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目 錄 摘 要 .I ABSTRACT.II 1 緒 論 .1 1.1 研究背景及意義 .1 1.2 國內外研究及發(fā)展現(xiàn)狀 .1 1.3 雙圓弧齒輪減速器的優(yōu)點 .2 2 總體方案及參數(shù)的選擇 .4 2.1 設計要求 .4 2.2 傳動方案的選擇 .4 2.3 電動機的選擇 .6 2.3.1 選擇電動機類型 .6 2.3.2 選擇電動機容量 .6 2.3.3 選擇電動機轉速 .7 2.4 傳動比計算 .7 2.4.1 計算總傳動比 .7 2.4.2 分配各級傳動比 .7 2.5 運動和動力參數(shù)技術 .8 2.5.1 各軸轉速 .8 2.5.2 各軸輸入功率 .8 2.5.3 各軸轉矩 .8 3 帶、齒輪傳動的設計與校核 .10 3.1V 帶傳動的設計 .10 3.1.1 V 帶的基本參數(shù) .10 3.1.2 帶輪結構的設計 .12 3.2 高速級齒輪傳動設計 .12 3.2.1 選擇材料、精度及參數(shù) .12 3.2.2 按抗彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù) .13 3.2.3 確定齒輪傳動參數(shù) .14 3.2.4 驗算齒根彎曲疲勞強度 .15 3.2.5 驗算齒面接觸疲勞強度 .17 3.2.6 幾何尺寸計算 .18 3.3 低速機齒輪傳動設計 .19 3.3.1 選擇材料、精度及參數(shù) .19 3.3.2 按抗彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù) .19 3.3.3 確定齒輪傳動參數(shù) .20 3.3.4 驗算齒根彎曲疲勞強度 .21 3.3.5 驗算齒面接觸疲勞強度 .23 3.3.6 幾何尺寸計算 .23 4 軸及附件的設計與校核 .25 4.1 軸的設計 .25 4.1.1 輸入軸的設計 .25 4.1.2 中間軸的設計 .27 4.1.3 輸出軸的設計 .28 4.2 軸承的選擇與校核 .31 4.2.1 輸入軸軸承 .31 4.2.2 中間軸軸承 .32 4.2.3 輸出軸軸承 .33 4.3 鍵的選擇與校核 .33 4.3.1 輸入軸與帶輪的鍵 .33 4.3.2 齒輪 2 與中間軸的鍵 .34 4.3.3 齒輪 3 與軸的鍵 .34 4.4 減速器附件設計及潤滑密封 .35 4.4.1 減速器附件設計 .35 4.4.2 潤滑與密封 .35 4.5 剎車裝置的設計 .38 總 結 .39 參考文獻 .40 致 謝 .41 I 摘 要 隨著石油鉆采工業(yè)的迅速發(fā)展，對于鉆采設備的要求也就越來越高，減速器作 為采油設備的一個重要組成部分也急需得到了相應的改進和提高。圓弧齒輪傳動是 一種新型齒輪傳動，在冶金、礦山、起重運輸機械以及高速傳動中得到廣泛的應用。 圓弧齒輪是一種以圓弧做齒形的斜齒（或人字齒）輪。雙圓弧齒輪減速器主要由輸 入軸、中間軸、輸出軸、圓弧齒輪、軸承、鍵等構成。 本次設計首先，通過對圓弧齒輪傳動減速器結構及原理進行分析，在此分析基 礎上提出了總體結構方案；接著，對主要技術參數(shù)進行了計算選擇；然后，對各主 要零部件進行了設計與校核；最后，通過 AutoCAD 制圖軟件繪制了雙圓弧齒輪減速 器裝配圖及主要零部件圖。 通過本次設計，鞏固了大學所學專業(yè)知識，如：機械原理、機械設計、材料力 學、公差與互換性理論、機械制圖等；掌握了普通機械產(chǎn)品的設計方法并能夠熟練 使用 AutoCAD 制圖軟件，對今后的工作于生活具有極大意義。 關鍵詞：圓弧齒輪，減速器，軸，設計 II Abstract With the rapid development of the oil drilling industry, the requirements for drilling equipment is more and more high, oil production equipment reducer as an important part also in urgent need of improvement and the corresponding increase. Arc gear transmission is a new gear, is widely used in metallurgy, mining, material handling equipment and high- speed drive system. Arc gear is a circular arc tooth helical do (or herringbone) round. Double arc gear reducer is mainly composed of an input shaft, an intermediate shaft, an output shaft, gear, bearing, bond. The design is first, by performing on the arc gear reducer structure and principle analysis presented in this analysis, based on the overall structure of the program; then, the main technical parameters were calculated selection; then, for each of the main components were Design and Verification; and finally, through the AutoCAD drawing software to draw a double arc gear reducer assembly drawing and major components Fig. Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life. Keywords: Gear, Reducer, Shafts, Design 1 緒 論 1 1 緒 論 1.1 研究背景及意義 近年來，隨著石油鉆采工業(yè)的迅速發(fā)展，對于鉆采設備的要求也就越來越高。 因此，作為采油設備的一個重要組成部分減速器，也得到了相應的改進和提高。 為提高采油效率，設計更加合理而精密的減速器成為當務之急。設計出一款與之相 匹配的減速器，在動力傳輸，軸承潤滑等方面做出更好的改進，使之更加合理，經(jīng) 濟。 本畢業(yè)設計是“API 系列常規(guī)抽油機模塊化設計”研究項目的一部分，它的完 成為該項目提供重要的基礎依據(jù)；同時，培養(yǎng)學生的工程設計能力，掌握雙圓弧齒 輪設計的一些基本知識。 通過設計，提高分析問題解決問題的能力。通過設計加深了對所學知識的認識 和理解，為進一步開拓專業(yè)知識創(chuàng)造條件，鍛煉了動手動腦的能力，通過實踐運用 鞏固了所學知識，加深了解其基本原理。 1.2 國內外研究及發(fā)展現(xiàn)狀 改革開放以來，我國引進一批先進的加工裝備。通過不斷引進、消化和吸收國 外先進技術以及科研攻關，開始掌握了各種高速和低速重載齒輪裝置的設計制造技 術。材料和熱處理質量及齒輪加工精度都有較大的提高，通用圓柱齒輪的制造精度 可從 JB 17960 的 89 級提高到 GB1009588 的 6 級，高速齒輪的制造精度可穩(wěn) 定在 45 級。部分減速器采用硬齒面后，體積和重量明顯減小，承載能力、使用壽 命、傳動效率有了大幅度的提高，對節(jié)能和提高主機的總體水平起到明顯的作用。 從 1988 年以來，我國相繼制定了 50-60 種齒輪和蝸桿減速器的標準，研制了許多新 型減速器，這些產(chǎn)品大多數(shù)達到了 20 世紀 80 年代的國際水平。目前，我國可設計 制造 2800kW 的水泥磨減速器、 1700軋鋼機的各種齒輪減速器。各種棒材、線材 軋機用減速器可全部采用硬齒面。但是，我國大多數(shù)減速器的水平還不高，老產(chǎn)品 不可能立即被替代，新老產(chǎn)品并存過渡會經(jīng)歷一段較長的時間。 近十幾年來，計算機技術、信息技術、自動化技術在機械制造中的廣泛應用， 改變了制造業(yè)的傳統(tǒng)觀念和生產(chǎn)組織方式。一些先進的齒輪生產(chǎn)企業(yè)已經(jīng)采用精益 雙圓弧齒輪減速器設計 2 生產(chǎn)、敏捷制造、智能制造等先進技術形成了高精度、高效率的智能化齒輪生產(chǎn) 線和計算機網(wǎng)絡化管理。適應石油鉆采工業(yè)要求的新產(chǎn)品開發(fā)，關鍵工藝技術的創(chuàng) 新競爭，產(chǎn)品質量競爭以及員工技術素質與創(chuàng)新精神，是 2l 世紀企業(yè)競爭的焦點。 在 2l 世紀成套機械裝備中齒輪仍然是機械傳動的基本部件。由于計算機技術與數(shù) 控技術的發(fā)展，使得機械加工精度、加工效率太為提高，從而推動了機械傳動產(chǎn)品 多樣化，整機配套的模塊化、標準化，以及造型設計藝術化，使產(chǎn)品更加精致。 CNC 機床和工藝技的發(fā)展，推動了機械傳動結構的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設計中的 電子控制、液壓傳動。齒輪、帶鏈的混合傳動，將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合 的方向。在傳動設計中的學科交叉，將成為新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢。 總之，當今世界各國減速器及齒輪技術發(fā)展總趨勢是向六高、二低、二化方面 發(fā)展。六高即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動效率： 二低即低噪聲、低成本；二化即標準化、多樣化。減速器和齒輪的設計與制造技術 的發(fā)展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平，因此，開拓和發(fā)展減速器和齒 輪技術在我國有廣闊的前景，對于石油這個重工業(yè)來說更是迫不及待。 1.3 雙圓弧齒輪減速器的優(yōu)點 圓弧齒輪傳動是一種新型齒輪傳動，在冶金、礦山、起重運輸機械以及高速傳 動中得到廣泛的應用。 圓弧齒輪是一種以圓弧做齒形的斜齒（或人字齒）輪。圓弧齒輪傳動可分為單 圓弧齒輪和雙圓弧齒輪傳動兩種形式。對于單圓弧齒輪，通常小齒輪做成凸齒。為 加工方便，一般法面齒形做成圓弧，兩端面齒形只是近似的圓弧。 工作時，從一個端面看，先是主動輪齒的凹部推動從動輪齒的凸部，離開后， 再以它的凸部推動對方的凹部，故雙圓弧齒輪傳動在理論上同時有兩個接觸點，經(jīng) 跑合后，這種傳動實際上有兩條接觸線，因此可以實現(xiàn)多對齒和多點嚙合。此外， 由于其齒根厚度較大，雙圓弧齒輪傳動不僅承載能力比單圓弧齒輪傳動約高 30以 上，而且傳動較平穩(wěn)，振動和噪聲較小，并且可用同一把滾刀加工相配對的兩個齒 輪。因此。高速重載時，雙圓弧齒輪傳動有取代單圓弧齒輪傳動的趨向。 其齒廓形狀，具有比漸開線齒輪高得多的承載能力。漸開線齒輪是兩個凸齒面 相接觸，綜合曲率半徑很小，接觸應力很大，接觸強度低，齒面上容易出現(xiàn)疲勞點 1 緒 論 3 蝕。 圓弧齒輪傳動是凸凹齒面接觸，齒面的綜合曲率半徑比漸開線齒輪大許多倍， 所以接觸強度有很大提高。 雙圓弧齒輪的齒形參數(shù)可以靈活設計，齒腰和齒根的厚度可按強度要求調節(jié)， 加之齒根用一段大圓弧連接，這擾非常有利于輪齒彎曲強度的提高。 圓弧齒輪嚙合傳動時，因其運動特性，接觸區(qū)以很高的滾動速度沿齒寬方向移 動。當 a =10* -22時，滾動速度是圓周速度的 5.67-2. 75 倍，齒面間容易形成油膜。 早在 1960 年 Essen 國際齒輪會議上曾指出圓弧齒輪的主要優(yōu)點之一是潤滑性能良好， 油膜厚度為漸開線齒輪的 10 倍。此外，齒面間的滑動速度很小，綜合起來，嚙合摩 擦損失減小 5060%,磨損減少 2/33/4。 漸開線齒輪滑動速度沿齒高不同，離節(jié)線越遠，速度愈大。因而引起不同的磨 損程度而導致齒形變化，使嚙合傳動質量惡化。圓弧齒輪滑動速度沿齒高方向均等， 所以，齒面磨合時，嚙合齒廓更趨于圓弧，有良好的跑合性能。齒面的跑合磨損無 損于齒形精度，而且圓弧齒輪的跑合工藝，實際上起到了裝配后的對研精加工工藝 的作用。 綜上所述圓弧齒輪能有效地提高承載能力。 雙圓弧齒輪減速器設計 4 2 總體方案及參數(shù)的選擇 2.1 設計要求 設計技術參數(shù)要求如下： （1）總傳動比（i）： 27 31 （2）齒輪模數(shù)（m）：第一級 68、第二級 911 （3）減速器的額定扭矩： 640000/73 InLbs/kN.m （4）最高輸出軸轉速（n）： 12 min-1 （5）傳遞的功率（P ） 2375 kW （6）同類減速器的主要構件的幾何尺寸、與減速器相關的國家標準、API 標準 及易損件、標準件圖樣 2.2 傳動方案的選擇 抽油機減速器是一種承受重復交變載荷、長期連續(xù)運轉的減速裝置。減速器常 用的分布方案有展開式，同軸式，分流式以及對稱分流式，現(xiàn)分別對四種方案加以 對比分析。 （1）對稱分流式（圖 2-1） 圖 2-1 傳動方案 1 示意圖 該方案結構復雜，由于齒輪相對于軸承對稱布置，與展開式相比載荷沿齒寬分 布較均勻，軸承受載較均勻。中間軸危險截面上的轉矩只想當于軸所傳遞轉矩的一 半，使用與變載荷的場合。與分流式相比，輸出軸危險截面上的轉矩是軸所傳遞轉 矩的一半。 （2）分流式（圖 2-2） 2 總體方案及參數(shù)選擇 5 圖 2-2 傳動方案 2 示意圖 該方案結構復雜，由于齒輪相對于軸承對稱布置，與展開式相比載荷沿齒寬分 布較均勻，軸承受載較均勻。中間軸危險截面上的轉矩只想當于軸所傳遞轉矩的一 半，使用與變載荷的場合。 （3）展開式（圖 2-3） 圖 2-3 傳動方案 3 示意圖 該方案結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不固定，因此要求軸有交大的剛度。 高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形和在載 荷作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分互相抵消，以減緩沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象。用于 載荷比較平衡的場合。 （4）同軸式（2-4） 圖 2-4 傳動方案 4 示意圖 該方案減速器的橫向尺寸較小，兩對齒輪侵入油中深度大致相同。但軸向尺寸 雙圓弧齒輪減速器設計 6 大和重量較大，且中間軸較長，剛度差，沿齒寬載荷分布不均勻，高速軸的承載能 力難于充分利用。 抽油機減速器是一種承受重復交變載荷、長期連續(xù)運轉的減速裝置。抽油機由 電動機驅動，電動機 1 皮帶 2 將動力傳入減速器 3，在輸出端帶動曲柄工作。由于 抽油機工作時的載荷變化大，傳動系統(tǒng)中采用兩級對稱分流式雙圓弧圓柱齒輪減速 器結構，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速 級均為人字齒雙圓弧圓柱齒輪傳動。通過比較知選擇傳動方案 1 如圖 2-1； 2.3 電動機的選擇 2.3.1 選擇電動機類型 按已知工作條件和要求，選用 Y 系列一般用途的三相異步電動機 2.3.2 選擇電動機容量 （1）減速器輸出功率 wP = wP6 Tn9.50出 （2-1） 已知最高輸出軸轉速（n） =12r/min，此處取輸出軸轉速為： =8r/minwn wn 由公式（2-1 ）得 = 61.15kww （2） 電動機至減速器之間傳動裝置的總效率為 321 （2-2） ， ， 分別為皮帶，軸承及齒輪傳動的效率，1230.96.80.97;， ， 由公式（2-2 ）得3221.6.=.85 （3） 確定電動機的額定功率 edPwdPp （2-3 ） 電動機的輸出功率 d 2 總體方案及參數(shù)選擇 7 可由公式（2-3）得到： 71.93dPKW 選定電動機的額定功率 75edPK 2.3.3 選擇電動機轉速 輸出軸轉速 為： =8r/min 該傳動系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動，查閱教材表wn 18-1 已知傳動比為 =2731，帶傳動推薦傳動比為 ，則總傳動比可取23i124i 54 至 124 之間，則電動機轉速的可選范圍為 =54 =548=432r/min， =124 =1248=992r/min 1dnw2dnw 可見同步轉速為 750r/min,1000r/min 的電動機都符合,這里初選這兩種電動機進 行比較,由參考文獻1中表 16-1 查得： 表 2-11 電動機轉速 n/(r/min)方 案 電動機型 號 額定 功率 （KW） 同步轉速 滿載轉速 堵 轉 轉 矩額 定 轉 矩 最 大 轉 矩額 定 轉 矩 質量 /kg 1 Y315S-6 75 1000 980 1.6 2.0 850 2 Y315M-8 75 750 740 1.7 2.0 1008 由表中數(shù)據(jù)，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總傳動比， 即選定方案 2，即，選取的電機型號為：Y315M-8 2.4 傳動比計算 2.4.1 計算總傳動比 由參考文獻1中表 16-1 查得： 滿載轉速 r/min740mn 總傳動比 =740/8=92.5/wi 2.4.2 分配各級傳動比 查閱參考文獻1機械設計課程設計中表 2-3 分配各級傳動比 為了保證結構的緊湊性取 V 帶傳動的傳動比為： 13i 雙圓弧齒輪減速器設計 8 則減速器的傳動比為： 230.8i 取高速級的圓柱齒輪傳動比 6.16(1.3)i 則低速級的圓柱齒輪的傳動比為 53i 2.5 運動和動力參數(shù)技術 2.5.1 各軸轉速 電動機軸為電機軸 0，減速器高速級軸為軸 1，中速軸為軸 2 低速級軸為軸 3， 則 = 740r/min0n r/min 17426.3i 120/minnri r/min 238i 2.5.2 各軸輸入功率17.9306.5dPKW2.2336.9 2.5.3 各軸轉矩 950PTn （2-4） 由公式（2-4 ）得 31169.059502.7104Nmn 2 總體方案及參數(shù)選擇 9 =15.834 22950PTn310Nm33376. 將軸的運動參數(shù)匯總于下表以備查用： 表 2-3 各軸動力參數(shù) 軸名 功率P（kw） 轉矩T（N.mm） 轉速n（r/min） 傳動比 效率 電機軸 71.93 60.9281740 3 0.96 輸入軸 69.05 2.673 6246.67 6.16 0.96 中間軸 66.32 15.834 61040 輸出軸 63.69 76.03 68 5 0.96 雙圓弧齒輪減速器設計 10 雙圓弧齒輪減速器設計 11 3 帶、齒輪傳動的設計與校核 3.1V 帶傳動的設計 3.1.1 V 帶的基本參數(shù) 1）確定計算功率 ：cP 已知： ； ；kw93.71min/740rn 查機械設計基礎表 13-8 得工況系數(shù)： ；2.1AK 則： kwkKAc 3.869.12. 2）選取 V 帶型號： 根據(jù) 、 查機械設計基礎圖 13-15 選用 C 型 V 帶,cPmn 3）確定大、小帶輪的基準直徑 d （1）初選小帶輪的基準直徑： ；d20 （2）計算大帶輪基準直徑： ；midd 5802.123.1 ）（）（帶 圓整取標準系列 ，誤差小于 5%，是允許的。m602 4）驗算帶速： ssndvm /)25,(/7.1064.3106 帶的速度合適。 5）確定 V 帶的基準長度和傳動中心距： 中心距： )(2)(7.021021 dda 初選中心距 m （2）基準長度： 雙圓弧齒輪減速器設計 12 maddaLd3260104)26()02(14. )()22120 對于 A 型帶選用 mLd35 （3）實際中心距： mad 9523601020 6）驗算主動輪上的包角 ： 由 a d 3.57)(18012 得 12096.5.)06(1 主動輪上的包角合適。 7）計算 V 帶的根數(shù) ：zLArKPzc )(0 ， 查機械設計基礎表 13-3 得：min/74nmmd201 ；kwP5.160 （2） ，查表得： ；3i/帶，r kwP1.0 （3）由 查表得，包角修正系數(shù) 96.195K （4）由 ，與 V 帶型號 A 型查表得： Ld0 .l 綜上數(shù)據(jù)，得 3.9.05.)15.6(372z 取 合適。106z 8）計算預緊力 （初拉力）：F 根據(jù)帶型 A 型查機械設計基礎表 13-1 得： mkgq/1.0 3 帶、齒輪傳動的設計與校核 13 NqvkzvPFc4.152075.1095.276.81.502 9）計算作用在軸上的壓軸力 ：QFNZFQ3.178296.15sin4206i1 其中 為小帶輪的包角。 10）V 帶傳動的主要參數(shù)整理并列表： 帶型 帶輪基準直徑 (mm) 傳動比 基準長度(mm) C 201d6 3 3250 中心距（mm） 根數(shù) 初拉力 (N) 壓軸力 (N) 995 6 1520.4 17877.3 3.1.2 帶輪結構的設計 1）帶輪的材料： 采用鑄鐵帶輪（常用材料 HT200） 2）帶輪的結構形式： V 帶輪的結構形式與 V 帶的基準直徑有關。小帶輪接電動機， 較md201 大，所以采用孔板式結構帶輪。 3.2 高速級齒輪傳動設計 3.2.1 選擇材料、精度及參數(shù) （1） 按圖 2-1 所示傳動方案，選用圓弧圓柱齒輪傳動； 雙圓弧齒輪減速器設計 14 （2）抽油機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度； （3） 材料選擇。選擇大小齒輪材料為 45（調制） ； （4） 初選小齒輪齒數(shù) ，則大齒輪齒數(shù) 6.1618=110.018Z2Z 取 ；采用人字齒；暫定 ；選取齒寬系數(shù) ；21;Z5 0.5d 3.2.2 按抗彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù) （1）抽油機減速器屬于中等振動，暫取 K=1.7； （2）根據(jù)材料種類及硬度確定齒輪的疲勞極限 由圖 3-39b1查得：小齒輪 lim152FMPa 由圖 3-39h1查得：大齒輪 li40 由圖 3-40b1查得： li186H 由圖 3-40h查得： lim27av3Z=cos （3-1） -螺旋角 Z-齒數(shù) 由公式（3-1 ）得： 1v3Z=8/0.742.18cos 查圖 3-35b1 F1Y2. 由公式（3-1 ）得： 2v3Z1/0.74.cos 查圖：3-5b 得， F2=.8 查圖 3-36b1： 1457/.96.,.23Y 查表 3-141： .03EY 查表 3-37b1： 2=.75FlimNXPn= （3-2） 由公式（3-2 ）得： 3 帶、齒輪傳動的設計與校核 15 Flim1NXPnli2FFiY=51/.628=40.5MPa 計算式應?。?） （ ）中之大值代入計算1/FPY2/FP2tan()aZ （3-3） -單側齒寬的縱向重合度 -齒寬系數(shù)a 由公式（3-3 ）得：12tantan()(0.5/2)(180)2.375;6.,0.37,K=;aZ因 齒 端 修 薄 總的縱向重合度 .374. 人字齒單側齒寬承擔二分之一的載荷 331T2.670=N.m=10.1132.58nm()()EuFndPYkZ （3-4） 由公式（3-4 ）得 1132.58n 11 2.583()()21.70.03.7.3()64.8EuFndPTk 設計要求：齒輪模數(shù)（m）第一級 68，故取 mn=6 3.2.3 確定齒輪傳動參數(shù)12cosnza （3-5） 由公式（3-5 ）得： 雙圓弧齒輪減速器設計 16 取 a=427mm 12681427;coscs5nmzam12rnza （3-6） 由公式（3-6 ）得 126129arcosarcos584nmzsnd （3-7） 由公式（3-7 ）得18619.cos25nzmdm2734.nsinmb （3-8） 由公式（3-8 ）得 ，取 b=105mm 2.375.14605.91sinsinbm 3.2.4 驗算齒根彎曲疲勞強度 查表 3-121，抽油機工作中等振動， ；1.5AK601dnv （3-9） 由公式（3-9 ）得 3.498.6145.70./0ms 查圖 3-311： vK=27級 精 度 時 ， ； 3 帶、齒輪傳動的設計與校核 17 查圖 3-321， ； d 11b0=.2/K=.098.46ms， 查表 3-131，按七級精度， ；F2. 查圖 3-36b1， u 5.7u=0Y=1.3389時 ， ； 查圖 3-37b1， 2.65， ； 查圖 3-35b1， 1V338Z23.56cos(0.94).7z； F1Y=.32V33Z=.cos(0.94).76z； F2=.8 查表 3-141，鍛鋼-球墨鑄鐵，0.14EEndY2.5MPa=K齒 端 修 薄 ， ， ； 小齒輪的齒根應力 10.86AV12F 2.85T()EuFndFYzm （3-10 ） K使 用 系 數(shù) 動 載 系 數(shù) 1EK載 荷 分 配 系 數(shù) Y彎 曲 彈 性 系 數(shù) u FY彎 曲 齒 數(shù) 比 系 數(shù) 齒 形 系 數(shù) 由公式（3-10）得 10.86AV12F1 2.85T=()EuFndFYKzm0.63 2.5805.31.076.1364;0 MPa 大齒輪的齒根應力為： 221.85641.3FFYMPa 小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)： 7160145.7836240153Nnt 雙圓弧齒輪減速器設計 18 大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)： 77125302.16.Nu 查圖 3-41a1， 6130Y=， ；nX3-42b1m5查 圖 ， ， ； 安全系數(shù) FliS=NXY （3-11 ） 由公式（3-11）得 Flim1523.64NXFli1220S=.95XY 齒根彎曲疲勞強度安全。 3.2.5 驗算齒面接觸疲勞強度 查表 3-131， 21.39()HK按 七 級 精 度 ； 查表 3-141，鍛鋼- 球墨鑄鐵， 0.27EZ=31.46MPa； 查圖 3-36b1， u=6.0.5， ； 查圖 3-37b1，當 3890， ； 查圖 3-38b1得到：V1na122a12Z3.56mZ.=498=0963+.7;， ， ；， ， ； 齒面接觸應力： a0.73AV1H2H2.19ZTK=()Eunzm （3-12 ） -接觸彈性系數(shù) -接觸齒數(shù)比系數(shù) -接觸螺旋角系數(shù) -接觸弧長ZEuZZA 系數(shù) 3 帶、齒輪傳動的設計與校核 19 由公式（3-12）得： a0.73AV1H2H2.19ZTK=()Eunzm0.733 2.1905.46058.70 4=1.2.=75MPa 查圖 3-41b1， N1;N， Z 查圖 3-431，采用 320 號極壓工業(yè)齒輪油 2403/,1.085;LvmsZ 查圖 3-441， 0.75.1.69/.762389g Vvt ， 安全系數(shù) HlimLVZS=N （3-13 ） -接觸壽命系數(shù) -潤滑劑系數(shù) -速度系數(shù)l ZV 由公式（3-13）得： Hlim1LVZ8601.5.76S=1893Nli2LH2H7.0.45 齒面接觸疲勞強度安全。 3.2.6 幾何尺寸計算 上述計算得到基本參數(shù)為： 25n12m=6,Z8,=,; 由公式得 小齒輪分度圓直徑： ； 1nd9.6cos25m 小齒輪齒頂圓直徑： ；a1a=+h.0.=12. 雙圓弧齒輪減速器設計 20 小齒輪齒根圓直徑： ； f1d=2h9.16.=105.96f m 大齒輪的分度圓直徑： ； 2nZm734.8cos5 大齒輪齒頂圓直徑： ；a22d=+h.0.96=5. 大齒輪齒根圓直徑： ； f 12f m 中心矩 ； 12847coscs5nmz 齒寬 05b 3.3 低速機齒輪傳動設計 3.3.1 選擇材料、精度及參數(shù) （1） 按圖（2-1）所示傳動方案，選用人字齒圓柱齒輪傳動 （2） 抽油機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（GB10095-88 ） （3） 材料選擇。查圖表（P191 表 10-1） ，選擇大小齒輪材料為 45 號鋼（調質） 。 （4） 初選小齒輪齒數(shù) ，則大齒輪齒數(shù)318Z451890;Z 取 ，采用人字齒，暫定 ，選取齒寬系數(shù) ；90Z0 .d 單側重合度，由公式（3-3）得： 120.531892.481,=2.481.atgtg 3.3.2 按抗彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù) （1）抽油機減速器屬于中等振動，暫取 K=1.7； （2）根據(jù)材料種類及硬度確定齒輪的疲勞極限 由有參考文獻1圖 3-39b 查得：小齒輪 lim152FMPa 由圖 3-39h 查得：大齒輪 lim240Fa 由圖 3-40b 查得： li186HMP 由圖 3-40h 查得： li27 3 帶、齒輪傳動的設計與校核 21 由公式（3-1 ）得： 當 ， ； 3v1Z=8/0.64927.cosF1Y=2.06 ， ； 4v23/.13.時 F2.83 查圖 3-36b：當 ， ；=2.89/475105Y 查表 3-14 ；05EY 查表 3-37b：當 ， ；3o. 由公式（3-2 ）得：Flim3NXPinli4FFi=521/.6328Y=0.5MPa 計算式應?。?） （ ）中之大值代入計算1/FP2/FPY 單側齒寬的縱向重合度，由公式（3-3）得： 34tantan()(0.5/)(186)3.75,0.3752.2K=aZ 因 齒 端 修 薄 總的縱向重合度 ；2.37=4. 人字齒單側齒寬承擔二分之一的載荷 故 332T15.840=Nm.910 由公式（3-4 ）得 1132.58n 11 2.583m()()27.90.7.0.3() 76EuFndPYkZ 設計要求：齒輪模數(shù)（m）第二級 911，故取 mn=9 3.3.3 確定齒輪傳動參數(shù) 雙圓弧齒輪減速器設計 22 中心距 由公式（3-5）得 ，取 a=560mm 34918056.1842cos2cos3nmza 由公式（3-6 ）得 349108arcsarcs2.792nz 由公式（3-7 ）得31896.7cos2.nzmdm403.9.n 由公式（3-8 ）得： ，取 b=140 2.481.14.7sinsi97mbm 3.3.4 驗算齒根彎曲疲勞強度 查表 3-12，抽油機工作中等振動， ；1.5AK 由公式（3-9 ）得： 查圖 3-31， ； 31.40.28/60dnvms 查圖 3-32，當 ； d 13b2=.7K.6.4時 ，vK1.07級 精 度 時 ， ； 查表 3-13，按七級精度， ；F21.0 查圖 3-36b，當 u 45.78u=6Y=.2339時 ， ； 查圖 3-37b，當 2.0.時 ， ； 由公式（3-1 ）得： 3 帶、齒輪傳動的設計與校核 23 查圖 3-35b，當 V318Z=27.649,cos(0.6).5zF1Y=.0； 當 4V3392.4,s(.8)zAF2=1.8； 查表 3-14，鍛鋼-球墨鑄鐵，0.14EEndY=2.5MPaK=齒 端 修 薄 ， ， ； 小齒輪的齒根應力，由公式（3-10）得： 10.86AV12F3 2.85T=()EuFndFYzm0.63 2.5876.0.5.31.00612409MPa 大齒輪的齒根應力為： 443.6FFYPa 小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)： 73260.893524051Nnt 大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)： 77451.u 查圖 3-41a，當 6N130Y=時 ， ；nX3-42bm85.9查 圖 ， 當 時 ， ； 安全系數(shù) 由公式（3-11）得： Flim31520.9S=2.3;4NXYFli3244.1.590X 齒根彎曲疲勞強度安全。 雙圓弧齒輪減速器設計 24 3.3.5 驗算齒面接觸疲勞強度 查表 3-13， 21.39()HK按 七 級 精 度 ； 查表 3-14，鍛鋼-球墨鑄鐵， 0.27EZ=3.584MPa； 查圖 3-36b， uu=4.780當 時 ， ； 查圖 3-37b，當 96.6時 ， ； 查圖 3-38b，當 V1na12 2.m=0.96Z304=8Z， 時 ， ；， 時 ， ；a1+Z=.97; 齒面接觸應力，由公式（3-12）得 a0.73AV1H2H2.19ZTK()Eunzm0.733 2.19760.5.658406.75840 MPa 查圖 3-41b， 7N1;N， Z 查圖 3-43，采用 320 號極壓工業(yè)齒輪油 2403/,.0;LvmsZ 查圖 3-44， 0.2.7.61/.7;95g Vvt A 安全系數(shù) 由公式（3-13）得 Hlim1LVZ8601.5.7S=13;4Nli2LH2H7.0.2;58 齒面接觸疲勞強度安全。 3.3.6 幾何尺寸計算 上述計算得到的基本參數(shù)為： n12m=8,Z,90,=.7 3 帶、齒輪傳動的設計與校核 25 由公式得 小齒輪分度圓直徑： 3nZm189d=6.7m;cos2. 小齒輪齒頂圓直徑： a3a+h0.2.8 小齒輪齒根圓直徑： fd=186.7.19=6.7;f 大齒輪的分度圓直徑： 4nZm5430.815m;cos2.o 大齒輪齒頂圓直徑： a4d=+h6019=.2 大齒輪齒根圓直徑： f .176;f 中心矩 ； 348502coscs29.nmzm 齒寬 ；10b 空刀槽 ;l 小齒輪 3 采用齒輪軸結構，大齒輪 4 采用孔板式結構; 4 軸及附件的設計與校核 26 4 軸及附件的設計與校核 4.1 軸的設計 4.1.1 輸入軸的設計 （1）已知數(shù)據(jù)如下： =69.05kw ， =246.67r/min ， =2673 =1336.5P1n1TNm1/2TNm （2）求作用在齒輪 1 上的力 3411cos2670cos25.909.tTFd431tan.51tan7.61cos03r N431.9.8.40atF 圖 4-1 高速軸齒輪受力圖 （3）初步確定軸的最小直徑 30PdAn （4-1） 式中：P-功率 單位（kw） n-轉速 單位（r/min） 根據(jù)公式（4-1） ，初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼，調質處理。 取 =112，得 112 mm=73.27mm0A ,131minPdA369.05247 4 軸及附件的設計與校核 27 該軸直徑 d100mm，有一個鍵槽，軸頸增大 3%4%,安全起見，取軸頸增大 5% 則 ，圓整后取 d1=76mm。1min1min.05.0573.26.9m 輸入軸的最小直徑是安裝帶輪處的直徑。 （4） 軸的結構設計 a.擬定軸上零件的裝配方案 經(jīng)分析比較，選用如圖所示的裝配方案。 圖 4-2 高速軸裝配方案 b.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)帶輪采用軸肩定位，I-II 段 =76mm ，由式 h=（0.07-0.1 ）d ，取12d =88mm23d 初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故 選用深溝球軸承. 2)根據(jù) =88mm，查 GB276-89 初步取 0 組游隙， 0 級公差的深溝球軸承23d 6018，其尺寸為 dDB=90mm150mm27mm ，故 34910dm 定位軸肩處，取 =105， ，4545893lm6728l 3)由指導書表 4-1 知箱體內壁到軸承座孔端面的距離 ，采用凸緣式軸1L= 承蓋，取軸承蓋的總寬度為 68mm，到帶輪的距離為 80mm，則 ，取小2365l 齒輪距箱體內壁的距離為 =20mm，大齒輪 2 和 與齒輪 3 之間的距離 c=30mm，1a， 滾動軸承端面距箱體內壁 則 ；S=034150mlBSa mm458930ll c.軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位采用普通 C 型平鍵連接，按 ， ， 1276d1-2L=60 查圖表（P 表 6-1）選用鍵 =22mm14mm140mm 。滾動軸承與軸的周向bhl 雙圓弧齒輪減速器設計 28 定位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為 m6 d.確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 C2，各軸肩處圓角半徑為 R2 4.1.2 中間軸的設計 （1）已知數(shù)據(jù)如下： 已知 ， ，26.3PKW215834TNm340/inr （2）求作用在齒輪上的力 =19KN ， 0.77KN， 8KN1ttF21rF21aF 23 33cos60cos9.68.47tTKNd3tan18ta2.5.cos9.60rF 軸上力的方向如下圖 4-3 所示 圖 4-3 中間軸受力圖 （3）初步確定軸的最小直徑 根據(jù)式（4-1）初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。取 =112 ，得0A 332min6.21010.94pd m 該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為 =130mm，2ind （4） 軸的結構設計 4 軸及附件的設計與校核 29 a.擬定軸上的傳動方案 圖 4-4 中間軸的裝配方案 b.確定軸的各段直徑和長度 1）根據(jù) ， 取 ，軸承與齒輪 2 之間采用套筒定位，取2min130d1230dm ，齒輪 2 與齒輪 3 之間用軸肩定位 h=5mm，取 ，2356d 3-4d=150m ，齒輪 3 采用軸肩定位，則 ,由于軸環(huán)寬度 b1.4h 軸 II 設40l45 計 3B 280B2-3=l； ， ；23402108lcl5-6278l 2）初步選擇滾動軸承 由于配對的斜齒輪相當于人字齒，軸 II 相對于機座固定，則 III 軸應兩端游動 支承，選取外圈無擋邊圓柱滾子軸承，初步選取 0 組游隙，0 級公差的 N 系列軸承 N206，其尺寸為 dDB=130mm230mm40mm 。由于軸承內圈不受軸向力， 軸端不受力， 選用凸緣式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為 60mm 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接 按 mm ； ；3-4d=102-3d=80m280;B 查圖表（P 表 6-1）取各鍵的尺寸為 II-III 段： bhL=25mm14mm70mm（使用一對） 滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為 m6 4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 C2，各軸肩處的圓角半徑為 R2。 雙圓弧齒輪減速器設計 30 4.1.3 輸出軸的設計 （1）已知數(shù)據(jù)如下： 已知 kw ， ， r/min36.9p 3376.01NmT38n （2）求作用在軸上的力 43128ttFK435.rFK （3）初步確定軸的最小直徑 按式（4-1）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼調質處理。取 ，于是得012A 1123mind 36.923.48m 該軸的最小直徑為安裝曲柄的直徑，則軸的最小直徑 3min25.d （4）軸的結構設計 a 擬定軸上零件的裝配方案。 選取如下圖 4-5 所示的方案 圖 4-5 輸出軸裝配方案 b 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取 ，為了滿足曲柄的軸向定位要求，采用軸肩定位，由125dm h=（0.07-0.1）d，取 ，曲柄擋圈緊固23 2）初步選擇滾動軸承 根據(jù)軸上受力及軸頸，初步選用 0 組游隙，0 級公差的深溝球軸承 6352，其尺 寸為 dDB=260mm380mm64mm 故 3-46-7d=20m 3）軸承采用軸肩定位，取 ，45d28m1l 4 軸及附件的設計與校核 31 4）根據(jù)軸頸查圖表（P 表 15-2，指導書表 13-21）取安裝齒輪處軸段 ，齒輪采用軸肩定位，根據(jù) h=（0.07-0.1 ）d，取 h=10mm，則6720dm ，軸環(huán)寬度 b1.4h=20mm，取53 5620lm 5）已知 ；取 ， （S=4mm） 其他同上415B7820d7814 6）根據(jù)軸 II，軸 III 的設計，取滾動軸承與內壁之間的距離 =10mm，則3S23l =100mm， 100mm32Sac56l c 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù) 6720dm ， ； ； ；6715lm12d1240lm 6-7 段： bhL=55mm32mm280mm 1-2 段： bhL=50mm28mm220m 滾動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為 m6 d 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角尺寸為 C2，軸上圓角 R2。 （5）求軸上的載荷 軸的計算簡圖如下圖（4-6）所示，深溝球軸承 6248， 從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖（見下圖）可以看出 Ft 作用處是危險截面， 將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表： 表 4-1 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F =26.75KN 12N=64KN12NF 彎矩 =8025N.mHM=21903VM.m 總彎矩 M =23748 .m 扭矩 T 265KN 雙圓弧齒輪減速器設計 32 圖 4-6 彎矩及扭矩圖 （6） 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應 力，取 =0.6，軸的計算應力 22caMTW （4-2） 由公式（4-2 ）得 2222 38340.6561ca MPa 前已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，查教科書 45 鋼 =60MPa，因此1 ，故軸安全。ca1 4.2 軸承的選擇與校核 4.2.1 輸入軸軸承 （1）由輸入軸的設計知，初步選用深溝球軸承 6018，由于受力對稱，只需要 計算一個。 21rrtF （4-3） 其受力由公式（4-3）得 4 軸及附件的設計與校核 33 =rF 2217.619.50.rt KN =0， =3 ，轉速 n=246.67r/min 已知軸承的預計壽命為 =8760ha hL （2）查軸承的當量載荷 查滾動軸承樣本（指導書表 15-3）知深溝球軸承 6018 的基本額定 動載荷 C=66KN，基本額定靜載荷 =49.5KN0C （3）求軸承當量動載荷 P 因為 =0，徑向載荷系數(shù) X=1，軸向載荷系數(shù) Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本aF （P 表 13-6） ，取 =1.0 pfXYpraf（ ） （4- 4） 由公式（4-4 ）得 PF1.02.50.praf KN（ ） （4）驗算軸承壽命 610hCLn （4-5） 由公式（4-5 ）得 3661010045.782h hLnP 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承 6018 4.2.2 中間軸軸承 （1）計算軸承所有載荷 由軸 2 的設計已知，初步選深溝球軸承 6226，由于受力對稱，故只需要校核一 個。其受力由公式（4-3）得 =rF 2218.548rt KN合 合 =0， =10/3，n=40r/mina （2）查軸承的當量動載荷 （指導書表 15-5）知 6226 的基本額定動載荷 C 基本額定靜載荷 0C （3）求軸承當量動載荷 P 雙圓弧齒輪減速器設計 34 因為 ，徑向載荷系數(shù) X=1，軸向載荷系數(shù) Y=0，因工作情況平穩(wěn)，0aF 由公式（4-4 ）得 P= （X +Y ）=48KNpfra （4）驗算軸承壽命 由公式（4-5 ）得 h 36610102708.4.6hCLnP =73714h =72000h h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承 6226。 4.2.3 輸出軸軸承 （1）計算軸承所受載荷 由輸出軸的設計知，初步選用深溝球軸承 6252，由于受力對稱，只需要計算一 個。由公式（4-3）得 = =rF 24rt26.75469KN =0， =3 ，轉速 n=8r/mina 查滾動軸承樣本知深溝球軸承 6252 的基本額定動載荷 C=45KN，基本額定靜載 荷 =40KN0C （2）求軸承當量動載荷 P 因為 =0，徑向載荷系數(shù) X=1，軸向載荷系數(shù) Y=0，因工作情況平穩(wěn)，aF 取 =1.0，由公式（4-4 ）得 pf P= （X +Y ）=1.0 （169+0 ）KN =69KNra （3） 驗算軸承壽命 由公式（4-5 ）得 73714h =72000h 336610109hCLnPnhL 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承 6252。 4.3 鍵的選擇與校核 4 軸及附件的設計與校核 35 4.3.1 輸入軸與帶輪的鍵 （1）選擇鍵 由軸 1 的設計知初步選用普通平鍵 =2140bhl1=2673N.mT （2） 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P 表 6-2）查得許用應力 =100-p 120MPa，取 =110MPa。鍵的工作長度 =L-b/2=140mm-22mm=118mm，鍵與輪pl 轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.514mm=7mm。3210pTkld （4-6） 由式（4-6 ）得 =22.10 /（68270）MPa 32pkl310 =104MPa =110MPap 可見連接的強度足夠，選用鍵 =2140bhl 4.3.2 齒輪 2 與中間軸的鍵 （1）選擇鍵 由軸 2 的設計知初步選用普通平鍵 = =6130bhl=321890T2/Nm （2） 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P 表 6-2）查得許用應力 =100-p 120MPa，取 =110MPa。鍵的工作長度 =L-32=90mm-32mm=58mm，鍵與輪轂pl 鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.518mm=9mm。 由式（4-6 ）可得： =26310 /752140 2MPa 3210IpTkld310 =124MPa =130MPap 可見連接的強度足夠，選用鍵 =21840bhl 4.3.3 齒輪 3 與軸的鍵 雙圓弧齒輪減速器設計 36 （1） 選用鍵 ， = =76030=53280bhlT3Nm （2） 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P 表 6-2）查得許用應力 =100-p 120MPa，取 =110MPa。鍵的工作長度p =L-b=280mm-55mm=225mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=16mm。l 由式（4-6 ）得 =276030 /16225300MPa 3210pTkld310 =104MPa =110MPap 可見連接的強度足夠 ，選用鍵 =53280bhl 4.4 減速器附件設計及潤滑密封 4.4.1 減速器附件設計 （1） 視孔蓋 選用 A=120mm 的視孔蓋。 （2）通氣器 選用通氣器（經(jīng)兩次過濾）M201.5 （3） 油面指示器 根據(jù)指導書表 9-14，選用 2 型油標尺 M20 （4）油塞 根據(jù)指導書 9-16，選用 M161.5 型油塞和墊片 （5）起吊裝置 根據(jù)指導書表 9-20，箱蓋選用吊耳 d=20mm （6）定位銷 根據(jù)指導書表 14-3，選用銷 GB117-86 1645 （7）起蓋螺釘 選用螺釘 M1020 4.4.2 潤滑與密封 4 軸及附件的設計與校核 37 （1） 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于高速級大齒輪浸油深度不小于 10mm，取為油深 h=57mm。根據(jù)指導書表 16-1，選用全損耗系統(tǒng)用油 L-AN22。 （2） 滾動軸承的潤滑 由于軸承的 =38400 1600001dn/minr /minr =8181.9 1600002 =4370 1.240 齒輪端面與內機壁距離 （mm） 22 30 4 軸及附件的設計與校核 39 機蓋，機座肋厚（mm） m,1110.85,.mm1=20 m= 18 軸承端蓋外徑（mm） 2D2+（55.5 ） 3d 220（1 軸） 320（2 軸） 450（3 軸） 4.5 剎車裝置的設計 剎車裝置安裝在輸出軸位置，已知輸出軸轉矩為：76030N.m 本次選定的剎車裝置為：YWZ3-315 型液壓制動器，其結構尺寸如下圖示： 總 結 40 總 結 畢業(yè)設計是大學學習階段一次非常難得的理論與實際相結合的學習機會，通過 這次對搓絲機傳動裝置理論知識和實際設計的相結合，鍛煉了我的綜合運用所學專 業(yè)知識，解決實際工程問題的能力，同時也提高了我查閱文獻資料、設計手冊、設 計規(guī)范能力以及其他專業(yè)知識水平，而且通過對整體的掌控，對局部