抽油機機械系統(tǒng)設計課程設計

1、機械設計課程設計報告機械設計課程設計報告 抽油機機械系統(tǒng)設計抽油機機械系統(tǒng)設計 目目 錄錄一、設計任務書一、設計任務書.2二、傳動裝置的總體設計二、傳動裝置的總體設計.3（一）傳動方案的分析和擬定（一）傳動方案的分析和擬定.3（二）電動機的選擇（二）電動機的選擇.4（三）傳動裝置的總傳動比的計算和分配：（三）傳動裝置的總傳動比的計算和分配：.6（四）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算（四）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算.7三、傳動零件的設計計算三、傳動零件的設計計算.10（一）高速級齒輪副的設計計算（一）高速級齒輪副的設計計算.101、按齒面接觸強度設計.102、按齒根彎曲強度設計.123、幾何尺寸計

2、算：.144、齒輪傳動參數(shù)計算總結.145、齒輪結構設計.16（二）低速級（二）低速級齒齒輪的設計計算輪的設計計算.161、低速級齒輪副設計.162、低速級齒輪副校核.18四、軸系零件的設計計算四、軸系零件的設計計算.22（一）軸的設計計算（一）軸的設計計算.221、輸入軸的設計計算.222、輸出軸的設計計算.313、中間軸的設計計算.37（二）滾動軸承的校核（二）滾動軸承的校核.42（三）聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說明和計算（三）聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說明和計算.48鍵連接的選擇與校核鍵連接的選擇與校核.481、高速級軸承鍵的選擇與校核.482、中間級軸承鍵的選擇與校核.483、低速級軸承鍵的選擇與

3、校核.49聯(lián)軸器的選擇與校核聯(lián)軸器的選擇與校核.501、輸入端聯(lián)軸器的選擇與校核.502、輸出端聯(lián)軸器的選擇與校核.51五、減速器的潤滑設計五、減速器的潤滑設計.52（一）齒輪的潤滑設計（一）齒輪的潤滑設計.52（二） 、軸承的潤滑及設計.53六、箱體、機架及附件的設計六、箱體、機架及附件的設計.55（一）（一） 、減速器箱體的結構設計、減速器箱體的結構設計.55（二）（二） 、減速器箱體的附件設計、減速器箱體的附件設計.56七、裝配圖和零件圖的設計與繪制七、裝配圖和零件圖的設計與繪制.57八、附錄八、附錄 .59附表附表.59附圖附圖.61 設計任務設計任務 抽油機是將原油從井下舉升到地面的

4、主要采油設備之一，常用的有桿抽油設備有三部分組成：一是地面驅動設備即抽油機；二是井下的抽油泵，它懸掛在油井油管的下端；三是抽油桿，它將地面設備的運動和動力傳遞給井下抽油泵。抽油機由電動機驅動，經(jīng)減速傳動系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)（將轉動變轉為往復移動）帶動抽油桿及抽油泵柱塞作上下往復移動，從而實現(xiàn)將原油從井下舉升到地面的目的。執(zhí)行機構采用曲柄搖桿機構。1、 原始數(shù)據(jù)執(zhí)行機構的曲柄的輸出功率為 35.351kw, 轉速為 n11r/min.2、 傳動裝置參考方案：3.電動機的選擇電動機的選擇初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖 26 所示。選擇 v 帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率 0.94

5、0.980.980.980.99 0.867； 為 v 帶的效率， 為第一對軸承的效率， 為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率， 為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為 6 級精度，稀油潤滑）。電動機所需工作功率為： p p/ 35.351/0.86740.77 kw執(zhí)行機構的曲柄轉速為 n11r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，v 帶傳動的傳動比 i 24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比 i 840，則總傳動比合理范圍為i 16160，電動機轉速的可選范圍為 n i n（16160）111761760r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為 y

6、2280s6 的三相異步電動機，額定功率為 45kw，額定電流85.9a，滿載轉速 n980 r/min，同步轉速 1000r/min。 4.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配傳動裝置的總傳動比和傳動比分配（1） 總傳動比由選定的電動機滿載轉速 n和工作機主動軸轉速 n，可得傳動裝置總傳動比為 i n/n980/1189.091（2） 傳動裝置傳動比分配i i i 式中 i ，i 分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使 v 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 i 3.61，則減速器傳動比為 i i / i 89.091/3.6124.679。根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為 i6.3，則 ii / i3.

7、925.傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算（1）各軸轉速 n n/ i 980/3.61271.47r/min nn / i271.47/6.343.09 r/min nn/ （i i ）11 r/min（2）各軸輸入功率 p p 40.770.9442.3 kw pp 42.30.980.9941.04 kw pp 41.040.980.9939.82 kw（3）各軸輸入轉矩 軸 t 9550 p / n =955042.3/271.47=1.488 knm 軸 t9550 p/ n=955041.04/43.09=9.096 knm 軸 t9550 p/ n=9550

8、39.82/11=34.5 knm.帶傳動的設計帶傳動的設計確定計算功率式中為工作情況系數(shù)， 為電機輸出功率選擇帶型號根據(jù)，查圖初步選用型帶選取帶輪基準直徑查表選取小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑式中 為帶的滑動率，通常?。?%2%），查表后取驗算帶速 v在m/s 范圍內(nèi)，帶充分發(fā)揮。確定中心距 a 和帶的基準長度在范圍內(nèi)，初定中心距，所以帶長查圖選取型帶的基準長度，得實際中心距取驗算小帶輪包角，包角合適。確定 v 帶根數(shù) z因，帶速，傳動比 i=3.61,查表得單根 v 帶所能傳遞的功率，功率增量，包角修正系數(shù)，帶長修正系數(shù)，則由公式得故選 6 根帶。確定帶的初拉力單根普通帶張緊后的初拉力為

9、3計算帶輪所受壓力利用公式具體帶與帶輪的主要參數(shù)見圖 27圖 27.齒輪的設計計算齒輪的設計計算（一）高速級齒輪傳動的設計計算齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1） 齒輪材料及熱處理 大小齒輪材料為 20crmnti。齒面滲碳淬火，齒面硬度為 5862hrc，有效硬化層深0.50.9mm。經(jīng)查圖，取1500mpa，500mpa。（2） 齒輪精度按 gb/t100951998，選擇級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核持面接觸疲勞強度。（1） 計算小齒

10、輪傳遞的轉矩knm（2） 確定齒數(shù) z因為是硬齒面，故取 z 19，z i z 6.319120傳動比誤差 iuz / z 120/196.316i0.255，允許（3） 初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由表查得0.6（4） 初選螺旋角 初定螺旋角 15（5） 載荷系數(shù) k 使用系數(shù) k 工作機輕微沖擊，原動機均勻平穩(wěn)，所以查表得 k1.25動載荷系數(shù) k 估計齒輪圓周速度 v0.75m/s 查圖得 k 1.01;齒向載荷分布系數(shù) k 預估齒寬 b40mm 查圖得 k1.17，初取 b/h6，再查圖得 k1.13齒間載荷分配系數(shù) 查表得 kk1.1載荷系數(shù) kk k k k=1.251.011.1

11、1.131.57（6） 齒形系數(shù) y和應力修正系數(shù) y 當量齒數(shù) zz /cos19/ cos21.08 zz /cos120/ cos133.15查圖得 y2.8 y2.17 y1.56 y1.82（7） 重合度系數(shù) y端面重合度近似為【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/191/120）】cos15 1.63arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos15）20.6469014.07609因為/cos，則重合度系數(shù)為 y 0.25+0.75 cos/0.696（8） 螺旋角系數(shù) y 軸向重合度 1.024,取為 1y10.878（9） 許用彎曲應力 安全系數(shù)由表查得

12、 s1.25工作壽命兩班制，7 年，每年工作 300 天小齒輪應力循環(huán)次數(shù) n160nkt 60271.4717300285.47310大齒輪應力循環(huán)次數(shù) n2n1/u5.47310 /6.3160.86610查圖得壽命系數(shù), ;實驗齒輪的應力修正系數(shù),查圖取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 比較, 取(10) 計算模數(shù) 按 gb/t1357-1987 圓整為標準模數(shù),取 (11) 初算主要尺寸初算中心距,取 a=355mm修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬,取,齒寬系數(shù)(12) 驗算載荷系數(shù)圓周速度查得按，查得，又因，查圖得，則 k1.6，又 y=0.930，y =0.688，。從而得滿足齒根彎曲疲勞強度。

13、3校核齒面接觸疲勞強度（1） 載荷系數(shù)， （2） 確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) 查表得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖得重合度系數(shù) 查圖得螺旋角系數(shù) （3） 許用接觸應力試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限壽命系數(shù) 查圖得，；工作硬化系數(shù) ；安全系數(shù) 查表得；尺寸系數(shù) 查表得，則許用接觸應力為： 取（4） 校核齒面接觸強度 ，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。（二）低速級齒輪傳動的設計計算齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1） 齒輪材料及熱處理 大小齒輪材料為 45 鋼。調(diào)質后表面淬火，齒面硬度為 4050hrc。經(jīng)查圖，取1200mpa，370mpa。（2） 齒輪精度

14、按 gb/t100951998，選擇級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核持面接觸疲勞強度。（10） 計算小齒輪傳遞的轉矩 knm（11） 確定齒數(shù) z因為是硬齒面，故取 z 33，z i z 3.9233129傳動比誤差 iuz / z 129/333,909i0.285，允許（12） 初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由表查得0.6（13） 初選螺旋角 初定螺旋角 12（14） 載荷系數(shù) k 使用系數(shù) k 工作機輕微沖擊，原動機均勻平穩(wěn)，所以查表得 k1.25動載荷系數(shù) k 估計齒輪圓周速度 v0.443m/s

15、 查圖得 k 1.01;齒向載荷分布系數(shù) k 預估齒寬 b80mm 查圖得 k1.171，初取 b/h6，再查圖得 k1.14齒間載荷分配系數(shù) 查表得 kk1.1載荷系數(shù) kk k k k=1.251.011.11.141.58（15） 齒形系數(shù) y和應力修正系數(shù) y 當量齒數(shù) zz /cos19/ cos35.26 zz /cos120/ cos137.84查圖得 y2.45 y2.15 y1.65 y1.83（16） 重合度系數(shù) y端面重合度近似為【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/331/129）】cos12 1.72arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos

16、12）20.4103111.26652因為/cos，則重合度系數(shù)為 y 0.25+0.75 cos/0.669（17） 螺旋角系數(shù) y 軸向重合度 1.34,取為 1y10.669（18） 許用彎曲應力 安全系數(shù)由表查得 s1.25工作壽命兩班制，7 年，每年工作 300 天小齒輪應力循環(huán)次數(shù) n160nkt 6043.0917300288.68710大齒輪應力循環(huán)次數(shù) n2n1/u8.68710 /3.9092.2210查圖得壽命系數(shù), ;實驗齒輪的應力修正系數(shù),查圖取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 比較, 取(10) 計算模數(shù) 按 gb/t1357-1987 圓整為標準模數(shù),取 (11) 初算主要

17、尺寸初算中心距,取 a=500mm修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬,取,齒寬系數(shù)(12) 驗算載荷系數(shù)圓周速度查得按，查得，又因，查圖得，則 k1.611，又 y=0.887，y =0.667，。從而得 滿足齒根彎曲疲勞強度。3校核齒面接觸疲勞強度（5） 載荷系數(shù)， （6） 確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) 查表得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖得重合度系數(shù) 查圖得螺旋角系數(shù) （7） 許用接觸應力試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限壽命系數(shù) 查圖得，；工作硬化系數(shù) ；安全系數(shù) 查表得；尺寸系數(shù) 查表得，則許用接觸應力為：取（8） 校核齒面接觸強度 ，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。 二二. .具體二級齒輪減速器軸的方案設計具體二級齒輪

18、減速器軸的方案設計（1）高速軸 i 材料為 20crmnti,經(jīng)調(diào)質處理，硬度為 241286hbs，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑 5%7%，取最小軸徑（2）軸 ii 材料為 45 鋼，經(jīng)調(diào)質處理，硬度為 217255hbs，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取，取安裝小齒輪處軸徑（3）軸 iii 材料為 40cr，經(jīng)調(diào)質處理，硬度為 241286hbs，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取 由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑 5%7%，取最小軸徑軸 i，軸 ii，軸

19、 iii 的布置方案與具體尺寸分別如圖 28，圖 29，圖 210 所示。圖 28圖 29圖 210 第三節(jié)第三節(jié) 軸承的選擇及壽命計算軸承的選擇及壽命計算（一）（一） 第一對軸承第一對軸承齒輪減速器高速級傳遞的轉矩 具體受力情況見圖 31（1）軸 i 受力分析齒輪的圓周力 齒輪的徑向力齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力經(jīng)計算得垂直面內(nèi) 圖 31 水平面內(nèi) （3）軸承的校核初選軸承型號為 32014輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) 計算軸承 a 受的徑向力軸承 b 受的徑向力計算附加軸向力查表得 3000 型軸承附加軸向力則 軸承 a ，軸承 b 計算軸承所受軸向載荷由于，即 b 軸承放松，a 軸

20、承壓緊由此得 計算當量載荷軸承 a e=0.43,則 ,軸承 b e=0.43,則 軸承壽命計算因，按軸承 b 計算 （二）（二） 第二對軸承第二對軸承齒輪減速器低速級傳遞的轉矩 具體受力情況見圖 32（1）軸 ii 受力分析齒輪的圓周力 齒輪的徑向力齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力經(jīng)計算得垂直面內(nèi) 水平面內(nèi) （3）軸承的校核初選軸承型號為 32928輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù)計算軸承 a 受的徑向力軸承 b 受的徑向力計算附加軸向力查表得 3000 型軸承附加軸向力則 軸承 a ，軸承 b 計算軸承所受軸向載荷由于，即 b 軸承放松，a 軸承壓緊由此得 計算當量載荷軸承 a e=0.36,則 ,軸承 b e=0.36,則 軸承壽命計算因，按軸承 a 計算圖 32 （三）第三對軸承（三）第三對軸承具體受力情況見圖 33（1）軸 iii 受力分析齒輪的圓周力 齒輪的徑向力齒輪的軸向力 （2）計算軸上的支反力經(jīng)計算得垂直面內(nèi) 水平面內(nèi) （3）軸承的校核初選軸承型號為 32938輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù)計算軸承 a 受的徑向力軸承 b 受的徑向力計算附加軸向力查表得 3000 型軸承附加軸向力則 軸承 a ，