往復(fù)運動偏心齒條-齒輪復(fù)合機構(gòu)設(shè)計

1、東北石油大學(xué)本科生機構(gòu)分析創(chuàng)新設(shè)計第1章 概述1.1 引言 針對現(xiàn)有各種抽油機難以同時滿足可靠性高和節(jié)能效果好兩種要求的現(xiàn)狀,開發(fā)了帶有往復(fù)運動齒輪齒條復(fù)合機構(gòu)的抽油機。這種抽油機采用了往復(fù)運動齒輪齒條齒條復(fù)合機構(gòu),由小齒輪的單向旋轉(zhuǎn)驅(qū)動長環(huán)形齒條上下運動,并帶動滑塊做上下往復(fù)運動,從而實現(xiàn)基本的抽油動作。通過簡單的結(jié)構(gòu)和尺寸改變,能實現(xiàn)不同沖程和沖次,并可設(shè)計成重型抽油機。這種抽油機具有節(jié)能效果好、可靠性高、運行平穩(wěn)、維護方便等特點,具有較高的推廣應(yīng)用價值。 本往復(fù)運動偏心齒輪齒條運動機構(gòu)的驅(qū)動與換向機構(gòu)，包括電機、部分齒齒輪、齒條，電機通過傳動機構(gòu)和部分齒齒輪連接，在部分齒齒輪兩側(cè)分別設(shè)置

2、有與部分齒齒輪嚙合的齒條，兩根齒條相對位置固定的連接在齒條架上，齒條架與導(dǎo)軌組成滑塊結(jié)構(gòu)。通過部分齒齒輪分別和兩側(cè)的齒條嚙合，帶動齒條架在導(dǎo)軌上往復(fù)運動。這種直線往復(fù)式運動的驅(qū)動與換向機構(gòu)，通過部分齒齒輪分別與兩邊的齒條嚙合，從而帶動齒條架往復(fù)運動，在往復(fù)運動中，無需限位開關(guān)，電動機也無需換向，即以無換向停留達到運動機械全動程的等速往復(fù)運動，還具有動程范圍大、速度均勻、傳動精度高、震動小、結(jié)構(gòu)簡潔等特點。1.2 往復(fù)運動偏心齒條-齒輪復(fù)合機構(gòu)的認(rèn)識 復(fù)合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)在傳動的過程中是相當(dāng)穩(wěn)定的，所以在相似的技術(shù)當(dāng)中算是比較穩(wěn)定的一種，它自身也擁有自身的特點。一、齒輪傳動的特點：齒輪傳動是

3、應(yīng)用最為廣泛的一種傳動形式，與其它傳動相比，具有傳遞的功率大、速度范圍廣、效率高、工作可靠、壽命長、結(jié)構(gòu)緊湊、能保證恒定傳動比；缺點是制造及安裝精度要求高，成本高，不適于兩軸中心距過大的傳動。 其中，齒輪傳動分類：1、按軸線相互位置：平面齒輪傳動和空間齒輪傳動。平面齒輪傳動：按輪齒方向：直齒輪傳動，斜齒輪傳動和人字齒輪傳動；按嚙合方式：外嚙合、內(nèi)嚙合和齒輪齒條傳動；空間齒輪傳動：錐齒輪傳動、交錯軸斜齒輪傳動和蝸桿蝸輪傳動。2、按齒輪是否封閉：開式和閉式齒輪傳動。1.3 往復(fù)運動偏心齒條-齒輪復(fù)合機構(gòu)運用 運用復(fù)合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)的抽油機是油田采油所用的抽油機技術(shù)領(lǐng)域中的抽油機，它以運用了復(fù)

4、合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)和傳統(tǒng)機構(gòu)組合成，復(fù)合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)，可以節(jié)省能量為，節(jié)省成本為。 另外在海洋石油勘探開發(fā)中,自升式海洋平臺是使用數(shù)量最多的平臺。自升式平臺主要采用復(fù)合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)系統(tǒng)。自升式平臺齒輪齒條強度是我國自主研發(fā)自升式平臺升降系統(tǒng)的關(guān)鍵技術(shù)之一。 復(fù)合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)在內(nèi)燃機中也發(fā)揮了重要作用。它可以延長往復(fù)的行程以此來提高內(nèi)燃機的做功。其好處是：1 降低了內(nèi)燃機的轉(zhuǎn)速，2 增大了缸體的空間，3 更多的空氣可以進入缸體，4 燃油可以充分燃燒，5 排出的高溫廢氣不存在壓力，6 增大了缸體的散熱面積，7 活塞的慣性力可以完全轉(zhuǎn)換到動力軸上，8 材料的磨損和要求的強

5、度都可以減少。因本機構(gòu)基本不做無用功發(fā)動機的怠速可以減少到現(xiàn)在的十分之一以下。1.4 本章小節(jié) 通過對復(fù)合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)的學(xué)習(xí)研究，我們明白了復(fù)合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)在工業(yè)生產(chǎn)中的重要地位。比如在抽油機，內(nèi)燃機，送料機及一些重型機械中都得到了廣泛的應(yīng)用。復(fù)合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)在傳動的過程中是相當(dāng)穩(wěn)定的，具有極高的可靠性。在實際生產(chǎn)工作中，復(fù)合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)具有節(jié)能效果好、可靠性高、運行平穩(wěn)、維護方便、速度均勻、傳動精度高、震動小、結(jié)構(gòu)簡潔等特點,具有較高的推廣應(yīng)用價值。所以，研究復(fù)合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)是油田生產(chǎn)中必不可少的項目。在如今石油資源日漸減少的大背景下，對復(fù)合運動偏心齒

6、輪齒條機構(gòu)的研究及應(yīng)用也是日漸重要，應(yīng)該向節(jié)能化，高效化，環(huán)?；l(fā)展，在發(fā)展經(jīng)濟生產(chǎn)的同時，注意將環(huán)境保護與生產(chǎn)效益相得益彰。雖然復(fù)合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)的穩(wěn)定性還有待加強，但這定然不會是不可克服的。 另外，通過對復(fù)合運動偏心齒輪齒條機構(gòu)的初步了解以及建立模型，我們懂得了創(chuàng)新設(shè)計的意義所在以及團隊合作在生產(chǎn)工作中的重要性。加強了我們的團隊合作意識，對今后學(xué)習(xí)、工作生活具有深遠意義。第2章 往復(fù)運動偏心齒條-齒輪復(fù)合機構(gòu)設(shè)計2.1 機構(gòu)設(shè)計2.1.1 機構(gòu)設(shè)計過程 設(shè)計過程是指從明確設(shè)計任務(wù)到編制技術(shù)文件所進行的整個設(shè)計工作流程。2.1.2 機構(gòu)設(shè)計過程的四個階段 (1) 產(chǎn)品規(guī)劃 明確機械設(shè)計

7、任務(wù)，提出設(shè)計任務(wù)書。 (2) 原理方案設(shè)計 確定功能原理和機械運動方案，畫出機械運動簡圖。 (3) 技術(shù)方案設(shè)計。 (4) 評估，改進與決策。2.1.3 機構(gòu)及其系統(tǒng)運動方案設(shè)計 （1）機構(gòu)及其系統(tǒng)運動方案設(shè)計的主要內(nèi)容 功能原理方案設(shè)計：功能原理設(shè)計和工藝動作過程設(shè)計。（2）運動規(guī)律設(shè)計（3）機構(gòu)系統(tǒng)運動方案設(shè)計 根據(jù)功能原理方案中提出的工藝動作過程及各工藝動作的運動規(guī)律要求，選擇相應(yīng)的若干執(zhí)行機構(gòu)的形式，按某種方式將其組合成一個機構(gòu)系統(tǒng)，以確保上述工藝動作過程的實現(xiàn)。機構(gòu)選型、組合、創(chuàng)新 機構(gòu)系統(tǒng)簡圖。 （4）機構(gòu)系統(tǒng)運動簡圖設(shè)計 機構(gòu)系統(tǒng)簡圖運動協(xié)調(diào)設(shè)計機構(gòu)運動循環(huán)圖尺度綜合 機構(gòu)系統(tǒng)

8、運動簡圖2.1.4 機構(gòu)選型的基本要求 （1）滿足工藝動作及其運動規(guī)律的要求。 高副機構(gòu)、低副機構(gòu)、注意約束在機構(gòu)中的作用、 適當(dāng)設(shè)置調(diào)整環(huán)節(jié)。 （2）機構(gòu)的運動鏈要短 。 （3）機構(gòu)的傳力性能要好。 傳動角（壓力角）、防止自鎖 、慣性力平衡。 （4）動力源的選擇應(yīng)有利于簡化機構(gòu)和改善運動質(zhì)量 。 電機（交流電機、直流電機、伺服電機、步進電機、交流變頻電機）、內(nèi)燃機、液壓馬達、氣動馬達。2.2往復(fù)運動偏心齒條-齒輪復(fù)合機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計結(jié)構(gòu)示意簡圖 結(jié)構(gòu)組成往復(fù)運動鏈輪-齒條復(fù)合機構(gòu)由1主動齒輪、2從動齒輪、3連桿、4齒條、5、滾動軸承、6、齒輪組成。 工作原理主動齒輪1通過聯(lián)軸器、減速器與驅(qū)動電

9、機相連，進行動力輸入；主動齒輪1、從動齒輪2、輸出齒輪3均為定軸，并一起相對固定的機架（未畫出）轉(zhuǎn)動；齒輪2上有一緩沖作用的孔，當(dāng)從動齒輪2轉(zhuǎn)動時，連桿3帶動齒條4水平運動，此時齒條4便帶動齒輪6運動，齒條的水平運動由軸承5支撐控制，由于齒輪2 、連桿3、齒條4與機架構(gòu)成四桿機構(gòu)，存在極位夾角，故齒條存在急回運動。條件輸出齒輪6上的外扭矩為20kN.m；試確定各部件尺2.3本章小結(jié) 通過了解機構(gòu)設(shè)計的過程，首先確定設(shè)計的四個階段：產(chǎn)品規(guī)劃；原理方案設(shè)計；技術(shù)方案設(shè)計；評估，改進與決策。認(rèn)真分析設(shè)計的任務(wù)書，根據(jù)機械設(shè)計原理，根據(jù)任務(wù)書里的要求初步確定整個往復(fù)運動偏心齒條-齒輪復(fù)合機構(gòu)的運動簡圖

10、，但應(yīng)該明確機構(gòu)簡圖不代表現(xiàn)實機構(gòu)的外形，應(yīng)該考慮到選材以及將來工件的尺寸，再設(shè)計機構(gòu)簡圖時要留有足夠的余量，以防將來帶來不必要的麻煩?？梢?，在機構(gòu)簡圖的設(shè)計是要考慮的問題有很多，考慮的越全面，我們的后期工作就會越順利。通過一天的機構(gòu)設(shè)計，收獲挺多，深刻明白了平時知識的積累有多么重要，同時也了解到很多相關(guān)的知識，我們初步的對我們將來從事設(shè)計工作需要做的事，相信在通過大三專業(yè)課的學(xué)習(xí)后，我們會有更進一步的認(rèn)識，這次的創(chuàng)新設(shè)計也提高了我們對本專業(yè)的學(xué)習(xí)興趣。第3章傳動計算3.1傳動計算3.1.1輸出齒輪扭矩T=20KNm，模數(shù)m=14，齒數(shù)Z=18，其分度圓直徑D=252mm齒條受水平方向的力F=

11、T/（D/2）=158.73kN 經(jīng)計算得連桿在齒輪最上最下是與水平方向夾角分別為9.05°和49.21°。 則可以計算連桿（二力桿） 最大力 Fmax=F×cos9.05°=156.754kN 最小力 Fmin =F×cos49.21°=103.696kN 在齒輪2上的兩個極限位置上的水平分力分別為 F1=Fmax×cos9.05°=154.802kN F2=Fmin×cos49.21°=67.743kN連桿與齒輪2連接處的直徑為d=690mm，故可以算出齒輪的最大扭 齒輪1（主動輪）與齒輪2

12、傳動比為19:62，則可知齒輪1的扭矩為16.37kNm。 根據(jù)查表得知齒輪間的傳遞效率為0.96。 最終算的通過減速器傳給齒輪1的扭矩為17.76kNm。 由公式9550000×P=Tn可得齒輪1的功率為P1=24 kW 齒輪2的功率為P2=23.3kW,齒輪6的功率為P3=8.4kW3.1.2齒條長度不得小于790mm,為了保證齒條在極限位置不與齒輪2接觸發(fā)生碰撞，考慮齒輪2與齒輪6的水平距離，擬定齒條長1200mm，齒條行程，擬定齒條行程為 790mm。3.1.3齒輪2與齒輪6水平距離1550mm。 四桿機構(gòu)中曲柄長345mm，,連桿長1150mm（由作圖得出尺寸），連桿設(shè)計為

13、方形桿,材料為45號鋼。 由 得出方形桿的邊長a=21mm。3.1.4根據(jù)輸出齒輪1所需的功率選定電動機的型號。電機選:200L 1型，功率30KW，轉(zhuǎn)速1000r/min,減速器減速比：1000/13=77，選擇ZXY型（低速級）。3.2 本章小結(jié) 根據(jù)上述的計算，確定相關(guān)數(shù)據(jù)后即可進行下一步的工作。在這些計算的過程中，讓我們對此機構(gòu)的工作原理有了進一步的加深。也加深了對課本知識的理解。將理論知識與實踐設(shè)計相結(jié)合，才能更好的理解設(shè)計理念。第4章 主要零部件的分析與校核4.1 電機和減速器的選擇及其主要參數(shù) 電機的選擇： 根據(jù)主動齒輪1所需的功率24 kW選定電動機為Y2系列三相異步電機Y2-

14、200L1-2型號 減速器的選擇： 根據(jù)所需的減速比：1000/13=77 確定減速器的類型為ZSY型齒輪減速器 其具體參數(shù)如下4.2 齒輪1和2的分析與校核 齒輪1與齒輪2嚙合，模數(shù)定為14，傳動比i=3.25 傳遞功率 P=24(kW) 齒輪1轉(zhuǎn)速 n1=13(r/min) 齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=4.00(r/min) 齒輪1齒數(shù)Z1= 19 齒輪1齒寬 B1=145(mm) 齒輪1齒寬系數(shù) d1=0.545 齒輪2齒數(shù) Z2=62 齒輪2齒寬 B2=130(mm) 齒輪2齒寬系數(shù) d2=0.1509 標(biāo)準(zhǔn)中心距 A0=567.00000(mm) 實際齒數(shù)比 U=3.26316 端面重合度 =

15、1.66676 縱向重合度 =0.00000 總重合度 =1.66676 齒輪1與齒輪2強度校核(選定材料均為34CrNiMo6) 齒輪1與齒輪2：齒輪1接觸強度極限應(yīng)力 =1288.0(MPa) 齒輪1抗彎疲勞基本值 =740.0(MPa) 齒輪1接觸疲勞強度許用值 =11479.6(MPa) 齒輪1彎曲疲勞強度許用值 1766.2(MPa) 齒輪2接觸強度極限應(yīng)力 =1288.0(MPa) 齒輪2抗彎疲勞基本值 =740.0(MPa) 齒輪2接觸疲勞強度許用值 21479.6(MPa) 接觸強度用安全系數(shù) SHmin=1.00 彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=1.40 接觸強度計算應(yīng)力=

16、1468.3(MPa) 接觸疲勞強度校核 滿足 齒輪1彎曲疲勞強度計算應(yīng)力 =556.7(MPa) 齒輪2彎曲疲勞強度計算應(yīng)力 =500.5(MPa) 齒輪1彎曲疲勞強度校核 滿足 齒輪2彎曲疲勞強度校核滿足4.3 花鍵的分析與校核 齒輪1：矩形花鍵連接（靜連接）校核計算結(jié)果 傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 24000000 N·mm鍵系列 R = 中系列 花鍵參數(shù) N×d×D×B = 10×82×92×12 mm倒角c = 0.6 mm不均勻系數(shù) = 0.75鍵的長度L = 145 mm 使用和制造情況PType = 良好齒面熱處理W

17、 = 齒面經(jīng)熱處理許用擠壓應(yīng)力范圍pp = 120200 MPa許用應(yīng)力p = 160.0 MPa計算應(yīng)力p = 133.509 MPa校核計算結(jié)果 pp 滿足齒輪2：矩形花鍵連接校核計算結(jié) 傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 54000000 N·mm 鍵系列 R = 中系列花鍵參數(shù) N×d×D×B = 10×112×125×18 mm 倒角c = 0.6 mm 不均勻系數(shù) = 0.75鍵的長度L = 130 mm使用和制造情況PType = 良好齒面熱處理W = 齒面經(jīng)熱處理 許用擠壓應(yīng)力范圍pp = 120200 MPa 許用應(yīng)力p

18、= 180 MPa 計算應(yīng)力p = 176.370 MPa 校核計算結(jié)果： pp 滿足 齒輪6：矩形花鍵連接校核計算結(jié)果 傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 20000000 N·mm 鍵系列 R = 中系列 花鍵參數(shù) N×d×D×B = 10×82×92×12 mm 倒角c = 0.6 mm 不均勻系數(shù) = 0.75 鍵的長度L = 120 mm 使用和制造情況PType = 良好 齒面熱處理W = 齒面經(jīng)熱處理 許用擠壓應(yīng)力范圍pp = 120200 MPa 許用應(yīng)力p = 160 MPa 計算應(yīng)力p = 134.436 MPa 校核計

19、算結(jié)果 pp 滿足。4.4 本章小結(jié)這一章是整個設(shè)計計算部分的核心。首先選擇了電機和減速器的型號，確定了其主要參數(shù)。接著確定了主要齒輪的參數(shù)，并對其疲勞強度和彎曲強度進行了校核。最后選擇了花鍵的類型，并校核了其應(yīng)力。以上分析校核結(jié)果均滿足設(shè)計要求，可以放心使用。 第5章 部分零件工程圖與裝配圖上圖是齒輪1，下圖是齒輪1的花鍵軸上圖為齒輪2，下圖為齒輪2的花鍵軸上圖為齒輪3，下圖為齒輪3的花鍵軸齒條連桿裝配體結(jié)論  通過這次的課程設(shè)計，使我們學(xué)會了很多東西，包括書本上的理論知識及書本上學(xué)不到的知識。具體的收獲與體會如下：   一、通過課程設(shè)計，使我加深了對所學(xué)理論知識的理解與鞏固，并能將課本上的純理論應(yīng)用到實踐中，進一步加深了對知識的認(rèn)識。同時，也有助于對其他知識的理解?，F(xiàn)在，我不但對圖解法和解析法有了更深入的理解，而且熟練了應(yīng)用圖解法對機構(gòu)進行運動分析以及力分析。 二、培養(yǎng)了我耐心、仔細、謹(jǐn)慎的工作態(tài)度。這次課程設(shè)計的內(nèi)容最多的是繪畫機構(gòu)簡圖。在繪圖過程中，對比例尺的選定以及合理的布圖都要有細致的規(guī)劃，這是最考驗一個人的耐心與嚴(yán)