机械课程设计减速器范例

1、机械原理机械设计课程设计计算说明书设计题目油田抽油机天津大学机械工程学院机械设计制造及自动化专业1班级设计人李廷江指导教师陈树昌、王多2006年01月08日一、设计题目二、系统总体方案的确三、设计原始数据四、电动机的选择五、传动比的分配六、执行机构尺寸计算七、机构运动分析八、带设计九、传动装置的运动和动力参数十、齿轮的传动计算十一、减速器机体的尺寸设计十二、轴的设计十三、键的选择及强度较核十四、轴承寿命计算及静强度十五、轴的强度较核十六、参考文献计算及说明主要结果、设计题目：油田抽油机二、系统总体方案的确定：系统总体方案：电动机传动系统T执行机构；初选三种传动方案，如下：二级圆柱齿轮传动为涡轮

2、涡杆减速器为二级圆柱圆锥减速器计算及说明主要结果计算及说明主要结果系统方案总体评价:(b)方案为整体布局最小，传动平稳，而且可以实现较大的传动比，但是抽油机要求长时间的工作，由于涡杆传动效率低，功率损失大，很不经济。图方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。图布局一般，传动效率好，加工比较方便，且适合长期的工作环境。最终方案确定：电动机T传动系统执行机构(如下图)三、设计原始数据:每日抽油量Q(t)冲程h(m)计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果摇杆长度L(m)CDL/LEDCD许用压力角(度)行程速比系数K平衡重G(kg)泵筒和

3、活塞的直径D(m)下泵深度L(m)抽油杆直径d(m)q(kg/m)不同直径抽油杆连接长度l(m)d=0.0191q=2.3501/二1501d二0.0222q=3.3162/二1502四、电动机的选择：每日抽油量Q的计算：Q-360D2hn(kg)其中，D二0.038mQ=12.3t=12.3x103kgh=0.4m=860kgm3;则n=21.894r：!min，那么=21.894radfmin;AB抽油机最大负荷F的计算：maxF=F+F(1+hn2/1790)(kN)max1s式中，F为液柱质量负荷：1F二(D2L/4)x9.8/1000(kN)计算及说明主要结果计算及说明主要结果其中，

4、L为抽油杆的总长度(单位：m)，等于下井深度mF(兀D2,L4)x9.81000=2.8675kNF为抽油杆质量负荷:sF(qlql)X9.8/1000(kN)s1122其中，q、q和l、l分别为不同直径抽油杆的每米长质量及1212连接长度，由原始数据查取；q=2.350kgm，q=3.136kgm，l=l=150m；1212TOC o 1-5 h zF=(qlql)x9.81000=8.0644(kN)s1122则，F=F+F(1+hn2.1790)=11.7957(kN)max1s.电动机所需功率P:dP=Tn(9.55x106)(kW)n=21.894n=21.894r；minF=2.8

5、675kN1式中，为传动装置的总效率n为曲柄轴转速门min),Tmax为曲柄轴上的最大转矩N-mm)，可由下式计算：T=0.4Fh；2(N-mm)maxmax代入数据可得：T=0.4Fh：2=943656(N-mm)maxmax又知，V带传动效率=0.96，轴承传动效率=0.985,齿12轮传动效率=0.97，联轴器传动效率=0.99，则34传动装置总效率：=42=0.841771234那么，P=Tn(9.55x106)=2.58358(kW)dmax综上，选择电动机Y132S-6,额定功率3kW,额定转速计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果1000r.mi

6、n；五、传动比分配:F8.0644(kN)s电动机满载转速n960r-min；F11.7957(kN)max计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果那么，机构总传动比in:n43.84763；1取V带传动传动比i4;0则高速齿轮传动比i与低速齿轮传动比i为12iXii：i10.9619075120又因为i:i1.25V2T943656(N，mm)max贝I，iT943656(N，mm)max12六、执行机构尺寸计算:计算及说明主要结果计算及说明主要结果执行机构如下图:n0.96n0.98512n0.97,0.9934耳0.84177P2.58358(kW)d电动

7、机Y132S-6n960r-mini43.84763计算及说明主要结果计算及说明主要结果根据原始数据有：=l1.5m；CDEDCD计算及说明主要结果计算及说明主要结果算说计及明/ADLL2R主要结果C2行程速比系数K1.05;,6.92308o中15.3245。其中,由于a32o算说计及明/ADLL2R主要结果C2行程速比系数K1.05;,6.92308o中15.3245。其中,由于a32o,则:,sin（中2）1.35604m，其中c=1.5m；R=csini3.7016712.961342CCAa-v.224.337750h20.2中2arcsin=2arcsin=15.32450L1.5

8、EDsinACC12K-1则，,1800育6.923080L2Rsin,C1C2由于中，,则D点位于圆内，如下图：C/flF/11.bLAC22RsinZACC22计算及说明主要结果计算及说明主要结果ZACC180o(6,.2)148.73917ob一a=LAC1b,aZACC180o(6,.2)148.73917ob一a=LAC1b,a=LAC21.11768821.1052667解得：a0.1437893m,b=1.2614775m；R1.35604md2.120.7(dddi()a2(d+d)d20d1d2z30.7,(100400)a2,(100+400)0350a120。an64.8

9、356rjmin2带的根数n21.8940rjmin3按式（）PZc(P+AP)KKP2.48024kW111IXLP2.36974kW由表查得P1.67kW21P2.26417kW由表查得AP0.30kW13由表查得K0.96aP2.20790kW4计算及说明主要结果由表，查得K1.03L4.133728小“z2.12(1.63,0.30)x0.96x1.03取z3根T25.7N-m初拉力dT98.688Nm1按式（）T349.036Nm“P2.5八2F二500(一1),qv20vzKT987.566Nm3由表查得q=0.20kg/mT963.025Nm44.1337282.54F500 x

10、x(-1)+0.20 x5.026552224.9N05.02655x30.96作用在轴上的载荷按式（）159.60F2zFsin2x2x224.9xsin885.4NQ022九、传动装置的运动和动力参数：各轴转速片丄n960r.min小“.|轴nm240r/min1i40|轴n-伫-240门min-64.8356min2i3.70167;1丄n64.8356r：min小一:.Ill轴n亠21.8940rjmin3i2.961342各轴输入功率1轴PP-n2.58358kWx0.962.48024kW1d1计算及说明主要结果II轴PP，2.48024kWx0.985x0.972.36974kW

11、2123III轴PP，2.36974kWx0.985x0.972.26417kW3223曲柄转盘则为：PP，2.26417kWx0.985x0.992.20790kW43241III轴的输出功率则分别是输入功率乘轴承效率=20.985;各轴输入转矩电动机的输出转矩：P2.58358kWT95509550 x25.7N，mdnm960rmin1轴；T，i25.7N，mx4x0.9698.688N，m1d01II轴TT，i，349.036N，m21123III轴TT，i，987.566N，m32223曲柄转盘TT，963.025N，m43241III轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.

12、985;2运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率P(kW)转矩T（N，m）转速n传动比效率输入输出输入输出(r/min)i电机轴1轴2.480242.4430498.68897.208240计算及说明主要结果3.701670.95545II轴2.369742.33419349.036343.80164.83562.961340.95545山轴2.264172.23021987.566972.75321.89401.000.95545曲柄转轴2.207902.17478963.025948.58021.8940十、齿轮的传动计算1高速级齿轮（一）选择材料，确定许用应力.材料大小齿轮均采用选用

13、表面淬火，齿面硬度为，平均取齿面硬度R.确定许用弯曲应力F总共作用时间t由已知，总共作用时间ht二5,365,24二43800hh寿命系数由式（）及表，弯曲应力循环次数N=N=60ynt=60,1,240,43800=6.31,108F1v11hN=N-6.31%108-1.705,108；F2v2u3.70167t=43800hh计算及说明主要结果由图，取寿命系数YY0.9N1N2弯曲疲劳极限b由图-a，取极限应力NN6.31x108FlimF1v1b350MPaFlim尺寸系数Y估计模数m,5mm，由图取尺寸系数NN1.705x108；XnF2v2Y1YY0.9XN1N2安全因数S参照表，

14、取安全因数S=1.5FF计算许用弯曲应力b由式显然）故bYY2x350 x0.9x1b350MPabmx一一420MPa户limS1.5Fm,5mm确定许用接触应力bHn寿命系数Z接触应力循环次数NY1XN6.31x108，N1.705x108v1v2S=1.5由图，取接触强度计算的寿命系数Z0.95，N1FZ0.95N2接触疲劳极限b由图a，取极限应力Hlimb420MPab1.14x103MPaHlim安全因数S参照表，取安全因数S=1HH许用接触应力b由式及Z,Z，许用接触应HN1N2力.bZ1.14x103x0.95lb1hlimn11083MPaHS1H（二）选择齿数，齿宽系数及精度

15、等级N6.31x108v1计算及说明主要结果()初取齿数N1.705,108v2初取小齿轮齿数Z21则大齿轮齿数Z0.951N1ZuZ77.735圆整取Z=78212()选择齿宽系数及精度等级取齿宽系数中0.6，初估小齿轮直径d45mm,Q1.14,103MPad1估Hlim贝1齿宽b=中d0.6,4527mmS=1d1估H取大齿轮齿宽bb27mm2齿轮圆周速度v兀d估nn，45x9602.262m/s估60,100060,1000选级精度等级a1083MPa(三)确定载荷系数H()使用系数K由表，取K1.25AA()动载系数K由表，取K1VVZ21()齿向载荷分布系数K由图，取K1.11Z7

16、8()齿间载荷分配系数KK由齿轮切向力2H、F中0.6F2x98.688x1034.386,103及条件dt1d45d45mm11估KF1.5,4.386,103“b27mmAt244、100b27b27mm查表，取KK1.02HFav2.262m/s()计算K、K由式及式,载荷系数估HFKKKKKK1.375HFAVHa计算及说明主要结果（四）重合度计算K-1.25AK-1V初估螺旋角=12。，依据式（）及表中公式可求得K-1.1（）端面重合度8=1.883.2(+丄)cos,zz1211F-4.386x103=1.883.2(+)cos12o=1.642178t1（）纵向重合度KF2441

17、00b8-Atan-0.6%21tan12。-0.812兀兀（）总重合度K-K-1.0H,F,8-8+8-1.64+0.812-2.452丫,（五）齿根抗弯疲劳强度计算（）齿形系数Y、Y当量齿数K-K-1.375Fa1Fa2HFz21“”Z一1一一204V1COS3COS312o12oZ78ccCLZ一2一一8335V2COS3COS312o杳图，取Y7-2.22Fa1Fa2（）应力修正系数YYSa1Sa2由图，取Y5-1.75Sa1Sa2（）重合度系数Y端面压力角88-1.64atan,tan20。“,-arctan才-arctan20.41。tcoscos12o计算及说明主要结果基圆螺旋角

18、，arctan(tancosa)，arctan(tanl2ocos20.41。)，11.27obt由式（）可得当量齿轮端面重合度8，0.81281.64“p-a，1705ancos2cos211.27ob8，2.452于是，由式（）可得重合度系数Y0.75c0.75Y0.250.250.69881.705an（）螺旋角系数Y杳图，取Y，0.93卩卩（）由齿根抗弯疲劳强度条件求模数m由于nZ，20.4V1YY2.78x1.56“YY2.22x1.75门心心Fa1Sa1001、FaFa00093Fa丄sa丄j.j丄丁Fa厶Fa厶j.jj丿F420QF42012Z，83.35故由式（3为满足齿根抗弯

19、疲劳强度条件，则需使模V2数Y=2.78,Y，2.22|2KTcos2Fa1Fa2m3YYYYn3中Z2QFa1Sa18卩丫d1F112x1.375x98.688x103xcos212。-_._3x2.78x1.75x0.69x0.93斗0.6x212x420，1.99Y=1.56,Y，1.75取标准模数m，2nSa1Sa2（六）确定主要参数（）中心距a初算中心距amn(Z1z丿2x(2178)，1012圆整取a100mma，20.41ot02cos12o2cos12。（）螺旋角满足几何条件的螺旋角计算及说明主要结果(z+z)m(21+78)，2一arccos12n一arccos一8.1。2a

20、2,10011.27。b与初取相差较大。改取z-77，则螺旋角2(z+z)m(21+77)，22一arccos12n一arccos一11。28422a2,100（）验算传动比误差1.705an实际齿数比u-红-ZZ.一3.6667z211/土斗丄、口3.70167-3.6667“八传动比误差，100%-0.9%3.70167Y一0.69满足使用要求（）计算分度圆直径d、d12Y一0.93d-一21，2-42.857mm与初估d相差不大1coscosll。28421dz2mn77,2157143mm2coscosllo2842YY冋门sinFa1Sa1UU093（）齿轮宽度b、b12oF1取大齿

21、轮齿宽b-28mm2小齿轮齿宽b1（七）齿面接触疲劳强度验算（）弹性系数z查表，9-19/MPaEEm一1.99（）节点区域系数Z查图，取Z2.42HHn（）重合度系数Z由式（）Z-0.78讹V1.64Ta（）螺旋角系数Zp由式（），m2n计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果Zp=；cos=0.9895（）校核齿面接触疲劳强度由式（2齿面接触应力2KTu1-bd2ui=190 x2.42x0.78x0.9895：2X竺X9&688X103HU27x40.8522=981.59MPao=1

22、083MPaH3.7故，齿面接触疲劳强度足够；（八）齿面静强度验算（）确定许用接触应力o参照表，取静强度安Hmax全因数S二1.3；由图，取寿命系数Zr二Zr二1.6；HN1N2于是由式（2许用接触应力ZZSo=oN2HH-二1083x上二1433.3MPamaxHZSr0.96xl3N2Ha=100mm=8.1oz二772=11o2842z77u二亠二二3.6667z211）校核齿面静强度根据过载条件T二2T,由式1max12齿面最大接触应力_T=o|1maxhTKK耳1AV=981.59x；2x1=1127.82MPaFa2Fa20.00925丁420J420FF,2KT-YYYFmaxb

23、dmFaiSai&1n2x1.375x9.8688x104re*”x2.78x1.56x0.685-331.78MPa27x45x2（）求最大弯曲应力并校核强度由式（2最大弯曲应力,T11maxFmaxFmaxTKK1AV331.78x2x438MPaf2FJ2，0.00925（）初取齿数初取小齿轮齿数Z，32则大齿轮齿数FFZ，uZ，2.96134x32，94.7圆整取Z，95212（）选择齿宽系数及精度等级取齿宽系数中，0.6，初估d，331.78MPa小齿轮直径d，55mm，则齿宽b，中d，0.6x55，33Fmax1估d1估取大齿轮齿宽b，33mm2上十人、帯*dnx55x64.835

24、6,齿轮圆周速度v估-0.187m/s估60 x100060 x1000选级精度等级（三）确定载荷系数（）使用系数K由表，取K，1.25，438MPa100b33查表，取K，K，1.0HaFa（）计算K、K由式及式，载荷系数HF计算及说明主要结果K，K，KKKK，1.25x1.0 x1.1x1.0，1.375HFAVHa（四）重合度计算初估螺旋角，12o,依据式（）及表中公式可求得（）端面重合度，1.88-3.2（丄+丄）cosazz12，1.88-3.2（丄+丄）cos12o，1.663295（）纵向重合度中zo0.6x22.-cc=d1tan，tan12。，0.974兀兀（）总重合度，+，

25、1.66+0.974，2.634ya（五）齿根抗弯疲劳强度计算（）齿形系数Y、Y当量齿数Fa1Fa2z22Z-25.64V1COS3COS312oz95Z，-75.87V2COS3COS312o杳图，取Y6，2.22Fa1Fa2（）应力修正系数YYSa1Sa2由图，取Y5，1.74Sa1Sa2（）重合度系数Y端面压力角t，43800hhN，N，1.7x108F1v1N，N，5.75x107；F2v2Y，Y，0.9N1N2&，350MPaFlimm5mmnY，1XS=1.5Fo，420MPa计算及说明主要结果tantan20。“，arctan才，arctan，20.41。tcospcos12o基

26、圆螺旋角N，1.7x108P，arctan(tanPcos)，arctan(tan12。cos20.41。)，11.27。v1btN，5.75x107由式（）可得当量齿轮端面重合度v2Z，1,Z，1&1.66-cN1N2p，一1726ncos2Pcos211.27ob于是，由式（）可得重合度系数Y-0.250.75-0.250.75-0.6845，1.14x103MPaHlimp1.726nS=1（）螺旋角系数Y杳图，取Y，0.93HPP（）由齿根抗弯疲劳强度条件求模数m由于nYY2.65x1.59YY2.22x1.74门“心Fa1Sa10010、FaFa00092Fa丄sa丄j.j丄jxFa

27、厶Fa厶j.jj一/jF420F42011故由式（3为满足齿根抗弯疲劳强度条件，则需使模，1140MPaH数2KTcos2Pm-3YYYYn3中Z2Fa1Sa1ePd1f1Z，32r2x1.375x3.49x105xcos212。_c心1-3x2.65x1.74x0.6845x0.93V0.6x322x420Z，95，1.722取标准模数m，2n中，0.6d（六）确定主要参数d，55mm1估（）中心距a初算中心距b，33mm2a-mn(z1z2)-2x(3295)-12984圆整取a-130mm02cos10o2cos12o计算及说明主要结果（）螺旋角满足几何条件的螺旋角（Z+z）m（32+9

28、5），21219100bKK1.0HaFaKK1.375HF12o计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果）校核齿面接触疲劳强度由式（）,齿面接触应力2KTu1，ZZZZ-EHbd2u2x1.375x3.49x1052.96875+1，190 x2.425x0.776x0.988，1063，1140H齿面接触疲劳强度足够（八）齿面静强度验算33x65.51222.96875（）确定许用接触应力参照表Hmaxi取静强度安全因数SS，1.3；由图H,取寿命系数ZN1，Zz1.6；N2于是由式（2

29、许用接触应力ZIzs161，N2H，1140 x一-，1403.1HmaxHZS1x1.3N2H（）校核齿面静强度根据过载条件T，2T，由式1max1（2齿面最大接触应力T=1maxHmaxH、TKK1AV，1063x：2x1，1227.45MPa仰2Fq2=0.00925F420F420,2KT=YYYFmaxbdmFa1Sa11n=2x1.375x3.49x105,2.65,1.59,0.6845=403.5MPa33,65.512,2()求最大弯曲应力并校核强度由式(2最大弯曲=20.41。t卩=11.27。b=1.726n计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明

30、主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果Y=0.6845Y=0.6845,T=1maxFmaxFmaxTKK1AVY=0.93P=403.5,2,=538MPaFa1SalF1Fa2Fa2=0.0092F1计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果机盖壁厚度:8=0.02a+3=0.02,130+3=5.6mm;取8=8mm;11机座凸缘厚度：b=1.58=1.5,8=12mm计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及

31、说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果机盖凸缘厚度：b1=1.58=1.5,8=12mm1计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果机座底凸缘厚度:b=2.58机座底凸缘厚度:21计算及说明主要结果计算及说明主要结果5151计算及说明主要结果地脚螺钉直径：d0.036a+12=0.036,130+12=15.68mm;取d=16mmff地脚螺钉数目：n4轴承旁联接螺栓直径：d0.75d0.75,16=12mm;取d=12mmf1机盖与机座联接螺栓直径：d(0.50.6)d(0.50.6),16=810.6;取d=10mmf2联接螺栓d间

32、距：l150200mm2轴承端盖螺钉直径：d(0.40.5)d6.48mm;取d=8mmf3窥视孔盖螺钉直径：d(0.30.4)d4.86.4mm;取d=6mmf4定位销直径：d(0.70.8)d78mm;取d=8mm2ddd至外壁距离：c22,18,16;f121ddd至凸缘边缘距离：c20,16,14;f122轴承旁凸台半径：Rc16mm12轴承旁凸台咼度：h60mm外机壁至轴承座端面距离：/c+c+(812)52mm112大齿顶圆与内机壁距离：)1.259.6mm;取=10mm11齿轮端面与内机壁距离：)58mm;取=10mm22机盖机座肋板厚度：m1.72nm2na130mm卩12o1

33、959u2.96875计算及说明主要结果计算及说明主要结果5151计算及说明主要结果计算及说明主要结果5151mu0.85，0.85x8，6.8mm;取m，7mmiimu0.85，0.85x8，6.8mm;取m，7mm2D，轴承孔直径(55.5)d;(d，8)233轴承端盖凸缘厚度：t，(11.2)d，89.6mm;取t，8mm3轴承旁联接螺栓距离u地脚沉头座直径：十二、轴的设计d，65.512mm1d，194.488mm2b，b，33mm2由式()2轴的直径dn，C3：E，30.2n3nT查表-对于材料的轴6轴上有键槽时，会削弱轴的强度。对于直径d1.06C3：-，1.06x102/2.48

34、02368，23.5mm3n3240dC3-，102J2.36974，31.4mm3n381.044d川1.06C31,1.06x983課7,43.4mm中间轴各轴段设计：z，190jMEaEZ，2.425HZ，0.776Z，0.9880计算及说明主要结果计算及说明主要结果5151计算及说明主要结果各段轴的直径轴段为轴承径，其直径应符合轴承内径标准，且d31.4mm，由此选定d=35mm。因此，轴承代号为。II轴段与齿轮配合，且便于安装d,d，取其标准系列d-40mm轴段为定位轴肩，轴肩高度取h-2.5mm，贝0d-d+2h-40+5-45mm32轴段与齿轮配合，d-40mm4轴段为轴承径，直

35、径与d相同1各段轴的长度轴段的长度取决与轮毂宽度。轮毂宽度，取轴段的长度略小于轮毂宽度l-60mm2轴段的长度由轴承宽度，和实际位置尺寸确定：l-18+10+10+2-40mm1轴段为两轴间位置取l-10mm3轴段的长度由轴承宽度，和实际位置尺寸确定：l-18+10+10+2-40mm4轴段的长度取决与轮毂宽度。轮毂宽度，取轴段的长度略小于轮毂宽度l-42mm4十三、键的选择及强度校核()连接带轮处-1063-1140HH疲劳强度足够S-1.3HZ-Z-1.6N1N2-1403.1Hmax-1227.45MPaHmaxHmax计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要结果计算及说明主要

36、结果确定键的类型和尺寸带轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用型普通平键。由设计手册查得当轴径d25mm时，键取为bxh=8x7。参照带轮轮毂宽度/确定键的类型和尺寸带轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用型普通平键。由设计手册查得当轴径d25mm时，键取为bxh=8x7。参照带轮轮毂宽度/40mm,及普通平键的长度系列，取键长0L32mm。强度验算S2FYY2.5N1N2,787.5FmaxYYF1=0.01a2如20.00925403.5MPaFmax538MPa,FmaxFmax因是静连接，故只验算挤压强度，由式（-工，pdlkp式中T9.8688x104Nmmd25mmlLb32824mmk