毕业设计（论文）-10型传动链式超长冲程抽油机设计与分析.doc

10型传动链式超长冲程抽油机设计与分析摘 要：超长冲程抽油机可实现长冲程要求。本设计采用碳纤维连续抽油杆，该材料具有密度小，弹性较好，耐腐蚀，抗疲劳性能好，活塞效应小，起下作业速度快等优点。10型传动链式超长冲程抽油机的悬点载荷为100kn，冲程为，起下速度为1520m/min,适用碳杆规格为（303.0）mm,(324.2)mm,(355.0)mm。在本次设计中，主要完成了对抽油机的传动装置、夹紧装置、缠绕装置、夹持块结构、平衡装置等的设计，以及关键零部件的设计和校核。抽油机的动力由防爆绕线转子异步正反转电动机提供，通过窄v带，经由二级减速器传递至起提升作用的主动链轮。然后通过液压缸夹紧装置将碳杆压在装有夹持块链条之间，并且通过链条的转动，靠摩擦力来向上提起碳杆，通过导向盘将其缠绕在直径为1.8m的缠绕大盘上，缠绕大盘由电动机带动。本抽油机采用机械平衡方法，将平衡块装在链轮轴尾端，利用重力来实现平衡。关键词：抽油机；传动链式；超长冲程；设计；碳纤维复合材料the design and analysis of 10 type transmission chain ultra-long stroke pumping unit abstract: the long-stroke pumping unit can achieve long-stroke requirements. this design uses the carbon fiber composite continuous sucker rod, the material with advantages like small density, good flexibility, corrosion resistance, anti-fatigue performances, of small piston effect, working quickly, and so on. the rod load of the 10 type transmission chain ultra-long stroke pumping unit is 100kn, stroke is 10-30m, speed is 15-20m/min, specifications for the application of carbon rod (303.0) mm, (324.2) mm, (355.0) mm. the main task is to design the transmission unit, clamping devices, winding device, clamping block structure, balance device etc， as well as to check the key parts, and calculation the balance of the pumping unit. the unit is driven by explosion-proof coiling rotor asynchronous motor which can provide positive &negative, through the narrow v belt, via secondary reducer communicated to the sprocket which is used for ascension .then the carbon rod is pressed on the clamping device with gripping piece through hydraulic cylinder, and through the chain with friction to rotate carbon rod, brought up the sucker rod by the guide plate in a diameter of 1.8 meters, the winding device driven by the motor. this unit adopts mechanical equilibrium method, and the balance piece is on the sprocket axial end.keywords: pumping unit; transmission chain; ultra-long stroke; design; carbon fiber composite materials 目 录1 绪 论11.1 长冲程抽油机的发展现状和发展趋势11.1.1 国内长冲程抽油机的现状与发展趋势11.1.2 国外长冲程抽油机的现状与发展趋势21.2碳纤维复合材料41.2.1 碳纤维复合材料简介41.2.2 碳纤维复合材料连续抽油杆的性能特点及应用前景62 抽油机起升装置电动机的选择72.1 电动机的选择72.1.1 起升功率的计算72.1.2 传动装置的总功率72.1.3 确定电动机转速82.2 传动参数的计算82.2.1 计算总传动比82.2.2 分配减速器的各级传动比93 传动装置的设计113.1 带传动的设计113.1.1 确定计算功率113.1.2 选取窄v带的带型113.1.3 验算v带的速度113.1.4 确定v带基准长度和中心距113.1.5 带轮包角123.1.6 计算v带根数123.2 带轮的设计123.2.1 计算预紧力123.2.2 作用在轴上的压轴力133.2.3 带轮宽度133.3 齿轮传动的设计133.3.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数133.3.2 初步确定主要传动啮合参数133.3.3 校核齿根弯曲疲劳强度（高速级）163.3.4 校核齿面接触疲劳强度（高速级）183.3.5 承载能力计算（高速级）183.3.6 低速级齿轮疲劳强度校核193.3.7 主要参数几何尺寸计算203.4 轴的设计203.4.1 轴的设计及相关键的设计213.4.2 轴的设计及相关键的设计213.3.4 轴的设计及相关键的设计223.5 轴的校核223.5.1 求低速级大齿轮上的力223.5.2 求轴上载荷233.5.3 按弯扭合成应力校核轴上的强度253.5.4 轴的精确校核263.6 减速器轴承的设计283.6.1 轴承材料的选择283.6.2 轴承型号选择283.7 机体的设计283.8 减速器润滑系统的设计303.9 刹车的设计304 传动链及链轮的设计314.1 传动链的设计314.2 链轮的设计325 抽油机夹紧装置的设计345.1 夹紧力的确定：345.2 夹紧装置的确定345.2.1 液压缸尺寸的确定345.2.2 液压泵的选择365.2.3 液压系统的确定376 缠绕盘及动力装置的设计386.1 动力装置的设计386.1.1 电动机功率的确定386.1.2 确定电动机型号386.2 缠绕大盘的设计406.2.1 缠绕大盘尺寸的设计406.2.2 缠绕大盘轴的设计407 夹持块及支架的设计427.1 夹持块的设计427.2 支架的设计428 平衡能量计算及平衡装置的设计438.1 平衡能量的计算438.1.1 原始数据438.1.2 井深计算438.1.3 电动机上下冲程时功率计算448.2 平衡重计算及平衡装置的设计459 经济性评估4710 结 论48参考文献49致 谢51541 绪 论1.1 长冲程抽油机的发展现状和发展趋势近年来,世界抽油机的技术发展,主要是长冲程抽油机的发展。先后出现了各种各样的长冲程抽油机,经过试验与使用,均证明长冲程抽油机是一种较好的新型抽油机。根据当前石油工业发展的需要，发展长冲程抽油机不仅有利于减缓老油田高含水开采后期原油产量递减速度，而且有利于开发稠油、低渗透等油田的“难动用储量”，还有利于对沙漠油田深井及超深井的开采。目前长冲程抽油机可分为：（1）增大冲程抽油机，包括增大冲程抽油机，增大冲程无游梁抽油机；（2）长冲程无游梁抽油机，包括立式长冲程无游梁抽油机，卧式长冲程无游梁抽油机。1.1.1 国内长冲程抽油机的现状与发展趋势近几年，我国各主力油田对长冲程()、大负荷(12型)、低冲次(4次/min)的抽油机的需求迅速增长。如某油田购进抽油机的主要机型冲程随时间的变化规律大致如图1-1所示。 图l-1某油田主力机型冲程的变化趋势国内产品介绍：无游梁增距抽油机抚顺石油机械厂肖韩明、王幼均和中国天然气总公司第八建设工程公司刘桂芳共同研究开发了无游梁增矩抽油机 ,也称为机械无游梁增距抽油机。复合天轮式长冲程抽油机大庆石油学院机械系和大庆采油三厂共同研制了lcyj10 8 105hb 型复合天轮式长冲程抽油机,是一种既满足大排量抽油,又能进行环空测试的抽油机。1.1.2 国外长冲程抽油机的现状与发展趋势近年来，各国研究开发了各种新型抽油机，为更经济有效地开采石油做出了卓越贡献。在新型抽油机中，长冲程抽油机品种最多，占有更大的比例，具有较好的抽油性能、提高石油产量、降低采油成本、提高经济效益等优点。根据技术发展预测结果，在今后很长一段时间内，长冲程抽油机仍将是世界抽油机发展的主流和方向，长冲程抽油机将会有更大的发展。目前国外长冲程抽油机已广泛应用于稠油开采、小泵深抽采油工艺、大泵提液采油工艺以及开采各种特殊石油。国外产品介绍:美国rotalex长冲程低冲次抽油机美国rotalex长冲程低冲次抽油机结构见图1-2。具有以下结构特点：a、立式结构,采用链条和胶带传动方式,胶带的一端通过悬绳器与光杆联接,另一端通过带拉杆与平衡重联接,胶带中间挂在胶带滚筒上面。b、由电动机通过三角胶带、减速器后驱动主动链轮旋转,带动平衡重上下运动,实现抽油杆上下往复运动抽油。c、平衡重可根据油井实际载荷情况进行调节,可以达到较精确的平衡效果。d、抽油机占地面积较小, 用于丛式井抽油。1-安全台 2-胶带滚筒 3-悬绳器带拉杆 4-悬绳器钢索 5-光杆夹紧器6-胶带 7-平衡带拉杆 8-平衡重 9-混凝土基础 -10传动带保护 11减速器 12-井口13-光杆 14-从动链轮 15-链条 16-主动链轮图 1-2 rotaplex 长冲程低冲次抽油机机构法国长冲程无游梁液压抽油机法国公司生产的长冲程无游梁液压抽油机结构见图1-3。目前有六种规格产品,悬点大载荷为34.23-195.64kn,冲程长度为10m, 最大冲次为5min-1 。mape公司长冲程无游梁液压抽油机适用于开采稠油或高气油比石油适用于定向井、丛式井、水平井、斜井、双井平衡抽油以及深井抽油；适用于油田蒸汽吞吐采油和水驱采油该抽油机还可以用于起下抽油杆和油管,不需要修机进行作业在进行抽油作业时,可近距离或远距离遥控调节抽油机的冲程长度与冲次, 还可以调节上冲程或下冲程的运动速度,以满足油井抽油的需要。目前,该抽油机有以下六种规格:(1)h60-77-0/394型;(2)h100-110-0/394;(3)h175-150-0/394;(4)h240-220-0/394型;(5)h360-309-0/394型;(6)h610-440-0/394型。在上述型号中, h代表长冲程无游梁液压抽油机;第(1)种规格中的代表液压马达扭矩, 单位为以103lbin, 77代表抽油机载荷, 位为102lb,0/394代表冲程长度,单位为in。其余五种型号数字代表意义与上同。法国公司长冲程无游梁液压抽油机,有海洋丛式井用抽油机、斜井用抽油机、拖车式抽油机、双井用抽油机等四种类型。图 1-3 长冲程无游梁液压抽油机通过对国外各类长冲程抽油机进行分析研究后，得出以下三点有关技术发展方向的结论：.增大冲程游梁抽油机是常规游梁抽油机的发展方向：由于增大冲程游梁抽油机具有提高采油效率、增加石油产量、降低采油成本等优点，所以是常规游梁抽油机的发展方向。.增大冲程无游梁抽油机是增大冲程抽油机的发展方向：增大冲程游梁抽油机是在游梁抽油机的基础上增加了增大冲程的机构，仍然保留着游梁抽油机的某些缺点，各种技术经济指标不可能有显著的改善和提高。增大冲程无游梁抽油机彻底摆脱了游梁抽油机的某些缺点，具有更好的技术经济指标，可大幅度的提高抽油机运动特性、动力特性和平衡特性，所以增大冲程无游梁抽油机是增大冲程抽油机的发展方向。.长冲程无游梁抽油机是长冲程抽油机的发展方向：与增大冲程抽油机相比较，长冲程无游梁抽油机使用现代采油工艺发展的需要，技术经济指标先进，显著提高了抽油机的运动特性，不需要增大冲程机构，传动效率较高，杆件受力较好，而且还可以实现超长冲程抽油。这种冲程是增大冲程抽油机无法实现的，所以长冲程无游梁抽油机优越于增大冲程抽油机。为此，长冲程无游梁抽油机是长冲程抽油机的发展方向。总之世界长冲程抽油机将会有很大的技术发展，其数量将会大幅度增加，长冲程机构将更简单、有效，寿命更长。1.2 碳纤维复合材料1.2.1 碳纤维复合材料简介碳纤维复合材料连续抽油杆的外形呈带状，横截面为矩形（通常的尺寸为36.83mm5.38mm），长度可达915m以上，中间没有接箍，仅两端各有一个刚接头， 可缠绕到直径为3.05m，宽为0.15m的滚筒上。它具有密度小，弹性较好，耐腐蚀， 抗疲劳性能好，活塞效应小，起下作业速度快等优点；同时存在两端部与刚接头连接部位的疲劳强度较低，最大工作温度仅为60，不能受压缩应力，不耐磨和价格较贵的缺点。合理利用碳纤维复合材料连续抽油杆，可达到增产，节电，延长检泵周期，降低采油成本的目的。它扩大了有杆泵抽油系统的应用范围，可用于高含水油井，深井，超深井和腐蚀井的原油开采具有广阔的应用前景。为了克服普通刚抽油杆质量大，耗能高，失效频繁，活塞效应大，起下作业速度慢，易磨损的缺点，美国利用独特的航空航天设计和材料技术，经过10多年的努力，于20世纪90年代初研制成功碳纤维复合材料连续抽油杆，专用的油井作业设备和碳纤维复合材料连续抽油杆和钢质抽油杆的混合抽油杆柱设计软件，并进行了矿场试验。试验结果表明：碳纤维复合材料连续抽油杆是一种很有发展前途的特种抽油杆。cfrpc抽油杆的结构碳纤维符合材料或称碳纤维增强塑料连续抽油杆（carbon fibre reinforced plastic continuous sucker rod）简称为cfrpc抽油杆，呈带状，可缠绕到缠绕大盘上（见图1-4），它的横截面为矩形。增强材料：心部为碳纤维；上下表面覆盖玻璃纤维布，以提高cfrpc抽油杆的横向强度；左右两侧面和棱角覆盖劳纶纤维布或玻璃纤维布，以提高抽油杆的耐磨性能。基体为乙烯树脂，采用拉挤工艺生产。1 转轴;2支承环;3滚筒;4cfrpc抽油杆图1-4 缠绕大盘 cfrpc抽油杆两断部的连接结构（见图1-5），其两表面上各帖一条用纤维复合材料做的加强带，并打3个螺钉孔。刚接头的一端符合api抽油杆规范以便和刚抽油杆，抽油光杆相连接；另一端开一个槽，有3个内螺纹孔。将cfrpc抽油杆的端部插入，钢接头的槽中用3个螺钉固定。 cfrpc抽油杆的端部连接结构1cfrpc抽油杆;2加强带;3螺钉;4钢接头图1-5 抽油杆结构当今有一些油厂采用cfrpc抽油杆油井作业设备（见图1-6） 1滚筒;2导向器;3cfrpc抽油杆;4载车;5马达;6减速器;7链条;8吊杆;9钢丝绳;10卡瓦;11千斤顶图1-6 抽油杆作业车1991年5月至1995年11月美国在33口抽油井使用了cfrpc抽油杆，平均泵挂深度为1444m，平均泵径为50.5m，7口井的平均冲数为10.5min-1，平均地面冲程为3.94m，cfrpc抽油杆的长度占整个抽油杆柱长度的平均比例为56.8%,井底的平均温度为42.7，井液平均含水88.8，平均日产液91.7t。其中有一口井正常运行了4年，另一口含h2s的井正常运行了3年，还有几口井也连续运行了3年多。这33口井在4年半的矿场试验中工作业45井次，最主要的失效形式是刚接头疲劳断裂和cfrpc抽油杆端部连接部件失效，其次是由于cfrpc抽油杆受压应力引起失效。试验结果表明：cfrpc抽油杆具有足够的抗疲劳强度，可以达到增产和节电的目的，可用于原油生产。1.2.2 碳纤维复合材料连续抽油杆的性能特点及应用前景（1）优点： 密度小，可以降低光杆载荷和减速器的扭矩，节电。cfrpc抽油杆的密度为1.59g/cm，约为钢抽油杆的五分之一。cfrpc抽油杆刚抽油杆的混合抽油杆柱的质量比刚抽油柱轻50%以上，因此，可以大大降低光杆载荷和减速器的纽矩，达到节电的目的。可使抽油杆的型号降低12个规格，减少设备投资。 弹性好，优化设计混合抽油杆柱，可以增加原油产量。cfrpc抽油杆的弹性模量e1.16105mpa，利用混合抽油杆柱设计软件，优化设计抽油系统，可实现超冲程，增加原油产量。 耐腐蚀，延长了检泵周期。 降低了抽油杆的失效频率和活塞效应。cfrpc抽油杆的中间没有接箍，减少了接箍引起的失效和活塞效应。 cfrpc抽油杆与油管的摩擦力较小，降低了油管的磨损和光杆载荷。 抽油杆起下作业速度快，减轻作业工人的劳动强度。混合抽油杆柱的起下作业速度约比钢抽油杆柱快60%。 扩大了有杆泵抽油系统的应用范围。利用美国普通的640型抽油机和抽油泵，泵挂深度为1493m，利用cfrpc抽油杆，通过优化设计，日产液可达191t，因此可部分代替电潜泵，用于大泵强采。此外，cfrpc抽油杆还可用于深井，超深井和腐蚀井。（2）缺点：cfrpc抽油杆的两端部与钢接头连接部件的疲劳强度较低，是薄弱环节。目前最高工作温度仅为60。不能承受压应力，耐磨性能较差。价格较贵，美国cfrpc抽油杆的价格接近22.2mm玻璃钢抽油杆，比22.2mm抽油杆贵1倍。（3）应用前景：cfrpc抽油杆适用于高含水油井，深井，超深井和腐蚀井的原油开采。目前我国约有抽油井8万口，原油平均含水在80%以上，泵挂深度2000m以上深的井数占井数的15%以上，腐蚀井的井数也占总井数的15%以上。因此，cfrpc抽油杆在我国有广阔的应用前景。2 抽油机起升装置电动机的选择2.1 电动机的选择2.1.1 起升功率的计算悬点载荷：fmax=100kn起下速度：v=1520 m/min=（）ms则起升功率为：pw=fmaxv=100()kw=()kw即最大起升功率：pw=33.3kw2.1.2 传动装置的总功率选择传动方案如下图2-1所示：图2-1 传动装置运动简图这一功率由电动机带动减速器来实现，则由电动机至传动链的传动总效率为，即有： （2-1）其中分别为每一传动副的传动效率，分别为：带传动： =0.95滚动轴承： =0.98齿轮传动： = 0.98 （齿轮精度为8级，不包括轴承效率）联轴器： = 0.99 （凸缘联轴器）链传动： = 0.91则有所以 （2-2）2.1.3 确定电动机转速根据所选链及链轮可确定主动齿轮轴的工作转速为： （2-3）按表推荐的传动比的合理范围。取v带传动的传动比：二级圆柱齿轮减速器的传动比：则传动比的合理范围为：故电动机转速的可选范围为： 由于动作过程中电动机需要经常改变方向，所以需要选择可以反转的电动机，根据容量和转速，选择“ybd系列隔爆型三相异步电动机”。其主要性能如表2-1： 表2-1 电动机性能表型号额定功率 （kw）电压(v)电流(a)同步转速(rmin)效率(%)功率因数ybd-280m-655380104.81000900.87202.2 传动参数的计算2.2.1 计算总传动比ybd-280m-6型电动机总传动比： （2-4）分配传动装置传动比由公式 （2-5）式中,分别为带传动和减速器的传动比，为使v带传动的外廓尺寸不至于过大，故初取：=3.0则减速器传动比为 2.2.2 分配减速器的各级传动比按展开式布置，考虑润滑条件，两极大齿轮应有近似的浸油深度(即使两个大齿轮直径相近)，可由机械设计课程指导书图12展开式曲线查得有=4.555则 传动装置各轴的运动及运动参数：为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速及转矩（或功率），将传动装置各轴有高速至低速依次定为：轴，轴，轴，轴。i为相邻轴间的传动比；为相邻两轴间的传动效率；为相邻的输入功率（kw）t为各轴的输入转矩（nm）n为各轴的转速。则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到个轴的运动和动力参数：各轴转速 -电动机同步转速-电动机至工作轴的传动比=1000 rmini轴： 轴：轴：iv轴: 各轴输入功率：轴: 轴： 轴： iv轴: 各轴输入转矩： （2-6）轴 轴 轴 iv轴 数据归纳为下表2-2：表2-2 传动装置各轴运动参数名称输入功率p(kw)输入转矩t(nm)转速n(r/min)传动比 i效率 电动机43.971419.92310003.00.95轴41.7721196.780333.334.5550.96轴40.1185229.75973.2593.160.96轴38.52915871.62823.15910.96iv轴38.52915871.62823.1593 传动装置的设计3.1 带传动的设计已知电动机的型号为ybd-280m-6额定功率： 55kw同步转速： 1000r/min带传动比i： 3.0一天运转时间： 24小时3.1.1 确定计算功率查表有计算功率为： （3-1）3.1.2 选取窄v带的带型根据和小带轮转速 n确定用窄v带带型。由于窄v带能承受较大的预紧力，故根据机械设计第七版图8-9选用spb型窄v带。由机械设计表8-3和表8-7取主动轮基准直径为=224mm则 选取标准值：=710mm3.1.3 验算v带的速度由公式 （3-2）带速在535m/s范围内，带速合适。3.1.4 确定v带基准长度和中心距 根据公式 （3-3）有即初取a0=1000mm由公式 （3-4）取基准长度带长mm计算实际中心距a （3-5）3.1.5 带轮包角 （3-6） 则主动轮上的包角合适。3.1.6 计算v带根数 （3-7）根据，查机械设计第七版表8-5c和表8-5d 得：=8.97， =0.8根据，查机械设计第七版表8-8，得：根据=3550mm，查表8-2，得：=1.00则将上述数据代入可得，取整值 z=9根3.2 带轮的设计3.2.1 计算预紧力由公式 （3-8）查表8-4得q=0.020kg/m 应使带的实际初拉力大于。对于新安装的v带，初拉力1.5，运转后为1.3。3.2.2 作用在轴上的压轴力 （3-9）3.2.3 带轮宽度 （3-10）， 带轮用铸造的方法制造，选用钢材 ht=100.3.3 齿轮传动的设计3.3.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）一般抽油机齿轮传动采用双圆弧齿轮传动；（2）选用齿轮精度等级为8-8-7jb4021-85；（3）选择齿轮材料 小齿轮材料：，调质，。 大齿轮材料：，调质，。 用硬度下限值查抽油机（石油工业出版社）图5-12和图5-18，取调质合金钢区域图的中间值得疲劳极限 小齿轮 大齿轮 3.3.2 初步确定主要传动啮合参数 高速级（人字形齿轮）已知=4.555， 初选则暂取则半齿宽上的轴向重合度为 （3-11） =在推荐范围内，故取=2.297，=0.297按抽油机接触疲劳强度设计式（5-11）初定模数： （3-12）对分流式布置的人字形齿轮，按单侧斜齿传递一半扭矩计算，取小齿轮的名义转矩为 （3-13）其中 t为输出轴转矩，i为减速器总传动比，为减速箱总传动效率。查抽油机图5-7，=0.72时，=1.09（非对称布置，轴刚性小）取=1.5，暂取=1.05按齿轮组精度为7级，取=1.39由抽油机图5-8，当=0.297，时，查得 =0.17由抽油机表5-4得=31.27由抽油机图5-9，按u=4.556，查得=1.058由抽油机图5-10，按，查得=0.665。暂取=1，=1，=1取则 （3-14） （3-15） =4.044mm取第一系列标准模数，=5mm初定主要传动参数：取中心距a=300mm则=33.5573=3333取b=65mm（单侧齿宽）（2）低速级（人字齿轮）低速级传动比初选，则则取整为=95，则暂取 在推荐范围内，故取=2.33，=由抽油机图5-7按=0.5和，查得（非对称布置，轴刚性小）由抽油机图5-9,按u=3.167查得=1.077由抽油机图5-10，按查得=0.6224由抽油机图5-8，按=0.33，查得=0.20代入接触强度设计式初定模数： =5.099mm，取标准模数=6mm初定主要传动参数：中心距取整得 a=420mm=26.77=2646则取b=97mm（半人字齿宽）3.3.3 校核齿根弯曲疲劳强度（高速级） 按抽油机校核式（5-13）计算齿根弯曲疲劳应力 （3-16）实际总传动比考虑到两侧齿轮对中性的加工误差，故在校核计算时，单侧齿轮名义转矩按0.6算，即小齿轮转速 由抽油机图5-6,7级精度，得由抽油机图5-7，按非对称布置，轴刚性小查得（软齿面）实际重合度由和=33.5573 从抽油机图5-8查得取由抽油机图5-9，按u=4.556，查得由抽油机表5-4查得由抽油机图5-10查得 按由图5-15查得 未修端，由图5-16查得由于抽油机齿轮减速器，其应力循环次数比齿根弯曲疲劳循环基数，故取。由抽油机表5-20，查得弯曲强度的最小安全系数，取值范围为，要求一般可靠度时取下限值，高可靠度时取上限值。 从校核计算可知，小齿轮弯曲强度比大齿轮低，但两者都超过了高可靠度安全系数，弯曲强度储备有富裕。3.3.4 校核齿面接触疲劳强度（高速级） 用校核式（5-20）计算齿面疲劳应力： （3-17）前面已选定及等系数。由算得由及，从图抽油机5-11查得，则 =451.22由抽油机图5-13，采用200号极压工业齿轮油润滑，当，查得 由抽油机图5-14，按，查得则安全。由计算可知，小齿轮的接触疲劳强度比大齿轮高。3.3.5 承载能力计算（高速级）（1） 由许用接触应力决定承载能力 取 （3-18） 则换算到输出轴的承载能力为（2）由许用弯曲应力决定的承载能力 取 （3-19） 则换算到输出轴的承载能力为3.3.6 低速级齿轮疲劳强度校核计算过程从略，仅给出结果。（1）齿面接触疲劳强度校核 安全。（2）齿根弯曲疲劳强度校核安全。3.3.7 主要参数几何尺寸计算 表3-1 齿轮几何参数汇总表名称高速级低速级 计算式齿数z, 模数mmmm当量模数螺旋角=3333=2646传动比ii=4.556i=3.159分度圆直径d中心距aa=300mma=421mm齿顶圆直径齿根圆直径齿宽3.4 轴的设计 根据工作条件，初选轴的材料为40cr，调质处理，按照扭转强度法进行最小直径估算，即。初算轴径时，若最小轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴段强度的影响。对直径d100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大3%；有两个键槽时，应增大7%。对直径d100mm的轴，有一个键槽，轴径增大5%7%；有两个键槽时，应增大10%15%。3.4.1 轴的设计及相关键的设计（1）高速轴的材料选用40cr调质，硬度241286hbs。 查机械设计（第七版）表15-3得由公式可得因为高速轴为外伸轴，且最小轴径处需要安装带轮，需开一键槽，则取由此依次设计轴的轴径（由带轮端向箱体内）为60mm70mm80mm齿轮轴80mm70mm。（2）装带轮的轮毂设计 取毂长为=（3）轴上键的设计查机械零件手册取键长l=100mm，采用圆头普通平键a型，并得键的尺寸为bh=1811mm，轴槽深度mm，轮毂深度mm 由于齿轮轴的直径与齿轮的分度圆直径相差不大，所以将齿轮与轴做成一体，称之为齿轮轴。3.4.2 轴的设计及相关键的设计（1）轴材料选用40cr调质，硬度241286hbs查机械设计（第七版）表15-3得由公式，可得因为中间轴最小直径处安装滚动轴承，故取标准值则轴轴径依次为90mm95mm100mm130mm96mm90mm。（2）齿轮轮毂设计齿轮2的轮毂长度，齿轮3的轮毂长度为（3）轴上键的设计两键的型号均选用a型圆头平键，查机械零件手册可得，键的尺寸均为bh=2816mm安装齿轮2的键长可选用 安装齿轮3的键长可选用其它参数分别为：齿轮轮毂上轮槽深度均为mm，轴上键槽的深度均为mm。3.3.4 轴的设计及相关键的设计（1）轴材料选用40cr调质，硬度241286hbs查查机械设计（第七版）表15-3得由公式，可得因为轴为外伸轴，且最小轴径处安装联轴器，开有键槽，取则轴径依次为125mm135mm140mm150mm170mm145mm140mm。（2）轴上键的设计 为了使所选用的轴颈与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩为。 按照计算转矩应小于联轴器的公称扭矩的条件，查机械设计手册选用“弹性柱销齿式联轴器zl11型”，其公称扭矩为，孔径范围为d=120130mm。 由于半联轴器与轴配合毂孔长度为l=212mm，故取键长；型号选用a型圆头平键，其尺寸为bh=3218mm，轴上键槽的深度为mm。根据齿轮轮毂宽度选取，轴与齿轮相联接的键长为，型号选用a型圆头平键，其尺寸为bh=3620mm，齿轮轮毂上轮槽深度为mm，轴上键槽的深度为mm。3.5 轴的校核现仅需精确校核输出轴，详细过程如下：3.5.1 求低速级大齿轮上的力已知大齿轮分度圆直径为而圆周力 径向力因为采用人字形齿轮，则不受轴向力，即3.5.2 求轴上载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。图3-1 轴的计算简图如上图，由（b）图可求出水平面支座反力从而可得轴在水平面上所承受弯矩：由（c）图可求出垂直面支座反力从而可得轴在垂直面上所承受弯矩：则可得总弯矩为：表3-2 轴上载荷计算表载荷水平面h垂直面v支座反力r弯矩m总弯矩扭矩3.5.3 按弯扭合成应力校核轴上的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面（即危险截面）的强度，根据机械设计第七版式（15-5）及上表中的数值，并取。轴的计算应力 （3-20）前已选定轴的材料为40cr，调质处理，由机械设计表15-1查得，因此，故安全。3.5.4 轴的精确校核（1）判断危险截面a-b段轴只受到扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以a-b段轴的截面均不用校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，安装大齿轮处的轴截面由于过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面c上的的应力最大。齿轮左端截面的应力集中的影响的影响和齿轮右端截面的相近，但齿轮右端截面不受扭矩作用，故不必作强度校核。截面c虽然应力最大，但应力集中不大，（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端）；而且这里轴的直径最大，故截面c也不用校核；轴c-d段显然也无需校核，由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，而且齿轮左端截面左方比右方轴颈大，则仅需校核齿轮左端截面的右方即可。（2）抗弯截面系数：抗扭截面系数：齿轮左端面右侧的弯矩m为：齿轮左端面右侧的扭矩为：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为40cr，调质处理，由机械设计表15-1查得 轴肩引起的应力集中截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 按机械设计附表3-2查取。本节参考文献机械设计第七段。因经插值后可查得，又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按式（附3-4）为由附图3-2得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工。由附图3-4得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即，则按机械设计式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为：又由3-11及3-2得合金钢的特性系数取取计算安全系数值，按机械设计式（15-6）（15-8）则得 （3-21） （3-22） （3-23）可知在轴肩引起的应力集中作用下是安全的。 过盈配合引起的应力集中过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取 于是得 则得综合系数为： 所以安全系数值为可知其在过盈配合引起的应力集中作用下也是安全的。所以轴的强度足够，安全。3.6 减速器轴承的设计3.6.1 轴承材料的选择轴承需要耐磨、耐蚀，故选择材料表面淬火，硬度48-55hrc。保证各强度要求。3.6.2 轴承型号选择均选用深沟球轴承6000型，其型号如下表3-3：表3-3 6000型深沟球轴承参数输出轴：6228基本尺寸为中间轴：6218基本尺寸为输入轴：6214基本尺寸为3.7 机体的设计机体选用铸铁铸造，其结构尺寸如下表3-4：表3-4 机体的结构尺寸表名称符号减速器型号及尺寸关系机座壁厚二级圆柱齿轮减速器机盖壁厚二级圆柱齿轮减速器机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数轴承旁连接螺栓机盖与机座联结螺栓直径联结螺栓的间距150200轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径至外机壁距离至凸缘边缘距离轴承旁凸台半径外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机盖，机座肋厚 轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度轴承旁联接螺栓的距离s取s=3.8 减速器润滑系统的设计该系统需要润滑的机构主要是减速器中的齿轮和轴承；还有缠绕大盘及链轮轴的轴承。其中齿轮润滑选30号机械油；轴承润滑选钠基润滑脂，通过油杯加到轴承里。3.9 刹车的设计刹车装置是保证抽油机安全、可靠工作的重要部件。在切断动力源后，刹车装置应能将曲柄平稳可靠地制动在任何位置。因此，抽油机刹车装置应具有足够的强度和刚度。而且要求结构简单，操纵灵活，维修方便。本设计采用内张双蹄式刹车装置如下图3-2所示 图3-2 内张双蹄式刹车装置图4 传动链及链轮的设计4.1 传动链的设计链轮的齿数选择查机械设计表9-5得 计算功率查表9-9得，则 （4-1）传递功率工作情况系数 确定链条型号和节距p一般链速低于时采用人工定期润滑，则根据机械设计图9-14和表9-1可选取节距为的32a型号链条。由于工作需要选择三排链。确定链条链节数。初定中心距，则链节数为节无需圆整。为了保证链条松边有一个合适的安装垂度；实际中心距应在较理论中心距小一些，即 理论中心距的减小量则实际中心距圆整为查表得参数如下表4-1