【正文】 a=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)。 n2=Q2。 %找出最優(yōu)方案 w2=w1*a*sin(P1P3)/b/sin(P3P2)。 w3=w1*a*sin(P1P2)/c/sin(P2P3)。 w1=2*14*pi/60。 P2=atan((bc*sin(P3))/(Ac*cos(P3)))。 P3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2D^2))/(AD))。 D=(A^2+B^2+c^2b^2)/(2)/c。B=d*sin(P4)a*sin(P1)。 A=d*cos(P4)a*cos(P1)。 P4=acos((d^2+(a+b)^2c^2)/2/d/(a+b))。 P1=P(k)。 for k=1:length(P)。 x=0。Qu1=45*pi/180:*pi/180:55*pi/180。我深切的感覺(jué)到，在這次設(shè)計(jì)中也暴露出我們的許多薄弱環(huán)節(jié)，很多學(xué)過(guò)的知識(shí)不能靈活應(yīng)用，在這次作業(yè)后才漸漸掌握，以前學(xué)過(guò)的東西自己并不是都掌握了，很多知識(shí)都已很模糊，經(jīng)過(guò)這次設(shè)計(jì)又回憶起來(lái)了。 終于在我的不懈的努力下，課程設(shè)計(jì)完成了。 Y=則(4)軸承壽命 ∴滿足工程要求 Y=0則右： 查表知 X= ∴II軸右端軸承被“放松”(2)計(jì)算軸向載荷 ，取(1)∴所選軸承合格II軸：由手冊(cè)查得32222 計(jì)算附加軸向力(如圖)選取32032圓錐滾子軸承II軸： 45鋼 校核齒面接觸強(qiáng)度3．校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度(1)確定載荷系數(shù)載荷系數(shù) 齒寬系數(shù) (12)驗(yàn)算載荷系數(shù) K 分度圓直徑 許用彎曲應(yīng)力 許用彎曲應(yīng)力安全系數(shù)由表查得小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查表得壽命系數(shù) ，實(shí)驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù) 螺旋角系數(shù)軸向重合度 載荷系數(shù) K使用系數(shù)，由表查得動(dòng)載荷系數(shù),估計(jì)齒輪圓周速度v=5m/s,則由圖表查得=； 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(2)(2)齒輪精度　?。讣?jí)２．初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸因所選為硬齒面?zhèn)鲃?dòng)，它具有較強(qiáng)的齒面抗點(diǎn)蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。0． 許用接觸應(yīng)力試驗(yàn)齒輪的齒面疲勞極限 壽命系數(shù) ，由圖查得尺寸系數(shù) ，；安全系數(shù)則許用接觸應(yīng)力取(4) (9) 重合度系數(shù)端面重合度近似為：則(8) 齒間載荷分配系數(shù)，由表查得 初選螺旋角 (5)(1)1. 選取齒輪的材料、熱處理及精度設(shè)工作壽命10年（每年工作300天）(1)齒輪材料及熱處理大小齒輪材料選用20CrMnTi。 D帶 則 i=，由表線性插值得 確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度⑴初定中心距　　　　　　　　　　⑵帶長(zhǎng)　初選　 ∴　 查表?、茈姍C(jī)型號(hào)功率kW轉(zhuǎn)速r/min380V時(shí)電流A效率%功率因素額定轉(zhuǎn)矩額定電流最大額矩dBdB/A凈重KgY250M6559839187465Y225M455147689380 從動(dòng)件位置分析（如圖所示），為AD桿的角度機(jī)構(gòu)的封閉矢量方程式為：　　　　　　　　　　　　　　　　　?。ǎW拉公式展開(kāi)令方程實(shí)虛部相等　　　　　　　　　　　　?。ǎ┫サ?，　　　　　　　　　　　　?。ǎ┢渲小∮忠?yàn)椤〈耄ǎ┑藐P(guān)于的一元二次方程式，解得　　　　　　　　　　　　　　?。ǎ〣構(gòu)件角位移可求得　　　　　　　　　?。ǎ疲俣确治鰧?duì)機(jī)構(gòu)的矢量方程式求導(dǎo)數(shù)得　　　　　　　　　　　　　　　　（）將上式兩邊分別乘以或得或　　　　　　?。ǎΓǎ羌铀俣确治鰧ⅲǎ┦綄?duì)時(shí)間求導(dǎo)得　　　　　　　　　?。ǎ?duì)上式兩邊同乘或得或 應(yīng)用網(wǎng)格法編程計(jì)算可得（具體程序見(jiàn)附錄）　　a=?。籦=c=?。籨=則e==電機(jī)選擇：①M(fèi)atlab分析，懸點(diǎn)最大速度在上沖程且rad/s，則m/s　。優(yōu)化計(jì)算：①.在限定范圍內(nèi)取ψ、β，計(jì)算c、a、d、b，得曲柄搖桿機(jī)構(gòu)各構(gòu)件尺寸；②.判斷最小傳動(dòng)角；③.取抽油桿最低位置作為機(jī)構(gòu)零位：曲柄轉(zhuǎn)角β=0，懸點(diǎn)位移S=0，求上沖程曲柄轉(zhuǎn)過(guò)某一角度時(shí)搖桿擺角、角速度和角加速度α3（176。Ⅱ型曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)： S = eψ =(3)最小傳動(dòng)角要求(4) 其他約束整轉(zhuǎn)副由極位夾角保證。曲柄轉(zhuǎn)向應(yīng)為逆時(shí)針，Ⅱ型曲柄搖桿機(jī)構(gòu)快行程，B2→ B1。下沖程曲柄轉(zhuǎn)角為168176。 以上沖程懸點(diǎn)加速度為最小進(jìn)行優(yōu)化，即搖桿CD順時(shí)針?lè)较驍[動(dòng)過(guò)程中的α3max最小，由此確定a、b、c、d。常見(jiàn)可行執(zhí)行方案有很多種，我選用“四連桿（常規(guī)）式抽油機(jī)”機(jī)構(gòu)。該系統(tǒng)的功率大，且總傳動(dòng)比大。5. 對(duì)抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，繪制裝配圖及關(guān)鍵零件工作圖。設(shè)計(jì)內(nèi)容：1. 根據(jù)任務(wù)要求，進(jìn)行抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)，確定減速傳動(dòng)系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)的組成，繪制系統(tǒng)方案示意圖。 抽油機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，經(jīng)減速傳動(dòng)系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)（將轉(zhuǎn)動(dòng)變換為往復(fù)移動(dòng)）帶動(dòng)抽油桿及抽油泵柱塞作上下往復(fù)移動(dòng)，從而實(shí)現(xiàn)將原油從井下舉升到地面的目的。懸點(diǎn)——執(zhí)行系統(tǒng)與抽油桿的聯(lián)結(jié)點(diǎn)懸點(diǎn)載荷P(kN)——抽油機(jī)工作過(guò)程中作用于懸點(diǎn)的載荷抽油桿沖程S(m)——抽油桿上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)的最大位移沖次n(次/min)——單位時(shí)間內(nèi)柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的次數(shù)懸點(diǎn)載荷P的靜力示功圖——在柱塞上沖程過(guò)程中，由于舉升原油，作用于懸點(diǎn)的載荷為P1，它等于原油的重量加上抽油桿和柱塞自身的重量；在柱塞下沖程過(guò)程中，原油已釋放，此時(shí)作用于懸點(diǎn)的載荷為P2，它就等于抽油桿和柱塞自身的重量。2. 根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)和設(shè)計(jì)要求，采用優(yōu)化算法進(jìn)行執(zhí)行系統(tǒng)(執(zhí)行機(jī)構(gòu))的運(yùn)動(dòng)尺寸設(shè)計(jì)，優(yōu)化目標(biāo)為抽油桿上沖程懸點(diǎn)加速度為最小，并應(yīng)使執(zhí)行系統(tǒng)具有較好的傳力性能。6. 編寫(xiě)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)報(bào)告。減速傳動(dòng)系統(tǒng)方案很多，以齒輪減速器減速最為常見(jiàn)且設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單，有時(shí)可以綜合帶傳動(dòng)的平穩(wěn)傳動(dòng)特點(diǎn)來(lái)設(shè)計(jì)減速系統(tǒng)。找出曲柄搖桿機(jī)構(gòu)搖桿的兩個(gè)極限位置。各桿長(zhǎng)0。若以ψ為設(shè)計(jì)變量，因S= ，則當(dāng)取定ψ時(shí)，可得c。循環(huán)計(jì)算）；④.找出上沖程過(guò)程中的最大值α3max。根據(jù)工況初采用展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速，聯(lián)合V型帶傳動(dòng)減速，選用三相籠型異步電機(jī) ，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V　Y型由電機(jī)至抽油桿的總傳動(dòng)效率為：其中，分別為帶傳動(dòng)、軸承、齒輪傳動(dòng)、聯(lián)軸器和四連桿執(zhí)行機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)效率。比較后綜合考慮，選定電機(jī)型號(hào)為Y250M6，其外形及安半裝尺寸如下：V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)：① 初選普通V帶查表，由于載荷變動(dòng)較大　，P＝51kW故?、?選取為D型帶，小帶輪　355~400mm。 取z=4 根⑦ 確定初拉力F。q=⑧ 計(jì)算帶輪軸所受壓力齒面滲碳淬火，齒面硬度為５６～６２HRC，～。 初選齒寬系數(shù)按非對(duì)稱(chēng)布置，由表查得=(4) 齒向載荷系數(shù)，預(yù)估齒寬 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) 當(dāng)量齒數(shù) 查表(7) 由圖表預(yù)取尺寸系數(shù) 比較取(10)計(jì)算模數(shù)按表圓整模數(shù)，取(11)初算主要尺寸初算中心距 , 取a=356mm修正螺旋角 齒寬 ，取 確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) ，由表查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) (3) 選取齒輪的材料、熱處理及精度設(shè)工作壽命10年（每年工作300天）(1)齒輪材料及熱處理大小齒輪材料選用20CrMnTi。(1) 初選螺旋角 (5) 齒間載荷分配系數(shù)，由表查得 重合度系數(shù)端面重合度近似為：則(8) (9) 許用接觸應(yīng)力試驗(yàn)齒輪的齒面疲勞極限 壽命系數(shù) ，由圖查得尺寸系數(shù) ，；安全系數(shù)則許用接觸應(yīng)力取(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：I軸： 45鋼 調(diào)質(zhì)217~255HBS 取A=110 得 因鍵槽影響，故將軸徑增加4%~5%,取軸徑為107mm。 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷左： 查表知 X= Y=則右： 查表知 X=1 Y=0則(4)按左軸承計(jì)算 (3) Y=則(4)按右軸承計(jì)算III軸：由手冊(cè)查得32032 ，取(2)(2)計(jì)算軸向載荷 ∴III軸左端軸承被“放松” ∴滿足工程要求 綜上可得，該設(shè)計(jì)符合工程要求。從開(kāi)始直到設(shè)計(jì)基本完成，我有許多感想。做作業(yè)的期間用到的手工制圖又得到了鞏固，AutoCAD畫(huà)圖軟件也在不斷練習(xí)中進(jìn)一步深入，學(xué)會(huì)了如何去應(yīng)用工程手冊(cè)，我體會(huì)到錢(qián)老師的良苦用心。xm=inf。 %判斷傳動(dòng)角條件 %g=(c*sin(pi/15+n1/2))/sin(pi/15)。 d=、速度、加速度圖%function PP3=fun(P1)b=。P4=acos((d^2+(a+b)^2c^2)/2/d/(a+b))。P3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2D^2))/(AD))。w3=w1*a*sin(P1P2)/c/sin(P2P3)。xx3=x3*e。如圖若將“☆”行替換為function ww3=fun(P1)則運(yùn)行fplot(fun,[0,2*pi])后，若將“☆”行替換為function xx3=fun(P1)則運(yùn)行fplot(fun,[0,2*pi])后，程序如下：P1=0:5*pi/180:2*pi。 %存放加速度a=。e=。B=d*sin(P4)a*sin(P1(i)