毕业设计论文链条抽油机

1、链条抽油机摘要：针对目前国内普遍使用的游梁式抽油机冲程长度有限、体积大，改进费用高，改进后外形尺寸大、消耗功率多，操作维修不便等问题。本文阐述了一种新型的链条抽油机，利用增大转角机构原理、滑轮组增倍原理对现有抽油机进行了改进，对改进部分进行详细的设计，对零部件进行必要的强度校核。改进后的抽油机具有结构简单、质量轻、耗能少、冲次少、长冲程、悬点加速度变化小、惯性载荷小、运行平稳、减速器输出扭矩小、易于安装、维护使用方便等优点，能够满足抽油机一年365天无人看守连续工作的目的。关键字：链条抽油机 转角机构 滑轮组增倍原理 长冲程 chain pumpingabstract：for current

2、domestic widespread use of rod-stroke length limited, bulky, expensive improvements, improved overall size, power consumption, operation and maintenance inconvenient. this article describes a new type of chain pumping, utilization increase corner body principle，pulley block doubling principle on exi

3、sting pumping unit has been improved, more on improving the part design, components as necessary strength check. improved pumping unit has a simple structure, the quality of light, less energy consumption, fewer, long-stroke, polished acceleration changes in small, inertial loading, running smoothly

4、, gearbox output torque is small, easy to install, maintain, easy to use, can meet the pumping 365 days a year to work continuously for unmanned. key words: chain pumping corner body pulley block doubling principle long strok目录第一章 绪论11.1选题的目的与意义11.2发展的趋势11.3本课题主要讨论的问题2第二章 总体方案确定32.1方案确定32.2结构和工作原理3第

5、三章 传动装置设计63.1带、减速器设计63.1.1 v带设计63.1.2减速器设计83.1.3减速器轴计算及轴承选择143.1.4减速器轴的校核163.2四杆机构设计183.2.1四杆机构尺寸计算183.2.2曲柄的设计193.2.3连杆的设计193.3链轮传动装置设计203.3.1材料的选择203.3.2齿数的确定203.3.3当量的单排链的计算功率203.3.4链条的型号和节距的确定213.3.5中心距、链节数的计算213.3.6链轮各个尺寸的计算213.3.7具体结构的设计图223.4天轮及滑轮设计223.4.1天轮设计223.4.2滑轮设计243.5支承座设计253.5.1材料的选取

6、253.5.2具体结构和尺寸的设计25第四章 桁架和底座设计274.1底座设计274.2桁架设计274.3 桁架悬出部分的强度校核28结束语30致谢31参考文献32附录33第一章 绪论1.1选题的目的与意义随着油田开发的转移，我国大多数油田都已进入开发的中后期，逐渐丧失自喷能力，基本上已从自喷转入机采。80年代初，我国拥有机采油井2万口，占油井总数的57.3%，机采原油产量占总产量的27%。到80年代末，我国拥有机采油井3万口，占油井总数的85%，机采原油产量占总产量的80%。在这些机采油井中，采用抽油机有杆式抽油占90%，采用电潜泵、水力活塞泵、射流泵、气举等其他无杆式抽油占10%。随着油田

7、进一步开发，机采油井的比重将进一步加大，其中主要采用有杆式抽油。由此可见，抽油机在石油工业中具有举足轻重、非同小可的重要地位。抽油机的产生和使用由来已久，迄今已有百年的历史。应用最广，普及最广的应属游梁式抽油机，它结构简单、易损件少、可靠性高、耐久性好，操作维修方便。但是，在开采稠油、高凝油、深层油、特别是高含水油田时，使用常规游梁式抽油机已无法实现更经济、有效地开采。对游梁式抽油机进行增大行程的改进设计时，存在着造价高，外形尺寸大，使用中消耗功率多等问题。按照采油工艺的要求， 国内外都在研制长冲程，大载荷，低冲次， 高效节能的抽油机 。其中链条抽油机具有结构简单，质量轻，耗能少，冲次低，冲程

8、长，悬点加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳，减速器额定扭矩小和易于安装，设计改进发展空间大等特点，得到了普遍发展。1.2发展的趋势抽油机的产生和使用由来已久，迄今已有百年的历史。应用最广，普及最广的应属游梁式抽油机，早在120年前就诞生了，目前，在世界各个产油国仍在大面积的广泛应用。美国拥有40万台，我国拥有2 .7万台，一百多年来，游梁式抽油机的结构和原理没有实质性变化。我国的抽油机制造业已有40年历史，经过了进口修配、仿制试制、设计研制三个阶段。50年代以进口为主，修配为辅。60-70年代在仿制的基础上进行试制，1975年制定国产抽油机基本形式与参数，1980年制定抽油机结构尺寸和技术条件

9、。从此开始自行设计，研究制造国产抽油机，逐步实现国产化，不仅满足自给，而且还部分出口，目前，我国已有兰州石油机械厂、兰州通用石油机械厂、宝鸡石油机械厂、第二石油机械厂、等30多家抽油机制造厂，年生产抽油机上万台，兰州石油机械厂、兰州通用石油机械厂、宝鸡石油机械厂、第二石油机械厂等厂家先后获得api商标使用许可证，抽油机出口美国，从而使国产抽油机打入国际市场，跻身于世界先进行列。现有技术所提供的抽油机，主要有游梁式抽油机、异型抽油机、链条式抽油机等，其中游梁式抽油机是我国使用最早，用量最大的一种类型，它具有结构简单，运行可靠，使用寿命最长，维护方便等优点，它的不足之处在于驴头尺寸过大，因而自重大

10、，能耗高，冲程短，随着油田开发的转移,我国大多数油田都已进入开发的中后期油井普遍出现稠油、高凝油、深层油、特别是高含水油田时，使用常规游梁式抽油机已无法实现更经济、有效地开采。对游梁式抽油机进行增大行程的改进设计时，存在着造价高，外形尺寸大等缺点。因此，国内外都在研制长冲程，大载荷，低冲次， 高效节能的抽油机。其中链条抽油机以其结构简单，质量轻，耗能少，冲次低， 冲程长，悬点加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳、减速器额定扭矩小、易于安装，设计改进和发展空间大等诸多优点，受到各国研究者的亲眯，得到了普遍发展。1.3本课题主要讨论的问题本次设计利用增大转角机构原理，改进抽油机的设计，从而达到整机结

11、构合理、悬点载荷大、冲程长、冲次少，减速机输出扭矩小，重量轻，动力传动系统带动链轮传动装置往复运动，同时复动增距滑轮组随之往复运动，利用滑轮组的增倍原理和动力传动系统实现复动增距动力消耗与同类机型相比降低10%，维护使用方便，满足抽油机一年365天连续工作的目的,结合实际，解决具体生产问题。抽油机的工作性能指标包括悬点载荷、冲程、冲次、减速机扭矩、单井井口产量等技术参数。随着油田不断开发，油井含水比不断增大，泵挂深度不断增加，动液面不断下降，势必引起悬点负荷增大，同时引起减速器扭矩的增大，泵径、冲程、冲次也要根据工况的变化而经常调节。抽油机常年连续运转，工况复杂多变，加之无人监护，管理不便，因

12、而要求其工作必须可靠。对于油矿设备来说，可靠性是最重要的技术指标，抽油机发生故障将会造成停产待修、油井破坏等重大事故和严重经济损失。加之游梁式抽油机改进设计诸多不利因素，针对上述实际情况，本次设计链条抽油机改进方案是符合实际需求的。第二章 总体方案确定2.1方案确定本次设计利用增大转角机构原理，改进抽油机的设计，从而达到整机结构合理、悬点载荷大、冲程长、冲次少，减速机输出扭矩小，重量轻，动力传动系统带动链轮传动装置往复运动，同时复动增距滑轮组随之往复运动，利用滑轮组的增倍原理和动力传动系统实现复动增距。改进费用，动力消耗低于游梁式抽油机，且维护方便。通过这次改进设计，使链条抽油机能够在较为苛刻

13、的环境下良好的工作，满足抽油机一年365天无人看守、连续工作的目的，适应的工作范围面更宽。因此本方改进案符合实际需求。2.2结构和工作原理1、结构草图如图2.1图2.2：图2.1总装草图 主视图图2.2总装草图 侧视图1.底座2.电机. 3.带轮传动结构4.减速器5.曲柄6.连杆7.链轮传动机构8.钢丝绳 9.桁架 10.螺栓m36×130 11.螺母m36 12.弹簧垫圈13.天轮机构14.定位轮机构 15.轴承座 16.悬架 17.推杆机构 18.抽油杆2、工作原理如上图所示，当悬绳器处在最低位置时，链轮传动机构7尾部处在上摆角的最高位置，浮动增距滑轮组和拉杆及平衡块处在最高位置

14、，曲柄连杆机构处在上支点换向位置，此时，各部件储存的势能最大，开启电机2动力经带轮传动机构3、减速器4带动曲柄连杆机构6逆时针转动，各部件储存的势能变为动能做功，曲柄连杆机构6中的连杆牵位横轴17带动链轮传动机构7和复动增距滑轮组绕着主轴承座转动下行，传动钢丝绳8同时拉动链轮传动机构7中的小直径滑轮，带动天轮机构13中的小直径滑轮逆时针缠绕传动钢丝绳8，拉动增距小直径滑轮，带动天轮传动机构13中的增距大直径滑轮逆时针缠绕主钢丝绳，通过定位滑轮组14牵拉悬绳器带动抽油杆18上行抽油，当链轮传动机构7带动复动增距滑轮组和拉杆下行到最低位置时，曲柄连杆机构6逆时针旋转至下止点换向位置，各部件储存的势

15、能降到最小，悬绳器带动抽油杆18上行至最高位置，抽油工作行程结束，电动机2继续运行，通过前述的动力传动系统带动曲柄5继续逆时针转动，曲柄连杆机构转过下止点换向位置，通过曲柄连杆机构6中的连杆推动横梁17和链轮传动机构7，带动复动增距滑轮组和拉杆绕着链轮传动机构7中的主轴承座转动上行，各部件将动能转变为势能储存起来，同时与悬绳器相连的抽油杆18从最高位置下落，抽油杆及井下部分的势能变为动能通过主钢丝绳牵拉增距大滑轮顺时针转动，带动增距小直径滑轮顺时针缠绕传动钢丝绳8，当连杆6推动链轮传动机构7带动复动增距滑轮组和拉杆及平衡块绕着主轴承座转动上行至最高位置时，抽油杆18牵拉悬绳器和主钢丝绳下行至初

16、始位置，曲柄连杆机构到达止点的换向位置，抽油机空载行程结束，电动机2连续运转，动力传动系统带动曲柄6继续逆时针转动。曲柄连杆机构转过上止点换向位置，连杆6牵拉横轴17和链轮传动机构7带动复动增距滑轮组和拉杆及平衡块绕着主轴承座转动下行，开始下一个抽油工作循环。第三章 传动装置设计3.1带、减速器设计带传动是一种挠性传动。基本组成零件为带轮（主动轮和从动轮）和传动带，具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点。本次设计带传动是把电机的转速通过一定的传动比传给减速器，实现电机与减速器通过带间接连接起来。选电机的型号y200l-8，查表的，设计抽油杆的冲次。3.1.1 v带设计1、传动比的确定

17、查表得带得传动比一般推荐.本次设计取查表得则减速器的输入转速减速器的总的降速比2、皮带确定查表得则电动机的计算功率（1）带型号选择查表得选择v带的型号为c型查表得初选小带轮的直径为则大带轮的直径 （2）带速计算 查表得符合推荐值范围故合适（3）中心距及带长计算 （式3.1）则带入数据有初取 （式3.2）查表得取 （式3.3）则实际中心距中心距变换范围（4）带包角的验算符合（5）v带根数的确定查表得则根数 取(6）初拉力得计算由机械设计p149表8-3的则实际(7)压轴力的计算 (8)小带轮尺寸设计查表得电机y200l-8输出轴的直径，长度键槽的宽，,则键槽的高度=.查表得带和轮连接时的各个参数

18、(9)选带轮的材料为q235,小带轮零件图如图3.1： 图3.1 小带轮零件图3.1.2减速器设计i级齿轮传动设计(1)传动比计算 查表得 本次设计取系数为1.4则(2)功率、转速计算有设计要求可得齿轮的转速不高，故选择八级精度。(3)齿轮材料的选择选择小齿轮的材料为，硬度为280hbs，大齿轮的材料为45号钢，硬度为240hbs，两者相差40hbs(4)齿数的选择选小齿轮的齿数为取(5)齿轮具体的设计初选螺旋角，载荷系数，查表得选齿宽系数，查表得选区域系数。查表得材料的弹性影响系数查表得则小齿轮的转距查表得小齿轮的接触疲劳强度大齿轮的接触疲劳强度应力循环次数 （式3.4）查表得接触疲劳寿命系

19、数取失效概率，安全系数 （式3.5） 小齿轮的分度圆直径 （式3.6） 计算圆周速度v计算齿宽不b及模数 齿高宽高比查表得使用系数，8级精度查表得得 则纵向重合度查表得，则载荷系数则校合分度圆直径计算模数齿跟弯曲强度设计动载系数纵向重合度 查表得螺旋角影响系数则当量齿数查表得取齿型系数得查表得应力校合系数计算大小齿轮的查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限查表得取疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数则 小齿轮大齿轮大齿轮的数值大则设计模数对计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，为了符合两者取，就可以满足强度，但为了同是满足强度，取分度圆直径则取，则

20、取则中心距按圆整后的中心距修正螺旋角变化不大不需要修改，则大齿轮的分度圆直径为 (6)齿轮几何要素的尺寸计算查表得得大齿轮的齿顶圆直径为大齿轮的齿根圆直径为小齿轮的齿顶圆直径为小齿轮的齿根圆直径为则小齿轮的宽度为取大齿轮的宽度为（7）小齿轮的具体结构和尺寸如图3.2图3.2 小齿轮零件图ii级齿轮传动设计(1)传动比的分配(2)功率和转速的计算由设计要求可得齿轮的转速不高，故选择八级精度。(3)齿轮材料的选择选择小齿轮的材料为40cr，硬度为280hbs，大齿轮的材料为45号钢，硬度为240hbs，两者相差40hbs(4)齿数的选择初选小齿轮的齿数为则大齿轮的齿数取(5)齿轮具体的设计初选螺旋

21、角，载荷系数，查表得选齿宽系数，查表得选区域系数。查表得材料的弹性影响系数查表得得小齿轮的转距查表得得小齿轮的接触疲劳强度大齿轮的接触疲劳强度应力循环次数查表得取接触疲劳寿命系数取失效概率，安全系数由式10-12得 由式得小齿轮的分度圆直径计算圆周速度v计算齿宽不b及模数齿高宽高比查表得使用系数，8级精度查表得得 则纵向重合度查表得，则载荷系数则校合分度圆直径计算模数齿跟弯曲强度设计动载系数由纵向重合度 查表得螺旋角影响系数则当量齿数查表得取齿型系数得查取应力校合系数计算大小齿轮的查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限查表得疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数 小齿轮大齿轮大齿轮的

22、数值大则设计模数对计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，为了符合两者取，就可以满足强度，但为了同是满足强度，取分度圆直径则取，则取则中心距按圆整后的中心距修正螺旋角变化不大不需要修改，则大齿轮的分度圆直径为 (6)齿轮几何要素的尺寸计算查表得大齿轮的齿顶圆直径为大齿轮的齿根圆直径为小齿轮的齿顶圆直径为 小齿轮的齿根圆直径为则小齿轮的宽度为取大齿轮的宽度为3.1.3减速器轴计算及轴承选择1、减速器轴径的计算轴径的初算（式3.7）其中p为轴所传递的功率,n为轴的转速,c可由机械设计课程设计p18表3-1得出,本次设计取。抽油机长期连续工作，减速器作为动力输出，所以

23、对减速器轴的要求较高查表选轴的材料为20cr，许用弯曲应力，剪切疲劳极限弯曲疲劳极限屈服强度极限抗拉强度极限硬度5662hbs由, 由, 由, 2、具体结构和尺寸的计算 根据前面带轮的宽度，减速器轴的宽度及轴承端盖厚度，及各部分间隙可算得减速器一轴的长度。 由计算的，取与减速器相连轴的直径为d=42mm，为了满足轴向定位要求需要制出一轴肩查表可得r=1.6mm,取安装轴处的直径d=50mm，为了满足轴向定位要求需要制出一轴肩查表可得r=1.6mm，则此时轴的直径为d=56mm为了方便定位在齿轮安装处需设计一轴肩查表得r=2mm，则安装齿轮处的直径降为d=56mm，同样在安装轴承处设轴肩的高度r

24、=1.6，安装轴处的直径降为d=50mm具体设计如图3.3图3.3 减速器一轴零件图同样的方法可设计的轴二的具体尺寸和结构如如图3.4：图3.4 减速器二轴零件图3、轴承的选取本次设计采用滚动轴承，滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支撑转动零件的。基本结构分为四部分：1、内圈2、外圈3、滚动体4、保持架。由设计可知减速器轴承既承受轴向力，又承受径向力。查表得选择圆锥滚子轴承机构代号30000，由轴一支撑处的直径选一轴选择轴承代号30210小径大径宽由轴二支撑处的直径选二轴的轴承型号为30216小径大径宽由轴三支撑处的直径选三轴的轴承型号为30228小径大径宽

25、。4、键的选择本次设计减速器所使用的键全部选用平键，由设计图可得轴一安装齿轮处的直径d=56mm，查表可得键的基本尺寸b=16mm，h=10mm，选长度l=125mm.安装带轮处轴的直径为d=42mm，查表可得键的基本尺寸b=12mm，h=8mm，选长度l=110mm。轴二安装齿轮处的轴径均为d=86mm，查表可得键的基本尺寸b=25mm，h=14mm，选长度分别为l=160mm，l=90mm。3.1.4减速器轴的校核减速器轴的校核，减速器共有三轴，我们着重对一轴进行校核。轴一简化图如如图3.5：图3.5 轴一简化图1、轴上的功率、转速、转矩的计算由上面的计算可知轴上的功率，转速转矩2、齿轮上

26、作用力的计算由上面的计算可知齿轮的分度圆直径则有,，式中，3、轴的尺寸设计如上面4、轴上载荷的计算从轴的结构图以及弯矩和扭矩中可以看出c截面为轴的危险面现在将c处的数据列于表3.1：表3.1载 荷水平面垂直面支反力f 弯矩m总弯矩扭矩t5、校核轴的强度轴单向转动扭转切应力为脉动循环变应力取查表得其中w可查表得到查表15-1得 因此轴是安全的。3.2四杆机构设计3.2.1四杆机构尺寸计算1、曲柄连杆机构的条件查表得曲柄连杆机构则杆长条件如下：(1)组成周转副的两杆中必有一杆为最短杆。(2)最短杆长度+最长杆长度其余两杆的长度之和。取曲柄的长度为l1=500mm，出设计其它的尺寸如图3.6：图3.

27、62、转角的计算如上图所示l1为曲柄原动件，s2c,s2d分别为摇杆l3的两个极限位置出选择各个参数如图当四杆机构的l1,l2处在同一直线及s1bd在同一直线时则根据余弦公式其中a ，b为相邻的边则有当四杆机构l1,l2重合时及as1c在同一直线时则有则曲杆l3的转角初选转角，如最后有不合适的地方，稍加以调整3.2.2曲柄的设计由上面计算可得减速器三轴的直径为d=136.14mm取d=140mm曲柄的长度为l=500mm,选曲柄的材料为q235a,具体结构和尺寸如如图3.7图3.7 曲柄零件图3.2.3连杆的设计选连杆的材料为q235a，具体的结构和尺寸如图3.8如图3.8连杆零件图3.3链轮

28、传动装置设计3.3.1材料的选择链轮机构是将四杆机构和天轮连接器来的重要部件，同时也是将四杆机构所传递动力通过钢丝绳传送给天轮，从而完成整个系统的运作。链轮为传递动力的重要部件，对材料的要求较高。小链轮为主动轮，查表得选小链轮的材料为20cr，热处理的方式渗碳、淬火、回火，处理后硬度5060hbc,齿数大链轮为从动轮选择材料为q235,热处理的方式焊接后退火,热处理后的硬度为140hbs3.3.2齿数的确定已知传递的功率不大由查表得选择滚子链,链速最大的传动比本次设计取因为小链轮的齿数,取则大链轮的齿数由四杆机构可得大轮的相对转速则小链轮的速度为3.3.3当量的单排链的计算功率 （式3.8）查

29、表得 ，选择三排链则3.3.4链条的型号和节距的确定根据和小链轮的转速查表得选择链的型号40a查表可得链条的节距，滚子直径排距，则可得链轮的宽度为3.3.5中心距、链节数的计算（式3.9）为了使结构紧凑，本次设计取中心距 （式3.10）为了使得链条的过渡链接，将圆整为 （式3.11）查表得则链传动的最大中心距3.3.6链轮各个尺寸的计算小链轮的尺寸查表可得分度圆直径 （式3.12）齿顶圆直径 （式3.13）齿根圆直径 （式3.14）同理的大链轮的尺寸参数分度圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径 3.3.7具体结构的设计图小链轮图如如图3.9所示. 图3.9 小链轮零件图大链轮图如如图3.10图3.1

30、0 大链轮零件图3.4天轮及滑轮设计3.4.1天轮设计1、材料的选择选天轮的材料为zg452、天轮的具体几何尺寸的设计设计冲程为5.0米，则曲柄连杆机构从最低点到最高点滑轮所转过的周长为l=2.5米。取大天轮的直径为，则天轮所转过的弧度，大小天轮同轴则小天轮的所转过的角度取大链轮距天轮的距离为两米，则可算出曲柄连杆机构从最低点到最高点时小天轮所转过的钢丝长度l草图如如图3.11所示 图3.11由图可知根据余弦公式其中a、b为相邻的边当四杆机构处在最低点时有则3594mm当四杆机构处在最高点时有则则根据，可得小天轮的直径为了设计的方便取小链轮一体的滑轮的直径.具体的分布是大天轮在中间，

31、两个小天轮对称分布在大天轮的俩边3、天轮轴承的选取由结构可得天轮轴承主要承受轴向力，所以我们选深沟球轴承, 查表得结构代号为60000，选轴承的型号为6036内径外径宽,4、天轮轴的设计本次设计采用轴轮一体式具体的尺寸和结构图如图3.12图3.12 天轮零件图3.4.2滑轮设计1、材料的选择选择滑轮的材料为ht2502、滑轮的具体设计取滑轮的直径3、滑轮轴承的选取由结构可得滑伦轴承主要承受轴向力，所以我们也选深沟球轴承,由机械设计p309表13-1得结构代号为60000，选轴承的型号为6036内径外径宽,4、滑轮轴的设计本次设计采用轴轮连体式，具体的尺寸和结构如图3.13图3.13 滑轮零件图

32、3.5支承座设计 支承座分为上下两个部，主要是用来支撑轴承。本次设计共有三处使用：1、四杆机构处支撑大链轮2、桁架上支撑天轮处3、悬架支撑滑轮处。3.5.1材料的选取因为支承座支撑轴承,故选择支承座的材料为ht200，桁架两处的轮使用的轴承相同，都选轴承的型号为6036，内径外径宽,3.5.2具体结构和尺寸的设计由上面轴承的选择可得出支撑座的内径为280mm,具体的结构和尺寸如设计如图3.14、 3.15所示，支承座上图3.14 轴承座上支承座下图3.15 轴承座下第四章 桁架和底座设计4.1底座设计1、材料选择底座一面固定在地面上，另一面是固定减速器和桁架的，通过底座来确保减速器与电机、桁架

33、之间的距离，从而确定整个系统的运行。所以底座的结构和所选的材料对整个系统是非常重要的。查表得选底座的材料为q235的等边角钢和槽钢构成角钢号数10，厚度为d=12mm宽度为b=100mm，取槽钢的型号为20a高度h=200mm宽度b=70mm，根据前面减速器的宽度及长度,四杆机构可计算得底座的具体尺寸。2、具体结构和尺寸设计设计图如图4.1图4.1 底座零件图 4.2桁架设计1、材料选择桁架固定在底座上。保证减速器与四杆机构、四杆机构与天轮、天轮与滑轮的尺寸，几乎支撑整个系统的重量。本次设计桁架由不同的角钢焊接而成。查表得选角钢规格表分别选取桁架的材料q235号角钢，角钢号数分别为11、18、

34、16具体尺寸如下： 12号钢尺寸，16号钢尺寸，18号钢尺寸，20号钢尺寸。根据曲柄连杆机、钢丝绳结构设计以及底座的尺寸得桁架的结构和尺寸如下2、具体结构和尺寸设计设计图如图4.2图4.2桁架零件图4.3 桁架悬出部分的强度校核我国近几年现场使用的抽油机悬点载荷能力多为8o120kn，本次设计为100kn.现在对悬架进行校核。受力简化图如图4.3所示：图4.3悬架的校核1 受力分析在水平方向有：在竖直方向有：联合方程可得2 悬架进行校核选择角钢的得材料为q235查表得角钢的许用应力，截面面积 （式4.1）故此悬架架是安全的。结束语本次设计利用增大转角机构原理，改进抽油机的设计，从而达到整机结构合理、悬点载荷大、冲程长、冲次少，减速机输出扭矩小，重量轻。动力传动系统带动链轮传动装置往复运动，同时复动增距滑轮组随之往复运动，利用滑轮组的增倍原理和