抽油机机械系统设计

优秀设计

机械设计课程设计报告

——抽油机机械系统设计

姓名 XXX

学号

指导老师

日期 20XXX 03 10

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,