常规型游梁抽油机传动装置设计.doc
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课程设计说明书
综合课程设计说明书
课程名称:
机械设计综合课程设计
课程代码:
6003939
题目:
常规型游梁抽油机
传动装置设计
学生姓名:
吴强
学号:
3320130191119
年级/专业/班:
203级机设1班
学院（直属系）:
机械工程与自动化学院
指导教师:
晏静江
目录
任务书
第1章常规游梁式抽油机传动方案设计 6
1.1抽油机系统的组成 6
1.2抽油机工作原理 6
第2章曲柄摇杆机构设计 7
2.1设计参数分析与确定• 7
2.2按K设计曲柄摇杆机构 7
2.3结论和机构运动简图 9
第3章常规游梁式抽油机传动系统运动和动力参数分析计算 9
3.1传动比分配和电动机选择 9
3.2各轴转速计算 12
3.3各轴功率计算 13
3.4各轴扭矩计算 14
第4章齿轮减速器设计计算 15
4.1高速级齿轮传动设计计算 15
4.2低速级齿轮传动设计计算 19
第5章带传动设计计算 22
5.1带链传动的方案比较 22
5.2带传动设计计算 23
第6章轴系部件设计计算 26
6.1各轴初算轴径 26
6.2轴的结构设计 26
6.3滚动轴承寿命验算 30
6.4轴的强度验算 30
第7章连接件的选择和计算 35
7.1齿轮连接平键的选择与计算 35
7.2带轮连接平键的选择与计算 36
7.3螺纹连接件的选择 36
第8章设计结论汇总 37
总结 39
参考书目 40
机械综合课程设计任务书
学院名称：
机械学院专业：
机械设计制造及其自动化年级：
2012级机设6班
学生姓名:
蒋亚洲学号:
312012080301634指导教师:
杜强
一、设计题目：
常规型游梁抽油机传动装置设计
二、抽油机工作原理
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。
如常规型游梁抽油机，电动机2经带传动和减速箱，将动力传递给曲柄8，曲柄8绕减速箱输出轴7轴心作顺时针匀速旋转运动，通过连杆12带动游梁16（摇杆）绕支架轴17轴心作往复摆动，使悬绳器19（抽油杆）上下往复运动，抽油杆由下止点上升到上止点时，地下的油被抽上来；抽油杆回程时，由上止点下降到下止点。
悬点：
执行系统与抽油杆的联结点，即悬绳器19处的载荷作用点；
悬点载荷F（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。
三、技术指标及要求
⒈抽油机长期野外作业，24小时连续运行；
⒉要求运动平稳、效率高、使用寿命15年；
⒊悬点载荷F的简化静力示功图如右图：
在柱塞上冲程过程中，由于举升原油，作用于悬点的载荷为F1，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F2，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F（kN）
8T/15
7T/15
1.4
21
7.3
⒋安装尺寸与机构相关参数
油梁支撑到底座的高度：
3~6m；减速器输出轴中心到底座的高度：
0.6m；曲柄半径：
0.4~1.2m。
四、设计内容及完成后应上交材料
⒈对抽油机整机进行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；
⒉按假定条件对抽油机工作执行机构进行尺寸综合设计，并使执行机构具有较好的传力性能。
绘制工作执行机构运动简图；对工作执行机构进行运动分析，求出驴头摆动位移、速度、加速度，并绘制相应线图（取抽油杆最低位置为机构的零位）；
⒊对抽油机减速传动系统进行结构设计，并对其中关键零部件进行计算分析。
完成后应上交的材料：
⒈1号图1张：
包括工作执行机构运动简图、位移图、速度图、加速度图；
⒉0号图1张：
减速器装配图；
⒊3号图1~2张：
减速器重要零件图；
⒋设计计算说明书1份（30页以上）。
五、设计提示
⒈原动机选择三相交流异步电动机；
⒉在曲柄上加配重的作用，是克服驴头大质量引起的阻抗力，并阻止回程电机的加速运转；
⒊抽油机野外工作，需防止灰砂、雨水的侵蚀；
⒋抽油杆向下运动，是靠抽油杆和驴头的重量驱动的；
⒌驴头弧形运动轨迹和抽油杆直线运动的差异，应予以协调；
⒍设计时，应根据抽油杆的往复直线运动特征、冲程大小、冲程次数、抽油载荷、安装条件等要求，提出执行机构运动方案。
常见可行执行方案有很多种，现选用“曲柄摇杆（常规）式抽油机”执行机构，如下图所示。
假定：
取l1=1m，l2=0.75m，且取e∶c=1.1，摇杆（游梁）摆角为50°。
执行机构的总传动效率取η=0.9。
六、推荐参考资料
1、《机械设计课程设计指导书》（西华大学机械学院基础教学部编）
2、《机械原理》（孙桓主编，高等教育出版社）
3、《机械设计》（濮良贵主编，高等教育出版社）
指导教师杜强签名日期2014年12月23日
系主任张均富审核日期2014年12月24日
计算及说明
结果
5
第1章常规游梁式抽油机传动方案设计
1.1抽油机系统的组成
图2-1
结构示意图如图所示
1.2抽油机工作原理
工作原理
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。
如常规型游梁抽油机，电动机2经带传动和减速箱，将动力传递给曲柄8，曲柄8绕减速箱输出轴7轴心作顺时针匀速旋转运动，通过连杆12带动游梁16（摇杆）绕支架轴17轴心作往复摆动，使悬绳器19（抽油杆）上下往复运动，抽油杆由下止点上升到上止点时，地下的油被抽上来；抽油杆回程时，由上止点下降到下止点。
第2章曲柄摇杆机构设计
2.1设计参数分析与确定
根据工况一的要求，上冲程时间8T/15，下冲程时间7T/15
综上可知
悬点载荷
图2-1
取l1=1.08m，l2=0.81m，且取e∶c=4∶3，摇杆（游梁）摆角为50°。
摆角与冲程的关系为：
50°，s=1.3m
所以，e=1.49m。
又因为e∶c=4∶3
所以可知：
c=1.12m
2.2按K设计曲柄摇杆机构
设计原理
需要横梁半段c=1.12m，摆角和行程速度变化系数
设计的实质是确定铰链中心点的位置定出其他二杆的尺寸a和b。
设计步骤如下：
（1）由已知的行程速度变化系数，计算出极位夹角。
（2）任意选择固定铰链中心D的位置，由摇杆长度c和摆角，做出摇杆的两个极限位置和。
（3）连接和，并作垂直于。
（4）作，与相较于点，由图可见，
（5）作的外接圆，在此圆周上任取一点作为曲柄的固定铰链中心，连接和，因为同一圆弧的圆周角相等，故
（6）因极限位置处曲柄与连杆共线，故从而的曲柄长度，连杆长度由图得
图2-2
根据作图比例可以算出：
a=0.45m，b=1.125m。
2.3结论和机构运动简图
从而曲柄摇杆机构的所有参数均已确定了，l1=1.08m，l2=0.81m，a=0.45m，b=1.125m，c=1.12m，e=1.49m，。
可以画出机构运动简图：
第3章常规游梁式抽油机传动系统运动和动力参数分析计算
3.1传动比分配和电动机选择
由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此选择交流电动机。
我国新设计的Y系列三相笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等，由于起动性能较好，也适用于某些要求起动转矩较高的机械，如压缩机等。
由于Y系列三相笼型异步电动机有如此多有优点，且符合此减速器设计要求，因此选择Y系列三相鼠笼式异步电动机。
1、选择电动机容量：
电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。
本次设计的运输机是不变载荷下长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的电动机工作功率，即，电动机不会过热，不必较验发热和起动力矩。
（1）工作机所需功率：
工作机所需功率可由工作机的工作阻力，悬点的线速度求得，即根据公式
（2）：
则，
传动装置的总效率,应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积，即公式（5）：
其中
为了计算电动机的所需功率，需要确定从电动机到工作机之间的总效率，根据《机械设计课程设计指导书》表1可查得V带效率为0.94,滚动轴承效率为0.98，闭式齿轮传动效率为0.96，联轴器的效率为0.99，执行机构的总传动效率取=0.9
则由电动机至摇杆的传动总效率为
所以：
：
Pd=FV÷1000n=4.7×1.8602÷1000÷0.726=12.04
2、确定电动机转速：
曲柄工作转速n等于执行机构的冲次
即：
根据参考书[1]第7页表一常见机械传动的主要性能，V带的传动比范围为二级圆柱齿轮减速器传动比的范围为，故电动机转速的可选范围根据公式（6）有：
根据容量和转速,查出有三种传动比方案，如表一：
表一
方
案
电动机型号
额定功率
电动机转速
电动机重量
参考价格
元
转动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速器
1
Y132M-4
4
1500
1440
470
230
125.65
3.5
27.43
2
Y160M-6
4
1000
960
730
350
8377
2.5
26.67
3
Y160L-8
4
750
720
1180
500
50
2.1
23.81
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，可见第二方案比较合适，因此选择电动机型号为Y180L-6，其主要性能如表二：
表二
型
号
额定功率kW
满载时
转速r/min
电流（380V时）A
效率﹪
功率因素
Y160M-6
7.5
970
9.4
84
0.77
6.5
2.0
2.0
Y180L-6电动机的外形和安装尺寸如表三：
表三
中心高H
外形尺寸L×（AC/2+AD）×HD
底脚安装尺寸A×B
地肢螺栓孔直径K
轴伸尺寸D×E
装键部位尺寸F×GD
160
605×432×385
254×210
15
42×110
12×37
注：
表中尺寸单位均为mm。
3、确定传动装置的总传动比和分配传动比
传动装置的总传动比为选定的电动机满载转速和曲柄转速之比即公式（7）：
其中：
：
选定的电动机Y160M-6满载转速960r/min；
：
曲柄转速，即告21r/min；
则有：
V带分配的传动比=2.5，减速器的传动比为：
展开式二级圆柱齿轮减速器，主要考虑满足浸没润滑的要求，为使两极大齿轮的直径相近，按照经验一般取高速级传动比，低速级传动比
即：
为使两极大齿轮的直径相近，本次设计取=3.75
根据总传动比为各级传动比的连乘积，即公式（8）：
得：
=4.87；
3.2各轴转速计算
按照由电动机轴到工作机运动传递路线推算。
得各轴的运动和动力参数。
（1）各轴转速
I轴根据公式（9）：
式中：
为电动机满载转速；
为电动机至一轴的传动比，等于2.5
代入数据则有：
II轴根据公式（10）：
代入数据`21
III轴根据公式（11）：
代入数据
曲柄转速：
式中：
为III轴曲柄的传动比，因为它们之间直接由联轴器连接，所以，代入数据则有：
3.3各轴功率计算
（1）各轴输入功率
I轴根据公式（12）：
kW
式中：
为电动机至I轴的传递效率；则
代入数据则有：
II轴根据公式（13）：
kW
式中：
为I轴至II轴的传递效率；则
代入数据则有：
III轴根据公式（14）：
kW
式中：
为II轴至III轴的传递效率；则
代入数据则有：
kW
曲柄：
kW
式中：
为III轴至曲柄的传递效率；则
代入数据则有：
（2）各轴输出功率
I～III轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率０.98，则有：
I轴：
；
II轴：
；
III轴：
。
3.4各轴扭矩计算
（1）各轴输入转矩
电动机主轴输出转矩根据公式（17）：
代入数据则有：
Ⅰ轴输入转矩281.53
Ⅱ轴输入转矩1289.89
Ⅲ轴输入转矩4550.21
曲柄轴输入转矩4413.98
（2）各轴的输出转矩
I～III轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率0.98，则有：
I轴：
；
II轴：
；
III轴：
。
工作机的动力和运动参数整理如表四：
表4运动和动力参数计算结果
轴名
功率P（kw）
转矩T（N·m）
转速n
传动比
效率
输入
输出
输入
输出
r/min
I
η
电动机轴
12.04
119.77
960
2.5
0.94
Ⅰ轴
11.32
11.09
281.53
279.82
384
4.87
0.9408
Ⅱ轴
10.65
10.44
1289.89
1264.09
78.85
3.75
0.9408
Ⅲ轴
10.02
9.82
4550.21
4459.21
21.03
1.00
0.97
曲柄
9.72
9.53
4413.98
4325.70
21.03
第4章齿轮减速器设计计算
4.1高速级齿轮传动设计计算
1.选择齿轮齿型、精度等级、材料及齿数
1）按图一所示的传动方案，选用软齿面直齿圆柱齿轮
2）抽油机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度
3）材料选择，根据表10—1选：
小齿轮用40Cr，调质处理，硬度HB为260,大齿轮用45钢，硬度HB为240。
2.按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10—9a）进行计算，即：
其中：
——载荷系数，选1.5
——齿宽系数，取1
——齿轮副传动比，5.95
——材料的弹性影响系数，查得189.8
——许用接触应力，
T1=134040
查得齿轮1接触疲劳强度极限710。
查得齿轮2接触疲劳强度极限580。
齿轮的工作应力循环次数的计算公式（10—13）：
式中：
为齿轮的转数，；
为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；
为齿轮的工作寿命。
根据高速级齿轮传动比5.95，代入数据则有：
（1）由图10—19查得接触疲劳寿命系数0.95，1.1。
（2）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1﹪，接触疲劳安全系数，齿轮的接触疲劳许用应力按式（10—12）计算
式中：
为接触疲劳寿命系数；
为接触疲劳强度安全系数；
为齿轮的接触疲劳极限。
接触最小安全系数1.05，得：
642
607
则许用接触应力
=624.5
1）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值
70.66
取
（2）计算圆周速度
1.645
（3）计算齿宽
（4）模数和齿数
初选齿数Z1=30
2.7
所以可取m=3
则，
（5）计算载荷系数：
已知使用系数1.5；
根据1.645，8级精度，查得动载系数1.2；
用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.475；
查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；
查得齿间载荷分配系数1.32；
=1.74
=0.87
故载荷系数
按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
=593MPa＜607MPa
2.按齿根弯曲强度验算
计算载荷系数
3.7
查取齿形系数：
查得2.55，2.15
查取应力校正系数：
1.65，1.84
查得齿轮1弯曲疲劳极限600
查得齿轮2弯曲疲劳极限450
取弯曲疲劳寿命系数0.9，0.92
计算弯曲疲劳使用应力：
取弯曲疲劳安全系数1.25，得
432
331
低于许用应力。
3.确定传动主要尺寸
分度圆直径d：
中心距a：
齿宽b：
，
4.2低速级齿轮传动设计计算
1.运动和动力参数的确定
圆柱齿轮，高速级传动比，高速级转速65.21r/min,传动功率=5.13kW
转矩。
2.计算过程
（1）选择材料以及确定许用应力
小齿轮用40Cr，调质处理，硬度HB为260,大齿轮用45钢，硬度HB为240。
查表得，，，。
（2）按齿面接触强度设计
设齿轮按八级精度制造，取载荷系数，齿宽系数选择1.0。
小齿轮上的转矩：
取
取
模数选取，则
齿宽
因此可选取
齿轮的工作应力循环次数的计算公式（10—13）：
式中：
为齿轮的转数，；
为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；
为齿轮的工作寿命。
根据高速级齿轮传动比5.95，代入数据则有：
（3）由图10—19查得接触疲劳寿命系数1.1，1.13。
（4）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1﹪，接触疲劳安全系数s=1.05，齿轮的接触疲劳许用应力按式（10—12）计算
式中：
为接触疲劳寿命系数；
为接触疲劳强度安全系数；
为齿轮的接触疲劳极限。
接触最小安全系数1.05，得：
743
624
则许用接触应力
=683.5
（5）计算圆周速度
0.512
（5）计算载荷系数：
已知使用系数1.5；
根据0.512，8级精度，查得动载系数1.2；
用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.52；
查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.5；
查得齿间载荷分配系数1.49；
=1.75
=0.87
故载荷系数
按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
=579MPa＜683.5MPa
2.按齿根弯曲强度验算
计算载荷系数
4.0
查取齿形系数：
查得2.53，2.20
查取应力校正系数：
1.65，1.83
查得齿轮1弯曲疲劳极限600
查得齿轮2弯曲疲劳极限450
取弯曲疲劳寿命系数0.92，0.93
计算弯曲疲劳使用应力：
取弯曲疲劳安全系数1.25，得
441
335
低于许用应力。
3.确定传动主要尺寸
分度圆直径d：
中心距a：
齿宽b：
，
第5章带传动设计计算
5.1带链传动的方案比较
现在要选取在电动机和减速器输入端进行传动的装置，有链传动和带传动两种方式，由于游梁式抽油机属于野外工作机型，因此在过载时很难保证安全，链传动虽然保证了很好的传动比，但是再出现过在状态下不会发生打滑现象以保证电动机的安全，因此选择带传动，其优点如下，适用于中心距较大的传动；具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收震动；过载时带与带轮之间会出现打滑现象，避免了其他部件的损坏；结构简单成本低廉，常用在高速级。
综上，可知本设计传动部分选择带传动。
5.2带传动设计计算
1已知条件和设计内容
设计V带传动时的已知条件包括：
带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速；大带轮带轮转速与初选传动比。
2设计步骤
（1）确定计算功率
查得工作情况系数KA=1.5×1.2。
故有：
=21.672kW
（2）选择V带带型
据和n选用B型v带。
（3）确定带轮的基准直径并验算带速
1）初选小带轮的基准直径，取小带轮直径=125mm。
2）验算带速v，有：
=6.345m/s
因为6.345m/s在5m/s—30m/s之间，故带速合适。
3）计算大带轮基准直径
312.5mm
（4）确定V带的中心距a和基准长度
1）初定中心距a=500mm
2）计算带所需的基准长度
=1704mm
选取带的基准长度=1760m
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