磕頭機機械設計基礎報告

1、目 錄目錄1第1章 概述11.1 抽油機類型、特點、應用等陳述11.2 抽油機存在的問題21.3 抽油機的發(fā)展方向3第2章 常規(guī)游梁式抽油機傳動方案設計42.1簡述系統(tǒng)的組成工作原理42.2 繪制系統(tǒng)的機構(gòu)（運動）簡圖5第3章 曲柄搖桿機構(gòu)設計63.1設計參數(shù)的確定：63.2 按K設計曲柄搖桿機構(gòu)63.3 曲柄搖桿機構(gòu)優(yōu)化設計分析7第4章 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)分析計算104.1傳動比分配和電動機選擇104.2 各軸轉(zhuǎn)速計算114.3 各軸功率計算114.4 各軸扭矩12第5章 齒輪減速器設計計算135.1高速級齒輪傳動設計計算135.2低速級齒輪傳動設計15第6章 帶傳動設計

2、計算176.1 帶鏈傳動的方案比較176.2 帶傳動設計計算176.3結(jié)論及運動簡圖19第7章 減速器軸設計計算217.1 各軸軸徑初算217.2各軸設計217.3各軸的修正計算237.4各軸的強度校核247.5軸系部件圖28第8章 軸承設計計算308.1 高速軸支撐軸承選型計算308.2中間軸支撐軸承選型計算308.3低速軸支撐軸承選型計算31第9章 軸承的潤滑和密封329.1高速軸329.2中間軸329.3低速軸32第10章 軸承端蓋設計與計算3310.1高速軸3310.2中間軸：3310.3低速軸：33II第1章 概述1.1 抽油機類型、特點、應用等陳述 1.1.1常規(guī)游梁式石油抽油機常

3、規(guī)游梁式抽油機是油田使用歷史最悠久，使用數(shù)量最多的一種抽油機。該機采用具有對稱循環(huán)四桿機構(gòu)或近似對稱循環(huán)四桿機構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡單，運行可靠，操作維護方便，但長沖程時平衡效果差，效率低，能耗大，不符合節(jié)能要求，基本停止了生產(chǎn)。1.1.2前置式抽油機前置式抽油機平衡后的理論凈扭矩曲線是一條比較均勻的接近水平的直線，因此其運行平穩(wěn)，減速箱齒輪基本無反向負荷，連桿、游梁不易疲勞損壞，機械磨損小，噪聲比常規(guī)式抽油機低，整機壽命長。前置式抽油機可配置較小功率的電動機，節(jié)能效果顯著。與常規(guī)式抽油機相比，具有體積小、重量輕、節(jié)省鋼材的優(yōu)點。1.1.3偏置式抽油機偏置式抽油機又稱異相曲柄平衡式抽油機，特點是平衡塊中心

4、線相對于曲柄中心偏轉(zhuǎn)一個角度，這種機型國外60年代發(fā)展起來并得到API的承認。試驗表明，經(jīng)優(yōu)化設計的偏置式抽油機節(jié)電可達20。1.1.4膠帶傳動抽油機膠帶傳動抽油機是美國80年代開發(fā)的新型抽油設備，該機通過二級膠帶傳動，將電動機的原動力傳給曲柄膠帶輪，并帶動游梁擺動。由于其四連桿機構(gòu)具有急回特性，而且其輔助平衡裝置可作適當調(diào)整以獲得偏置角，因而與常規(guī)機相比，其上沖程轉(zhuǎn)矩因數(shù)小，驢頭懸點加速度小。在相同的工況下，其懸點載荷值和曲柄膠帶輪軸的凈轉(zhuǎn)矩都較小，曲柄軸凈轉(zhuǎn)矩曲線波動較平緩。由于省去了減速箱，故具有結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低，維修及運行管理方便等特點。1.1.5下偏杠鈴抽油機下偏杠鈴游梁復合平衡

5、抽油機是在原常規(guī)游梁抽油機的游梁尾端，利用變矩原理增加簡單的下偏杠鈴所形成的一種新型節(jié)能抽油機。該機繼承和保留了原常規(guī)游梁式抽油機的全部優(yōu)點，這種類型可用于新機制造，又可用于現(xiàn)場在用的常規(guī)抽油機(含偏置機)的節(jié)能改造，其改造技術是目前最簡單易行的，節(jié)能效果也較明顯。1.1.6偏輪式游梁抽油機偏輪機在游梁尾部裝有一個偏輪結(jié)構(gòu)：在偏輪與游梁中心和支架之間增設推桿，在游梁尾部、橫梁、推桿與偏輪之間用軸承連接。它打破常規(guī)機四連桿機構(gòu)的框架，以游梁尾部的偏輪為中心，形成獨特的六連桿體系，偏輪桿件均為剛性連接，保持了常規(guī)機的特點。1.1.7雙驢頭游梁式石油抽油機該石油抽油機是將常規(guī)機游梁與橫梁的鉸鏈連接，

6、改為變徑圓弧的后驢頭、鋼絲繩與橫梁之間的軟連接，構(gòu)成變參數(shù)四桿機構(gòu)來傳遞運動和扭矩，增加游梁擺角，沖程提高2070。由于采用變徑圓弧的游梁后臂，使其實現(xiàn)負載大時平衡力矩大，負載小時平衡力矩小的工作狀態(tài)。從而使減速器輸出扭矩波動小，達到加強平衡，降低能耗的目的。這種機型是目前除常規(guī)機以外發(fā)展最迅速的機型。1.2 抽油機存在的問題1999年我國石油抽油機井采油年耗電總量10510”kwh，占油氣生產(chǎn)總用電比例的492，年電費支出達42億；每臺在用的抽油機平均年維護費用約3000元，全國石油抽油機年維護費用約225億元，而因維護設備影響油井產(chǎn)量約相當12億元，兩項合計3455億元：全國抽油機采油操作

7、成本總額4565億元。石油抽油機井是油田生產(chǎn)量大面廣、投入較大的項目。降低抽油機井的生產(chǎn)成本、提高原油生產(chǎn)效率，將是人工舉升挖潛增效的主戰(zhàn)場。若每口抽油井實用功率按lOkW計，5l妒臺抽油機每天耗電近12x 106kwh，年耗電近44l00kwh。若我們將抽油機的系統(tǒng)效率平均提高1596，就全國而言每年可節(jié)電近1，575109 kWh，節(jié)約費用63億元。這不僅可以節(jié)約大量能源，還可以緩解油田用電緊張狀況，既有經(jīng)濟效益又有社會效益。常規(guī)游梁式石油抽油機自誕生以來，歷經(jīng)百年使用，經(jīng)歷了各種工況和各種地域油田的考驗，經(jīng)久不衰。目前仍在國內(nèi)外油田普遍使用。常規(guī)機以其結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、可靠性高、耐久性

8、好、維修方便、適應現(xiàn)場工況等優(yōu)點，在采油機械中占有舉足輕重的地位。但是由于常規(guī)機的結(jié)構(gòu)特征，決定了它平衡效果差，曲柄凈扭矩脈動大，存在負扭矩、載荷率低、工作效率低和能耗大等缺點。在采油成本中，抽油機電費占30左右，年耗電量占油田總耗電量的2030，為油田電耗的第二位，僅次于注水。1.3 抽油機的發(fā)展方向石油抽油機是由裝在平衡架內(nèi)的平衡車調(diào)節(jié)整機平衡的，平衡車由鏈條經(jīng)上鏈輪和下鏈輪與換向裝置的下端相連，具有載能力大、易調(diào)節(jié)、平衡效果好、安裝維修方便等優(yōu)點。在各油田的原油生產(chǎn)中有著舉足輕重的地位，并且隨著油田的進一步開發(fā)，各種新型節(jié)能抽油機將會得到廣泛地推廣和應用。石油抽油機適應各種類型油井抽汲的

9、需要。為了適應垂直井,斜井,定向井,叢式井,水平井抽汲的需要,研制了斜井抽油機,叢式井抽油機,雙驢頭抽油機,雙井平衡抽油機,緊湊型石油抽油機等.結(jié)構(gòu)簡單、可靠耐用、操作簡便、容易安裝等優(yōu)點，深受用戶歡迎，目前在用的抽油機中擁有最大的市場占有率。因此低能耗，低消耗，低成本，效率高的抽油機是抽油機發(fā)展方向的最終結(jié)果，也是廣大設計者的畢生追求。第2章 常規(guī)游梁式抽油機傳動方案設計2.1簡述系統(tǒng)的組成工作原理 圖2-1結(jié)構(gòu)示意圖如圖所示 圖中，1底座；2支架；3懸繩器；4驢頭；5游梁；6橫梁軸承座；7橫梁；8連桿；9曲柄銷裝置；10曲柄裝置；11減速器；12剎車保險裝置；13剎車裝置；14電動機；15

10、配電箱。 工作原理電動機轉(zhuǎn)動，通過外伸軸帶動V帶轉(zhuǎn)動，V帶與減速器相連接，帶動減速器中的軸轉(zhuǎn)動，經(jīng)過兩級齒輪的傳動，帶動輸出軸轉(zhuǎn)動，輸出軸與曲柄裝置相連接，帶動曲柄裝置作圓周運動，通過連接點帶動連桿作上下的往復運動，再通過橫梁帶動驢頭作上下的往復運動，驢頭與懸繩器相連，帶動抽油桿往復運動，實現(xiàn)將油從地下抽出的可能2.2 繪制系統(tǒng)的機構(gòu)（運動）簡圖圖2-2第3章 曲柄搖桿機構(gòu)設計3.1設計參數(shù)的確定：按工況要求，上沖程的時間為8/15，下沖程的時間為7/15.則，懸點載荷為假定擺角，設計原理 需要假設橫梁半段，擺角和行程速度變化系數(shù)K 設計的實質(zhì)是確定鉸鏈中心A點的位置定出其他三桿的尺寸。 3.

11、2 按K設計曲柄搖桿機構(gòu)設計步驟如下： (1) 由已知的行程速度變化系數(shù)K，計算出極位夾角。 (2) 任意選擇固定鉸鏈中心D的位置，由搖桿長度和擺角，做出搖桿的兩個極限位置。 (3) 連接，并作。 (4) 作，相交于P點，由圖可見，；(5) 作的外接圓，在此圓周上任取一點A作為曲柄的固定鉸鏈中心，連接和，因為同一圓弧的圓周角相等，故；(6)因極限位置處曲柄與連桿共線，故，；從而得=,，連桿的長度=AD。3.3 曲柄搖桿機構(gòu)優(yōu)化設計分析3.3.1滿足有曲柄條件根據(jù)如上原理利用CAD制圖，測出如下數(shù)據(jù)：第一組：，則：，第二組：，則：， ，第三組：，則：，第四組：，則：，第五組：，則：，3.3.2滿

12、足傳動角條件利用matlab進行加速度分析可得到如下線性曲線圖：3.3.3滿足a最小結(jié)論，根據(jù)數(shù)據(jù)分析圖，四桿機構(gòu)加速度最小原理。即波峰波谷差絕對值最小，所選四桿尺寸為：，。第4章 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)分析計算4.1傳動比分配和電動機選擇利用下圖進行計算，將橫梁放在任意位置，懸點載荷豎直向下此時連桿和豎直方向的夾角為，連桿和圓周運動桿切線的方向的夾角，則根據(jù)懸點載荷力可以計算出減速器輸出端的扭矩T。（其中）T=40KN0.98480.9877650=25.29工作機所需要功率為 =21.19kwn=5，=13.2kw由機械課程設計2.2 可利用普通v帶，滾動軸承閉式齒輪效率分

13、別為 電動機所需功率為 =14.6kw為使，所選電動機型號為Y180L，同步轉(zhuǎn)速為1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速970r/min總傳動比為 i=取帶傳動比，則減速器傳動比為i=高速級傳動比低速級傳動比4.2 各軸轉(zhuǎn)速計算高速軸轉(zhuǎn)速：中間軸轉(zhuǎn)速：低速軸轉(zhuǎn)速：4.3 各軸功率計算高速軸功率：中間軸功率：低速軸功率：曲柄功率4.4 各軸扭矩 高速軸扭矩：中間軸扭矩：低速軸扭矩：曲柄扭矩：第5章 齒輪減速器設計計算5.1高速級齒輪傳動設計計算運動參數(shù)確定：圓柱齒輪 高速級傳動比i=7.9 高速級轉(zhuǎn)速242.5/min 傳動功率為P=13.59kw計算過程：(1)選擇材料及確定許用應力小齒輪用40MnB

14、調(diào)質(zhì) 齒角硬度 241-286HBS 大齒輪用2G35SiMn調(diào)質(zhì) 齒角硬度241-269HBS 查表11-5得 是選較高可靠度 則 (2)按齒面接觸強度設計：設齒輪按8級精度制定，取載荷系數(shù)K=1.5（中等沖擊）齒寬系數(shù)（軟齒面，對稱分布）則小齒輪輪距為：取 齒數(shù)選取 則模數(shù) 齒寬 按表4-1所示 取m=4 實際 中心距 (3)驗證輪齒彎曲強度齒形系數(shù) （由 確定） 由式11-5 優(yōu)化結(jié)果：m=3 a不變 則a=568mm(4)齒輪的圓周速度對照表11-2 可知是8級精度5.2低速級齒輪傳動設計5.2.1 運動和動力參數(shù)的確定（1）圓柱齒輪，低速級傳動比i=6.1 （2）設計 小齒輪： 齒數(shù)

15、取 則實際傳動比為： 取m=6齒寬因此可取 按表4-1取 m=6 實際中心距 (3)驗證 ： 優(yōu)化：取 實際 (4)齒輪的圓周速度 第6章 帶傳動設計計算 6.1 帶鏈傳動的方案比較現(xiàn)在要選取在電動機和減速器輸入端進行傳動的裝置，有鏈傳動和帶傳動兩種方式，由于游梁式抽油機屬于野外工作機型，因此在過載時很難保證安全，鏈傳動雖然保證了很好的傳動比，但是在出現(xiàn)過載狀態(tài)時不會發(fā)生打滑現(xiàn)象以保證電動機的安全，因此選擇帶傳動，其優(yōu)點如下，適用于中心距較大的傳動；具有良好的撓性，可緩和沖擊，吸收震動；過載時帶與帶輪之間會出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，避免了其他部件的損壞；結(jié)構(gòu)簡單成本低廉，常用在高速級。 綜上，可知本設計傳

16、動部分選擇帶傳動。6.2 帶傳動設計計算6.2.1運動和動力參數(shù)的確定電動機轉(zhuǎn)速=730 r/min ,減速器輸入端轉(zhuǎn)速=242.5 r/min ,傳動功率P=13.59 kw.6.2.2 計算過程（1）計算功率查表13-8，得=1.6 ,故 kw（2）選擇V帶型號選擇普通V帶，根據(jù)=21.744 kw，=730 r/min ,由圖13-15可查出該點在C處，暫選C型V帶。（3）求大小帶輪基準直徑，。由表13-9查得C型V帶輪最小基準直徑200 mm，取=200 mm，=0.02，由式=590.02 mm由表13-9取=600 mm，誤差小于5，故允許。（4）驗算帶速VV=7.64 m/s節(jié)速

17、在525 m/s范圍適合（5）求V帶基準長度和中心距a初步選中心距=1.5（+）=1.5（200+600）=1200 mm取=1200 mm，符合0.7（+）2（+）由式得帶長 =2+（+）+ =21200+（200+600）+ =3689.973690 mm查表13-2，對C型帶= 4000 mm，再由式計算中心距 a+=（1200+）=1355 mm ，（6）驗算小帶輪包角由式13-1得 =180 =180 =163.08120所以包角滿足條件（7）求V帶根數(shù)由式13-15 得 Z =現(xiàn)=730 r/min , =200 mm，查表13-3得 = 4.07 kw由式13-9得傳動比 i =

18、3.06查表13-5得=0.62 kw由=163查表13-7得=0.96 ,查表得13-2得=1.02，可得 =2.96取3根。（8）求作用在帶輪軸上的壓力查表13-1得q=0.30 kg/m ,故由式13-17得單根V帶的初拉力 = 493 N作用在軸上的壓力 =2925.5 N6.3結(jié)論及運動簡圖所選V帶的規(guī)格確定選擇普通V帶，帶數(shù)為3，小輪直徑200 mm，大輪直徑 600 mm，中心距為1200 mm。第7章 減速器軸設計計算7.1 各軸軸徑初算 材料初選 45鋼取=118，=113，=108則 7.2各軸設計7.2.1高速軸的設計根據(jù)最小軸徑為60mm，初選軸承為滾動軸承6214，軸

19、承內(nèi)徑70mm，外徑125mm，軸承寬度24mm，Cr =60.8 kN。7.2.2中間軸的設計根據(jù)最小軸徑為85mm，初選軸承為滾動軸承6217，軸承內(nèi)徑為85mm，外徑為150mm，寬度為28mm，Cr =83.2 kN。7.2.3低速軸的設計根據(jù)最小軸徑為130mm，初選軸承16028，內(nèi)徑為140mm，外徑為210mm，軸承寬度為22mm，Cr =86 kN。7.3各軸的修正計算7.3.1高速軸的設計計算根據(jù)最小軸徑為70mm（修正后的結(jié)果），初選軸一的軸承為滾動軸承6214.軸承內(nèi)徑70mm，外徑為125mm，軸承寬度為24mm，Cr =60.8kN， =96mm7.3.2中間軸的設

20、計計算根據(jù)最小軸徑為85mm，初選滾動軸承6217，軸承內(nèi)徑85mm，外徑為150mm，軸承寬度為28mm，Cr =83.2 kN， =756mm，=120mm7.3.3低速軸的設計計算根據(jù)最小軸徑為130mm，初選滾動軸承16032，軸承內(nèi)徑為140mm，外徑為210mm，軸承寬度為22mm，Cr=86kN，=975mm7.4各軸的強度校核7.4.1高速軸的強度校核齒輪上的力：圓周力：kN 徑向力：kN=96mm，帶輪施給軸的力：akN (1) 垂直面支承反力： kN kN(2)水平面支承反力： kN kN(3)力F在支點產(chǎn)生的力： kN kN(4)繪制垂直面彎矩圖（見圖b）：Nm(5)繪制

21、水平面彎矩圖：見圖（c）： Nm(6)力F產(chǎn)生的彎矩圖： Nm(7)合成彎矩圖（最不利的情況，如圖e）： Nm(8)求軸的危險截面當量彎矩圖（=0.6，見圖f），其中扭矩為mm，如圖g ， Nm(9)求危險截面的軸的尺寸：軸材料為40MnB，調(diào)質(zhì)，查表得，MPa，即高速軸滿足強度要求。7.4.2中間軸強度校核軸上的力：大齒輪（d=756mm）：圓周力： kN 徑向力： kN小齒輪（d=120mm）：圓周力： kN 徑向力： kN(1) 垂直面的支承反力：kN kN（2）水平面支承反力： kN kN(3)畫垂直面的彎矩圖（如圖c）： Nm Nm(4)畫水平面的彎矩圖（如圖d） Nm Nm(5)求

22、合成彎矩（如圖e）mm Nm(6)軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，如圖7 Nm Nm（7）求彎矩當量（=0.6），如圖8 Nm Nm（8）計算危險截面軸的直徑軸的材料：40MnB，調(diào)質(zhì)，查看11-1，表11-4，故軸II（中間軸）滿足強度要求。7.4.3低速軸的強度校核軸上力：齒距： kN kN曲柄力：(1)垂直面支承反力： kN kN(2)水平面支承反力： kN kN(3)F力在支點產(chǎn)生的反力： kN kN(4)垂直面的彎矩圖,如圖b Nm (5)水平面的彎矩圖，如圖c Nm(6)力F產(chǎn)生的彎矩圖，如圖d Nm（7）合成彎矩圖，如圖e Nm（8）軸傳遞的扭矩，如圖f Nm（9）危險截面當量彎矩：軸為40MnB，調(diào)質(zhì)，=75MPa，如圖g， Nm（10）危險截面處的直徑即低速軸強度也符合要求。7.5軸系部件圖7.5.1高速軸部件圖7.5.2中速軸部件圖7.5.3低速軸部件圖第8章 軸承設計計算8.1 高速軸支撐軸承選型計算根據(jù)公式： 高速軸的軸承選擇為滾動軸承6214，軸承內(nèi)