机械设计课程设计抽油机机械系统设计
机械设计课程设计报告
——抽油机机械系统设计
目录
第一节设计任务------------------------------(1)第二节方案设计分析------------------------(2)第三节轴承的选择及寿命计算----------(17)第四节设计结果-----------------------------(22)第五节心得体会----------------------------(23)第六节附录-------------------------------------(25)
第一节设计任务
抽油机是将原油从井下举升到地面的主要采油设备之一，常用的有杆抽油设备有三部分组成：一是地面驱动设备即抽油机；二是井下的抽油泵，它悬挂在油井油管的下端；三是抽油杆，它将地面设备的运动和动力传递给井下抽油泵。抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统（将转动变转为往复移动）带动抽油杆及抽油泵柱塞作上下往复移动，从而实现将原油从井下举升到地面的目的。
图1－1
假设电动机做匀速转动，抽油机的运动周期为T，抽油杆的上冲程时间与下冲程时间相等。冲程S=1.4m，冲次n＝11次/min，上冲程由于举升原油，作用于悬点的载荷等于原油的重量加上抽油杆和柱塞自身的重量为40kN，下冲程原油已释放，作用于悬点的载荷就等于抽油杆和柱塞自身的重量为15kN。
要求：
①根据任务要求，进行抽油机机械系统总体方案设计，确定减速传动系统、执行系统的组成，绘制系统方案示意图。
②根据设计参数和设计要求，采用优化算法进行执行系统（执行机构）的运动尺寸设计，优化目标为抽油杆上冲程悬点加速度为最小，并应使执行系统具有较好的传力性能。
③建立执行系统输入、输出（悬点）之间的位移、速度和加速度关系，并编程进行数值计算，绘制一个周期内悬点位移、速度和加速度线图（取抽油杆最低位置作为机构零位）。
④选择电机型号，分配减速传动系统中各级传动的传动比，并进行传动机构的工作能力设计计算。
⑤对抽油机机械系统进行结构设计，绘制装配图及关键零件工作图。
第二节方案设计分析
一.抽油机机械系统总体方案设计
根据抽油机功率大，冲次小，传动比大等特点，初步决定采用以下总体方案，如框图所示：
图2－1
1. 执行系统方案设计
图2－
2图
2—3
由于执行机构是将连续的单向转动转化为往复移动，所以采用四连杆式执行机构，简单示意如图2－2所示
P点表示悬点位置；
AB杆表示输入端，与减速器输出端相连，逆时针方向旋转；
CD表示输出端；
AD 表示机架；
e 为悬臂长度，通常取e/c=1.35;
行程S等于CD相对于AD转过的角度与e的乘积。
抽油杆上冲程时间与下冲程时间相等，即上冲程曲柄转角与下冲程曲柄转角相等，θ＝
0o，属于III型曲柄摇杆机构，。
为了研究方便，将机架旋转至水平位置，如图2—3所示。
图中位置分别表示悬点的最高和最低位置。行程，从图中可以看出以下关系：
取为设计变量，根据工程需求：
所以，始终满足最小传动角的要求。
由于是III型曲柄摇杆机构，故有
优化计算方法：
在限定范围内取，计算c,a,b,d,得曲柄摇杆机构各构件尺寸，取抽油杆最低位置为机
构零位：曲柄转角，求上冲程曲柄转过某一角度时，摇杆摆角，
角速度和角加速度，悬点加速度ac=1.35c,找出上冲程过程中的悬点最大加速度,最后在所有的最大加速度中找出最小者，它所对应的机构尺寸极为最优者。
具体过程如下：
采用网格法进行优化，按增量划分网格，网格交点作为计算点。如图2—4所示。
图2—4图
2—5
在图2—5所示的铰链四杆机构ABCD看作一封闭矢量多边形，若以a,b,c,d分别表示各构件的矢量，该机构的矢量方程式为a+b=c+d,以复数形式表示为
（*）
规定角以x轴的正向逆时针方向度量。按欧拉公式展开得
按方程式的实部和虚部分别相等，即
，
消去得
利用万能公式，以及根据该机构装配特点，得
从而可得
将式（*）对时间求导数得（#）
消去，取实部得
将式（#）对时间求导数得
消去，取实部得。又悬点的位移表达式为s=e（+arcos）,速度表达式为v=e,加速度表达式为ac=e。
由于存在初始角，所以要加上一个角度为arccos(b/d),即=+ arccos(b/d). 从0°开始到360°。
接下来采用Matlab软件进行编程计算和画图，具体程序在附录中。其中通过⑵机构优化设计程序运行得到结果为：
最小值=1.2141m/,a=0.505m,b= 2.112m, c=1.320m, d= 2.439m
通过⑺求悬点上冲程中最大速度的程序运行得到结果为：
最大速度=0.7954 m/s
2. 总体传动方案
初步确定传动系统总体方案如图2—6所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率η
η＝ηηηηη＝0.94×0.98×0.98×0.98×0.99＝0.867；
η为V带的效率，η为第一对轴承的效率，η为第二对轴承的效率，η为第三对轴承的效率，η为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为6级精度，稀油润滑）。
图2—6
3.电动机的选择
电动机所需工作功率为：P＝P/η＝35.351/0.867＝40.77 kW
执行机构的曲柄转速为n＝11r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×11＝176～1760r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y2—280S
—6的三相异步电动机，额定功率为45kW，额定电流85.9A，满载转速n＝980 r/min，同步转速1000r/min。
4.传动装置的总传动比和传动比分配
（1）总传动比
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为i＝n /n＝980/11＝89.091
（2）传动装置传动比分配
i＝i×i式中i，i分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i＝3.61，则减速器传动比为i＝i/ i＝89.091/3.61＝24.679。根据各原则，查图得高速级传动比为i＝6.3，则i＝i/ i＝3.92 5.传动装置运动和动力参数的计算
（1）各轴转速
n＝n/ i＝980/3.61＝271.47r/min
n＝n/ i＝271.47/6.3＝43.09 r/min
n＝n/ （i×i）＝11 r/min
（2）各轴输入功率
P＝P×η＝40.77×0.94＝42.3 kW
P＝P×η×η＝42.3×0.98×0.99＝41.04 kW
P＝P×η×η＝41.04×0.98×0.99＝39.82 kW
（3）各轴输入转矩
Ⅰ轴T＝9550 P/ n=9550×42.3/271.47=1.488 kN·m
Ⅱ轴 T＝9550 P/ n=9550×41.04/43.09=9.096 kN·m
Ⅲ轴T＝9550 P/ n=9550×39.82/11=34.5 kN·m
６.Ｖ带传动的设计
⑴确定计算功率
式中为工作情况系数，为电机输出功率⑵选择带型号
根据，查图初步选用Ｃ型带．
⑶选取带轮基准直径
查表选取小带轮基准直径，则大带轮基准直径
式中ξ为带的滑动率，通常取
（1%～2%），查表后取
⑷验算带速v
在１０～２０m/s范围内，Ｖ带充分发挥。
⑸确定中心距a和带的基准长度
在范围内，初定中心距，所以带长
查图选取Ｃ型带的基准长度，得实际中心距
取
⑹验算小带轮包角
，包角合适。
⑺确定v带根数z
因，带速，传动比i=3.61,查表得单根v带所能传递的功率
，功率增量，包角修正系数，带长修正系数
，则由公式得＝
故选6根带。
⑻确定带的初拉力
单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为
⑼计算带轮所受压力
利用公式
具体带与带轮的主要参数见图2—7
图2—7
７.齿轮的设计计算
（一）高速级齿轮传动的设计计算
１．齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）齿轮材料及热处理
大小齿轮材料为20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为58～62HRC，有效硬化层深
0.5～0.9mm。经查图，取＝＝1500MPa，＝＝
500Mpa。
（2）齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择６级，齿根喷丸强化。
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。
（1）计算小齿轮传递的转矩＝kN·m
（2）确定齿数z
因为是硬齿面，故取z＝19，z＝i z＝6.3×19＝120
传动比误差i＝u＝z/ z＝120/19＝6.316
Δi＝＝0.25％5％，允许
（3）初选齿宽系数
按非对称布置，由表查得＝0.6
（4）初选螺旋角
初定螺旋角＝15
（5）载荷系数K
使用系数K工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K＝1.25
动载荷系数K估计齿轮圆周速度v＝0.75m/s 查图得K＝1.01;
齿向载荷分布系数K预估齿宽b＝40mm 查图得K＝1.17，初取b/h＝6，再查图得K＝1.13
齿间载荷分配系数查表得K＝K＝1.1
载荷系数K＝K K K K=1.25×1.01×1.1×1.13＝1.57
（6）齿形系数Y和应力修正系数Y
当量齿数z＝z/cos＝19/ cos＝21.08
z＝z/cos＝120/ cos＝133.15
查图得Y＝2.8 Y＝2.17 Y＝1.56 Y＝1.82
（7）重合度系数Y
端面重合度近似为＝【1.88-3.2×（）】cos＝【1.88－3.2×（1/19＋1/120）】×cos15＝1.63
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos15）＝20.64690
＝14.07609
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.696
（8）螺旋角系数Y
轴向重合度＝＝1.024,取为1
Y＝1－＝0.878
（9）许用弯曲应力
安全系数由表查得S＝1.25
工作寿命两班制，7年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝5.473×10/6.316＝0.866×10
查图得寿命系数, ;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数
许用弯曲应力
比较,
取
(10) 计算模数
按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取
(11) 初算主要尺寸
初算中心距,取a=355mm
修正螺旋角
分度圆直径
齿宽,取,,
齿宽系数
(12) 验算载荷系数
圆周速度
查得
按，，查得，
又因，
查图得，，
则K＝1.6，又Y=0.930，Y=0.688，。从而得
满足齿根弯曲疲劳强度。
3．校核齿面接触疲劳强度
（1）载荷系数
，，，，
（2）确定各系数
材料弹性系数查表得
节点区域系数查图得
重合度系数查图得
螺旋角系数
（3）许用接触应力
试验齿轮的齿面接触疲劳极限
寿命系数查图得，；工作硬化系数；
安全系数查表得；尺寸系数查表得，则许用接触应力为：
取
（4）校核齿面接触强度
，满足齿面接触疲劳强度的要求。（二）低速级齿轮传动的设计计算
１．齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）齿轮材料及热处理
大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为40～50HRC。经查图，取
＝＝1200MPa，＝＝370Mpa。
（2）齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择６级，齿根喷丸强化。
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。
（10）计算小齿轮传递的转矩＝kN·m
（11）确定齿数z
因为是硬齿面，故取z＝33，z＝i z＝3.92×33＝129
传动比误差i＝u＝z/ z＝129/33＝3,909
Δi＝＝0.28％5％，允许
（12）初选齿宽系数
按非对称布置，由表查得＝0.6
（13）初选螺旋角
初定螺旋角＝12
（14）载荷系数K
使用系数K工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K＝1.25
动载荷系数K估计齿轮圆周速度v＝0.443m/s 查图得K＝1.01;
齿向载荷分布系数K预估齿宽b＝80mm 查图得K＝1.171，初取b/h＝6，再查图得K＝1.14
齿间载荷分配系数查表得K＝K＝1.1
载荷系数K＝K K K K=1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58
（15）齿形系数Y和应力修正系数Y
当量齿数z＝z/cos＝19/ cos＝35.26
z＝z/cos＝120/ cos＝137.84
查图得Y＝2.45 Y＝2.15 Y＝1.65 Y＝1.83
（16）重合度系数Y
端面重合度近似为＝【1.88-3.2×（）】cos＝【1.88－3.2×（1/33＋1/129）】×cos12＝1.72
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos12）＝20.41031
＝11.26652
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.669
（17）螺旋角系数Y
轴向重合度＝＝1.34,取为1
Y＝1－＝0.669
（18）许用弯曲应力
安全系数由表查得S＝1.25
工作寿命两班制，7年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝8.687×10/3.909＝2.22×10
查图得寿命系数, ;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数
许用弯曲应力
比较,
取
(10) 计算模数
按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取
(11) 初算主要尺寸
初算中心距,取a=500mm
修正螺旋角
分度圆直径
齿宽,取,,
齿宽系数
(12) 验算载荷系数
圆周速度
查得
按，，查得，
又因，
查图得，，
则K＝1.611，又Y=0.887，Y=0.667，。从而得
满足齿根弯曲疲劳强度。
3．校核齿面接触疲劳强度
（5）载荷系数
，，，，
（6）确定各系数
材料弹性系数查表得
节点区域系数查图得
重合度系数查图得
螺旋角系数
（7）许用接触应力
试验齿轮的齿面接触疲劳极限
寿命系数查图得，；工作硬化系数；
安全系数查表得；尺寸系数查表得，则许用接触应力为：
取
（8）校核齿面接触强度
，满足齿面接触疲劳强度的要求。
二.具体二级齿轮减速器轴的方案设计
（1）高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取
由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径
（2）轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217~255HBS，查得对称循环弯曲许用应力
。按扭转强度计算，初步计算轴径，取
，取安装小齿轮处轴径
（3）轴III材料为40Cr，经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力
。按扭转强度计算，初步计算轴径，取
由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径轴I，轴II，轴III的布置方案与具体尺寸分别如图2—8，图2—9，图2—10所示。
图2—8
图2—9
图2—10
第三节轴承的选择及寿命计算（一）第一对轴承
齿轮减速器高速级传递的转矩
具体受力情况见图3—1
（1）轴I受力分析
齿轮的圆周力
齿轮的径向力
齿轮的轴向力
（2）计算轴上的支反力
经计算得垂直面内
图3—1
水平面内
（3）轴承的校核
初选轴承型号为32014
轻微冲击，查表得冲击载荷系数
①计算轴承A受的径向力
轴承B受的径向力
②计算附加轴向力
查表得3000型轴承附加轴向力
则轴承A ，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷
由于，即B轴承放松，A轴承压紧
由此得
④计算当量载荷
轴承A e=0.43,
则,
轴承B e=0.43,
则
⑤轴承寿命计算
因，按轴承B计算
（二）第二对轴承
齿轮减速器低速级传递的转矩
具体受力情况见图3—2
（1）轴II受力分析
齿轮的圆周力
齿轮的径向力
齿轮的轴向力
（2）计算轴上的支反力
经计算得垂直面内
水平面内
（3）轴承的校核
初选轴承型号为32928
轻微冲击，查表得冲击载荷系数
①计算轴承A受的径向力
轴承B受的径向力
②计算附加轴向力
查表得3000型轴承附加轴向力
则轴承A ，轴承B
③计算轴承所受轴向载荷
由于，即B轴承放松，A轴承压紧
由此得
④计算当量载荷
轴承A e=0.36,
则,
轴承B e=0.36,
则
⑤轴承寿命计算
因，按轴承A计算
图3—2
（三）第三对轴承
具体受力情况见图3—3
（1）轴III受力分析
齿轮的圆周力
齿轮的径向力
齿轮的轴向力
（2）计算轴上的支反力
经计算得垂直面内
水平面内
（3）轴承的校核
初选轴承型号为32938
轻微冲击，查表得冲击载荷系数
①计算轴承A受的径向力
轴承B受的径向力
②计算附加轴向力
查表得3000型轴承附加轴向力
则轴承A ，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷
由于，即B轴承放松，A轴承压紧
由此得
④计算当量载荷
轴承A e=0.48,
则,轴承B e=0.48,
则
⑤轴承寿命计算
因，按轴承B计算
图3—3
第四节设计结果
(r/min)(r/min)(r/min)（kW）（kW）（kW）(kN·m)(kN·m)(kN·m)
5. 带轮主要参数