課程設計---常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計

1、<p><b>　　工程訓練研究報告</b></p><p>　　2012年6月18日</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　任務書</b></p><p><b>　　第1章 概述1</b></p>

2、;<p>　　1.1 抽油機的特點1</p><p>　　1.2抽油機分類1</p><p>　　1.3抽油機的發(fā)展趨勢2</p><p>　　第2章 常規(guī)游梁式抽油機傳動方案設計3</p><p>　　2.1抽油機系統(tǒng)的組成3</p><p>　　2.2抽油機工作原理3</p&g

3、t;<p>　　2.2系統(tǒng)的機構（運動）簡圖4</p><p>　　第3章 曲柄搖桿機構設計4</p><p>　　3.1 設計參數(shù)分析與確定?4</p><p>　　3.2 按K設計曲柄搖桿機構5</p><p>　　3.3 曲柄搖桿機構優(yōu)化設計分析6</p><p>　　3.4結論和機構運動

4、簡圖8</p><p>　　第4章 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)分析計算8</p><p>　　4.1 傳動比分配和電動機選擇8</p><p>　　4.2 各軸轉速計算10</p><p>　　4.3各軸扭矩計算10</p><p>　　4.4各軸功率計算10</p><p&

5、gt;　　第5章 齒輪減速器設計計算11</p><p>　　5.1 高速級齒輪傳動設計計算11</p><p>　　5.2 低速級齒輪傳動設計計算12</p><p>　　5.3結論及運動簡圖14</p><p>　　第6章 帶傳動設計計算14</p><p>　　6.1 帶鏈傳動的方案比較14</

6、p><p>　　6.2 帶傳動設計計算15</p><p>　　6.3結論及運動簡圖16</p><p>　　第7章 軸系部件設計計算16</p><p>　　7.1 各軸初算軸徑16</p><p>　　7.2 軸的結構設計17</p><p>　　7.3滾動軸承壽命驗算17</

7、p><p>　　7.4軸的強度和剛度驗算21</p><p>　　第8章 連接件的選擇和計算27</p><p>　　8.1 齒輪連接平鍵的選擇與計算27</p><p>　　8.2 帶輪連接平鍵的選擇與計算28</p><p>　　8.3螺紋連接件的選擇28</p><p>　　第9章

8、設計結論匯總29</p><p><b>　　總結32</b></p><p>　　參 考 書 目32</p><p>　　東北石油大學工程訓練任務書</p><p>　　課程 機械設計基礎 </p>

9、<p>　　題目 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計 </p><p>　　專業(yè) 姓名 學號 </p><p>　　主要內(nèi)容、基本要求、主要參考資料等</p><p&g

10、t;<b>　　一、設計的目的</b></p><p>　　1、綜合利用所學的知識，培養(yǎng)解決生產(chǎn)實際問題的能力。</p><p>　　2、掌握一般的機械傳動系統(tǒng)設計方法和步驟。</p><p>　　3、掌握基本機構一般的設計方法和步驟。</p><p>　　4、熟悉和運用設計標準、規(guī)范及相關資料。培養(yǎng)獨立解決問題的能力。

11、</p><p>　　二、機械設計的一般過程</p><p>　　1、設計前的準備；2、總體方案設計；3、總體結構設計；4、零部件設計；5、聯(lián)系廠家，生產(chǎn)樣機，現(xiàn)場實驗；6、根據(jù)實驗，修改設計；7、編寫設計說明書和使用說明書 8、鑒定</p><p><b>　　三、課程設計題目</b></p><p><b&g

12、t;　　1、功能</b></p><p>　　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主要由三部分組成：一是地面驅(qū)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。三部分之間的相互位置關系如圖1所示。</p><p>　　抽油機由電動機驅(qū)動，經(jīng)減速傳動系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)帶動抽油桿及抽油泵柱塞作

13、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。</p><p>　　懸點載荷P、抽油桿沖程S和沖次n是抽油機工作的三個重要參數(shù)。懸點指執(zhí)行系統(tǒng)與抽油桿的聯(lián)結點，懸點載荷P（kN）指抽油機工作過程中作用于懸點的載荷；抽油桿沖程S（m）指抽油桿上下往復運動的最大位移；沖次n（次/min）指單位時間內(nèi)柱塞往復運動的次數(shù)。</p><p>　　假設懸點載荷P的靜力示功圖如圖2所示。在柱塞上沖

14、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。</p><p>　　四、原始數(shù)據(jù)及設計要求</p><p>　　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。兩種油井工況</p><p>　　圖1 抽油機系統(tǒng)示意圖

15、 圖2 靜力示功圖</p><p><b>　　分別為：</b></p><p>　　工況1：抽油桿上沖程的時間為8T/15，下沖程的時間為7T/15。</p><p>　　工況2：抽油桿上沖程時間與下沖程時間相等。</p><p>　　兩種工況下抽油機的設計參數(shù)如表1所示。</p>

16、<p>　　表1 抽油機的設計參數(shù)</p><p><b>　　五、設計任務</b></p><p>　　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</p><p>　　系統(tǒng)的組成，繪制系統(tǒng)方案示意圖。</p><p>　　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)

17、行機構）的運動尺</p><p>　　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。</p><p>　　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</p><p>　　數(shù)值計算，繪制一個周期內(nèi)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）。</p><p>　　

18、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</p><p>　　作能力設計計算。（注：選作完成齒輪減速器裝配圖設計）。</p><p>　　5、編寫研究報告一份。</p><p>　　設計說明書應包括以下內(nèi)容：</p><p>　　1）功能分解；2）原始數(shù)據(jù)及計算；3）簡述方案設計思路及討論、改進；4）執(zhí)行機構

19、設計步驟或分析計算過程；5）傳動系統(tǒng)設計計算；6）對所設計的結果分析討論；7）感想與建議。</p><p><b>　　六、參考資料</b></p><p>　　1、《機械設計基礎》高等教育出版社 楊可楨 程光蘊主編（第五版）1999</p><p>　　2、《機械原理》 高等教育出版社 孫桓等 主編 （第七版）2006</p>

20、<p>　　3、《機械設計》 高等教育出版社 濮良貴 主編 （第七版）2006</p><p>　　4、《機械原理課程設計》 科學出版社，王淑仁主編 2006</p><p>　　5、《機械設計課程設計》 華中科技大學出版社，唐增寶等主編（第二版）1998</p><p>　　6、其它機械原理和機械設計課程設計書籍和有關機械方案設計手冊</p>

21、;<p>　　完成期限 </p><p>　　指導教師 </p><p>　　專業(yè)負責人 </p><p>　　年 月 日</p><p><b>　　第一章 概述</b></p

22、><p><b>　　1.1抽油機的特點</b></p><p>　　抽油機是將石油從地下開采到地上的采油設備，俗稱“磕頭機”，它的產(chǎn)生和使用由來已久，已有百年歷史。其中應用最早、普及最廣的是游梁式抽油機，早在130年前就誕生了。常規(guī)游梁式抽油機具有結構簡單、容易制造、可靠性高、耐久性好、維修方便、適應現(xiàn)場工況等優(yōu)點，在采油機械中占有舉足輕重的地位，在今后相當長的一段時間

23、內(nèi)仍是油田首選的采油設備。但是由于常規(guī)游梁式抽油機本身的結構特征，決定了其具有平衡效果差，曲柄軸凈扭矩波動大，存在負扭矩、工作效率低和能耗大等缺點。</p><p><b>　　抽油機分類</b></p><p>　　隨著油田的發(fā)展，有桿抽油技術取得了突破性的進展，尤其是近十幾年來，科學工作者不斷的開展對新型節(jié)能抽油機的研究，在理論和實踐上均取得了很大的進展。越來越多

24、的新型抽油機相繼研制成功，對油田的發(fā)展做出了貢獻。目前在用的有桿式抽油機主要分為以下幾類：保持游梁和曲柄主體結構的抽油機(第1代抽油機);以無游梁或者塔架長沖程為主體結構的抽油機(第2代抽油機);以抽油、作業(yè)、側試一體化，一次投資少等特點的多功能無游梁抽油機(第3代抽油機)。</p><p>　　第1代抽油機分為常規(guī)型、變型、退化游梁和斜直井4種類型，包括25種抽油機。其中.變型抽油機是在對常規(guī)游梁機不同零部件、

25、平衡方式和傳動方式進行改造的基礎上分為變驢頭、變曲柄、變平衡、變傳動和變游梁五種類型。</p><p>　　圖1 常規(guī)游梁式抽油機 圖 2 斜直井抽油機</p><p>　　第2代抽油機分為高架曲柄型、電動機換向型、機械換向利和其他無游梁型4種類型，包括13種抽油機。高架曲柄型抽油機(包括天輪式抽油機、漸開線異形抽油機和曲柄連桿型無游梁式抽油機)主要

26、特點是采用曲柄連桿機構傳動.支架高。電動機換向型抽油機(包括寬皮帶長沖程抽油機、電動油泵、摩擦式抽油機、立式數(shù)控抽油機)主要特點是采用正反轉電動機實現(xiàn)抽油桿柱的上下往復運動。機械換向型抽油機(包括直線往復式抽油機、鏈式液壓抽油機、液缸型液壓抽油機和鏈條抽油機)主要特點是通過變向減速器，或者液壓換向閥，或者機械換向裝置,實現(xiàn)抽油桿柱的上下往復運動。</p><p>　　第3代抽油機分為單柄型、直驅(qū)多功能型和高架作業(yè)

27、型3種類型，包括4種抽油機。其中，單曲柄型抽油機(包括井U式抽汕機和單柄柔性倍程抽油機)的主要特點是采用單曲柄機構傳動.具有抽油、作業(yè)、測試一體化等多功能。近期還在油田應用了電磁直驅(qū)式、高架抽油作業(yè)機等，功能多，能耗低.</p><p><b>　　抽油機的發(fā)展趨勢</b></p><p>　　目前，抽油機的發(fā)展趨勢主要有以下幾個方面。</p><

28、p>　　1）朝著大型化方向發(fā)展</p><p>　　隨著世界油氣資源的不斷開發(fā)，開采油層深度逐年增加，石油含水量也不斷增加，采用大泵提液采油工藝和開采稠油等都要求使用大型抽油機。因此，國外近幾年來出現(xiàn)了許多大載荷的抽油機，例如前置式氣平衡抽油機最大載荷213 ，氣囊平衡抽油機最大載荷227 。隨著生產(chǎn)的需要，將來還會有更大載荷的抽油機出現(xiàn)。</p><p>　　2）朝著低能耗方向發(fā)展

29、</p><p>　　為了減少能耗，提高經(jīng)濟效益，近年來國、內(nèi)外有關專家研制了許多節(jié)能型抽油機，如異相型抽油機、雙驢頭抽油機、擺桿抽油機、漸開線抽油機、磨擦換向抽油機等。</p><p>　　3）朝著高適應性方向發(fā)展</p><p>　　抽油機應具備較高的適應性，以便拓寬其使用范圍，例如適應各種自然地理和地質(zhì)構造條件抽油的需要；適應各種成分石油抽汲的需要；適應各種類

30、型油井抽汲的需要；適應深井抽汲的需要；適應長沖程的需要；適應節(jié)電的需要；適應無電源和間歇抽汲的需要；適應優(yōu)化抽油的需要等。</p><p>　　4）朝著長沖程無游梁抽油機方向發(fā)展</p><p>　　近年來，國內(nèi)、外研制并應用了多種類型的長沖程抽油機，其中包括增大沖程游梁抽油機、增大沖程無游梁抽油機和長沖程無游梁抽油機。</p><p>　　5）朝著自動化和智能化方

31、向發(fā)展</p><p>　　目前，我國生產(chǎn)抽油機的廠家有十幾家，產(chǎn)品主要是以游梁式抽油機為主，其研制和開發(fā)的各種節(jié)能型游梁式抽油機，如偏置式節(jié)能抽油機、雙驢頭異型抽油機、偏輪式高效節(jié)能抽油機、漸開線抽油機均以在全國各油田得到了一定的推廣應用，并取得了顯著的經(jīng)濟效益。其中1）偏置式節(jié)能抽油機，一般可節(jié)電15%-35%；2）雙驢頭異型抽油機，一般可節(jié)電30%以上；3）偏輪式高效節(jié)能抽油機，一般可節(jié)電30%-50%；4

32、）漸開線抽油機，一般可節(jié)電20%-30%。</p><p>　　另外，高轉差電機等節(jié)能電機在提高系統(tǒng)效率和節(jié)能方面有較大效果，但是造價較高，難以代替普通異步機。</p><p>　　在長期的油田使用中，人們普遍認為常規(guī)游梁式抽油機既有它的優(yōu)勢，也有能耗高的缺點。為克服常規(guī)抽油機能耗高的缺點，目前國、內(nèi)外研究者主要采取了兩個途徑：一是在常規(guī)游梁式抽油機的基礎上改變結構尺寸參數(shù)，即改變扭矩因數(shù)

33、使懸點扭矩曲線產(chǎn)生變位，或按照變矩平衡原理，研制開發(fā)了許多節(jié)能高效的新型節(jié)能游梁式抽油機，使傳統(tǒng)的游梁式抽油機又呈現(xiàn)出了強大的生命力；另一個是從原理到結構形式上另辟新徑，研制開發(fā)非四連桿機構的新型節(jié)能抽油機，如立式無游梁抽油機、電動潛油螺桿泵和無桿泵等。這兩大抽油機都已在油田上被廣泛采用。</p><p>　　第2章 常規(guī)游梁式抽油機傳動方案設計</p><p>　　2.1抽油機系統(tǒng)的組成

34、</p><p>　　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主要由三部分組成：一是地面驅(qū)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。三部分之間的相互位置關系如圖3所示。</p><p>　　抽油機由電動機驅(qū)動，經(jīng)減速傳動系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)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

35、升到地面的目的。</p><p>　　2.2抽油機工作原理</p><p>　　游梁抽油機的工作原理是由交流電動機恒速運轉拖動抽油泵，沿著重力作用方向進行往復運動，從而把原油從數(shù)百至數(shù)千米的井下抽到地面。分析其負載特性可知其慣量較大，而不同的油井的粘度大小又很不同，當油的粘度較大時，泵的效率也變低，往往啟動也很困難。該負載又是周期負載，上升、下降行程負載性質(zhì)亦不同，下降時尚帶有位勢負載性質(zhì)

36、。為適應這復雜的工況，抽油機的配置及其實際工作狀態(tài)往往只能是大馬拉小車游梁式抽油機運動為反復上下提升，一個沖程提升一次，其動力來自電動車帶動的兩個重量相當大的鋼質(zhì)滑塊，當滑塊提升時，類似杠桿作用，將采油機桿送入井中；滑塊下降時，采油桿提出帶油至井口，當抽油機工作時，整個過程中負載是變化的。工作分為兩個沖程，抽油機上沖程時，驢頭懸點需要作出很大的功，這時電動機處于驅(qū)動狀態(tài)。在下沖過程時，抽油機桿柱轉動對電動機做功，使電動機處于類似發(fā)電機的

37、運行狀態(tài)。抽油機未平衡時，上，下沖程的負載極度不均勻，這樣將嚴重地影響抽油機的連桿機構、減速箱和電動機的效率和壽命，惡化抽油機的工作條件，增加它的斷裂可能性。為了消除這些缺點，一般在抽油機的游梁尾部或曲柄上或兩處都加上平衡配重。這樣一來，在懸點下沖</p><p>　　圖3 抽油機工作原理</p><p>　　2.2系統(tǒng)的機構（運動）簡圖</p><p><b

38、>　　圖4 機構運動簡圖</b></p><p>　　第3章 曲柄搖桿機構設計</p><p>　　3.1 設計參數(shù)分析與確定?</p><p>　　懸點載荷P、抽油桿沖程S和沖次n是抽油機工作的三個重要參數(shù)，其中：</p><p>　　懸點指執(zhí)行系統(tǒng)與抽油桿的聯(lián)結點；</p><p>　　懸點載荷P

39、（kN）指抽油機工作過程中作用于懸點的載荷；</p><p>　　抽油桿沖程S（m）指抽油桿上下往復運動的最大位移；</p><p>　　沖次n（次/min）指單位時間內(nèi)柱塞往復運動的次數(shù)。</p><p>　　本小組為裝備10-2班第3小組，根據(jù)任務書要求，確定設計參數(shù)如下</p><p><b>　　表1 設計參數(shù)</b&

40、gt;</p><p><b>　　設計要求：</b></p><p>　　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°。</p><p>　　(1)    極位夾角</p><p><b>　

41、?。?）行程要求</b></p><p>　　經(jīng)查閱資料可知，通常取e/c=1.35           </p><p>　　S = eψ =1.35cψ</p><p>　　(3)最小傳動角要求</p><p>　　3.2 按K

42、設計曲柄搖桿機構</p><p><b>　　如圖所示</b></p><p>　　任選固定鉸鏈中心D的位置，由搖桿長度和擺角做出搖桿的兩個極限位置C1D和C2D。</p><p>　　連接C1 和C2，做C1M垂直于C1 C2。</p><p>　　作，C1N與C1M交于點P，可見</p><

43、p>　　作的外接圓，在此圓周上任取一點A作為曲柄的固定鉸鏈中心連接AC1 和AC2因同弧所對圓周角相等，所以</p><p>　　因極限位置處曲柄與連桿共線，故AC1=b-a，AC1=b+a 從而得到</p><p><b>　　AD=d</b></p><p>　　圖6 圖解法按K設計四桿機構桿長</p><p>

44、;　　在限定范圍內(nèi)取ψ、c，計算a、d、b，得曲柄搖桿機構各構件尺寸；取5組數(shù)據(jù)</p><p>　　表2 圖解法設計四桿機構桿長數(shù)據(jù)</p><p>　　3.3 曲柄搖桿機構優(yōu)化設計分析</p><p>　　利用Matlab軟件進行編程計算和畫圖，具體程序在附錄中。其中通過（3）組數(shù)據(jù)機構優(yōu)化設計程序運行得到結果為：</p><p>&l

45、t;b>　　圖7 運動位移圖</b></p><p><b>　　圖8 運動速度圖</b></p><p><b>　　圖9 運動加速度圖</b></p><p><b>　　此時滿足傳動角條件</b></p><p><b>　　確定四桿桿長長度為

46、</b></p><p><b>　　a=0.630;</b></p><p><b>　　b=1.700;</b></p><p><b>　　c=1.690;</b></p><p><b>　　d=2.560;</b></p>

47、<p><b>　　其滿足曲柄條件</b></p><p>　　且如圖加速度有最小值=0.4575m/</p><p>　　懸點上沖程中最大速度為：</p><p>　　=0.6511m/s</p><p>　　第4章 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)分析</p><p>　　

48、4.1 傳動比分配和電動機選擇</p><p>　　已知懸點最大速度　。</p><p>　?。?）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380V　Y型</p><p>　　由電機至抽油桿的總傳動效率為：</p><p>　　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

49、的傳動效率。取0.95，取0.98，取0.97，取0.99，取0.90。</p><p>　?。?）預選滾子軸承，8級圓柱斜齒輪，</p><p><b>　　則</b></p><p>　　則電動機所需工作功率</p><p>　?。?）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

50、傳動比的合理范圍為，故電機轉速可選范圍為</p><p><b>　?。?）選擇電動機</b></p><p>　　符合這一范圍的同步轉速有750，1000 r/min</p><p>　　考慮速度太小的電機價格、體積、重量等因素， </p><p><b>　　表3 電機數(shù)據(jù)表</b>&

51、lt;/p><p>　　由于Y200L1-6會使傳動機構傳動比過大，因此綜合考慮后，選定電機型號為Y225S-8</p><p>　　（5）確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比</p><p>　　分配傳動比，初選V帶，以致其外廓尺寸不致過大，</p><p><b>　　則減速器傳動比為</b></p><

52、;p>　　則二級齒輪減速器，高速級，</p><p><b>　　則低速級</b></p><p><b>　　傳動分配如下圖所示</b></p><p>　　圖10 傳動分配示意圖</p><p>　　4.2 各軸轉速計算</p><p><b>　　各軸轉

53、速：</b></p><p><b>　　I軸　</b></p><p><b>　　II軸　</b></p><p><b>　　III軸　</b></p><p><b>　　曲柄轉軸　</b></p><p>&l

54、t;b>　　4.3各軸扭矩計算</b></p><p><b>　　電機輸入轉矩：</b></p><p><b>　　各軸輸出轉矩　</b></p><p><b>　　I軸　</b></p><p><b>　　II軸　</b><

55、;/p><p><b>　　III軸　</b></p><p><b>　　曲柄轉軸　</b></p><p>　　4.4各軸功率計算計算</p><p><b>　　各軸輸入功率：</b></p><p><b>　　I軸　</b>&

56、lt;/p><p><b>　　II軸　</b></p><p><b>　　III軸　</b></p><p><b>　　曲柄轉軸</b></p><p>　　各軸輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率0.98，</p><p><b>　　則<

57、;/b></p><p>　　第5章 齒輪減速器設計計算</p><p>　　5.1 高速級齒輪傳動設計計算</p><p>　　5.1.1確定材料及許用應力</p><p>　　選取圓柱斜齒輪硬齒面的組合：小齒輪用20CrMnTi,滲碳淬火，齒面硬度為56-62HRC,,;大齒輪用20Cr滲碳淬火，齒面硬度為56-62HRC,,;取，

58、，取，；</p><p>　　5.1.2按輪齒彎曲強度設計計算</p><p>　　齒輪按8級精度制造。取載荷系數(shù)，齒寬系數(shù)</p><p>　　計算小齒輪傳遞的轉矩</p><p><b>　　初選螺旋角</b></p><p><b>　　齒數(shù)z取，則 </b></

59、p><p><b>　　齒形系數(shù) </b></p><p><b>　　查手冊可得 </b></p><p><b>　　因為</b></p><p>　　故應對小齒輪進行彎曲強度計算。</p><p><b>　　法向模數(shù)</b>&l

60、t;/p><p><b>　　取。</b></p><p><b>　　中心距 取</b></p><p><b>　　確定螺旋角</b></p><p><b>　　齒輪分度圓直徑</b></p><p><b>　　取&

61、lt;/b></p><p>　　5.1.3驗算齒面接觸強度</p><p><b>　　安全所以</b></p><p>　　5.1.4齒輪圓周速度</p><p>　　選擇8級齒輪精度合適。</p><p>　　5.2 低速級齒輪傳動設計計算</p><p>　　

62、5.2.1確定材料及許用應力</p><p>　　選取圓柱斜齒輪硬齒面的組合：小齒輪用20CrMnTi,滲碳淬火，齒面硬度為56-62HRC,,;大齒輪用20Cr滲碳淬火，齒面硬度為56-62HRC,,;取，，取，；</p><p>　　5.2.2按輪齒彎曲強度設計計算</p><p>　　齒輪按8級精度制造。取載荷系數(shù)，齒寬系數(shù)</p><p&

63、gt;　　計算小齒輪傳遞的轉矩</p><p><b>　　初選螺旋角</b></p><p><b>　　齒數(shù)z取，則 </b></p><p><b>　　齒形系數(shù) </b></p><p><b>　　查手冊可得 </b></p>&l

64、t;p><b>　　因為</b></p><p>　　故應對小齒輪進行彎曲強度計算。</p><p><b>　　法向模數(shù)</b></p><p><b>　　取。</b></p><p><b>　　中心距 取</b></p>&l

65、t;p><b>　　確定螺旋角</b></p><p><b>　　齒輪分度圓直徑</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　5.2.3驗算齒面接觸強度</p><p>　　5.2.4齒輪圓周速度</p><p>　　選擇

66、8級齒輪精度合適。</p><p>　　5.3結論及運動簡圖</p><p><b>　　高速級幾何尺寸</b></p><p><b>　　低速速級幾何尺寸</b></p><p>　　圖11 齒輪結構示意圖</p><p>　　第6章 帶傳動設計計算</p>

67、<p>　　6.1 帶鏈傳動的方案比較</p><p>　　鏈傳動是通過鏈條將具有特殊齒形的主動鏈輪的運動和動力傳遞到具有特殊齒形的從動鏈輪的一種傳動方式。具有無彈性滑動和打滑現(xiàn)象，平均傳動比準確，工作可靠，效率高；傳遞功率大，過載能力強，相同工況下的傳動尺寸?。凰鑿埦o力小，作用于軸上的壓力?。荒茉诟邷?、潮濕、多塵、有污染等惡劣環(huán)境中工作等特點；然而它僅能用于兩平行軸間的傳動；成本高，易磨損，易伸長

68、，傳動平穩(wěn)性差，運轉時會產(chǎn)生附加動載荷、振動、沖擊和噪聲，不宜用在急速反向的傳動中。</p><p>　　而帶傳動是利用張緊在帶輪上的柔性帶進行運動或動力傳遞的一種機械傳動。帶傳動具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、能緩沖吸振、可以在大的軸間距和多軸間傳遞動力，且其造價低廉、不需潤滑、維護容易等特點，因此，帶傳動常適用于大中心距、中小功率、帶速v =5～25m/s，在近代機械傳動中應用十分廣泛，綜合考慮帶鏈傳動的優(yōu)缺點我們選

69、擇帶傳動。</p><p>　　6.2 帶傳動設計計算</p><p><b>　　（1）計算功率</b></p><p>　　查表，由于載荷變動較大　取1.3，P＝17.4kW</p><p><b>　　故　</b></p><p><b>　?。?）選取V帶型

70、號</b></p><p>　　查圖選取C型帶，小帶輪　200~355mm。查表初選　</p><p>　　大輪準直徑，在允許范圍內(nèi)取</p><p>　?。?）  驗算帶速v</p><p>　　在5~25m/s之間，故能充分發(fā)揮V帶的傳動能力。</p><p>　?。?）  

71、;  確定中心距和帶的基準長度</p><p><b>　　初定中心距　</b></p><p><b>　　??；符合</b></p><p><b>　　帶長</b></p><p><b>　　查表取</b></p><p

72、><b>　　實際中心距</b></p><p>　?。?）     驗算小帶輪包角</p><p><b>　　包角合適</b></p><p>　　（5）     確定V帶的根數(shù)</p><p>　　因 傳

73、動比  i=3.0，由表線性插值得</p><p><b>　　則</b></p><p><b>　　取z=4 根</b></p><p>　?。?）     確定初拉力F。</p><p>　　單根普通V帶的初拉力   C帶&

74、#160;q=0.37kg/m</p><p>　?。?）     計算帶輪軸所受壓力</p><p>　　6.3結論及運動簡圖</p><p>　　選取C型V帶 中心距 帶長 </p><p><b>　　大帶輪 </b></p><p><b&

75、gt;　　小帶輪</b></p><p>　　圖12 帶輪結構簡圖</p><p>　　第7章 軸系部件設計計算</p><p>　　7.1 各軸初算軸徑</p><p><b>　　I軸：</b></p><p>　　1.選擇軸材料 45鋼  調(diào)質(zhì)217~255HBS<

76、;/p><p>　　2.初算軸徑 取C=110 得 </p><p>　　因軸上要開鍵槽，故將軸徑增加4%~5%,取軸徑為48mm。</p><p><b>　　II軸：</b></p><p>　　1.選擇軸材料 45鋼  調(diào)質(zhì)217~255HBS</p><p>　　2.初算軸徑 取C=

77、110 得</p><p>　　因鍵槽影響，故將軸徑增加4%~5%,取軸徑為86mm。</p><p><b>　　III軸：</b></p><p>　　1.選擇軸材料 45鋼  調(diào)質(zhì)217~255HBS</p><p>　　2.初算軸徑 取C=110 得</p><p>　　因鍵槽影

78、響，故將軸徑增加4%~5%,取軸徑為145mm。</p><p>　　7.2 軸的結構設計</p><p>　　圖13 I軸結構設計</p><p>　　圖14 II軸結構設計</p><p>　　圖15 III軸結構設計</p><p>　　7.3滾動軸承壽命驗算</p><p>　　7.3.

79、1 第一對軸承</p><p>　　齒輪減速器高速級傳遞的轉矩 </p><p><b>　　具體受力情況見圖</b></p><p><b>　?。?）軸I受力分析</b></p><p><b>　　齒輪的圓周力 </b></p><p><b

80、>　　齒輪的徑向力</b></p><p><b>　　齒輪的軸向力</b></p><p>　?。?）計算軸上的支反力</p><p><b>　　經(jīng)計算得垂直面內(nèi) </b></p><p>　　圖16 第一對軸承受力分析</p><p><b>

81、;　　水平面內(nèi) </b></p><p><b>　?。?）軸承的校核</b></p><p>　　初選軸承型號為32212</p><p>　　輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù)</p><p>　?、?#160;    計算軸承A受的徑向力</p><p>

82、<b>　　軸承B受的徑向力</b></p><p><b>　?、谟嬎愀郊虞S向力</b></p><p>　　查表得3000型軸承附加軸向力 查得</p><p>　　則 軸承A，軸承B </p><p>　?、塾嬎爿S承所受軸向載荷</p><p>　　由于，即B軸承放松，

83、A軸承壓緊</p><p><b>　　由此得 </b></p><p><b>　?、苡嬎惝斄枯d荷</b></p><p><b>　　軸承A , 查得</b></p><p><b>　　則,</b></p><p><b

84、>　　軸承B ,查得</b></p><p><b>　　則</b></p><p><b>　?、葺S承壽命計算</b></p><p>　　因，按軸承B計算 查得</p><p>　　7.3.2 第二對軸承</p><p>　?。?）軸II受力分析<

85、/p><p><b>　　齒輪的圓周力 </b></p><p><b>　　齒輪的徑向力</b></p><p><b>　　齒輪的軸向力</b></p><p>　　（2）計算軸上的支反力</p><p><b>　　經(jīng)計算得垂直面內(nèi) <

86、/b></p><p><b>　　水平面內(nèi) </b></p><p><b>　?。?）軸承的校核</b></p><p>　　初選軸承型號為32218</p><p>　　輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù)</p><p>　?、?#160;  

87、60; 計算軸承A受的徑向力</p><p><b>　　軸承B受的徑向力</b></p><p><b>　?、谟嬎愀郊虞S向力</b></p><p>　　查表得3000型軸承附加軸向力 查得</p><p>　　則 軸承A，軸承B </p><p>　?、塾嬎爿S承所受軸向

88、載荷</p><p>　　由于，即B軸承放松，A軸承壓緊</p><p><b>　　由此得 </b></p><p><b>　　④計算當量載荷</b></p><p><b>　　軸承A , 查得</b></p><p><b>　　則,&

89、lt;/b></p><p><b>　　軸承B ,查得</b></p><p><b>　　則</b></p><p><b>　?、葺S承壽命計算</b></p><p>　　因，按軸承A計算 查得</p><p><b>　　滿足要求

90、。</b></p><p>　　7.3.3 第三對軸承</p><p>　?。?）軸III受力分析</p><p><b>　　齒輪的圓周力 </b></p><p><b>　　齒輪的徑向力</b></p><p><b>　　齒輪的軸向力</b

91、></p><p>　?。?）計算軸上的支反力</p><p><b>　　經(jīng)計算得垂直面內(nèi) </b></p><p>　　圖18 第三對軸承受力分析</p><p><b>　　水平面內(nèi) </b></p><p><b>　?。?）軸承的校核</b&g

92、t;</p><p>　　初選軸承型號為32228</p><p>　　輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù)</p><p>　?、?#160;    計算軸承A受的徑向力</p><p><b>　　軸承B受的徑向力</b></p><p><b>　　②計算附加

93、軸向力</b></p><p>　　查表得3000型軸承附加軸向力 查得</p><p>　　則 軸承A，軸承B </p><p>　?、塾嬎爿S承所受軸向載荷</p><p>　　由于，即B軸承放松，A軸承壓緊</p><p><b>　　由此得 </b></p><

94、;p><b>　?、苡嬎惝斄枯d荷</b></p><p><b>　　軸承A , 查得</b></p><p><b>　　則,</b></p><p><b>　　軸承B ,查得</b></p><p><b>　　則</b>

95、</p><p><b>　?、葺S承壽命計算</b></p><p>　　因，按軸承B計算 查得</p><p>　　7.4軸的強度和剛度驗算</p><p>　　7.4.1 I軸的校核：</p><p>　　7.4.1.1彎扭強度校核</p><p>　　(1)求垂直面

96、的支承反力：</p><p>　　(2)求水平面的支承反力：</p><p>　　(3)求F在支點產(chǎn)生的反力：</p><p>　　(4)繪制垂直面彎矩圖</p><p>　?。?）繪制水平面彎矩圖</p><p>　?。?）繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖</p><p>　　（7）求合成彎矩圖：<

97、/p><p>　　考慮最不利的情況，把與直接相加</p><p>　?。?）求危險截面當量彎矩：</p><p>　　從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）</p><p>　?。?）計算危險截面處軸的直徑</p><p>　　因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查得，則：</p><p>　　因

98、為，所以該軸是安全的。</p><p>　　7.4.1.2扭轉強度校核</p><p><b>　　已知，查得</b></p><p><b>　　滿足要求。</b></p><p>　　7.4.1.3扭轉剛度校核</p><p><b>　　已知 </

99、b></p><p><b>　　滿足要求。</b></p><p>　　7.4.2 II軸的校核：</p><p>　　7.4.2.1彎扭強度校核</p><p>　　(1)求垂直面的支承反力：</p><p>　　(2)求水平面的支承反力：</p><p>　　

100、(3)繪制垂直面彎矩圖</p><p>　?。?）繪制水平面彎矩圖</p><p>　?。?）求合成彎矩圖：</p><p>　?。?）求危險截面當量彎矩：</p><p>　　當量彎矩為：（取折合系數(shù)）</p><p>　?。?）計算危險截面處軸的直徑</p><p>　　因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查

101、得，則：</p><p>　　因為，所以該軸是安全的。</p><p>　　7.4.2.2扭轉強度校核</p><p><b>　　已知，查得</b></p><p><b>　　滿足要求。</b></p><p>　　7.4.2.3扭轉剛度校核</p><

102、;p><b>　　已知 </b></p><p><b>　　滿足要求。</b></p><p>　　7.4.3 III軸的校核：</p><p>　　7.4.3.1彎扭強度校核</p><p>　　(1)求垂直面的支承反力：</p><p>　　(2)求水平面

103、的支承反力：</p><p>　　(3)繪制垂直面彎矩圖</p><p>　　（4）繪制水平面彎矩圖</p><p>　?。?）求合成彎矩圖：</p><p>　　考慮最不利的情況，把與直接相加</p><p>　?。?）求危險截面當量彎矩：</p><p>　　從圖可見，m-m處截面最危險，其

104、當量彎矩為：（取折合系數(shù)）</p><p>　?。?）計算危險截面處軸的直徑</p><p>　　因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查得，則：</p><p>　　因為，所以該軸是安全的。</p><p>　　7.4.3.2扭轉強度校核</p><p><b>　　已知，查得</b></p><

105、;p><b>　　滿足要求。</b></p><p>　　7.4.3.3扭轉剛度校核</p><p><b>　　已知 </b></p><p><b>　　滿足要求。</b></p><p>　　第8章 連接件的選擇和計算</p><p>

106、　　8.1 齒輪連接平鍵的選擇與計算</p><p>　　8.1.1中間軸上的鍵</p><p><b>　?。?）鍵的選擇</b></p><p>　　選擇A型普通平鍵的鍵連接</p><p><b>　?。?）鍵的強度校核</b></p><p>　　鍵、軸和輪轂的材料都

107、是鋼，查得許用擠壓應力為=100-120MPa，取=110MPa。</p><p><b>　　故此鍵能安全工作。</b></p><p>　　8.1.2 III軸上的鍵</p><p><b>　?。?）鍵的選擇</b></p><p>　　選擇A型普通平鍵的鍵連接</p><

108、p><b>　　（2）鍵的強度校核</b></p><p>　　鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應力為=100-120MPa，取=110MPa。</p><p><b>　　故此鍵能安全工作。</b></p><p>　　8.2 帶輪連接平鍵的選擇與計算</p><p>　　8.2.1大

109、帶輪上的鍵</p><p><b>　?。?）鍵的選擇</b></p><p>　　查表選擇C型普通平鍵</p><p><b>　?。?）鍵的強度校核</b></p><p>　　鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由參考資料[1]中的表6-2查得許用擠壓應力為=100-120MPa，取=110MPa。&l

110、t;/p><p><b>　　故此鍵能安全工作。</b></p><p>　　8.2.2小帶輪上的鍵</p><p><b>　　（1）鍵的選擇</b></p><p>　　查得Y225S-8型電機輸出軸直徑為60mm故選擇A型普通平鍵</p><p><b>　?。?

111、）鍵的強度校核</b></p><p>　　鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由參考資料[1]中的表6-2查得許用擠壓應力為=100-120MPa，取=110MPa。</p><p>　　8.3螺紋連接件的選擇</p><p>　　表4 螺紋連接件選擇</p><p>　　第9章 設計結論匯總</p><p>&l

112、t;b>　　9.1已知條件：</b></p><p><b>　　設計參數(shù)</b></p><p><b>　　9.2結論</b></p><p><b>　　1. 四桿機構桿長</b></p><p>　　2. 最終實際傳動比 </p><

113、;p><b>　　3. 各軸轉速</b></p><p>　　4. 各軸輸入功率 </p><p>　　5. 各軸輸入轉矩 </p><p><b>　　6. 帶輪主要參數(shù)</b></p><p>　　7．高、低速級齒輪參數(shù)</p><p><b>　　總結&

114、lt;/b></p><p>　　經(jīng)過小組成員的共同努力,我們終于完成了機械設計基礎的工程訓練任務——常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計。在完成任務的過程中,我們遇到了許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設計方案修改這都暴露出了我們在機械設計基礎以及一些基礎課程所掌握知識的欠缺和經(jīng)驗不足；在機構設計之初,由于對Matlab軟件的基本操作和編程的不了解，使四桿機構的設計耗費了大量的時間，不同的機架位置得出了不同

115、的結果,令我們非?？鄲?后來在老師的指導下,我們學會了借助Matlab軟件進行優(yōu)化分析獲得最優(yōu)桿長；在傳動系統(tǒng)的設計時,面對功率大,傳動比也大的情況,我們一頭霧水，后來借助課程設計指導書和機械手冊，我們最終確定了機械參數(shù)。</p><p>　　盡管這次工程訓練任務的時間是漫長的,過程是曲折的,但我們的收獲非常大.不僅僅掌握了四連桿執(zhí)行機構和帶傳動以及齒輪傳動機構的設計步驟與方法;對機械制圖、Matlab和Auto

116、 CAD ,Word等也有了更好的掌握；在整個過程中, 我們還暴露出很多問題，再設計之初比較懈怠，結果在后部分時間手忙腳亂，缺乏經(jīng)驗和實踐能力，因而通過本次訓練，是對我們很好的鍛煉，最后感謝老師的悉心幫助以及小組成員的團結一致，保證了訓練任務的順利完成。</p><p><b>　　參 考 文 獻</b></p><p>　　1、《機械設計基礎》高等教育出版社 楊可楨

117、 程光蘊主編（第五版）1999</p><p>　　2、《機械原理》 高等教育出版社 孫桓等 主編 （第七版）2006</p><p>　　3、《機械設計》 高等教育出版社 濮良貴 主編 （第七版）2006</p><p>　　4、《機械原理課程設計》 科學出版社，王淑仁主編 2006</p><p>　　5、《機械設計課程設計》 華中科技

118、大學出版社，唐增寶等主編（第二版）1998</p><p>　　6、游梁式抽油機設計計算 石油工業(yè)出版社 張建軍主編 2005</p><p>　　7、游梁式抽油機技術與應用 石油工業(yè)出版社 張學魯主編2001</p><p>　　東北石油大學工程訓練成績評價表</p><p>　　指導教師：