抽油机机械系统设计
《二次调节抽油机液压系统设计与研究》
《二次调节抽油机液压系统设计与研究》篇一一、引言随着石油工业的不断发展，抽油机作为油田开采的重要设备，其性能的优化与提升显得尤为重要。
二次调节抽油机液压系统作为一种新型的抽油机驱动系统，具有高效、节能、稳定等优点，在石油开采领域具有广泛的应用前景。
本文将重点介绍二次调节抽油机液压系统的设计与研究，以期为相关领域的研发与应用提供参考。
二、液压系统设计基础在设计二次调节抽油机液压系统时，首先要明确设计基础和原则。
该系统需满足高效、节能、稳定的基本要求，同时需考虑到系统的可靠性、维护性以及成本等因素。
设计过程中，需遵循以下原则：1. 系统应具有较高的传动效率，以降低能耗；2. 系统应具备较好的稳定性，以保证抽油机的正常运转；3. 系统应具备较高的可靠性，以降低故障率；4. 系统应便于维护，降低维护成本。
三、二次调节液压系统结构设计二次调节抽油机液压系统的结构设计主要包括以下几个方面：1. 动力部分：采用液压泵作为动力源，为系统提供动力；2. 调节部分：通过液压阀、执行器等元件实现系统的二次调节，包括压力、流量等参数的调节；3. 执行部分：将调节后的液压能转化为机械能，驱动抽油机进行工作；4. 辅助部分：包括油箱、滤油器、冷却器等元件，保证系统的正常运行。
四、关键元件设计与选型在二次调节抽油机液压系统的设计中，关键元件的设计与选型至关重要。
主要包括以下几个方面：1. 液压泵：选择合适的液压泵，以满足系统的动力需求；2. 液压阀：选择具有较高控制精度和稳定性的液压阀，以保证系统的调节性能；3. 执行器：根据实际需求选择合适的执行器，将液压能转化为机械能；4. 其他元件：如滤油器、冷却器等，需根据系统需求进行合理选型和配置。
五、系统性能分析与优化在完成二次调节抽油机液压系统的设计后，需要进行系统性能分析与优化。
主要包括以下几个方面：1. 性能分析：通过建立数学模型、进行仿真分析等方法，对系统的性能进行评估；2. 参数优化：根据性能分析结果，对系统的参数进行优化，以提高系统的性能；3. 实验验证：通过实验验证优化后的系统性能，确保系统满足设计要求；4. 持续改进：根据实验结果和实际运行情况，对系统进行持续改进，以提高系统的可靠性和稳定性。
抽油机机械系统设计分析及结构设计
成人高等教育毕业设计（论文）题目抽油机机械系统设计分析及结构设计学生联系电话指导教师教学站点专业完成日期成人高等教育毕业设计（论文）任务书论文题目抽油机机械系统设计分析及结构设计学生姓名袁北林教学站西安联合学院专业班级机电专1028121（联合）内容与要求1、坚持理论联系实际2、立论要科学，观点要创新3、论据要翔实，论证要充分4、字数不低于8000字设计（论文）起止时间2011年5月1日至2011年6月20日指导教师签名学生签名成人高等教育专科毕业设计（论文）审查意见表学生姓名黄天佑教学站点西安联合学院专业、班级机电专1028121（联合）论文题目抽油机机械系统设计分析及结构设计序号评审项目指标分值评分1 工作态度对待工作严肃认真，学习态度端正。
2 2能够正确处理工学矛盾，按照要求按时完成各阶段工作任务。
2 1.52 工作能力与水平能够综合和正确利用各种途径收集信息，获取新知识。
1 1能够应用基础理论与专业知识，独立分析和解决实际问题。
1 0.5毕业设计（论文）所得结论具有应用或参考价值。
1 1基本具备独立从事本专业工作的能力。
1 13 论文质量论文条理清晰，结构严谨；文笔流畅，语言通顺。
2 1.5 方法科学、论证充分；专业名词术语使用准确。
2 1.5 设计类计算正确，工艺可行，设计图纸质量高，标准使用规范。
4 工作量论文正文字数达到8000及以上。
不足8000字的，每少500字扣2分。
8 85 论文格式论文正文字体字号使用正确，图表标注规范。
3 2 论文排版、打印、装订符合《西安石油大学继续教育学院毕业设计（论文）撰写规范》的要求。
6 56 创新工作中有创新意识；对前人工作有改进、突破，或有独特见解。
1 1 是否同意参加评阅（填写同意或者不同意）: 同意总分30 26说明有下列情况之一的毕业设计（论文）不得参加评阅：1、毕业设计（论文）选题或内容与所学专业不相符的；2、毕业设计（论文）因1/2以上内容与他人论文或文献资料相同，被认定为雷同的；3、正文字数不足6000字的。
抽油机系统设计样本
一、基础数据抽油井系统杆柱设计所必须的基础数据主要有基础生产数据、原油粘温关系数据、抽油机型参数、抽油杆参数、抽油泵参数。
其中, 抽油机型、抽油泵这三方面的参数、抽油杆参数、抽油泵参数。
其中,抽油机型、抽油杆、抽油泵泵这三方面的参数均可由《采油技术手册》( 修订本四) 查得。
1.基础生产数据基础生产数据是进行抽油井系统设计的基本条件,它包括油井井身结构、油层物性、流体( 油、气、水) 物性、油井条件, 传热性质以及与油井产能有关的试井参数等, 详见表1。
表1 基础生产数据油层深度: 1500.00 m 套管内径: 124.00 mm 油管内径: 88.90 mm井底温度: 80℃地层压力: 10.00 Mpa 饱和压力: 7.00 Mpa传热系数: 2.5 W/M·℃地温梯度: 3.3 ℃/100m 试井产液量: 25 m/d试井流压: 5.00 MPa体积含水率: 30 %原油密度: 997.40 kg/m地层水密度: 1000.00 kg/m原油比热: 2100 W/kg·℃地层水比热: 4186.8 W/kg·℃设计沉没度: 200.00 m2.原油粘温关系数据原油粘度是影响摩擦载荷的主要因素, 因此原油粘度数据的准确度是影响设计结果合理性的重要参数。
原油粘度随温度变化非常敏感, 经过对现场实测原油粘温关系数据进行回归分析, 能够得到原油粘度随温度变化的关系式。
这样, 不但能够提高抽油井系统设计结果的准确度, 而且还易于实现设计的程序化。
现场能够提供的原油粘温关系数据, 如表2所示。
表2 某区块原油粘温关系数据温度, ℃ 40 455055 60657075粘度, mPa·s2680182012409006004203102303.抽油机参数抽油机参数是指常规型游梁式抽油机的型号、结构参数、能够提供的冲程冲次大小。
当前已有93种不同型号的常规型抽油机, 其型号意义如下:不同型号抽油机的参数可见《采油技术手册》( 修订本四) 。
抽油机机械设计课程设计
抽油机机械设计课程设计一、课程目标知识目标：1. 让学生理解抽油机的基本工作原理及其机械结构设计的重要性；2. 掌握抽油机主要部件的设计方法，包括齿轮、曲柄连杆、泵筒等关键部件的参数计算与选型；3. 了解抽油机机械设计中的材料选择、强度计算和动力学分析的基本原则。
技能目标：1. 培养学生运用CAD软件进行抽油机零部件的二维和三维设计能力；2. 培养学生利用工程手册和资料进行机械设计参数查询和计算的能力；3. 提高学生分析机械结构问题、提出改进方案并进行论证的能力。
情感态度价值观目标：1. 培养学生对机械设计的兴趣，激发创新意识和探索精神；2. 增强学生的团队合作意识，培养在团队中沟通、协作解决问题的能力；3. 引导学生关注工程技术在实际生产中的应用，提高学生的社会责任感和工程伦理观念。
分析课程性质、学生特点和教学要求，将目标分解为以下具体学习成果：1. 学生能够准确描述抽油机的工作原理及主要部件功能；2. 学生能够独立完成抽油机关键部件的参数计算与设计；3. 学生能够运用CAD软件完成抽油机的三维模型设计；4. 学生能够通过小组合作，提出并论证抽油机结构优化方案；5. 学生能够树立正确的工程观念，认识到机械设计在国民经济发展中的重要作用。
二、教学内容1. 抽油机工作原理及结构特点：讲解抽油机的基本工作原理，分析其主要结构及功能，使学生了解抽油机各部件之间的关系。
- 教材章节：第一章 抽油机概述2. 抽油机主要部件设计方法：详细介绍齿轮、曲柄连杆、泵筒等关键部件的设计方法，包括参数计算和选型。
- 教材章节：第二章 抽油机主要部件设计3. 材料选择与强度计算：讲解抽油机设计中材料的选择原则，以及强度计算的基本方法。
- 教材章节：第三章 材料选择与强度计算4. 抽油机动力学分析：分析抽油机在运行过程中的动力学问题，介绍动力学分析方法。
- 教材章节：第四章 抽油机动力学分析5. CAD软件应用：教授学生如何运用CAD软件进行抽油机零部件的二维和三维设计。
毕业设计常规游梁式抽油机设计
毕业设计常规游梁式抽油机设计引言：抽油机是石油开采中不可缺少的重要设备之一、游梁式抽油机作为抽油机的一种常见设计，已经在石油开采中得到广泛应用。
本文将对游梁式抽油机进行常规设计，从结构设计、工作原理、控制系统等方面进行详细阐述。
一、结构设计：游梁式抽油机的结构主要由主骨架、曲柄杆、游梁、连杆等组成。
主骨架是整个抽油机的主要支撑结构，承受着巨大的载荷。
曲柄杆通过曲轴与发动机相连接，通过往复运动驱动游梁实现抽油机的工作。
游梁由游梁杆和游梁头组成，游梁杆可以左右滑动，提供了抽油机的往复运动。
连杆连接着游梁和曲柄杆，使得游梁能够沿着曲柄杆方向运动。
二、工作原理：游梁式抽油机的工作原理基于连杆机构，将曲柄杆的旋转运动转变为游梁的往复运动。
曲柄杆与游梁通过连杆连接，当曲柄杆旋转时，连杆将转动力转移到游梁上。
由于游梁杆可以左右滑动，游梁在连杆驱动下完成了往复运动。
当游梁向上运动时，抽油杆与井下抽油泵相连，完成抽油工作。
当游梁向下运动时，抽油杆与井下抽油泵断开，准备进行下一次往复运动。
三、控制系统：常规游梁式抽油机的控制系统主要包括位置控制系统和液压系统。
位置控制系统通过传感器、控制器等实现对游梁位置的监测和控制，保证游梁的往复运动的准确性。
液压系统通过控制液压泵和液压缸等实现对游梁的驱动，控制游梁的上下运动。
在工作过程中，位置控制系统和液压系统紧密配合，以保证抽油机的正常工作。
四、优化设计：为了提高游梁式抽油机的效率和可靠性，可以进行优化设计。
首先，可以通过材料选择和结构设计来提高主骨架的强度和刚度，以承受更大的载荷。
其次，可以优化连杆的设计，减小摩擦损失，提高能量传递效率。
此外，还可以提高液压系统的控制精度和响应速度，以提高抽油机的工作效率。
结论：本文对游梁式抽油机进行了常规设计，并对其结构、工作原理和控制系统进行了详细阐述。
通过优化设计，可以进一步提高抽油机的效率和可靠性，促进石油开采工作的顺利进行。
这对于石油工业的发展具有重要意义，也为相关领域的研究提供了一定的参考。
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一、设计任务书..................................................................................... 错误！未定义书签。
二、传动装置的总体设计...................................................................... 错误！未定义书签。
（一）传动方案的分析和拟定................................................................. 错误！未定义书签。
（二）电动机的选择 ................................................................................ 错误！未定义书签。
（三）传动装置的总传动比的计算和分配：......................................... 错误！未定义书签。
（四）传动装置的运动和动力参数计算................................................. 错误！未定义书签。
三、传动零件的设计计算...................................................................... 错误！未定义书签。
（一）高速级齿轮副的设计计算............................................................. 错误！未定义书签。
1、按齿面接触强度设计....................................................................... 错误！未定义书签。
机械课程设计---油田抽油机
机械原理机械设计课程设计计算说明书设计题目油田抽油机目录一、设计题目 (1)二、系统总体方案的确 (1)三、设计原始数据 (2)四、电动机的选择 (3)五、传动比的分配 (4)六、执行机构尺寸计算 (5)七、机构运动分析 (6)八、V带设计 (15)九、传动装置的运动和动力参数 (17)十、齿轮的传动计算 (18)十一、减速器机体的尺寸设计 (31)十二、轴的设计 (32)十三、键的选择及强度较核 (33)十四、轴承寿命计算及静强度 (35)十五、轴的强度较核 (37)十六、参考文献 (41)计算及说明主要结果一、设计题目：油田抽油机二、系统总体方案的确定：系统总体方案：电动机→传动系统→执行机构；初选三种传动方案，如下：(a)二级圆柱齿轮传动(b)为涡轮涡杆减速器(c)为二级圆柱圆锥减速器系统方案总体评价：（b）方案为整体布局最小，传动平稳，而且可以实现m c R 35604.1)2sin(sin ==ψθ，其中m c 5.1=； θsin 221R L C C =R L C AC L C C AC 2sin sin 21121==∠θR C AC L AC 2sin 222=∠其中，由于032][=α，则：02133775.242][=-=∠ψαA C C002173917.148)2][(180=-+-=∠ψαθC AC⎩⎨⎧==+==-1052667.11176882.121AC AC L a b L a b 解得：m a 1437893.0=，m b 2614775.1=；m b a c c b a d 410937.1]sin[)(2)(22=+-++=α七、 机构运动分析：1.数学模型 如图所示，取以A 点为原点、x 轴与AD 线一致的直角坐标系，标出向量和转角，由封闭向量多边形ABCD 可得1.35604R m =01224.33775C C A ∠=012148.73917AC C ∠=m a 1437893.0= m b 2614775.1=1.410937d m =122()()(/2)22122''"i i i AB BC BC l e l e l e ϕπϕπϕπϕϕϕ+++++33()(/2)233'"i i DC DC l e l e ϕπϕπϕϕ++=+实部和虚部分别相等可得22112222'cos 'cos "sin AB BC BC l l l ϕϕϕϕϕϕ++ 23333'cos "sin DC DC l l ϕϕϕϕ=+22112222'sin 'sin "cos AB BC BC l l l ϕϕϕϕϕϕ--+ 23333'sin "cos DC DC l l ϕϕϕϕ=-+解得2221122332332'cos()''cos()"sin AB BC DC DC l l l l ϕϕϕϕϕϕϕϕϕϕ-+--=-（）222113232332'cos()'cos()'2"sin()AB BC DC BC l l l l ϕϕϕϕϕϕϕϕϕϕ-+--=-2.框图设计3.程序和计算结果Visual C++ 程序#include "stdio.h"332.3697410231.481.044P d C mm n ≥==Ⅱ332.264171.06 1.069843.421.894P d C mm n ≥=⨯=Ⅲ 中间轴各轴段设计：1.各段轴的直径轴段1为轴承径，其直径应符合轴承内径标准，且31.4d mm ≥Ⅱ，由此选定35d mm =1。
机械毕业设计1010可急回抽油机速度分析及机械系统设计说明书
1.1 可急回抽油机简介
挖可急回抽油机速度分析及机械系统设计的发展历史久远， 可以追溯到1840 年。当时美国西部开发，进行铁路建设，产生了模仿人体构造，有大臂、小臂和 手腕， 能行走和扭腰类似机械手的抽油机， 它采用蒸汽机作为动力在轨道上行走。 但是此后的很长时间可急回抽油机速度分析及机械系统设计没有得到很大的发 展，应用范围也只局限于矿山作业中。 导致可急回抽油机速度分析及机械系统设计发展缓慢的主要原因是:其作业 装置动作复杂，运动范围大，需要采用多自由度机构，古老的机械传动对它不太 适合。而且当时的工程建设主要是国土开发，大规模的筑路和整修场地等，大多 是大面积的水平作业， 因此对抽油机的应用相对较少，在一定程度上也限制了抽 油机的发展。 由于液压技术的应用， 二十世纪四十年代有了在拖拉机上配装液压反铲的悬 挂式抽油机。 随着液压传动技术迅速发展成为一种成熟的传动技术，抽油机有了 适合它的传动装置， 为抽油机的发展建立了强有力的技术支撑，是抽油机技术上 的一个飞跃 。同时，工程建设和施工形式也发生了很大变化。在进行大规模国 土开发的同时，也开始进行城市型土木施工，这样，具有较长的臂和杆，能装上 各种各样的工作装置， 能行走、 回转， 实现多自由动作， 可以切削高的垂直壁面， 挖掘深的基坑和沟槽的抽油机得到了广泛应用[2]。
Koppe制造的目前世界上首台最大的RH40。 型全液压抽油机， 铲斗容量达42m3,
Байду номын сангаас液压油源为18台变量轴向柱塞泵，总流量高达10200L/min，原动机为2台
QSK60柴油发动机， 总功率高达2014kW,由于可急回抽油机速度分析及机械系
统设计经常在较恶劣环境下持续工作， 其各个功能部件都会受到恶劣环境的影响. 系统的可靠性日益受到重视。美、英、日等国家推广采用有限寿命设计理论，以 替代传统的无限寿命设计理论和方法，并将疲劳损伤累积理论断裂力学、有限元 法、优化设计、电子计算机控制的电液伺服疲劳试验技术、疲劳强度分析方法等 先进技术应用于液压抽油机强度研究方面，不断提高设备的可靠性。美国提出了 考核动强度的动态设计分析方法。日本制定了液压抽油机构件的强度评定程序， 研制了可靠性信息处理系统使液压抽油机的运转率达到85%-95%， 使用寿命超过1 万小时。近几年来，随着液压抽油机产量的提高和使用范围的扩大，世界上著名 的抽油机生产商纷纷采用各种高新技术，来提高自己抽油机在国际上的竞争力， 主要表现在五个方面: (1)液压系统逐渐从开式系统的转变;(2)系统的节能技术 成为研究的重点; (3)系统的高压化和高可靠性发展趋势日益凸显; (4)系统的操 纵特性上升到很重要的地位;(5)液压系统与电子控制的结合成为潮流[4]。 (1) 开式向闭式液压系统的转变 采用三位六通阀，其特点是有两条供油路，其中一条是直通供油路，另一条 是并联供油路。 由于这种油路调速方式是进油节流调速和旁路节流调速同时起作 用，其调速特性受负载压力和油泵流量的影响，因此这种系统的操纵性能、调速 性能和微调性能差。另外，当液压作用元件一起复合动作时，相互干扰大，使得 复合动作操纵非常困难。 由于抽油机作业工程中要求对液压元件能很好地控制其 运动速度和进行微调， 而且在其工作的许多工况下要求多个执行元件完成复合动 作，而长期以来使用的开式液压系统无法满足抽油机的调速和复合动作的要求。 近年来在国外的抽油机液压系统中出现了闭式负载敏感系统(CLSS)。它可以采 用一个油泵同时向所有液压作用元件供油， 每一个液压作用元件的运动速度只与 操纵阀的阀杆行程有关，与负载压力无关，泵的流量按需提供，而且多个液压作 用元件同时动作时相互之间干扰小，因此操纵性好是闭式液压系统的主要特点。
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：目录：1．设计任务***************************************************(1) 2．设计内容***************************************************(2) 3．方案分析***************************************************(2) 4．设计目标***************************************************(3) 5．设计分析***************************************************(3) 6．电机选择***************************************************(7) 7．V带传动设计*********************************************(10) 8．齿轮传动设计********************************************(11) 9．轴的结构设计********************************************(19) 10．轴承寿命校核********************************************(21) 11．心得与总结***********************************************(25) 12．附录**********************************************************(26)设计任务：抽油机机械系统设计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由三部分组成：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（将转动变换为往复移动）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。
悬点——执行系统与抽油杆的联结点悬点载荷P(kN)——抽油机工作过程中作用于悬点的载荷抽油杆冲程S(m)——抽油杆上下往复运动的最大位移冲次n(次/min)——单位时间内柱塞往复运动的次数悬点载荷P的静力示功图——在柱塞上冲程过程中，由于举升原油，作用于悬点的载荷为P1，它等于原油的重量加上抽油杆和柱塞自身的重量；在柱塞下冲程过程中，原油已释放，此时作用于悬点的载荷为P2，它就等于抽油杆和柱塞自身的重量。
假设电动机作匀速转动，抽油杆（或执行系统）的运动周期为T。
油井工况为：上冲程时间下冲程时间冲程S(M) 冲次N(次/MIN) 悬点载荷P(N) 8T/15 7T/15 1.3 14设计内容：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. 选择电动机型号，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。
6. 编写机械设计课程设计报告。
方案分析：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。
该系统的功率大，且总传动比大。
减速传动系统方案很多，以齿轮减速器减速最为常见且设计简单，有时可以综合带传动的平稳传动特点来设计减速系统。
在这里我选用带传动加上齿轮二级减速。
执行系统方案设计：输入——连续单向转动；输出——往复移动输入、输出周期相同，输入转1圈的时间有急回。
常见可行执行方案有很多种，我选用“四连杆（常规）式抽油机”机构。
设计目标：以上冲程悬点加速度为最小进行优化，即摇杆CD顺时针方向摆动过程中的α3max最小，由此确定a、b、c、d。
设计分析：执行系统设计分析：设计要求抽油杆上冲程时间为8T/15，下冲程时间为7T/15，则可推得上冲程曲柄转角为192°，下冲程曲柄转角为168°。
找出曲柄摇杆机构摇杆的两个极限位置。
CD顺时针摆动——C1→C2，上冲程( 正行程) ，P1 ，=192°，慢行程，B1 →B2；CD逆时针摆动——C2→C1，下冲程( 反行程) ，P2 ，=168°，快行程，B2→B1。
θ =。
曲柄转向应为逆时针，Ⅱ型曲柄摇杆机构a2 + d 2 > b2 + c2设计约束：(1)极位夹角（2）行程要求通常取e/c=1.35 S = eψ=1.35cψ(3)最小传动角要求(4) 其他约束整转副由极位夹角保证。
各杆长>0。
其中极位夹角约束和行程约束为等式约束，其他为不等式约束。
Ⅱ型曲柄摇杆机构的设计：若以ψ为设计变量，因S=1.35cψ，则当取定ψ时，可得c。
根据c、ψ作图，根据θ作圆η，其半径为r。
各式表明四杆长度均为Ψ和β的函数∴取Ψ和β为设计变量根据工程需要：优化计算：①.在限定范围内取ψ、β，计算c、a、d、b，得曲柄摇杆机构各构件尺寸；②.判断最小传动角；③.取抽油杆最低位置作为机构零位：曲柄转角β=0，悬点位移S=0，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α3（可按步长0.5°循环计算）；④.找出上冲程过程中的最大值α3max。
对于II型四杆机构，已知杆长为a,b,c,d，原动件a的转角及等角速度为(,n 为执行机构的输入速度)⑴.从动件位置分析（如图所示），为AD杆的角度机构的封闭矢量方程式为：（1.1）欧拉公式展开令方程实虚部相等（1.2）消去得，（1.3）其中又因为代入（1.3）得关于的一元二次方程式，解得（1.4）B构件角位移可求得（1.5）⑵．速度分析对机构的矢量方程式求导数得（1.6）将上式两边分别乘以或得或（1.7）＆（1.8）⑶加速度分析将（1.6）式对时间求导得（1.9）对上式两边同乘或得或应用网格法编程计算可得（具体程序见附录）a=0.4537圆整为0.454；b=1.2297圆整为1.230c=1.2261圆整为1.226；d=1.8539圆整为1.854则e==1.3/0.7854=1.655电机选择：①Matlab分析，悬点最大速度在上冲程且rad/s，则m/s。
根据工况初采用展开式二级圆柱齿轮减速，联合V型带传动减速，选用三相笼型异步电机，封闭式结构，电压380V Y型由电机至抽油杆的总传动效率为：其中，分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和四连杆执行机构的传动效率。
取0.94，取0.98，取0.97，取0.99，取0.90。
预选滚子轴承，8级斜齿圆柱齿轮，考虑到载荷较大且有一定冲击，两轴线同轴度对系统有一定影响，可考虑用齿轮联轴器。
则则电动机所需工作功率根据手册推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比为，二级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比的合理范围为，故电机转速可选范围为r/min符合这一范围的同步转速有750，1000，1500 r/min考虑速度太小的电机价格、体积、重量等因素，不宜选取电机型号功率kW转速r/min380V时电流A效率%功率因素额定转矩额定电流最大额矩dBdB/A净重KgY250M-6 55 983 104.2 91 0.87 1.8 6.5 2.0 87 465 Y225M-4 55 1476 103.6 91.5 0.88 1.8 7.0 2.0 89 380比较后综合考虑，选定电机型号为Y250M-6，其外形及安半装尺寸如下：机座号 A B C D E FxGD G H250M 406 349 168 75 140 20x12 67.5 250K AA AB AC AD BB HA HD L24 100 510 550 410 455 30 600 825②确定传动装置的总传动比和分配传动比分配传动比，初选V带，以致其外廓尺寸不致过大，则减速器传动比为则展开式齿轮减速器，由手册展开式曲线查得高速级，则③计算传动装置的运动和动力参数将传动装置各轴由高速至低速依次定为I、II、III轴以及为相邻两轴间的传动比为相邻两轴间的传动效率为各轴的输入功率（kW）为各轴的输入转矩（kW）为各轴的转速（r/min）则各轴转速：I轴II轴III轴曲柄转轴各轴输入功率：I轴II轴III轴曲柄转轴各轴输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98，则各轴输入转矩：电机输出转矩I轴II轴III轴曲柄转轴I－III轴的输出转矩则分别为各轴输入转转矩乘轴承效率0.98V带传动设计：①初选普通V带查表，由于载荷变动较大取1.3，P＝51kW故②选取为D型带，小带轮355~400mm。
查表初选＝375mm大轮准直径，在允许范围内取③验算带速v在10~20之间，故能充分发挥V带的传动能力。
④确定中心距a和带的基准长度⑴初定中心距⑵带长初选∴查表取⑶实际中心距实际中心距调节范围推荐值为：⑤验算小带轮包角包角合适⑥确定带的根数因传动比i=2.8，由表线性插值得则取z=4 根⑦确定初拉力F。
单根普通V带的初拉力D带 q=0.6kg/m⑧计算带轮轴所受压力⑨带轮结构设计(如下)小带轮大带轮齿轮传动设计：A．高速级设计输入功率P=47.94kW,小齿轮转速，传动比。
1. 选取齿轮的材料、热处理及精度设工作寿命10年（每年工作300天）(1)齿轮材料及热处理大小齿轮材料选用20CrMnTi。
齿面渗碳淬火，齿面硬度为５６～６２HRC，有效硬化层深0.5～0.9mm。
有图查得，，，齿面最终成型工艺为磨齿。
(2)齿轮精度８级２．初步设计齿轮传动的主要尺寸因所选为硬齿面传动，它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，再校核齿面接触疲劳强度。
(1)计算小齿轮传递的转矩(2)确定齿数z取，传动比误差允许(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(5)载荷系数K使用系数，由表查得动载荷系数,估计齿轮圆周速度v=5m/s,则由图表查得=1.2；齿向载荷系数，预估齿宽b=40mm,由表查得，初取b/h=6,再查图得=1.15；齿间载荷分配系数，由表查得载荷系数K(6)齿形系数和应力修正系数当量齿数查表(7)重合度系数端面重合度近似为：则(8)螺旋角系数轴向重合度(9)许用弯曲应力安全系数由表查得小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数查表得寿命系数，实验齿轮应力修正系数由图表预取尺寸系数许用弯曲应力比较取(10)计算模数按表圆整模数，取(11)初算主要尺寸初算中心距, 取a=356mm修正螺旋角分度圆直径齿宽，取齿宽系数(12)验算载荷系数K圆周速度，由图查得按，由表查得，又因b/h=b/(2.25)=59/(2.25*5)=5.3由图查得，不变又和不变，则K=2.90也不变故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。