机械原理课程设计报告-抽油机机械系统设计.doc

机械原理课程设计报告抽油机机械系统设计姓 名 学 号指导老师 日 期 目 录第一节 设计任务-(1)第二节 方案设计分析-(2)第三节 轴承的选择及寿命计算-(17)第四节 设计结果-(22)第五节 心得体会-(23)第六节 附录-(25) 第一节 设计任务抽油机是将原油从井下举升到地面的主要采油设备之一，常用的有杆抽油设备有三部分组成：一是地面驱动设备即抽油机；二是井下的抽油泵，它悬挂在油井油管的下端；三是抽油杆，它将地面设备的运动和动力传递给井下抽油泵。抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统（将转动变转为往复移动）带动抽油杆及抽油泵柱塞作上下往复移动，从而实现将原油从井下举升到地面的目的。图11假设电动机做匀速转动，抽油机的运动周期为T，抽油杆的上冲程时间与下冲程时间相等。冲程S=1.4m，冲次n11次/min，上冲程由于举升原油，作用于悬点的载荷等于原油的重量加上抽油杆和柱塞自身的重量为40kN，下冲程原油已释放，作用于悬点的载荷就等于抽油杆和柱塞自身的重量为15kN。要求： 根据任务要求，进行抽油机机械系统总体方案设计，确定减速传动系统、执行系统的组成，绘制系统方案示意图。 根据设计参数和设计要求，采用优化算法进行执行系统（执行机构）的运动尺寸设计，优化目标为抽油杆上冲程悬点加速度为最小，并应使执行系统具有较好的传力性能。 建立执行系统输入、输出（悬点）之间的位移、速度和加速度关系，并编程进行数值计算，绘制一个周期内悬点位移、速度和加速度线图（取抽油杆最低位置作为机构零位）。 选择电机型号，分配减速传动系统中各级传动的 传动比，并进行传动机构的工作能力设计计算。 对抽油机机械系统进行结构设计，绘制装配图及关键零件工作图。第二节 方案设计分析一.抽油机机械系统总体方案设计 根据抽油机功率大，冲次小，传动比大等特点，初步决定采用以下总体方案，如框图所示：图211. 执行系统方案设计 图22 图 23由于执行机构是将连续的单向转动转化为往复移动，所以采用四连杆式执行机构，简单示意如图22所示 P点表示悬点位置；AB杆表示输入端，与减速器输出端相连，逆时针方向旋转；CD表示输出端；AD 表示机架；e 为悬臂长度，通常取e/c=1.35;行程S等于CD相对于AD转过的角度与e的乘积。 抽油杆上冲程时间与下冲程时间相等，即上冲程曲柄转角与下冲程曲柄转角相等，0，属于III型曲柄摇杆机构， 。 为了研究方便，将机架旋转至水平位置， 如图 23所示。图中位置分别表示悬点的最高和最低位置。行程，从图中可以看出以下关系：取为设计变量，根据工程需求：所以，始终满足最小传动角的要求。由于是III型曲柄摇杆机构，故有优化计算方法： 在限定范围内取，计算c,a,b,d,得曲柄摇杆机构各构件尺寸，取抽油杆最低位置为机构零位：曲柄转角，求上冲程曲柄转过某一角度时，摇杆摆角，角速度和角加速度，悬点加速度ac=1.35c,找出上冲程过程中的悬点最大加速度,最后在所有的最大加速度中找出最小者，它所对应的机构尺寸极为最优者。具体过程如下： 采用网格法进行优化，按增量划分网格，网格交点作为计算点。 如图24所示。 图24 图 25在图25所示的铰链四杆机构ABCD看作一封闭矢量多边形，若以a,b,c,d分别表示各构件的矢量，该机构的矢量方程式为a+b=c+d,以复数形式表示为 （*）规定角以x轴的正向逆时针方向度量。按欧拉公式展开得按方程式的实部和虚部分别相等，即， 消去得利用万能公式，以及根据该机构装配特点，得从而可得将式（*）对时间求导数得 （#）消去，取实部得将式（#）对时间求导数得 消去，取实部得。又悬点的位移表达式为s=e（+arcos）,速度表达式为v=e,加速度表达式为ac=e。由于存在初始角，所以要加上一个角度为arccos(b/d),即=+ arccos(b/d). 从0开始到360。接下来采用Matlab软件进行编程计算和画图，具体程序在附录中。其中通过机构优化设计程序运行得到结果为：最小值=1.2141m/,a=0.505m,b= 2.112m, c=1.320m, d= 2.439m通过求悬点上冲程中最大速度的程序运行得到结果为：最大速度 =0.7954 m/s2. 总体传动方案初步确定传动系统总体方案如图26所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.940.980.980.980.990.867；为V带的效率，为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为6级精度，稀油润滑）。图263.电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/35.351/0.86740.77 kW执行机构的曲柄转速为n11r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）111761760r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y2280S6的三相异步电动机，额定功率为45kW，额定电流85.9A，满载转速n980 r/min，同步转速1000r/min。 4.传动装置的总传动比和传动比分配（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为in/n980/1189.091（2） 传动装置传动比分配iii式中i，i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i3.61，则减速器传动比为ii/ i89.091/3.6124.679。根据各原则，查图得高速级传动比为i6.3，则ii/ i3.925.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速 nn/ i980/3.61271.47r/min nn/ i271.47/6.343.09 r/min nn/ （ii）11 r/min（2）各轴输入功率PP40.770.9442.3 kW PP42.30.980.9941.04 kWPP41.040.980.9939.82 kW（3）各轴输入转矩轴 T9550 P/ n=955042.3/271.47=1.488 kNm 轴 T9550 P/ n=955041.04/43.09=9.096 kNm 轴 T9550 P/ n=955039.82/11=34.5 kNm.带传动的设计确定计算功率式中为工作情况系数， 为电机输出功率选择带型号根据，查图初步选用型带选取带轮基准直径查表选取小带轮基准直径，则大带轮基准直径式中为带的滑动率，通常取（1%2%），查表后取验算带速v在m/s范围内，带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度在范围内，初定中心距，所以带长查图选取型带的基准长度，得实际中心距取验算小带轮包角，包角合适。确定v带根数z因，带速，传动比i=3.61,查表得单根v带所能传递的功率，功率增量，包角修正系数，带长修正系数，则由公式得故选6根带。确定带的初拉力单根普通带张紧后的初拉力为计算带轮所受压力利用公式具体带与带轮的主要参数见图27图27.齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理大小齿轮材料为20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为5862HRC，有效硬化层深0.50.9mm。经查图，取1500MPa，500Mpa。（2） 齿轮精度按GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。（1） 计算小齿轮传递的转矩kNm（2） 确定齿数z因为是硬齿面，故取z19，zi z6.319120传动比误差 iuz/ z120/196.316i0.255，允许（3） 初选齿宽系数 按非对称布置，由表查得0.6（4） 初选螺旋角 初定螺旋角 15（5） 载荷系数K使用系数K 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K1.25动载荷系数K 估计齿轮圆周速度v0.75m/s 查图得K1.01;齿向载荷分布系数K 预估齿宽b40mm 查图得K1.17，初取b/h6，再查图得K1.13齿间载荷分配系数 查表得KK1.1载荷系数KK K K K=1.251.011.11.131.57（6） 齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数 zz/cos19/ cos21.08 zz/cos120/ cos133.15查图得Y2.8 Y2.17 Y1.56 Y1.82（7） 重合度系数Y端面重合度近似为【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/191/120）】cos151.63arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos15）20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.696（8） 螺旋角系数Y轴向重合度 1.024,取为1Y10.878（9） 许用弯曲应力 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt60271.4717300285.47310大齿轮应力循环次数N2N1/u5.47310/6.3160.86610查图得寿命系数, ;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数 许用弯曲应力 比较, 取(10) 计算模数 按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取 (11) 初算主要尺寸初算中心距,取a=355mm修正螺旋角 分度圆直径 齿宽,取,齿宽系数(12) 验算载荷系数圆周速度查得按，查得，又因，查图得，则K1.6，又Y=0.930，Y=0.688，。从而得满足齿根弯曲疲劳强度。3校核齿面接触疲劳强度（1） 载荷系数，（2） 确定各系数材料弹性系数 查表得节点区域系数 查图得重合度系数 查图得螺旋角系数 （3） 许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；安全系数 查表得；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：取（4） 校核齿面接触强度 ，满足齿面接触疲劳强度的要求。（二）低速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为4050HRC。经查图，取1200MPa，370Mpa。（2） 齿轮精度按GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。（10） 计算小齿轮传递的转矩 kNm（11） 确定齿数z因为是硬齿面，故取z33，zi z3.9233129传动比误差 iuz/ z129/333,909i0.285，允许（12） 初选齿宽系数 按非对称布置，由表查得0.6（13） 初选螺旋角 初定螺旋角 12（14） 载荷系数K使用系数K 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K1.25动载荷系数K 估计齿轮圆周速度v0.443m/s 查图得K1.01;齿向载荷分布系数K 预估齿宽b80mm 查图得K1.171，初取b/h6，再查图得K1.14齿间载荷分配系数 查表得KK1.1载荷系数KK K K K=1.251.011.11.141.58（15） 齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数 zz/cos19/ cos35.26 zz/cos120/ cos137.84查图得Y2.45 Y2.15 Y1.65 Y1.83（16） 重合度系数Y端面重合度近似为【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/331/129）】cos121.72arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos12）20.4103111.26652因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.669（17） 螺旋角系数Y轴向重合度 1.34,取为1Y10.669（18） 许用弯曲应力 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt6043.0917300288.68710大齿轮应力循环次数N2N1/u8.68710/3.9092.2210查图得寿命系数, ;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数 许用弯曲应力 比较, 取(10) 计算模数 按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取 (11) 初算主要尺寸初算中心距,取a=500mm修正螺旋角 分度圆直径 齿宽,取,齿宽系数(12) 验算载荷系数圆周速度查得按，查得，又因，查图得，则K1.611，又Y=0.887，Y=0.667，。从而得 满足齿根弯曲疲劳强度。3校核齿面接触疲劳强度（5） 载荷系数，（6） 确定各系数材料弹性系数 查表得节点区域系数 查图得重合度系数 查图得螺旋角系数 （7） 许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；安全系数 查表得；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：取（8） 校核齿面接触强度 ，满足齿面接触疲劳强度的要求。二.具体二级齿轮减速器轴的方案设计（1）高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理，硬度为241286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，取最小轴径（2）轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217255HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取，取安装小齿轮处轴径（3）轴III材料为40Cr，经调质处理，硬度为241286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，取最小轴径轴I，轴II，轴III的布置方案与具体尺寸分别如图28，图29，图210所示。图28图29图210第三节 轴承的选择及寿命计算（一） 第一对轴承齿轮减速器高速级传递的转矩 具体受力情况见图31（1）轴I受力分析齿轮的圆周力 齿轮的径向力齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力经计算得垂直面内 图31 水平面内 （3）轴承的校核初选轴承型号为32014轻微冲击，查表得冲击载荷系数 计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A ，轴承B 计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得 计算当量载荷轴承A e=0.43,则 ,轴承B e=0.43,则 轴承寿命计算因，按轴承B计算（二） 第二对轴承齿轮减速器低速级传递的转矩 具体受力情况见图32（1）轴II受力分析齿轮的圆周力 齿轮的径向力齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力经计算得垂直面内 水平面内 （3）轴承的校核初选轴承型号为32928轻微冲击，查表得冲击载荷系数计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A ，轴承B 计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得 计算当量载荷轴承A e=0.36,则 ,轴承B e=0.36,则 轴承寿命计算因，按轴承A计算图32（三）第三对轴承具体受力情况见图33（1）轴III受力分析齿轮的圆周力 齿轮的径向力齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力经计算得垂直面内 水平面内 （3）轴承的校核初选轴承型号为32938轻微冲击，查表得冲击载荷系数计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A ，轴承B 计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得 计算当量载荷轴承A e=0.48,则 ,轴承B e=0.48,则 轴承寿命计算因，按轴承B计算图33第四节 设计结果1. 最终实际传动比 iV带高速级齿轮低速级齿轮3.616.3163.9092. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)271.4742.98113. 各轴输入功率 P（kW）（kW）（kW）42.341.0439.824. 各轴输入转矩 T(kNm)(kNm)(kNm)1.4889.09634.575. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z28010001451500066高、低速级齿轮参数名称高速级低速级中心距a(mm)355500法面摸数(mm)56螺旋角（）11798361359049旋向小齿轮左右大齿轮右左齿数1933120129分度圆直径（mm）97.050203.704(mm)612.950796.296齿顶圆直径（mm）107.050215.704(mm)622.950808.296齿根圆直径(mm)84.550188.704(mm)600.450781.296齿宽（mm） 60 130（mm）54 124齿轮等级精度 6 6材料及热处理20CrMnTi，齿面渗碳淬火，齿面硬度5862HRC45钢，调质后淬火，齿面硬度4050HRC第五节 心得体会经过一个月的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.刚开始在机构设计时,由于对Matlab软件的基本操作和编程掌握得还可以,不到半天就将所有需要使用的程序调试好了.可是我从不同的机架位置得出了不同的结果,令我非常苦恼.后来在钱老师的指导下,我找到了问题所在之处,将之解决了.同时我还对四连杆机构的运动分析有了更进一步的了解.在传动系统的设计时,面对功率大,传动比也大的情况,我一时不知道到底该采用何种减速装置.最初我选用带传动和蜗杆齿轮减速器,经过计算,发现蜗轮尺寸过大,所以只能从头再来.这次我吸取了盲目计算的教训,在动笔之前,先征求了钱老师的意见,然后决定采用带传动和二级圆柱齿轮减速器,也就是我的最终设计方案.至于画装配图和零件图,由于前期计算比较充分,整个过程用时不到一周,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意.整个作业过程中,我遇到的最大,最痛苦的事是最后的文档.一来自己没有电脑,用起来很不方便;最可恶的是在此期间,一种电脑病毒”Word杀手”四处泛滥,将我辛辛苦苦打了几天的文档全部毁了.那么多的公式,那么多文字就这样在片刻消失了,当时我真是痛苦得要命. 尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了四连杆执行机构和带传动以及齿轮,蜗杆传动机构的设计步骤与方法;也不仅仅对制图有了更进一步的掌握;Matlab和Auto CAD ,Word这些仅仅是工具软件,熟练掌握也是必需的.对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!第一节 附录一.Matlab程序求悬点的位移，速度和加速度表达式的程序：syms a b c d a1 w1A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A2+B2+c2-b2)/(2*c);a3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-C2)/(A-C);a2=atan(B+c*sin(a3)/(A+c*cos(a3);w3=w1*a*sin(a1-a2)/(c*sin(a3-a2);w2=-w1*a*sin(a1-a3)/(b*sin(a2-a3);s=1.35*c*(a3+acos(c2-a2-a*b)/(d*c)-pi)v=1.35*c*w3ac=1.35*c*(b*w22+a*w12*cos(a1-a2)-c*w32*cos(a3-a2)/(c*sin(a3-a2)机构优化设计程序：function myyouhuaF=45:0.1:55;YH=inf,0,0,0,0;for i=1:length(F) q=F(i)*pi/180; c=1.4/(1.35*q);a=c*sin(q/2); K=1.1*c:0.001:1.6*c; for j=1:length(K) b=K(j); d=sqrt(b2+c2-a2); P=0:0.5:180;m=0; for t=1:length(P) a1=P(t)*pi/180; a1=a1+acos(b/d); w1=11*pi/30; A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A2+B2+c2-b2)/(2*c); if A=C a3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-C2)/(A-C); else a3=2*atan(-A/B); end; a2=atan(B+c*sin(a3)/(A+c*cos(a3); w3=w1*a*sin(a1-a2)/(c*sin(a3-a2); w2=-w1*a*sin(a1-a3)/(b*sin(a2-a3); ac=1.35*c*(b*w22+a*w12*cos(a1-a2)-c*w32*cos(a3-a2)/(c*sin(a3-a2); z=abs(ac); if mz m=z; end end; if mYH(1) YH=m,a,b,c,d end; end;end求悬点位移的程序：function s=mys(a1)a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;w1=11*pi/30;a1=a1+acos(b/d);A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A2+B2+c2-b2)/(2*c);if A=C a3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-C2)/(A-C);else a3=2*atan(-A/B);end;s=1.35*c*(a3+acos(c2-a2-a*b)/(d*c)-pi);求悬点速度的程序：function v=myv(a1)a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;w1=11*pi/30;a1=a1+acos(b/d);A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A2+B2+c2-b2)/(2*c);if A=C a3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-C2)/(A-C);else a3=2*atan(-A/B);end;a2=atan(B+c*sin(a3)/(A+c*cos(a3);w3=w1*a*sin(a1-a2)/(c*sin(a3-a2);v=1.35*c*w3;求悬点加速度的程序：function ac=myac(a1)a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;w1=11*pi/30;a1=a1+acos(b/d);A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A2+B2+c2-b2)/(2*c);if A=C a3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-C2)/(A-C);else a3=2*atan(-A/B);end;a2=atan(B+c*sin(a3)/(A+c*cos(a3);w3=w1*a*sin(a1-a2)/(c*sin(a3-a2);w2=-w1*a*sin(a1-a3)/(b*sin(a2-a3);ac=1.35*c*(b*w22+a*w12*cos(a1-a2)-c*w32*cos(a3-a2)/(c*sin(a3-a2);求悬点位移，速度和加速度数据的程序：function smaoyanJ=0:5*pi/180:2*pi;t=length(J);S=1,t;V=1,t;AC=1,t;a=0.505;b=2.112;c=1.320;d=2.439;w1=11*pi/30;for i=1:t M=J(i)+acos(b/d); a1=M; A=d-a*cos(a1);B=-a*sin(a1);C=(A2+B2+c2-b2)/(2*c);if A=C a3=2*atan(B+sqrt(A2+B2-C2)/(A-C);else a3=2*atan(-A/B);end;a2=atan(B+c*