抽油機機械系統(tǒng)設計(常規(guī)型)
抽油機機械系統(tǒng)設計(常規(guī)型),抽油機機械系統(tǒng)設計(常規(guī)型),抽油機,機械,系統(tǒng),設計,常規(guī)
: 目錄:1 設計任務*(1)2 設計內容*(2)3 方案分析*(2)4 設計目標*(3)5 設計分析*(3)6 電機選擇*(7)7 V帶傳動設計*(10)8 齒輪傳動設計*(11)9 軸的結構設計*(19)10軸承壽命校核*(21)11心得與總結*(25)12附錄*(26)設計任務: 抽油機機械系統(tǒng)設計 抽油機是將原油從井下舉升到地面的主要采油設備之一。常用的有桿抽油設備由三部分組成:一是地面驅動設備即抽油機;二是井下的抽油泵,它懸掛在油井油管的下端;三是抽油桿,它將地面設備的運動和動力傳遞給井下抽油泵。抽油機由電動機驅動,經(jīng)減速傳動系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)(將轉動變換為往復移動)帶動抽油桿及抽油泵柱塞作上下往復移動,從而實現(xiàn)將原油從井下舉升到地面的目的。 懸點執(zhí)行系統(tǒng)與抽油桿的聯(lián)結點懸點載荷P(kN)抽油機工作過程中作用于懸點的載荷抽油桿沖程S(m)抽油桿上下往復運動的最大位移沖次n(次/min)單位時間內柱塞往復運動的次數(shù)懸點載荷P的靜力示功圖在柱塞上沖程過程中,由于舉升原油,作用于懸點的載荷為P1,它等于原油的重量加上抽油桿和柱塞自身的重量;在柱塞下沖程過程中,原油已釋放,此時作用于懸點的載荷為P2,它就等于抽油桿和柱塞自身的重量。假設電動機作勻速轉動,抽油桿(或執(zhí)行系統(tǒng))的運動周期為T。油井工況為:上沖程時間下沖程時間沖程S(M)沖次N(次/MIN)懸點載荷P(N)8T/157T/151.314設計內容:1. 根據(jù)任務要求,進行抽油機機械系統(tǒng)總體方案設計,確定減速傳動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)的組成,繪制系統(tǒng)方案示意圖。2. 根據(jù)設計參數(shù)和設計要求,采用優(yōu)化算法進行執(zhí)行系統(tǒng)(執(zhí)行機構)的運動尺寸設計,優(yōu)化目標為抽油桿上沖程懸點加速度為最小,并應使執(zhí)行系統(tǒng)具有較好的傳力性能。3. 建立執(zhí)行系統(tǒng)輸入、輸出(懸點)之間的位移、速度和加速度關系,并編程進行數(shù)值計算,繪制一個周期內懸點位移、速度和加速度線圖(取抽油桿最低位置作為機構零位)。4. 選擇電動機型號,分配減速傳動系統(tǒng)中各級傳動的傳動比,并進行傳動機構的工作能力設計計算。5. 對抽油機機械系統(tǒng)進行結構設計,繪制裝配圖及關鍵零件工作圖。6. 編寫機械設計課程設計報告。方案分析:1.根據(jù)任務要求,進行抽油機機械系統(tǒng)總體方案設計,確定減速傳動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)的組成。該系統(tǒng)的功率大,且總傳動比大。減速傳動系統(tǒng)方案很多,以齒輪減速器減速最為常見且設計簡單,有時可以綜合帶傳動的平穩(wěn)傳動特點來設計減速系統(tǒng)。在這里我選用帶傳動加上齒輪二級減速。執(zhí)行系統(tǒng)方案設計:輸入連續(xù)單向轉動;輸出往復移動輸入、輸出周期相同,輸入轉1圈的時間有急回。常見可行執(zhí)行方案有很多種,我選用“四連桿(常規(guī))式抽油機”機構。設計目標: 以上沖程懸點加速度為最小進行優(yōu)化,即搖桿CD順時針方向擺動過程中的3max最小,由此確定a、b、c、d。設計分析:執(zhí)行系統(tǒng)設計分析: 設計要求抽油桿上沖程時間為8T/15,下沖程時間為7T/15,則可推得上沖程曲柄轉角為192,下沖程曲柄轉角為168。找出曲柄搖桿機構搖桿的兩個極限位置。CD順時針擺動C1C2,上 沖 程 ( 正 行 程 ) , P1 ,=192,慢行程,B1 B2;CD逆時針擺動C2C1,下 沖 程 ( 反 行 程 ) , P2 ,=168,快行程,B2 B1。 = 。曲柄轉向應為逆時針,型曲柄搖桿機構 a2 + d 2 b2 + c2設計約束:(1) 極位夾角(2)行程要求通常取e/c=1.35 S = e =1.35c(3)最小傳動角要求(4) 其他約束整轉副由極位夾角保證。各桿長0。其中極位夾角約束和行程約束為等式約束,其他為不等式約束。型曲柄搖桿機構的設計:若以為設計變量,因S=1.35c ,則當取定時,可得c。根據(jù)c、作圖,根據(jù)作圓,其半徑為r。各式表明四桿長度均為和的函數(shù)取和為設計變量根據(jù)工程需要:優(yōu)化計算:.在限定范圍內取、,計算c、a、d、b,得曲柄搖桿機構各構件尺寸;.判斷最小傳動角;.取抽油桿最低位置作為機構零位:曲柄轉角=0,懸點位移S=0,求上沖程曲柄轉過某一角度時搖桿擺角、角速度和角加速度3(可按步長0.5循環(huán)計算);.找出上沖程過程中的最大值3max。對于II型四桿機構,已知桿長為a,b,c,d,原動件a的轉角及等角速度為(,n 為執(zhí)行機構的輸入速度). 從動件位置分析(如圖所示),為AD桿的角度機構的封閉矢量方程式為:(1.1)歐拉公式展開令方程實虛部相等(1.2)消去得,(1.3)其中又因為代入(1.3)得關于的一元二次方程式,解得(1.4)B構件角位移可求得(1.5)速度分析對機構的矢量方程式求導數(shù)得(1.6)將上式兩邊分別乘以或得或(1.7)(1.8)加速度分析將(1.6)式對時間求導得(1.9)對上式兩邊同乘或得或應用網(wǎng)格法編程計算可得(具體程序見附錄)a=0.4537圓整為0.454;b=1.2297圓整為1.230c=1.2261圓整為1.226;d=1.8539圓整為1.854則e=1.3/0.7854=1.655電機選擇:Matlab分析,懸點最大速度在上沖程且rad/s,則m/s。根據(jù)工況初采用展開式二級圓柱齒輪減速,聯(lián)合V型帶傳動減速,選用三相籠型異步電機 ,封閉式結構,電壓380VY型由電機至抽油桿的總傳動效率為:其中,分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和四連桿執(zhí)行機構的傳動效率。取0.94,取0.98,取0.97,取0.99,取0.90。預選滾子軸承,8級斜齒圓柱齒輪,考慮到載荷較大且有一定沖擊,兩軸線同軸度對系統(tǒng)有一定影響,可考慮用齒輪聯(lián)軸器。則則電動機所需工作功率根據(jù)手冊推薦的傳動比合理范圍,取V帶傳動的傳動比為,二級圓柱齒輪減速器傳動比,則總傳動比的合理范圍為,故電機轉速可選范圍為 r/min符合這一范圍的同步轉速有750,1000,1500 r/min考慮速度太小的電機價格、體積、重量等因素,不宜選取電機型號功率kW轉速r/min380V時電流A效率%功率因素額定轉矩額定電流最大額矩dBdB/A凈重KgY250M-655983104.2910.871.86.52.087465Y225M-4551476103.691.50.881.87.02.089380比較后綜合考慮,選定電機型號為Y250M-6,其外形及安半裝尺寸如下:機座號ABCDEFxGDGH250M4063491687514020x1267.5250KAAABACADBBHAHDL2410051055041045530600825確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比分配傳動比,初選V帶,以致其外廓尺寸不致過大,則減速器傳動比為則展開式齒輪減速器,由手冊展開式曲線查得高速級,則計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為I、II、III軸以及為相鄰兩軸間的傳動比為相鄰兩軸間的傳動效率為各軸的輸入功率(kW)為各軸的輸入轉矩(kW)為各軸的轉速(r/min)則各軸轉速:I軸II軸III軸曲柄轉軸各軸輸入功率:I軸II軸III軸曲柄轉軸各軸輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率0.98,則各軸輸入轉矩:電機輸出轉矩I軸II軸III軸曲柄轉軸IIII軸的輸出轉矩則分別為各軸輸入轉轉矩乘軸承效率0.98V帶傳動設計: 初選普通V帶查表,由于載荷變動較大取1.3,P51kW故 選取為D型帶,小帶輪355400mm。查表初選375mm大輪準直徑,在允許范圍內取 驗算帶速v 在1020之間,故能充分發(fā)揮V帶的傳動能力。 確定中心距a和帶的基準長度初定中心距帶長初選 查表取 實際中心距實際中心距調節(jié)范圍推薦值為: 驗算小帶輪包角包角合適 確定帶的根數(shù)因 傳動比 i=2.8,由表線性插值得 則 取z=4 根 確定初拉力F。單根普通V帶的初拉力 D帶q=0.6kg/m 計算帶輪軸所受壓力 帶輪結構設計(如下)小帶輪大帶輪齒輪傳動設計:A高速級設計輸入功率P=47.94kW,小齒輪轉速,傳動比。1. 選取齒輪的材料、熱處理及精度設工作壽命10年(每年工作300天)(1)齒輪材料及熱處理大小齒輪材料選用20CrMnTi。齒面滲碳淬火,齒面硬度為HRC,有效硬化層深0.50.9mm。有圖查得,齒面最終成型工藝為磨齒。(2)齒輪精度級初步設計齒輪傳動的主要尺寸因所選為硬齒面?zhèn)鲃?,它具有較強的齒面抗點蝕能力,故先按齒根彎曲疲勞強度設計,再校核齒面接觸疲勞強度。(1) 計算小齒輪傳遞的轉矩(2) 確定齒數(shù)z取,傳動比誤差 允許(3) 初選齒寬系數(shù)按非對稱布置,由表查得=0.6(4) 初選螺旋角 (5) 載荷系數(shù) K使用系數(shù),由表查得動載荷系數(shù),估計齒輪圓周速度v=5m/s,則由圖表查得=1.2; 齒向載荷系數(shù),預估齒寬 b=40mm,由表查得,初取b/h=6,再查圖得=1.15; 齒間載荷分配系數(shù),由表查得 載荷系數(shù)K (6) 齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) 當量齒數(shù) 查表(7) 重合度系數(shù)端面重合度近似為:則(8) 螺旋角系數(shù)軸向重合度 (9) 許用彎曲應力安全系數(shù)由表查得小齒輪應力循環(huán)次數(shù)大齒輪應力循環(huán)次數(shù)查表得壽命系數(shù) ,實驗齒輪應力修正系數(shù) 由圖表預取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 比較取(10)計算模數(shù)按表圓整模數(shù),取(11)初算主要尺寸初算中心距 , 取a=356mm修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 齒寬系數(shù) (12)驗算載荷系數(shù) K 圓周速度 ,由圖查得按,由表查得,又因b/h=b/(2.25)=59/(2.25*5)=5.3由圖查得,不變又和不變,則K=2.90也不變故無須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強度。3校核齒面接觸疲勞強度(1)確定載荷系數(shù)載荷系數(shù) (2) 確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) ,由表查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) (3) 許用接觸應力試驗齒輪的齒面疲勞極限 壽命系數(shù) ,由圖查得尺寸系數(shù) ,;安全系數(shù)則許用接觸應力取(4) 校核齒面接觸強度 滿足齒面接觸強度4計算幾何尺寸 B低速級設計輸入功率P=45.57kW,小齒輪轉速,傳動比。0 選取齒輪的材料、熱處理及精度設工作壽命10年(每年工作300天)(1)齒輪材料及熱處理大小齒輪材料選用20CrMnTi。齒面滲碳淬火,齒面硬度為HRC,有效硬化層深0.50.9mm。有圖查得,齒面最終成型工藝為磨齒。(2)齒輪精度級初步設計齒輪傳動的主要尺寸因所選為硬齒面?zhèn)鲃?,它具有較強的齒面抗點蝕能力,故先按齒根彎曲疲勞強度設計,再校核齒面接觸疲勞強度。(1) 計算小齒輪傳遞的轉矩(2) 確定齒數(shù)z取,傳動比誤差 允許(3) 初選齒寬系數(shù)按非對稱布置,由表查得=0.6(4) 初選螺旋角 (5) 載荷系數(shù) K使用系數(shù),由表查得動載荷系數(shù),估計齒輪圓周速度v=5m/s,則由圖表查得=1.03; 齒向載荷系數(shù),預估齒寬 b=120mm,由表查得,初取b/h=6,再查圖得=1.16; 齒間載荷分配系數(shù),由表查得 載荷系數(shù)K (6) 齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) 當量齒數(shù) 查表(7) 重合度系數(shù)端面重合度近似為:則(8) 螺旋角系數(shù)軸向重合度 (9) 許用彎曲應力安全系數(shù)由表查得小齒輪應力循環(huán)次數(shù)大齒輪應力循環(huán)次數(shù)查表得壽命系數(shù) ,實驗齒輪應力修正系數(shù) 由圖表預取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 比較取(10)計算模數(shù)按表圓整模數(shù),取(11)初算主要尺寸初算中心距 , 取a=476mm修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 齒寬系數(shù) (12)驗算載荷系數(shù) K 圓周速度 ,由圖查得按,由表查得,又因b/h=b/(2.25)=115/(2.25*6)=8.5由圖查得,不變又和不變,則K=2.51也不變故無須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強度。3校核齒面接觸疲勞強度(1)確定載荷系數(shù)載荷系數(shù) (2) 確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) ,由表查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) (3) 許用接觸應力試驗齒輪的齒面疲勞極限 壽命系數(shù) ,由圖查得尺寸系數(shù) ,;安全系數(shù)則許用接觸應力取(4) 校核齒面接觸強度 滿足齒面接觸強度4計算幾何尺寸 軸的結構設計:I軸:1.選擇軸材料 45鋼 調質217255HBS2.初算軸徑 取A=110 得 因軸上要開鍵槽,故將軸徑增加4%5%,取軸徑為60mm。3.擬定軸的布置方案(如圖)選取31314圓錐滾子軸承II軸:1.選擇軸材料 45鋼 調質217255HBS2.初算軸徑 取A=110 得 因鍵槽影響,故將軸徑增加4%5%,取軸徑為107mm。3.擬定軸的布置方案(如圖)選取32222圓錐滾子軸承III軸:1.選擇軸材料 45鋼 調質217255HBS2.初算軸徑 取A=110 得 因鍵槽影響,故將軸徑增加4%5%,取軸徑為150mm。3.擬定軸的布置方案(如圖)選取32032圓錐滾子軸承軸承壽命校核:I軸:由手冊查得30314 ,取(1) 計算附加軸向力 (2)計算軸承所受軸向載荷 I軸右端軸承被“放松” (3) 計算當量動載荷左: 查表知 X=0.40 Y=1.7則右: 查表知 X=1 Y=0則(4) 軸承壽命計算 按左軸承計算 所選軸承合格II軸:由手冊查得32222 ,取(1) 計算附加軸向力 (2)計算軸向載荷 II軸右端軸承被“放松” (3) 計算當量動載荷左: 查表知 X=1 Y=0則右: 查表知 X=0.4 Y=1.4則(4) 軸承壽命 按右軸承計算 滿足工程要求III軸:由手冊查得32032 ,取(2) 計算附加軸向力 (2)計算軸向載荷 III軸左端軸承被“放松” (3)計算當量動載荷左: 查表知 X=1 Y=0則右: 查表知 X=0.4 Y=1.3則(4)軸承壽命 按右軸承計算 滿足工程要求綜上可得,該設計符合工程要求。 心得與總結 終于在我的不懈的努力下,課程設計完成了。從開始直到設計基本完成,我有許多感想。這是我們比較獨立的在自己的努力下做一個與課程相關的設計。首先要多謝老師給我們的這個機會,還要感謝諸多同學的幫助。我深切的感覺到,在這次設計中也暴露出我們的許多薄弱環(huán)節(jié),很多學過的知識不能靈活應用,在這次作業(yè)后才漸漸掌握,以前學過的東西自己并不是都掌握了,很多知識都已很模糊,經(jīng)過這次設計又回憶起來了。做作業(yè)的期間用到的手工制圖又得到了鞏固,AutoCAD畫圖軟件也在不斷練習中進一步深入,學會了如何去應用工程手冊,我體會到錢老師的良苦用心??偟恼f來,我感覺這次課程設計學到了很多東西,是很有意義的。附錄1優(yōu)化設計程序%找出最優(yōu)的四桿桿長clearsyms Q1 Q2 P1; % Q1為,Q2為,P1為曲柄轉角P=0:0.5*pi/180:192*pi/180;Qu1=45*pi/180:0.1*pi/180:55*pi/180;xm=inf;for i=1:length(Qu1); Q1=Qu1(i); Qu2=5*pi/180:0.1*pi/180:(pi/2-pi/9-Q1/2-5*pi/180); for j=1:length(Qu2); Q2=Qu2(j); c=1.3/1.35/Q1; a=c*sin(Q1/2)*(sin(Q2+pi/15)-sin(Q2)/sin(pi/15); b=c*sin(Q1/2)*(sin(Q2+pi/15)+sin(Q2)/sin(pi/15); r=c*sin(Q1/2)/sin(pi/15); g=(c*sin(pi/15+Q1/2)/sin(pi/15); d=sqrt(r2+g2-2*r*g*cos(2*Q2+pi/15); m=pi-acos(b2+c2-(a+d)2)/2/b/c); if m40*pi/180; %判斷傳動角條件 x=0; for k=1:length(P); P1=P(k); P4=acos(d2+(a+b)2-c2)/2/d/(a+b); A=d*cos(P4)-a*cos(P1); B=d*sin(P4)-a*sin(P1); D=(A2+B2+c2-b2)/(-2)/c; P3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-D2)/(A-D); P2=atan(b-c*sin(P3)/(A-c*cos(P3); w1=2*14*pi/60; w3=w1*a*sin(P1-P2)/c/sin(P2-P3); w2=w1*a*sin(P1-P3)/b/sin(P3-P2); x3=(-b*w22-a*w12*cos(P1-P2)-c*w32*cos(P3-P2)/c/sin(P3-P2); if abs(x3)x; x=abs(x3); %求出該種情況的最大角速度 end; end; if xxm; %找出最優(yōu)方案 xm=x; %最大加速度 n1=Q1; % n2=Q2; % end; end; end;end;%運行結束后,輸入a,b,c,d表達式即可求解c=1.3/1.35/n1a=c*sin(n1/2)*(sin(n2+pi/15)-sin(n2)/sin(pi/15)b=c*sin(n1/2)*(sin(n2+pi/15)+sin(n2)/sin(pi/15)r=c*sin(n1/2)/sin(pi/15);g=(c*sin(pi/15+n1/2)/sin(pi/15);d=sqrt(r2+g2-2*r*g*cos(2*n2+pi/15)%運行結果為c=1.2261 a=0.4537 b=1.2297 d=1.85392.繪出位移、速度、加速度圖%建立fun.m文件function PP3=fun(P1) %a=0.4537;b=1.2297;c=1.2261;d=1.8539;e=1.655;P4=acos(d2+(a+b)2-c2)/2/d/(a+b);A=d*cos(P4)-a*cos(P1);B=d*sin(P4)-a*sin(P1);D=(A2+B2+c2-b2)/(-2)/c;P3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-D2)/(A-D);PP3=(pi-acos(c2+(c+a)2-d2)/2/c/(c+a)-P3)*e;P2=atan(b-c*sin(P3)/(A-c*cos(P3);w1=2*14*pi/60;w3=w1*a*sin(P1-P2)/c/sin(P2-P3);ww3=-w3*e;w2=w1*a*sin(P1-P3)/b/sin(P3-P2);x3=(-b*w22-a*w12*cos(P1-P2)-c*w32*cos(P3-P2)/c/sin(P3-P2);xx3=-x3*e;%在主程序中運行fplot(fun,0,2*pi)如圖若將“”行替換為function ww3=fun(P1)則運行fplot(fun,0,2*pi)后,若將“”行替換為function xx3=fun(P1)則運行fplot(fun,0,2*pi)后,3.數(shù)值打印程序如下:P1=0:5*pi/180:2*pi;s=P1; %存放位移v=P1; %存放速度x=P1; %存放加速度a=0.4537;b=1.2297;c=1.2261;d=1.8539;e=1.655;for i=1:length(P1);P4=acos(d2+(a+b)2-c2)/2/d/(a+b);A=d*cos(P4)-a*cos(P1(i);B=d*sin(P4)-a*sin(P1(i);D=(A2+B2+c2-b2)/(-2)/c;P3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-D2)/(A-D);PP3=(pi-acos(c2+(c+a)2-d2)/2/c/(c+a)-P3)*e;s(i)=PP3;P2=atan(b-c*sin(P3)/(A-c*cos(P3);w1=2*14*pi/60;w3=w1*a*sin(P1(i)-P2)/c/sin(P2-P3);ww3=-w3*e;v(i)=ww3;w2=w1*a*sin(P1(i)-P3)/b/sin(P3-P2);x3=(-b*w22-a*w12*cos(P1(i)-P2)-c*w32*cos(P3-P2)/c/sin(P3-P2);xx3=-x3*e;x(i)=xx3;end;s %輸出位移v x %輸出速度 加速度角度(。)位移m速度m/s加速度m2/s角度(。)位移m速度m/s加速度m2/s0-0.0042-0.02461.82991851.29170.0841-1.01865-0.00090.05551.84251901.2952-0.0177-1.1265100.00900.13591.83371951.2948-0.1211-1.2107150.02550.21551.80242001.2900-0.2245-1.2647200.04850.29371.74842051.2805-0.3261-1.2837250.07760.36941.67232101.2659-0.4239-1.2661300.11250.44181.57622151.2459-0.5160-1.2135350.15260.51021.46292201.2205-0.6007-1.1304400.19720.57391.33612251.1896-0.6764-1.0235450.24560.63261.20032301.1534-0.7424-0.9004500.29710.68601.06002351.1123-0.7980-0.7680550.35070.73390.91992401.0667-0.8434-0.6322600.40570.77630.78402451.0172-0.8787-0.4971650.46140.81360.65592500.9644-0.9046-0.3650700.51720.84570.53842550.9089-0.9218-0.2372750.57240.87300.43352600.8513-0.9308-0.1139800.62670.89560.34232650.7922-0.93260.0053850.67950.91370.26532700.7321-0.92750.1213900.73070.92720.20222750.6717-0.91620.2346950.78000.93620.15232800.6113-0.89910.34621000.82730.94040.11402850.5514-0.87650.45681050.87250.93970.08562900.4925-0.84890.56681100.91550.93390.06462950.4349-0.81630.67671150.95630.92240.04833000.3791-0.77900.78651200.99490.90520.03363050.3255-0.73730.89641251.03140.88180.01713100.2745-0.69111.00591301.06570.8520-0.00443150.2265-0.64061.11461351.09780.8156-0.03423200.1819-0.58601.22161401.12780.7722-0.07543250.1411-0.52751.32591451.15560.7219-0.13023300.1046-0.46501.42611501.18130.6646-0.20053350.0727-0.39891.52061551.20470.6003-0.28693400.0458-0.32941.60721601.22590.5291-0.38903450.0243-0.25671.68391651.24460.4513-0.50493500.0086-0.18141.74831701.26070.3673-0.6313355-0.0009-0.10831.79781751.27410.2776-0.7634360-0.0042-0.02461.8299 1801.28450.1829-0.89494參考書目:機械設計吳克堅于曉紅錢瑞明主編高等教育出版社機械設計與制造工藝簡明手冊許毓潮等中國電力出版社實用機械加工工藝手冊陳宏鈞主編機械工業(yè)出版社
收藏
編號:20910640
類型:共享資源
大?。?span id="24d9guoke414" class="font-tahoma">1MB
格式:ZIP
上傳時間:2021-04-21
40
積分
- 關 鍵 詞:
-
抽油機機械系統(tǒng)設計(常規(guī)型)
抽油機
機械
系統(tǒng)
設計
常規(guī)
- 資源描述:
-
抽油機機械系統(tǒng)設計(常規(guī)型),抽油機機械系統(tǒng)設計(常規(guī)型),抽油機,機械,系統(tǒng),設計,常規(guī)
展開閱讀全文
- 溫馨提示:
1: 本站所有資源如無特殊說明,都需要本地電腦安裝OFFICE2007和PDF閱讀器。圖紙軟件為CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.壓縮文件請下載最新的WinRAR軟件解壓。
2: 本站的文檔不包含任何第三方提供的附件圖紙等,如果需要附件,請聯(lián)系上傳者。文件的所有權益歸上傳用戶所有。
3.本站RAR壓縮包中若帶圖紙,網(wǎng)頁內容里面會有圖紙預覽,若沒有圖紙預覽就沒有圖紙。
4. 未經(jīng)權益所有人同意不得將文件中的內容挪作商業(yè)或盈利用途。
5. 裝配圖網(wǎng)僅提供信息存儲空間,僅對用戶上傳內容的表現(xiàn)方式做保護處理,對用戶上傳分享的文檔內容本身不做任何修改或編輯,并不能對任何下載內容負責。
6. 下載文件中如有侵權或不適當內容,請與我們聯(lián)系,我們立即糾正。
7. 本站不保證下載資源的準確性、安全性和完整性, 同時也不承擔用戶因使用這些下載資源對自己和他人造成任何形式的傷害或損失。
裝配圖網(wǎng)所有資源均是用戶自行上傳分享,僅供網(wǎng)友學習交流,未經(jīng)上傳用戶書面授權,請勿作他用。