抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)報(bào)告機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)報(bào)告 抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì) 目目 錄錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書一、設(shè)計(jì)任務(wù)書.2二、傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)二、傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì).3（一）傳動(dòng)方案的分析和擬定（一）傳動(dòng)方案的分析和擬定.3（二）電動(dòng)機(jī)的選擇（二）電動(dòng)機(jī)的選擇.4（三）傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比的計(jì)算和分配：（三）傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比的計(jì)算和分配：.6（四）傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算（四）傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算.7三、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算三、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算.10（一）高速級齒輪副的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）高速級齒輪副的設(shè)計(jì)計(jì)算.101、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì).102、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì).123、幾何尺寸計(jì)

2、算：.144、齒輪傳動(dòng)參數(shù)計(jì)算總結(jié).145、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).16（二）低速級（二）低速級齒齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算輪的設(shè)計(jì)計(jì)算.161、低速級齒輪副設(shè)計(jì).162、低速級齒輪副校核.18四、軸系零件的設(shè)計(jì)計(jì)算四、軸系零件的設(shè)計(jì)計(jì)算.22（一）軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.221、輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.222、輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.313、中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.37（二）滾動(dòng)軸承的校核（二）滾動(dòng)軸承的校核.42（三）聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說明和計(jì)算（三）聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說明和計(jì)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(shè)計(jì)五、減速器的潤滑設(shè)計(jì).52（一）齒輪的潤滑設(shè)計(jì)（一）齒輪的潤滑設(shè)計(jì).52（二） 、軸承的潤滑及設(shè)計(jì).53六、箱體、機(jī)架及附件的設(shè)計(jì)六、箱體、機(jī)架及附件的設(shè)計(jì).55（一）（一） 、減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).55（二）（二） 、減速器箱體的附件設(shè)計(jì)、減速器箱體的附件設(shè)計(jì).56七、裝配圖和零件圖的設(shè)計(jì)與繪制七、裝配圖和零件圖的設(shè)計(jì)與繪制.57八、附錄八、附錄 .59附表附表.59附圖附圖.61 設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)任務(wù) 抽油機(jī)是將原油從井下舉升到地面的

4、主要采油設(shè)備之一，常用的有桿抽油設(shè)備有三部分組成：一是地面驅(qū)動(dòng)設(shè)備即抽油機(jī)；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(shè)備的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳遞給井下抽油泵。抽油機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，經(jīng)減速傳動(dòng)系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)（將轉(zhuǎn)動(dòng)變轉(zhuǎn)為往復(fù)移動(dòng)）帶動(dòng)抽油桿及抽油泵柱塞作上下往復(fù)移動(dòng)，從而實(shí)現(xiàn)將原油從井下舉升到地面的目的。執(zhí)行機(jī)構(gòu)采用曲柄搖桿機(jī)構(gòu)。1、 原始數(shù)據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄的輸出功率為 35.351kw, 轉(zhuǎn)速為 n11r/min.2、 傳動(dòng)裝置參考方案：3.電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)的選擇初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如圖 26 所示。選擇 v 帶傳動(dòng)和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動(dòng)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(dòng)的效率（齒輪為 6 級精度，稀油潤滑）。電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： p p/ 35.351/0.86740.77 kw執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為 n11r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，v 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 i 24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比 i 840，則總傳動(dòng)比合理范圍為i 16160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n i n（16160）111761760r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號為 y

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

7、925.傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算（1）各軸轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(dòng)的設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)確定計(jì)算功率式中為工作情況系數(shù)， 為電機(jī)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(zhǔn)直徑查表選取小帶輪基準(zhǔn)直徑，則大帶輪基準(zhǔn)直徑式中 為帶的滑動(dòng)率，通常取（1%2%），查表后取驗(yàn)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(zhǔn)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(zhǔn)長度，得實(shí)際中心距取驗(yàn)算小帶輪包角，包角合適。確定 v 帶根數(shù) z因，帶速，傳動(dòng)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(jì)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(shè)計(jì)計(jì)算齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）高速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)化。初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸因?yàn)橛昌X面齒輪傳動(dòng)，具有較強(qiáng)的齒面抗點(diǎn)蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再校核持面接觸疲勞強(qiáng)度。（1） 計(jì)算小齒

10、輪傳遞的轉(zhuǎn)矩knm（2） 確定齒數(shù) z因?yàn)槭怯昌X面，故取 z 19，z i z 6.319120傳動(dòng)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(jī)輕微沖擊，原動(dòng)機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查表得 k1.25動(dòng)載荷系數(shù) k 估計(jì)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(yù)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(yīng)力修正系數(shù) y 當(dāng)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?yàn)?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(yīng)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(yīng)力循環(huán)次數(shù) n160nkt 60271.4717300285.47310大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) n2n1/u5.47310 /6.3160.86610查圖得壽命系數(shù), ;實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù),查圖取尺寸系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 比較, 取(10) 計(jì)算模數(shù) 按 gb/t1357-1987 圓整為標(biāo)準(zhǔn)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(yàn)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(qiáng)度。

13、3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)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(diǎn)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(yīng)力試驗(yàn)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(yīng)力為： ?。?） 校核齒面接觸強(qiáng)度 ，滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度的要求。（二）低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)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(zhì)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(qiáng)化。初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸因?yàn)橛昌X面齒輪傳動(dòng)，具有較強(qiáng)的齒面抗點(diǎn)蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再校核持面接觸疲勞強(qiáng)度。（10） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 knm（11） 確定齒數(shù) z因?yàn)槭怯昌X面，故取 z 33，z i z 3.9233129傳動(dòng)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(jī)輕微沖擊，原動(dòng)機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查表得 k1.25動(dòng)載荷系數(shù) k 估計(jì)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(yù)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(yīng)力修正系數(shù) y 當(dāng)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?yàn)?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(yīng)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(yīng)力循環(huán)次數(shù) n160nkt 6043.0917300288.68710大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) n2n1/u8.68710 /3.9092.2210查圖得壽命系數(shù), ;實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù),查圖取尺寸系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 比較, 取(10) 計(jì)算模數(shù) 按 gb/t1357-1987 圓整為標(biāo)準(zhǔn)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(yàn)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(qiáng)度。3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)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(diǎn)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(yīng)力試驗(yàn)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(yīng)力為：?。?） 校核齒面接觸強(qiáng)度 ，滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度的要求。 二二. .具體二級齒輪減速器軸的方案設(shè)計(jì)具體二級齒輪

18、減速器軸的方案設(shè)計(jì)（1）高速軸 i 材料為 20crmnti,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為 241286hbs，查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算軸徑，取由于軸端開鍵槽，會(huì)削弱軸的強(qiáng)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(zhì)處理，硬度為 217255hbs，查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)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(zhì)處理，硬度為 241286hbs，查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算軸徑，取 由于軸端開鍵槽，會(huì)削弱軸的強(qiáng)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(jì)算軸承的選擇及壽命計(jì)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(zhuǎn)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(jì)算軸上的支反力經(jīng)計(jì)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(jì)算軸承 a 受的徑向力軸承 b 受的徑向力計(jì)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(jì)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(jì)算當(dāng)量載荷軸承 a e=0.43,則 ,軸承 b e=0.43,則 軸承壽命計(jì)算因，按軸承 b 計(jì)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(zhuǎn)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(jì)算軸上的支反力經(jīng)計(jì)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(jì)算軸承 a 受的徑向力軸承 b 受的徑向力計(jì)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(jì)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(jì)算當(dāng)量載荷軸承 a e=0.36,則 ,軸承 b e=0.36,則 軸承壽命計(jì)算因，按軸承 a 計(jì)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(jì)算軸上的支反力經(jīng)計(jì)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(jì)算軸承 a 受的徑向力軸承 b 受的徑向力計(jì)算附加軸向力查表得 3000 型軸承附加軸向力則 軸承 a ，