节能型抽油机刹车系统设计本科毕业设计

1、毕 业 论 文课 题 名 称节能型抽油机刹车系统设计分 院/专 业 机械工程学院/机械制造与自动化班 级学 号学 生 姓 名赵达睿摘 要本说明书主要介绍了抽油机刹车机构的设计探索，先绍了抽油机制动系统的设计意义、研究现状以及设计目标。然后对制动系统进行方案论证分析与选择，主要包括制动器形式方案分析、制动驱动机构的机构形式选择。抽油机刹车过程中出现的问题，通过对刹车装置的计算分析，找出故障原因和能有效解决问题的方法，从而对刹车操纵装置传动部分进行改进，达到满意的刹车制动效果。最后确定方案采用内胀式刹车机构系统，内胀式刹车结构系统具有良好的刹车制动性能，其具有的自刹车性能，可以很好的保证抽油机的正

2、常生产以及操作人员的人生安全。除此之外，还根据已知的抽油机相关参数，通过计算得到了制动器主要参数、制动力矩和制动力等相关参数,以及对关键的零部件进行设计和校核。最后对制动性能进行了详细分析。关键字关键字：制动 内胀式制动器 故障分析 刹车装置 安全生产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目录第 1 章 绪论.11.1 制动系统设计的意义. 1 1.2 制动系统研究现状. 11.2.1 电控刹车系统.21.2.2 气控刹车系统.31.2.3 液压盘式刹车系统.31.3 本次制动系统设计应达到的目标.41.4 本次抽油机刹车系统设计任务.4第

7、2 章 刹车系统方案论证分析与选择. 52.1 lzcb 型链条抽油机的工作原理. 5 2.2 鼓式制动器. 52.3 盘式制动器.82.4 带式制动器.82.5 结论. 9第 3 章 刹车结构的设计.103.1 电动机的选择.103.1.1 起升功率的计算.103.1.2 传动装置的总功率.103.1.3 确定电动机转速.113.2 传动参数的计算.123.2.1 计算总传动比.123.2.2 分配减速器的各级传动比.123.3 刹车制动系统的设计.15 3.3.1 刹车轮及其附件的设计.15 3.3.2 传动机构的设计.17 3.3.3 搬杆座的加工设计.19 3.3.4 曲柄的设计与改进

8、方案.203.3.5 操纵杆的设计.22 3.3.6 刹车摩擦材料得分析.22第 4 章 抽油机刹车操作规范.254.1 调整抽油机刹车行程.254.1.1 抽油机停油.254.1.2 调整刹车行程.254.2 抽油机刹车不灵或自行溜车的故障及处理方法. 25结论 .27参考文献.28致谢.29第第 1 1 章章 绪论绪论1.1 制动系统设计的意义在现代工业中，抽油机的大量应用已经大大加快了经济的发展。一般我们所看到的是带有一个很大的扇形铁块来回运动的抽油机，我们形象的称之为“磕头机” 。近年来，随着抽油机技术的发展，出现了各种类型的抽油机。如国内出现的长冲程式抽油机，游梁式抽油机，这包括干扰

9、平衡游梁式抽油机、偏轮游梁式抽油机、常规游梁式抽油机等，节能型抽油机。作为抽油机的核心部件之一的刹车系统，其在抽油机中起着非常重要的作用。刹车系统的安全可靠性不仅关系到油田的正常生产能否顺利进行，而且还涉及到操作人员的人身安全问题。抽油机刹车机构是抽油机的制动装置,为了保证抽油机各项操作的顺利进行，抽油机刹车必须灵活可靠。由于长时间使用，抽油机刹车片与刹车轮之间会造成间隙过大。因此，应经常检查和调整抽油机刹片，保证其灵活好用。本次毕业设计课题为节能型抽油机刹车系统的设计探索。1.2 制动系统研究现状 抽油机在工作过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到油田的正常生产和操作人员的人

10、身安全，因此制动性能是抽油机非常重要的性能之一，改善抽油机的刹车性能始终是抽油机设计制造和改进的重要任务。当抽油机需要停机或进行相关停机作业时，作用力在杠杆作用下传递到刹车蹄片，使其对刹车毂进行抱紧动作。此时，刹车蹄片与刹车毂之间产生静摩擦力，从而对刹车毂及与刹车毂相连接的减速箱输入轴产生静扭矩，从而达到工作制动。因此制动过程受力情况分析是抽油机试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简化模型分析，通常人们从三个方面来对制动系统进行分析和评价： 1）制动效能：即制动减速度； 2）制动效能的恒定性：即热衰退性； 3）制动时抽油机的稳定性；正是基于刹车系统对于抽油机的重要性

11、，在国内外出现了不同类型的刹车系统。它们的刹车工作原理及操作方法不同，但其主要目的是为了更好的保证生产，提高劳动效率及保障操作人员的人身安全。以下将作一一介绍：1.2.1 电控刹车系统随着科学技术的进步，石油机械正逐步迈向远程网络电脑自动控制阶段，国外部分油田的抽油机也实现了电脑联网、远程数据采集、工作运行全程自动控制。目前，国内油田使用的抽油机都是采用机械式手刹车装置，虽然具有简单可靠等特点，但是不能与电脑自动控制系统接轨，特别是在抽油机无人现场值守或运行的抽油机分布较广等情况下，都会发生不能及时刹车断电等问题，给安全运行带来隐患。如图 1-1 所示是一种电控刹车装置。该刹车装置主要包括电磁

12、转换部分、传动部分和固定支撑部分。电磁转换部分包括电磁铁和衔铁，传动部分包括固定架、复位弹簧、拉杆和自锁装置，固定部分包括底座和支架。其工作原理是：当电磁转换部分接收到刹车信号后电磁铁吸合，通过传动部分将刹车片锁紧，起到电控刹车作用。该装置适用于油田全程电脑自动化控制，抽油机停机后可向其发出刹车指令，实现远程自动电控刹车。图 1-1 电控刹车装置1 一底座；2 一电磁铁；3 一安装架；4 一衔铁；5 一支架6 一复位弹簧；7 一拉杆；8 一自锁装置1.2.2 气控刹车系统气控刹车系统是根据改造后钻机工况要求及考虑司钻的工作环境开发的一项新的刹车系统，目前已在国内应用。该系统使得司钻由原来的露天

13、操作大刹把改为司钻控制房内操作气控阀来完成整个钻井任务，这不但改变了司钻的工作环境，减少了劳动强度，保证人身安全，而且提高了整个钻机的自动化控制水平。气控刹车装置由司钻控制房、刹车装置、监视通讯系统、模拟高度指示仪 4 部分组成，在不改变原绞车结构的情况下，取掉原来的大刹把，在装刹把的位置装一联轴器与气控刹车装置连接就可。气控刹车系统工作原理如图 1-2 所示。图 1-2 气控刹车装置工作原理图1 1.2.3 液压盘式刹车系统中国石油勘探开发研究院采油采气装备所于 1997 年研制成功了 pst25 型杠杆可调节浮动油缸常闭式盘式刹车，并在 1998 年将液压盘式刹车装置设计进一步优化，行成了

14、以制动执行机构、液压站和操作台三部分的制动组成部分。目前，该装置经过改进，已广泛应用于国外大型开采公司。如图 1-3 所示为液压盘式刹车系统的制动执行机构。 图 1-3 液压盘式刹车系统的制动执行机构1 一滚筒；2 一刹车盘；3 一工作钳；4 一钳架；5 一安全钳；6 一过渡板1.3 本次制动系统设计应达到的目标对抽油机刹车制动系统的设计，以改善和提高刹车工作制动的安全性、可靠性、牢固性和可操作性。1）具有良好的制动效能；2）具有良好的制动效能稳定性；3）制动时抽油机工作稳定性好；4）制动效能的热稳定性好；1.4 本次抽油机刹车系统设计任务1）了解抽油机的组成部分及工作原理。2）对比分析不同刹

15、车系统的优劣，并根据实际情况选择满足工作要求的刹车结构。 3）根据抽油机基本参数对刹车系统的主要部件进行设计计算，并选择合适的制动器部件。合理设计刹车系统，满足抽油机相关要求。 4）绘制刹车系统装配图及各零件图。 5）将方案论证的结果及设计计算的结果整理，完成毕业论文。第第 2 2 章章 刹车系统方案论证分析与选择刹车系统方案论证分析与选择2.1 lzcb 型链条抽油机的工作原理电动机通过窄 v 带将其高速旋转的运动传递给减速器的输入轴，经中间轴后带动输出轴，输出轴驱动主动链轮旋转，输送链条在平行布置的主动链轮与从动链轮之间运转，链条上的特殊链节通过销轴和换向器连接，随着链条做循环往复运动。装

16、有滑动轴承的特殊链节一端用链条通过导轮与抽油杆连接，另一端用链条通过两个导轮与重力平衡箱连接，实现抽油杆的上下往复运动。根据井压变化情况，调整平衡箱内的铸铁配重块，以此满足抽油机的精确平衡。图 2-1 lzcb 型链条抽油机lzcb 抽油机组成部分：（1）游梁部分：导轮，游梁，横梁，尾梁，连杆，平衡板。（2）支架部分：中央轴承座，工作梯，护栏，机架，支架。（3）减速器部分：底座，减速器，曲柄，配重块，刹车机构等部件。（4）配件部分：电机座，电机，配电箱。2.2 鼓式制动器鼓式制动器是最早形式运用与汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛应用于各类汽车上。鼓式制动器又分为内胀式鼓式刹车制

17、动器和外抱式刹车鼓式制动器两种结构型式。内胀型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半轴套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件作为制动鼓。制动时，利用制动鼓的圆柱（6） 下降管、上升管（水冷壁）、给水管等组成水循环回路。 内表面与制动蹄摩擦蹄片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。目前，油田上使用的抽油机在生产过程中，刹车鼓轴键槽变形后会造成刹车系统失灵，灵敏度降低，甚至失效，最终导致刹车鼓报废，从而增加了生产成本，降低了生产效率。外抱型鼓式刹车制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带

18、，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外圆柱表面与制动带摩擦片的内圆弧作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。通常所说的鼓式制动器就是指这种内胀型鼓式结构。1）内胀式刹车制动器如图 2-2 所示刹车锁紧装置是由调节拉杆 1、复位弹簧 2、固定支座 3、u 型挡板 4 和锁紧螺母 5 组成。其中，调节拉杆 1 与抽油机刹车机构中的刹车箍 7 连接，复位弹簧 2 和固定支座3 穿装在调节拉杆 1 上，固定支座 3 固定连接在抽油机减速箱上，用于固定调节拉杆 1 及刹车箍7 与刹车轮之间的相对位置。u 型挡板 4 穿装在调节拉杆 1 上与刹车操纵连杆连接的一端，并与刹车箍

19、7 的外侧相接触，锁紧螺母 5 位于 u 型挡板 4 的内侧，并与调节拉杆 1 通过螺纹连接。调节拉杆 1 一端的端部设有连接孔 6，用于调节拉杆 1 与抽油机刹车操纵连杆的铰连接。图 2-2 内胀式刹车制动器工作原理：当需要停止抽油机运行，进行设备保养、调整、更换油井作业时，可扳动刹把，通过调节拉杆 1、固定支座 3 和复位弹簧的作用，使刹车箍 7 的开口端向中间合拢，将刹车轮抱紧，抽油机停止运行。此时，可转动锁紧螺母 5，使其沿调节拉杆 1 移至 u 型挡板 4 中离刹车箍7 较近的一侧，并靠 u 型挡板 4 的阻挡作用将刹车箍 7 锁紧在刹车状态。即使出现误碰、误松刹把或刹车操纵机构中的

20、棘齿、棘轮出现故障，刹车箍 7 也不会出现松脱现象。由此避免了机械、人身事故的发生。当设备保养、调整、更换油井作业完毕，需要启动抽油机运行时，只要用扳手转动锁紧螺母 5，使其沿调节拉杆 1 移至 u 型挡板 4 中离刹车箍 7 较远的一侧，然后松开刹把，通过复位弹簧 2 的推力，即可将刹车箍 7 松开，启动抽油机运转。2）外抱式刹车制动器如内胀式刹车制动器一样，外抱式刹车制动器也是靠刹车片和车轮毂接触时发生摩擦而起到制动作用。图 2-3 外抱式刹车制动器如图 2-3 所示外抱式块式制动器，具有左右螺纹的螺杆 5 绕线 x-x 转动，带动螺母 1 和 4相向移动而缩短距离，使摇杆 2 和 6 分

21、别沿顺时针和逆时针方向转动，从而带动左右两闸块 a制动轮 3。内胀式制动器与外抱式制动器的优劣比较：内胀式制动器优点：自刹作用，内胀式刹车具有良好的自刹作用，由于刹车来令片外张，车轮旋转连带着外张的刹车鼓扭曲一个角度（当然不会大到让你很容易看的出来） ，刹车来令片外张力（刹车制动力）越大，则情形就越明显；内胀式制动器结构紧凑，可用于安装空间受限制的场合；另外，内胀式制动器制造成本低。内胀式制动器缺点：由于内胀式刹车来令片密封于刹车鼓内，造成刹车来令片磨损后的碎削无法散去，从而影响了刹车鼓与来令片的接触而影响刹车性能。外抱式制动器优点：由于外抱式刹车制动器没有密封，因此刹车削不会沉积到刹车轮上，

22、且随着刹车轮的离心力作用，可以将刹车削向外抛去；外抱式制动器简单可靠，散热性好；调整间隙方便，对于直形制动臂，制动转矩大小与转向无关，制动轮轴不受弯曲作用力；另外，因为其是独立的零件，故更容易维修。外抱式制动器缺点：外抱式制动器包角和制动转矩小，制造比较复杂，杠杆系统复杂，制造成本较高。2.3 盘式制动器盘式制动器是利用轴向压力使圆盘或圆锥形摩擦表面压紧，实现制动。制动轮轴不受弯曲。构造紧凑。与带式制动器比较磨损均匀。制动转矩大小与旋转方向无关，制动封闭形式防尘防潮。摩擦面散热条件仅此于块式和带式，温度较高。可采用多组布置，又可控制液压，使制动转矩可调性好。适于应用在紧凑型要求高的场合，如车辆

23、的车轮和电动葫芦中。大载荷自制盘式制动器靠重物自重在机构中产生的内力制动，它能保证重物在升降过程中平稳下降和安全悬吊。主要用于提升设备及起重机械的起升机构中。盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。1）钳盘式钳盘式制动器按制动钳的结构形式不同可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相连并在制动钳体开口槽中旋转。具有以下优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现鼓式制动器到盘式制动器的改革，能很好地适应多回路制动系的要求。浮钳盘式制动器：这种制动器具

24、有以下优点：仅在盘得内侧具有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管，液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动盘的制动块可兼用驻车制动。2）全盘式在全盘制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散热条件较差，其应用远远没有钳盘式制动器广泛。2.4 带式制动器带式制动器构造简单紧凑。包角大，制动转矩大。制动轮轴受较大的弯曲作用力，制动带的压强和磨损不均匀，且受摩擦因数变化的影响较大，散热差。简单和差动带式制动器的制动转矩大小均与旋转方向有关，限制了应用范围。适于要求结构紧

25、凑的场合，如用于移动式起重机中。带式制动器按带型可分为: （1）简单带式 （2）差动带式 （3）综合带式2.5 结论综合以上制动器，考虑到抽油机工作的性质和条件，制动器合理的制动转矩及其重要性不仅关系到油田的正常能否顺利生产，而且还涉及到操作人员的人身安全问题，决定在生产中选用内胀式制动器刹车结构，正是考虑到其特有的自刹车作用，能够保证抽油机安全生产和操作人员的人身安全问题。第第 3 3 章章 刹车结构的设计刹车结构的设计由抽油机工作原理知，电动机将其高速旋转运动传递给减速箱的输入轴，经中间轴后带动输出轴。刹车系统装置正是通过其将减速箱制动，从而达到刹车制动的目的。为此，要对刹车系统进行设计，

26、首先应计算出刹车系统的制动力矩，故而要知道输入轴的输入扭矩。所以，在设计刹车系统之前，首先对减速器进行设计，其中包括：电动机的选择；传动参数的计算。3.1 电动机的选择3.1.1 起升功率的计算悬点载荷：fmax=91kn起下速度：v=（5/24 1/3 ）ms则起升功率为：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 传动装置的总功率选择传动方案如下图 3-1 所示： 传动装置运动简图 图 3-1 传动装置运动简图这一功率由电动机带动减速器来实现，则由电动机至传动链的传动总效率为，即有：a （3-1）4212345a

27、其中分别为每一传动副的传动效率，分别为：12345, 带传动： =0.95 (0.92 0.97 )1滚动轴承： =0.982齿轮传动： = 0.98 （齿轮精度为 7 级，不包括轴承效率）3联轴器： = 0.98（凸缘联轴器）4链传动： = 0.915则有4212345a420.95 0.980.980.99 0.910.758所 pd = pw/a = 30.33/0.758 = 39.974kw （3-2）3.1.3 确定电动机转速根据所选链及链轮可确定主动齿轮轴的工作转速为： （3-3）10001000 2023.159 / min17 50.8vnrzp按表推荐的传动比的合理范围。取

28、 v 带传动的传动比：124;i 二级圆柱齿轮减速器的传动比：2840;i 则传动比的合理范围为：16 160;ai 故电动机转速的可选范围为： (16 160) 23.159(370.544 3705.44) / mindaninr由于动作过程中电动机需要经常改变方向，所以需要选择可以反转的电动机，根据容量和转速，选择“ybd 系列隔爆型三相异步电动机” 。(设计中经常选用 1500r/min 或 1000r/min 的电动机；如无特殊要求，一般不选用 3000r/min,750 r/min 的电动机)其主要性能如表 3-1： 表 3-1 电动机性能表型号额定功率 （kw）电压(v)电流(a

29、)同步转速(rmin)效率(%)功率因数cos最大转矩额定转矩ybd-280m-655380104.81000900.87203.2 传动参数的计算3.2.1 计算总传动比ybd-280m-6 型电动机总传动比： （3-0100043.18023.159anin4）分配传动装置传动比由公式 （3-5）0aiii式中, 分别为带传动和减速器的传动比，为使 v 带传动的外廓尺寸不至于过大，故初取：0ii=3.00i则减速器传动比为 043.18014.3933aiii3.2.2 分配减速器的各级传动比按展开式布置，考虑润滑条件，两极大齿轮应有近似的浸油深度(即使两个大齿轮直径相近)，可由机械设计课

30、程指导书图 12 展开式曲线查得有=4.5551i则 2114.3933.164.555iii传动装置各轴的运动及运动参数：为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速及转矩（或功率） ，将传动装置各轴有高速至低速依次定为：轴，轴，轴，轴。i 为相邻轴间的传动比；为相邻两轴间的传动效率； 为相邻的输入功率（kw） ；pt 为各轴的输入转矩（nm） ；n 为各轴的转速。则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到个轴的运动和动力参数：各轴转速1）-电动机同步转速0n-电动机至工作轴的传动比0i=1000 rmin0ni 轴： 0101000333.33min3nnri轴：2333.3373.259

31、min4.55nnri轴：273.25923.183 / min3.16nnriiv 轴: 23.183 / minnnri v各轴输入功率：39.974dpkw轴: 0139.974 0.9537.975dppkw轴： 21237.975 0.9836.47ppkw轴： 22336.47 0.9835.03ppkwiv 轴: 3435.03 0.9834.326ppkw各轴输入转矩： （3-6）095509550 39.9741000dpndt=381. 75n m轴 95509550 37.975333.33pndt =1087. 99n m轴 95509550 36.4773.529pn

32、dt =4736. 75n m轴 95509550 35.0323.183pnd t =14430. 25n miv 轴 95509550 34.32623.183pnd t =14140. 25n m数据归纳为下表 3-2：表 3-2 传动装置各轴运动参数3.3 刹车制动系统的设计名称输入功率 p(kw)输入转矩 t(nm)转速n(r/min)传动比 i效率 电动机39.974381.7510003.00.95轴37.9751087.99333.334.5550.96轴36.474736.7573.2593.160.96轴35.0314430.2523.159iv 轴34.32614140.

33、2523.15910.96目前油田上在用的抽油机大都经过了十几年的运转，且长期处在露天环境中工作， 存在着许多使用和设计上的安全隐患。一是刹车上的张紧弹簧经过长期使用，弹簧屈服系数降低 ，两弹簧张力不一致又不能得到及时的更换，造成刹车偏刹；二是刹车没有可更换的零部件，如内胀式刹车，一些抽油机可能从装机到现在从未更换过刹车蹄片，刹车装置容易造成突然刹车或刹车不能及时刹死等潜在的隐患；三是抽油机刹车装置的保险销设计存在着缺陷，常规抽油机保险装置普遍采用的是 4 个槽的保险销轮（锁紧范围为 90一个点）和 6 个槽的保险销槽轮 （锁紧范围为 60一个点） ，间距都较大，在调防冲距、调冲程时，抽油机需

34、刹车时很难根据操作需要使刹车的位置刚好处于保险销，当转到销子插入保险销槽时，可能已经发生事故了；四是由于刹车和保险销无联动装置，容易造成刹车后未锁保险销而造成二次刹车失败，或松刹车后未松保险销，则会造成憋电机事故的发生；加之员工安全意识淡薄，停机时未使用保险销，这也增加了事故隐患。改进的方法：增加抽油机保险销槽轮开槽的密度针对抽油机内胀式刹车进行抽油机保险销槽轮改造，改造的目的是尽可能缩短移动距离而能插入保险销，其方法是将现有保险销槽轮 4 槽改为 8 槽，这样 45一个点，间距变小，方便操作，保证了刹车的准确定位。若想实现抽油机任意位置的停机，则需进一步改进，如图 3-2是保险销槽轮设计思路

35、示意图，它只允许轮盘单方向转动，当反方向转动时，可立即锁死，从而实现任意位置销紧保险销。图 3-2 保险销槽轮设计思路3.3.1 刹车轮及其附件的设计1.制动力矩计算由上述得作用在减速器输入轴上的扭矩为 1087.99 nm。为使刹车机构稳定制动，计算制动力矩为 , 式中，n 为制动安全系数，取 1.5。zit=n t=1. 5 1087. 99=1632n m参照 ywz 100-800 电力液压块式制动器（jb/zq 4388-1997）,选用制动器型号 ywz400/90则制动轮直径 d=400mm,b=170mm,d1=370mm,d2=275mm,d1=175mm,d2=70mm,=

36、12mm,d=80mm,l=172mm。制动转矩为 1600 nm.制动瓦额定正压力 (3-7)nz 1b1ft (l)/( d l )这里，l1 表示制动瓦的上半部分距离，根据刹车轮的半径，这里取 l1=200mm, 表示摩擦副间的摩擦系数，取 =0.35，b=0.5xb+0.5xd,b 取为 60mm,则计算得 b=230mm nz 1b1f t (l)/(d l )16349.14n弹簧到刹车瓦的杠杆比 (3-8) 1221llil这里，取.则12 l =l =100m m22i 2.弹簧的计算刹车瓦额定工作力 (3-9)2neffi表示弹簧到刹车瓦的机械效率，其值在 0.9-0.95

37、之间，这里取 0.95.则.8604.81efn1）.在这里，因为弹簧是用来被压缩的，故选择压缩弹簧。根据表 16-2，选用碳素弹簧钢丝 c 级。2）.根据表 16-5（普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列）选择弹簧中径为,取弹簧丝直70dmm径为,由表 16-3 暂选,6dmm1500bmpa则根据表 16-2 可知， 0.8 0.5600bmpa3）.由表 16-2 取, 现选取旋绕比 c=6，则根据式 16-9 计算弹簧刚度为82000gmpa （3-10）43/885.02/fkgd nn mmd安装长度 (3-11)10efl lf / k这里，l0 表示弹簧的自由长度，取 l0=240mm则3

38、0efl lf / k 240 101.21135.79mm弹簧安装力18604.81effn则弹簧的最大工作力max18604.81eefffn3.制动瓦的计算制动块摩擦面的压强 (3-12)1123212fllpdbl这里，b2=60mm, b2 为制动瓦宽度， 为制动块包角，rad 一般取 =70 或 88,这里取为85.=1.93pp, pp 查表 5-4-5 得 pp=5，故满足条件。1123212fllpdbl制动瓦销轴孔压强 (3-13)1124101122kfllpdl表示销轴孔长，取=50mm,表示销轴孔径，取=20mm,k 表示动载系数，取110d0dk=1.25。则=11

39、.395mpapsp, psp 为许用静压强，对于 q235, psp=12-1124101122kfllpdl16mpa.故满足条件。4.刹车轴的设计根据工作条件，初选轴的材料为 45 钢，并进行调质处理,硬度为 217-255hbs。按照扭转强度法进行最小直径估算，即。初算轴径时，若最小轴段处开有键槽，还要考虑键3min0pdan槽对轴强度的影响，对直径 d100mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大 3%；有两个键槽时，应增大 7%。对直径 d100mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大 5%-7%；有两个键槽时，应增大 10%-15%。查机械设计 （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，因为在轴端有销轴，故开有键槽，3min120 37.975/333.3358.173dmm则minmin(1 7%)58.173 1.0762.245ddxxmm又因为弹簧的缘故，故取=70mmmind因为要限制刹瓦的运动，故取轮毂的长度为 l=20mm，轮毂直径为 d=100mm因为在凸轮的作用下，销在键槽中来回运动，故设计其长度为 100mm 左右。3.3.2 传动机构的设计传动机构的设想图如图3-3 所示图 3-3 传动机构由刹车装置的工作原理我们知道，通过手工操纵杆施加操纵力，使其带动曲轴

41、转动，曲轴的另一端与传动杆相连接，再通过传动杆向下运动带动拉杆凸轮，通过凸轮的往复运动而带动滑动轴一同挤压刹瓦，从而抱死刹车轮进行刹车制动。1.刹车连杆的设计：刹车系统在调整刹车行程时主要是靠调节刹车连杆的长度来实现的，刹车连杆的连接是由螺纹连接。在这里，设计螺纹规格为 d=m16,螺杆长度为 l1=100mm,刹车螺栓的总长 l=800mm,左右各有一个相同规格的拉杆螺栓，材料选用 45 钢，并经调质处理。由上述知，作用在转臂上的作用力 femax=f1=fe=8604.81 n，则刹车连杆所受弯矩为： (3-15)8604.81 0.86883.848remf xlxn m (3-16)3

42、96883.84821.00.1 3210rmpampawxx查机械设计表 15-1，知 45 钢许用弯曲应力=60，故1mpa，故安全。160mpa1 一刹瓦 2 一刹车轮 3 一滑动轴 4 一调节螺母 5 一弹簧 6 一转臂 7 一拉杆8 一操纵杆 9 一搬杆座 10 一曲轴 图 3-4 刹车装置结构如图所示中，n=fe=8604.81 n.设定拉杆凸轮长度为 l=500mm,=15。则由公式，这里，c 取 45mm, 1cos15f xlxfexc 故=796.44n (3-17)1cos15ef xcflx此处的 f1 为最小下拉力，实际作用在拉杆凸轮上的下拉力应大于 f1，即最小应不

43、小于796.44n.在拉杆凸轮与传动杆之间选用销轴连接，根据表 5-78 螺纹圆柱销，选用 m12 的螺纹圆柱销连接长度 l=30mm,则根据公式= (3-18)422txfx d4 796.443.53212 12xmpax xx销的材料选用 35 或 45 钢，查表 6-2 知=80mpa,故由 知满足条件。2.轴的设计根据工作条件，初选轴的材料为 45 钢，并进行调质处理,硬度为 217-255hbs。根据轴的扭转强度条件: (3-19) 30.2tttttwd式中：一扭转切应力，；tmpa t 一轴所受的扭矩，；n mm 一轴的抗扭截面系数，；tw3mm 一许用扭转切应力，。 tmpa

44、根据材料的性质，查机械设计 （第八版）表 15-3 知 45 钢的为 25-45，在这 tmpa里，取为 30，又由上述求得。mpa101944.32tn mm故由上式可得min25.71dmm又知当在轴上开有键槽时，最小轴径应增大 10%一 15%，则，故取。min25.71(1 10%)28.281dmm30dmm则依次设计轴径为 30mm 一 40mm 一 50mm 一 40mm 一 35mm.查机械设计手册取键长为 l=40mm,采用圆头普通平键 a 型。轴径为 30mm 的键的尺寸为,轴径为 35mm 的键的尺寸为.8 7b hmm 10 8b hmm 套筒的长度为 60mm,且根据

45、工作，选用滑动轴承。右端采用螺栓轴向定位，左端采用弹性挡圈紧固。 3.3.3 搬杆座的加工设计如图所示，是抽油机刹车机构的搬杆座，由两块侧板组对焊接而成，侧板材料选用铸钢（q235） ，根据产品结构分析，它的加工工艺方法不止一种，但以最简单、最方便的加工工艺达到产品的性能要求，是制定工艺的基本原则。图 3-5 搬杆座的设计1 第一种工艺过程原工艺如下：加工 6-6 定位孔及 40 轴孔两块侧板组焊；立式铣床加工 r200 弧面；卧式万能铣床加工 6022 齿形；拉 38.310 键槽。在大批量生产过程中，发现此工艺生产效率低，劳动强度大，并存在以下不足。(1)在立式铣床加工 r100 弧面时，

46、装卡不方便并且对刀具磨损较大，消耗高。(2)在卧式万能铣床加装回转盘加工齿形，由于受升降行程的限制，一次只能加工 1 组，并且需要升、 降重达 1000 千克左右的工作台各 22 次，效率极低；加之在加工时工作台上无法装置挡水板，冷却液飞溅，升降滚珠丝杠得不到充分的润滑，导致丝杠磨损较大，降低了丝杠的使用寿命，造成生产成本的增大。2 第二中工艺过程(1)用车床加工 r200 弧面工艺：车一根 45 钢至 35 做芯轴，用三爪卡盘卡 35 芯轴，一次可夹装和加工 45 组侧板,用车床加工 r200 弧面,极大的提高了工作效率,并降低了消耗。 (2)设计工装。在卧式万能铣床上用分度头加工6022齿

47、形。将分度头法兰与工装法兰连接，在 35芯轴上一次可装卡侧板4组，工作台由横向进給丝杠带动沿 x 坐标方位做往复运动进行加工，装卸方便,工作效率高，并且能更好的控制冷却液喷溅范围，减轻了升降滚珠丝杠的负载，最大程度的减少了对升降滚珠丝杠的磨损，提高了其使用寿命。改进后的工艺如下：加工 4-12 定位孔及 35 轴孔两块侧板组焊；车床加工 r200 弧面；卧式万能铣床用专用工装加工 6022 齿形；拉 38.310 键槽。用上述改进的工艺加工侧板，极大提高了生产效率，平均每件加工提高了 2 倍以上。 工艺改进以前，由于大量加工刹车侧板，每年都需更换卧式铣床升降滚珠丝杠。改进工艺后，升降滚珠丝杠使

48、用寿命延长了，也降低了生产成本，生产组织更加简洁顺畅。搬杆座座板的设计加工：座板采用 q235 材料，座板厚度 12mm，根据工作条件，螺栓选用m16，设计方案如图 3-7 所示： 图 3-6 搬杆座底板3.3.4 曲轴的设计与改进方案如上图 3-5 所示，取操纵杆长度 l=755mm,曲柄长度 r=250mm,k=128mm(k 表示在 r 水平方向的投影)则可以计算出作用在操纵杆上的力 f2 (3-20)12796.44 128135.03755f xkxfnl对于抽油机整个刹车装置来说，人工操作对作用在操纵杆的拉力应150n。从计算结果来看，实际作用在操纵杆上的力有 135.03 n,

49、故能保证制动可靠。通过作图法得到的拉杆凸轮各个转角时刹瓦位移曲线，如图 3-8 所示(拉杆凸轮水平位置为零度，顺时针为正方向。纵坐标表示位移（mm） ；横坐标表示拉杆凸轮与水平线的夹角 /（）图 3-7 位移量 s 随拉杆凸轮转角 的变化曲线从图 3-7 中可以看出，在 0 30 区间内，曲线的斜率最大，也就是说，位移量增速 s 越快。以下计算取中间值 15做为理论制动点来分析。操纵杆设计理论可操作的角度范围是 53，在抽油机设计过程中，规定了在前 2/ 3 的角度行程中就能可靠地刹车，因而实际操作中手柄要求只有 35的可操作范围即能有效地制动。按35行程计算，通过曲轴传递到刹把上的位移约为

50、69 mm，角度为 12，由图 3-7 可以看出，在 12变化范围中，刹瓦的位移量 s 最大也只有 8. 5 mm。 可知，刹车不易调整的真正原因在于刹瓦的位移量太小。8. 5 mm 的位移量不能解决由于弹簧和对中板精度带来的误差。从刹车操纵力的计算和对分析来看，刹车过程的不均匀性可以通过 2 个方面来解决。a) 提高刹车整个系统的制造精度，减少每个传动环节的位移损失，尤其是弹簧的性能和对中板的位置精度直接影响刹车制动的关键环节。b) 增大刹瓦的位移量 s，避开由于制造精度引起的位移量 s 不足。分析比较 2 种方法，提高制造精度可以解决问题，但包含了更高的制造难度与成本。第 2种办法采用改变

51、结构来增加 s 的大小，从刹车操纵力的计算中可以看到，距最大许用操作力150 n 有 15 n 力的宽裕，增大操作力来增大操纵行程空间不大，而且不好把握。所以，如何增大刹瓦在刹车操作全过程中的位移量同时又不增加刹车操作力的大小，才是解决问题所在的关键。由计算过程可知，直接减小拉杆凸轮的长度 l 来增加刹瓦的位移量 s 同时会增大刹车的操作力，不易采用。另一种方法可以增加凸轮的变化率，以改变凸轮曲线达到增加刹瓦的位移量的目的，但是造成 c 值的增大，加大刹车的操纵力，因而也不易采用。好的解决办法是利用曲轴半径 r 在水平方向的投影 k 可随转角变化的特点。从图 3-5 中看出，k 值直接影响着制

52、动力的大小，而 k 值又与曲轴半径 r 和曲轴与水平线的夹角 有关系。曲轴半径 r 在 变化时 k 值的计算公式为 k = r xcos.实际上曲轴摆角范围在 35，通过以上的计算公式可知，不增加刹车操作力 f2 就必须保证 k 值接近 128 mm。同时，在 35摆角范围内曲轴竖直位移变化量满足 (3-21)sinsin(35)hrxrx联立上面两式，可得128 (sinsin(35)cosxh由此得到随 值的增加曲轴竖直位移量 h 的变化曲线，如图 3-8 所示。纵坐标表示位移量（mm） ；横坐标表示曲轴与水平线的夹角 （）图 3-8 曲轴竖直位移量 h 随 值得变化曲线由图可知，随 值的

53、增加，h 也相应增加，理论上来说，h 值越大越好，但从图 3-10中不难看出，保持 k 值不变， 值不易过大，过大会使 r 值急剧增大，因而选择 45角，通过计算得到此时 h 的最大值为 97 mm，r = 250 mm，传动到拉杆凸轮刹把上的角度变量约为19。由图 3-7 可以看出，在 19 的范围中，刹瓦的位移量 s 最大可达到 15 mm。比原来 8 .5 mm 增大了近 2 倍，刹车故障因此得到根本的解决。在此，最根本的是增大了曲轴半径 r ，调整了曲轴的角度，使得在不改变刹车操作力大小的情况下实现对刹车行程的增大。图 3-9 改进前后刹车示意3.3.5 操纵杆的设计根据动力源的不同，

54、制动驱动机构可分为简单制动、动力制动及伺服制动三大类型。而力的传递方式又有机械式、液压式、气压式、气压-液压式的区别。简单制动系即人力制动系，是靠作用在操纵杆手柄上的力作为制动力源。而传力方式有机械式和液压式两种。机械式的传力方式是靠杆系或钢丝绳或拉簧传力，其结构简单，造假低廉，工作可靠，操作方便。液压式的简单制动系统通常称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短（0.1-0.3s),工作压力大（可达 10mpa-12mpa),缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单、紧凑、质量小、造价低。根据抽油机工作特性，在这里，我们选择手动刹车机构

55、。操纵杆主要由搬杆、刹把、活动手柄以及装在搬杆内部的钢丝绳组成。当需要对抽油机制动时，通过手刹作用拉紧钢丝绳或拉簧，从而带动制动块将制动力矩传到刹车轮上，将刹车轮抱死而达到刹车制动的目的。在这里，搬杆的作用主要是对刹把，活动手柄起到支撑固定的作用。搬杆的一端经垫圈，使用销和活动手柄相连，另一端使用曲柄和搬杆座相连，可以随着刹车力矩的大小而绕着搬杆座转动。3.3.6 刹车摩擦材料的分析用于刹车系统的摩擦材料，通常在很高的剪力和温度条件下工作。这就要求这类材料能够吸收动能，并将动能转化为热能散发到空气中去。其工作温度和温升速度是影响性能的主要因素，刹车系统工作时，吸收的能量越大，完成的制动时间越短

56、，则温升越高。当摩擦材料的工作温度超过其许用工作温度时，摩擦材料性能就会显著恶化。故对摩擦材料得基本要求如下：（1）摩擦因数高且稳定，具有良好的恢复性能；（2）耐磨性能好，允许压强大，又不损伤对偶材料；（3）有一定的耐油、耐湿、抗腐蚀及抗胶合性能；（4）有一定的机械强度和良好的制造工艺性。刹车制动器温度过高，将引起制动力矩减小、热应力增加，会加剧摩擦片的磨损，甚至导致摩擦片碎裂。因此，在计算摩擦片强度时，必须考虑温度的影响。力学模型的建立：由于实际制动器结构体形复杂，受力不均匀，难以简化为平面问题或轴对称问题，必须按空间问题求解。对于制动器中所提出的空间问题,古典弹性力学是无能为力的，过去多依

57、靠模型试验，现在应用有限单元法，这些问题可迎刃而解。在此，采用八结点的六面体单元，共有 1 2 2 1 个节点、3 66 3 个 自由度。在铆钉铆接处，位移处理为零。1 力场和温度场作用下空间问题的有限元分析1 .1 力场作用下空间问题的有限元分析 对八节点的六面体单元，在空间问题中有 24 个节点位移 ui , vi, wi(i=1,8)，使用位移法时这些位移便是结构的基本未知量，如果表示单元上任一点的位移，则f u , v , w t (3-22) fn式中一 形函数矩阵n 一 单元位移矩阵 则单元的应变可用其节点位移表示为： (3-23)1,2,3. nbb b bb 式中 ,xyzxy

58、yzzx 根据三维问题的物理方程，可由应变求得单元上的应力： (3-24) dd b 式中 ,xyzxyyzzx 单元刚度矩阵为： (3-25) kd b dv将单元载荷移置到节点上，则： rnp然后将单元刚度矩阵组集成总刚度矩阵 k ，将单元载荷列阵组集成总节点载荷列阵r，便得到线形代数方程组k = ，从而求得，进一步求得应力。 r 1. 2 温度场作用下空间问题的有限元分析当弹性体内温度发生变化时，弹性体将发生正应变 a t ( a 为热膨胀系数, t 为温度变化)，当外界约束存在，由变温引起的变形不能自由发生，将引起热应力。此时，弹性体内由温度引起的应变量为： (3-26)0 ,0,0,

59、0at at at则00 ( ) dd bd对单元组合体建立节点平衡方程，仅考虑热应力问题时，得平衡方程为： kr若弹性体既有变温，又受实际载荷作用，可根据力学中得叠加原理求解： (3-27) kr tr由此求得的节点位移即为外力与温度共同作用下的位移。 根据上述摩擦片应力分析，可根据以下措施来改进摩擦片的应力分布。(l ) 增加摩擦片铆接点周围强度极限，特别要增加摩擦片约 1/3 处的铆接点周围的强度极限。 (2 ) 改变摩擦片本身材料配方，适当降低摩擦片的摩擦系数，增加其弹性模量及强度极限。虽然摩擦系数大可以加大制动力矩，提高制动性能，但摩擦片易损坏，因此摩擦系数应有一个合适的范围。( 3

60、 ) 尽址减少温度变化对摩擦片的影响。通过降低摩擦片材料的热膨胀系数可减少热应力。而急剧加热后，应避免骤然冷却，以减少热冲击使表面产生裂纹。另外，连续加热和冷却循环时，产生的热疲劳也会导致表面损坏，在实际操作中，应尽量避免此类情况发生。第 4 章 抽油机刹车操作规范4.1 调整抽油机刹车行程4.1.1 抽油机停抽 抽油机必须配备有刹车系统。且其应具有自锁功能，以保证抽油机安全可靠的运行。1）戴好绝缘手套，用试电笔检查配电箱是否带电。2）打开电控箱门，按下停止按钮，当曲柄接近下死点处时提前扳动刹车，且要刹紧刹车。3）拉下电闸，切断电源。4）在上述一系列操作中要侧身作业。5）另外，应检查刹车制动爪