链条式抽油机的设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 前 言 链条抽油机是我国首创的一种性能优良、结构新颖的新型抽油机，较其它类型的抽油机有许多无可比拟的优点，如体积小，重量轻，耗能少，冲次低，冲程长，悬点加速度变化小，减速器扭矩小和易于安装等，特别适合于稠油、高凝油和深层油的开采。 对游梁式抽油机进行增大行程的改进设计时，存在着造价高，外形尺寸大，使用中消耗功率多等问题。按照采油工艺的要求，国内外都在研制长冲程，大载荷，低冲次，高效节能的抽油机。其中链条抽油机具有结构简单，质量轻，耗能少，冲次低，冲程长，悬点加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳，减速器额定扭 矩小和易于安装等特点 本 文阐述了一种新型的链条抽油机， 利用增大转角机构原理、 滑轮组增倍原理对现有抽油机进行了改进，对改进部分进行详细的设计，对零部件进行必要的强度校核。 改进后的抽油机具有结构简单、 质量轻、耗能少、冲次少、长冲程、悬点加速度变化小、惯性载荷小、运行平稳、减速器输出扭矩小、易于安装、维护使用方便等优点，能够满足抽油机一年365天无人看守连续工作的目的 。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 目录 1 绪论 . 1 题的目的与意义 . 1 . 1 . 1 2 总体方案确定 . 2 . 2 . 2 3 传动装置设计 . 3 速器设计 . 3 带设计 . 4 . 5 . 12 . 14 . 15 . 15 . 15 . 16 4 桁架和底座设计 . 17 . 17 . 17 架悬出部分的强度校核 . 18 . 19 . 19 . 19 . 19 . 19 节数 的计算 . 19 . 20 . 20 . 21 . 21 . 22 . 22 . 22 . 23 小结 . 25 致 谢 . 26 参考文献 . 27 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 1 绪论 随着油田开发的转移，我国大多数油田都已进入开发的中后期，逐渐丧失自喷能力，基本上已从自喷转入机采。 80年代初，我国拥有机采油井 2万口，占油井总数的 机采原油产量占总产量的 27%。到 80 年代末，我国拥有机采油井 3万口，占油井总数的 85%，机采原油产量占总产量的 80%。在这些机采油井中，采用抽油机有杆式抽油占 90%，采用电潜泵、水力活塞泵、射流泵、气举等其他无杆式抽油占 10%。 随着油田进一步开发，机采油井的比重将进一步加大，其中主要采用有杆式抽油。由此可见，抽油机在石油工业中具有举足轻重、非同小可的重要地位。 抽油机的产生和使用由来已久，迄今已有百年的历史。应用最广，普及最广的应属游梁式抽油机，它结构简单、易损件少、可靠性高、耐久性好，操作维修方便。但是，在开采稠油、高凝油、深层油、特别是高含水油田时，使用常规游梁式抽油机已无法实现更经 济、有效地开采。对游梁式抽油机进行增大行程的改进设计时，存在着造价高，外形尺寸大，使用中消耗功率多等问题。按照采油工艺的要求， 国内外都在研制长冲程，大载荷，低冲次， 高效节能的抽油机 。其中链条抽油机具有结构简单，质量轻，耗能少，冲次低，冲程长，悬点加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳，减速器额定扭矩小和易于安装，设计改进发展空间大等特点，得到了普遍发展。 抽油机的产生和使用由来已久，迄今已有百年的历史。应用最广，普及最广的应属游梁式抽油机，早在 120年前就诞生了，目前，在世界各个产油国仍 在大面积的广泛应用。美国拥有 40万台，我国拥有 2 百多年来，游梁式抽油机的结构和原理没有实质性变化。 我国的抽油机制造业已有 40年历史，经过了进口修配、仿制试制、设计研制三个阶段。 50 年代以进口为主，修配为辅。 60代在仿制的基础上进行试制， 1975年制定国产抽油机基本形式与参数， 1980 年制定抽油机结构尺寸和技术条件。从此开始自行设计，研究制造国产抽油机，逐步实现国产化，不仅满足自给，而且还部分出口，目前，我国已有兰州石油机械厂、兰州通用石油机械厂、宝鸡石油机械厂、第二石油机械厂、等 30 多家抽油机制造厂，年生产抽油机上万台，兰州石油机械厂、兰州通用石油机械厂、宝鸡石油机械厂、第二石油机械厂等厂家先后获得 油机出口美国，从而使国产抽油机打入国际市场，跻身于世界先进行列。 现有技术所提供的抽油机，主要有游梁式抽油机、异型抽油机、链条式抽油机等，其中游梁式抽油机是我国使用最早，用量最大的一种类型，它具有结构简单，运行可靠，使用寿命最长，维护方便等优点，它的不足之处在于驴头尺寸过大，因而自重大，能耗高，冲程短， 随着油田开发的转移 ,我国大多数油田都已进入开发的中后期油井普遍出现稠 油、高凝油、深层油、特别是高含水油田时，使用常规游梁式抽油机已无法实现更经济、有效地开采。对游梁式抽油机进行增大行程的改进设计时，存在着造价高，外形尺寸大等缺点。因此，国内外都在研制长冲程，大载荷，低冲次， 高效节能的抽油机。 其中链条抽油机以其结构简单，质量轻，耗能少，冲次低， 冲程长，悬点加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳、减速器额定扭矩小、易于安装，设计改进和发展空间大等诸多优点，受到各国研究者的亲眯，得到了普遍发展。 本次设计利用增大转角机构原理，改进抽油机的设计，从而达 到整机结构合理、悬点载荷大、冲程长、冲次少，减速机输出扭矩小，重量轻， 动力传动系统带动链轮传动装置往复运动，同时复动增距滑轮组随之往复运动，利用滑轮组的增倍原理和动力传动系统实现复动增距 动力消耗与同类机型相比降低 10%，维护使用方便，满足抽油机一年 365 天连续工作的目的 ,结合实际，解决具体生产问题 。 抽油机的工作性能指标包括悬点载荷、冲程、冲次、减速机扭矩、单井井口产量等技术参数。随着油田不断开发，油井含水比不断增大，泵挂深度不断增加，动液面不断下降，势必引起悬点负荷增大，同时引起减速器扭矩的增大，泵径、冲 程、冲次也要根据工况的变化而经常调节。抽油机常年连续运转，工况复杂多变，加之无人监护，管理不便，因而要求其工作必须可靠。对于油矿设备来说，可靠性是最重要的技术指标，抽油机发生故障将会造成停产待修、油井破坏等重大事故和严重经济损失。加之游梁式抽油机改进设计诸多不利因素，针对上述实际情况，本次设计链条抽油机改进方案是符合实际需求的。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 2 总体方案确定 本次设计利用增大转角机构原理，改进抽油机的设计，从而达到整机结构合理、悬点载荷大、冲程长、冲次少，减速机输出扭矩小，重量轻， 动力传动系统带动链轮传 动装置往复运动，同时复动增距滑轮组随之往复运动，利用滑轮组的增倍原理和动力传动系统实现复动增距。 改进费用，动力消耗低于游梁式抽油机 ，且维护方便。 通过这次改进设计，使链条抽油机能够在较为苛刻的环境下良好的工作， 满足抽油机一年 365天无人看守、连续工作的目的 ，适应的工作范围面更宽。因此本方改进案符合实际需求。 (1)、结构草图如图 图 图 主视图 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 图 侧视图 (2)、工作原理 如上 两 图所示，当悬绳器处在最低位置时， 重力平衡 机构 7尾部处在上摆角的最高位置，浮动增距滑轮组和拉杆及平衡块处在最高位置，曲柄连杆机构处在上支点换向位置，此时，各部件储存的势能最大，开启电机 2动力经带轮传动机构 3、减速器 4带动曲柄连杆机构 6逆时针转动，各部件储存的势能变为动能做功，曲柄连杆机构 6中的连杆牵 动 横轴 17 带动 重力平衡 块 7 绕 着主轴承座转动下行，传动 链条 8在重力平衡 块 7的拉动下 带动天轮机构 13 中的小直径滑轮逆时针缠绕传动钢丝绳 8， 再由小 链轮 11 带动轴转动而使大链轮跟着转动同时由大链轮 9带动小链轮 10转动。此时，小链轮带动轴转动， 通过定位滑轮 14牵拉悬绳器带动抽油杆 16上行抽油，当 重力平衡 块 7带动复动增距滑轮组和拉杆下行到最低位置时，曲柄连杆机构 6逆时针旋转至下止点换向位置，各部件储存的势能降到最小，悬绳器带动抽油杆 16上行至最高位置，抽 油工作行程结束，电动机 2继续运行，通过前述的动力传动系统带动曲柄 5继续逆时针转动，曲柄连杆机构转过下止点换向位置，通过曲柄连杆机构 6中的连杆推动横梁 17 和 重力平衡 块 7向上移动，这时通过抽油杆 16 的惯性作用带动定位轮 12 顺时针旋转，同时通过小链轮 10 带动大链轮 9从而使小 链轮 11 顺时针旋转 ，此时 各部件将动能转变为势能储存起来，同时与悬绳器相连的抽油杆 16从最高位置下落， 将重力势能转化为动能对传动部件做功， 曲柄连杆机构到达止点的换向位置，抽油机空载行程结束，电动机 2连续运转，动力传动系统带动曲柄 6继续逆时针转动。 曲柄连杆机构转过上止点换向位置，连杆 6牵拉横轴 17 和 重力平衡 块 7带动复动增距滑轮组和拉杆 绕着主轴承座转动下行，开始下一个抽油工作循环。 3 传动装置设计 速器设计 带传动是一种挠性传动。基本组成零件为带轮（主动轮和从动轮）和传动带，具有结构简单、买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点。本次设计带传动是把电机的转速通过一定的传动比传给减速器，实现电机与减速器通过带间接连接起来。选电机的型号 表的5m i n ,/730m i n ,/7 5 0 r 满载，设计抽油杆的冲次 1 5i 次 /带设计 1、传动比的确定 查表得带得传动比一般推荐 52i 查表得 轴承减速器带 ， 则减速器的输入转速 1 730 2 2 8 . 1 2 5 m i 2n rn i 满 载带减速器的总的降速比 14 5 5ni 满 载总带2、皮带确定 查表得 K 则电动机的计算功率 6C （ 1）带型号选择 表得选择 V 带的型号为 查表得初选小带轮的直径为 001 则大带轮的直径 6 02 0 带 （ 2）带速计算 1 带 查表得符合推荐值 25m/s5 范围故合适 （ 3）中心距及带长计算 ）（）（ 21021 27.0 （ 则带入数据有 52 05 23 0 初取 0000 0212100 4 )(4)(22 （ d 9 34 )(4)(220212100 查表得取 150 2 00 （ 则实际中心距 中心距变换范围 d 20 1 d 9 a x （ 4）带包角的验算 180 211 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 符合 范围 1501201 （ 5） 查表得 则根数 0 (6）初拉力得计算 由机械设计 则 K C 9) 0 0F 2m i ）（实际 ）（ F (7)压轴力的计算 462s 2F m i m i n ) (8)小带轮尺寸设计 查表得电机 ，长度 10 键槽的宽 6 ，49G ,则键槽的高度 = . 查表得带和轮连接时的各个参数 (9)选带轮的材料为 带轮零件图如图 3 图 3带轮零件图 (1)传动比计算 查表得 总本次设计取系数为 , ， (2)功率、转速计算 根 4 Z 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 m 0, 有设计要求可得 齿轮的转速不高，故选择八级精度。 (3)齿轮材料的选择 选择小齿轮的材料为 硬度为 280齿轮的材料为 45号钢，硬度为 240者相差 404)齿数的选择 选小齿轮的齿数为 1 3 7 . 1 87 . 2 219 21 则大齿轮的齿数 取 137 (5)齿轮具体的设计 初选螺旋角 14 ，载荷系数 3.1 查表得选齿宽系数 1d ， 查表得选区域系数 Z 。 查表得 ,121 则小齿轮的转距 5515 105 . . 2 查表得小齿轮的接触疲劳强度 001 大齿轮的接触疲劳强度 502 应力循环次数 60 (次小 91 06060 次大 8911 查表得接触疲劳寿命系数 1 K 取失效概率 1001 ，安全系数 1S （ M P 701 1l i M P 2l i M P 21 小齿轮的分度圆直径 3 2 ZZ(u 1小(05 . 2 ZZ(u 1 253 2 小计算圆周速度 v 小 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 计算 齿宽 d 小 o s 1 o s 1 41 小 齿高 宽高比 K ， 8级精度 查表得得 K 则纵向重合度 a a K ， 则载荷系数 则校合分度圆直径 3 小小 5co 小 齿跟弯曲强度设计 动载系数 纵向重合度 查表得螺旋角影响系数 Y 则当量齿数 o o s 3311 014c o 7c o s 3322 查表得取齿型系数得 1 Y 查表得应力校合系数 1 Y 计算大小齿轮的 表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 302 查表得取疲劳寿命系数 1 K 取弯曲疲劳安全系数 则 M P 111 M P 222 小齿轮 0 1 2 85 9 1 11 Y 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 大齿轮 0 1 2 27 7 2 5 2 22 Y 大齿轮的数值大 则设计模数 2 c o 对计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，为了符合两者取 5.4就可以满足强度，但为了同是满足强度，取分度圆直径 d 则 5 小取 241 Z ，则 1732 Z 则中心距 7 324(c o ( 21 圆整后为n 按圆整后的中心距修正螺旋角 7324(2 )(a r c c 1 a n 变化不大不需要修改，则大齿轮的分度圆直径为 n 2c o 大 (6)齿轮几何要素的尺寸计算 查表得得 大齿轮的齿顶圆直径为 大齿轮的齿根圆直径为 小齿轮的齿顶圆直径为 小齿轮的齿根圆直径为 则小齿轮的宽度为 d 小 取 15小 大齿轮的宽度为 1 05 小大 （ 7）小齿轮的具体结构和尺寸如图 3文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 图 3齿轮零件图 (1)传动比的分配 i (2)功率和转速的计算 1 3 k 9 70 15P 2 m 2 由设计要求可得齿轮的转速不高，故选择八级精度。 (3)齿轮材料的选择 选择小齿轮的材料为 40度为 280齿轮的材料为 45 号钢，硬度为 240者相差 404)齿数的选择 初选小齿轮的齿数为 23 则大齿轮的齿数 取 119 (5)齿轮具体的设计 初选螺旋角 14 ，载荷系数 3.1 查表得选齿宽系数 1d ， 查表得选区域系数 Z 。 查表得材料的弹性影响系 查表得得 ,121 小齿轮的转距 6515 查表得得小齿轮的接触疲劳强度 001 大齿轮的接触疲劳强度 502 应力循环次数 次小 81 次大 7821 查表得取接触疲劳寿命系数 1 K 取失效概率 1001 ，安全系数 1S 由式 10买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 M P 761 1l i M P 391 2l i M P 395762 21 由式 得小齿轮的分度圆直径 5 7 . 5 ZZ(u 1 263 2 小计算圆周速度 V 小 计算齿宽不 b 及模数 d 31 小 c o s 1 o s 1 41 小 齿高 宽高比 K ， 8级精度 查表得得 K 则纵向重合度 a a K ， 则载荷系数 则校合分度圆直径 3 小小 5co 小 齿跟弯曲强度设计 动载系数 由纵向重合度 查表得螺旋角影响系数 Y 则当量齿数 o o s 3311 014c o 9c o s 3322 查表得取齿型系数得 1 Y 查取应力校合系数 1 Y 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 计算大小齿轮的 表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 302 查表得疲劳寿命系数 1 K 取弯曲疲劳安全系数 M P 111 M P 222 小齿轮 0 1 2 85 9 1 11 Y 大齿轮 0 1 2 27 7 2 5 2 22 Y 大齿轮的数值大 则设计模数 c o 对计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，为了符合两者取 7就可以满足强度，但为了同是满足强度，取分度圆直径 d 则 3 小取 231 Z ，则 1192 Z 则中心距 )1 1 923(c o ( 21 圆整后为n 按圆整后的中心距修正螺旋角 )11923(2 )(a r c c 1 a n 变化不大不需要修改，则大齿轮的分度圆直径为 n 833c o 大(6)齿轮几 何要素的尺寸计算 查表得 大齿轮的齿顶圆直径为 7728 3 32 大齿轮的齿根圆直径为 32 d 小齿轮的齿顶圆直径为 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 小齿轮的齿根圆直径为 则小齿轮的宽度为 d 51 小 取 15小 大齿轮的宽度为 105 小大 1、减速器轴径的计算 轴径的初算 3 （ 其中 n 为轴的转速 ,械设计课程设计 出 ,本次设计取 110C 。 抽油机长期连续工作，减速器作为动力输出，所以对减速器轴的要求较高查表选轴的材料为20用弯曲应力 ，剪切疲劳极限 弯曲疲劳极限 屈服强度极限 90 抗拉强度极限 40 硬度 56 62 , 0 0 31 由 , r 0 32 由 , n 3 r 67 0 33 2、具体结构和尺寸的计算 根据前面带轮的宽度，减速器轴的宽度及轴承端盖厚度，及各部分间隙可算得减速器一轴 的长度 56 。 由计算的 ，取与减速器相连轴的直径为 d=42了满足轴向定位要求需要制出一轴肩查表可得 r=安装轴处的直径 d=50了满足轴向定位要求需要制出一轴肩查表可得 r=此时轴的直径为 d=56r=2安装齿轮处的直径降为 d=56样在安装轴承处设轴肩的高度 r=装轴处的直径降为d=50文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 图 3速器一轴零件图 同样的方法可设计的轴二的具体尺寸和结构如如图 3 图 3速器二轴零件图 3、轴承的选取 本次设计采用滚动轴承，滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支撑转动零件的。基本结构分为四部分： 1、内圈 2、外圈 3、滚动体 4、保持架。 由设计可知减速器轴承既承受轴向力，又承受径向力。查表得选择圆锥滚子轴承机构代号30000， 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 由 轴一支撑处的直径 0 选一轴选择轴承代号 30210 小径 0 大径 宽 由轴二支撑处的直径 0 选二轴的轴承型号为 30216 小径 0 大径 宽 由轴三支撑处的直径 40 选三轴的轴承型号为 30228 小径 40 大径 宽 。 4、键的选择 本次设计减速器所使用的键全部选用平键，由设计图可得轴一安装齿轮处的直径 d=56表可得键的基本尺寸 b=16h=10长度 L=d=42表可得键的基本尺寸 b=12h=8长度 L=110二安装齿轮处的轴径均为 d=86表可 得键的基本尺寸 b=25h=14长度分别为 L=160L=90 减速器轴的校核，减速器共有三轴，我们着重对一轴进行校核。 1、轴上的功率、转速、转矩的计算 由上面的计算可知 轴上的功率 ，转速 转矩 5 2 1 9 8 8 5 0 0 0 0 12、齿轮上作用力的计算 由上面的计算可知齿轮的分度圆直径 则有 22F 2t 8 6c o st a nF r t 6 2t a n 式中 20n ， 14 3、轴的尺寸设计如上面 4、轴上载荷的计算 从轴的结构图以及弯矩和扭矩中可以看出 处的数据列于表 表 3 荷 水平面 垂直面 支 反力 F 弯矩M 5 5 3 7 1 2 7 0 6 总弯矩 21 22 扭矩T 5、校核轴的强度 轴单向转动扭转切应力为脉动循环变应力取 查表得 221c 其中 查表 15 1c a 因此轴是安全的。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 1、曲柄连杆机构的条件 查表得曲柄连杆机构则杆长条件如下： (1)组成周转副的两杆中必有一杆为最短