传动计算（通用8篇）
传动计算 篇1
摘要：机械传动机构,可以将动力所提供的运动方式、方向或速度加以改变,被人们有目的地利用。机械传动分为很多种,例如丝杠传动、齿轮传动、链传动、带轮传动、蜗轮蜗杆传动等。本文将以同步带传动为例,设计一个传动机构。
关键词：机械传动,同步带,选型
0前言
机械传动在机械行业中有着至关重要的作用,机械传动分为很多种,例如丝杠传动、齿轮传动、链传动、带轮传动、蜗轮蜗杆传动等。[1]其中,丝杠传动位置精度高,但经济成本较高;齿轮传动动力大、精度高,但传递距离短,适合小距离传动;链传动传递距离长、经济成本低,但是传动精度不能满足;带传动传递功率远,但易打滑而且功率损耗大;蜗轮蜗杆传动具有自锁功能,但传递效率不高。同步带由于具有带传动、齿轮传动、以及链传动的优点被广泛应用于机械行业中。[2]因此,本文设计一个同步带机械传动机构,适合于较重工作台以及行程较长的机构。
1 系统方案
设计一个经典机械传送机构的方案,如图1所示。
工作台与同步带联接,通过丝杠的旋转作水平直线运动。同时工作台又通过滑块与导轨联接,起到支撑工作台的作用,同时又起到导向作用。同步带轮通过联轴器与电机相连。该传动机构的工作原理是电机工作,带动同步带运动从而使工作台在导轨上作水平直线运动。
1.1 导轨的选型设计
滚动直线导轨以其较高精度以及较低摩擦性已经成为一种国际通用的支承和传动装置,其被广泛应用于数控机床以及自动化设备中。其中,滚动直线导轨副(即导轨滑块)影响着滚动导轨的主要性能,因此,对滑块进行研究具有重要意义[3]。
导轨组合方式分为单导轨单滑块、单导轨双滑块、双导轨双滑块、双导轨四滑块等。[4]本机械传动机构采用双导轨四滑块水平结构。工作台质量为m,两导轨滑块间的距离分别为l0、l1,质心距中心点的距离为l2、l3,质心距离丝杠中心轴的垂直距离为h。
当水平运动时,导轨四个滑块的径向负荷分别为
此时,滑块无侧向负荷。该小于滑块的额定动载荷。根据以上原则以及经验,选择一个符合条件的导轨。
导轨滑块的额定寿命额定寿命为
fH:硬度系数;fT:温度系数;fC:接触系数;pn为计算负载,C为额定负载。
若导轨一天连续工作24小时,工作15年,则需要131400小时的使用寿命。
1.2 同步带计算与选型
由于同步带传动能够保持恒定的传动比,结构简单,传动平稳,而且经济成本低,维护方便,是一种非常受欢迎的传动方式。由于发展迅速,同步带种类繁多,日趋成熟。[5]本文介绍一个新型的同步带选型方法。
计算同步带有效张力Fs:工作台通过导轨滑块作用于同步带上的张力。计算设计张力F=K·Fs,其中,K为过载系数,通过查资料可得。
选择皮带种类、皮带宽度和带轮直径。通过查找资料,找出各种皮带不同的皮带宽度所能承受的容许张力,与设计张力作比较,要求设计张力小于容许张力,从而选出皮带种类与皮带宽度。查找资料,找出所选皮带种类对应的带轮的最小齿数以及带轮直径,最终确定带轮的齿数与带轮直径,原则上带轮齿数大于带轮的最小齿数。本结构的同步带轮传送比一般选择1。
首先暂定轴间距C1,则大致皮带周长为L1=2·C1+π·D,D为带轮直径。根据大致皮带周长与节距P求出皮带齿数N=L1/P,确定皮带周长L=P·N,确定轴间距C=P·(N-D)/2。
1.3 电机选型
工作台加速时间为t1,匀速时间为t2,减速时间为t3,从开始加速到速度减为零的移动距离为s,则匀速运动时的速度v可由下式求出:
工作台的运动特性如图2所示。
负载部分的惯量
J=J1(联轴器)+J2(皮带传动机构)+J3
J1:联轴器转动惯量
J2:皮带传送机构转动惯量
J3:带轮转动惯量
根据负载的转动惯量选择一个电机。
要求负载转速小于电机额定转速。如果满足,继续进行选型计算,如果不满足,重新进行选型。
2 实例
工作台质量为80,两导轨滑块的距离l0、l1分别为0.5m、0.4m,质心与工作台的中心点重合,质心距离同步带中线的距离为0.1m,则导轨滑块的径向载荷为:
根据受力情况,选择一个符合要求的导轨,选择型号为THK品牌的2SRS14WMQZUUC1+1400LHM,其额定动载荷C=5.49k N,额定静载荷C0=5.3k N。
通过查找资料可得:fH=fC=fT=1,fW=1.2,则导轨使用寿命为:
同步带的有效张力,即工作台在滑块上的摩擦力Fs=μmg=14.7N,同步带的设计张力为F=25N(K=1.7)。根据设计张力小于同步带容许张力的原则,选择T10同步带,皮带宽度为50mm,带轮直径为101.86mm,其节距P=10mm。
暂定轴间距C1=1960,则L1=4239.84mm。皮带齿数N=L1/P=423.9,取整N=424。确定皮带周长L=P·N=4240mm,轴间距C2=1960mm。
工作台加速时间t1=0.1s,匀速时间t2=0.8s,减速时间t3=0.1s,工作台的移动距离s=1000mm,则匀速运动速度v=1.11m/s,带轮转速n=210r/s,负载转动惯量J=3.125×10-4kg·m2。根据负载转动惯量选择一种电机,理论上电机转动惯量Jd应该大于负载转动惯量J,由于考虑到经济性,实际过程中可以选择J=(1~10)×Jd,既可以考虑到成本问题,又可以维持电机稳定性。因此,选择一种电机,其转动惯量为Jd=1.88×10-4kg·m2,功率P=1000W。
负载移动转矩T1=0.94N·m,加速转矩T2=7.606N·m,减速转矩T3=5.66N·m。
验证所选电机是否符合条件。所选电机额定转矩T=3.18N·m>T1,电机最大转矩Tm>T2,所选电机符合要求。
3 结束语
对于任何一个传动机构的设计,都应该根据机械设计理论进行理论计算,且验证其是否能够满足要求,并根据实际情况选型,才能设计一个合格的传动机构。本文根据以上思想,设计了一个同步带传送机构,并已经通过验证应用到实践中。
参考文献
[1]王雷顶.机械传动技术的改进与发展[J].机电信息,2012(15):118-119.
[2]郑柳.机械传动在生产实践中的应用与选择[J].职业,2010(02):129-130.
[3]姜大志.滚动直线导轨的受力分析与载荷计算[J].机床与液压,2008(04):270-275.
[4]赵江杰.滚动直线导轨副摩擦力动态测量系统设计与分析[D].南京:南京理工大学,2007:6-12.
[5]刘伟.同步带选型中的问题分析[J].科技信息,2013(19)98-99.
传动计算 篇2
10.1 液压传动与气压传动基本常识
【课题名称】
气压传动与液压传动基本常识 【教学目标与要求】 一．知识目标
1． 了解气压传动与液压传动的工作原理。
2． 熟悉气压传动与液压传动的的组成，及主要特点。二．能力目标
能够初步看懂气压传动与液压传动系统图，认识符号所代表的元件及传动过程。三．教学要求
1． 掌握气压传动与液压传动的工作原理和基本组成。2． 掌握液压传动的主要优缺点。【教学重点】
1． 能够应用图形符号看懂传动的工作过程。2． 了解传动的工作原理。【难点分析】
传动的工作过程，对图形符号的认识。【教学方法】
讲授为主，配合教具或实验来演示，如有课件配合效果更好。【学生分析】
1． 新内容刚开始比较新鲜，如有演示，效果更好，但是由于图形符号较多，可能有些难度。
2． 要培养通过图形的表达想象到工作过程，需要有个认识理解的转换过程。【教学安排】
2学时（90分钟）【教学过程】 一． 导入新课
前面所讲的机械传动是机械零件在力的作用下传递运动和动力，它是靠两零件之间的直接相互作用。机械传动是工程上四大传动的方式之一，除此之外还有电气传动，液压传动和气压传动。今天将学习液压和气压传动，与机械传动相比较，有其独特的优点。
二．讲授新课
1． 气压传动与液压传动工作原理
气压传动与液压传动是以气、液体作为工作介质来传递动力的一种运动方式，靠气、液体的压力来产生作用。
图10－
1、2为公交车门的气压传动和自卸汽车的液压传动。讲解图10－
3、5工作原理时边讲解边介绍每一个元件符号的含义，特别要注意方向控制阀的阀芯位置的变化给气、液体流向带来的影响。
要边介绍气、液体流动的路径，边作板书，简明扼要地用箭头和文字表示，达到能够看图叙述说明液压系统的工作工作过程。最后总结出气压传动与液压传动的工作原理和四个组成即：
（1）动力元件。气、液压泵。（2）执行元件。气、液压缸。
（3）控制元件。换向阀，压力阀和流量阀。
（4）辅助元件。油雾器、过滤器、蓄能器和各种管接头。2． 图形符号
重点分析方向控制阀的阀芯的位和通的表示含义。保证学生能初步看懂传动图。其余图形按课程的需要慢慢增加，避免内容过多不易掌握。3．气压传动与液压传动的特点
着重介绍其独特的优点。如：
（1）速度可无级调速。即可任意变化运动的速度。且运动的速度的方向改变能在很短时间实现。
（2）易于速度和压力的控制与调节，即很方便调节压力的高低和速度的大小。同时便于与电气控制构成“机－电－液－光”的一体化自动传动。这是机械传动所难于实现的。
气压传动无污染，压力较低，但噪音较大。液压传动特别适合于作直线往返运动的工作场合，如磨床工作台和液压牛头创床，液压起重机的应用常见。随着科技的发展，应用气压传动与液压传动技术的场合越来越多。
当然液压传动也有其不可避免的缺点，即由于制造精度的影响，液压油泄漏为其主要问题，且不能保证精确传动比。
三．课堂小结
1．气压传动与液压传动是另一种传动方式，它是靠气体、液压油作为介质来传递运动的。
2．气压传动与液压传动由四部份组成，要熟悉液压元件的图形表示符号。
3．液气压传动与压传动的主要优点是可实现无级变速；常用于直线运动的场合。缺点是泄漏，要求制造精度高。
四．布置作业
练习册
液力传动车辆匹配计算软件开发 篇3
关键词：液力变矩器,液力传动,车辆,匹配计算
1 引言
随着液力传动技术的发展, 液力传动越来越多地被现代汽车所采用。液力变矩器与发动机及整车的合理匹配是液力传动车辆是否具有良好的动力性和燃油经济性的关键。当液力变矩器与发动机组合后, 可视为一种新的动力源, 具有新的外特性和万有特性, 其输出的外特性和万有特性的好坏直接影响着整车的动力性和燃油经济性。而液力变矩器与发动机合理匹配的计算机仿真计算是进行液力传动车辆动力性和燃油经济性计算的基础, 是液力传动车辆动力传动系匹配及优化设计的前提。
由于匹配计算过程涉及诸多因素, 通常采用的作图与手工计算相结合的方法不仅费时费力, 而且计算精度不高。因此, 研究并开发液力传动车辆匹配计算软件在实际的匹配计算中具有重要意义。为提高计算软件的开发效率和质量, 本文采用VB可视化编程语言与MATLAB相结合的方法, 充分利用MATLAB强大的数值运算功能和VB开发界面简单方便的特点进行混合编程, 同时以Microsoft Excel作为后台数据库, 设计开发了一套液力传动车辆匹配计算软件。
2 匹配软件设计
2.1 软件设计思想
利用VB语言强大的界面设计功能进行软件的操作界面设计, 界面简单明了, 操作简便。
利用MATLAB强大的数值计算功能实现各仿真计算的程序编写, 由于可以调用大量的库函数, 使得软件程序编写简单、计算速度快、精度高。
利用Microsoft Excel作为后台数据库, 采用VB直接调用Microsoft Excel电子表格的方法对原始数据进行输入、修改、保存、删除、调用以及计算结果数据的输出, 操作简单明了。
2.2 软件功能
本匹配计算软件要实现的功能有如下几项: (1) 对数据库中的数据进行实时添加、修改、删除等操作。 (2) 液力变矩器与发动机的匹配特性计算, 主要包括共同工作输入输出特性计算、零速工况对应的发动机转速和扭矩计算等。 (3) 整车动力性计算, 包括最高车速、最大加速度、原地起步连续换挡加速时间、超车加速时间以及最大爬坡度等。 (4) 整车燃油经济性计算, 包括循环工况百公里燃油消耗量、循环工况发动机工作点分布图、等速工况百公里燃油消耗量等。
3 匹配软件总体结构及程序计算流程
3.1 软件总体结构
按不同功能要求, 液力传动车辆匹配计算软件包括数据输入、仿真计算和仿真结果输出三大模块。其中仿真计算模块又包括了液力变矩器与发动机的匹配特性计算、整车动力性计算、整车燃油经济性计算三大核心功能子模块;仿真结果输出模块包括了匹配特性结果输出、整车动力性结果输出、整车燃油经济性结果输出三个子模块。
3.2 程序计算流程
3.2.1 数据输入
数据输入包括输入、查看、修改发动机万有特性、发动机部分负荷特性、液力变矩器原始特性、油泵及附件消耗发动机扭矩特性、变速箱换挡控制规律、液力变矩器闭锁控制规律、循环工况选择、整车的相关参数、变速箱的相关参数等。计算流程如图1所示。
利用VB程序直接调用Microsoft Excel电子表格的方法直接在Microsoft Excel电子表格中进行数据的输入、修改、保存和删除操作, 把数据输入这一复杂的过程变得简单、方便、明了。
3.2.2 液力变矩器与发动机匹配特性计算
液力变矩器与发动机匹配特性计算包括液力变矩器和发动机原始数据的提取及拟合、共同工作输入输出特性的计算。通过共同工作输入特性的计算获得发动机怠速工况液力变矩器零速工况泵轮输入扭矩、液力变矩器零速工况对应的发动机转速以及共同工作输入特性图, 通过以上输出结果可以直观地判断发动机怠速液力变矩器零速工况泵轮输入扭矩是否合理、液力变矩器零速工况对应的发动机转速是否在经验转速范围内、共同工作范围是否覆盖了发动机的经济油耗区域等。通过共同工作输出特性的计算获得液力变矩器最大输出扭矩以及共同工作输出特性图, 共同工作输出特性即为发动机与液力变矩器组合后形成的新的动力源的外特性, 它将是进行整车动力性计算和燃油经济性计算的基础。计算流程如图2所示。
3.2.3 整车动力性计算
整车动力性计算包括最高车速、加速度和爬坡度的计算。最高车速包括最高挡最高车速、次高挡最高车速及对应的发动机转速;加速度包括各挡行驶加速度、原地起步连续换挡加速时间及超车加速时间;爬坡度包括各挡爬坡度及车辆所能达到的最大爬坡度。计算流程如图3所示。
3.2.4 整车燃油经济性计算
整车燃油经济性计算包括不同循环工况的百公里燃油消耗量计算以及等速百公里燃油消耗量计算。通过计算可以获得不同工况下车辆百公里的具体油耗值以及循环工况发动机的工作点分布图, 通过分析发动机的工作点分布图可以知道发动机的主要工作区域是否落在发动机的经济油耗区域, 如果发动机的主要工作区域严重偏离发动机的经济油耗区, 则表明该车的燃油经济性不好, 需要重新进行选型匹配。计算流程如图4所示。
4 实例计算
为了验证软件的计算性能和计算精度, 本文以某装配了排量为1.5L发动机与HY216液力变矩器的整车为例, 分别利用本文开发软件和AVL Cruise软件进行匹配计算, 以AVL Cruise软件的计算结果作为标杆来验证本文开发软件的正确性。
4.1 原始参数
该车所选用的发动机、液力变矩器、变速器和整车参数如表1、2、3、4所示。
4.2 整车动力性计算
根据相关参数, 利用该软件的整车动力性计算模块和AVL Cruise软件分别计算出整车的最高车速、加速时间、最大加速度和最大爬坡度等, 计算结果如表5所示。
对比表5中AVL Cruise软件与本文开发软件的计算结果可以看出最高车速、原地起步连续换挡加速时间、最大加速度的计算误差均小于2%, 一挡最大爬坡度的计算误差也只有4.02%, 该误差对于仿真计算而言是完全可以接受的。超车加速时间的误差稍微偏大, 最大值为8.8%, 导致两个软件超车加速时间计算结果误差偏大的原因可能是由于目前对超车加速时间还没有一个统一的定义, 存在本文开发软件对超差加速的理解与AVL Cruise软件不一致的可能。
4.3 整车燃油经济性计算
根据相关参数, 利用该软件的整车燃油经济性计算模块和AVL Cruise软件分别计算出整车的工况油耗和等速油耗等, 计算结果如表6所示。
对比表6中AVL Cruise软件与本文开发软件的计算结果可以看出市区油耗与低速时等速油耗偏差略大, 最大偏差为30km/h时的等速油耗, 偏差值为5.13%, 其余偏差均不超过3%。总体而言, 对于仿真计算的结果该误差完全可以接受。
5 结语
本文软件的开发, 为液力传动车辆传动系统的优化匹配提供了计算分析工具和手段, 大大提高了车辆动力性和燃油经济性计算及传动系合理匹配计算的效率。通过与目前非常成熟的AVL Cruise软件进行实际算例的计算对比, 本文开发的软件偏差很小, 表明其计算精度已能够满足实际工程应用的要求, 可以应用于液力变矩器产品的开发和匹配选型中。同时经该实例验证, 本软件运行稳定、性能可靠, 且界面简洁人性化, 便于操作。
参考文献
[1]朱经昌.液力变矩器的设计与计算[M].北京:国防工业出版社, 1991.
[2]余志生.汽车理论[M].北京:清华大学出版社, 2002.
[3]孔跃东, 周萍, 邹敏, 等.发动机与液力变矩器匹配的计算机软件开发[J].汽车工程, 2004 (6) :20-22.
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[5]AVL Cruise 3.0 User's Guide[Z].AVL LIST Gmbh, 2005.
多级行星斜齿轮传动计算软件开发 篇4
2 软件总体设计
2.1 软件模块划分
多级行星斜齿轮传动设计中要突出多级、行星、斜齿轮、传动系统等特点。依据编程软件的特点将软件分模块设计, 如图1所示。
这三个模块是齿轮传动系统设计计算中的主要内容, 对于该软件的实现, 就是把所需要的齿轮设计计算公式进行编程, 实现计算功能。
2.2 软件输入参数
1) 几何参数。
(1) 太阳轮齿数Za, 行星轮齿数Zc, 内齿轮齿数Zb。
(2) 法面模数mn, 端面模数mt。
(3) 齿宽b。
(4) 法面压力角αn, 端面压力角αt。
(5) 螺旋角β。
(6) 齿顶高系数h*an, 顶隙系数C*n。
2) 传动参数。
(1) 输入转速n (r/min) , 输出转速 (r/min) 。
(2) 传动比。
3) 强度校核参数。
(1) 输入功率P (Kw) , 输入转速n (r/min) 。
(2) 工作齿宽b (mm) 。
2.3 系统流程图
通过分析和了解计算公式可以知道, 在计算中要把齿轮齿数、法面模数、法面压力角、螺旋角、齿顶高系数、顶隙系数作为基本参数来计算其他参数。因此, 在软件设计时要把这几个参数作为公共变量提供给其他参数使用。
系统总流程图如图2所示。
2.4 软件界面设计
在Visual Basic 6.0中, 采用基本控件Label、Text、Frame、Command和特殊控件SSTab。采用SSTab控件直接对应三个设计模块, 方便分模块设计, 也使界面内容更直观, 操作更方便。
3 详细设计
3.1 几何模块实现
通过已知齿轮参数, 计算出所需行星斜齿轮传动系统的几何参数。软件几何参数部分说明:“太”表示太阳轮, “行”表示行星轮, “内”表示内齿轮。齿全高计算中前面文本框输出太阳轮和行星轮结果, 后面文本框输出内齿轮计算结果, 如图4所示。后面齿顶高、齿根高、齿距, 只计算太阳轮和行星轮。另外, 软件中要求解纵向重合度、总重合度还需输入齿轮副中较小的齿宽。
3.2 传动模块实现
多级行星斜齿轮传动, 主要设计计算内容有传动比、转速。
根据行星齿轮系的类型, 常见的有2K-H型和3K型。先计算该型轮系的传动比, 然后根据输入转速 (太阳轮转速) , 计算输出转速。在软件设计中要对单级和两级行星传动轮系进行分别设计, 因此在软件设计中使用VB的SSTab控件, 针对单级型和两级行星传动参数设计。
单级型行星传动2K-H中的三种传动类型, 分别是NGW型、NW型、WW型。另外则是比较特殊的3K型 (相当于两个2K-H型行星轮系串联而成) 。由于行星轮系传动类型比较多, 所以行星轮系的传动比也是各不相同, 在包含行星减速系统的设计中, 要根据传动大小选择合适的传动类型。在相同速比和载荷的条件下, 采用不同的类型, 会使轮系的外廓尺寸、重量和效率相差很多。所以在设计行星轮系时, 要重视类型的选择。选择时要考虑的因素有传动比范围、机械效率的高低、功率流动情况等。
随着行星轮系广泛应用, 因为其传动比比较大, 传动稳定, 多级行星轮系也日渐被关注和应用。多级行星传动的各级传动比分配, 应以各级之间获得等强度和最小外廓尺寸为原则。对于两级2K-H (NGW) 型行星传动要进行传动比分配。
3.3 校核模块实现
由于行星齿轮采用功率分流, 有数个行星轮系承担载荷, 同时采用合理的内啮合传动, 与定轴传动相比, 具有比较突出的优点, 其应用广泛。
在正确的选择传动参数的条件下, 对于常用的2K-H中的NGW和NW型行星齿轮传动, 其承载能力主要取决于外啮合。常采用提高齿面硬度和增大外啮合角的角度变位, 以提高啮合传动的承载能力。通常首先进行外啮合传动的强度计算, 然后校核内啮合强度。
对于各种类型的行星齿轮传动, 均可分解为相互啮合的几对齿轮副。其齿轮强度计算可引用定轴线齿轮传动的计算公式, 但必须考虑行星传动的结构特点 (多行星轮) 和运动特点 (行星轮既自转又公转等) 。在一般情况下NGW型行星齿轮传动, 其承载能力主要取决于外啮合的齿轮强度。但对于太阳轮和行星轮的轮齿为渗碳淬火、磨削加工, 而内齿圈为调质处理、插齿加工的行星传动, 内齿轮也应进行强度校核。NGWN型传动中, 各级齿轮常取相同的模数, 故承载能力一般取决于低速级齿轮。行星齿轮传动通常要求有较大的传动比和较小的径向尺寸, 所以要选择齿数较多, 模数较小的齿轮, 在这种情况下, 应先进行弯曲强度计算。
4 结论
本文利用Visual Basic 6.0开发行星斜齿轮传动系统参数计算软件, 主要以标准圆柱斜齿轮传动为基础, 通过齿轮基本参数来计算其他重要参数, 软件小巧、方便快捷, 减少人为计算的错误率, 同时也提高了工作效率。
参考文献
[1]张展.实用齿轮设计计算手册.北京:机械工业出版社2011.
[2]夏齐霄, 等.机械设计VB编程基础及应用实例.国防工业出版社, 2010.
[3]渐开线齿轮行星传动的设计与制造编委会.渐开线齿轮行星传动的设计与制造.北京:机械工业出版社, 2002.
[4]王红亮, 等.Visual Basic 6.0程序设计, 国防工业出版社, 2011.
传动计算 篇5
关键词：传动效率计算,齿轮啮合效率,轴承摩擦损耗,搅油损失
0 引言
传动效率是衡量齿轮箱性能的一项重要指标。齿轮箱的传动效率关系到环境污染和经济效益, 故对其的研究越来越受到重视。另外, 齿轮箱在运转过程中不可避免地会有功率损失, 而损失的功率转化成了热量, 使齿轮箱的油温上升。要使齿轮箱能够正常运行, 就必须将这部分热量及时地带走, 使得润滑油温升稳定, 确保齿轮、轴承始终工作在允许的温度范围内。由此可见, 核算齿轮箱的热功率是设计齿轮箱非常必要的步骤。而传动效率计算又和热功率计算密切相关。因此, 研究传动效率的意义不言而喻。本文根据多年实践经验和理论研究, 针对工业齿轮箱给出一种实用的传动效率计算方法。
1 传动效率计算
本计算方法主要考虑齿轮啮合总效率ηg、轴承摩擦损耗效率ηb、搅油损失效率ηz以及油封摩擦损失效率ηs对齿轮箱传动效率的影响。
齿轮箱的传动效率:η=ηg·ηb·ηz·ηs。
1.1 齿轮啮合总效率ηg
工业齿轮箱内部结构一般有齿轮副串联式、齿轮副并联式以及串并联式3种。
1.1.1 串联式
齿轮副串联式的齿轮箱极为常见, 图1、图2所示为其一般的结构形式。推荐使用软件KISSsoft计算单级齿轮副啮合效率, 此方法结果相对准确。计算圆柱齿轮时, 推荐采用标准ISO6336进行计算;计算螺旋伞齿轮时, 推荐采用标准DIN3991进行计算。另外, 对于圆柱齿轮, 也可按如下经验公式计算:
式中:μ为齿间滑动摩擦因数, 取μ=0.05~0.10, 齿面粗糙度低, 有充分润滑时取较小值, 齿面磨齿加工的, 一般取值μ=0.05;对于符号“±”, 外啮合为“+”, 内啮合为“-”;βb为基圆上齿的倾斜角。
由以上方法得到每级齿轮副的啮合效率ηg1、ηg2、…、ηgn, 则齿轮啮合总效率为
1.1.2 并联式
即功率分流汇流式。图3所示为双分流式中心传动水泥磨齿轮箱结构。这种齿轮箱特点是:功率在传递过程中, 先由输入轴均分到若干路径, 每条分支路径相同, 最后再汇流到输出轴输出。计算并联式齿轮箱的齿轮啮合总效率时, 只需计算单条路径。即, 分别计算得到单条路径每级齿轮副的啮合效率ηg1、ηg2、…、ηgn, 则齿轮啮合总效率ηg为
1.1.3 串并联式
即主体串联中局部夹杂着并联结构。计算思路参照串联式。计算局部并联结构的齿轮啮合总效率时, 只考虑单条路径。图4为榨糖机减速机结构, 其并联结构前有单级串联。
1.2 轴承摩擦损耗效率ηb
1.2.1 经验值
经验值可用于粗略计算。对于滚动轴承和液体摩擦滑动轴承, ηb=0.995;对于半液体摩擦滑动轴承, ηb=0.99。
1.2.2 滚动轴承摩擦损耗效率计算
首先, 计算齿轮受力 (径向力、轴向力和切向力) ;然后, 计算轴承所受的径向力和轴向力;接着, 参考FAG公司滚动轴承摩擦热计算方法算出每个轴承的摩擦损耗功率Pfb。单个轴承摩擦损耗功率核心公式如下:
当v·N≥2000, 摩擦力矩
当v·N<2000, 摩擦力矩
其中轴承的平均直径dM= (D+d) /2。
对于滚针和圆柱滚子轴承, 载荷作用下的摩擦力矩
对于球轴承、圆锥滚子轴承和调心滚子轴承, 载荷作用下的摩擦力矩
如果圆柱滚子轴承承受轴向力, 滚动体端面和套圈挡边之间的滑动摩擦会产生附加的摩擦力矩
总摩擦力矩MR=M1+M2+M3, 则摩擦损耗功率为
其中:N为转速, r/min;v为油在工作温度下的运动黏度, mm2/s;D为轴承外径, mm;d为轴承内径, mm;f0为轴承摩擦力矩速度系数;f1为轴承摩擦力矩载荷系数;f2为轴承系列系数 (f0、f1、f2根据轴承样本查得) ;Fr为轴承径向载荷, N;Fa为轴承轴向载荷, N;P1为摩擦力矩决定载荷, N, 取值可参考表1。
累计求和得总摩擦损耗功率Pfb。
轴承摩擦损耗效率ηb=1-Pfb/P0, P0为齿轮箱输入功率。
1.2.3 滑动轴承摩擦损耗效率计算
南高齿设计的滑动轴承均为液体摩擦滑动轴承。由于滑动轴承摩擦损耗效率的理论计算非常繁琐, 鉴于经验值的适用性, 可以采用经验值ηb=0.995。在要求较高的场合, 南高齿采用西安交大编写的《滑动轴承性能计算软件包》计算功耗。
1.3 搅油损失效率ηz
搅油损失, 是由于润滑油飞溅和搅动引起的功率损耗, 主要包含齿轮的搅油损失和轴承的搅油损失。对于工业齿轮箱, 由于轴承的搅油损失较小, 故本文暂不考虑。通常, 在低速的简单齿轮传动中, 其液力损失与啮合损失相比较要小得多。但是, 对于行星齿轮传动, 如果各齿轮均在油池中工作, 其液力损失就要比简单齿轮传动中的液力损失大得多。尤其是当转臂的转速较大时, 行星轮要在很短的时间内把润滑油从内齿轮的齿根挤出, 需要克服的液体阻力很大。因此, 在高速行星齿轮传动中应力求避免采用油池润滑。
研究发现, 随着速度的增加, 搅油损失不断增大, 当齿轮啮合线速度超过35 m/s时, 搅油损失急剧增大;相同转速下, 搅油损失随浸油深度线性增加。经过多年研究对比, 发现英国BS ISO/TR 14179-1标准适用性较好。该标准考虑润滑油黏度、元件直径、齿轮浸油因数和排列系数的影响, 提出了齿轮搅油损失计算方法。该标准认为搅油损失包括3种形式:
对于具有光滑外径的零件的搅油损失 (如轴) , 用以下公式计算损耗:
对于具有光滑侧面的圆盘零件的搅油损失 (齿轮的两侧面) , 用以下公式计算损耗:
此公式计算的值包括齿轮两个侧面的损耗。
对于表面有齿的零件的搅油损失 (如大、小齿轮的齿顶圆) , 用以下公式计算损耗:
把轴上的零件分别计算损耗后, 累加在一起即为单轴的搅油损失:
式中:fg为齿轮浸油因数, 这个因数与齿轮浸在油中的深度有关。零件没有浸在油中时, fg=0;零件完全浸在油中时, fg=1;当零件的一部分浸在油中时, 可在fg=0与fg=1之间进行线性插值确定fg值, 例如, 对于油面在轴中心线时的齿轮, fg=0.5。v为润滑油在其工作温度下的运动黏度, mm2/s;N为转速, r/min;D0为搅油零件的外径, mm;B为齿宽, mm;L为搅油零件的长度, mm;β为螺旋角, (°) , 当螺旋角小于10°时, 取β=10°代入公式;Ag为齿轮排列常数, 取值Ag=2.0;本文对Ag进行了修正, 原英版为0.2;Rf为齿面粗糙度因数, Rf=7.93-4.648/mr (mr为齿轮端面模数, mr=mn/cosβ) 。
把齿轮箱中每轴的损耗累加在一起, 即得总的搅油损失, 即
则齿轮搅油损失效率为
本方法可用于计算锥齿轮的搅油损失, 用轮齿大端的几何尺寸计算。
1.4 油封摩擦损失效率ηb
油封的摩擦转矩Ts可用下式计算:
单个油封功率损耗PFSi=TS·N/9549, 其中:DS为轴直径, mm;N为轴的转速, r/min;PFSi单为位k W。
说明:输入功率为1800 k W;输入轴转速为990 r/min;速比为50.95;润滑油为N320。
所以油封摩擦损失效率为
2 实例
图2所示辊压机减速机23P, 相关参数详见表2, 连续工作制, 齿轮箱箱体作油箱, 油位位于输出轴中心线, 油温50℃。
1) 求齿轮啮合总效率ηg, 用软件KISSsoft计算, 结果如表5所示。
2) 求搅油损失效率ηz。输入级、行星级齿轮β都小于10°, 按要求以β=10°代入。
以轴心自传的零件的浸油因数fg=0.5。运行时, 行星轮几乎一半时间浸没油里, 一半时间脱离油池, 本例不考虑临界状态, 按齿轮浸油因数fg=0.5近似处理。本例未计入行星架连接块公转的搅油损失。通过建表计算得总搅油损失PFw总=22.34 k W;搅油损失效率。
3) 求轴承摩擦效率ηb。累计得PFbi=13.675 k W, 则轴承摩擦损耗效率ηb=1-13.675/1800=0.9924。
4) 求油封摩擦损失效率ηs。输入轴油封材料为FKM, 则单个油封摩擦转矩TS1=3.737×210/1000=0.785 N·m;对应单个油封功率损耗PFS1=0.785×990/9549=0.081 k W。输出轴油封材料为NBR, 则单个油封摩擦转矩TS=2.429×780/1000=1.895 N·m, 对应单个油封功率损耗PFS2=1.895×19.43/9549=0.004 k W。则, 油封摩擦损失效率ηs=1- (0.081×2+0.004×2) /1800=0.999 91。5) 综合以上结果, 齿轮箱的传动效率η=ηg·ηb·ηz·ηs=0.96。
3结论
加载试验测得辊压机减速机23P传动效率约为0.964。
经过多年对比试验, 用本计算方法得出的数据和试验结果都比较接近。本算法对工业齿轮箱的设计工作具有一定的指导意义。
参考文献
[1]齿轮手册编委会.齿轮手册:上册[M].2版.北京:机械工业出版社, 2000.
[2]成大先.机械设计手册:第4卷[M].5版.北京:化学工业出版社, 2011.
[3]陈晓玲, 刘松丽, 黄智勇, 等.高速列车传动齿轮箱浸油深度对平衡温度的影响[J].铁道学报, 2008 (1) :89-92.
传动计算 篇6
压延机的传动功率主要为压延机驱动辊筒功率[1]。而其影响因素包括加工坯料性质、辊筒直径、辊筒工作部分长度、压延线速度、辊筒个数、辊筒间距、制品厚度、加工方法等等, 通常忽略一些影响较小的因素以简化功率求解过程, 由于压延机加工材料种类繁多, 本文主要研究高分子聚合物的压延成型。
1 压延机设计中的功率耗损, 由生产实践所得经验公式计算:
1.1 按辊筒线速度计算:
其中, a为计算系数, L为辊筒工作部分长度, V为压延线速度。
1.2 按辊筒数目计算:
其中, K为计算系数, L为辊筒工作部分长度, n为辊筒个数。
2 压延机设计中的功率消耗, 通过对剪切速率及剪切应力的理论推导所得公式计算:
与之不同的, 可得功率的理论参考值:
其中N为功率, V为压延线速度, λ为无量纲流率平方根, H0为辊筒间距的1/2, µ为坯料牛顿粘度, W为制品宽度, R为辊筒半径。
理论推导计算功率的方法有两种[2]:
(2) 若制品厚度未知, 可由下式估算:
3 更具有普适性的计算方法
理论推导计算在设计中较为普遍使用, 但计算过程复杂且计算功率相比工程实际功率普遍偏小, 工程应用时常将推导公式大幅化简导致其丧失了部分的精确性;由生产实践所得经验公式计算精确度较低, 计算系数取值较为粗略, 将二者综合所得更为接近真实功率值。经验公式中计算系数a、K应参考理论推导计算中功率数值。理论推导计算中功率偏小。由工程应用可知, 经验公式因设计要求电机尽量满足功率要求, 所求功率值往往比实际偏大。综上我们得出更为有效的传动功率计算公式:
如果生产过程对传动功率精确度要求不高, 简化可取:
其中, N为功率, W为制品宽度, V为压延线速度, µ为牛顿粘度, R为辊筒半径, H0为辊筒间距的1/2, a、K为计算系数, L为辊筒工作部分长度, n为辊筒个数。
本文提出的新型压延机传动功率计算方法将传统理论推导计算及经验公式计算予以结合, 避免了精确度和偏差过大的情形, 同时对较为复杂的计算方法进行相应简化, 更加接近真实功率值, 更适用于工程实际, 经济性较好。同时由于影响功率的因素较为复杂, 简化计算无法全面考虑各种因素, 如果对功率精确度要求较高, 本方法还存在一定局限性。
参考文献
[1]刘泽民.金属餐具横压延机开式机自动化设计与开发[D].天津:天津理工大学, 2013 (12) .
传动计算 篇7
关键词：微线段齿轮,传动效率计算,摩擦功理论,齿轮参数
0 引言
微线段齿轮是一种新型齿轮[1], 已有试验研究表明[2,3], 微线段齿轮的传动效率比渐开线齿轮的传动效率高。然而, 为了得到微线段齿轮系统的传动效率, 光通过试验方法是不合适的, 因为试验需要制作实物, 花费成本高, 所需时间长。因此, 有必要研究微线段齿轮传动效率理论计算公式, 为微线段齿轮传动系统效率计算和设计提供理论依据。
1 渐开线齿轮传动的摩擦功计算
图1所示为一对标准渐开线齿轮外啮合的情况[4], 齿轮1为主动轮, 齿轮2为从动轮, 旋转角速度分别为ω1、ω2, 基圆半径为rb1、rb2, 如果节点P对于Q点的滑动速度为vs, 并设从节点P到啮合点Q的距离
vs=e (ω1+ω2) (1)
如果齿面法向载荷为Fn, 摩擦因数为f, 则在dt时间中的摩擦功dA为
dA=fFnvsdt=fFne (ω1+ω2) dt (2)
并且, 在时间dt内接触点的移动距离de为
de=rb1ω1dt=rb2ω2dt (3)
因此有[5,6]
2 微线段齿轮的传动效率计算
2.1微线段齿轮的摩擦功
当一对微线段齿轮外啮合时[7], 设啮合情况如图2所示, 齿轮1为主动轮, 齿轮2为从动轮, 旋转角速度分别为ω1、ω2。设齿轮在A点开始啮合, 在B点结束啮合。因微线段齿轮满足啮合基本定律, 即AB直线通过P点。在A、B处, 分别过O1和O2作直线AB的垂线, 其距离取为rg1、rg2。由微线段的构造原理知, 微线段齿轮由无数条渐开线弧线组成, 每段具有不同的基圆, 因此由A点到B点的啮合轨迹不再是AB直线, 而是图2所示的“啮合弧线”。图2显示的K-K直线为其中任意中间啮合点与点P的连线, 设r′g1、r′g2分别为点O1和O2到直线K-K的距离, 则由图2可看出:
r′g1>rg1 (5)
r′g2>rg2 (6)
因此, 由式 (4) 可得微线段齿轮在dt时间的摩擦功dA′为
又由微线段齿轮的原理知, 图1中对应的PQ之间的距离e在微线段齿轮中为Q点曲率半径ρ, 因此式 (7) 又改写为如下形式:
rg1和rg2可按下式求出:
rg1=ra1sin∠PBO1 (9)
rg2=r2sin (∠PBO1+∠BO1P) (10)
r1=z1m/2
r2=ir1
ra1=z1m/2+2h*am
式中, r1为齿轮1的分度圆半径;r2为齿轮2的分度圆半径;i为齿轮的传动比;ra1为齿轮1的齿顶圆半径;z1为齿轮1的齿数, h*a为齿顶高系数 (标准微线段齿轮取1) ;m为齿轮的模数。
曲率半径ρ2的求法如下:由微线段齿轮的构造原理知 (图3) , 微线段齿轮齿廓每一处的曲率半径都是不同的, 轮廓上第mk点的曲率半径计算公式为[7]
式中, ρmk为第mk点的曲率半径;ρm0为第m0点的曲率半径;rbi为第i个基圆的半径;δ为压力角增量。
通过编程[8]可求出齿廓每一点的曲率半径, 其中最大的曲率半径即为ρ2。
2.2微线段齿轮传动效率
当重合度系数ε满足1<ε<2时, 设微线段齿轮在A点开始啮合, 在B点啮合结束 (图2) 。图4给出了接触点的轨迹, ρe代表齿距。ρ1、ρ2、ρ3、ρ4分别为A、B、C、D点的曲率半径。
其中AC段和DB段为两对齿轮啮合区, CP和PD为一对齿啮合区。设CPD区间的齿面法向载荷为Fn, 在AC和DB的齿面法向载荷设为Fn/2。再设摩擦因数在啮合过程中保持不变, 则微线段齿轮在啮合期间的摩擦功A′可表示为
整理得
又ρ3=ρe-ρ2, ρ4=ρe-ρ1
式 (7) 可变为
其中, 齿距ρe的计算公式为
ρe=πm (15)
由于一对齿的驱动功AD为
AD=Fnρe (16)
则微线段齿轮的啮合效率η为
由上分析可得到微线段齿轮的啮合效率公式为
其中, ρ1=ρ2, 具体公式见式 (11) 。
3 微线段齿轮与渐开线齿轮传动效率对比计算
图5a给出了一定齿数和传动比的效率求解结果, 可以看出, 一对外啮合微线段齿轮的传动效率可达99%。从图5b可看出, 微线段齿轮的效率比相同参数的渐开线齿轮要高。另外, 从图5还可看出, 不论是微线段齿轮还是渐开线齿轮, 其效率都随着主动齿轮的齿数的增加而增大。但微线段齿轮的效率随齿数的变化不明显, 而渐开线齿轮则变化较大。
4 结论
(1) 利用摩擦功理论, 并参照渐开线齿轮的效率计算方法, 推导出了微线段齿轮的效率计算方法。
(2) 在相同参数下, 单级微线段齿轮的效率要高于渐开线齿轮的传动效率。由此可见, 使用微线段齿轮替代渐开线齿轮可有效提高齿轮传动系统效率, 这与已有的试验结论相符。
(3) 与渐开线齿轮相比, 微线段齿轮的传动效率受齿轮参数, 如齿数的影响较小。因此, 微线段齿轮传动的高效率具有普遍性和稳定性。
1.z1=20 2.z1=30 3.z1=40 4.z1=505.z1=60 6.z1=70 7.z1=80 8.z1=90 9.z1=100
参考文献
[1]赵韩, 梁锦华, 刘红雨, 等.微线段齿廓的形成原理及特性[J].机械工程学报, 1997, 33 (5) :8-12.
[2]黄康, 赵韩, 蒋小兵.微线段齿轮与渐开线齿轮传动效率对比试验研究[J].机械传动, 2002, 26 (4) :3-6.
[3]黄康, 赵韩, 田杰.微线段齿轮与渐开线齿轮温升对比实验研究[J].中国机械工程, 2006, 17 (18) :1880-1883.
[4]赵韩, 田杰.机械原理[M].合肥:合肥工业大学出版社, 2009.
[5]王树人.齿轮啮合理论简明教程[M].天津:天津大学出版社, 2005.
[6]李华敏.齿轮机构设计与应用[M].北京:机械工业出版社, 2007.
[7]赵韩, 黄康.微线段齿轮基本齿形参数优化设计[J].机械设计, 2001, 18 (10) :22-24.
传动计算 篇8
节能型抽油机是现代抽油机的发展趋势, 而抽油机平衡对能量损失影响较大, 占整个损失的50%以上, 是节能的重点[1]。对于传统游梁式抽油机的平衡, 是平衡重产生的力矩与悬点载荷及抽油机的结构不平衡重产生的力矩的平衡[2], 即运用重块直接平衡结构自重和载荷两类所产生的扭矩, 但是结构自重和载荷的变化规律是不同的, 仅仅直接运用平衡重块平衡上述两者的扭矩变化, 是不可能达到的, 且运动不平稳。而能量损失与抽油机扭矩的变化成比例, 在其他条件相同时, 抽油机扭矩变化越大, 则电流的均方根值也就越高, 能量损失越大;而抽油机扭矩越平稳, 则能量损失就越小[3], 因此, 限制抽油机扭矩变化, 并使其运动平稳, 是节能型抽油机的一大特点。周红杰等[4]利用Matlab对游梁式抽油机平衡参数进行优化, 使平衡扭矩变化平稳, 从而达到节能的目的。此外, 白晶等[5]通过计算机求解一种新型抽油机平衡, 使抽油机运动平衡率有所提高。而本研究所提出的抽油机是一种新型平行四连杆抽油机, 相比于传统游梁式抽油机, 其特点在于结构简单、运动较平稳, 只要结构自重达到平衡, 并依据悬点载荷变化规律, 就可以通过配重平衡块平衡悬点载荷, 从而使该新型平行四连杆抽油机达到全平衡。考虑到该新型抽油机的主要部件[6,7,8], 平行四连杆机构作为传动机构, 对抽油机运动性能有着较大的影响。同时, 随着计算机技术和软件技术的不断发展, 计算机辅助设计软件作为现代设计方法的一个应用, 已经在各抽油机企业得到广泛的应用[9]。
本研究重点研究该新型平行四连杆抽油机的传动机构结构不平衡问题, 运用三维设计软件SolidWorks2010, 通过建模仿真得到能保证工作过程中良好力学性能的新平行四连杆机构, 分析该传动机构的结构不平衡性, 并采用天平原理, 优化平行四连杆机构, 最终实现新型抽油机结构平衡。
1 平行四连杆机构模型
平行四连杆机构的尺寸大小及位置关系如图1所示。
它主要由驱动臂AF、从驱动臂FB、长支撑杆EC、短支撑杆CG和基座C构成, 作为传动机构, 平行四连杆机构不仅具有传动功能, 还具有精确的运动放大作用, 并且由于抽油机运动特性, 抽油机悬点运动轨迹必须满足直线运动, 即当B点作直线运动时, 该平行四连杆机构传递的运动使A点也作直线运动。
本研究根据机械工程经验, 以工程运用广泛的12型传统游梁式抽油机数据为参考。根据抽油机设计原理, 多连杆机构必须满足抽油机运动及动力目标参数: (1) 悬点载荷F=120 k N; (2) 悬点冲程S=3.6 m; (3) 悬点冲次为6次/分钟; (4) 四连杆变形比例机构的比例k=3。
2 结构计算和优化
2.1 初始优化
根据图1的尺寸及位置关系, 并考虑已给出的模型参数, 笔者选取各杆件初始尺寸、约束等参数, 驱动臂AF=4 m, 从驱动臂FB=4 m, 长支撑杆EC=3 m, 短支撑杆CG=1 m, 限制B点运动轨迹为直线, 则A点运动轨迹也为直线, 所建立的简单模型如图2所示。
同时, 为了使传动机构能够正常工作, 帮助设计者合理选择构件的适当材料和形状, 确定所需要的几何尺寸, 传动机构必须具有足够的强度、刚度和稳定性, 即力学性能, 在此基础上, 笔者以最经济的代价, 为构件确定合理的材料和形状。而有限元分析正是基于这种思想应运而生的[10,11,12,13], 在Solidworks软件中, Cosmos Works (Simulation) 插件模块正是基于有限元方法来进行分析, 适用于对零件或装配体的静态、热传导、扭曲、频率、跌落测试及优化分析。
对于平行四连杆机构, 本研究利用有限元分析, 分别对驱动臂、从驱动臂、支撑杆等分别进行静态分析和优化分析, 在保证力学性能情况下, 质量最小化设计, 然后进行装配、仿真, 使其运动特性基本满足模型参数, 初始优化后的结构如图3所示。
2.2 质心轨迹坐标及结构平衡优化
本研究对平行四连杆传动机构进行了平衡分析, 以基座为支点, 抽油机在运动过程中, 由于传动机构自身重量产生的对支点的力矩是随着运动过程而不断变化的, 即对支点的力矩处于不平衡状态, 这种不平衡状态会使力矩变化幅度大, 从而导致抽油机运动的不平稳, 能耗增大。力矩的变化取决于质量力和质心对支点的力臂, 由于传动机构质量不变, 质心对支点的力臂也就是以支点为原点、质心的坐标。
本研究以如图3所示的装配结构为基础, 在SolidWorks中对传动机构进行运动仿真。
由模型参数可知, 周期T=10 s, 本研究利用质量属性, 在一个周期内每隔1 s取质心坐标, 得到该传动机构的三维质心运动轨迹, 抽油机初始结构质心运动坐标数据如表1所示。
由表1可知, 质心坐标值表明平行四连杆机构质心明显偏离支点, 因此, 为了保证力矩的尽可能地小或变化幅度近似不变, 从而减小传动过程的能耗, 则必须在保证力学性能情况下改变其结构, 使其质心接近支点。
由于该抽油机的传动机构在运动过程中, 速度较低, 运动较缓慢, 本研究采用天平原理, 在质心偏离支点的另一端添加平衡轮, 且使平衡轮的轨迹与质心轨迹近似相同, 从而达到使抽油机在运动过程中, 两者相对于支点的合力矩最小和变化幅度最小, 添加平衡轮之后的装配结构如图4所示。
为了解质心变化趋势, 找出最佳的尺寸组合, 本研究选取3套设计方案, 以快速分析多个设计情形, 分别改变平衡轮直径为1 002 mm、1 026 mm和1 050mm, 再进行运动仿真, 质心运动轨迹坐标值的取值办法同上, 分别得到坐标值数据如表2~4所示。
从表2～4可以知道, 质心的X、Y运动坐标值是随着时间而变化, 而Z轴坐标在整个过程中是不变的, 因此不予考虑。将X、Y轴坐标值随时间变化的4组数据分别进行比较, 得到X、Y轴心偏移坐标轨迹图如图5、图6所示。
图5、图6显示, 在初始结构中, 随着时间的变化, X轴水平坐标和Y轴竖直坐标变化幅度大, 最大偏差分别为ΔXmax=1 121.1 mm、ΔYmax=966.31 mm;本研究在传动机构添加了平衡轮之后, 随着时间的变化, X轴水平坐标和Y轴竖直坐标整体变化幅度相对于初始结构较小, 最大偏差降低分别约85.87%和92.42%, 且当平衡轮直径逐渐增大时, X轴最大偏差逐渐减小, Y轴最大偏差逐渐增大。即当平衡轮直径为1 050 mm时, X坐标变化幅度最小, 最大偏差为ΔXmax=158.38 mm;当平衡轮直径为1 002 mm时, Y坐标变化幅度最小, 最大偏差为ΔYmax=73.28 mm。
综上所述, 结构优化后的平行四连杆机构的质心X、Y坐标值相对于初始结构减小, 而且变化幅度大大降低, 导致其结构自重在运动过程中所产生的力矩减小和变化幅度也降低, 从而使抽油机所需的扭矩减小并且变化平稳, 能耗也就大大降低。
3 结束语
本研究通过采用三维设计软件Soild Works, 重点对新型抽油机的传动机构—平行四连杆机构进行了建模、优化, 优化后的传动机构的X、Y轴质心坐标最大偏差降低分别约85.87%和92.42%, 从而使传动机构运动更加趋于平稳, 基本满足结构平衡的要求, 另外还具有能耗低等优点。