機(jī)械-初步報(bào)告

1、第1章 概述1.1抽油機(jī)的類型、特點(diǎn)和應(yīng)用采油設(shè)備分公司的產(chǎn)品有：干擾平衡游梁抽油機(jī)，偏輪游梁式抽油機(jī)，塔式節(jié)能抽油機(jī)。干擾平衡游梁抽油機(jī)：是一種新型的節(jié)能抽油機(jī)。不僅保持了常規(guī)游梁抽油機(jī)結(jié)構(gòu)簡單、可靠耐用的優(yōu)點(diǎn)，而且具有附加動(dòng)載小，能耗低，綜合效率高，比常規(guī)抽油機(jī)節(jié)電30-50%以上，能延長整機(jī)使用壽命的特點(diǎn)。如14干擾平衡機(jī)只需要配37千瓦電機(jī)及53KN減速箱。如圖1.1-1： 圖1.1-1 干擾平衡游梁抽油機(jī) 圖1.1-2 塔式節(jié)能抽油機(jī)塔式節(jié)能抽油機(jī)：高效、節(jié)能、沖程、沖次在額定范圍內(nèi)無級調(diào)節(jié)，并可內(nèi)設(shè)無線集中監(jiān)控接口，通過配套設(shè)施實(shí)現(xiàn)遙控。該機(jī)調(diào)參簡易、維護(hù)方便、安全可靠、維護(hù)費(fèi)用低

2、，與常規(guī)抽油機(jī)相比節(jié)能50%以上，是一種智能型的節(jié)能抽油機(jī)，如圖1.1-2。偏輪游梁式抽油機(jī)：該抽油機(jī)是在常規(guī)游梁抽油機(jī)的基礎(chǔ)上，在游梁尾部配置一偏輪，以偏輪為中心形成一六連桿機(jī)構(gòu)，能很好的改善抽油機(jī)的運(yùn)動(dòng)性能。在相同情況下，與常規(guī)抽油機(jī)相比：1.懸點(diǎn)動(dòng)負(fù)荷減小，最大線速度??；2.減速箱輸出扭矩減小30%-50%；3.節(jié)能37%以上；4.所配電網(wǎng)容量減少30%以上，如圖1.1-3。 常規(guī)游梁式抽油機(jī)：該機(jī)型在設(shè)計(jì)中嚴(yán)格執(zhí)行API標(biāo)準(zhǔn)，其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單、可靠性好、適用型強(qiáng)如圖1.1-4。 圖1.1-3 偏輪游梁式抽油機(jī) 圖1.1-4 常規(guī)游梁式抽油機(jī)1.2 抽油機(jī)的現(xiàn)狀及發(fā)展方向隨著石油機(jī)械匍造

3、水平的不斷提高，各種新型抽油機(jī)的開發(fā)和推廣應(yīng)用也取得了新的進(jìn)展。據(jù)有關(guān)資料統(tǒng)計(jì)，我國目前抽油機(jī)井約占機(jī)械采油井總數(shù)的922 ，主要是采用游粱式抽油機(jī) 。這種抽油機(jī)具有結(jié)構(gòu)簡單、管理方便、操作和維修容易等特點(diǎn)，在今后很長一段時(shí)期內(nèi)，仍將在我國機(jī)械采油中占主導(dǎo)地位。為了節(jié)能增產(chǎn)，首先要改造現(xiàn)有常規(guī)游粱式抽油機(jī)，同時(shí)加速開發(fā)各種新型節(jié)能游粱式抽油機(jī)和各類長沖程無游梁抽油機(jī)，并繼續(xù)研制液壓抽油機(jī)，這對發(fā)展我國石油工業(yè)，具有十分重要的意義，本文試圖對我國抽油機(jī)的現(xiàn)狀及與國際先進(jìn)水砰的差距做一概述，并對我國抽油機(jī)的發(fā)展方向提出幾點(diǎn)建議。1.2.1我國抽油機(jī)的現(xiàn)狀目前，我國抽油機(jī)主要制造廠有十幾家，產(chǎn)品主要

4、以游梁式抽油機(jī)為主，約占抽油機(jī)總數(shù)的98 99 ，有30多種規(guī)格，并已形成了系列，基本上滿足了陸地油田開采的需要各種新型節(jié)能游粱式抽油機(jī)，如前置式抽油機(jī)、異相曲柄平衡抽油機(jī)、前置式氣平衡抽油機(jī)、配有CJT型節(jié)能拖動(dòng)裝置的常規(guī)抽油機(jī)和用窄V形帶傳動(dòng)的常規(guī)抽油機(jī)等均已在全國各個(gè)油羽推廣應(yīng)用，井取得了顯著的經(jīng)濟(jì)效益。長沖程、低沖次的無游梁式抽油機(jī)的研制也取得了一些進(jìn)展，如由勝利油用設(shè)計(jì)并與有關(guān)廠家協(xié)作生產(chǎn)的鏈條式長沖程抽油機(jī)，已有近千臺在各油田投入使用，在低沖次抽油和抽稠油方面已初見成效。此外，桁架結(jié)構(gòu)的滑輪組增距式抽油機(jī)、滾筒式長沖程抽油機(jī)進(jìn)入了試用階段；齒輪增距式長沖程抽油機(jī)的研制工作也取得了新

5、的進(jìn)展重量輕、成本低、便于調(diào)速和調(diào)整沖程的液壓抽油機(jī)，經(jīng)過幾年的研制和工業(yè)性試采油，也積累了一定的經(jīng)驗(yàn)。其它型式新穎的抽油機(jī)，如帶傳動(dòng)游梁式抽油機(jī)、新型搖轷抽油機(jī)、大輪式游粱抽油機(jī)，六連桿游粱式抽油機(jī)和斜并抽油機(jī)也正處于開發(fā)和研制過程中 。然而，游粱式抽油機(jī)的缺點(diǎn)是不容易實(shí)現(xiàn)長沖程低沖次的要求，因而不能滿足稠油井、深抽井和吉?dú)饩捎妥鳂I(yè)的需要。同時(shí)，長沖程低沖次的無游梁式抽油機(jī)的性能尚有待完善度不足容易變形等問題)，而且品種規(guī)格還很少，不能適應(yīng)當(dāng)前石油工業(yè)的發(fā)展。液壓抽油機(jī)至今仍處在研制階段。1.2.2我國抽油機(jī)與國際先進(jìn)水平的差距1新型節(jié)能抽油機(jī)發(fā)展緩慢目前，我國各油田使用的如前所述5種節(jié)能

6、型抽油機(jī)，有些是剛從試制階段過渡到使用階段，僅就前3種抽油機(jī)來看，品種規(guī)格還不全，批量生產(chǎn)量還很少，因此全面推廣應(yīng)用受到一定限制。如我國目前生產(chǎn)的前置式抽油機(jī)只有12型和16型兩種規(guī)格，迄今僅有500多臺在油田使用而美國Lu in公司1959年就取得專利的馬克 型抽油機(jī)(即前置式抽油機(jī))，目前有8個(gè)檔次46種規(guī)格。羅馬尼亞的前置式抽油機(jī)也有35種規(guī)格 。我國的第一批異相曲柄平衡抽油機(jī)是1986年6月通過部級鑒定的，現(xiàn)在只有為數(shù)不多的廠家生產(chǎn) 而早在60年代 美國CMI公司就采用計(jì)算機(jī)模擬動(dòng)態(tài)分析輔助設(shè)計(jì)研制出了異相曲犧平衡抽油機(jī) ；。由于這種抽油機(jī)具有許多優(yōu)點(diǎn)，其經(jīng)濟(jì)指標(biāo)已達(dá)到了目前在用抽油機(jī)

7、的最好水平，因而在世界范圍內(nèi)獲得了廣泛的應(yīng)用 我國生產(chǎn)的前置式氣平衡抽油機(jī)目前僅有6種規(guī)格，懸點(diǎn)載荷為50 140kN，沖程為18 5mH。53 o 而美國勒夫金公司生產(chǎn)的前置式氣平衡抽油機(jī)刪有26種規(guī)格，懸點(diǎn)載荷為48，47 21319kN，沖程為137 610 1。國外上述幾種節(jié)能型抽油機(jī)還廣泛地采用了先進(jìn)的數(shù)控系統(tǒng)，從而能保證采油作業(yè)始終處于最佳狀態(tài)。與此同時(shí)，有些國家還先后研制了許多型式新穎的節(jié)能抽油機(jī)。如美國JoWay工具公司研制的一種前置式全膠帶傳動(dòng)無齒輪減速器抽油機(jī)，稱為大圈抽油機(jī)，是采用一個(gè)裝在曲柄上直徑為305m 的膠帶輪來傳動(dòng)的，具有運(yùn)行平穩(wěn)、扭矩均衡和良好的節(jié)能效果 。美

8、國DL M 鋼鐵公司研制的一種特殊結(jié)構(gòu)型式的輪式抽油機(jī)，只需一臺22 74kW 的電動(dòng)機(jī)就可以驅(qū)動(dòng)，現(xiàn)場使用情況表觀，可節(jié)電80 。另外，還有其它型式的如齒形膠帶傳動(dòng)抽油機(jī)、天然氣發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)抽油機(jī)、智能抽油機(jī)和玻璃鋼抽油桿抽油機(jī)等節(jié)能型抽油機(jī)這些抽油機(jī)應(yīng)用于世界各個(gè)地區(qū)、各種工況條件下的抽油作業(yè)，均取得了良好的節(jié)能效果。2長沖程抽油機(jī)的發(fā)展速度不能適應(yīng)采油業(yè)的需要目前，我國常用的長沖程抽油機(jī)的沖程一般不超過5m(寶雞石油機(jī)攘廠生產(chǎn)的目前國內(nèi)最大型號的CYJQ166 105B前置式抽油機(jī)，其最大沖程為6m)，故我國大多數(shù)把沖程超過45m的稱為長沖程抽油機(jī) 目前我國油田在用的絕大部分長沖程抽油機(jī)的

9、沖程均在5m以下，且種類不多，規(guī)格不全，發(fā)展速度緩慢 如我國的鏈條式長沖程抽油機(jī)，早在60年代就開始研制，由于多方面原因，直到最近幾年才初步在各油田推廣應(yīng)用而沖程超過6m 的國產(chǎn)長沖程抽油機(jī)如KCJ16 8 53Hz抽油機(jī)和LzCJ12 72 73HB抽油機(jī)，仍處在試用階段。但在國外，自70年代Ll來，長沖程抽油機(jī)(國外系指沖程超過6m 的抽油機(jī)為長沖程抽油機(jī))的開發(fā)和推廣應(yīng)用則得到了很大的發(fā)展，有些抽油機(jī)的沖程已達(dá)到20m 以上，并已發(fā)展到多品種、系列化如美國國民供應(yīng)公司生產(chǎn)的鏈條斌長沖程抽油機(jī)，沖程為914m，沖數(shù)為3min ，同時(shí)還采用微機(jī)監(jiān)控井下泵的工作情況“ 。該公司研制的世界上第一

10、臺智油機(jī)，總高僅2，44m，其最大沖程卻已經(jīng)達(dá)到1219m，沖程長度可以進(jìn)行調(diào)節(jié) 而WesternGear公司生產(chǎn)的液壓驅(qū)動(dòng)、重錘平衡(重錘置于一事先挖好的鼠洞內(nèi))的長沖程抽油機(jī)，能抽沖程可達(dá)2438m，懸點(diǎn)載荷為l556kN0。3液壓抽油機(jī)仍處于研制階段我國液壓抽油機(jī)的起步較晚，加之我匣液壓技術(shù)水平與國際先進(jìn)水平存在著差距，從而阻礙了液壓抽油機(jī)的發(fā)展。山吉林工業(yè)大學(xué)研制的第一臺國產(chǎn)液壓抽油機(jī)1987年底通過工廠臺架試驗(yàn)，經(jīng)試樂運(yùn)行，發(fā)現(xiàn)存在不少問題，如漏油、發(fā)熱、可靠性差，連續(xù)運(yùn)行間遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于游梁式抽油機(jī)，關(guān)鍵液壓元件的質(zhì)量較差等。加之液壓抽油機(jī)的維護(hù)保養(yǎng)比游粱式抽油機(jī)復(fù)雜得多，從而阻礙了其推

11、廣應(yīng)用。早在40年代，美、蘇就已先后研制出液壓抽油機(jī)(美國Lufkin公司曾經(jīng)生產(chǎn)出4種型號、最大懸點(diǎn)載荷1 58kN、沖程為61 122 m 的液壓抽油機(jī)。蘇聯(lián)全蘇石油機(jī)械研究院和阿塞拜疆石油機(jī)械研究所也先后試制成3種型號、懸點(diǎn)載荷30 1 50kN，沖程3 10 rn的液壓抽油機(jī)) 。隨著液壓技術(shù)的發(fā)展，國外液壓抽油機(jī)的研制和推廣應(yīng)用近年來又有了新的發(fā)展。如加拿大熱能發(fā)展有限公司研制的液缸式無游梁抽油機(jī)，特別適于用來開采稠油。這種抽油機(jī)懸點(diǎn)載荷為5757 10675kN，沖程為279 488m，并配有電了控制監(jiān)測系統(tǒng)，用 控制抽油機(jī)沖程及沖程位置、沖程參數(shù)，監(jiān)控抽油桿足否過載， 確保抽油系

12、統(tǒng)安全運(yùn)行。美國Mape公司生產(chǎn)的液壓驅(qū)動(dòng)塔架式長沖程抽油機(jī)，有6種規(guī)格，其沖程可以從25m 調(diào)到10m，并可在0 5min 范圍內(nèi)任意調(diào)節(jié)沖程次數(shù) 。這些液壓抽油機(jī)已廣泛地應(yīng)用于油田采油作業(yè)中。1.2.3有關(guān)我國抽油機(jī)發(fā)展方向的幾點(diǎn)建議1改造現(xiàn)有常規(guī)游粱式抽油機(jī)，加速開發(fā)新型節(jié)能抽油機(jī)。2加速開發(fā)各類長沖程無游粱式抽油機(jī)。3繼續(xù)加緊研制液壓抽油機(jī)。第2章 常規(guī)游梁式抽油機(jī)傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)2.1簡述系統(tǒng)的組成工作原理2.1.1系統(tǒng)的組成系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)圖見圖2.1-1 圖2.1-1 常規(guī)游梁式抽油機(jī)的組成（1）剎車裝置：剎車也叫制動(dòng)器，它是由手剎車中間座、拉桿、鎖死彈簧、剎車輪、剎車片等部件組成。剎車片

13、與車輪接觸時(shí)發(fā)生摩擦起到制動(dòng)作用。（2）電動(dòng)機(jī)：電機(jī)是動(dòng)力的來源，一般采用感應(yīng)式三相交流電動(dòng)機(jī)。（3）曲柄：它是由鑄鐵鑄就的一個(gè)部件，裝在減速器輸出軸上。曲柄上開有大小沖程的孔眼叫沖程孔，專門為調(diào)節(jié)沖程所用。（4）平衡塊：是由鑄鐵鑄就的一個(gè)部件，上有吊孔，它是由螺絲固定在曲柄上的能產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)慣性，起著驢頭上下運(yùn)動(dòng)負(fù)荷平衡的作用，可在曲柄上前后調(diào)整達(dá)到抽油機(jī)前后平衡。（5）連桿：特的作用是曲柄與橫梁之間的連接桿件。（6）尾軸承：它起著橫梁和游梁相連的作用，減小摩擦使游梁上下運(yùn)動(dòng)較輕便。（7）減速箱：它是把高速的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)變成低速運(yùn)動(dòng)的減速裝置，現(xiàn)場多采用三軸兩級減速。（8）支架：支架支撐著游梁全部重

14、量和它所承擔(dān)的重量，而且是游梁的可靠支柱。（9）游梁：它安裝在支架軸承上，繞支架軸承上下擺動(dòng)，尾端通過為軸承與橫梁連接在一起，前端裝有驢頭，游梁可前后移動(dòng)調(diào)節(jié)，以便使驢頭始終對準(zhǔn)井口。（10）驢頭：它裝在游梁最前端，驢頭為弧面，它的弧線是以支架軸承為圓心，以游梁前臂長為半徑畫弧而得到的。它保證了抽油時(shí)光桿始終對正井口中心。驢頭擔(dān)負(fù)著井內(nèi)抽油桿、泵摩擦阻力及液體的重量。（11）懸繩器：也叫繩辮子，它是懸掛抽油桿的，為了使光桿在抽油過程中處于周定油井中心位置，因此它本身是柔性結(jié)構(gòu)，在運(yùn)動(dòng)中使光桿始終對正井口中心。驢頭擔(dān)負(fù)著井內(nèi)抽油桿、泵摩擦阻力及液柱的重量。（12）底座：它是擔(dān)負(fù)起抽油機(jī)全部重量的

15、唯一基礎(chǔ)。下部與水泥混凝土的基礎(chǔ)由螺栓連接成一體，上部與支架、減速器有螺栓連接成一體。2.1.2系統(tǒng)的工作原理電動(dòng)機(jī)將其高速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)通過皮帶傳動(dòng)傳遞給減速箱的輸入軸，經(jīng)減速箱減速后變?yōu)榍牡退傩D(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。同時(shí)曲柄通過連桿裝置經(jīng)橫梁拉著游梁后壁擺動(dòng)。游梁前端裝有驢頭，活塞以上液柱及抽油桿柱等載荷均通過光桿與懸繩器連接懸掛在驢頭上。由于驢頭隨同游梁一起上下擺動(dòng)，游梁、驢頭便帶動(dòng)深井泵活塞做上下、垂直的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，這樣就將井下液體源源不斷地抽離井筒。 2.2 繪制系統(tǒng)的機(jī)構(gòu)（運(yùn)動(dòng)）簡圖見圖2.2-1圖2.2-1 常規(guī)游梁式抽油機(jī)系統(tǒng)的機(jī)構(gòu)（運(yùn)動(dòng)）簡圖1- 主動(dòng)輪 2-從動(dòng)輪 3-減速器 4-曲柄 5

16、-連桿 6-搖桿和驢頭 7-支架1-7 轉(zhuǎn)動(dòng)副 1-2傳動(dòng)副 2-7 轉(zhuǎn)動(dòng)副 4-7 轉(zhuǎn)動(dòng)副 4-5 轉(zhuǎn)動(dòng)副 5-6 轉(zhuǎn)動(dòng)副 6-7 轉(zhuǎn)動(dòng)副第3章 曲柄搖桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)3.1 設(shè)計(jì)參數(shù)分析與確定沖程s=2.0m，游梁的擺角=42設(shè)搖桿的長度為L3m,曲柄的長度為L1m,連桿的長度為L2m，支座的長度為L4m,則游梁的長度為2L3m. L3×42×3.14÷180=2.0,則L3=2.73m;見圖3.1-1。 圖3.1-1 曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的長度標(biāo)志3.2 按K設(shè)計(jì)曲柄搖桿機(jī)構(gòu)為了看圖方便，將抽油機(jī)的簡圖在簡化成平面鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)綜上所述：已知條件：搖桿長度L3m，擺角和行程

17、速度變化系數(shù)K.設(shè)計(jì)的實(shí)質(zhì)是確定鉸鏈中心A點(diǎn)的位置，定出其它三桿的尺寸L1、L2、L4。其設(shè)計(jì)步驟如下：（1） 由給定的形成速度變化系數(shù)K，求出極位夾角。又由任務(wù)書可知,T1/T2=8/7,則行程速度變化系數(shù)K=8/7, (180+)/(180-)=8/7，解得=12，即極位夾角為12。（2） 如圖3.2-1所示，任選固定鉸鏈中心D的位置，由搖桿長度L3和擺角，做出搖桿倆個(gè)極限位置C1D和C2D。（3） 連接C1和C2，并作C1M垂直于C1C2。（4） 作C1C2N=90-，C2N與C1M相交于P點(diǎn)，由圖可見，C1PC2=。（5） 作PC1C2的外接圓，在此圓周（弧C1C2和弧EF除外）上任取

18、一點(diǎn)A作為曲柄的固定鉸鏈中心。連AC1和AC2，因同一圓弧的圓周角相等，故C1PC2=。（6） 因極限位置處曲柄與連桿共線，故AC1=L2-L1,AC2=L1+L2,從而得曲柄長度L1=（AC2-AC1)/2，連桿長度L=（AC1+AC2）/2，由圖得AD=L4。 圖3.2-1 平面鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 圖3.2-2 A1點(diǎn)時(shí)的各邊關(guān)系 量圖中線段可知L2-L1=4.13m; L1+L2=5.8m 解得L1=0.835m L2=4.965m L3=2.73m L4=4.32m 在圓周上再任意選擇一點(diǎn)A1，如圖3.2-2量圖中線段可知L2-L1=3.08m; L1+L2=4.86m解得L=0.89

19、m1 L2=3.97m L3=2.73m L4=3.74m 圖3.2-3 A2點(diǎn)的各邊關(guān)系 圖3.2-4 A3點(diǎn)的各邊關(guān)系 在圓周上再任意選擇一點(diǎn)A2，如圖3.2-3.量圖中線段可知L2-L1=1.99m; L1+L2=3.86m 解得L1=0.935m L2=2.925m L3=2.73m L4=3.29m. 在圓周上再任意選擇一點(diǎn)A3，如圖3.2-4。量圖中線段可知L2-L1=1.23m; L1+L2=3.15m在圓周上再任意選擇一點(diǎn)A4，如圖3.2-5。量圖中線段可知L2-L1=4.8m; L1+L2=6.38m解得L1=0.79m L2=5.59m L3=2.73m L=4.56m4.

20、 解得L1=0.96m L2=2.19m L3=2.73m L4=3.03m.圖3.2-5 A4點(diǎn)的各邊關(guān)系3.3 曲柄搖桿機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)分析3.3.1滿足有曲柄條件鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)有曲柄的條件是最短桿與最長桿的長度之和小于或者等于其余兩桿的長度之和：L1=0.835m L2=4.965m L3=2.73m L4=4.23mL1+L2=0.835+4.965=5.8m L3+L4=2.73+4.23=7.00m L1+L2<L3+L4所以符合有曲柄條件。L1=0.89m L2=3.97m L3=2.73m L4=3.74mL1+L2=0.89+3.97=4.86m L4+L3=3.74+2.7

21、3=6.47m L1+L2<L3+L4 所以符合有曲柄條件。L1=0.935m L2=2.925m L3=2.73m L4=3.29mL1+L4=0.935+3.29=4.225m L2+L3=2.925+2.73=5.65m L1+L2<L3+L4 所以符合有曲柄條件。L1=0.96m L2=2.19m L3=2.73m L4=3.03mL1+L4=0.96+3.03=3.99m L2+L3=2.19+2.73=4.92m L1+L2<L3+L4 所以符合有曲柄條件。L1=0.79m L2=5.59m L3=2.73m L4=4.56mL1+L2=0.79+5.59=6.3

22、8m L3+L4=2.73+4.56=7.29 m L1+L2<L3+L4 所以符合有曲柄條件。3.3.2滿足傳動(dòng)角條件3.3-1 連桿機(jī)構(gòu)的最?。ù螅﹤鲃?dòng)角對出現(xiàn)最小傳動(dòng)角min的位置如下：由圖3.3-1中的ABD和BCD可分別寫出 BD2=L12+L42-2L1L4cos BD2=L22+L32-2L2L3cosBCD由此可得 cosBCD=L22+L32-L12-L42+2L1L4cos2L2L3當(dāng)=0或180時(shí)BCD有最小值min=BCD,其中較小的為該機(jī)構(gòu)的最小傳動(dòng)角。cosBCD=4.9652+2.732-0.8352-4.232+2×0.835×4.23

23、cos2×4.965×2.73=0時(shí)，BCD=41，=180時(shí)，BCD=76min=41cosBCD=3.972+2.732-0.892-3.742+2×0.89×3.74cos2×3.97×2.73=0時(shí)，BCD=46，=180時(shí)，BCD=85min=46cosBCD=2.9252+2.732-0.9352-3.292+2×0.935×3.29cos2×2.925×2.73=0時(shí)，BCD=50，=180時(shí)，BCD=97min=50cosBCD=2.192+2.732-0.962-3.032+2

24、×3.03×0.96cos2×2.19×2.73=0時(shí)，BCD=48，=180時(shí)，BCD=72min=48cosBCD=5.592+2.732-0.792-4.562+2×0.79×4.56cos2×5.59×2.73=0時(shí)，BCD=37，=180時(shí)，BCD=71min=373.3.3滿足a最小 3.4結(jié)論和機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡圖由matlab畫曲柄的轉(zhuǎn)角與搖桿的加速度的關(guān)系曲線，再結(jié)合最小傳動(dòng)角和下止點(diǎn)的傳動(dòng)角的綜合考慮可以選擇方案三，即L1=0.935m L2=2.925m L3=2.73m L4=3.29m。如圖3.4

25、-1為傳動(dòng)角最小時(shí)的抽油機(jī)結(jié)構(gòu)圖，如圖3.4-2 傳動(dòng)角最大時(shí)抽油機(jī)結(jié)構(gòu)圖圖3.4-1 傳動(dòng)角最小時(shí)抽油機(jī)結(jié)構(gòu)圖圖3.4-2 傳動(dòng)角最大時(shí)抽油機(jī)結(jié)構(gòu)圖第4章 常規(guī)游梁式抽油機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)分析計(jì)算如圖4-1所示為電動(dòng)機(jī)通過帶輪，齒輪傳動(dòng)帶動(dòng)曲柄的示意圖。 圖4-1 減速箱的內(nèi)部結(jié)構(gòu)4.1 傳動(dòng)比分配和電動(dòng)機(jī)選擇4.1.1 電動(dòng)機(jī)的選擇如圖4.1-1所示，為抽油機(jī)搖桿在下止點(diǎn)時(shí)的四桿結(jié)構(gòu)件圖，驢頭受到最大的懸點(diǎn)載荷P=20KN,以固定支座O1為中心，取搖桿為研究對象，受力分析如圖所示，則可列力學(xué)平衡方程MO1=0，F(xiàn)2×cos11×2.72=P×2.7 解得

26、F2=20.2KNT=F2×cos79×935×1000=3603809N*mm 變速器輸出的功率，即曲柄的功率為P1，曲柄的轉(zhuǎn)速為n=8r/min,所以P1=T×n9550000=3603809×89550000 =3.02KW則電動(dòng)機(jī)需要的有效功率為P1=3.02KW。為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)的所需功率，必須計(jì)算電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)的總功率P2，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表2-2可以查出V帶效率1=0.95，滾動(dòng)軸承效率1=0.95，閉式齒輪傳動(dòng)效率1=0.95，則整個(gè)傳動(dòng)裝置的效率=1×2×3=0.95×0.97×0.9

27、8=0.841則P2=P1=3.02/0.841=3.60KW圖4.1-1 抽油機(jī)受力分析如表4.1-1為電動(dòng)機(jī)的型號及滿載轉(zhuǎn)速，根據(jù)表格和以上計(jì)算結(jié)果，可以確定電動(dòng)機(jī)的型號，進(jìn)行以下計(jì)算。表4.1-1 電動(dòng)機(jī)的型號及對應(yīng)參數(shù)電動(dòng)機(jī)型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速r/min總傳動(dòng)比iY160M1-8472090Y160M2-85.572090Y160L-87.572090根據(jù)計(jì)算結(jié)果可以選擇電動(dòng)機(jī)的額定功率P=4KW的型號Y160M1-8。4.1.2傳動(dòng)比的分配如表4.1-2所示為各種傳動(dòng)的傳動(dòng)比表4.1-2 各種傳動(dòng)的傳動(dòng)比（參考值）傳動(dòng)類型傳動(dòng)比V帶傳動(dòng)24圓柱齒輪單級減速器<=46取帶傳

28、動(dòng)的傳動(dòng)比i1=4,又已知2級減速器的高速級傳動(dòng)比i2=1.3低速級傳動(dòng)比i3，所以i3×1.3×i3=90÷4解得i3=4.2 i2=5.4圓柱齒輪減速器高速級傳動(dòng)比為i2=5.4低速級傳動(dòng)比i3=4.2實(shí)際總傳動(dòng)比i=4×4.2×5.4=90.724.2 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算n=nmi1=7204=180r/minn=ni2=1805.4=33.33r/minn=ni3=33.34.2=7.94r/min式中，nm為電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速，n、n、n、分別為軸、軸、軸、的轉(zhuǎn)速，i1、i2、i3分別為電動(dòng)機(jī)到軸，軸到軸，軸到軸的傳動(dòng)比。4.3各軸扭矩計(jì)算T=

29、9550000Pn=95500003.8180=201611N*mmT=9550000Pn=95500003.6133.33=1034368N*mmT=9550000Pn=95500003.437.94=4125504N*mm式中，T為電動(dòng)機(jī)的輸出力矩，TTT分別為軸、軸、軸的力矩。4.4各軸功率計(jì)算P=P*1=4*0.95=3.8KWP=P*2*3=3.8*0.98*0.97=3.61KWP=P*2*3=3.61*0.98*0.97=3.43KW式中，P為電動(dòng)機(jī)的額定功率，PPP分別為軸、軸、軸的功率。第5章 齒輪減速器設(shè)計(jì)計(jì)算5.1 高速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算(1)選擇材料及確定許用應(yīng)力高速級

30、傳動(dòng)比i2=5.4，高速軸轉(zhuǎn)速n=180r/min,傳動(dòng)功率P=3.8KW,采用軟齒面。如圖5.1-1 常用的齒輪材料及其力學(xué)性能可確定小齒輪和大齒輪的材料及接觸疲勞極限和彎曲疲勞極限。 表5.1-1 常用的齒輪材料及其力學(xué)性能材料牌號熱處理方式硬度接觸疲勞極限Hlim/ MPa彎曲疲勞極限FE1/ MPa40MnB調(diào)質(zhì)241286HBS680760580610ZG35SiMn調(diào)質(zhì)241269 HBS590640500520小齒輪用40MnB調(diào)質(zhì)，齒面硬度241286HBS,Hlim1=730MPa,FE1=600MPa，大齒輪用ZG35SiMn調(diào)質(zhì)，齒面硬度241269 HBS,Hlim2=

31、620MPa,FE2=510MPa,根據(jù)表5.1-2 最小安全系數(shù)SH、SF的參考值，可以確定小齒輪和大齒輪的最小安全系數(shù)。表5.1-2 最小安全系數(shù)SH、SF的參考值使用要求SHminSFmin高可靠度（失效概率<=1/10000）1.52.0較高可靠度（失效率<=1/1000）1.251.6一般可靠度（失效率<=1/100）1.01.25所以可以選取SH=1.1，SF=1.25，H1=Hlim1SH=7301.1=664MPaH2=Hlim2SH=6201.1=564MPaF1=FE1SF=7301.25=480MPaF2=FE2SF=5101.25=408MPa（2）按

32、齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 設(shè)齒輪按8級精度制造，由表5.1-3 載荷系數(shù)K,可以取得K值表5.1-3 載荷系數(shù)K原動(dòng)機(jī)工作機(jī)械的載荷特性均勻中等沖擊大的沖擊電動(dòng)機(jī)11.21.21.61.61.8根據(jù)表格，可以取K=1.5。表5.1-4 齒寬系數(shù)d如下：表5.1-4 齒寬系數(shù)d齒輪相對于軸承的位置齒面硬度軟齒面硬齒面對稱布置0.81.40.40.9非對稱布置0.21.20.30.6懸臂布置0.30.40.20.25根據(jù)表格，可以取d=0.8，小齒輪上的轉(zhuǎn)矩T=9550000Pn=95500003.8180=201611N*mm表5.1-5 彈性系數(shù)ZE灰鑄鐵球墨鑄鐵鑄鋼鍛鋼夾布膠木鍛鋼162.0181.

33、4188.9189.856.4鑄鋼161.4180.5188.0球墨鑄鐵156.6173.9灰鑄鐵143.7根據(jù)表格5.1-5彈性系數(shù)ZE，可以取ZE=188d132KTd×u+1u(ZEZHH)2d132×1.5×2016110.8×5.4+15.4(188×2.5564)2d185.37mm齒數(shù)Z1=35，則Z2=5.4×35=189。模數(shù)m=d1Z1=85.3735=2.44mm齒寬b=dd1=0.8×85.37mm=68.30mm,取b2=70mm,b1=75mm表5.1-6 標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列第一系列1 1.25 1.5

34、 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50第二系列1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.5 （3.75） 4.5 5.5 （6.5） 7 9 11 14 18 22 28根據(jù)表5.1-6可以取m=2.5mm,實(shí)際的d1=Z1m=35×2.5=87.5mm, d2=Z2m=189×2.5=472.5mm中心距a=d1+d22=472.5+87.52=280mm(3)驗(yàn)算齒輪彎曲強(qiáng)度齒形系數(shù)YFa1=2.53,YSa1=1.65YFa2=2.11,YSa2=1.82F1=2KTYFa1YSa1bm2Z1=2×1.5

35、15;201611×2.53×1.6570×2.52×35=165MPa<F1 F2=2KTYFa2YSa2bm2Z2=2×1.5×201611×2.11×1.8270×2.52×35=152MPa<F2(4)齒輪的圓周速度v=3.14d1n160×1000=3.14×87.5×18060×1000=0.82m/s選用8級精度是合宜的。5.2 低速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的確定(1)選擇材料及確定許用應(yīng)力低速級傳動(dòng)比i2=4.2，高速軸

36、轉(zhuǎn)速n=33.33r/min,傳動(dòng)功率P=3.61KW,采用軟齒面。如圖5.1-1 常用的齒輪材料及其力學(xué)性能可確定小齒輪和大齒輪的材料及接觸疲勞極限和彎曲疲勞極限。小齒輪用40MnB調(diào)質(zhì)，齒面硬度241286HBS,Hlim1=730MPa,FE1=600MPa，大齒輪用ZG35SiMn調(diào)質(zhì)，齒面硬度241269 HBS,Hlim2=620MPa,FE2=510MPa,根據(jù)表5.1-2 最小安全系數(shù)SH、SF的參考值，可以確定小齒輪和大齒輪的最小安全系數(shù)。所以可以選取SH=1.1，SF=1.25，H1=Hlim1SH=7301.1=664MPaH2=Hlim2SH=6201.1=564MPa

37、F1=FE1SF=7301.25=480MPaF2=FE2SF=5101.25=408MPa（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 設(shè)齒輪按8級精度制造，由表5.1-3 載荷系數(shù)K,可以取得K值根據(jù)表格，可以取K=1.5。根據(jù)表格5.1-4，可以取d=0.8，小齒輪上的轉(zhuǎn)矩T=9550000Pn=95500003.6133.33=1034368N*mm根據(jù)表格5.1-5彈性系數(shù)ZE，可以取ZE=188d132KTd×u+1u(ZEZHH)2d132×1.5×10343680.8×4.2+14.2(188×2.5564)2d1149.4mm齒數(shù)Z1=35，則Z

38、2=4.2×35=147。模數(shù)m=d1Z1=149.435=4.27mm齒寬b=dd1=0.8×149.4mm=119.52mm,取b2=120mm,b1=125mm根據(jù)表5.1-6可以取m=4mm,實(shí)際的d1=Z1m=35×4=140mm, d2=Z2m=147×4=588mm中心距a=d1+d22=140+5882=364mm(3)驗(yàn)算齒輪彎曲強(qiáng)度齒形系數(shù)YFa1=2.53,YSa1=1.65YFa2=2.12,YSa2=1.81F1=2KTYFa1YSa1bm2Z1=2×1.5×1034368×2.53×1.

39、65120×42×35=192.8MPa<F1 F1=2KTYFa2YSa2bm2Z2=2×1.5×1034368×2.12×1.81120×42×35=177.2MPa<F2(4)齒輪的圓周速度v=3.14d1n160×1000=3.14×140×33.3360×10000.24m/s選用8級精度是合宜的。5.3結(jié)論及運(yùn)動(dòng)簡圖最后確定的高速級齒輪和低速級齒輪的參數(shù)為下表5.3-1表5.3-1 齒輪的參數(shù)模數(shù)mZ1Z2a/mmb1/mmb2/mmT(N*mm)v(

40、m/s)高速級齒輪2.53518928075702016110.82低速級齒輪43514736412512010343680.24根據(jù)的比例畫出減速器內(nèi)部齒輪的關(guān)系圖，如下圖5.3-1圖5.3-1 減速器內(nèi)部齒輪的比例第6章 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1 帶鏈傳動(dòng)的方案比較現(xiàn)在要選取在電動(dòng)機(jī)和減速器輸入端進(jìn)行傳動(dòng)的裝置，有鏈傳動(dòng)和帶傳動(dòng)兩種方式，由于游梁式抽油機(jī)屬于野外工作機(jī)型，因此在過載時(shí)很難保證安全，帶傳動(dòng)的傳動(dòng)特點(diǎn)是會(huì)出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，所以會(huì)保護(hù)減速器和抽油機(jī)的安全，但是缺點(diǎn)是沒有一定的傳動(dòng)比，鏈傳動(dòng)雖然保證了很好的傳動(dòng)比，但是再出現(xiàn)過在狀態(tài)下不會(huì)發(fā)生打滑現(xiàn)象以保證電動(dòng)機(jī)的安全，因此選擇帶傳動(dòng)，其優(yōu)

41、點(diǎn)如下，適用于中心距較大的傳動(dòng)；具有良好的撓性，可緩和沖擊，吸收震動(dòng)；過載時(shí)帶與帶輪之間會(huì)出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，避免了其他部件的損壞；結(jié)構(gòu)簡單成本低廉，常用在高速級。 綜上，可知本設(shè)計(jì)傳動(dòng)部分選擇帶傳動(dòng)。6.2 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算設(shè)計(jì)一V帶傳動(dòng)，已知電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速nm=720r/min,減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速n=180r/min，減速器的輸入功率為P=3.8KW，抽油機(jī)24小時(shí)工作。（1）求計(jì)算功率Pc查表6.2-1 工作情況系數(shù)KA，適當(dāng)選擇。表6.2-1 工作情況系數(shù)KA載荷性質(zhì)工作機(jī)<101016>16載荷變動(dòng)很大抽油機(jī)1.41.51.6由表格可以得出KA=1.6。Pc=KAP=1.6

42、5;3.8=6.08KW（2）選擇V帶型號可用普通V帶。根據(jù)Pc=6.08KW,nm=720r/min,由書上圖可以查出此坐標(biāo)位于B型區(qū)處。（3）求大小帶輪基準(zhǔn)直徑d2,d1查表6.2-2 V帶輪最小基準(zhǔn)直徑可以選出小帶輪的直徑表6.2-2 V帶輪最小基準(zhǔn)直徑型號YZSPZASPABSPBCSPCDEdmin/mm2050637590125140200224355500注：V帶輪的基準(zhǔn)直徑系列為 20 22.4 25 28 31.5 40 45 50 56 63 71 75 80 85 90 95 100 106 112 118 125 132 140 150 160 170 180 200

43、212 224 236 250 265 280 300 315 355 375 400 425 450 475 500 530 560 600 630 670 710 750 800 900 1000等。d1 應(yīng)不小于125，現(xiàn)取d1=140mm,d2=n1n21-=720180×140×1-0.02mm=548.8mm所以選擇d2=560mm（4）驗(yàn)算V帶帶速v V=3.14×d1×n160×1000=3.14×140×72060×1000=5.28m/s帶速在525m/s范圍內(nèi)，合適。（5）求V帶基準(zhǔn)長度Ld和

44、中心距a初步選取中心距a0=1.5d1+d2=1.5140+560mm=1050mm取a0=1050mm,符合0.7d1+d2<a0<2d1+d2。得帶長L0=2a0+2d1+d2+(d1-d2)24a0 =2×1050+2140+560+560-14024×1050=3790.5mm查書上表13-2選擇相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)帶長Ld=3550mm,計(jì)算實(shí)際中心距aa0+Ld-L02=1050+3550-3790.52=929.75mm也符合0.7d1+d2<a0<2d1+d2。（6）驗(yàn)算小帶輪包角1=180-d2-d1a×57.3=180-560-1

45、40929.75×57.3=154>120合適。(7)求V帶根數(shù)zz=Pc(P0+P0)KKLn=720rmin, d1=140,查書上表13-3得P0=1.666KW可得傳動(dòng)比i=d2d11-=5601401-0.023.64查書上表13-5得P0=0.22KW。由包角=154查表13-7得K=0.932，查表13-2，得KL=1.09，由此可得z=6.081.666+0.22×0.932×1.09=3.17取4根。(8)求作用在帶輪軸上的壓力FQ查表13-1得q=0.17kg/m,故可以求出單根V帶的初拉力F0=500Pczv2.5K-1+qv2=500

46、×6.084×5.282.50.932-1+0.17×5.282=247N作用在軸上的壓力FQ=2zF0sin12=2×4×247×sin1542=19256.3結(jié)論及運(yùn)動(dòng)簡圖V帶傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)簡圖及數(shù)據(jù)如圖和表6.3-1.表6.3-1 帶輪參數(shù)表帶輪參數(shù)直徑型號中心距包角帶根數(shù)中心軸受力小帶輪直徑140mm大帶輪直徑560mmB型930mm15441925N圖6.3-1 帶輪簡圖第7章 減速器軸設(shè)計(jì)計(jì)算7.1 高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)高速軸的徑向尺寸確定初步確定最小軸徑：按純扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，已知高速軸的扭矩T=201611Nmm，傳遞功率P=

47、3.8KW，高速軸的轉(zhuǎn)速n=180r/min選擇軸的材料為45號優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，查書上表14-2 常用材料的C值，可以查得C=110。d39.55×1060.23PnC3Pnmm 11033.818030.4mm所以我取高速軸最小軸徑d30.4+10=40.4mm。則，大帶輪所在軸段的直徑d0=45mm,軸承蓋所在軸段的直徑d1=50mm,軸承段的直徑為d2=55mm,查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)中表12-5 深溝球軸承，可得固定軸承的軸肩段直徑d3=64mm，此高速軸上的齒輪直徑為87.5mm；查表11-28可得如若齒輪和軸分開必須用鍵來連接，則如圖7.1-1鍵的剖面圖和7.2-2 圓柱齒輪

48、查表可得h=11mm,t1=4.4mm,齒輪直徑d=87.5mm,df=d-hf=87.5-2×1.25×2.5=81.25mm,x=df2-d2-t1=81.252-642-4.4=4.225<2.5mt=2.5×2.5=6.25。 7.1-1 鍵的剖面圖 圖7.1-2 圓柱齒輪所以將高速軸做成齒輪軸，另一端軸承段的直徑仍為55mm。(2)高速軸的軸向尺寸的確定通過計(jì)算可以確定一些常數(shù)，如表7.1-1 減速器鑄造箱體的結(jié)構(gòu)尺寸。表7.1-1 減速器鑄造箱體的結(jié)構(gòu)尺寸名稱結(jié)構(gòu)尺寸/mm箱座壁厚14箱蓋壁厚112直徑df30c1min30c2min26軸承旁連

49、接螺栓直徑d122.5軸承蓋螺釘直徑d312小齒輪端面與箱體內(nèi)壁間的距離2，有查表5-1 減速器鑄造箱體的結(jié)構(gòu)尺寸，可得（0.80.85）8，可求得214mm,所以取2=15mm，則低速級小齒輪和高速級小齒輪到箱體的距離都15mm,軸承的內(nèi)徑為55mm，軸承套圈的轉(zhuǎn)速為n=180r/min，則dn=55×180=9900mm.r/min<(1.52)×105mm.r/min，所以軸承正常應(yīng)該采用潤滑脂潤滑，軸承到箱體內(nèi)壁的距離為1015mm,取10mm。軸承座孔的寬度L=1+c1+c2+(58)mm，箱蓋壁厚1=12mm,由表14-1 凸緣式軸承蓋可得連接螺栓直徑為M

50、10，所以c1min=30mm,c2min=26mm，L=12+30+26+8=76mm,軸上零件端面距軸承蓋的距離為B，則B要至少等于或者大于軸承蓋連接螺釘?shù)拈L度。B>1.5d=1.5×12=18mm,取B=20mm。帶輪軸處鍵的確定查表11-28可以查得h=9mm,p=50MPa,設(shè)鍵長為l,則4Tdhlpl4Tpdh=4×20161150×45×9=39.8mm則取鍵長l=40mm,帶輪輪轂寬45mm。根據(jù)中軸的設(shè)計(jì)可以取軸承蓋軸段的長為66mm，軸承段長為20mm，中間長軸長167.5mm，齒輪軸長75mm，過渡為25mm，軸承段仍為20m

51、m。（3）高速軸的彎扭合成強(qiáng)度校核計(jì)算 繪垂直面的彎矩圖(如圖7.1a)Mv1=FA1×72.5=595×72.5=43137.5NmmMv2=Fq×98.5=1925×98.5=189612.5Nmm繪水平面的彎矩圖（b）MH=FA2×72.5=3446×72.5=249835Nmm求合成彎矩(c)M1=2MV12+MH2=243137.52+2498352=253532NmmM2=MV2=189612.5Nmm求危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩考慮最不利的情況，所以M=M1，則高速級齒輪嚙合處為危險(xiǎn)截面，其當(dāng)量彎矩為Me=2M12+(T)2=2

52、2535322+(0.6×201611)2=280912Nmm對危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核e=MeW=ME0.1d3=2809120.1×87.53=4.2<-1b=65MPa圖7.1 高速軸的受力分析7.2 中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）中間軸的軸徑尺寸的確定初步確定中間軸的最小直徑介于高速軸和低速軸中間，則取軸承軸段d=75mm，則可知低速級小齒輪的軸段為84mm，高速級大齒輪的軸段徑向長度為80mm。（2）中間軸的軸向尺寸的確定低速級小齒輪軸段處鍵的確定查表11-28可以查得h=14mm,p=50MPa,設(shè)鍵長為l,則4Tdhlpl4Tpdh=4×103436884

53、15;14×50=70.36mm則取鍵長l=125mm,齒輪輪轂寬135mm。高速級大齒輪軸段處鍵的確定查表11-28可以查得h=14mm,p=50MPa,設(shè)鍵長為l,則4Tdhlpl4Tpdh=4×103436880×14×50=73.9mm則取鍵長l=80mm,齒輪輪轂寬90mm。軸承段處的長為25mm，軸肩段處的軸長為25mm，低速級小齒輪處的軸段長為135mm，高速級大齒輪處的軸長為90mm，兩者間的距離是10mm，軸承處的軸段長為52mm。（3）中間軸的彎扭合成強(qiáng)度校核計(jì)算 繪垂直面的彎矩圖(如圖7.2a)Mv1=FE1×84.5=5

54、87×84.5=49601.5NmmMv2=FF1×105=3114×105=326970Nmm繪水平面的彎矩圖（b）MH1=FE2×84.5=1613×84.5=136289.5NmmMH2=FF2×105=8556×105=898380Nmm求合成彎矩(c)M1=2MV12+MH12=249601.52+136298.52=145043NmmM2=2MV22+MH22=23269702+8983802=339099Nmm求危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩考慮最不利的情況，所以M=M2，則高速級齒輪嚙合處為危險(xiǎn)截面，其當(dāng)量彎矩為Me=2M22+(T)2=23390992+(0.6×1034368)2=707219Nmm對危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核e