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商 丘
工學(xué)院
2015-JXLW
專業(yè)代碼-編號
本科畢業(yè)論文（設(shè)計）
圓柱齒輪傳動輥子輸送機設(shè)計
學(xué) 院
小三號黑體居中（下同）
專 業(yè)
學(xué) 號
學(xué)生姓名
指導(dǎo)教師
提交日期
年 月 日
誠 信 承 諾 書
本人鄭重承諾和聲明:
我承諾在畢業(yè)論文撰寫過程中遵守學(xué)校有關(guān)規(guī)定,恪守學(xué)術(shù)規(guī)范,此畢業(yè)論文(設(shè)計)中均系本人在指導(dǎo)教師指導(dǎo)下獨立完成,沒有剽竊、抄襲他人的學(xué)術(shù)觀點、思想和成果,沒有篡改研究數(shù)據(jù),凡涉及其他作者的觀點和材料,均作了注釋,如有違規(guī)行為發(fā)生,我愿承擔(dān)一切責(zé)任,接受學(xué)校的處理,并承擔(dān)相應(yīng)的法律責(zé)任。
畢業(yè)論文（設(shè)計）作者簽名：
年 月 日
摘 要
本次畢業(yè)設(shè)計是關(guān)于圓柱齒輪傳動輥子輸送機設(shè)計的設(shè)計。首先對圓柱齒輪傳動輥子圓柱齒輪傳動輥子輸送機設(shè)計作了簡單的概述；接著分析了圓柱齒輪傳動輥子輸送機的選型原則及計算方法；然后根據(jù)這些設(shè)計準(zhǔn)則與計算選型方法按照給定參數(shù)要求進行選型設(shè)計；接著對所選擇的圓柱齒輪傳動輥子輸送機各主要零部件進行了校核。在圓柱齒輪傳動輥子輸送機設(shè)計的設(shè)計、制造以及應(yīng)用方面,目前我國與國外先進水平相比仍有較大差距,國內(nèi)在設(shè)計制造圓柱齒輪傳動輥子輸送機設(shè)計過程中存在著很多不足。
本次帶式圓柱齒輪傳動輥子輸送機設(shè)計代表了設(shè)計的一般過程, 對今后的選型設(shè)計工作有一定的參考價值。
關(guān)鍵詞：圓柱齒輪傳動輥子輸送機設(shè)計，傳動裝置，連桿，減速器
53
ABSTRACT
The graduation project is about the cylindrical gear roller conveyor design design. First cylindrical gear roller cylindrical gear roller conveyor design is briefly outlined; then analyzes the selection principle and calculation method of cylindrical gear roller conveyor; and then based on these design criteria and calculation selection method in accordance with the given parameters requirements for selection and design; then the selected cylindrical gear roller conveyors all major components have been checked. The cylindrical gear design roller conveyor design, manufacture and application, China compared with foreign advanced level there is still a wide gap between domestic design and manufacture of cylindrical gear roller conveyor design process, there are many deficiencies.
The cylindrical gear belt roller conveyor design represents the general process of design, selection and design of future work has a certain reference value.
Keywords: cylindrical gear roller conveyor design, gear, connecting rod, reducer
目 錄
第1章 緒論 1
1.1現(xiàn)代輥子輸送機的概況 1
1.1.1 現(xiàn)代輥子輸送機的運行特性 1
1.1.2 現(xiàn)代輥子輸送機的技術(shù)水平 1
1.1.3 限力式(或稱積放式)輥子大量應(yīng)用 2
1.1.4 電動輥子研制成功 2
1.1.5 輥子生產(chǎn)向?qū)I(yè)化、大批量發(fā)展 2
1.1.6 輥子機架的新發(fā)展 2
1.2 國外輥子輸送機標(biāo)準(zhǔn)概況 3
1.3 國內(nèi)輥子輸送機的發(fā)展概況 3
1.4 圓柱齒輪傳動輥子輸送機的發(fā)展史 4
1.5 圓柱齒輪傳動輥子輸送機的用途 4
1.6 圓柱齒輪傳動輥子輸送機的構(gòu)造及工作原理 4
1.7 圓柱齒輪傳動輥子輸送機的優(yōu)越性 4
1.7.1 圓柱齒輪傳動輥子輸送機的特點 4
1.7.2 圓柱齒輪傳動輥子輸送機與其他輸送機的比較 5
第2章 連桿機構(gòu)運動學(xué)分析 6
2.1 常規(guī)型的幾何關(guān)系分析 6
2.2 懸點的位移 7
2..3 懸點的速度 9
2.4 懸點的加速度 10
2. 5 懸點運動學(xué)參數(shù)計算分析 10
2.6 連桿的設(shè)計 13
2.6.1 選材 13
2.6.2 校核 13
第3章 電動機選擇、傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算 16
3.1電動機的選擇 16
3.2 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 16
3.3 運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 17
第4章 傳動零件的設(shè)計計算 19
4.1 V帶傳動設(shè)計 19
4.2 漸開線斜齒圓柱齒輪設(shè)計 22
4.3 低速級斜齒圓柱齒輪設(shè)計計算表 26
4.4 斜齒輪設(shè)計參數(shù)表 31
第5章 軸的設(shè)計計算 32
5.1 I軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 32
5.2 II軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 34
5.3 III軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 35
5.4 校核Ⅱ軸的強度 37
第6章 軸承的選擇和校核 41
第7章 鍵聯(lián)接的選擇和校核 43
7.1 Ⅱ軸大齒輪鍵的選擇 43
7.2 Ⅱ軸大齒輪鍵的校核 43
第8章 鍵聯(lián)接的選擇和校核 44
第9章 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 45
9.1 傳動零件的潤滑 45
9.1.1 齒輪傳動潤滑 45
9.1.2滾動軸承的潤滑 45
9.2 減速器密封 45
9.2.1 軸外伸端密封 45
9.2.2 軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封 45
9.2.3 箱體結(jié)合面的密封 45
第10章 減速器箱體設(shè)計及附件的選擇和說明 46
10.1 箱體主要設(shè)計尺寸 46
10.2 減速器結(jié)構(gòu) 48
10.3 減速器潤滑 49
總結(jié) 51
參考文獻(xiàn) 52
致謝 53
第1章 緒論
第1章 緒論
進入21世紀(jì)，我國工業(yè)快速發(fā)展，深加工產(chǎn)業(yè)規(guī)模也在飛速擴大,現(xiàn)有機械設(shè)備生產(chǎn)能力小,不能滿足大型加工廠的生成要求。因此,改進和擴大現(xiàn)有機械設(shè)備是完全必要的。圓柱齒輪傳動輥子輸送機作為加工的基礎(chǔ)設(shè)備， 在我國礦廣泛應(yīng)用幾十年。生產(chǎn)實踐證明,該設(shè)備對品種、粒度、外在水份等適應(yīng)性強,與其他給料設(shè)備相比,具有運行安全可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、維護工作量少等優(yōu)點,仍不失推廣使用的價值。
輥子輸送機的特點：（1）運行阻力小，、消耗動力少，, 運行費用低。重力式輥子輸送機向下輸送不需要動力；（2）結(jié)構(gòu)簡單,故障率低,運行可靠, 維修工作量少；（3）布置靈活，可以根據(jù)生產(chǎn)需要,由直線、圓弧、水平、傾斜、分支或合流等各種區(qū)段及輔助裝置組成開式的或封閉式的輸送線路既可組成平面線路, 也可以通過增加升降裝置組成立體線路（4）在兩個輥子之間, 可以安裝橫向取貨裝置、轉(zhuǎn)運裝置或限止裝置, 實現(xiàn)特定的要求；（5）兩臺銜接的輥子輸送機之間的尺寸小, 可以轉(zhuǎn)運小尺寸的物品；（6）物品在輥子輸送機上的運行或停止, 可以根據(jù)需要自由控制, 組成各種形式的生產(chǎn)線、裝配線和儲運線。（7）在輥子輸送機上運行的物品相互間壓力可以控制, 保證易碎品不致?lián)p壞；（8）可以由雙排或多排輥子輸送機并排組成大寬度的輥子輸送機, 運送大型平底成件物品；（9）標(biāo)準(zhǔn)化、系列化、通用化程度高, 易于拼裝組成不同生產(chǎn)線, 同時不需要特殊土建基礎(chǔ), 系統(tǒng)改造容易；（10）適宜于組成平面?zhèn)}庫和立體倉庫；（11）允許輸送高溫物品；（12）被輸送物品的尺寸范圍大。
1.1現(xiàn)代輥子輸送機的概況
輥子輸送機是一種古老的運輸設(shè)備。近二十年來, 由于家電等工業(yè)蓬勃興起, 各種由輥子輸送機組成的生產(chǎn)線, 裝配線應(yīng)運而生。這些輸送機的功能因新技術(shù)、新材料的應(yīng)用和各種巧妙的配套輔機而得到了極大的延伸和發(fā)展。
1.1.1 現(xiàn)代輥子輸送機的運行特性
具有直線輸送、彎道輸送、直角轉(zhuǎn)運、機動運行或依靠重力輸送的性能。
可以借用升降臺補足因工藝和設(shè)備要求的高差, 而使生產(chǎn)線路聯(lián)成一體，也可用提升機將不同樓層的生產(chǎn)線聯(lián)成一體, 組成三維的生產(chǎn)線。
工件在運行過程中可受控暫停, 以便完成某道工序或等待進行下一道工序?? 也可定距積存和放行。
在輸送機上可以水平回轉(zhuǎn)或反轉(zhuǎn),以校正工藝需求的工件姿態(tài)。
1.1.2 現(xiàn)代輥子輸送機的技術(shù)水平
運行平穩(wěn)跳動性能：可做到在24m長的輥子輸送機上其輥面高差僅達(dá)3mm,并同時有5/9的輥子承載；同速性：可做到絕對同速。
對中性能：跑偏量僅達(dá)2/1000。
定位性能：定位誤差為1mm。
拼裝性能：全部采用活聯(lián)接?？梢赃m應(yīng)工藝流程的變動很方便的改裝?；静?
用電動或配套液壓組件。
可用微機全自動控制。
外觀十分講究。金屬構(gòu)件大量采用異形鋼材或鋁合金材。
1.1.3 限力式(或稱積放式)輥子大量應(yīng)用
復(fù)合自潤滑材料(國內(nèi)稱SF型復(fù)合材料, 相當(dāng)于英國格拉西爾的Dn、Dx材料)的發(fā)明, 使我們得以利用它良好的機械物理性能和減磨耐磨性能, 制成輥子的軸套或軸端磨擦片。輕而易舉的使之具有相當(dāng)于離合器的功能。在正常運行時,動力經(jīng)軸套或端片的摩擦付傳遞給輥子外殼,并使之旋轉(zhuǎn)以達(dá)到使工件運動的目的。當(dāng)工件受阻, 輥子外殼不轉(zhuǎn)時,由于摩擦面上的動力大于設(shè)定的摩擦阻力，端面的摩擦力是靠彈簧設(shè)定的,軸套或端片的摩擦付間產(chǎn)生相對滑動, 從而使動力源和輥子外殼脫開。這種可使工件在機動輥子輸送機上暫停的功能和簡易的結(jié)構(gòu)大大擴大了輥子輸送機的用途。它可使工件暫停以完成某道工序。在平面轉(zhuǎn)運和垂直轉(zhuǎn)運前等候放行指令以及在輥子輸送機上積存。
1.1.4 電動輥子研制成功
由于高等級絕緣微型油浸式電機的問世, 使外徑小至60mm的輥子, 也可依賴自身的動力, 得到0.04一0.4m/s的線速度。這種YD型油浸式電動輥子, 其核心技術(shù)是從西德引進的。它的絕緣好, 壽命長, 允許溫升高, 噪音低, 并采用新型密封膠密封和特殊防漏措施, 因而可應(yīng)用在低噪音要求或粉塵大、空氣潮濕的場所。這種電動輥子由于沒有外露的驅(qū)動減速機構(gòu), 在輥子輸送機生產(chǎn)線上常用作過渡動力使用，也可作為短程輸送的動力源。在一些復(fù)雜的生產(chǎn)線上使用相當(dāng)普遍（據(jù)稱在咸陽顯像管生產(chǎn)線上裝有399只電動輥子）。國內(nèi)售價不算貴。
1.1.5 輥子生產(chǎn)向?qū)I(yè)化、大批量發(fā)展
由于薄壁、高精度無縫鋼管的大量生產(chǎn)和專用軸承的專業(yè)化生產(chǎn), 使制造中、輕型輥子的廠家可以采用專機生產(chǎn)線大批量生產(chǎn)輥子部件, 從而以低成本贏得各種市場的需求。以日本一廠家為例, 由切割機、兩端內(nèi)翻邊油壓機和壓軸承機為主組成的自動生產(chǎn)線, 可年產(chǎn)約50萬個輥子部件, 供應(yīng)約5萬米長的輥子輸送機。由于專業(yè)化大批量生產(chǎn), 成本降低。因此, 在日本幾乎所有生產(chǎn)領(lǐng)域和存儲系統(tǒng)都可見到輥子輸送機。
1.1.6 輥子機架的新發(fā)展
由于冷彎型鋼和中空異形斷面鋁合金軋制型材的研制成功和大量生產(chǎn), 使中輕型輥子輸送機機架的外觀不僅十分美觀, 且使現(xiàn)場的安裝十分方便。例如鋁合金機架斷面, 除輥子支承部位壁厚為3mm以外,其余均只有2mm，各個槽目可分別安裝輥子軸頭, 支承鏈輪的T形螺栓、支腿、中間支撐、護罩、電控線、控制元件等, 其自重僅2.5kg/m , 但剛度卻很好（當(dāng)支點距離為1.8m, 中心受壓6000N時, 撓度只有1/1000）。成本約100元/m, 由于它成形后不須加工、涂漆、且可彎成弧段, 因此其實際成本僅比鋼架貴5一10%。
鏈板式垂直平移提升機和輥子輸送機配合應(yīng)用, 使不同樓層間的輥子輸送機聯(lián)結(jié)成一個整體, 從而形成三維的工藝運輸系統(tǒng)。鏈板式垂直平移提升機為這種提升機常見的Z型和C型兩種型式。它有兩條同速的傳動鏈, 可卷曲的鏈板分別和兩條鏈條相連。在進料端, 鏈板由卷曲展平, 托住并送進由機動輥子機送來的工件;在出料端, 鏈板由平轉(zhuǎn)為卷曲,將工件推送至出口處的機動輥子機上;工件在提升過程中則始終保持平移提升的狀態(tài)。這種提升機在多層廠房中用得很多。載重量從幾十公斤至1.5噸, 每小時輸送能力約100--500個, 提升高度隨樓層高差而定。目前國內(nèi)尚無系列產(chǎn)品, 但已有若干非標(biāo)設(shè)計。
帶輥子臺面的腳路或手動液壓升降臺國內(nèi)已可成套供應(yīng).這種升降臺可將工件轉(zhuǎn)運到高差約800--1500的另一條輸送機上;也可利用升降臺將工件上升或下降, 以適應(yīng)操作者的需要, 在工序結(jié)束以后, 再恢復(fù)到原定的高度。輥子臺面升降臺為中美合資太原索斯沃斯升降臺有限公司生產(chǎn)的產(chǎn)品。它采用美ZY一AX公司的最新技術(shù)及全部液壓電氣元件,升降平穩(wěn).
除以上所舉若干例子外, 還有諸如沖壓軸承技術(shù)、尼龍和塑料材料技術(shù)、萬向輸送球技術(shù)、變速控制技術(shù)、微機控制技術(shù)等都已日趨完善。結(jié)合以往已很成熟的技術(shù)和經(jīng)驗, 使輥子輸送機成為運送成件物品的極富競爭能力的設(shè)備。又由于它裝拆容易, 可在很短時間內(nèi)適應(yīng)工藝流程的變化, 所以, 特別受到輕工行業(yè)的青睞。目前國內(nèi)的各種家電生產(chǎn)線幾乎全部采用以輥子輸送機為主體的運輸設(shè)備組成生產(chǎn)流水線。應(yīng)該看到, 雖然國內(nèi)許多市場還遠(yuǎn)未開發(fā)出來, 但輥子機的產(chǎn)量1992年年產(chǎn)有四十萬多只, 產(chǎn)值4000多萬。隨著工業(yè)發(fā)展, 對輥子輸送機應(yīng)用作廣泛宣傳和成本降低, 前景應(yīng)是很光明的。
1.2 國外輥子輸送機標(biāo)準(zhǔn)概況
在美、英、德、日等國, 每個國家生產(chǎn)輥子輸送機的廠家多達(dá)十幾個到數(shù)十個。各種通用和專用輥子, 各種規(guī)格品種應(yīng)有盡有。在機械、軍工、輕工、化工、醫(yī)藥、食品、郵電、冶金、建材、倉庫、物資分配中心等得到廣泛應(yīng)用。因此輥子輸送機的標(biāo)準(zhǔn)也在不斷更新。
1.3 國內(nèi)輥子輸送機的發(fā)展概況
在85 年前, 國內(nèi)輥子輸送機通常作為非標(biāo)設(shè)備進行設(shè)計制造。在機械行業(yè), 常用價?73 , ?105，?155三種直徑的輥子, 品種規(guī)格非常少。在大量引進家電生產(chǎn)線的沖擊下, 國內(nèi)約有十多個廠家先后生產(chǎn)各種輥子輸送機。承德礦山機械廠(現(xiàn)為承德輸送機總廠)專程去日本考察學(xué)習(xí), 從1988年起開拓了?60 這一規(guī)格的各類產(chǎn)品, 目前年銷售量近三萬米。佛山、黃石、鞍山、江蘇等地均有廠家制造。但總的來說, 國內(nèi)市場還遠(yuǎn)未開發(fā)出來, 規(guī)格品種也不齊全。1989年, 在“ 機械工業(yè)鑄機科技情報網(wǎng)”組織的專項活動中, 提出了聯(lián)合開發(fā)輥子輸送機系列產(chǎn)品的設(shè)想。翌年, 全年展開了設(shè)計工作。有八個設(shè)計院參加了聯(lián)合設(shè)計, 上海市機電設(shè)計研究院為技術(shù)總負(fù)責(zé)。經(jīng)過一年半的設(shè)計、審查、修改, 全部系列設(shè)計( 折合73 3A I) 于91 年秋完成, 并確定江蘇運輸機械廠、象山運輸機廠和無錫鑄機廠為定點廠家為了適應(yīng)國內(nèi)的普遍需要，國內(nèi)輸送設(shè)備行業(yè)根據(jù)機械工業(yè)各大設(shè)計院聯(lián)合設(shè)計的產(chǎn)品，開發(fā)了GZT型輥子輸送機。
1.4 圓柱齒輪傳動輥子輸送機的發(fā)展史
運輸機設(shè)備是礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設(shè)備之一,給設(shè)備的可靠性,特別是關(guān)鍵咽喉部位給設(shè)備的可靠性,直接影響整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運行。目前,我國礦使用的給設(shè)備主要是圓柱齒輪傳動輥子輸送機和電振圓柱齒輪傳動輥子輸送機。 圓柱齒輪傳動輥子輸送機最早研制于20世紀(jì)60年代初,70年代,在ＮＧＷ基礎(chǔ)上,更換了驅(qū)動裝置,改為Ｋ系列,并一直沿用至今。國外圓柱齒輪傳動輥子輸送機發(fā)展?fàn)顩r也與國內(nèi)大相徑庭,并沒有更高的技術(shù)含量,但價格卻是國內(nèi)同類產(chǎn)品的4～5倍。
自20世紀(jì)60年代定型后,我國各大礦使用的圓柱齒輪傳動輥子輸送機主要是K系列的圓柱齒輪傳動輥子輸送機。
1.5 圓柱齒輪傳動輥子輸送機的用途
最通用的圓柱齒輪傳動輥子輸送機為K型，一般用于或其他磨琢性小、黏性小的松散粒狀物料的給料。圓柱齒輪傳動輥子輸送機適用于礦井和選廠，將碳經(jīng)倉均勻地裝載到圓柱齒輪傳動輥子輸送機或其它篩選、貯存裝置上。
1.6 圓柱齒輪傳動輥子輸送機的構(gòu)造及工作原理
圓柱齒輪傳動輥子輸送機結(jié)構(gòu)是由電動機、減速器、聯(lián)軸器、H形架、連桿、底板(給料槽)、傳動平臺、漏斗閘門、托輥等組成。
傳動原理：當(dāng)電動機開動后，經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機構(gòu)拖動傾斜的底板在托輥上作直線往復(fù)運動，當(dāng)?shù)装逭袝r,將倉和槽形機體內(nèi)的帶到機體前端;底板逆行時,槽形機體內(nèi)的被機體后部的斜板擋住,底板與之間產(chǎn)生相對滑動,機體前端的自行落下。將均勻地卸到運輸機械或其它篩選設(shè)備上。該機設(shè)有帶漏斗、帶調(diào)節(jié)閥門和不帶漏斗、不帶調(diào)節(jié)閥門兩種形式。
1.7 圓柱齒輪傳動輥子輸送機的優(yōu)越性
1.7.1 圓柱齒輪傳動輥子輸送機的特點
(1) 結(jié)構(gòu)簡單,維修量小
在圓柱齒輪傳動輥子輸送機中,電動機和減速器均采用標(biāo)準(zhǔn)件,其余大部分是焊接件,易損部件少,用在礦惡劣條件下,其適用性深受使用單位的好評。
(2) 性能穩(wěn)定
圓柱齒輪傳動輥子輸送機對的牌號,粒度組成,水分、物理性質(zhì)等要求不嚴(yán),當(dāng)來料不均勻,水分不穩(wěn)定且夾有大塊、橡膠帶、木頭及鋼絲等時,仍能正常工作。
(3) 噪音低
圓柱齒輪傳動輥子輸送機是非振動式給料設(shè)備,其噪音發(fā)生源只有電動機和減速器,而這兩個的噪音都很低。尤其在井下或倉等封閉型場所,噪音無法擴散,這一點是電動給料機所無法達(dá)到的。
(4) 安裝方便、高度小
圓柱齒輪傳動輥子輸送機一般安裝在倉倉口,不需另外配制倉口閘門溜槽及電動機支座,安裝可一步到位,調(diào)整工作量小,而電動圓柱齒輪傳動輥子輸送機由于不能直接承受倉壓,需要另外安放倉口過渡溜槽,相比之下,圓柱齒輪傳動輥子輸送機占有高度小,節(jié)省了建筑面積和投資。
1.7.2 圓柱齒輪傳動輥子輸送機與其他輸送機的比較
圓柱齒輪傳動輥子輸送機給料方式不同點是給料頻率和幅值以及運動軌跡不同。在使用過程中，由于振動式給料機給料頻率高，噪聲也大；由于它是靠高頻振動給料，其振動和頻率受物料密度及比重影響較大，所以，給料量不穩(wěn)定，給料量的調(diào)整也比較困難；由于是靠振動給料，給料機必須起振并穩(wěn)定在一定的頻率和振幅下，但振動參數(shù)對底板受力狀態(tài)很敏感，故底板不能承受較大的倉壓，需增加倉下給料槽的長度，結(jié)果是增加了料倉的整體高度，使工程投資加大；由于給料高度加大，無法用于替換目前大量使用的圓柱齒輪傳動輥子輸送機。
第2章 連桿機構(gòu)運動學(xué)分析
第2章 連桿機構(gòu)運動學(xué)分析
運動分析的主要任務(wù)是：求出驢頭懸點的位移、速度和加速度隨時間變化的規(guī)律，以便為載荷分析和扭矩計算提供運動學(xué)數(shù)據(jù)。在曲柄角速度等于常數(shù)的情況下，問題也就歸結(jié)為求解懸點位移速度和加速度隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。
2.1 常規(guī)型的幾何關(guān)系分析
圖2-1 常規(guī)型運動簡圖
基本參數(shù)及意義表示如下：
A---前臂長度，mm；
C---后臂長度，mm；
P---連桿長度，mm；
R---曲柄半徑，mm；
I---支承中心到減速器輸出軸中心的水平距離，mm；
H---支承中心到底座底部的高度，mm；
G---減速器輸出軸到底座底部的高度，mm；
H-G---曲柄回轉(zhuǎn)中心至中心軸承的垂直距離，mm；
ψ---C與K的夾角；
S---抽油機的沖程；
n---抽油機的沖次；
P---額定懸點載荷；
K---極距，即支承中心到減速器輸出軸中心的距離，mm；
J---曲柄銷中心到支承中心之間的距離,mm；
θ---曲柄轉(zhuǎn)角，以曲柄半徑R處于12點鐘位置作為零度，沿曲柄旋轉(zhuǎn)方向度量；
Φ---零度線與K的夾角，由零度線到K沿曲柄旋轉(zhuǎn)方向度量；
β---C與P的夾角，稱傳動角；
x---C與J的夾角；
ρ---K與J的夾角；
---K與R的夾角；
---P與R的夾角。
由圖可知：
（2-1）
式中正負(fù)號取決于曲柄旋轉(zhuǎn)方向，曲柄旋轉(zhuǎn)方向的判斷為：面向抽油機，井口在右側(cè)，順時針旋轉(zhuǎn)為“+”，逆時針旋轉(zhuǎn)為“-”。
（2-2）
（2-3）
（2-4）
（2-5）
（2-6）
（2-7）
（2-8）
（2-9）
（2-10）
在有“”式中，“+”用于曲柄順時針旋轉(zhuǎn)，“-”用于曲柄逆時針旋轉(zhuǎn)。
2.2 懸點的位移
根據(jù)以上幾何關(guān)系分析結(jié)果，對常規(guī)的運動學(xué)特性進行分析，推導(dǎo)相應(yīng)公式，得到懸點位移、速度、加速度。本文以常規(guī)型抽油機CYJ5-2.5-26HB為例進行研究，并對此抽油機的運動學(xué)關(guān)系進行計算編程，畫出相應(yīng)的曲線圖。
圖2-2 懸點位移曲線圖
以懸點處于最低位置（下死點）為計算位移的起點。擺動的角位移為，最大角位移為。根據(jù)抽油機四桿結(jié)構(gòu)的幾何關(guān)系：
（2-11）
（2-12）
懸點位移 （2-13）
懸點最大位移 （2-14）
在抽油機的設(shè)計和使用中，常用的是與的比值，稱為位置因素，表示為：
（2-15）
顯然，。當(dāng)懸點位于下死點時，=0；懸點位于上死點時，=1。
其懸點位移的計算結(jié)果詳見表2-1，得到位移圖像如圖2-2：
2..3 懸點的速度
圖2-3 速度分析示意圖
圖2-4 懸點速度曲線
如圖2-3所示，后臂C和曲柄半徑R均為繞定點轉(zhuǎn)動，連桿P做平面運動。利用速度投影定理，忽略連桿P變形的影響，連桿兩端點（d和b）的速度在連桿軸線上的投影相等。d、b兩點分別和O 轉(zhuǎn)動，、分別垂直于R和C，將、向連桿軸線投影有：
（2-16）
則
（2-17）
因為，，懸點速度為
（2-18）
式中為曲柄旋轉(zhuǎn)的角速度，其余參數(shù)同前。
其懸點速度的計算結(jié)果詳見表2-1，得到速度圖像如圖2-4：
2.4 懸點的加速度
圖2-5懸點加速度曲線
懸點速度對時間的一次導(dǎo)數(shù)即為懸點加速度。對于后置型，懸點加速度公式為：
（2-19）
其懸點加速度的計算結(jié)果詳見表2-1，得到加速度圖像如圖2-5：
2. 5 懸點運動學(xué)參數(shù)計算分析
表2-1顯示了曲柄轉(zhuǎn)角變化時，懸點位移、速度、加速度隨其變化的數(shù)值，表2-1如下所示。圖2-6為曲柄轉(zhuǎn)角變化與懸點位移、速度、加速度之間的關(guān)系曲線圖，圖2-6如下所示。
表2-1 懸點參數(shù)計算數(shù)值表
角度
位移
速度
加速度
0
0.001181
-0.02999
0.378839
5
0.000702
0.02329
0.387514
10
0.007689
0.077398
0.390653
15
0.022202
0.131515
0.387536
20
0.044179
0.184732
0.377626
25
0.07343
0.236083
0.360654
30
0.109626
0.28459
0.336696
35
0.152307
0.329308
0.306219
40
0.200885
0.369388
0.270089
45
0.254667
0.404126
0.229521
50
0.312871
0.433007
0.185994
55
0.374661
0.455729
0.141114
60
0.439174
0.472217
0.09648
65
0.50555
0.482608
0.053544
70
0.572964
0.487224
0.013502
75
0.640644
0.486534
-0.02277
80
0.707892
0.481101
-0.05472
85
0.774092
0.471544
-0.08214
90
0.838715
0.45849
-0.1051
95
0.901317
0.442545
-0.12385
100
0.961536
0.424263
-0.13882
105
1.019082
0.404135
-0.15052
110
1.073729
0.382578
-0.15949
115
1.125304
0.359933
-0.16627
120
1.173673
0.336469
-0.17137
125
1.218739
0.312386
-0.17526
130
1.260425
0.287823
-0.17834
135
1.298671
0.262867
-0.18098
140
1.333427
0.237559
-0.18345
145
1.364644
0.211905
-0.186
150
1.392272
0.18588
-0.1888
155
1.416258
0.159441
-0.19199
160
1.43654
0.132528
-0.19563
165
1.453047
0.105077
-0.19975
170
1.4657
0.077021
-0.20431
175
1.474411
0.048307
-0.20922
180
1.479086
0.018896
-0.21433
185
1.479627
-0.01123
-0.21942
190
1.475935
-0.04204
-0.22424
195
1.467919
-0.07349
-0.22847
200
1.455497
-0.10546
-0.23174
205
1.438607
-0.1378
-0.2337
210
1.417212
-0.1703
-0.23396
215
1.391306
-0.2027
-0.23219
220
1.360926
-0.23469
-0.22811
225
1.326149
-0.26594
-0.22152
230
1.287103
-0.2961
-0.21232
235
1.243966
-0.3248
-0.20051
240
1.196965
-0.35168
-0.1862
245
1.146375
-0.37642
-0.16958
250
1.092518
-0.39869
-0.15089
255
1.035753
-0.41825
-0.13043
260
0.976474
-0.43486
-0.1085
265
0.915104
-0.44833
-0.08536
270
0.852089
-0.45853
-0.06129
275
0.787893
-0.46532
-0.03648
280
0.722994
-0.46864
-0.01112
285
0.657881
-0.46839
0.014685
290
0.593052
-0.46454
0.040831
295
0.529011
-0.45704
0.067259
300
0.466268
-0.44585
0.093925
305
0.405337
-0.43094
0.120788
310
0.346736
-0.41229
0.147795
315
0.290987
-0.38988
0.174874
320
0.23861
-0.36371
0.201909
325
0.190129
-0.3338
0.228734
330
0.146058
-0.3002
0.25511
335
0.106908
-0.26298
0.280714
340
0.073171
-0.22228
0.305127
345
0.045317
-0.1783
0.327824
350
0.023783
-0.13132
0.348173
355
0.00896
-0.08172
0.365446
360
0.001181
-0.02999
0.378839
圖2-6 懸點位移、速度、加速度曲線
從表2-1和圖2-6可知，懸點速度最大值為，懸點加速度最大值。
2.6 連桿的設(shè)計
因為抽油機連桿較長，且受壓，所以對其進行靜強度和穩(wěn)定性校核。最大連桿力是對連桿進行強度校核或穩(wěn)定校核的依據(jù)。
2.6.1 選材
根據(jù)連桿受力狀態(tài)及結(jié)構(gòu)尺寸特點，選其材料為45號鋼制成的無縫鋼管，查《機械工程材料實用手冊》其基本參數(shù)為：
外徑D=80mm，臂厚t=10mm，單位長度理論重量為17.26，抗拉強度，屈服點。
2.6.2 校核
（1）連桿靜強度校核
抽油機連桿質(zhì)量較輕，其運動產(chǎn)生的慣性力及慣性力矩較小。如果忽略連桿運動所產(chǎn)生的慣性力矩，則可認(rèn)為連桿為二力桿，連桿力為為：
（5-27）
式中：為抽油機懸點載荷；
為抽油機結(jié)構(gòu)不平衡重；
為游梁平衡重重力。
對不同曲柄轉(zhuǎn)角下的進行計算，求出的最大值，則連桿的最大應(yīng)力及強度條件為
（5-28）
式中：為連桿的橫截面面積，；
為連桿材料的許用應(yīng)力，Mpa；
為連桿材料的屈服極限，Mpa；
n為安全系數(shù)，n=1.5~2.0。
在5.1節(jié)中，通過估算得：，且，代入公式（5-28）得
故靜強度滿足要求。
（2）連桿穩(wěn)定校核
受壓連桿可按兩端鉸支處理。
（5-29）
當(dāng)長細(xì)比時，
（5-30）
當(dāng)>90時，
（5-31）
式中：為連桿長度，；
為連桿慣性半徑，；對于管狀截面，；
是外徑，為臂厚；由于D=80，t=10。
故連桿穩(wěn)定性滿足要求。
第3章 電動機選擇、傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算
第3章 電動機選擇、傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算
3.1電動機的選擇
1.確定電動機類型
按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。
2.確定電動機的容量
（1）工作機卷筒上所需功率Pw
Pw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw
(2)電動機所需的輸出功率
為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率η總。設(shè)η1、η2、η3、η4、η5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設(shè)齒輪精度為7級）、滾動軸承、V形帶傳動、工作機的效率，由[2]表1-7查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.95，η5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為
= = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.8414
3.選擇電動機轉(zhuǎn)速
由[2]表13-2推薦的傳動副傳動比合理范圍
普通V帶傳動 i帶=2～4
圓柱齒輪傳動 i齒=3～5
則傳動裝置總傳動比的合理范圍為
i總=i帶×i齒1×i齒2
i‘總=（2～4）×（3～5）×（3～5）=（18～100）
電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為
nd=i‘總×=（18～100）=（18～100）r/min
=1006.68~5592.67r/min
根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查[2]表12-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。
選用同步轉(zhuǎn)速為:1500 r/min
選定電動機型號為:Y112M-4
3.2 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配
1.傳動裝置總傳動比
==
式中nm----電動機滿載轉(zhuǎn)速: 1440 r/min;
nw----工作機的轉(zhuǎn)速:55.93 r/min。
2.分配傳動裝置各級傳動比
i總=i帶×i齒1×i齒2
分配原則： （1）i帶＜i齒
（2）i帶=2～4 i齒=3～5 i齒1=（1.3～1.5）i齒2
根據(jù)[2]表2-3，V形帶的傳動比取i帶 =2.6 ，則減速器的總傳動比為
i =9.90
雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為
i齒1 = 3.59
低速級的傳動比
i齒2 = i/i齒1 =2.76
3.3 運動參數(shù)和動力參數(shù)計算
1.各軸轉(zhuǎn)速計算
1440 r/min
nⅠ= nm / i帶 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min
nⅡ= nⅠ / i齒1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/min
nⅢ= nⅡ / i齒2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min
2.各軸輸入功率
P0= Pd=5.99 KW
PⅠ= Pdη4 = 5.99 0.95 KW=5.69KW
PⅡ= PⅠη2η3 =5.69 0.98 0.99 KW=5.52 KW
PⅢ= PⅡη2η3 =5.520.98 0.99 KW=5.36 KW
3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩
T0 = 9550Pd/n0 =39.73
TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ =98.11
TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ =341.69
TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 915.71
表1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表
項目
軸號
功率
轉(zhuǎn)速
轉(zhuǎn)矩
傳動比
0軸
5.99
1440
39.73
2.6
Ⅰ軸
5.69
553.85
98.11
3.59
Ⅱ軸
5.52
154.28
341.69
2.76
Ⅲ軸
5.36
55.90
915.71
第4章 傳動零件的設(shè)計計算
第4章 傳動零件的設(shè)計計算
4.1 V帶傳動設(shè)計
1.設(shè)計計算表
項目
計算（或選擇）依據(jù)
計算過程
單位
計算（或確定）結(jié)果
(1)確定計算功率Pca
Pca=d
查[1]表8-7
取
(2)選擇帶的型號
查[1]圖8-11
選用A型帶
(3)選擇小帶輪直徑
查[1] 表8-6及8-8
90
(4)確定大帶輪直徑
=
查[1] 表8-8 =236
=236
(5)驗算傳動比誤差
＝0.85%
(6)驗算帶速
=6.78
(7)初定中心距
=(0.7~2)(90+236)=228.2~652
=360
(8)初算帶長
=2360+3.14/2(90+236)+(236-90)/(4360)=1246.3
=1246
(9)確定帶的基準(zhǔn)長度
查[1]表8-2
因為=1246，選用A型帶
取=1250
=1250
(10)計算實際中心距離（取整）
=362mm
(11)安裝時所需最小中心距（取整）
=362+0.015
=343
(12)張緊或補償伸長量所需最大中心距
=400mm
(13)驗算小帶輪包角
=
(14) 單根V帶的基本額定功率
查[1]表8-4a插值法
=1.06
kw
=1.06
(15) 單根V帶額定功率的增量
查[1]表8-5b插值法
=0.17
kw
=0.17
(16) 長度系數(shù)
查[1]表8-2
由 得
(17)包角系數(shù)
查[1]表8-5插值法
＝0.94
(18)單位帶長質(zhì)量
查[1]表8-3
=0.10
=0.10
(19)確定V帶根數(shù)
根
7
(20)計算初拉力
=130.31
(21)計算帶對軸的壓力
1787.37
2.帶型選用參數(shù)表
帶型
A
90
236
6.78
362
159.89
7
1787.37
B=(7-1)15+210=110
3．帶輪結(jié)構(gòu)相關(guān)尺寸
項目
計算（或選擇）依據(jù)
計算過程
單位
計算（或確定）結(jié)果
(1)帶輪基準(zhǔn)寬bd
查[1]表8-10
因選用A型，故取
(2)帶輪槽寬b
=12.93
(3)基準(zhǔn)寬處至齒頂距離ha
查[1]表8-10
(4)基準(zhǔn)寬處至槽底距離hf
查[1]表8-10
(5)兩V槽間距e
查[1]表8-10
.0
(6)槽中至輪端距離
查[1]表8-10
=10
(7)輪槽楔角
查[1]表8-10
因為>118，
所以＝38
度
38
(8)輪緣頂徑
241.6
(9)槽底直徑
=236-29.0=218
218
(10)輪緣底徑D1
查[1]表8-10，得
200
(11)板孔中心直徑D0
=0.5(200+60)=130
130
(12)板孔直徑d0
40
(13)大帶輪孔徑d
查[3]表12-1-12
根據(jù)=236，Z＝7,
所以取d=30
d=30
(14)輪轂外徑d1
60
(15)輪轂長L
L=60
(16)輻板厚S
查[3]表12-1-12
S＝(0.5~0.25)B=
15.71~27.5
S＝25
(17)孔板孔數(shù)
查[3]表12-1-12
個
4.2 漸開線斜齒圓柱齒輪設(shè)計
（一）高速級斜齒圓柱齒輪設(shè)計計算表
項目
計算（或選擇）依據(jù)
計算過程
單位
計算（或確定）結(jié)果
1．選齒輪精度等級
查[1]表10-8
選用7級精度
級
7
2．材料選擇
查[1]表10-1
小齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為250HBS
大齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS
小齒輪250HBS
大齒輪220HBS
3．選擇齒數(shù)Z
個
91
3.458
4．選取螺旋角β
取14
度
14
5．按齒面接觸強度設(shè)計
（1）試選Kt
取1.6
1.6
(2)區(qū)域系數(shù)ZH
由[1]圖10-30
（3）εa
由[1]圖10-26查得εa1=0.77
εa2=0.87
1.64
1.64
(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1
查表1
Nmm
(5)齒寬系數(shù)Фd
由[1]表10-7
1.0
(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE
由[1]表10-6
(7) 齒輪接觸疲勞強度極限
由[1]圖10-21c
由[1]圖10-21ｄ
550
540
550
540
（8）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N
由[1]式10-13
（9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN
由[1]圖10-19
KHN1 =1.05
KHN2 =1.12
KHN1 =1.05
KHN2 =1.12
（10）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力[σH]
取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式10-12得
=(577.5+604.8)=591.15
（11）試算小齒輪分度圓直徑
按[1]式（10－21）試算
mm
=53.03
（12）計算圓周速度v
m/s
1.54
（13）計算齒寬B
B1=60
B2=55
mm
B1=60
B2=55
（14）模數(shù)
h = 2.25mnt =2.25×2.14=4.815
b/h =53.03/4.815=11.01
度
mnt =2.14
h = 4.815
b/h =11.01
（15）計算縱向重合度
εβ= 0.318φdz1tanβ
1.903
（16）計算載荷系數(shù)K
由[1]表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù)v=1.54 m/s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.08
由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.420
由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.33
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.15
K=2.15
（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑
由[1]式10-10ａ
58.52
（18）計算模數(shù)
mm
2.37
6．按齒根彎曲強度設(shè)計
（1）計算載荷系數(shù)K
K=KAKVKFαKFβ
K=1×1.08×1.4
×1.33=2.01
K=2.01
（2）螺旋角影響系數(shù)
根據(jù)縱向重合度εβ= 1.903 ，從[1]圖10-28
0.88
0.88
（3）計算當(dāng)量齒數(shù)ZV
=26.30
=90.94
（4）齒形系數(shù)YFa
由[1]表１０－５
YFa1=2.591
YFa2=2.198
YFa1=2.591
YFa2=2.198
（5）應(yīng)力校正系數(shù)YSa
由[1]表１０－５
YSa1=1.597
YSa2=1.781
YSa1=1.597
YSa2=1.781
（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限
由[1]圖10-20b
由[1]圖10-20c
400
350
400
350
（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)
由[1]圖10-18
利用插值法可得
0.90
0.95
0.90
0.95
（8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式10-12得
（9）計算大小齒輪的并加以比較
結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算
＝0.0153
（10）齒根彎曲強度設(shè)計計算
由[1]式10-17
=1.743
mm
1.743
結(jié)論：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。? mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由
取29，則Z2 = Z1×i齒1 =29×3.59=104.11取Z2 =104
3．幾何尺寸計算
（1）計算中心距a
=137.1
將中心距圓整為137
mm
a=137
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β
因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。
度
13.88
（3）計算齒輪的分度圓直徑d
mm
59.74
214.26
（4）計算齒輪的齒根圓直徑df
mm
54.74
209.26
（5）計算齒輪寬度B
b = φdd1
b=1.0×59.74
=59.7