磕头机 机械设计基础报告

1、目 录目录1第1章 概述11.1 抽油机类型、特点、应用等陈述11.2 抽油机存在的问题21.3 抽油机的发展方向3第2章 常规游梁式抽油机传动方案设计42.1简述系统的组成工作原理42.2 绘制系统的机构（运动）简图5第3章 曲柄摇杆机构设计63.1设计参数的确定：63.2 按K设计曲柄摇杆机构63.3 曲柄摇杆机构优化设计分析7第4章 常规游梁式抽油机传动系统运动和动力参数分析计算104.1传动比分配和电动机选择104.2 各轴转速计算114.3 各轴功率计算114.4 各轴扭矩12第5章 齿轮减速器设计计算135.1高速级齿轮传动设计计算135.2低速级齿轮传动设计15第6章 带传动设计

2、计算176.1 带链传动的方案比较176.2 带传动设计计算176.3结论及运动简图19第7章 减速器轴设计计算217.1 各轴轴径初算217.2各轴设计217.3各轴的修正计算237.4各轴的强度校核247.5轴系部件图28第8章 轴承设计计算308.1 高速轴支撑轴承选型计算308.2中间轴支撑轴承选型计算308.3低速轴支撑轴承选型计算31第9章 轴承的润滑和密封329.1高速轴329.2中间轴329.3低速轴32第10章 轴承端盖设计与计算3310.1高速轴3310.2中间轴：3310.3低速轴：33II第1章 概述1.1 抽油机类型、特点、应用等陈述 1.1.1常规游梁式石油抽油机常

3、规游梁式抽油机是油田使用历史最悠久，使用数量最多的一种抽油机。该机采用具有对称循环四杆机构或近似对称循环四杆机构，结构简单，运行可靠，操作维护方便，但长冲程时平衡效果差，效率低，能耗大，不符合节能要求，基本停止了生产。1.1.2前置式抽油机前置式抽油机平衡后的理论净扭矩曲线是一条比较均匀的接近水平的直线，因此其运行平稳，减速箱齿轮基本无反向负荷，连杆、游梁不易疲劳损坏，机械磨损小，噪声比常规式抽油机低，整机寿命长。前置式抽油机可配置较小功率的电动机，节能效果显著。与常规式抽油机相比，具有体积小、重量轻、节省钢材的优点。1.1.3偏置式抽油机偏置式抽油机又称异相曲柄平衡式抽油机，特点是平衡块中心

4、线相对于曲柄中心偏转一个角度，这种机型国外60年代发展起来并得到API的承认。试验表明，经优化设计的偏置式抽油机节电可达20。1.1.4胶带传动抽油机胶带传动抽油机是美国80年代开发的新型抽油设备，该机通过二级胶带传动，将电动机的原动力传给曲柄胶带轮，并带动游梁摆动。由于其四连杆机构具有急回特性，而且其辅助平衡装置可作适当调整以获得偏置角，因而与常规机相比，其上冲程转矩因数小，驴头悬点加速度小。在相同的工况下，其悬点载荷值和曲柄胶带轮轴的净转矩都较小，曲柄轴净转矩曲线波动较平缓。由于省去了减速箱，故具有结构简单，制造成本低，维修及运行管理方便等特点。1.1.5下偏杠铃抽油机下偏杠铃游梁复合平衡

5、抽油机是在原常规游梁抽油机的游梁尾端，利用变矩原理增加简单的下偏杠铃所形成的一种新型节能抽油机。该机继承和保留了原常规游梁式抽油机的全部优点，这种类型可用于新机制造，又可用于现场在用的常规抽油机(含偏置机)的节能改造，其改造技术是目前最简单易行的，节能效果也较明显。1.1.6偏轮式游梁抽油机偏轮机在游梁尾部装有一个偏轮结构：在偏轮与游梁中心和支架之间增设推杆，在游梁尾部、横梁、推杆与偏轮之间用轴承连接。它打破常规机四连杆机构的框架，以游梁尾部的偏轮为中心，形成独特的六连杆体系，偏轮杆件均为刚性连接，保持了常规机的特点。1.1.7双驴头游梁式石油抽油机该石油抽油机是将常规机游梁与横梁的铰链连接，

6、改为变径圆弧的后驴头、钢丝绳与横梁之间的软连接，构成变参数四杆机构来传递运动和扭矩，增加游梁摆角，冲程提高2070。由于采用变径圆弧的游梁后臂，使其实现负载大时平衡力矩大，负载小时平衡力矩小的工作状态。从而使减速器输出扭矩波动小，达到加强平衡，降低能耗的目的。这种机型是目前除常规机以外发展最迅速的机型。1.2 抽油机存在的问题1999年我国石油抽油机井采油年耗电总量105×10”kwh，占油气生产总用电比例的492，年电费支出达42亿；每台在用的抽油机平均年维护费用约3000元，全国石油抽油机年维护费用约225亿元，而因维护设备影响油井产量约相当12亿元，两项合计3455亿元：全国抽

7、油机采油操作成本总额4565亿元。石油抽油机井是油田生产量大面广、投入较大的项目。降低抽油机井的生产成本、提高原油生产效率，将是人工举升挖潜增效的主战场。若每口抽油井实用功率按lOkW计，5×l妒台抽油机每天耗电近12x 106kwh，年耗电近44×l00kwh。若我们将抽油机的系统效率平均提高1596，就全国而言每年可节电近1，575×109 kWh，节约费用63亿元。这不仅可以节约大量能源，还可以缓解油田用电紧张状况，既有经济效益又有社会效益。常规游梁式石油抽油机自诞生以来，历经百年使用，经历了各种工况和各种地域油田的考验，经久不衰。目前仍在国内外油田普遍使用

8、。常规机以其结构简单、制造容易、可靠性高、耐久性好、维修方便、适应现场工况等优点，在采油机械中占有举足轻重的地位。但是由于常规机的结构特征，决定了它平衡效果差，曲柄净扭矩脉动大，存在负扭矩、载荷率低、工作效率低和能耗大等缺点。在采油成本中，抽油机电费占30左右，年耗电量占油田总耗电量的2030，为油田电耗的第二位，仅次于注水。1.3 抽油机的发展方向石油抽油机是由装在平衡架内的平衡车调节整机平衡的，平衡车由链条经上链轮和下链轮与换向装置的下端相连，具有载能力大、易调节、平衡效果好、安装维修方便等优点。在各油田的原油生产中有着举足轻重的地位，并且随着油田的进一步开发，各种新型节能抽油机将会得到广

9、泛地推广和应用。石油抽油机适应各种类型油井抽汲的需要。为了适应垂直井,斜井,定向井,丛式井,水平井抽汲的需要,研制了斜井抽油机,丛式井抽油机,双驴头抽油机,双井平衡抽油机,紧凑型石油抽油机等.结构简单、可靠耐用、操作简便、容易安装等优点，深受用户欢迎，目前在用的抽油机中拥有最大的市场占有率。因此低能耗，低消耗，低成本，效率高的抽油机是抽油机发展方向的最终结果，也是广大设计者的毕生追求。第2章 常规游梁式抽油机传动方案设计2.1简述系统的组成工作原理   图2-1结构示意图如图所示 图中，1底座；2支架；3悬绳器；4驴头；5游梁；6横梁轴承座；7横梁；8连杆；9曲柄销装置；1

10、0曲柄装置；11减速器；12刹车保险装置；13刹车装置；14电动机；15配电箱。 工作原理电动机转动，通过外伸轴带动V带转动，V带与减速器相连接，带动减速器中的轴转动，经过两级齿轮的传动，带动输出轴转动，输出轴与曲柄装置相连接，带动曲柄装置作圆周运动，通过连接点带动连杆作上下的往复运动，再通过横梁带动驴头作上下的往复运动，驴头与悬绳器相连，带动抽油杆往复运动，实现将油从地下抽出的可能2.2 绘制系统的机构（运动）简图图2-2第3章 曲柄摇杆机构设计3.1设计参数的确定：按工况要求，上冲程的时间为8/15，下冲程的时间为7/15.则，悬点载荷为假定摆角，设计原理 需要假设横梁半段，摆角和行程速度

11、变化系数K 设计的实质是确定铰链中心A点的位置定出其他三杆的尺寸。 3.2 按K设计曲柄摇杆机构设计步骤如下： (1) 由已知的行程速度变化系数K，计算出极位夹角。 (2) 任意选择固定铰链中心D的位置，由摇杆长度和摆角，做出摇杆的两个极限位置。 (3) 连接，并作。 (4) 作，相交于P点，由图可见，；(5) 作的外接圆，在此圆周上任取一点A作为曲柄的固定铰链中心，连接和，因为同一圆弧的圆周角相等，故；(6) 因极限位置处曲柄与连杆共线，故，；从而得=,，连杆的长度=AD。3.3 曲柄摇杆机构优化设计分析3.3.1满足有曲柄条件根据如上原理利用CAD制图，测出如下数据：第一组：，则

12、：，第二组：，则：， ，第三组：，则：，第四组：，则：，第五组：，则：，3.3.2满足传动角条件利用matlab进行加速度分析可得到如下线性曲线图：3.3.3满足a最小结论，根据数据分析图，四杆机构加速度最小原理。即波峰波谷差绝对值最小，所选四杆尺寸为：，。第4章 常规游梁式抽油机传动系统运动和动力参数分析计算4.1传动比分配和电动机选择利用下图进行计算，将横梁放在任意位置，悬点载荷竖直向下此时连杆和竖直方向的夹角为，连杆和圆周运动杆切线的方向的夹角，则根据悬点载荷力可以计算出减速器输出端的扭矩T。（其中）T=40KN×0.9848×0.9877×650=25.2

13、9×工作机所需要功率为 =21.19kwn=5，=13.2kw由机械课程设计2.2 可利用普通v带，滚动轴承闭式齿轮效率分别为 电动机所需功率为 =14.6kw为使，所选电动机型号为Y180L，同步转速为1000r/min，满载转速970r/min总传动比为 i=取带传动比，则减速器传动比为i=高速级传动比低速级传动比4.2 各轴转速计算高速轴转速：中间轴转速：低速轴转速：4.3 各轴功率计算高速轴功率：中间轴功率：低速轴功率：曲柄功率4.4 各轴扭矩 高速轴扭矩：中间轴扭矩：低速轴扭矩：曲柄扭矩：第5章 齿轮减速器设计计算5.1高速级齿轮传动设计计算运动参数确定：圆柱齿轮 高速级传

14、动比i=7.9 高速级转速242.5/min 传动功率为P=13.59kw计算过程：(1)选择材料及确定许用应力小齿轮用40MnB 调质 齿角硬度 241-286HBS 大齿轮用2G35SiMn调质 齿角硬度241-269HBS 查表11-5得 是选较高可靠度 则 (2)按齿面接触强度设计：设齿轮按8级精度制定，取载荷系数K=1.5（中等冲击）齿宽系数（软齿面，对称分布）则小齿轮轮距为：取 齿数选取 则模数 齿宽 按表4-1所示 取m=4 实际 中心距 (3)验证轮齿弯曲强度齿形系数 （由 确定） 由式11-5 优化结果：m=3 a不变 则a=568mm(4)齿轮的圆周速度对照表11-2 可知

15、是8级精度5.2低速级齿轮传动设计5.2.1 运动和动力参数的确定（1）圆柱齿轮，低速级传动比i=6.1 （2）设计 小齿轮： 齿数取 则实际传动比为： 取m=6齿宽因此可取 按表4-1取 m=6 实际中心距 (3)验证 ： 优化：取 实际 (4)齿轮的圆周速度 第6章 带传动设计计算 6.1 带链传动的方案比较现在要选取在电动机和减速器输入端进行传动的装置，有链传动和带传动两种方式，由于游梁式抽油机属于野外工作机型，因此在过载时很难保证安全，链传动虽然保证了很好的传动比，但是在出现过载状态时不会发生打滑现象以保证电动机的安全，因此选择带传动，其优点如下，适用于中心距较大的传动；具有良好的挠性

16、，可缓和冲击，吸收震动；过载时带与带轮之间会出现打滑现象，避免了其他部件的损坏；结构简单成本低廉，常用在高速级。 综上，可知本设计传动部分选择带传动。6.2 带传动设计计算6.2.1运动和动力参数的确定电动机转速=730 r/min ,减速器输入端转速=242.5 r/min ,传动功率P=13.59 kw.6.2.2 计算过程（1）计算功率查表13-8，得=1.6 ,故 kw（2）选择V带型号选择普通V带，根据=21.744 kw，=730 r/min ,由图13-15可查出该点在C处，暂选C型V带。（3）求大小带轮基准直径，。由表13-9查得C型V带轮最小基准直径200 mm，取=200

17、mm，=0.02，由式=590.02 mm由表13-9取=600 mm，误差小于5，故允许。（4）验算带速VV=7.64 m/s节速在525 m/s范围适合（5）求V带基准长度和中心距a初步选中心距=1.5（+）=1.5（200+600）=1200 mm取=1200 mm，符合0.7（+）2（+）由式得带长 =2+（+）+ =2×1200+（200+600）+ =3689.973690 mm查表13-2，对C型带= 4000 mm，再由式计算中心距 a+=（1200+）=1355 mm ，（6）验算小带轮包角由式13-1得 =180°° =180° =1

18、63.08°>120°所以包角满足条件（7）求V带根数由式13-15 得 Z =现=730 r/min , =200 mm，查表13-3得 = 4.07 kw由式13-9得传动比 i =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）求作用在带轮轴上的压力查表13-1得q=0.30 kg/m ,故由式13-17得单根V带的初拉力 = 493 N作用在轴上的压力 =2925.5 N6.3结论及运动简图所选V带的规格确定选择普通V带，带数为3，小轮直径200 mm，大轮直径

19、600 mm，中心距为1200 mm。第7章 减速器轴设计计算7.1 各轴轴径初算 材料初选 45钢取=118，=113，=108则 7.2各轴设计7.2.1高速轴的设计根据最小轴径为60mm，初选轴承为滚动轴承6214，轴承内径70mm，外径125mm，轴承宽度24mm，Cr =60.8 kN。7.2.2中间轴的设计根据最小轴径为85mm，初选轴承为滚动轴承6217，轴承内径为85mm，外径为150mm，宽度为28mm，Cr =83.2 kN。7.2.3低速轴的设计根据最小轴径为130mm，初选轴承16028，内径为140mm，外径为210mm，轴承宽度为22mm，Cr =86 kN。7.3

20、各轴的修正计算7.3.1高速轴的设计计算根据最小轴径为70mm（修正后的结果），初选轴一的轴承为滚动轴承6214.轴承内径70mm，外径为125mm，轴承宽度为24mm，Cr =60.8kN， =96mm7.3.2中间轴的设计计算根据最小轴径为85mm，初选滚动轴承6217，轴承内径85mm，外径为150mm，轴承宽度为28mm，Cr =83.2 kN， =756mm，=120mm7.3.3低速轴的设计计算根据最小轴径为130mm，初选滚动轴承16032，轴承内径为140mm，外径为210mm，轴承宽度为22mm，Cr=86kN，=975mm7.4各轴的强度校核7.4.1高速轴的强度校核齿轮上

21、的力：圆周力：kN 径向力：kN=96mm，带轮施给轴的力：akN (1) 垂直面支承反力： kN kN(2)水平面支承反力： kN kN(3)力F在支点产生的力： kN kN(4)绘制垂直面弯矩图（见图b）：N·m(5)绘制水平面弯矩图：见图（c）： N·m(6)力F产生的弯矩图： N·m(7)合成弯矩图（最不利的情况，如图e）： N·m(8)求轴的危险截面当量弯矩图（=0.6，见图f），其中扭矩为mm，如图g ， N·m(9)求危险截面的轴的尺寸：轴材料为40MnB，调质，查表得，MPa，即高速轴满足强度要求。7.4.2中间轴强度校核轴上的

22、力：大齿轮（d=756mm）：圆周力： kN 径向力： kN小齿轮（d=120mm）：圆周力： kN 径向力： kN(1) 垂直面的支承反力：kN kN（2）水平面支承反力： kN kN(3)画垂直面的弯矩图（如图c）： N·m N·m(4)画水平面的弯矩图（如图d） N·m N·m(5)求合成弯矩（如图e）mm N·m(6)轴传递的转矩，如图7 N·m N·m（7）求弯矩当量（=0.6），如图8 N·m N·m（8）计算危险截面轴的直径轴的材料：40MnB，调质，查看11-1，表11-4，故轴II（中间

23、轴）满足强度要求。7.4.3低速轴的强度校核轴上力：齿距： 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力在支点产生的反力： kN kN(4)垂直面的弯矩图,如图b N·m (5)水平面的弯矩图，如图c N·m(6)力F产生的弯矩图，如图d N·m（7）合成弯矩图，如图e N·m（8）轴传递的扭矩，如图f N·m（9）危险截面当量弯矩：轴为40MnB，调质，=75MPa，如图g， N·m（10）危险截面处的直径即低速轴强度也符合要求。7.5轴系部件图7.5.1高速轴部件图7.5.2中速轴部件图7.5.3低速轴部件图第8章 轴承设计计算8.1 高速轴支撑轴承选型计算根据公式： 高速轴的轴承选择为