机械原理课程设计-抽油机机械系统设计说明书

1、机械原理课程设计 目录： 1 设计任务 2 总体结构分析 3 执行机构分析 4 曲柄摇杆机构的设计 5 电动机的选择 6 传动装置及传动比 7 带传动设计计算 8 齿轮传动设计 9 轴的结构设计 10 轴承寿命校核 11 心得与总结机械原理课程设计说明书1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主要由三部分组成：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。三部分之间的相互位置关系如图1所示。 图1 抽油机、抽油杆和抽油泵的相互位置关系 图2 静力示功图常规游梁式抽油机是油田使用历

2、史最悠久，使用数量最多的一种抽油机。该机采用具有对称循环四杆机构或近似对称循环四杆机构，结构简单，运行可靠，操作维护方便，但长冲程时平衡效果差，效率低，能耗大，不符合节能要求，基本停止了生产。 抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统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。悬点载荷P、抽油杆冲程S和冲次n是抽油机工作的三个重要参数，其中：悬点指执行系统与抽油杆的联结点；悬点载荷P（kN）指抽油机工作过程中作用于悬点的载荷；抽油杆冲程S（m）指抽油杆上下往复运动的最大位移；冲次n（次/min）指单位时间内柱塞往复运动的次数任务书要求，确定设计参数如下上冲程

3、时间下冲程时间冲程S(m)冲次n(次/min)悬点载荷P(N)8T/157T/151.814P1=20，P2=52总体结构分析 组成。上齿轮二级减速。执行系统方案设计： 输入连续单向转动；输出往复运动输入、输出周期相同，输入转1圈的时间有急回。 系统的机构（运动）简图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3ma由此确定a、b、c、d。 3执行系统设计分析：设计要求抽油杆上冲程时间为 192，下冲程曲柄转角为168。 CD 顺时针摆动C1C2，上 冲 程 ( 正 行 程 ) ， P1 ，=192，慢行程，B1 B2；CD 逆时针摆动C2C1，下 冲 程 ( 反 行 程 )

4、 ， P2 ，=168，快行程，B2B1。 。曲柄转向应为逆时针，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=1.35S = e=1.35c (3)最小传动角要求(4) 其他约束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。4曲柄摇杆机构的设计如下图所示任选固定铰链中心D的位置，由摇杆长度和摆角做出摇杆的两个极限位置C1D和C2D。连接C1 和C2，做C1M垂直于C1 C2。作，C1N与C1M交于点P，可见作的外接圆，在此圆周上任取一点A作为曲柄的固定铰链中心连接AC1 和AC2因同弧所对圆周角相等，所以因极限位置处曲柄与连杆共

5、线，故AC1=b-a，AC1=b+a 从而得到AD=d 图6 图解法按K设计四杆机构杆长算a、d、b，得曲柄摇杆机构各构件尺寸优化计算： 表2 图解法设计四杆机构杆长数据数据L1L2L3L41800130019002000 曲柄摇杆机构优化设计分析利用进行编程计算和画图，其中通过数据机构优化设计程序运行得到结为：杆长分别为：800，1300，1900,2000杆长分别为：800，1300，1900,2000由幅值和起始点和终止点数值可知，选用第三组杆长此时满足传动角条件，确定四杆杆长长度为L1=800;L2=1300;L3=1900;L4=2000.其悬点位移和速度图为：如图加速度有最小值=0

6、.001m/悬点上冲程中最大速度为：=0.63m/s5电动机选择电动机所需的工作功率：，执行机构的曲柄转速为n=14r/min,电动机的型号可选为Y280M-6的三相异步电动机，额定功率为,额定电流，满载转速为，同步转速为。由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，得出传动比为:io=Nm/n=980/14=70。6传动装置传动比分配初步选取V带传动比为:i1=2，则减速器的传动比为: ，查表可得高速级传动比: ，则低速级传动比: i3=5。 各轴转速计算 各轴功率计算轴1：轴2：轴3：各轴扭矩计算轴1：轴2：轴3：7带传动设计计算运动和动力参数的确定已知 传动的额定功率为，电机转速为，减速器

7、轴转速为计算过程：计算功率查表138得=1.6，故选带型号本设计方案选区普通带根据查出此坐标点位于型区域，则以型计算求大、小带轮基准直径由表，现取，得：，由表取（虽使略有减小，但其误差小于5%，故允许）。验算带速带速在范围内，合适。求带基准长度和中心距初步选取中心距。取，符合得带长 查表，对型带选用。则可计算实际中心距 验算小带轮包角，合适。求带根数令，查表得由，查表得，查表得，由此可得取4根。求作用在带轮轴上的压力查表13-1得，故单根带的初拉力则作用在轴上的压力。（9）带轮结构设计因V带速度较小，故带轮采用铸铁制造；V带根数=4根；小带轮直径d1=140mm较小，采用实心式；大带轮直径d2

8、=425mm350mm，采用轮辐式；查机械设计手册得轮缘宽B=82mm。8齿轮传动设计计算5.1.1 选择材料及确定许用应力小齿轮用38CrMnAlA调质，齿面硬度255321HBS， 大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度241269HBS，由表取 按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。取载荷系数 齿宽系数小齿轮上的转矩 齿数 则 故实际传动比 模数：齿宽：取 取 实际 中心距 验算轮齿弯曲强度齿形系 数 所以是安全的齿轮的圆周速度 所以选用8级精度是合宜的低速级齿轮传动设计计算选选择材料及确定许用应力 小齿轮用45Cr 表面淬火，齿面硬度4855HRC 大齿轮用45 表面淬火，齿面硬度4

9、050HRC 取 按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。 取载荷系数 齿宽系数小齿轮上的转矩 取 齿数 则 故实际传动比 模数：齿宽：取 取 实际 中心距 验算轮齿弯曲强度齿形系数 则 所以是安全的 齿轮的圆周速度9轴的结构设计高速轴 = 1 * ROMAN * MERGEFORMAT I 材料为40MnB调质，硬度 241286HBS有一键槽中间轴 = 2 * ROMAN * MERGEFORMAT II材料为40Cr调质有一键槽低速轴 = 3 * ROMAN * MERGEFORMAT III材料为40钢调质有二键槽结构设计高速轴高速轴中间轴中间轴低速轴低速轴轴的强度刚度验算、高速轴 齿

10、轮上的圆周力 齿轮的径向力 、垂直面的支承反力 、水平面的支承反力 、F力在支点产生的反力 、绘制弯矩图 、考虑最危险情况 、求危险截面 、强度校核 查表 、刚度校核 、中间轴 齿轮上的圆周力 齿轮的径向力 （1）、垂直面的支承反力 （2）、水平面的支承反力 （3）、绘制弯矩图 （4）、考虑最危险情况 （5）、求危险截面 （6）、强度校核 查表 （7）、刚度校核 、低速轴 齿轮上的圆周力 齿轮的径向力 （1）、垂直面的支承反力 （2）、水平面的支承反力 、F力在支点产生的反力 （4）、绘制弯矩图 （5）、考虑最危险情况 （6）、求危险截面 （7）、强度校核 查表 （8）、刚度校核 10 轴承的

11、选择和寿命计算（一)、高速轴 查表知， （1）、计算所需的径向基本额定动载荷值 取 （二）、中间轴 查表知， （1）、计算所需的径向基本额定动载荷值 取 低速轴 查表知， （1）、计算所需的径向基本额定动载荷值 取 。11、心得与总结1. 四杆机构杆长abcd8001300190020002. 最终实际传动比 V带高速级齿轮低速级齿轮2.07.05.03. 各轴转速 (r/min) (r/min) (r/min)494.9770.1414.04. 各轴输入功率 （kW）（kW）（kW）5.575.45.245. 各轴输入转矩 (kNm) (kNm) (kNm)0.161.27.15 在我的不懈

12、的努力下，课程设计完成了。从开始直到设计过这次设计又回忆起来了。游梁式抽油机主要由游梁连杆曲柄机构、减速箱、动力设备和辅助装备等四大部分组成。我们了解到常规游梁式抽油机是油田使用历史最悠久，使用数量最多的一种抽油机。该机采用具有对称循环四杆机构或近似对称循环四杆机构，结构简单，运行可靠，操作维护方便，但长冲程时平衡效果差，效率低，能耗大，不符合节能要求，基本停止了生产。 在完成任务的过程中,我们遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了我们在机械设计基础以及一些基础课程所掌握知识的欠缺和经验不足；在机构设计之初，四杆机构的设计耗费了大量的时间，不同的机架位置得出了不同的结果,令我们非常苦恼.后来借助课程设计指导书和机械手册，我们最终确定了机械参数。 尽管这次工程训练任务的时间是漫长的,过程是曲折的,但我们的收获非常大.不仅仅掌握了四连杆执行机构和带传动以及齿轮传动机构的设计步骤与方法;对机械制图、AutoCAD ,Word等也有了更好的掌握；在整个过程中, 我们还暴露出很多问题，再设计之初比较懈怠，结果在后部分时间手忙脚乱，缺乏经验和实践能力，因而通过本次训练，是对我们很好的锻炼。我