節(jié)能型抽油機剎車系統(tǒng)設(shè)計本科畢業(yè)設(shè)計

1、畢 業(yè) 論 文課 題 名 稱節(jié)能型抽油機剎車系統(tǒng)設(shè)計分 院/專 業(yè) 機械工程學(xué)院/機械制造與自動化班 級學(xué) 號學(xué) 生 姓 名趙達睿摘 要本說明書主要介紹了抽油機剎車機構(gòu)的設(shè)計探索，先紹了抽油機制動系統(tǒng)的設(shè)計意義、研究現(xiàn)狀以及設(shè)計目標。然后對制動系統(tǒng)進行方案論證分析與選擇，主要包括制動器形式方案分析、制動驅(qū)動機構(gòu)的機構(gòu)形式選擇。抽油機剎車過程中出現(xiàn)的問題，通過對剎車裝置的計算分析，找出故障原因和能有效解決問題的方法，從而對剎車操縱裝置傳動部分進行改進，達到滿意的剎車制動效果。最后確定方案采用內(nèi)脹式剎車機構(gòu)系統(tǒng)，內(nèi)脹式剎車結(jié)構(gòu)系統(tǒng)具有良好的剎車制動性能，其具有的自剎車性能，可以很好的保證抽油機的正

2、常生產(chǎn)以及操作人員的人生安全。除此之外，還根據(jù)已知的抽油機相關(guān)參數(shù)，通過計算得到了制動器主要參數(shù)、制動力矩和制動力等相關(guān)參數(shù),以及對關(guān)鍵的零部件進行設(shè)計和校核。最后對制動性能進行了詳細分析。關(guān)鍵字關(guān)鍵字：制動 內(nèi)脹式制動器 故障分析 剎車裝置 安全生產(chǎn)abstractthis paper mainly introduces the design of braking system of the pumping units. first of all , introducing the braking systems design significance, current research a

3、nd design goals .then the program analysis and selection of the braking systems is in progress , which includes the form of the braking system , the selection of the braking driving mechanism .through finding the problems in the pumping process , it aims at solving problems of difficulty with adjust

4、ment of draw bar type brake gear on pumping unit , the source of trouble was hunted through the calculation analysis and the effective solution was obtained . the improvement was made on the operation device of brake gear in order to satisfy the braking requirement . at last, the plan adopting the w

5、ithin the expansion brake system , with its good self-braking performance which can ensure normal production and the safety of the workers . besides , this paper also introduces the designing process of front brake and rear break ,braking cylinder , parameters choice of main components braking and c

6、hannel settings , as well as to check the key parts , and the analysis of brake performance.key words: braking; braking disc; fault analysis; brake gear; production safety目錄第 1 章 緒論.11.1 制動系統(tǒng)設(shè)計的意義. 1 1.2 制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀. 11.2.1 電控剎車系統(tǒng).21.2.2 氣控剎車系統(tǒng).31.2.3 液壓盤式剎車系統(tǒng).31.3 本次制動系統(tǒng)設(shè)計應(yīng)達到的目標.41.4 本次抽油機剎車系統(tǒng)設(shè)計任務(wù).4第

7、2 章 剎車系統(tǒng)方案論證分析與選擇. 52.1 lzcb 型鏈條抽油機的工作原理. 5 2.2 鼓式制動器. 52.3 盤式制動器.82.4 帶式制動器.82.5 結(jié)論. 9第 3 章 剎車結(jié)構(gòu)的設(shè)計.103.1 電動機的選擇.103.1.1 起升功率的計算.103.1.2 傳動裝置的總功率.103.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速.113.2 傳動參數(shù)的計算.123.2.1 計算總傳動比.123.2.2 分配減速器的各級傳動比.123.3 剎車制動系統(tǒng)的設(shè)計.15 3.3.1 剎車輪及其附件的設(shè)計.15 3.3.2 傳動機構(gòu)的設(shè)計.17 3.3.3 搬桿座的加工設(shè)計.19 3.3.4 曲柄的設(shè)計與改進

8、方案.203.3.5 操縱桿的設(shè)計.22 3.3.6 剎車摩擦材料得分析.22第 4 章 抽油機剎車操作規(guī)范.254.1 調(diào)整抽油機剎車行程.254.1.1 抽油機停油.254.1.2 調(diào)整剎車行程.254.2 抽油機剎車不靈或自行溜車的故障及處理方法. 25結(jié)論 .27參考文獻.28致謝.29第第 1 1 章章 緒論緒論1.1 制動系統(tǒng)設(shè)計的意義在現(xiàn)代工業(yè)中，抽油機的大量應(yīng)用已經(jīng)大大加快了經(jīng)濟的發(fā)展。一般我們所看到的是帶有一個很大的扇形鐵塊來回運動的抽油機，我們形象的稱之為“磕頭機” 。近年來，隨著抽油機技術(shù)的發(fā)展，出現(xiàn)了各種類型的抽油機。如國內(nèi)出現(xiàn)的長沖程式抽油機，游梁式抽油機，這包括干擾

9、平衡游梁式抽油機、偏輪游梁式抽油機、常規(guī)游梁式抽油機等，節(jié)能型抽油機。作為抽油機的核心部件之一的剎車系統(tǒng)，其在抽油機中起著非常重要的作用。剎車系統(tǒng)的安全可靠性不僅關(guān)系到油田的正常生產(chǎn)能否順利進行，而且還涉及到操作人員的人身安全問題。抽油機剎車機構(gòu)是抽油機的制動裝置,為了保證抽油機各項操作的順利進行，抽油機剎車必須靈活可靠。由于長時間使用，抽油機剎車片與剎車輪之間會造成間隙過大。因此，應(yīng)經(jīng)常檢查和調(diào)整抽油機剎片，保證其靈活好用。本次畢業(yè)設(shè)計課題為節(jié)能型抽油機剎車系統(tǒng)的設(shè)計探索。1.2 制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 抽油機在工作過程中要頻繁進行制動操作，由于制動性能的好壞直接關(guān)系到油田的正常生產(chǎn)和操作人員的人

10、身安全，因此制動性能是抽油機非常重要的性能之一，改善抽油機的剎車性能始終是抽油機設(shè)計制造和改進的重要任務(wù)。當抽油機需要停機或進行相關(guān)停機作業(yè)時，作用力在杠桿作用下傳遞到剎車蹄片，使其對剎車轂進行抱緊動作。此時，剎車蹄片與剎車轂之間產(chǎn)生靜摩擦力，從而對剎車轂及與剎車轂相連接的減速箱輸入軸產(chǎn)生靜扭矩，從而達到工作制動。因此制動過程受力情況分析是抽油機試驗和設(shè)計的基礎(chǔ)，由于這一過程較為復(fù)雜，因此一般在實際中只能建立簡化模型分析，通常人們從三個方面來對制動系統(tǒng)進行分析和評價： 1）制動效能：即制動減速度； 2）制動效能的恒定性：即熱衰退性； 3）制動時抽油機的穩(wěn)定性；正是基于剎車系統(tǒng)對于抽油機的重要性

11、，在國內(nèi)外出現(xiàn)了不同類型的剎車系統(tǒng)。它們的剎車工作原理及操作方法不同，但其主要目的是為了更好的保證生產(chǎn)，提高勞動效率及保障操作人員的人身安全。以下將作一一介紹：1.2.1 電控剎車系統(tǒng)隨著科學(xué)技術(shù)的進步，石油機械正逐步邁向遠程網(wǎng)絡(luò)電腦自動控制階段，國外部分油田的抽油機也實現(xiàn)了電腦聯(lián)網(wǎng)、遠程數(shù)據(jù)采集、工作運行全程自動控制。目前，國內(nèi)油田使用的抽油機都是采用機械式手剎車裝置，雖然具有簡單可靠等特點，但是不能與電腦自動控制系統(tǒng)接軌，特別是在抽油機無人現(xiàn)場值守或運行的抽油機分布較廣等情況下，都會發(fā)生不能及時剎車斷電等問題，給安全運行帶來隱患。如圖 1-1 所示是一種電控剎車裝置。該剎車裝置主要包括電磁

12、轉(zhuǎn)換部分、傳動部分和固定支撐部分。電磁轉(zhuǎn)換部分包括電磁鐵和銜鐵，傳動部分包括固定架、復(fù)位彈簧、拉桿和自鎖裝置，固定部分包括底座和支架。其工作原理是：當電磁轉(zhuǎn)換部分接收到剎車信號后電磁鐵吸合，通過傳動部分將剎車片鎖緊，起到電控剎車作用。該裝置適用于油田全程電腦自動化控制，抽油機停機后可向其發(fā)出剎車指令，實現(xiàn)遠程自動電控剎車。圖 1-1 電控剎車裝置1 一底座；2 一電磁鐵；3 一安裝架；4 一銜鐵；5 一支架6 一復(fù)位彈簧；7 一拉桿；8 一自鎖裝置1.2.2 氣控剎車系統(tǒng)氣控剎車系統(tǒng)是根據(jù)改造后鉆機工況要求及考慮司鉆的工作環(huán)境開發(fā)的一項新的剎車系統(tǒng)，目前已在國內(nèi)應(yīng)用。該系統(tǒng)使得司鉆由原來的露天

13、操作大剎把改為司鉆控制房內(nèi)操作氣控閥來完成整個鉆井任務(wù)，這不但改變了司鉆的工作環(huán)境，減少了勞動強度，保證人身安全，而且提高了整個鉆機的自動化控制水平。氣控剎車裝置由司鉆控制房、剎車裝置、監(jiān)視通訊系統(tǒng)、模擬高度指示儀 4 部分組成，在不改變原絞車結(jié)構(gòu)的情況下，取掉原來的大剎把，在裝剎把的位置裝一聯(lián)軸器與氣控剎車裝置連接就可。氣控剎車系統(tǒng)工作原理如圖 1-2 所示。圖 1-2 氣控剎車裝置工作原理圖1 1.2.3 液壓盤式剎車系統(tǒng)中國石油勘探開發(fā)研究院采油采氣裝備所于 1997 年研制成功了 pst25 型杠桿可調(diào)節(jié)浮動油缸常閉式盤式剎車，并在 1998 年將液壓盤式剎車裝置設(shè)計進一步優(yōu)化，行成了

14、以制動執(zhí)行機構(gòu)、液壓站和操作臺三部分的制動組成部分。目前，該裝置經(jīng)過改進，已廣泛應(yīng)用于國外大型開采公司。如圖 1-3 所示為液壓盤式剎車系統(tǒng)的制動執(zhí)行機構(gòu)。 圖 1-3 液壓盤式剎車系統(tǒng)的制動執(zhí)行機構(gòu)1 一滾筒；2 一剎車盤；3 一工作鉗；4 一鉗架；5 一安全鉗；6 一過渡板1.3 本次制動系統(tǒng)設(shè)計應(yīng)達到的目標對抽油機剎車制動系統(tǒng)的設(shè)計，以改善和提高剎車工作制動的安全性、可靠性、牢固性和可操作性。1）具有良好的制動效能；2）具有良好的制動效能穩(wěn)定性；3）制動時抽油機工作穩(wěn)定性好；4）制動效能的熱穩(wěn)定性好；1.4 本次抽油機剎車系統(tǒng)設(shè)計任務(wù)1）了解抽油機的組成部分及工作原理。2）對比分析不同剎

15、車系統(tǒng)的優(yōu)劣，并根據(jù)實際情況選擇滿足工作要求的剎車結(jié)構(gòu)。 3）根據(jù)抽油機基本參數(shù)對剎車系統(tǒng)的主要部件進行設(shè)計計算，并選擇合適的制動器部件。合理設(shè)計剎車系統(tǒng)，滿足抽油機相關(guān)要求。 4）繪制剎車系統(tǒng)裝配圖及各零件圖。 5）將方案論證的結(jié)果及設(shè)計計算的結(jié)果整理，完成畢業(yè)論文。第第 2 2 章章 剎車系統(tǒng)方案論證分析與選擇剎車系統(tǒng)方案論證分析與選擇2.1 lzcb 型鏈條抽油機的工作原理電動機通過窄 v 帶將其高速旋轉(zhuǎn)的運動傳遞給減速器的輸入軸，經(jīng)中間軸后帶動輸出軸，輸出軸驅(qū)動主動鏈輪旋轉(zhuǎn)，輸送鏈條在平行布置的主動鏈輪與從動鏈輪之間運轉(zhuǎn)，鏈條上的特殊鏈節(jié)通過銷軸和換向器連接，隨著鏈條做循環(huán)往復(fù)運動。裝

16、有滑動軸承的特殊鏈節(jié)一端用鏈條通過導(dǎo)輪與抽油桿連接，另一端用鏈條通過兩個導(dǎo)輪與重力平衡箱連接，實現(xiàn)抽油桿的上下往復(fù)運動。根據(jù)井壓變化情況，調(diào)整平衡箱內(nèi)的鑄鐵配重塊，以此滿足抽油機的精確平衡。圖 2-1 lzcb 型鏈條抽油機lzcb 抽油機組成部分：（1）游梁部分：導(dǎo)輪，游梁，橫梁，尾梁，連桿，平衡板。（2）支架部分：中央軸承座，工作梯，護欄，機架，支架。（3）減速器部分：底座，減速器，曲柄，配重塊，剎車機構(gòu)等部件。（4）配件部分：電機座，電機，配電箱。2.2 鼓式制動器鼓式制動器是最早形式運用與汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經(jīng)廣泛應(yīng)用于各類汽車上。鼓式制動器又分為內(nèi)脹式鼓式剎車制

17、動器和外抱式剎車鼓式制動器兩種結(jié)構(gòu)型式。內(nèi)脹型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半軸套管的凸緣上，其旋轉(zhuǎn)的摩擦元件作為制動鼓。制動時，利用制動鼓的圓柱（6） 下降管、上升管（水冷壁）、給水管等組成水循環(huán)回路。 內(nèi)表面與制動蹄摩擦蹄片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。目前，油田上使用的抽油機在生產(chǎn)過程中，剎車鼓軸鍵槽變形后會造成剎車系統(tǒng)失靈，靈敏度降低，甚至失效，最終導(dǎo)致剎車鼓報廢，從而增加了生產(chǎn)成本，降低了生產(chǎn)效率。外抱型鼓式剎車制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶

18、，其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面與制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。通常所說的鼓式制動器就是指這種內(nèi)脹型鼓式結(jié)構(gòu)。1）內(nèi)脹式剎車制動器如圖 2-2 所示剎車鎖緊裝置是由調(diào)節(jié)拉桿 1、復(fù)位彈簧 2、固定支座 3、u 型擋板 4 和鎖緊螺母 5 組成。其中，調(diào)節(jié)拉桿 1 與抽油機剎車機構(gòu)中的剎車箍 7 連接，復(fù)位彈簧 2 和固定支座3 穿裝在調(diào)節(jié)拉桿 1 上，固定支座 3 固定連接在抽油機減速箱上，用于固定調(diào)節(jié)拉桿 1 及剎車箍7 與剎車輪之間的相對位置。u 型擋板 4 穿裝在調(diào)節(jié)拉桿 1 上與剎車操縱連桿連接的一端，并與剎車箍

19、7 的外側(cè)相接觸，鎖緊螺母 5 位于 u 型擋板 4 的內(nèi)側(cè)，并與調(diào)節(jié)拉桿 1 通過螺紋連接。調(diào)節(jié)拉桿 1 一端的端部設(shè)有連接孔 6，用于調(diào)節(jié)拉桿 1 與抽油機剎車操縱連桿的鉸連接。圖 2-2 內(nèi)脹式剎車制動器工作原理：當需要停止抽油機運行，進行設(shè)備保養(yǎng)、調(diào)整、更換油井作業(yè)時，可扳動剎把，通過調(diào)節(jié)拉桿 1、固定支座 3 和復(fù)位彈簧的作用，使剎車箍 7 的開口端向中間合攏，將剎車輪抱緊，抽油機停止運行。此時，可轉(zhuǎn)動鎖緊螺母 5，使其沿調(diào)節(jié)拉桿 1 移至 u 型擋板 4 中離剎車箍7 較近的一側(cè)，并靠 u 型擋板 4 的阻擋作用將剎車箍 7 鎖緊在剎車狀態(tài)。即使出現(xiàn)誤碰、誤松剎把或剎車操縱機構(gòu)中的

20、棘齒、棘輪出現(xiàn)故障，剎車箍 7 也不會出現(xiàn)松脫現(xiàn)象。由此避免了機械、人身事故的發(fā)生。當設(shè)備保養(yǎng)、調(diào)整、更換油井作業(yè)完畢，需要啟動抽油機運行時，只要用扳手轉(zhuǎn)動鎖緊螺母 5，使其沿調(diào)節(jié)拉桿 1 移至 u 型擋板 4 中離剎車箍 7 較遠的一側(cè)，然后松開剎把，通過復(fù)位彈簧 2 的推力，即可將剎車箍 7 松開，啟動抽油機運轉(zhuǎn)。2）外抱式剎車制動器如內(nèi)脹式剎車制動器一樣，外抱式剎車制動器也是靠剎車片和車輪轂接觸時發(fā)生摩擦而起到制動作用。圖 2-3 外抱式剎車制動器如圖 2-3 所示外抱式塊式制動器，具有左右螺紋的螺桿 5 繞線 x-x 轉(zhuǎn)動，帶動螺母 1 和 4相向移動而縮短距離，使搖桿 2 和 6 分

21、別沿順時針和逆時針方向轉(zhuǎn)動，從而帶動左右兩閘塊 a制動輪 3。內(nèi)脹式制動器與外抱式制動器的優(yōu)劣比較：內(nèi)脹式制動器優(yōu)點：自剎作用，內(nèi)脹式剎車具有良好的自剎作用，由于剎車來令片外張，車輪旋轉(zhuǎn)連帶著外張的剎車鼓扭曲一個角度（當然不會大到讓你很容易看的出來） ，剎車來令片外張力（剎車制動力）越大，則情形就越明顯；內(nèi)脹式制動器結(jié)構(gòu)緊湊，可用于安裝空間受限制的場合；另外，內(nèi)脹式制動器制造成本低。內(nèi)脹式制動器缺點：由于內(nèi)脹式剎車來令片密封于剎車鼓內(nèi)，造成剎車來令片磨損后的碎削無法散去，從而影響了剎車鼓與來令片的接觸而影響剎車性能。外抱式制動器優(yōu)點：由于外抱式剎車制動器沒有密封，因此剎車削不會沉積到剎車輪上，

22、且隨著剎車輪的離心力作用，可以將剎車削向外拋去；外抱式制動器簡單可靠，散熱性好；調(diào)整間隙方便，對于直形制動臂，制動轉(zhuǎn)矩大小與轉(zhuǎn)向無關(guān)，制動輪軸不受彎曲作用力；另外，因為其是獨立的零件，故更容易維修。外抱式制動器缺點：外抱式制動器包角和制動轉(zhuǎn)矩小，制造比較復(fù)雜，杠桿系統(tǒng)復(fù)雜，制造成本較高。2.3 盤式制動器盤式制動器是利用軸向壓力使圓盤或圓錐形摩擦表面壓緊，實現(xiàn)制動。制動輪軸不受彎曲。構(gòu)造緊湊。與帶式制動器比較磨損均勻。制動轉(zhuǎn)矩大小與旋轉(zhuǎn)方向無關(guān)，制動封閉形式防塵防潮。摩擦面散熱條件僅此于塊式和帶式，溫度較高?？刹捎枚嘟M布置，又可控制液壓，使制動轉(zhuǎn)矩可調(diào)性好。適于應(yīng)用在緊湊型要求高的場合，如車輛

23、的車輪和電動葫蘆中。大載荷自制盤式制動器靠重物自重在機構(gòu)中產(chǎn)生的內(nèi)力制動，它能保證重物在升降過程中平穩(wěn)下降和安全懸吊。主要用于提升設(shè)備及起重機械的起升機構(gòu)中。盤式制動器按摩擦副中定位原件的結(jié)構(gòu)不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。1）鉗盤式鉗盤式制動器按制動鉗的結(jié)構(gòu)形式不同可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相連并在制動鉗體開口槽中旋轉(zhuǎn)。具有以下優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結(jié)構(gòu)及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)鼓式制動器到盤式制動器的改革，能很好地適應(yīng)多回路制動系的要求。浮鉗盤式制動器：這種制動器具

24、有以下優(yōu)點：僅在盤得內(nèi)側(cè)具有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管，液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性??；成本低；浮動盤的制動塊可兼用駐車制動。2）全盤式在全盤制動器中，摩擦副的旋轉(zhuǎn)元件及固定元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應(yīng)用遠遠沒有鉗盤式制動器廣泛。2.4 帶式制動器帶式制動器構(gòu)造簡單緊湊。包角大，制動轉(zhuǎn)矩大。制動輪軸受較大的彎曲作用力，制動帶的壓強和磨損不均勻，且受摩擦因數(shù)變化的影響較大，散熱差。簡單和差動帶式制動器的制動轉(zhuǎn)矩大小均與旋轉(zhuǎn)方向有關(guān)，限制了應(yīng)用范圍。適于要求結(jié)構(gòu)緊

25、湊的場合，如用于移動式起重機中。帶式制動器按帶型可分為: （1）簡單帶式 （2）差動帶式 （3）綜合帶式2.5 結(jié)論綜合以上制動器，考慮到抽油機工作的性質(zhì)和條件，制動器合理的制動轉(zhuǎn)矩及其重要性不僅關(guān)系到油田的正常能否順利生產(chǎn)，而且還涉及到操作人員的人身安全問題，決定在生產(chǎn)中選用內(nèi)脹式制動器剎車結(jié)構(gòu)，正是考慮到其特有的自剎車作用，能夠保證抽油機安全生產(chǎn)和操作人員的人身安全問題。第第 3 3 章章 剎車結(jié)構(gòu)的設(shè)計剎車結(jié)構(gòu)的設(shè)計由抽油機工作原理知，電動機將其高速旋轉(zhuǎn)運動傳遞給減速箱的輸入軸，經(jīng)中間軸后帶動輸出軸。剎車系統(tǒng)裝置正是通過其將減速箱制動，從而達到剎車制動的目的。為此，要對剎車系統(tǒng)進行設(shè)計，

26、首先應(yīng)計算出剎車系統(tǒng)的制動力矩，故而要知道輸入軸的輸入扭矩。所以，在設(shè)計剎車系統(tǒng)之前，首先對減速器進行設(shè)計，其中包括：電動機的選擇；傳動參數(shù)的計算。3.1 電動機的選擇3.1.1 起升功率的計算懸點載荷：fmax=91kn起下速度：v=（5/24 1/3 ）ms則起升功率為：pw= fmax v=91（5/24 1/3 ）kw=(19 30.3)kw即最大起升功率：pw=30.3kw3.1.2 傳動裝置的總功率選擇傳動方案如下圖 3-1 所示： 傳動裝置運動簡圖 圖 3-1 傳動裝置運動簡圖這一功率由電動機帶動減速器來實現(xiàn)，則由電動機至傳動鏈的傳動總效率為，即有：a （3-1）4212345a

27、其中分別為每一傳動副的傳動效率，分別為：12345, 帶傳動： =0.95 (0.92 0.97 )1滾動軸承： =0.982齒輪傳動： = 0.98 （齒輪精度為 7 級，不包括軸承效率）3聯(lián)軸器： = 0.98（凸緣聯(lián)軸器）4鏈傳動： = 0.915則有4212345a420.95 0.980.980.99 0.910.758所 pd = pw/a = 30.33/0.758 = 39.974kw （3-2）3.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速根據(jù)所選鏈及鏈輪可確定主動齒輪軸的工作轉(zhuǎn)速為： （3-3）10001000 2023.159 / min17 50.8vnrzp按表推薦的傳動比的合理范圍。取

28、 v 帶傳動的傳動比：124;i 二級圓柱齒輪減速器的傳動比：2840;i 則傳動比的合理范圍為：16 160;ai 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： (16 160) 23.159(370.544 3705.44) / mindaninr由于動作過程中電動機需要經(jīng)常改變方向，所以需要選擇可以反轉(zhuǎn)的電動機，根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，選擇“ybd 系列隔爆型三相異步電動機” 。(設(shè)計中經(jīng)常選用 1500r/min 或 1000r/min 的電動機；如無特殊要求，一般不選用 3000r/min,750 r/min 的電動機)其主要性能如表 3-1： 表 3-1 電動機性能表型號額定功率 （kw）電壓(v)電流(a

29、)同步轉(zhuǎn)速(rmin)效率(%)功率因數(shù)cos最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩ybd-280m-655380104.81000900.87203.2 傳動參數(shù)的計算3.2.1 計算總傳動比ybd-280m-6 型電動機總傳動比： （3-0100043.18023.159anin4）分配傳動裝置傳動比由公式 （3-5）0aiii式中, 分別為帶傳動和減速器的傳動比，為使 v 帶傳動的外廓尺寸不至于過大，故初?。?ii=3.00i則減速器傳動比為 043.18014.3933aiii3.2.2 分配減速器的各級傳動比按展開式布置，考慮潤滑條件，兩極大齒輪應(yīng)有近似的浸油深度(即使兩個大齒輪直徑相近)，可由機械設(shè)計課

30、程指導(dǎo)書圖 12 展開式曲線查得有=4.5551i則 2114.3933.164.555iii傳動裝置各軸的運動及運動參數(shù)：為進行傳動件的設(shè)計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩（或功率） ，將傳動裝置各軸有高速至低速依次定為：軸，軸，軸，軸。i 為相鄰軸間的傳動比；為相鄰兩軸間的傳動效率； 為相鄰的輸入功率（kw） ；pt 為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（nm） ；n 為各軸的轉(zhuǎn)速。則可按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到個軸的運動和動力參數(shù)：各軸轉(zhuǎn)速1）-電動機同步轉(zhuǎn)速0n-電動機至工作軸的傳動比0i=1000 rmin0ni 軸： 0101000333.33min3nnri軸：2333.3373.259

31、min4.55nnri軸：273.25923.183 / min3.16nnriiv 軸: 23.183 / minnnri v各軸輸入功率：39.974dpkw軸: 0139.974 0.9537.975dppkw軸： 21237.975 0.9836.47ppkw軸： 22336.47 0.9835.03ppkwiv 軸: 3435.03 0.9834.326ppkw各軸輸入轉(zhuǎn)矩： （3-6）095509550 39.9741000dpndt=381. 75n m軸 95509550 37.975333.33pndt =1087. 99n m軸 95509550 36.4773.529pn

32、dt =4736. 75n m軸 95509550 35.0323.183pnd t =14430. 25n miv 軸 95509550 34.32623.183pnd t =14140. 25n m數(shù)據(jù)歸納為下表 3-2：表 3-2 傳動裝置各軸運動參數(shù)3.3 剎車制動系統(tǒng)的設(shè)計名稱輸入功率 p(kw)輸入轉(zhuǎn)矩 t(nm)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動比 i效率 電動機39.974381.7510003.00.95軸37.9751087.99333.334.5550.96軸36.474736.7573.2593.160.96軸35.0314430.2523.159iv 軸34.32614140.

33、2523.15910.96目前油田上在用的抽油機大都經(jīng)過了十幾年的運轉(zhuǎn)，且長期處在露天環(huán)境中工作， 存在著許多使用和設(shè)計上的安全隱患。一是剎車上的張緊彈簧經(jīng)過長期使用，彈簧屈服系數(shù)降低 ，兩彈簧張力不一致又不能得到及時的更換，造成剎車偏剎；二是剎車沒有可更換的零部件，如內(nèi)脹式剎車，一些抽油機可能從裝機到現(xiàn)在從未更換過剎車蹄片，剎車裝置容易造成突然剎車或剎車不能及時剎死等潛在的隱患；三是抽油機剎車裝置的保險銷設(shè)計存在著缺陷，常規(guī)抽油機保險裝置普遍采用的是 4 個槽的保險銷輪（鎖緊范圍為 90一個點）和 6 個槽的保險銷槽輪 （鎖緊范圍為 60一個點） ，間距都較大，在調(diào)防沖距、調(diào)沖程時，抽油機需

34、剎車時很難根據(jù)操作需要使剎車的位置剛好處于保險銷，當轉(zhuǎn)到銷子插入保險銷槽時，可能已經(jīng)發(fā)生事故了；四是由于剎車和保險銷無聯(lián)動裝置，容易造成剎車后未鎖保險銷而造成二次剎車失敗，或松剎車后未松保險銷，則會造成憋電機事故的發(fā)生；加之員工安全意識淡薄，停機時未使用保險銷，這也增加了事故隱患。改進的方法：增加抽油機保險銷槽輪開槽的密度針對抽油機內(nèi)脹式剎車進行抽油機保險銷槽輪改造，改造的目的是盡可能縮短移動距離而能插入保險銷，其方法是將現(xiàn)有保險銷槽輪 4 槽改為 8 槽，這樣 45一個點，間距變小，方便操作，保證了剎車的準確定位。若想實現(xiàn)抽油機任意位置的停機，則需進一步改進，如圖 3-2是保險銷槽輪設(shè)計思路

35、示意圖，它只允許輪盤單方向轉(zhuǎn)動，當反方向轉(zhuǎn)動時，可立即鎖死，從而實現(xiàn)任意位置銷緊保險銷。圖 3-2 保險銷槽輪設(shè)計思路3.3.1 剎車輪及其附件的設(shè)計1.制動力矩計算由上述得作用在減速器輸入軸上的扭矩為 1087.99 nm。為使剎車機構(gòu)穩(wěn)定制動，計算制動力矩為 , 式中，n 為制動安全系數(shù)，取 1.5。zit=n t=1. 5 1087. 99=1632n m參照 ywz 100-800 電力液壓塊式制動器（jb/zq 4388-1997）,選用制動器型號 ywz400/90則制動輪直徑 d=400mm,b=170mm,d1=370mm,d2=275mm,d1=175mm,d2=70mm,=

36、12mm,d=80mm,l=172mm。制動轉(zhuǎn)矩為 1600 nm.制動瓦額定正壓力 (3-7)nz 1b1ft (l)/( d l )這里，l1 表示制動瓦的上半部分距離，根據(jù)剎車輪的半徑，這里取 l1=200mm, 表示摩擦副間的摩擦系數(shù)，取 =0.35，b=0.5xb+0.5xd,b 取為 60mm,則計算得 b=230mm nz 1b1f t (l)/(d l )16349.14n彈簧到剎車瓦的杠桿比 (3-8) 1221llil這里，取.則12 l =l =100m m22i 2.彈簧的計算剎車瓦額定工作力 (3-9)2neffi表示彈簧到剎車瓦的機械效率，其值在 0.9-0.95

37、之間，這里取 0.95.則.8604.81efn1）.在這里，因為彈簧是用來被壓縮的，故選擇壓縮彈簧。根據(jù)表 16-2，選用碳素彈簧鋼絲 c 級。2）.根據(jù)表 16-5（普通圓柱螺旋彈簧尺寸系列）選擇彈簧中徑為,取彈簧絲直70dmm徑為,由表 16-3 暫選,6dmm1500bmpa則根據(jù)表 16-2 可知， 0.8 0.5600bmpa3）.由表 16-2 取, 現(xiàn)選取旋繞比 c=6，則根據(jù)式 16-9 計算彈簧剛度為82000gmpa （3-10）43/885.02/fkgd nn mmd安裝長度 (3-11)10efl lf / k這里，l0 表示彈簧的自由長度，取 l0=240mm則3

38、0efl lf / k 240 101.21135.79mm彈簧安裝力18604.81effn則彈簧的最大工作力max18604.81eefffn3.制動瓦的計算制動塊摩擦面的壓強 (3-12)1123212fllpdbl這里，b2=60mm, b2 為制動瓦寬度， 為制動塊包角，rad 一般取 =70 或 88,這里取為85.=1.93pp, pp 查表 5-4-5 得 pp=5，故滿足條件。1123212fllpdbl制動瓦銷軸孔壓強 (3-13)1124101122kfllpdl表示銷軸孔長，取=50mm,表示銷軸孔徑，取=20mm,k 表示動載系數(shù)，取110d0dk=1.25。則=11

39、.395mpapsp, psp 為許用靜壓強，對于 q235, psp=12-1124101122kfllpdl16mpa.故滿足條件。4.剎車軸的設(shè)計根據(jù)工作條件，初選軸的材料為 45 鋼，并進行調(diào)質(zhì)處理,硬度為 217-255hbs。按照扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算，即。初算軸徑時，若最小軸段處開有鍵槽，還要考慮鍵3min0pdan槽對軸強度的影響，對直徑 d100mm 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 3%；有兩個鍵槽時，應(yīng)增大 7%。對直徑 d100mm 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 5%-7%；有兩個鍵槽時，應(yīng)增大 10%-15%。查機械設(shè)計 （第八版）表 15-3 得 a0 =120，且

40、 p1=37.975kw，n=333.33r/min,由公式 (3-14)3min0pdan可得，因為在軸端有銷軸，故開有鍵槽，3min120 37.975/333.3358.173dmm則minmin(1 7%)58.173 1.0762.245ddxxmm又因為彈簧的緣故，故取=70mmmind因為要限制剎瓦的運動，故取輪轂的長度為 l=20mm，輪轂直徑為 d=100mm因為在凸輪的作用下，銷在鍵槽中來回運動，故設(shè)計其長度為 100mm 左右。3.3.2 傳動機構(gòu)的設(shè)計傳動機構(gòu)的設(shè)想圖如圖3-3 所示圖 3-3 傳動機構(gòu)由剎車裝置的工作原理我們知道，通過手工操縱桿施加操縱力，使其帶動曲軸

41、轉(zhuǎn)動，曲軸的另一端與傳動桿相連接，再通過傳動桿向下運動帶動拉桿凸輪，通過凸輪的往復(fù)運動而帶動滑動軸一同擠壓剎瓦，從而抱死剎車輪進行剎車制動。1.剎車連桿的設(shè)計：剎車系統(tǒng)在調(diào)整剎車行程時主要是靠調(diào)節(jié)剎車連桿的長度來實現(xiàn)的，剎車連桿的連接是由螺紋連接。在這里，設(shè)計螺紋規(guī)格為 d=m16,螺桿長度為 l1=100mm,剎車螺栓的總長 l=800mm,左右各有一個相同規(guī)格的拉桿螺栓，材料選用 45 鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由上述知，作用在轉(zhuǎn)臂上的作用力 femax=f1=fe=8604.81 n，則剎車連桿所受彎矩為： (3-15)8604.81 0.86883.848remf xlxn m (3-16)3

42、96883.84821.00.1 3210rmpampawxx查機械設(shè)計表 15-1，知 45 鋼許用彎曲應(yīng)力=60，故1mpa，故安全。160mpa1 一剎瓦 2 一剎車輪 3 一滑動軸 4 一調(diào)節(jié)螺母 5 一彈簧 6 一轉(zhuǎn)臂 7 一拉桿8 一操縱桿 9 一搬桿座 10 一曲軸 圖 3-4 剎車裝置結(jié)構(gòu)如圖所示中，n=fe=8604.81 n.設(shè)定拉桿凸輪長度為 l=500mm,=15。則由公式，這里，c 取 45mm, 1cos15f xlxfexc 故=796.44n (3-17)1cos15ef xcflx此處的 f1 為最小下拉力，實際作用在拉桿凸輪上的下拉力應(yīng)大于 f1，即最小應(yīng)不

43、小于796.44n.在拉桿凸輪與傳動桿之間選用銷軸連接，根據(jù)表 5-78 螺紋圓柱銷，選用 m12 的螺紋圓柱銷連接長度 l=30mm,則根據(jù)公式= (3-18)422txfx d4 796.443.53212 12xmpax xx銷的材料選用 35 或 45 鋼，查表 6-2 知=80mpa,故由 知滿足條件。2.軸的設(shè)計根據(jù)工作條件，初選軸的材料為 45 鋼，并進行調(diào)質(zhì)處理,硬度為 217-255hbs。根據(jù)軸的扭轉(zhuǎn)強度條件: (3-19) 30.2tttttwd式中：一扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，；tmpa t 一軸所受的扭矩，；n mm 一軸的抗扭截面系數(shù)，；tw3mm 一許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，。 tmpa

44、根據(jù)材料的性質(zhì)，查機械設(shè)計 （第八版）表 15-3 知 45 鋼的為 25-45，在這 tmpa里，取為 30，又由上述求得。mpa101944.32tn mm故由上式可得min25.71dmm又知當在軸上開有鍵槽時，最小軸徑應(yīng)增大 10%一 15%，則，故取。min25.71(1 10%)28.281dmm30dmm則依次設(shè)計軸徑為 30mm 一 40mm 一 50mm 一 40mm 一 35mm.查機械設(shè)計手冊取鍵長為 l=40mm,采用圓頭普通平鍵 a 型。軸徑為 30mm 的鍵的尺寸為,軸徑為 35mm 的鍵的尺寸為.8 7b hmm 10 8b hmm 套筒的長度為 60mm,且根據(jù)

45、工作，選用滑動軸承。右端采用螺栓軸向定位，左端采用彈性擋圈緊固。 3.3.3 搬桿座的加工設(shè)計如圖所示，是抽油機剎車機構(gòu)的搬桿座，由兩塊側(cè)板組對焊接而成，側(cè)板材料選用鑄鋼（q235） ，根據(jù)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)分析，它的加工工藝方法不止一種，但以最簡單、最方便的加工工藝達到產(chǎn)品的性能要求，是制定工藝的基本原則。圖 3-5 搬桿座的設(shè)計1 第一種工藝過程原工藝如下：加工 6-6 定位孔及 40 軸孔兩塊側(cè)板組焊；立式銑床加工 r200 弧面；臥式萬能銑床加工 6022 齒形；拉 38.310 鍵槽。在大批量生產(chǎn)過程中，發(fā)現(xiàn)此工藝生產(chǎn)效率低，勞動強度大，并存在以下不足。(1)在立式銑床加工 r100 弧面時，

46、裝卡不方便并且對刀具磨損較大，消耗高。(2)在臥式萬能銑床加裝回轉(zhuǎn)盤加工齒形，由于受升降行程的限制，一次只能加工 1 組，并且需要升、 降重達 1000 千克左右的工作臺各 22 次，效率極低；加之在加工時工作臺上無法裝置擋水板，冷卻液飛濺，升降滾珠絲杠得不到充分的潤滑，導(dǎo)致絲杠磨損較大，降低了絲杠的使用壽命，造成生產(chǎn)成本的增大。2 第二中工藝過程(1)用車床加工 r200 弧面工藝：車一根 45 鋼至 35 做芯軸，用三爪卡盤卡 35 芯軸，一次可夾裝和加工 45 組側(cè)板,用車床加工 r200 弧面,極大的提高了工作效率,并降低了消耗。 (2)設(shè)計工裝。在臥式萬能銑床上用分度頭加工6022齒

47、形。將分度頭法蘭與工裝法蘭連接，在 35芯軸上一次可裝卡側(cè)板4組，工作臺由橫向進給絲杠帶動沿 x 坐標方位做往復(fù)運動進行加工，裝卸方便,工作效率高，并且能更好的控制冷卻液噴濺范圍，減輕了升降滾珠絲杠的負載，最大程度的減少了對升降滾珠絲杠的磨損，提高了其使用壽命。改進后的工藝如下：加工 4-12 定位孔及 35 軸孔兩塊側(cè)板組焊；車床加工 r200 弧面；臥式萬能銑床用專用工裝加工 6022 齒形；拉 38.310 鍵槽。用上述改進的工藝加工側(cè)板，極大提高了生產(chǎn)效率，平均每件加工提高了 2 倍以上。 工藝改進以前，由于大量加工剎車側(cè)板，每年都需更換臥式銑床升降滾珠絲杠。改進工藝后，升降滾珠絲杠使

48、用壽命延長了，也降低了生產(chǎn)成本，生產(chǎn)組織更加簡潔順暢。搬桿座座板的設(shè)計加工：座板采用 q235 材料，座板厚度 12mm，根據(jù)工作條件，螺栓選用m16，設(shè)計方案如圖 3-7 所示： 圖 3-6 搬桿座底板3.3.4 曲軸的設(shè)計與改進方案如上圖 3-5 所示，取操縱桿長度 l=755mm,曲柄長度 r=250mm,k=128mm(k 表示在 r 水平方向的投影)則可以計算出作用在操縱桿上的力 f2 (3-20)12796.44 128135.03755f xkxfnl對于抽油機整個剎車裝置來說，人工操作對作用在操縱桿的拉力應(yīng)150n。從計算結(jié)果來看，實際作用在操縱桿上的力有 135.03 n,

49、故能保證制動可靠。通過作圖法得到的拉桿凸輪各個轉(zhuǎn)角時剎瓦位移曲線，如圖 3-8 所示(拉桿凸輪水平位置為零度，順時針為正方向?？v坐標表示位移（mm） ；橫坐標表示拉桿凸輪與水平線的夾角 /（）圖 3-7 位移量 s 隨拉桿凸輪轉(zhuǎn)角 的變化曲線從圖 3-7 中可以看出，在 0 30 區(qū)間內(nèi)，曲線的斜率最大，也就是說，位移量增速 s 越快。以下計算取中間值 15做為理論制動點來分析。操縱桿設(shè)計理論可操作的角度范圍是 53，在抽油機設(shè)計過程中，規(guī)定了在前 2/ 3 的角度行程中就能可靠地剎車，因而實際操作中手柄要求只有 35的可操作范圍即能有效地制動。按35行程計算，通過曲軸傳遞到剎把上的位移約為

50、69 mm，角度為 12，由圖 3-7 可以看出，在 12變化范圍中，剎瓦的位移量 s 最大也只有 8. 5 mm。 可知，剎車不易調(diào)整的真正原因在于剎瓦的位移量太小。8. 5 mm 的位移量不能解決由于彈簧和對中板精度帶來的誤差。從剎車操縱力的計算和對分析來看，剎車過程的不均勻性可以通過 2 個方面來解決。a) 提高剎車整個系統(tǒng)的制造精度，減少每個傳動環(huán)節(jié)的位移損失，尤其是彈簧的性能和對中板的位置精度直接影響剎車制動的關(guān)鍵環(huán)節(jié)。b) 增大剎瓦的位移量 s，避開由于制造精度引起的位移量 s 不足。分析比較 2 種方法，提高制造精度可以解決問題，但包含了更高的制造難度與成本。第 2種辦法采用改變

51、結(jié)構(gòu)來增加 s 的大小，從剎車操縱力的計算中可以看到，距最大許用操作力150 n 有 15 n 力的寬裕，增大操作力來增大操縱行程空間不大，而且不好把握。所以，如何增大剎瓦在剎車操作全過程中的位移量同時又不增加剎車操作力的大小，才是解決問題所在的關(guān)鍵。由計算過程可知，直接減小拉桿凸輪的長度 l 來增加剎瓦的位移量 s 同時會增大剎車的操作力，不易采用。另一種方法可以增加凸輪的變化率，以改變凸輪曲線達到增加剎瓦的位移量的目的，但是造成 c 值的增大，加大剎車的操縱力，因而也不易采用。好的解決辦法是利用曲軸半徑 r 在水平方向的投影 k 可隨轉(zhuǎn)角變化的特點。從圖 3-5 中看出，k 值直接影響著制

52、動力的大小，而 k 值又與曲軸半徑 r 和曲軸與水平線的夾角 有關(guān)系。曲軸半徑 r 在 變化時 k 值的計算公式為 k = r xcos.實際上曲軸擺角范圍在 35，通過以上的計算公式可知，不增加剎車操作力 f2 就必須保證 k 值接近 128 mm。同時，在 35擺角范圍內(nèi)曲軸豎直位移變化量滿足 (3-21)sinsin(35)hrxrx聯(lián)立上面兩式，可得128 (sinsin(35)cosxh由此得到隨 值的增加曲軸豎直位移量 h 的變化曲線，如圖 3-8 所示?？v坐標表示位移量（mm） ；橫坐標表示曲軸與水平線的夾角 （）圖 3-8 曲軸豎直位移量 h 隨 值得變化曲線由圖可知，隨 值的

53、增加，h 也相應(yīng)增加，理論上來說，h 值越大越好，但從圖 3-10中不難看出，保持 k 值不變， 值不易過大，過大會使 r 值急劇增大，因而選擇 45角，通過計算得到此時 h 的最大值為 97 mm，r = 250 mm，傳動到拉桿凸輪剎把上的角度變量約為19。由圖 3-7 可以看出，在 19 的范圍中，剎瓦的位移量 s 最大可達到 15 mm。比原來 8 .5 mm 增大了近 2 倍，剎車故障因此得到根本的解決。在此，最根本的是增大了曲軸半徑 r ，調(diào)整了曲軸的角度，使得在不改變剎車操作力大小的情況下實現(xiàn)對剎車行程的增大。圖 3-9 改進前后剎車示意3.3.5 操縱桿的設(shè)計根據(jù)動力源的不同，

54、制動驅(qū)動機構(gòu)可分為簡單制動、動力制動及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式、氣壓-液壓式的區(qū)別。簡單制動系即人力制動系，是靠作用在操縱桿手柄上的力作為制動力源。而傳力方式有機械式和液壓式兩種。機械式的傳力方式是靠桿系或鋼絲繩或拉簧傳力，其結(jié)構(gòu)簡單，造假低廉，工作可靠，操作方便。液壓式的簡單制動系統(tǒng)通常稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短（0.1-0.3s),工作壓力大（可達 10mpa-12mpa),缸徑尺寸小，可布置在制動器內(nèi)部作為制動蹄的張開機構(gòu)或制動塊的壓緊機構(gòu)，使之結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、質(zhì)量小、造價低。根據(jù)抽油機工作特性，在這里，我們選擇手動剎車機構(gòu)

55、。操縱桿主要由搬桿、剎把、活動手柄以及裝在搬桿內(nèi)部的鋼絲繩組成。當需要對抽油機制動時，通過手剎作用拉緊鋼絲繩或拉簧，從而帶動制動塊將制動力矩傳到剎車輪上，將剎車輪抱死而達到剎車制動的目的。在這里，搬桿的作用主要是對剎把，活動手柄起到支撐固定的作用。搬桿的一端經(jīng)墊圈，使用銷和活動手柄相連，另一端使用曲柄和搬桿座相連，可以隨著剎車力矩的大小而繞著搬桿座轉(zhuǎn)動。3.3.6 剎車摩擦材料的分析用于剎車系統(tǒng)的摩擦材料，通常在很高的剪力和溫度條件下工作。這就要求這類材料能夠吸收動能，并將動能轉(zhuǎn)化為熱能散發(fā)到空氣中去。其工作溫度和溫升速度是影響性能的主要因素，剎車系統(tǒng)工作時，吸收的能量越大，完成的制動時間越短

56、，則溫升越高。當摩擦材料的工作溫度超過其許用工作溫度時，摩擦材料性能就會顯著惡化。故對摩擦材料得基本要求如下：（1）摩擦因數(shù)高且穩(wěn)定，具有良好的恢復(fù)性能；（2）耐磨性能好，允許壓強大，又不損傷對偶材料；（3）有一定的耐油、耐濕、抗腐蝕及抗膠合性能；（4）有一定的機械強度和良好的制造工藝性。剎車制動器溫度過高，將引起制動力矩減小、熱應(yīng)力增加，會加劇摩擦片的磨損，甚至導(dǎo)致摩擦片碎裂。因此，在計算摩擦片強度時，必須考慮溫度的影響。力學(xué)模型的建立：由于實際制動器結(jié)構(gòu)體形復(fù)雜，受力不均勻，難以簡化為平面問題或軸對稱問題，必須按空間問題求解。對于制動器中所提出的空間問題,古典彈性力學(xué)是無能為力的，過去多依

57、靠模型試驗，現(xiàn)在應(yīng)用有限單元法，這些問題可迎刃而解。在此，采用八結(jié)點的六面體單元，共有 1 2 2 1 個節(jié)點、3 66 3 個 自由度。在鉚釘鉚接處，位移處理為零。1 力場和溫度場作用下空間問題的有限元分析1 .1 力場作用下空間問題的有限元分析 對八節(jié)點的六面體單元，在空間問題中有 24 個節(jié)點位移 ui , vi, wi(i=1,8)，使用位移法時這些位移便是結(jié)構(gòu)的基本未知量，如果表示單元上任一點的位移，則f u , v , w t (3-22) fn式中一 形函數(shù)矩陣n 一 單元位移矩陣 則單元的應(yīng)變可用其節(jié)點位移表示為： (3-23)1,2,3. nbb b bb 式中 ,xyzxy

58、yzzx 根據(jù)三維問題的物理方程，可由應(yīng)變求得單元上的應(yīng)力： (3-24) dd b 式中 ,xyzxyyzzx 單元剛度矩陣為： (3-25) kd b dv將單元載荷移置到節(jié)點上，則： rnp然后將單元剛度矩陣組集成總剛度矩陣 k ，將單元載荷列陣組集成總節(jié)點載荷列陣r，便得到線形代數(shù)方程組k = ，從而求得，進一步求得應(yīng)力。 r 1. 2 溫度場作用下空間問題的有限元分析當彈性體內(nèi)溫度發(fā)生變化時，彈性體將發(fā)生正應(yīng)變 a t ( a 為熱膨脹系數(shù), t 為溫度變化)，當外界約束存在，由變溫引起的變形不能自由發(fā)生，將引起熱應(yīng)力。此時，彈性體內(nèi)由溫度引起的應(yīng)變量為： (3-26)0 ,0,0,

59、0at at at則00 ( ) dd bd對單元組合體建立節(jié)點平衡方程，僅考慮熱應(yīng)力問題時，得平衡方程為： kr若彈性體既有變溫，又受實際載荷作用，可根據(jù)力學(xué)中得疊加原理求解： (3-27) kr tr由此求得的節(jié)點位移即為外力與溫度共同作用下的位移。 根據(jù)上述摩擦片應(yīng)力分析，可根據(jù)以下措施來改進摩擦片的應(yīng)力分布。(l ) 增加摩擦片鉚接點周圍強度極限，特別要增加摩擦片約 1/3 處的鉚接點周圍的強度極限。 (2 ) 改變摩擦片本身材料配方，適當降低摩擦片的摩擦系數(shù)，增加其彈性模量及強度極限。雖然摩擦系數(shù)大可以加大制動力矩，提高制動性能，但摩擦片易損壞，因此摩擦系數(shù)應(yīng)有一個合適的范圍。( 3

60、 ) 盡址減少溫度變化對摩擦片的影響。通過降低摩擦片材料的熱膨脹系數(shù)可減少熱應(yīng)力。而急劇加熱后，應(yīng)避免驟然冷卻，以減少熱沖擊使表面產(chǎn)生裂紋。另外，連續(xù)加熱和冷卻循環(huán)時，產(chǎn)生的熱疲勞也會導(dǎo)致表面損壞，在實際操作中，應(yīng)盡量避免此類情況發(fā)生。第 4 章 抽油機剎車操作規(guī)范4.1 調(diào)整抽油機剎車行程4.1.1 抽油機停抽 抽油機必須配備有剎車系統(tǒng)。且其應(yīng)具有自鎖功能，以保證抽油機安全可靠的運行。1）戴好絕緣手套，用試電筆檢查配電箱是否帶電。2）打開電控箱門，按下停止按鈕，當曲柄接近下死點處時提前扳動剎車，且要剎緊剎車。3）拉下電閘，切斷電源。4）在上述一系列操作中要側(cè)身作業(yè)。5）另外，應(yīng)檢查剎車制動爪