目录
设计题目 (1)
一、系统总体方案的确定 (1)
二、设计原始数据 (2)
三、电动机的选择 (3)
四、传动比的分配 (4)
五、执行机构尺寸计算 (5)
六、机构运动分析 (6)
七、V带设计 (15)
八、传动装置的运动和动力参数 (17)
九、齿轮的传动计算 (18)
十、减速器机体的尺寸设计 (31)
十一、轴的设计 (32)
十二、键的选择及强度较核 (33)
十三、轴承寿命计算及静强度 (35)
十四、轴的强度较核 (37)
十五、参考文献 (41)
一、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→执行机构；
初选三种传动方案，如下：
(a)二级圆柱齿轮传动
(b)为涡轮涡杆减速器
(c)为二级圆柱圆锥减速器系统方案总体评价：
⎩⎨
⎧==+==-1052667
.11176882
.121AC AC L a b L a b 解得：m a 1437893.0=，m b 2614775.1=；
m b a c c b a d 410937.1]sin[)(2)(22=+-++=α
七、 机构运动分析：
1.数学模型
如图所示，取以A 点为原点、
x 轴与AD 线一致的直角坐标系，标出向量和转角，由封闭向量多边形ABCD 可得
AB BC AD DC +=+
即0321AB
i i i i e e e BC AD DC e l l l l ϕϕϕ+=+ ()A
摆角分析：由式()A 的实部和虚部分别相等可得
123cos cos cos AB BC AD DC l l l l ϕϕϕ+=+
123sin sin sin AB BC DC l l l ϕϕϕ+=
经计算解得
1.35604R m =
01224.33775C C A ∠=
012148.73917AC C ∠=
m a 1437893.0= m b 2614775.1=
1.410937d m =
22112222'sin 'sin "cos AB BC BC l l l ϕϕϕϕϕϕ--+ 23333'sin "cos DC DC l l ϕϕϕϕ=-+
解得
2221122332332'cos()''cos()"sin AB BC DC DC l l l l ϕϕϕϕϕϕϕϕϕϕ-+--=-（）
222
113232332'cos()'cos()'2"sin()
AB BC DC BC l l l l ϕϕϕϕϕϕϕϕϕϕ-+--=-
2.框图设计
3.程序和计算结果
Visual C++ 程序
#include "stdio.h"
#include "math.h"
void main()
{float
ab=0.1437893,bc=1.2614775,cd=1.5,ad=1.41093,pi=3.141593,w1=21.894, w2,w3,e1,e2,e3,r,k,a,b,c,p1,p2,p3,t,t1,t2,t3;
r=(bc*bc-cd*cd-(ad-ab)*(ad-ab))/(2*cd*(ad-ab));
20.6)(0.5
0.6)16810.6;10f d d mm =⨯==取2d 间距：150200l mm = 轴承端盖螺钉直径：
30.5) 6.4
8;8f d mm d mm ==取
40.4) 4.8
6.4;f d mm d =取定位销直径：2(0.7
0.8)7
8;d d mm d ===取2至外壁距离：122,18,16;c = 2至凸缘边缘距离：220,16,14;c =
216c mm == 12)52=110mm ∆=取210mm = 35.5);(d 3(1 1.2)89.6;t d mm t ===取≈2: s D
40mm
查表20-3，对于40Cr 材料的轴C=106-98。
轴上有键槽时，会削弱轴的强度。
对于直径100d mm ≤的轴，单键时轴径增大5%-7%，双键时增大10%-15%，故
3
32.4802368
1.06 1.0610223.5240
P d C mm n ≥=⨯=Ⅰ 3
32.3697410231.481.044
P d C mm n ≥==Ⅱ 3
32.26417
1.06 1.069843.421.894
P d C mm n ≥=⨯=Ⅲ 中间轴各轴段设计：
1.各段轴的直径
轴段1为轴承径，其直径应符合轴承内径标准，且
31.4d mm ≥Ⅱ，由此选定35d mm =1。
因此，轴承代号为
32007。
轴段2与齿轮配合，且便于安装d d >21，取其标准系列
40d mm =2
轴段3为定位轴肩，轴肩高度
取 2.5h mm =，则32240545d d h mm =+=+= 轴段4与齿轮配合，440d mm =
0.988Z β=
1063[]1140H H σσ=<=
疲劳强度足够
1.3H
S '= 12 1.6N
N Z Z ''==
max []1403.1H σ=
max max 1227.45[]H H MPa σσ=<
1
2 3 4
5
2.轴水平面支反力31.3910AH F N =⨯
31.2110BH F N =⨯
3.两轴承所受的径向载荷即合成后的支反力
22
22331 6.69 1.3910 6.8310R AV AH F F F N =+=+⨯=⨯ 22223327.69 1.21107.8710R BV BH F F F N =+=+⨯=⨯
（二）计算轴承所受的轴向载荷 1.计算内部轴向力
轴承型号32009，为圆锥滚子轴承，由标准查得性能参数为 0058.8,81.5, 1.5,0.8C kN C kN Y Y ====
由表21-11，圆锥滚子轴承的内部轴向力2R
S F F Y
=
，则 3
311 6.8310 2.281022 1.5R S F F N Y ⨯===⨯⨯
3
3227.8710 2.621022 1.5
R S F F N Y ⨯===⨯⨯
2.计算轴承所受的轴向载荷 轴上个轴向力的方向
→ → ← ←
1S F 2X F 1X F 2S F
由式（21-8），（21-9）可列出
取两者中较大者
23.5d mm ≥Ⅰ 31.4d mm ≥Ⅱ
43.4d mm ≥Ⅲ
取两者中较大者 （三）计算当量动载荷
由式（21-5），()P R A P f XF YF =+由表21-8取冲击载荷因数
1.2P f =。
系数X ，Y 与判断因子e 有关，由手册中查的32009
轴承，0.39e = 轴承Ⅰ
113460
0.516830
A R F e F ==> 故0.4, 1.5X Y ==,则 111() 1.2(0.46830 1.53460)9506.4P R A P f XF YF N =+=⨯⨯+⨯=
轴承Ⅱ
222620
0.337870
A R F e F ==< 故1,0X Y ==,则 22 1.278709444P R P f F N ==⨯=
(四)寿命计算
因12P P >,且两轴承型号相同，故只按Ⅰ轴承计算寿命即可。
取1P P =由式（21-7）有
10
66310101058500()()92305606076.649506.4
h
C L h n P ε===⨯ 寿命高于43800 h ，故满足寿命要求。
（五）静强度计算 1.计算轴承静载荷
由式（21-13），当量静载荷000R A P X F Y F =+,由表21-13，32009型圆锥滚子轴承000.5,0.8X Y ==,故
35d mm =1
40d mm =2
345d mm =
440d mm = 35d mm =5
260l mm =
140l mm =
3310l mm =∆=
540l mm =
442l mm =。