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游梁式抽油機簡圖 [游梁式抽油機設計課程設計說明書]

發布時間:2020-09-26 00:09:59 影響了:

學生課程設計(論文) 題 目:游梁式抽油機第一部分 (電動機選擇 帶傳動設計 減速器設計) 學生姓名: 學 號:
所在院(系):
專 業:
班 級:
指導教師:
職稱:
2013年 X月 X日 目錄 一.電機選擇……………………………………………………………6 1.1 選擇電機……………………………………………………………6 1.2 計算并分配傳動比…………………………………………………6 1.3 傳動裝置的運動和動力參數計算…………………………………6 二.帶傳動設計…………………………………………………………8 三.齒輪設計……………………………………………………………10 3.1 高速級齒輪設計 …………………………………………………10 3.2低速級齒輪設計 …………………………………………………14 四.軸的設計……………………………………………………………19 4.1 I軸的設計計算 …………………………………………………19 4.2 II軸的設計計算…………………………………………………20 4.3 III軸的設計計算…………………………………………………23 五.軸承壽命計算………………………………………………………26 5.1 I軸軸承壽命計算 …………………………………………………26 5.2 II軸軸承壽命計算…………………………………………………27 5.3 III軸軸承壽命計算…………………………………………………28 六.鍵的校核……………………………………………………………30 七.潤滑及密封類型選擇………………………………………………31 八.減速器附件設計……………………………………………………32 九.主要尺寸及數據……………………………………………………33 十.參考文獻……………………………………………………………34 XX學院本科學生課程設計任務書 題 目15 抽油機機械設計 1、課程設計的目的 本課程設計為學生提供了一個既動手又動腦,自學,查資料,獨立實踐的機會。將本學期課本上的理論知識和實際有機的結合起來,鍛煉學生實際分析問題和解決問題的能力,提高學生綜合運用所學知識的能力,裝配圖、零件圖的設計繪圖能力。

2、課程設計的內容和要求 1)、設計原始數據 額定功率(kW) 沖程(m) 沖次(n/min ) 游梁前臂長度(m) 游梁后臂長度(m) 額定扭矩MS(kN*m) 游梁支撐中心到底座距離(m) 曲柄轉動軸心到底座直距離(m) 曲柄平衡塊數 曲柄偏置角(度) 游梁支撐中心到曲柄轉動軸心的水平距離(m) 70 2.1,2.5,3 6 3 2.4 50 2 1.6 2 0 0 70 2.1,2.5,3 12 3 2.4 50 2 2 2 0 0 40 1.5,1.2,0.9 12 1.8 1.44 30 3.2 3 2 0 1.2 70 2,2.5,3 6 3 1.92 50 2 2 2 0 2.5 70 3,3.6,4,4.2 4 4.2 2.625 74 2 2 2 0 3.35 70 5.5,4.6,3.7 8 5.5 3.162 120 5 2.5 2 0 4.1 70 2.1,2.5,3 12 3 2.4 50 2 1.6 2 0 0 70 2.1,2.5,3 6 3 2.4 50 2 2 2 0 0 50 1.5,1.2,0.9 9 1.8 1.44 6.5 3.2 3 2 0 1.2 70 2,2.5,3 9 3 1.92 50 2 2 2 0 2.5 70 3,3.6,4,4.2 0 4.2 2.625 74 2 2 2 0 3.35 70 5.5,4.6,3.7 6 5.5 3.162 120 5 2.5 2 0 4.1 45 1.2,1.8,2.4,3.0 12 3.5 2.31 3700 3.061 1 2 12 3.2 70 4,5,6 4 6 3.162 120 2.8 2 2 0 4.1 18 1.2,1.8,2.4,3.0 12 3.5 2.31 2300 3.061 0 2 12 3.2 55 5,4,3 3 5.5 3 7300 7.2 2 2 8 2.4 55 5,4,3 ,3 5 3 7300 2.1 4 2 8 2.7 20 3,5,4 5 5.05 3.25 3700 3.3 0 2 6 2.4 45 1.2,1.8,2.4,3.0 9 3.5 2.31 3700 3.061 1 2 12 3.2 70 4,5,6 ,8 6 3.162 120 2.8 2 2 0 4.1 18 1.2,1.8,2.4,3.0 6 3.5 2.31 2300 3.061 0 2 12 3.2 55 5,4,3 5 5.5 3 7300 7.2 2 2 8 2.4 55 5,4,3 6 5 3 7300 2.1 4 2 8 2.7 20 3,5,4 ,6 5.05 3.25 3700 3.3 0 2 6 2.4 2)、要求 (1)完成傳動系統與傳動裝置的設計計算(電機選擇、帶傳動設計、減速器設計);

(2)完成曲柄搖桿機構的設計及曲柄平衡塊、橫梁、橫梁軸的設計計算;

(3)完成游梁與驢頭的設計與計算;

(4)完成支撐裝置及支架的設計與計算。

3)、課程設計成果 (1)每人需繪總裝配圖一張或部裝圖三張;

(2)每人需繪零件圖二張;

(3)編寫設計說明書。

3、主要參考文獻 [1]所學相關課程的教材 [2]《機械設計課程設計》 [3]《機械設計手冊》 [4]《電動機手冊》 [5]《游梁式抽油機設計計算》 4、課程設計工作進度計劃 (1)準備階段(2天) (2)設計計算階段(3天) (3)繪制總裝配圖或部裝圖(4天) (4)繪零件圖(3天) (5)編寫設計說明書(3天) 說明 (1) 每組參數由兩人完成;

(2) 設計內容不可相同;

(3) 兩人需完成整個抽油機傳動系統與傳動裝置的設計計算以及主要機械裝置的設計 指導教師(簽字) 日期 年 月 日 教研室意見:
年 月 日 學生(簽字):
接受任務時間:
年 月 日 注:任務書由指導教師填寫。

一.電機選擇 1.1 計算并選擇電機 根據傳動比合理范圍,取帶傳動的傳動比為i=2~4,圓柱齒 輪二級減速器傳動比范圍為i=8~40,則總傳動比范圍為i=i=(8~40)(2~4)=16~160。減速器輸出軸的轉速為沖次=12r/min,電動機轉速的可選范圍為:=i=192~1920r/min。

由電機到減速器輸出軸的總傳遞效率為:= 式中,,分別為V帶傳動,軸承,齒輪效率。取=0.96,=0.98, =0.97,則有:
=0.96=0.85 又===37.7kw 所以電動機所需的工作功率為:
P===44.4kw 由P,綜合考慮后選電動機型號為Y315S-10。其主要參數如下表:
電動機型號 額定功率/KW 滿載轉速() Y315S-10 45 590 2.0 1.2 計算總傳動比并分配傳動比 1)傳動裝置總傳動比:i=49.17 2)分配到各級傳動比:i= 已知帶傳動比的合理范圍為2~4。故取,則i在8~40的范圍內,故合適。分配減速器傳動比,因為i=i,其中i為齒輪高速級的傳動比,i為齒輪低速級的傳動比。故可先取i==4.62,則i=3.55。

1.3 傳動裝置的運動和動力參數計算 電動機:
轉速:n=590 輸入功率:P=P=44.4KW 輸出轉矩:T=9.55=9.55N 4.計算各軸轉速.輸入功率.輸入轉矩 1軸:
轉速:n= 輸入功率:P= 輸入轉矩:T=Ti=N 2軸:
轉速:n= 輸入功率:P= 輸入轉矩:TN 3軸:
轉速:n 輸入功率:P 輸入轉矩:TN 各軸運動和動力參數 軸號 功率(KW) 輸入轉矩(N) 轉速() 電機軸 44.4 7.19 590 1軸 42.62 2.07 196.67 2軸 40.51 9.09 42.57 3軸 38.51 30.99 12 二.帶傳動設計 1.確定計算功率P 據表8-7查得工作情況系數K=1.3。故有:
P=KP 據P和n由機械設計P圖8-11選用D帶。

2.確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速 (1)初選小帶輪的基準直徑d,由機械設計表8-6和由機械設計P表 8-8,取小帶輪直徑d=355mm。

(2)驗算帶速v,有:
v=在5~30之間帶速合適。

(3)計算大帶輪基準直徑d 由機械設計P表8-8,圓整為1120mm。

3.確定V帶的中心距a和基準長度L (1) 由機械設計P式(8-20),初定中心距a=1050mm (2) 計算帶所需的基準長度 由機械設計P表8-2選帶的基準長度L=5000mm (3) 計算實際中心距 中心距的變化范圍為1198~1423mm。

4.驗算小帶輪上的包角 5.計算帶的根數z (1)計算單根V帶的額定功率P 由d和查表8-4a得 P=13.70kW 據,i=3和D型帶,查8-4b得 P=2.19kW 由機械設計P表8-5得K=0.912,表8-2得K=0.96,于是:
P=(P+P)KK=(13.70+2.19)0.9120.96=13.91kW (2)計算V帶根數z z==,故取5根。

6.計算單根V帶的初拉力最小值(F) 由機械設計P表8-3得D型帶的單位長質量q=0.61kg/m。所以 (F)=500=500 =1002.7N 應使實際拉力F大于(F)。

7.計算壓軸力F 壓軸力的最小值為:
(F)=2(F)sin=251002.70.96=9625.92N 三.齒輪設計 3.1高速級齒輪設計 1.選定齒輪類型,精度等級,材料齒數 (1)按要求的傳動方案,選用圓柱斜齒輪傳動;

(2)減速器主軸轉速不高,故用8級精度;

(3)材料的選擇。由機械設計P小齒輪用20CrMnTi,滲碳淬火,齒面硬度為56-62HRC,=1500MP;
;大齒輪用20Cr滲碳淬火,齒面硬度為56-62HRC,=1500MP,。

(4)選小齒輪齒數為Z=20,大齒輪齒數Z可由Z=i,取93;

(5) 初選螺旋角=14。

2.按齒面接觸疲勞強度設計 按右式計算:d (1)確定公式中各數值 1)試選K=1.6。

2)由機械設計P圖10-30選取區域系數Z=2.433 3)由機械設計P圖10-26可得:=0.75,=0.84。則:
=0.75+0.84=1.59。

4)由機械設計P表10-7選取齒寬系數=1。

5)計算小齒輪傳遞的轉矩,由前面計算可知:
T=N 6)由機械設計P表10-6查的材料的彈性影響系數Z=189.8 7)計算接觸疲勞許用應力 由機械設計P圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=0.90,K=0.95,取,則有 [] (2)計算 1)計算小齒輪的分度圓直徑d,由計算公式可得:
2)計算圓周速度 v== 3)計算齒寬b及模數。

b==178.31=78.31mm m==3.80mm h=2.25m=2.253.80=8.55mm b/h= 4)計算縱向重合度。

=0.318=0.318120tan14=1.59 5)計算載荷系數K。

已知使用系數K=1,據v=0.81m/s,8級精度。由機械設計P圖10-8得K=1.06,由表10-4得K=1.488。由圖10-13查得K=1.4,由機械設計P表10-3查得K=K=1.4,故載荷系數:
K=KKKK==2.21 6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑:
d=d=78.31=87.21mm 7)計算模數m m===4.23mm 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式:m (1)確定計算參數 1)計算載荷系數。

K=KKKK= 2)根據縱向重合度=1.59,由機械設計P圖10-28查得螺角影響系數Y=0.88。

3)計算當量齒數。

Z===21.98 Z==102.2 4)查取齒形系數 由機械設計P表10-5查得Y=2.80,Y=2.194 5)查取應力校正系數 由機械設計P表10-5查得Y=1.55,Y=1.777 6)計算大、小齒輪的,并加以比較 ==0.00658 ==0.00592 (2)設計計算 m 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數,取m=5mm,已可滿足彎曲疲勞強度,用接觸疲勞強度算得分度圓直徑d=87.21mm來計算應有的齒數。于是由:
Z==17.01,取Z=18,則:
Z==83.16,取 4.幾何尺寸計算 (1)計算中心距 a=圓整為263mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 === 因值在允許范圍內,故等不必修正 (3)計算大,小齒輪的分度圓直徑 (4) 計算齒輪寬度 b==92.82mm 圓整后取B=95mm,B=100mm 5.大小齒輪各參數見下表 低速級齒輪相關參數表6-2(單位mm) 名稱 符號 計算公式及說明 模數 m m=5 壓力角 齒頂高 =5 齒根高 =(+)m=6.25 全齒高 =(2+)m=11.25 分度圓直徑 =m Z=90 =m420 齒頂圓直徑 =()m=100 =()m=430 齒根圓直徑 =()m=77.5 =()m=407.5 基圓直徑 3.2低速級齒輪設計 1.選定齒輪類型,精度等級,材料齒數 (1)按要求的傳動方案,選用圓柱斜齒輪傳動;

(2)減速器主軸轉速不高,故用8級精度;

(3)材料的選擇。由機械設計P小齒輪用20CrMnTi,滲碳淬火,齒面硬度為56-62HRC,=1500MP;
;大齒輪用20Cr滲碳淬火,齒面硬度為56-62HRC,=1500MP,。

(4)選小齒輪齒數為Z3=20,大齒輪齒數Z4可由Z4=i, 取71;

(5)初選螺旋角=14。

2.按齒面接觸疲勞強度設計 按右式計算:d (1)確定公式中各數值 1)試選K=1.6。

2)由機械設計P圖10-30選取區域系數Z=2.433 3)由機械設計P圖10-26可得:=0.75,=0.86。則:
==0.75+0.86=1.61。

4)由機械設計P表10-7選取齒寬系數=1。

5)計算小齒輪傳遞的轉矩,由前面計算可知:
T=N 6)由機械設計P表10-6查的材料的彈性影響系數Z=189.8 7)計算接觸疲勞許用應力 由機械設計P圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=0.90,K=0.95, 取,則有 [] (2)計算 1)計算小齒輪的分度圓直徑d,由計算公式可得:
2)計算圓周速度 V== 3) 計算齒寬b及模數。

b==1103.14=103.14mm m==1.41mm h=2.25m=2.251.41=5.0mm 4)計算縱向重合度。

=0.318=0.318120tan14=1.59 5)計算載荷系數K。

已知使用系數K=1,據v=0.23m/s,8級精度。由機械設計P圖10-8得K=1.02,由表10-4得K=1.52。由圖10-13查得K=1.4,由機械設計P表10-3查得K=K=1.4,故載荷系數:
K=KKKK==2.17 6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑:
=d3t=103.14=114.07mm 7)計算模數m m===5.53mm 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式:m (1)確定計算參數 1)計算載荷系數。

K=KKKK= 2)根據縱向重合度=1.59,由機械設計P圖10-28查得螺角影響系數Y=0.88。

3)計算當量齒數。

Z===21.98 Z==78.02 4)查取齒形系數 由機械設計P表10-5查得Y=2.80,Y=2.238 5)查取應力校正系數 由機械設計P表10-5查得Y=1.55,Y=1.75 6)計算大、小齒輪的,并加以比較 ==0.00658 (2)設計計算 m 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數,取m=6mm,已可滿足彎曲疲勞強度,用接觸疲勞強度算得分度圓直徑d3=114.07mm來計算應有的齒數。于是由:
Z===18.44取Z3=19,則: Z==67.45,取 4.幾何尺寸計算 (1)計算中心距 a=圓整為270mm (2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 === 因值在允許范圍內,故等不必修正 (3) 計算大,小齒輪的分度圓直徑 (4) 計算齒輪寬度 b==117.93mm 圓整后取B=120mm,B=125mm 5.大小齒輪各參數見下表 低速級齒輪相關參數表6-2(單位mm) 名稱 符號 計算公式及說明 模數 m m=6 壓力角 齒頂高 =6 齒根高 =(+)m=7.5 全齒高 =(2+)m=13.5 分度圓直徑 =m Z=114 =m408 齒頂圓直徑 =()m=126 =()m=420 齒根圓直徑 =()m=99 =()m=393 基圓直徑 四.軸的設計 4.1 I軸的設計計算 1.求軸上的功率,轉速和轉矩 由前面算得 , 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d=92.82mm F===44602N F=F= 3.現初步估算軸的最小直徑。

選取軸的材料為45鋼,調質處理,由機械設計P表15-3,取A=106,于是得:
因鍵槽影響,故將軸徑增加4%~5%,取軸徑為67mm。又此段軸與大帶輪裝配,綜合考慮兩者要求取d=70mm。

4.軸的結構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較,選用[2]圖15-1的裝配方案 I II III IV V VI VII VIII (2)據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)I-II段是與帶輪連接的其d=70mm,l=200mm,由機械傳動裝置設計手冊P選鍵20X180GB1096。

2)II-III段用于安裝軸承端蓋,軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸的結構設計而定)。根據軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求,取端蓋與I-II段右端的距離為30mm。故取l=60mm,因其右端面需制出一軸肩故取d=75mm。

3)初選軸承,因為有軸向力和徑向力故選用圓錐滾子軸承,II-III段右端安裝軸承,由機械傳動手冊P軸承目錄里初選30316選d=,故d=80mm。又右邊套筒長取151mm,所以l=196mm 4)取安裝齒輪段軸徑為d=85mm,齒輪左端與左軸承之間用套筒定位,已知齒輪寬度為100mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于齒輪寬度故取lmm齒輪右邊V-VI段為軸肩定位,軸肩高h0.07d,故取h=6mm則此處d=91mm。寬度b1.4h取l=20mm,由機械傳動裝置設計手冊P表選鍵25X80GB1096。

5)VI-VII段右邊為軸承用軸肩定位,因為軸承仍選用圓錐滾子30316,所以d=80mm,所以此處軸肩高h0.07d,取h=6mm,故d=86mm,軸肩寬度取l=139mm,l=50mm。

4.2 II軸的設計計算 1.求軸上的功率,轉速和轉矩 由前面算得 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d=407.22mm, F===44644N F=F= 同理:, 3.現初步估算軸的最小直徑。

選取軸的材料為45鋼,調質處理,由機械設計P表15-3,取A=106,于是得:
因鍵槽影響,故將軸徑增加4%~5%,取軸徑為109mm 4. 軸的結構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較,選用下圖的裝配方案 I II III IV V I V VII (2)據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)I-II段用于安裝軸承和軸承端蓋,軸承端蓋的總寬度為20mm (由減速器及軸的結構設計而定)。初選軸承,因為有軸向力和徑向力故選用圓錐滾子軸承,根據,由機械傳動裝置設計手冊P軸承目錄里初選30322d=,故d=110mm,l=70mm。

2)II-III段用于安裝齒輪,d=122mm,右端有套筒,l=140mm,由機械傳動裝置設計手冊P查表選鍵32X100GB1096。

3)III-IV裝大齒輪,故d=130mm,l=91mm,由機械傳動裝置設計手冊P查表選鍵36X70GB1096。

4)IV-V為一軸肩,用于齒輪右邊的定位,取d=136mm,lmm。

5)V-VI段安裝齒輪,d=122mm,l=121mm,由機械傳動裝置設計手冊P查表選鍵32X100GB1096。

6)VI-VII段安裝軸承和端蓋,d=110mm,l=70mm。

5.軸的校驗 作圖:
, (1)對水平面進行計算 { (2) 對垂直面進行計算 { (3)求總的彎矩,即合成彎矩:
(4) 按彎曲合成應力校核軸的強度 進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度,由上表的數據,以及軸單向旋轉,扭轉切應力為脈動循環變應力,取=0.6則:
前以選定軸的材料為40,調質處理,查表的=60Mpa,因此<故安全。

4.3 III軸的設計計算 1.求軸上的功率,轉速和轉矩 由前面算得 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:
F===146844N F=F= 3.現初步估算軸的最小直徑。

選取軸的材料為45C,調質處理,由機械設計P表15-3,取A=97,于是得:
因鍵槽影響,故將軸徑增加4%~5%,取軸徑為148mm。

4.軸的結構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較,選用下圖的裝配方案 I II III IV V VI VII VIII (2)據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)I-II段,根據最小直徑d=150mm,l=100mm,由機械傳動裝置設計手冊P查表選鍵40X80GB1096。

2)II-III段用于安裝軸承和軸承端蓋,軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及的結構設計而定)。初選軸承,因為有軸向力和徑向力故選用圓錐滾子軸承,由機械傳動裝置設計手冊P軸目錄里初選30232d=,d=160mm,l=68mm。

3)III-IV段用于安裝齒輪,d=170mm,右端有套筒,l=116mm,由機械傳動裝置設計手冊P查表選鍵45X100GB1096。

4)IV-V段d=180mm,lmm。

5)V-VI段安裝齒輪,d=170mm,l=116mm,由機械傳動裝置設計手冊P查表選鍵45X100GB1096。

6)VI-VII段安裝軸承和端蓋,d=160mm,l=68mm。

7)VII-VIII段,l=100mm,由機械傳動裝置設計手冊P查表選鍵40X80GB1096. 五. 軸承壽命計算 5.1 I軸軸承壽命計算 1.求軸上的載荷 2.預期壽命:
3.求當量載荷 已知 由機械設計P表13-7知,P表13-5得當 時,X=1,Y=0,當時X=0.4,Y=1.8,其中。則應有:
, “壓緊”“放松”判別:,1被放松,2被壓緊 故, 當量載荷:,則X=1,Y=0。

,則X=0.4,Y=1.8。

由機械設計P表13-11取 則有 P= 4. 驗算軸承 取,圓錐滾子軸承 5.2 II軸軸承壽命計算 1.求軸上載荷 2.預期壽命:
3.求當量載荷 已知 由機械設計P查表知,由機械設計P查表13-5得當 時,X=1,Y=0,當時,X=0.4,Y=1.7,其中。則應有 , “壓緊”“放松”判別:,3被放松,4被壓緊 故, 當量載荷:,則X=0.4,Y=1.7。

,則X=1,Y=0。

由機械設計P表13-11取則有 4.驗算軸承 取,圓錐滾子軸承 5.3 III軸軸承壽命計算 1.求軸上的載荷 2.預期壽命:
3.求當量載荷 已知 由機械設計P表13-7知,由P表13-5得當 時,X=1,Y=0,當時X=0.4,Y=1.4,其中。則 , “壓緊”“放松”判別:,5被放松,6被壓緊 故, 當量載荷:,則X=1,Y=0。

,則X=0.4,Y=1.4。

由機械設計P表13-11取 則有 5.驗算軸承 取,圓錐滾子軸承 六.鍵的校核 6.1.I軸上鍵的強度校核 由機械設計P表6-2得許用擠壓應力為 I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。

IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。

6.2.II軸上鍵的校核 由機械設計P表6-2表得許用擠壓應力為 II-III段和V-VI段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。

七. 潤滑及密封類型選擇 7.1潤滑方式 齒輪采用飛濺潤滑,在箱體上的四個軸承采用脂潤滑,在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。

7.2密封類型的選擇 1.軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。

2.箱體結合面的密封 箱蓋與箱座結合面上涂密封膠的方法實現密封。

3.軸承箱體內,外側的密封 (1)軸承箱體內側采用擋油環密封。

(2)軸承箱體外側采用毛氈圈密封。

八.減速器附件設計 8.1觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設計 觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合,潤滑情況,并可由該孔向箱內注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住。為防止污物進入箱內及潤滑油滲漏,在蓋板與箱蓋之間加有紙質封油墊片,油孔處還有慮油網。

查表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。

8.2油面指示裝置設計 油面指示裝置采用油標指示。

8.3通氣器的選擇 通氣器用來排出熱膨脹,持氣壓平衡。查表15-6選 型通氣帽。

8.4放油孔及螺塞的設計 放油孔設置在箱座底部油池的最低處,箱座內底面做成外傾斜面,在排油孔附近做成凹坑,以便能將污油放盡,排油孔平時用螺塞堵住。查表15-7選型外六角螺塞。

8.5起吊環的設計 為裝卸和搬運減速器,在箱蓋上鑄出吊環用于吊起箱蓋。

8.6起蓋螺釘的選擇 為便于臺起上箱蓋,在上箱蓋外側凸緣上裝有1個啟蓋螺釘,直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。

8.7定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度,在精加工軸承座孔前,在箱體聯接兩端,各裝配一個定位銷。采用圓錐銷,直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。

九.主要尺寸及數據 箱體尺寸:
箱體壁厚=10mm 箱蓋壁厚=8mm 箱座凸緣厚度b=15mm 箱蓋凸緣厚度b=15mm 箱座低凸緣厚度b=25mm 地腳螺栓直徑d=24mm 地腳螺栓數目n=4 軸承旁聯接螺栓直徑d=M16 機座與機蓋聯接螺栓直徑d=M12 聯接螺栓d的間距l=150mm 軸承端蓋螺釘直徑d=M10 窺視孔蓋螺釘直徑d=M8 定位銷直徑d=10mm 軸承旁凸臺半徑R=16mm d,d,d至外箱壁的距離c=34mm,22mm,18mm d,d至凸緣邊緣的距離c=28mm,16mm 凸臺高度根據低速軸承座外半徑確定 外箱壁至軸承座端面距離L=70mm 大齒輪頂圓與內箱壁距離=14mm 齒輪端面與內箱壁距離=12mm 箱蓋,箱座肋厚m=m=7mm 軸承端蓋外徑D2:凸緣式端蓋:D+(5~5.5)d 以上數據參考機械設計課程設計指導書 十.參考文獻 [1].機械設計(第8版),濮良貴,紀明剛主編。高等教育出版社,2006年5月。

[2].機械設計課程設計(第二版),陳秀主編。機械工業出版社,1998年3月。

[3].機械傳動裝置設計手冊(下冊),卜炎主編。機械工業出版社,1998年12月。

[4].機械課程設計手冊(第3版),吳宗澤,羅圣國主編。高等教育出版社。

[5].機械設計課程設計簡明手冊,駱素君,朱詩順主編。化學工業出版社,2000年8月。

課程設計(論文)指導教師成績評定表 題目名稱 游梁式抽油機 評分項目 分值 得分 評價內涵 工作 表現 20% 01 學習態度 6 遵守各項紀律,工作刻苦努力,具有良好的科學工作態度。

02 科學實踐、調研 7 通過實驗、試驗、查閱文獻、深入生產實踐等渠道獲取與課程設計有關的材料。

03 課題工作量 7 按期圓滿完成規定的任務,工作量飽滿。

能力 水平 35% 04 綜合運用知識的能力 10 能運用所學知識和技能去發現與解決實際問題,能正確處理實驗數據,能對課題進行理論分析,得出有價值的結論。

05 應用文獻的能力 5 能獨立查閱相關文獻和從事其他調研;
能提出并較好地論述課題的實施方案;
有收集、加工各種信息及獲取新知識的能力。

06 設計(實驗)能力,方案的設計能力 5 能正確設計實驗方案,獨立進行裝置安裝、調試、操作等實驗工作,數據正確、可靠;
研究思路清晰、完整。

07 計算及計算機應用能力 5 具有較強的數據運算與處理能力;
能運用計算機進行資料搜集、加工、處理和輔助設計等。

08 對計算或實驗結果的分析能力(綜合分析能力、技術經濟分析能力) 10 具有較強的數據收集、分析、處理、綜合的能力。

成果 質量 45% 09 插圖(或圖紙)質量、篇幅、設計(論文)規范化程度 5 符合本專業相關規范或規定要求;
規范化符合本文件第五條要求。

10 設計說明書(論文)質量 30 綜述簡練完整,有見解;
立論正確,論述充分,結論嚴謹合理;
實驗正確,分析處理科學。

11 創新 10 對前人工作有改進或突破,或有獨特見解。

成績 指導教師評語 指導教師簽名:
年 月 日

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