3101 鏈條式抽油機的設計

3101 鏈條式抽油機的設計,鏈條,抽油機,設計 前 言鏈條抽油機是我國首創(chuàng)的一種性能優(yōu)良、結構新穎的新型抽油機，較其它類型的抽油機有許多無可比擬的優(yōu)點，如體積小，重量輕，耗能少，沖次低，沖程長，懸點加速度變化小，減速器扭矩小和易于安裝等，特別適合于稠油、高凝油和深層油的開采。對游梁式抽油機進行增大行程的改進設計時，存在著造價高，外形尺寸大，使用中消耗功率多等問題。按照采油工藝的要求，國內(nèi)外都在研制長沖程，大載荷，低沖次，高效節(jié)能的抽油機。其中鏈條抽油機具有結構簡單，質(zhì)量輕，耗能少，沖次低，沖程長，懸點加速度變化小，慣性載荷小，運行平穩(wěn)，減速器額定扭矩小和易于安裝等特點本文闡述了一種新型的鏈條抽油機，利用增大轉(zhuǎn)角機構原理、滑輪組增倍原理對現(xiàn)有抽油機進行了改進，對改進部分進行詳細的設計，對零部件進行必要的強度校核。改進后的抽油機具有結構簡單、質(zhì)量輕、耗能少、沖次少、長沖程、懸點加速度變化小、慣性載荷小、運行平穩(wěn)、減速器輸出扭矩小、易于安裝、維護使用方便等優(yōu)點，能夠滿足抽油機一年 365 天無人看守連續(xù)工作的目的。目錄1 緒論 ..............................................................11.1 選題的目的與意義 ................................................11.2 發(fā)展的趨勢 .....................................................................................................................................11.3 本課題主要討論的問題 .................................................................................................................12 總體方案確定 ......................................................22.1 方案確定 .........................................................................................................................................22.2 結構和工作原理 .............................................................................................................................23 傳動裝置設計 ......................................................33.1 帶、減速器設計 .............................................................................................................................33.1.1 V 帶設計 .............................................................................................................................43.1.2 減速器設計 .........................................................................................................................53.1.3 減速器軸計算及軸承選擇 ...............................................................................................123.1.4 減速器軸的校核 ...............................................................................................................143.2 四桿機構設計 ...............................................................................................................................153.2.1 四桿機構尺寸計算 ...........................................................................................................153.2.2 曲柄的設計 .......................................................................................................................153.2.3 連桿的設計 .......................................................................................................................164 桁架和底座設計 ...................................................174.1 底座設計 .......................................................................................................................................174.2 桁架設計 .......................................................................................................................................174.3 桁架懸出部分的強度校核 ..........................................................................................................184.4 鏈輪傳動裝置設計 .......................................................................................................................194.4.1 材料的選擇 .......................................................................................................................194.4.2 齒數(shù)的確定 .......................................................................................................................194.4.3 當量的單排鏈的計算功率 ...............................................................................................194.4.4 鏈條的型號和節(jié)距的確定 ...............................................................................................194.4.5 中心距、鏈節(jié)數(shù)的計算 ...................................................................................................194.4.6 鏈輪各個尺寸的計算 .......................................................................................................204.4.7 具體結構的設計圖 ...........................................................................................................204.5 滑輪設計 .......................................................................................................................................214.5.1 滑輪設計 ...........................................................................................................................214.6 支承座設計 ...................................................................................................................................224.6.1 材料的選取 .......................................................................................................................224.6.2 具體結構和尺寸的設計 ...................................................................................................224.7 增設失載保護裝置 .......................................................................................................................23小結 ...............................................................25致 謝 ..............................................................26參考文獻 ...........................................................27塔里木大學畢業(yè)設計11 緒論1.1 選題的目的與意義隨著油田開發(fā)的轉(zhuǎn)移，我國大多數(shù)油田都已進入開發(fā)的中后期，逐漸喪失自噴能力，基本上已從自噴轉(zhuǎn)入機采。80 年代初，我國擁有機采油井 2 萬口，占油井總數(shù)的 57.3%，機采原油產(chǎn)量占總產(chǎn)量的 27%。到 80 年代末，我國擁有機采油井 3 萬口，占油井總數(shù)的 85%，機采原油產(chǎn)量占總產(chǎn)量的 80%。在這些機采油井中，采用抽油機有桿式抽油占 90%，采用電潛泵、水力活塞泵、射流泵、氣舉等其他無桿式抽油占 10%。隨著油田進一步開發(fā)，機采油井的比重將進一步加大，其中主要采用有桿式抽油。由此可見，抽油機在石油工業(yè)中具有舉足輕重、非同小可的重要地位。抽油機的產(chǎn)生和使用由來已久，迄今已有百年的歷史。應用最廣，普及最廣的應屬游梁式抽油機，它結構簡單、易損件少、可靠性高、耐久性好，操作維修方便。但是，在開采稠油、高凝油、深層油、特別是高含水油田時，使用常規(guī)游梁式抽油機已無法實現(xiàn)更經(jīng)濟、有效地開采。對游梁式抽油機進行增大行程的改進設計時，存在著造價高，外形尺寸大，使用中消耗功率多等問題。按照采油工藝的要求， 國內(nèi)外都在研制長沖程，大載荷，低沖次， 高效節(jié)能的抽油機 。其中鏈條抽油機具有結構簡單，質(zhì)量輕，耗能少，沖次低，沖程長，懸點加速度變化小，慣性載荷小，運行平穩(wěn)，減速器額定扭矩小和易于安裝，設計改進發(fā)展空間大等特點，得到了普遍發(fā)展。1.2 發(fā)展的趨勢抽油機的產(chǎn)生和使用由來已久，迄今已有百年的歷史。應用最廣，普及最廣的應屬游梁式抽油機，早在 120 年前就誕生了，目前，在世界各個產(chǎn)油國仍在大面積的廣泛應用。美國擁有 40 萬臺，我國擁有 2 .7 萬臺，一百多年來，游梁式抽油機的結構和原理沒有實質(zhì)性變化。我國的抽油機制造業(yè)已有 40 年歷史，經(jīng)過了進口修配、仿制試制、設計研制三個階段。50年代以進口為主，修配為輔。60-70 年代在仿制的基礎上進行試制，1975 年制定國產(chǎn)抽油機基本形式與參數(shù)，1980 年制定抽油機結構尺寸和技術條件。從此開始自行設計，研究制造國產(chǎn)抽油機，逐步實現(xiàn)國產(chǎn)化，不僅滿足自給，而且還部分出口，目前，我國已有蘭州石油機械廠、蘭州通用石油機械廠、寶雞石油機械廠、第二石油機械廠、等 30 多家抽油機制造廠，年生產(chǎn)抽油機上萬臺，蘭州石油機械廠、蘭州通用石油機械廠、寶雞石油機械廠、第二石油機械廠等廠家先后獲得 API商標使用許可證，抽油機出口美國，從而使國產(chǎn)抽油機打入國際市場，躋身于世界先進行列?，F(xiàn)有技術所提供的抽油機，主要有游梁式抽油機、異型抽油機、鏈條式抽油機等，其中游梁式抽油機是我國使用最早，用量最大的一種類型，它具有結構簡單，運行可靠，使用壽命最長，維護方便等優(yōu)點，它的不足之處在于驢頭尺寸過大，因而自重大，能耗高，沖程短，隨著油田開發(fā)的轉(zhuǎn)移,我國大多數(shù)油田都已進入開發(fā)的中后期油井普遍出現(xiàn)稠油、高凝油、深層油、特別是高含水油田時，使用常規(guī)游梁式抽油機已無法實現(xiàn)更經(jīng)濟、有效地開采。對游梁式抽油機進行增大行程的改進設計時，存在著造價高，外形尺寸大等缺點。因此，國內(nèi)外都在研制長沖程，大載荷，低沖次， 高效節(jié)能的抽油機。其中鏈條抽油機以其結構簡單，質(zhì)量輕，耗能少，沖次低， 沖程長，懸點加速度變化小，慣性載荷小，運行平穩(wěn)、減速器額定扭矩小、易于安裝，設計改進和發(fā)展空間大等諸多優(yōu)點，受到各國研究者的親瞇，得到了普遍發(fā)展。1.3 本課題主要討論的問題本次設計利用增大轉(zhuǎn)角機構原理，改進抽油機的設計，從而達到整機結構合理、懸點載荷大、沖程長、沖次少，減速機輸出扭矩小，重量輕，動力傳動系統(tǒng)帶動鏈輪傳動裝置往復運動，同時復動增距滑輪組隨之往復運動，利用滑輪組的增倍原理和動力傳動系統(tǒng)實現(xiàn)復動增距動力消耗與同類機型相比降低 10%，維護使用方便，滿足抽油機一年 365 天連續(xù)工作的目的,結合實際，解決具體生產(chǎn)問題。抽油機的工作性能指標包括懸點載荷、沖程、沖次、減速機扭矩、單井井口產(chǎn)量等技術參數(shù)。隨著油田不斷開發(fā)，油井含水比不斷增大，泵掛深度不斷增加，動液面不斷下降，勢必引起懸點負荷增大，同時引起減速器扭矩的增大，泵徑、沖程、沖次也要根據(jù)工況的變化而經(jīng)常調(diào)節(jié)。抽油機常年連續(xù)運轉(zhuǎn)，工況復雜多變，加之無人監(jiān)護，管理不便，因而要求其工作必須可靠。對于油礦設備來說，可靠性是最重要的技術指標，抽油機發(fā)生故障將會造成停產(chǎn)待修、油井破壞等重大事故和嚴重經(jīng)濟損失。加之游梁式抽油機改進設計諸多不利因素，針對上述實際情況，本次設計鏈條抽油機改進方案是符合實際需求的。塔里木大學畢業(yè)設計22 總體方案確定2.1 方案確定本次設計利用增大轉(zhuǎn)角機構原理，改進抽油機的設計，從而達到整機結構合理、懸點載荷大、沖程長、沖次少，減速機輸出扭矩小，重量輕，動力傳動系統(tǒng)帶動鏈輪傳動裝置往復運動，同時復動增距滑輪組隨之往復運動，利用滑輪組的增倍原理和動力傳動系統(tǒng)實現(xiàn)復動增距。改進費用，動力消耗低于游梁式抽油機，且維護方便。通過這次改進設計，使鏈條抽油機能夠在較為苛刻的環(huán)境下良好的工作，滿足抽油機一年 365 天無人看守、連續(xù)工作的目的，適應的工作范圍面更寬。因此本方改進案符合實際需求。2.2 結構和工作原理(1)、結構草圖如圖 2.1 及圖 2.2：圖 2.1 總裝草圖 主視圖塔里木大學畢業(yè)設計3圖 2.2 總裝草圖 側(cè)視圖1.底座 2.電機 3.大帶輪 4.減速器 5.曲柄 6.連桿 7.重力平衡塊 8.鏈條9.大鏈輪 10.小鏈輪 11.小滑輪 12.定位輪機構 13.軸承 1 14.懸架 15.推桿機構 16.抽油桿 17.桁架 18.軸承 2 19.小帶輪(2)、工作原理如上兩圖所示，當懸繩器處在最低位置時，重力平衡機構 7 尾部處在上擺角的最高位置，浮動增距滑輪組和拉桿及平衡塊處在最高位置，曲柄連桿機構處在上支點換向位置，此時，各部件儲存的勢能最大，開啟電機 2 動力經(jīng)帶輪傳動機構 3、減速器 4 帶動曲柄連桿機構 6 逆時針轉(zhuǎn)動，各部件儲存的勢能變?yōu)閯幽茏龉ΓB桿機構 6 中的連桿牽動橫軸 17 帶動重力平衡塊 7 繞著主軸承座轉(zhuǎn)動下行，傳動鏈條 8 在重力平衡塊 7 的拉動下帶動天輪機構 13 中的小直徑滑輪逆時針纏繞傳動鋼絲繩 8，再由小鏈輪 11 帶動軸轉(zhuǎn)動而使大鏈輪跟著轉(zhuǎn)動同時由大鏈輪 9 帶動小鏈輪 10轉(zhuǎn)動。此時，小鏈輪帶動軸轉(zhuǎn)動，通過定位滑輪 14 牽拉懸繩器帶動抽油桿 16 上行抽油，當重力平衡塊 7 帶動復動增距滑輪組和拉桿下行到最低位置時，曲柄連桿機構 6 逆時針旋轉(zhuǎn)至下止點換向位置，各部件儲存的勢能降到最小，懸繩器帶動抽油桿 16 上行至最高位置，抽油工作行程結束，電動機 2 繼續(xù)運行，通過前述的動力傳動系統(tǒng)帶動曲柄 5 繼續(xù)逆時針轉(zhuǎn)動，曲柄連桿機構轉(zhuǎn)過下止點換向位置，通過曲柄連桿機構 6 中的連桿推動橫梁 17 和重力平衡塊 7 向上移動，這時通過抽油桿 16 的慣性作用帶動定位輪 12 順時針旋轉(zhuǎn)，同時通過小鏈輪 10 帶動大鏈輪 9 從而使小鏈輪11 順時針旋轉(zhuǎn)，此時各部件將動能轉(zhuǎn)變?yōu)閯菽軆Υ嫫饋恚瑫r與懸繩器相連的抽油桿 16 從最高位置下落，將重力勢能轉(zhuǎn)化為動能對傳動部件做功，曲柄連桿機構到達止點的換向位置，抽油機空載行程結束，電動機 2 連續(xù)運轉(zhuǎn)，動力傳動系統(tǒng)帶動曲柄 6 繼續(xù)逆時針轉(zhuǎn)動。曲柄連桿機構轉(zhuǎn)過上止點換向位置，連桿 6 牽拉橫軸 17 和重力平衡塊 7 帶動復動增距滑輪組和拉桿繞著主軸承座轉(zhuǎn)動下行，開始下一個抽油工作循環(huán)。3 傳動裝置設計3.1 帶、減速器設計帶傳動是一種撓性傳動?；窘M成零件為帶輪（主動輪和從動輪）和傳動帶，具有結構簡單、塔里木大學畢業(yè)設計4傳動平穩(wěn)、價格低廉和緩沖吸振等特點。本次設計帶傳動是把電機的轉(zhuǎn)速通過一定的傳動比傳給減速器，實現(xiàn)電機與減速器通過帶間接連接起來。選電機的型號 Y200L-8，查表的kwprnn15min,/730i,/750r ???滿 載，設計抽油桿的沖次 15i?次 /min3.1.1 V 帶設計1、傳動比的確定查表得帶得傳動比一般推薦 ~2i.本次設計取 3.2i查表得 98096.095.0??軸 承減 速 器帶 ，， ??則減速器的輸入轉(zhuǎn)速 172.15min3.nri滿 載帶減速器的總的降速比 14.6i?滿 載總 帶2、皮帶確定查表得 6.1?AK則電動機的計算功率 kw25.6PAC?（1）帶型號選擇---查表得選擇 V 帶的型號為 C 型查表得初選小帶輪的直徑為 md01?則大帶輪的直徑 mi56028.12?帶（2）帶速計算 snv /4.734306???帶查表得符合推薦值 5/s~范圍故合適（3）中心距及帶長計算 ）（）（ 210217. dad???（3.1）則帶入數(shù)據(jù)有 ma12230?初取 a10?（3.2）0212104)()(aaddL??md 96.34)(20210 ???查表得取 mLd315?（3.3）0dLa??則實際中心距 m2.978?中心距變換范圍 Lad5.1min?043.x?（4）帶包角的驗算塔里木大學畢業(yè)設計5??? 47.135.)(18021?????ad符合 范 圍??150~21??（5）V 帶根數(shù)的確定查表得 97.0,8.,65.0,8.3P0 ????LKkwk則根數(shù)2)(0????LCKZ取 根4?Z(6）初拉力得計算由《機械設計》P149 表 8-3 的 mkgq/30.則NvZPC29)5.2(F2min0??）（實際 ）（ min0F?(7)壓軸力的計算 F2.546sin)(m0P(min) ???(8)小帶輪尺寸設計查表得電機 Y200L-8 輸出軸的直徑.3015D?，長度 E10鍵槽的寬 mF16?，49G?,則鍵槽的高度= 6495?.查表得帶和輪連接時的各個參數(shù)(9)選帶輪的材料為 Q235,小帶輪零件圖如圖 3-1：圖 3-1 小帶輪零件圖3.1.2 減速器設計I 級齒輪傳動設計(1)傳動比計算 24.371??ii總查表得 總5.~本次設計取系數(shù)為 1.4 則塔里木大學畢業(yè)設計6,16.52.74.31????ii 總，(2)功率、轉(zhuǎn)速計算 min/.0,5.9.051rnkwP有設計要求可得齒輪的轉(zhuǎn)速不高，故選擇八級精度。(3)齒輪材料的選擇選擇小齒輪的材料為 Cr4，硬度為 280HBS，大齒輪的材料為 45 號鋼，硬度為 240HBS，兩者相差 40HBS(4)齒數(shù)的選擇選小齒輪的齒數(shù)為 137.8.29Z19,Z2???則 大 齒 輪 的 齒 數(shù)取 1372?(5)齒輪具體的設計初選螺旋角 ?4，載荷系數(shù) 3.tK，查表得選齒寬系數(shù) 1?d?，查表得選區(qū)域系數(shù) 4.2HZ。查表得材料的彈性影響系數(shù) 218.9MPaE查表得 7.,1,78.0121 ???????則小齒輪的轉(zhuǎn)距mNnT ???? 5515 10.2.6040.9查表得小齒輪的接觸疲勞強度 aH1lim?大齒輪的接觸疲勞強度 P2li應力循環(huán)次數(shù)(3.4)hjLnN160?次小 91 1037.65247.60 ?????hjLn次大 891..3i查表得接觸疲勞壽命系數(shù) 0,95.2?HNHNK取失效概率 10，安全系數(shù) ?S（3.5）??Slim?MPaHNH 57019.60][1li1????K.32lim22?HH.57][][1????小齒輪的分度圓直徑(3.6)3 2EHt )][Z(u1T2d??????小塔里木大學畢業(yè)設計7m7.84)75.13289(2.78.10523)][Z(u1T2K53 2EHt ??????????d????小計算圓周速度 v smn/16.607.4.106d??小?計算齒寬 b 及模數(shù) ntmbd.8.?小?Znt 3419cos74cos1????小齒高 mhnt 3.9.425.??寬高比71.83.9b查表得使用系數(shù) AK， sv/8.8 級精度查表得得 .V? 則縱向重合度 51.4tan193.0tanZ10????????d查表得 4.?FH， H， 6.?FK則載荷系數(shù) 2.3.5??VA則校合分度圓直徑 m07.13.2678K3t1 ??小小 d計算模數(shù) Z8.59cosm1n?小齒跟彎曲強度設計動載系數(shù) 14.36.1.1 ?????FVA縱向重合度 5.?? 查表得螺旋角影響系數(shù) 8.0Y則當量齒數(shù)2.14cos9331ZV 1.504cos3732???ZV查表得取齒型系數(shù)得 .,76.1FaFaY查表得應力校合系數(shù) 8152SS計算大小齒輪的 ][ＦaFY?查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE01?大齒輪的彎曲疲勞強度極限 432查表得取疲勞壽命系數(shù) 95.,9.1NFNK取彎曲疲勞安全系數(shù) 35.1?S塔里木大學畢業(yè)設計8則MPaSKFENF 148.35.1094][1????926..22小齒輪01.48.36][1FSaY?大齒輪3.592.072???大齒輪的數(shù)值大則設計模數(shù) m80.31.87.199.05.243][cos2521 ???????FSaadn YZTKm???對計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒跟彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，為了符合兩者取 5.4n，就可以滿足強度，但為了同是滿足強度，取分度圓直徑 7.15小d則.245.071mcos1??小dZ取 2?，則 817312??iZ取 1732?Z則中心距 m450.459.0)734(cos)(1 圓 整 后 為an???按圓整后的中心距修正螺旋角 ?9.12.)(2)(r1 ????amZn變化不大不需要修改，則大齒輪的分度圓直徑為 dn58.0cos2?大(6)齒輪幾何要素的尺寸計算查表得得大齒輪的齒頂圓直徑為 m58.1.4258.02hdaa ?????大齒輪的齒根圓直徑為 793-ffm.1小小齒輪的齒頂圓直徑為 0.24hdaa??小齒輪的齒根圓直徑為 83-ff則小齒輪的寬度為 mbd 7.15.???小取 mB15＝小塔里木大學畢業(yè)設計9大齒輪的寬度為 mB105-??小大（7）小齒輪的具體結構和尺寸如圖 3-2圖 3-2 小齒輪零件圖II 級齒輪傳動設計(1)傳動比的分配 16.52?i(2)功率和轉(zhuǎn)速的計算 13.82kw0.9751P2??? min/1.362.70rn?由設計要求可得齒輪的轉(zhuǎn)速不高，故選擇八級精度。(3)齒輪材料的選擇選擇小齒輪的材料為 40Cr，硬度為 280HBS，大齒輪的材料為 45 號鋼，硬度為 240HBS，兩者相差 40HBS(4)齒數(shù)的選擇初選小齒輪的齒數(shù)為 23Z1?則大齒輪的齒數(shù) 18.65.23Z??取 19Z2?(5)齒輪具體的設計初選螺旋角 ?4，載荷系數(shù) .tK，查表得選齒寬系數(shù) 1?d?，查表得選區(qū)域系數(shù) 43.2HZ。查表得材料的彈性影響系數(shù) 218.9MPaE查表得得 7.,1,78.021 ???????小齒輪的轉(zhuǎn)距mNnT ???? 6515 105.31.3609查表得得小齒輪的接觸疲勞強度 aHlim?大齒輪的接觸疲勞強度 P2?應力循環(huán)次數(shù) 次小 81 109.36541.3606 ????hjLnN次大 7821..9i塔里木大學畢業(yè)設計10查表得取接觸疲勞壽命系數(shù) 98.0,6.21?HNHNK取失效概率 10，安全系數(shù) ?S由式 10-12 得 MPa5761.][1lim1 ????HNH 39802li22 ?.576][][1???由式 a910?得小齒輪的分度圓直徑 m45.163)57.2819(6.87.1032)][Z(uT2K363 EHt ????????d????小計算圓周速度 V smn/3.0.45..06dv1 ???小?計算齒寬不 b 及模數(shù) ntmbd.16.3小?Znt 892cos45cos14?????小齒高 mhnt .89.625.??寬高比410.3b查表得使用系數(shù) .AK， sv/3.8 級精度查表得得 2V? 則縱向重合度 82.14tan231.0tanZ318.0????????d查表得 4?FH， H， 7.?FK則載荷系數(shù) 96.8.5??VA則校合分度圓直徑 m03.21.96.13K3t1 ??小小 d計算模數(shù) Z7.95cosm1n?小齒跟彎曲強度設計動載系數(shù) 93.2.1402.1 ?????FVA由縱向重合度 82.?? 查表得螺旋角影響系數(shù) .Y則當量齒數(shù)27.514cos331ZV塔里木大學畢業(yè)設計117.1304cos932???ZV查表得取齒型系數(shù)得 17.,6.1FaFaY查取應力校合系數(shù) 852SS計算大小齒輪的 ][ＦaF?查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE501?大齒輪的彎曲疲勞強度極限 432查表得疲勞壽命系數(shù) 9.,9.1NFNK取彎曲疲勞安全系數(shù) 3?S PaFE148.35.10][1 ???MSNF 926..922小齒輪0.148.3596][1???FSaY?大齒輪13.2.72大齒輪的數(shù)值大則設計模數(shù) m.21603.82.1397.065.92][cos3 2321 ???????FSaadn YZYTKm???對計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒跟彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，為了符合兩者取 7n，就可以滿足強度，但為了同是滿足強度，取分度圓直徑 03.5小d則64.79.04516mcos1??小dZ取 23?，則 812312??iZ取 192?Z則中心距 m57.59.0)(cos)(1 圓 整 后 為an???按圓整后的中心距修正螺旋角 ?90.132)3(2)(r1 ????amZn變化不大不需要修改，則大齒輪的分度圓直徑為 Zdn83cos2??大(6)齒輪幾何要素的尺寸計算查表得大齒輪的齒頂圓直徑為塔里木大學畢業(yè)設計12m84723hdaa ????大齒輪的齒根圓直徑為 5.1.82-ff ?0.15小小齒輪的齒頂圓直徑為 3.9hdaa??小齒輪的齒根圓直徑為 m72-ff則小齒輪的寬度為bd 0.215.1???小取 B5＝小大齒輪的寬度為 -B?小大3.1.3 減速器軸計算及軸承選擇1、減速器軸徑的計算軸徑的初算 3nPCd?（3.7）其中 P 為軸所傳遞的功率,n 為軸的轉(zhuǎn)速,C 可由《機械設計課程設計》P18 表 3-1 得出,本次設計取 10C?。抽油機長期連續(xù)工作，減速器作為動力輸出，所以對減速器軸的要求較高查表選軸的材料為20Cr，許用彎曲應力 ，剪切疲勞極限 彎曲疲勞極限MPa601???Ma160??屈服強度極限 抗拉強度極限 硬度 56～62HBSa351??S39PB4??由 4.2kwP, min/7.21rnmd75.1.260413由 8.32?, i/.62r?86.9.32?由 kw7.319.01P3?, in/rmd14.7.1032、具體結構和尺寸的計算 根據(jù)前面帶輪的寬度，減速器軸的寬度及軸承端蓋厚度，及各部分間隙可算得減速器一軸的長度 。mL56?由計算的 ，取與減速器相連軸的直徑為 d=42mm，為了滿足軸向定位要求需要d75.41制出一軸肩查表可得 r=1.6mm,取安裝軸處的直徑 d=50mm，為了滿足軸向定位要求需要制出一軸肩查表可得 r=1.6mm，則此時軸的直徑為 d=56mm 為了方便定位在齒輪安裝處需設計一軸肩查表得r=2mm，則安裝齒輪處的直徑降為 d=56mm，同樣在安裝軸承處設軸肩的高度 r=1.6，安裝軸處的直徑降為 d=50mm 具體設計如圖 3-3塔里木大學畢業(yè)設計13圖 3-3 減速器一軸零件圖同樣的方法可設計的軸二的具體尺寸和結構如如圖 3-4：圖 3-4 減速器二軸零件圖3、軸承的選取本次設計采用滾動軸承，滾動軸承是現(xiàn)代機器中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支撐轉(zhuǎn)動零件的?；窘Y構分為四部分：1、內(nèi)圈 2、外圈 3、滾動體 4、保持架。由設計可知減速器軸承既承受軸向力，又承受徑向力。查表得選擇圓錐滾子軸承機構代號30000，塔里木大學畢業(yè)設計14由軸一支撐處的直徑 md50?選一軸選擇軸承代號 30210 小徑 md50?大徑m90D?寬 T7.21由軸二支撐處的直徑 8選二軸的軸承型號為 30216 小徑 8大徑41寬由軸三支撐處的直徑 4選三軸的軸承型號為 30228 小徑 14大徑5寬 5.。4、鍵的選擇本次設計減速器所使用的鍵全部選用平鍵，由設計圖可得軸一安裝齒輪處的直徑 d=56mm，查表可得鍵的基本尺寸 b=16mm，h=10mm，選長度 L=125mm.安裝帶輪處軸的直徑為 d=42mm，查表可得鍵的基本尺寸 b=12mm，h=8mm，選長度 L=110mm。軸二安裝齒輪處的軸徑均為 d=86mm，查表可得鍵的基本尺寸 b=25mm，h=14mm，選長度分別為 L=160mm，L=90mm。3.1.4 減速器軸的校核減速器軸的校核，減速器共有三軸，我們著重對一軸進行校核。1、軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩的計算由上面的計算可知軸上的功率 kw5.214P?，轉(zhuǎn)速 min/71.2601rn?轉(zhuǎn)矩NT??98902、齒輪上作用力的計算由上面的計算可知齒輪的分度圓直徑 d07.5則有53.9072Ft?d, 34.86costanr???F， NFt 04.26an???式中?n?，?143、軸的尺寸設計如上面4、軸上載荷的計算從軸的結構圖以及彎矩和扭矩中可以看出 C 截面為軸的危險面現(xiàn)在將 C 處的數(shù)據(jù)列于表3.1：表 3-1載 荷 水平面 垂直面支反力 F N6.421?NH961.072?HF17.6N?NVF 21.74?VF彎矩M m53.1?m30.9?M42總彎矩?.89.32 ???57617409.42扭矩T 5NT??5、校核軸的強度軸單向轉(zhuǎn)動扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力取 .?查表得 paWTMa 2.45)(221c????塔里木大學畢業(yè)設計15其中 W 可查表得到查表 15-1 得 paM601??? 1c??? 因此軸是安全的。3.2 四桿機構設計3.2.1 四桿機構尺寸計算1、曲柄連桿機構的條件查表得曲柄連桿機構則桿長條件如下：(1)組成周轉(zhuǎn)副的兩桿中必有一桿為最短桿。(2)最短桿長度+最長桿長度 ?其余兩桿的長度之和。取曲柄的長度為 L1=500mm，出設計其它的尺寸如圖 3-5：圖 3-52、轉(zhuǎn)角的計算如上圖所示L1 為曲柄原動件，S2C,S2D 分別為搖桿 L3 的兩個極限位置出選擇各個參數(shù)如圖當四桿機構的 L1,L2 處在同一直線及 S1BD 在同一直線時則根據(jù)余弦公式 abc2cos????其中 a ，b 為 ?相鄰的邊則有 2015320Qos2?????140.65Q?當四桿機構 L1,L2 重合時及 AS1C 在同一直線時則有 20158cos22?????59.82?則曲桿 L3 的轉(zhuǎn)角?.769.-40.6Q2-10?塔里木大學畢業(yè)設計16初選轉(zhuǎn)角 ?80.76，如最后有不合適的地方，稍加以調(diào)整3.2.2 曲柄的設計由上面計算可得減速器三軸的直徑為 d=136.14mm 取 d=140mm 曲柄的長度為 L=500mm,選曲柄的材料為 Q235A,具體結構和尺寸如如圖 3-6圖 3-6 曲柄零件圖3.2.3 連桿的設計選連桿的材料為 Q235A，具體的結構和尺寸如圖 3-7塔里木大學畢業(yè)設計17圖 3-7 連桿零件圖4 桁架和底座設計4.1 底座設計1、材料選擇底座一面固定在地面上，另一面是固定減速器和桁架的，通過底座來確保減速器與電機、桁架之間的距離，從而確定整個系統(tǒng)的運行。 所以底座的結構和所選的材料對整個系統(tǒng)是非常重要的。查表得選底座的材料為 Q235 的等邊角鋼和槽鋼構成角鋼號數(shù) 10，厚度為 d=12mm 寬度為b=100mm，取槽鋼的型號為 20a 高度 H=200mm 寬度 b=70mm，根據(jù)前面減速器的寬度及長度,四桿機構可計算得底座的具體尺寸。2、具體結構和尺寸設計設計圖 4.1 底座零件圖塔里木大學畢業(yè)設計18圖 4-1 底座4.2 桁架設計1、材料選擇桁架固定在底座上。保證減速器與四桿機構、四桿機構與天輪、天輪與滑輪的尺寸，幾乎支撐整個系統(tǒng)的重量。本次設計桁架由不同的角鋼焊接而成。查表得選角鋼規(guī)格表分別選取桁架的材料 Q235 號角鋼，角鋼號數(shù)分別為 11、18、16 具體尺寸如下： 12 號鋼尺寸 ，mrdmb12,,120??16 號鋼尺寸 646，18 號鋼尺寸 ,,8，20 號鋼尺寸 r8。根據(jù)曲柄連桿機、鋼絲繩結構設計以及底座的尺寸得桁架的結構和尺寸如下2、具體結構和尺寸設計設計圖如圖 4-2塔里木大學畢業(yè)設計19圖 4-2 桁架零件圖4.3 桁架懸出部分的強度校核我國近幾年現(xiàn)場使用的抽油機懸點載荷能力多為8O～120kN，本次設計為100KN.現(xiàn)在對懸架進行校核。受力簡化圖如圖4.3所示：圖 4.3 懸架的校核1． 受力分析在水平方向有： ??sin45Fco21?塔里木大學畢業(yè)設計20在豎直方向有： KN01sin45Fi21????聯(lián)合方程可得 .0?78.692． 懸架進行校核選擇角鋼的得材料為 Q235 查表得角鋼的許用應力 ，截面面積??MPa20?219.750cmA?（4.1）AN? a6.985109.75cmKN864-23????故此懸架架是安全的。???4.4 鏈輪傳動裝置設計4.4.1 材料的選擇鏈輪機構是將四桿機構和天輪連接器來的重要部件，同時也是將四桿機構所傳遞動力通過鋼絲鏈條傳送給小鏈輪，從而完成整個系統(tǒng)的運作。鏈輪為傳遞動力的重要部件，對材料的要求較高。小鏈輪為主動輪，查表得選小鏈輪的材料為 20Cr，熱處理的方式滲碳、淬火、回火，處理后硬度 50～60HBC,齒數(shù) 25Z?大鏈輪為從動輪選擇材料為 Q235,熱處理的方式焊接后退火,熱處理后的硬度為 140HBS4.4.2 齒數(shù)的確定已知傳遞的功率不大由查表得選擇滾子鏈,鏈速 smv/1?最大的傳動比 8?i本次設計取 0.3?i因為小鏈輪的齒數(shù) 25Z1?,取 91?則大鏈輪的齒數(shù) 759Z2?由四桿機構可得大輪的相對轉(zhuǎn)速 min/N2r則小鏈輪的速度為 i/1r4.4.3 當量的單排鏈的計算功率PKZAC?（4.2）查表得 4.1KA?， 35.V選擇三排鏈則 2P1.4kw0.98.6095P??4.4.4 鏈條的型號和節(jié)距的確定根據(jù) C和小鏈輪的轉(zhuǎn)速 1N查表得選擇鏈的型號 40A查表可得鏈條的節(jié)距 m5.3p?，滾子直徑 md68.391?排距 .571t，則可得鏈輪的寬度為 214.575Pt?4.4.5 中心距、鏈節(jié)數(shù)的計算 a)0~3(0?（4.3）為了使結構緊湊，本次設計取中心距 pa1905.630??02102LapZZp ?????????（4.4）2.98L0?p為了使得鏈條的過渡鏈接，將 0Lp圓整為 8p)]([211fa?（4.5）塔里木大學畢業(yè)設計21查表得 24.01?f則鏈傳動的最大中心距ma84.4.6 鏈輪各個尺寸的計算小鏈輪的尺寸查表可得分度圓直徑 ???????180sinzpd?（4.6）md8.35?齒頂圓直徑 ????????????1axmin25.6.dpdz（4.7）??am.398740xin齒根圓直徑 1df??（4.8）mdf12.346?同理的大鏈輪的尺寸參數(shù)分度圓直徑 7.5，齒頂圓直徑???????mdam4.192xin，齒根圓直徑 f0.3 4.4.7 具體結構的設計圖小鏈輪圖如如圖 3.9 所示. 塔里木大學畢業(yè)設計22C1圖 4-4 小鏈輪零件圖大鏈輪圖如圖 4-5 A-A圖 4-5 大鏈輪零件圖4.5 滑輪設計4.5.1 滑輪設計1、材料的選擇選擇滑輪的材料為 HT2502、滑輪的具體設計取滑輪的直徑 m50D?3、滑輪軸承的選取塔里木大學畢業(yè)設計23由結構可得滑倫軸承主要承受軸向力，所以我們也選深溝球軸承,由《機械設計》P309 表 13-1 得結構代號為 60000，選軸承的型號為 6036 內(nèi)徑 md180?外徑 280D?寬 m4,4、滑輪軸的設計本次設計采用軸輪連體式，具體的尺寸和結構如圖 4-6圖 4-6 滑輪零件圖4.6 支承座設計支承座分為上下兩個部，主要是用來支撐軸承。本次設計共有三處使用：1、四桿機構處支撐大鏈輪 2、桁架上支撐天輪處 3、懸架支撐滑輪處。4.6.1 材料的選取因為支承座支撐軸承,故選擇支承座的材料為 HT200，桁架兩處的輪使用的軸承相同，都選軸承的型號為 6036，內(nèi)徑 md180?外徑 280D?寬 m4,4.6.2 具體結構和尺寸的設計由上面軸承的選擇可得出支撐座的內(nèi)徑為 280mm,具體的結構和尺寸如設計如圖 4-7,4-8 所示，支承座上塔里木大學畢業(yè)設計24圖 4-7 軸承座上支承座下圖 4-8 軸承座下4.7 增設失載保護裝置為了防止光桿或鋼絲繩斷裂而引起重達6t的往返架主體突然下落，進而撞擊破壞機架，設計塔里木大學畢業(yè)設計25了電磁式失載保護裝置。當發(fā)生失載時，主電源即自動切斷使重錘下落，實施剎車。待故障處理后，按下控制箱內(nèi)的復位按鈕，使重錘復位。4.8改善潤滑系統(tǒng)潤滑不充分是造成機器零部件過早磨損的主要原因。鏈條抽油機原有的潤滑系統(tǒng)不能對換向機構實施潤滑，致使換向機構早期磨損，并產(chǎn)生換向噪音，甚至影響換向機構正常運轉(zhuǎn)。為此，重新設計潤滑系統(tǒng)，增加對換向機構及導軌的潤滑，可明顯減輕機件的磨損，降低換向噪音，從而提高了整機的使用壽命4.9氣平衡改為重力平衡氣平衡系統(tǒng)由于受磨損、漏氣及其他因素的影響，使抽油機經(jīng)常于不平衡狀態(tài)下運轉(zhuǎn)，從而導致整機過早損壞和可靠性變差。鑒于目前油田待修理的鏈條抽油機數(shù)量較多的狀況，先從平衡原理上進行改進，采用較可靠的重力平衡代替氣平衡，去掉平衡缸、平衡鏈輪和空氣包，加固往返架主體，配掛放置平衡塊的配重箱，最大平衡重達 6500kg。根據(jù)懸點載荷的不同，選擇相應的重力平衡。塔里木大學畢業(yè)設計26小結1.本次設計利用增大轉(zhuǎn)角機構原理，改進抽油機的設計，從而達到整機結構合理、懸點載荷大、沖程長、沖次少，減速機輸出扭矩小，重量輕。2.動力傳動系統(tǒng)帶動鏈輪傳動裝置往復運動，同時復動增距滑輪組隨之往復運動，利用鏈輪輪組的增倍原理和動力傳動系統(tǒng)實現(xiàn)復動增距動力消耗與同類機型相比降低 10%。3.維護使用方便，滿足抽油機一年 365 天連續(xù)工作的目的,結合實際解決具體生產(chǎn)或社會實際問題。4.通過重力平衡機構可以使抽油桿在抽油和下行的過程中更加節(jié)省發(fā)動機的動力消耗。5.增加了過載保護，使得對抽油桿拉繩的突然斷裂有了很好的防御方法。6.由于此次是本人第一次設計，所以因資歷尚淺帶來的一些技術性問題可能沒有察覺，該設計的存在的問題我會不斷地對其進行完善。塔里木大學畢業(yè)設計27致 謝本次畢業(yè)設計論文是在我的指導老師廖結安老師的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的教學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。正是由于廖結安老師的幫助和支持，我才能克服一個一個的困難和疑惑，直至本文的順利完成。廖結安老師不僅在學業(yè)上給我以精心指導，同時還在思想上給我以廣泛點播，在此謹向廖結安老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。在論文即將完成之際，我的心情久久難以平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意!最后我還要感謝培養(yǎng)我長大含辛茹苦的父母，是你們默默奉獻養(yǎng)育了我，謝謝你們!再次對關心、幫助我的老師和同學表示衷心地感謝！祝你們工作順利，萬事大吉。塔里木大學畢業(yè)設計28參考文獻[1]濮良貴 ，紀名剛.機械設計.第八版.高等教育出版設.2006.5[2]何銘新 ，錢可強.機械制圖.第五版.高等教育出版社.2005.4[3]陸玉.機械設計課程設計.第四版.機械工業(yè)出版社. 2008.6[4]孫桓 ，陳作模 ，葛文杰.機械原理 .第七版. 高等教育出版社. 2006.5 [5]哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室.理論力學(I).第六版.高等教育出版 2002.8 [6]白象忠.材料力學.科學出版社.2007.2[7] 范欽珊 ，殷雅俊.材料力學.清華大學出版社.2004.9[8]化 學 工 業(yè) 出 版 社 編 寫 組 ． 機械設計手冊．化學工業(yè)出版社. 1989 [9]卜炎．機械傳動裝置設計手冊．機械工業(yè)出版社. 1994[10]洪鐘德．簡明機械設計手冊．同濟大學出版社． 1996[11] 張連山.我國抽油機的發(fā)展趨勢[J].鉆采工藝，1996，19（6）[12] 馮耀忠，李光，韓煒等.國外抽油技術的新發(fā)展[J].石油機械，2000，28（10）[13] 張連山.也論抽油機應具備的基本性能[J].石油機械，1995，23（11）[14] 張連山.我國有桿技術發(fā)展前景[J].石油機械，1992，20（8）[15] 孔昭瑞.國內(nèi)抽油機的發(fā)展趨向[J].石油機械，1995，23（2）[16] 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