)=64617/(2x1.4)=23077V(2)计算轴向载荷v%+%-%=16984+17387-5400=18131>&ii轴右端轴承被“放松”%=18183®,%二4=16984双凡；二与/如尸=25300tan12'=54Q0N190.34二遇生超5=8侬必(3)计算当量动载荷2:侵组036c42左：/4

38、7556查表知X=1Y=0则、二2.8=042查表知X=0.4Y=1.4则一；.二-二U：-二二(4)轴承寿命:W>4按右轴承计算£一%_变一娟30000,to23力，60八P60x55.9308451'一.满足工程要求iii轴：由手册查得32032。=42。蝴0二732飒"。46/二13WFts"n计算附加轴向力%,%3+经箸誓”%",粉=7到。需=2期加月;=&tan户=77500tanl20=16473N77500x1053-W15-=41398M,晶§=77500-41398=361Q2N

39、2招37x105.5-1?A5-=15404=28837-15404=13433区5=也；+耳奈=J154M+4139#=44171MX=71343?+361022=38520M%=Fr5i(2Y)=44172/(2乂13=16989M区后=4&侬)=33520/(2x1.3)=14815ZZ计算轴向载荷：%+%=14815+16473=31288>%III轴左端轴承被“放松”%=31288“=%=16989”(3).算当量动载荷区二吧丝03gs04S左：居§44171查表知X=1Y=0则、4一二”一Z二婆包031.046右：以38520查表知X=0.4Y=1.3则J一

40、二一J-J'I(4)轴承寿命按右轴承计算4=丝己、上网照第“心心卡60360x14.0161690.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

41、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.优化设计程序外找出最优的四杆杆长clearsymsQ1Q2P1;%Q1为犷，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;fori=1:length(Qu1);Q1=Qu1(i);Qu2=5*pi/180:0.1*pi/180:(pi/2-pi/9-Q1/2-5*pi/180);forj=1:length(Qu2);Q2=Qu2(

42、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(rA2+gA2-2*r*g*cos(2*Q2+pi/15);m=pi-acos(bA2+cA2-(a+d)A2)/2/b/c);ifm>40*pi/180;%判断传动角条件x=0;fork=1:length(P);P1=P(k);P4=ac

43、os(dA2+(a+b)A2-cA2)/2/d/(a+b);A=d*cos(P4)-a*cos(P1);B=d*sin(P4)-a*sin(P1);D=(AA2+BA2+cA2-bA2)/(-2)/c;P3=2*atan(B+sqrt(AA2+BA2-DA2)/(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*w2A2-a*w1A2*cos(P1-P2)-c*w3A2*cos(P3-P2)/c/si

44、n(P3-P2);ifabs(x3)>x;x=abs(x3);%求出该种情况的最大角速度end;end;ifx<xm;%找出最优方案xm=x;%最大加速度n1=Q1;%-n2=Q2;%二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

45、);d=sqrt(rA2+gA2-2*r*g*cos(2*n2+pi/15)%运行结果为c=1.2261a=0.4537b=1.2297d=1.85392 .绘出位移、速度、加速度图%建立fun.m文件functionPP3=fun(P1)%a=0.4537;b=1.2297;c=1.2261;d=1.8539;e=1.655;P4=acos(dA2+(a+b)A2-cA2)/2/d/(a+b);A=d*cos(P4)-a*cos(P1);B=d*sin(P4)-a*sin(P1);D=(AA2+BA2+cA2-bA2)/(-2)/c;P3=2*atan(B+sqrt(AA2+BA2-DA2)

46、/(A-D);PP3=(pi-acos(cA2+(c+a)A2-dA2)/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*w2A2-a*w1A2*cos(P1-P2)-c*w3A2*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functionww3=fun(P1)则运行

47、fplot(fun,0,2*pi)后，谆憧匹停若将行替换为functionxx3=fun(P1)则运行fplot(fun,0,2*pi)后，I9i,I3 .数值打印程序如下：P1=0:5*pi/180:2*pi;s=P1v=P1x=P1%存放位移%存放速度%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(dA2+(a+b)A2-cA2)/2/d/(a+b);A=d*cos(P4)-a*cos(P1(i);B=d*sin(P4)-a*sin(p1(i);D=(AA2+BA2+cA2-bA2)/(

48、-2)/c;P3=2*atan(B+sqrt(AA2+BA2-DA2)/(A-D);PP3=(pi-acos(cA2+(c+a)A2-dA2)/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*w2A2-a*w1A2*cos(P1(i)-P2)-c*w3A2*cos(P3-P2)/c/sin(P3-P2);xx3=-x3*e;x(i)=xx3;end;s%输出位移vx%输出速度加速度角度（。）位移m速度加速度角度（。）位移m速度加速度m/smA2/sm/smA2/s0-0.0042-0.02461.82991851.29170.0841-1.0