液压抽油机毕业设计论文(6)

1、1液压抽油机设计摘 要一种液压传动式石油开采抽油机，由包括液压泵、马达、控制阀、管路辅件在内的液压元件及相关机械零件装配组连为一个整体构成液压传动部件，通过其中的液压传动部件中的液压马达传动轮的轮面式或者齿式或者槽式传动结构与相对应的一端与采油油井的抽油泵连接杆相接的带式或者链式或者绳索式柔性传动件相配合，构成该机的往复工作机构。 通过由机、电、液元器件装配组连所构成的工作冲程和冲次调整控制系统来调整和控制该机往复工作机构，牵引石油油井的抽油泵按设定的冲程和冲次连续往复工作。电动机的动力输出轴端与液压泵的转子轴端直接或者经由连轴构件实现配合连接，经由液压控制阀、工作液过滤器、管路、附件将工作液

2、容箱和液压泵之间组连成液压控制和工作回路，构成该液压传动部件的液压动力源部分。一种滑块式盘传动低速大扭矩液压马达的传动盘的外周直接装配轮面备有与绳或者带或者链式柔性传动件相对应配合的传动结构的传动轮，即构成该部件的动力转换和传动部分。其特点是:结构简单,制造、使用、维护成本低，明显节能。关键词：液压泵 1，液容箱 2，控制阀 3，传动轮 4 河南科技大学本科毕业设计论文4Hydraulic pumping unit designABSTRACTA hydraulic drive type oil pumping unit, by including hydraulic pumps, motor

3、s, control valves, piping accessories, including hydraulic components and mechanical parts associated with the assembly as a whole constitutes a group of hydraulic components, through which the hydraulic parts of the hydraulic motor drive wheel or gear wheel surface, or trough-type structure corresp

4、onding to the transmission side and the oil wells pump connecting rod connecting the belt or chain or rope-style flexible transmission parts matched to form reciprocating machine working bodies. Through the mechanical, electrical, hydraulic components, the assembly constituted by the work group with

5、 stroke and rushed revision control system to adjust and control the aircraft reciprocating body traction pump oil wells set by the stroke and the rushing back and forth consecutive working . Motor power output shaft and the pump rotor shaft directly or through a coupling component to achieve with t

6、he connection, via the hydraulic control valve, the working fluid filters, piping, accessories will be the working fluid between the tank and pump together into groups and work-loop hydraulic control, hydraulic components that make up the hydraulic power source part. One kind of slider-style disk dr

7、ive low speed high torque hydraulic motor drive plate assembly wheel peripheral surface with a direct and flexible rope or belt or chain drive transmission parts corresponding with the structure of the drive wheel, which constitute the components of the power conversion and transmission parts. It fe

8、atures: simple structure, manufacture, use, maintenance costs low, clear energy.KEYKEY WORDSWORDS： hydraulic pump 1, the tank liquid 2, the control valve 3, wheel drive 4河南科技大学本科毕业设计论文5目录目录前前言言.8第第 1 章章 液压传动的发展概况和应用液压传动的发展概况和应用.111.1 液压传动的发展概况.111.2 液压传动的特点及在机械行业中的应用.12第第 2 章章 液压传动的工作原理和组成液压传动的工作原理和

9、组成.132.1 工作原理.132.2 液压系统的基本组成.13第第 3 章章 传动装置设计传动装置设计.143.1 带、减速器设计.143.1.1 V V 带设计带设计.143.1.2 减速器设计.173.1.3 减速器轴计算及轴承选择.263.1.4 减速器轴的校核.293.2 四杆机构设计.313.2.1 四杆机构尺寸计算四杆机构尺寸计算.313.2.2 曲柄的设计曲柄的设计.333.2.3 连杆的设计连杆的设计.343.3 链轮传动装置设计.343.3.1 材料的选择材料的选择.343.3.2 齿数的确定齿数的确定.343.3.3 当量的单排链的计算功率当量的单排链的计算功率.353.

10、3.4 链条的型号和节距的确定链条的型号和节距的确定.353.3.5 中心距、链节数的计算中心距、链节数的计算.353.3.6 链轮各个尺寸的计算链轮各个尺寸的计算.363.3.7 具体结构的设计图具体结构的设计图.363.4 天轮及滑轮设计.373.4.1 天轮设计天轮设计.383.4.2 滑轮设计滑轮设计.403.5 支承座设计.413.5.1 材料的选取材料的选取.413.5.2 具体结构和尺寸的设计具体结构和尺寸的设计.41第第 4 章章 抽油机抽油机深井泵抽油装置及基础理论计算深井泵抽油装置及基础理论计算.434.1抽油机抽油机深井泵抽油装置深井泵抽油装置.434.1.1抽油机.44

11、4.1.2抽油泵.454.1.3抽油杆.47河南科技大学本科毕业设计论文64.2抽油泵的工作原理抽油泵的工作原理.474.2.1泵的抽汲过程.484.2.2泵的理论排量.484.3 抽油机悬点载荷的计算抽油机悬点载荷的计算.494.3.1悬点承受的载荷.494.3.2悬点最大、最小载荷.56第第 5 5 章章 抽油机井系统效率及节能技术抽油机井系统效率及节能技术.585.1 系统效率系统效率.585.1.1系统效率的影响因素.615.1.2提高系统效率的方法.635.2 抽油机井节能技术抽油机井节能技术.645.2.1抽油机的电能消耗的特点.645.2.2 节能技术.65附表附表.71河南科技

12、大学本科毕业设计论文7前言一种液压传动式石油开采抽油机，由包括液压泵、马达、控制阀、管路辅件在内的液压元件及相关机械零件装配组连为一个整体构成液压传动部件，该部件与底座、支架及其连接构件装配组合构成的机架部分一道构成该机的主体结构，通过其中的液压传动部件中的液压马达传动轮的轮面式或者齿式或者槽式传动结构与相对应的一端与采油油井的抽油泵连接杆相接的带式或者链式或者绳索式柔性传动件相配合，构成该机的往复工作机构，通过由机、电、液元器件装配组连所构成的工作冲程和冲次调整控制系统来调整和控制该机往复工作机构牵引石油油井的抽油泵按设定的冲程和冲次连续往复工作，其特征是:通过连接底座将一种滑块式具有变排量

13、、变流向结构和功能的液压泵与相匹配的动力电动机装配组合，电动机的动力输出轴端与液压泵的转子轴端直接或者经由连轴构件实现配合连接，工作液容箱安装于连接底座的上部，经由液压控制阀、工作液过滤器、管路、附件将工作液容箱和液压泵之间组连成液压控制和工作回路，构成该液压传动部件的液压动力源部分；于一种滑块式盘传动低速大扭矩液压马达的传动盘的外周直接装配轮面制备有与绳或者带或者链式柔性传动件相对应配合的传动结构的传动轮，即构成该部件的动力转换和传动部分；将此两个部分安装于装配有升降导向轮、配置有用于安放由数块配重块叠加组合构成的组合体托架的架体之上，通过液压管路沟通这两部分之间的液压回路，即构成该传动部件

14、的完整结构；在其内部结构中，所采用的液压泵是一个由变量、换向液压泵与组合配流阀一体化的泵、阀组合体，其组合配流阀的具体结构是，于泵的壳体的体内沿壳体内腔轴心线方向平行设置有两阀腔，两阀腔的中部，各有一径向通液孔与壳体内腔沟通，与工作液进、回液管路相接的进、回油口沿水平方向、平行、并列、垂直于两阀腔轴线的方向设置于阀腔壁的外部，两油口的底孔分别将两阀腔垂直交汇贯通，阀腔的内置件的构成及由内向外的装配顺序依次是，由内阀体、内阀芯、内压缩弹簧、内腔依次装配中心阀芯和外压缩弹簧再由限位卡环限定的中间阀体和外端部设置有液压管路接口的外阀体构成；该组合配流阀在泵的工作过程中的配流规律是，当一阀腔的径向通液

15、孔沟通的是泵的吸液工作腔，则该阀腔的内阀芯被吸外移，河南科技大学本科毕业设计论文8开通进液油口与该吸液工作腔的液流通道，中间阀体连同内腔处于关闭状态的中心阀芯一道整体被吸内移，开通回液油口经由外阀体的径向通液孔和外端管路接口与所连接管路之间的通道；与此同步，另一阀腔的径向通液孔沟通的必定是泵的排液工作腔，此时该阀腔的内阀芯关闭、中间阀体封闭外阀体的径向通液孔，即进、回液油口与泵工作腔的通路同时关闭，中间阀体内腔的中心阀芯被工作液推动外移，开通泵的排液工作腔与外阀体外端的管路接口所连接管路之间的通路；该泵的工作液排量和流向的变换是通过其体内变位定子零件的轴心线相对于转子回转轴线的径向位移量的变化

16、实现的，即，径向位移量增大，则排量增大，径向位移量减小，则排量减小，径向位移由转子回转轴线的一侧移动至另一侧，则该泵改变工作液流向；变位定子的径向位移是通过径向相对装配于该泵的壳体上的两只平衡液缸的活塞杆受到控制液交替往复推动实现的，位移量值的确定，即泵工作排量的调定是通过调整液缸盖上的限位螺钉限定活塞复位位置来实现的，平衡液缸的液压动力是由液压系统中的控制回路提供的；在总体上，液压传动部件的整个液压系统是一个开式泵控马达容积调速及换向的液压系统，由液压动力传动工作回路和液压控制回路两部分构成；液压动力传动工作回路的基本构成是，工作液自工作液容箱经由供液管路、进液油口、组合配流阀进入液压泵的工

17、作腔加压后，再经由组合配流阀、液压管路进入液压马达的工作腔，驱动马达旋转后，再经由液压管路、组合配流阀、工作液回液油口、工作液回液管路、回液过滤器过滤后返回工作液容箱，完成整个工作循环；液压控制回路的基本构成是，于泵的端盖上装配有工作液压力继电器、手动节流阀和二位四通电磁换向阀，端盖的体内设置有阀腔、装配有梭阀芯、预制有相关通液孔道、设置有两端和中间这三个油口构成梭阀结构，经由控制管路将组合配流阀的两只外阀体外端管路接口处分别与梭阀两端油口接通，梭阀的中间油口经由端盖的体内孔道分别与压力继电器的控制液接口和电磁换向阀进液口接通，该换向阀的两控制液油口经由盖体体内孔道、控制管路分别与径向相对装配

18、于泵的壳体上的两平衡液缸的油路接口接通，该换向阀的回液口经由端盖体内孔道与节流阀的一端口接通，该节流阀的另一端口经由端盖的体内孔道与泵的工作泄漏液容腔接通，由此构成本系统的控制回路；该控制回路在工作状态下的适时控制状态是，分别自液压动力传动工作回河南科技大学本科毕业设计论文9路中与液压马达进、排油口相通的液压管路引入的工作液至梭阀的两端接口，经梭阀调控后，由梭阀中间接口输出压力控制液，该控制液一路至压力继电器，根据该控制液的实际工作压力相对于压力继电器设定的工作液压力额定值的超、欠状况自动控制动力电动机的运转或者停止；该控制液另一路至电磁换向阀，当电磁换向阀受电控换向，则与该阀相通的两平衡液缸

19、中的工作液压力状态同时转换，即高压变低压、低压变高压，变为高液压力平衡液缸的活塞杆推动泵的变位定子向变为低液压力状态下的平衡液缸的方向移动，直到变为低液压平衡液缸的活塞受到限位螺钉的限制停止，移动的速度取决于节流阀对变为低压的平衡液缸的工作液回流施行节流强度的大小，当节流强度大，则移动速度小，与之相应的是液压马达的转换旋转方向的过程平滑缓慢，当节流强度小，则移动速度大，与之相应的是液压马达的转换旋转方向的过程相对迅速。第 1 章 液压传动的发展概况和应用1.1 液压传动的发展概况液压传动和气压传动称为流体传动，是据 17 世纪帕斯卡提出的液体静压力传河南科技大学本科毕业设计论文10动原理发展起

20、来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。当今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。20 世纪 50 年代我国的液压工业才开始，液压元件初用于锻压和机床设备上。六十年代有了进一步的发展，渗透到了各个工业部门，在工程机械、冶金、机床、汽车等工业中得到广泛的应用。如今的液压系统技术向着高压、高速、高效率、高集成等方向发展。同时，新元件的应用、计算机的仿真和优化等工作，也取得了卓有的成效。工程机械主要的配套件有动力元件、传动元件、液压元件及电器元件等。内燃式柴油发动机是目前工程机械动力元件基本上都采用的；传动分为机械传动、液力机械传动等。液力机械传动时现在最普遍使用

21、的。液压元件主要有泵、缸、密封件和液压附件等。当前，我国的液压件也已从低压到高压形成系列。我国机械工业引进并吸收新技术的基础上，进行研究，获得了符合国际标准的液压产品。并进一步的优化自己的产业结构，得到性能更好符合国际标准的产品。国外的工程机械主要配套件的特点是生产历史悠久、技术成熟、生产集中度高、品牌效应突出。主机和配套件是互相影响、互相促进的。当下，国外工程机械配套件的发展形势较好。最近，这些年国外的工程机械有一种趋势，就是：主机的制造企业逐步向组装企业方向发展，配套件由供应商提供。美国的凯斯、卡特彼勒，瑞典的沃尔沃等是世界上实力最强的主机制造企业，其配套件的配套能力也是非常强的，数量上也

22、是逐年大幅的增长，配套件主由零部件制造企业来提供。在科技大爆炸的今天，计算机技术、网络技术、通信技术等现代信息技术对人类的生产生活产生了前所未有的影响。这也为今后制造业的发展，设计方法与制造技术模式的改变指明了方向，为数字化的设计资源与制造资源的远程共享，提高产品效率奠定了基础。目前，在液压领域中，特别是中小企业在进行液压传动系统的设计时，存在零部件种类繁多、系统集成复杂、参考资料缺乏等一系列困难，而远程设计服务可以解决这些问题。1.2 液压传动的特点及在机械行业中的应用1、液压传动的优点：河南科技大学本科毕业设计论文11（1）单位功率的重量轻，即在相同功率输出的条件下，体积小、重量轻、惯性小

23、、结构紧凑、动态特性好。（2）可实现较大范围的无级调速。（3）工作平稳、冲击小、能快速的启动、制动和频繁换向。（4）获得很大的力和转矩容易。（5）操作方便，调节简单，易于实现自动化。（6）易于实现过载保护，安全性好。（7）液压元件以实现了标准化、系列化和通用化，便于液压系统的设计、制造和使用。2、液压系统的缺点：（1）液压系统中存在着泄漏、油液的可压缩性等，这些都影响运动的传递的准确性，不宜用于对传动比要求精确地场合。（2）液压油对温度敏感，因此它的性能会随温度的变化而改变。因此，不宜用于问短变化范围大的场合。（3）工作过程中存在多的能量损失，液压传动的效率不高，不宜用于远距离传送。（4）液压

24、元件的制造精度要求较高，制造成本大，故液压系统的故障较难诊断排除。3 液压系统在机械行业中的应用：工程机械装载机、推土机、抽油机等。汽车工业平板车、高空作业等。机床工业车床铣、床刨、床磨等。冶金机械轧钢机控制系统、电炉控制系统等。起重运输机械起重机、装卸机械等。铸造机械加料机、压铸机等。第 2 章 液压传动的工作原理和组成河南科技大学本科毕业设计论文12液压传动是以液体为工作介质来传递动力（能量）的，它又分为液压传动和液力传动两种形式。液压传动中心户要是以液体压力能来进行传递动力的，液力传动主要是以液体动能来传递动力。液压系统是利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，g 经各种控制阀、管

25、路和液压执行元件将液体的压力能转换成为机械能，来驱动工作机构，实现直线往复运动和会回转运动。油箱液压泵溢流阀、节流阀、换向阀、液压缸及连接这些元件的油管、接头等组成了驱动机床工作台的液压系统。2.1 工作原理液油在电动机驱动液压泵的作用下经滤油器从油箱中被吸出，加油后的液油由泵的进油口输入管路。再经开停阀节流阀换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。节流阀用来调节工作台的移动速度。调大节流阀，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度就增大；调小节流阀，进入液压缸的油量就减少，工作台的移动速度减少。故速度是由油量决定的，液压系统的原理图见图 2。2.2

26、 液压系统的基本组成（1）动力元件：液压缸将原动机输入的机械能转换为压力能，向系统提供压力介质。（2）执行元件：液压缸直线运动，输出力、位移；液压马达回转运动，输出转矩转速。执行元件是将介质的压力能转换为机械能的能量输出装置。（3）控制元件：压力、方向、流量控制的元件。用来控制液压系统所需的压力、流量、方向和工作性能，以保证执行元件实现各种不同的工作要求。（4）辅助元件：油箱、管路、压力表等。它们对保证液压系统可靠和稳定工作具有非常重要的作用。（5）工作介质：液压油。是传递能量的介质。河南科技大学本科毕业设计论文13第 3 章 传动装置设计3.1 带、减速器设计带传动是一种挠性传动。基本组成零

27、件为带轮（主动轮和从动轮）和传动带，具有结构简单、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 Y200L-8，查表的kwprnn15min,/730min,/750r满载，设计抽油杆的冲次min/7i1次。3.1.1 V V 带设计带设计1、传动比的确定查表得带得传动比一般推荐52i.本次设计取8 . 2i查表得98. 096. 095. 0轴承减速器带，则减速器的输入转速min/2608 . 27301rinn带满载减速器的总的降速比24.371iini带满载总2、皮带确定查表得6 . 1AK则

28、电动机的计算功率kw42511.6PKPAC（1）带型号选择查表得选择 V 带的型号为 C 型查表得初选小带轮的直径为mmd2001则大带轮的直径mmdid5602008 . 212带 （2）带速计算河南科技大学本科毕业设计论文14 smndv/64. 76000073020014. 310006011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）（）（2102127 . 0ddadd （式 3.1）则带入数据有mmamm15205230初取mma10000 （式 3.2）02121004)(4)(22aadddddLmmaddddaLd96.31934)(4)(22021

29、2100查表得取mmLd3150 （式 3.3）200ddLLaa则实际中心距mma02.978中心距变换范围mmLaad75.952015. 0minmmLaad5 .109403. 0max（4）带包角的验算47.1353 .57)(180211add符合范围1501201（5）V 带根数的确定查表得97. 0,88. 0,65. 0,80. 3P0LKKkwPkw则根数32. 6)(0LCKKPPPZ 取根6Z河南科技大学本科毕业设计论文15(6）初拉力得计算由机械设计P149 表 8-3 的mkgq/30. 0则NqvZvKPKC42.499)5 . 2(500F2min0）（实际）（

30、min00FF (7)压轴力的计算 NFZ22.55462sin)(2Fmin0P(min)(8)小带轮尺寸设计查表得电机 Y200L-8 输出轴的直径mm0.0300.01155D，长度mmE110键槽的宽mmF16，49G ,则键槽的高度=mm64955.查表得带和轮连接时的各个参数(9)选带轮的材料为 Q235,小带轮零件图如图 3.1： 图图 3.13.1 小带轮零件图小带轮零件图3.1.2 减速器设计I 级齿轮传动设计河南科技大学本科毕业设计论文16(1)传动比计算 24.3721iii总查表得 总ii5 . 13 . 11本次设计取系数为 1.4 则,16. 522. 724.37

31、4 . 1121iiii总，(2)功率、转速计算min/71.260,25.1495. 0151rnkwP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Cr40，硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 号钢，硬度为 240HBS，两者相差 40HBS(4)齿数的选择选小齿轮的齿数为137.187.2219Z19,Z21则大齿轮的齿数取137Z2(5)齿轮具体的设计初选螺旋角14，载荷系数3 . 1tK，查表得选齿宽系数1d，查表得选区域系数433. 2HZ。查表得材料的弹性影响系数218 .189 MPaZE查表得78. 1, 1,78. 02121则

32、小齿轮的转距mNnPT5515105.2271.26014.25105 .95105 .95查表得小齿轮的接触疲劳强度MPaH6001lim大齿轮的接触疲劳强度MPaH5502lim应力循环次数河南科技大学本科毕业设计论文17 （式 3.4）hjLnN160次小911037. 11036524171.2606060hjLnN次大8911109 . 122. 71037. 1inN查表得接触疲劳寿命系数97. 0,95. 021HNHNKK取失效概率1001，安全系数1S （式 3.5） SKNlimMPaSKHHNH570195. 06001lim11 MPaSKHHNH5 .533197.

33、05502lim22MPaHHH75.55125 .533570221小齿轮的分度圆直径 （式 3.6）32EHt)ZZ(u1uT2KHdd小mm7 .84)75.551433. 28 .189(22. 7122. 787 . 11105.223 . 12)ZZ(u1uT2K32532EHtHdd小 计算圆周速度 vsmn/16. 160001071.2607 .8414. 3100060dv1小计算齿宽不 b 及模数ntmmmdbd7 .847 .841小 mmZdmnt33. 419cos147 .84cos141小齿高mmmhnt73. 933. 425. 225. 2河南科技大学本科毕

34、业设计论文18宽高比71. 873. 97 .84hb查表得使用系数5 . 1AK，smv/38. 18 级精度查表得得1 . 1VK 则纵向重合度51. 114tan191318. 0tanZ318. 01d查表得4 . 1FHKK，41. 1HK，36. 1FK则载荷系数26. 34 . 141. 11 . 15 . 1HHVAKKKKK则校合分度圆直径mm07.1153 . 126. 37 .84KK33t1小小dd计算模数mmZd87. 51997. 007.115cosm11n小齿跟弯曲强度设计动载系数14. 336. 14 . 11 . 15 . 11FFVAKKKKK纵向重合度5

35、1. 1 查表得螺旋角影响系数88. 0Y则当量齿数82.2014cos19cos3311ZZV11.15014cos137cos3322ZZV查表得取齿型系数得14. 2,76. 221FaFaYY查表得应力校合系数83. 1,56. 121SaSaYY计算大小齿轮的aFaYY查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE4302 查表得取疲劳寿命系数95.0,94.021FNFNKK取弯曲疲劳安全系数河南科技大学本科毕业设计论文1935. 1S则MPaSKFEFNF1481.34835. 150094. 0111MPaSKFEFNF5926.30235

36、. 143095. 0222 小齿轮0120. 0148.348591. 1616. 2111FSaFaYY大齿轮013. 05926.3027722. 12156. 2222FSaFaYY大齿轮的数值大则设计模数mm80. 3013. 087 . 191197. 088. 0105.2214. 32cos23225321211FSaFaadnYYZYTKm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 . 4nm，就可以满足强度，但为了同是满足强度，取分度圆直径mm07.115小d则8 .245 . 497. 007.115mcos1n小dZ取24

37、1Z，则28.17322. 72412iZZ取1732Z则中心距mm45700.45797. 025 . 4)17324(cos2)(21圆整后为mmmZZan按圆整后的中心距修正螺旋角09.1445725 . 4)17324(2)(arccos21amZZn变化不大不需要修改，则大齿轮的分度圆直径为 河南科技大学本科毕业设计论文20mmmZdn58.802cos2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mm58.8115 . 4258.8022hddaa大齿轮的齿根圆直径为mm8.57932h-ddffmmd07.115小小齿轮的齿顶圆直径为mm07.1242hddaa小齿

38、轮的齿根圆直径为mm82.1032h-ddff则小齿轮的宽度为mmdbd07.11507.1151小取mmB115小大齿轮的宽度为mmB1105-5115-B小大（7）小齿轮的具体结构和尺寸如图 3.2图图 3.23.2 小齿轮零件图小齿轮零件图II 级齿轮传动设计(1)传动比的分配河南科技大学本科毕业设计论文2116. 52i(2)功率和转速的计算13.82kw0.970.9515P2min/11.3622. 771.2602rn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 40Cr，硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 号钢，硬度为 240HB

39、S，两者相差 40HBS(4)齿数的选择初选小齿轮的齿数为23Z1则大齿轮的齿数118.685.1623Z2取119Z2(5)齿轮具体的设计初选螺旋角14，载荷系数3 . 1tK，查表得选齿宽系数1d，查表得选区域系数433. 2HZ。查表得材料的弹性影响系数218 .189 MPaZE查表得得78. 1, 1,78. 02121小齿轮的转距mNnPT65151065. 311.3613.82105 .95105 .95查表得得小齿轮的接触疲劳强度MPaH6001lim大齿轮的接触疲劳强度MPaH5502lim应力循环次数次小811090. 11036524111.366060hjLnN次大7

40、8211068. 316. 51090. 1inN查表得取接触疲劳寿命系数98. 0,96. 021HNHNKK取失效概率1001，安全系数1S由式 10-12 得河南科技大学本科毕业设计论文22MPaSKHHNH576196. 06001lim11 MPaSKHHNH539198. 05502lim22MPaHHH5 .5572539576221由式a910得小齿轮的分度圆直径mm45.163)557.5433. 28 .189(16. 5116. 587 . 111065. 33 . 12)ZZ(u1uT2K32632EHtHdd小计算圆周速度 Vsmn/03. 060001011.364

41、5.16314. 3100060dv1小计算齿宽不 b 及模数ntmmmdbd45.16345.1631小mmZdmnt89. 623cos1445.163cos141小齿高mmmhnt51.1589. 625. 225. 2宽高比54.1051.1545.163hb查表得使用系数5 . 1AK，smv/03. 08 级精度查表得得20 . 1VK 则纵向重合度82. 114tan231318. 0tanZ318. 01d查表得4 . 1FHKK，38. 1HK，37. 1FK则载荷系数96. 24 . 138. 102. 15 . 1HHVAKKKKK则校合分度圆直径mm03.2153 .

42、196. 245.163KK33t1小小dd河南科技大学本科毕业设计论文23计算模数mmZd07. 92397. 003.215cosm11n小齿跟弯曲强度设计动载系数93. 237. 14 . 102. 15 . 11FFVAKKKKK由纵向重合度82. 1 查表得螺旋角影响系数88. 0Y则当量齿数27.2514cos23cos3311ZZV77.13014cos119cos3322ZZV查表得取齿型系数得17. 2, 6 . 221FaFaYY查取应力校合系数78. 1,58. 121SaSaYY计算大小齿轮的aFaYY查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001 大齿轮的弯曲疲劳强

43、度极限MPaFE4302 查表得疲劳寿命系数95.0,94.021FNFNKK取弯曲疲劳安全系数35. 1SMPaSKFEFNF1481.34835. 150094. 0111MPaSKFEFNF5926.30235. 143095. 0222 小齿轮0120. 0148.348591. 1616. 2111FSaFaYY大齿轮013. 05926.3027722. 12156. 2222FSaFaYY大齿轮的数值大河南科技大学本科毕业设计论文24则设计模数mm.21. 6013. 082. 123197. 088. 01065. 393. 22cos23226321211FSaFaadnYY

44、ZYTKm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7nm，就可以满足强度，但为了同是满足强度，取分度圆直径mm03.215小d则64.22797. 045.163mcos1n小dZ取231Z，则68.11816. 52312iZZ取1192Z则中心距mm51237.51297. 027)11923(cos2)(21圆整后为mmmZZan按圆整后的中心距修正螺旋角90.1351227)11923(2)(arccos21amZZn变化不大不需要修改，则大齿轮的分度圆直径为 mmmZdn833cos2大(6)齿轮几何要素的尺寸计算查表得大齿轮的齿顶圆直

45、径为mm847728332hddaa大齿轮的齿根圆直径为mm5 .815725. 128332h-ddffmm03.215小d小齿轮的齿顶圆直径为 mm03.2292hddaa河南科技大学本科毕业设计论文25小齿轮的齿根圆直径为mm53.1972h-ddff则小齿轮的宽度为mmdbd03.21503.2151小取mmB215小大齿轮的宽度为mmB2105-B小大3.1.3 减速器轴计算及轴承选择1、减速器轴径的计算轴径的初算3nPCd （式 3.7）其中 P 为轴所传递的功率,n 为轴的转速,C 可由机械设计课程设计P18表 3-1 得出,本次设计取110C 。抽油机长期连续工作，减速器作为动

46、力输出，所以对减速器轴的要求较高查表选轴的材料为 20Cr，许用弯曲应力，剪切疲劳极限MPa601弯曲疲劳极限屈服强度极限抗拉强度极MPa1601MPa3051MPaS390限硬度 5662HBSMPaB640由14.25kwP1, min/71.2601rn mmd75.4171.26025.1411031由kw82. 31P2, min/11.36n2rmmd86.7911.3682.1311032由kw27. 3196. 082.13P3, min/7n3rmmd14.136727.13110332、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

47、河南科技大学本科毕业设计论文26得减速器一轴的长度。mmL556 由计算的，取与减速器相连轴的直径为 d=42mm，为了满足轴向mmd75.411定位要求需要制出一轴肩查表可得 r=1.6mm,取安装轴处的直径 d=50mm，为了满足轴向定位要求需要制出一轴肩查表可得 r=1.6mm，则此时轴的直径为 d=56mm 为了方便定位在齿轮安装处需设计一轴肩查表得 r=2mm，则安装齿轮处的直径降为d=56mm，同样在安装轴承处设轴肩的高度 r=1.6，安装轴处的直径降为 d=50mm 具体设计如图 3.3图图 3.33.3 减速器一轴零件图减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

48、图 3.4：图图 3.43.4 减速器二轴零件图减速器二轴零件图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、内圈河南科技大学本科毕业设计论文272、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，由轴一支撑处的直径mmd50选一轴选择轴承代号 30210 小径mmd50大径mm90D 宽mmT75.21由轴二支撑处的直径mmd80选二轴的轴承型号为 30216 小径mmd80大径mm041D 宽mmT5.228由轴三支撑

49、处的直径mmd140选三轴的轴承型号为 30228 小径mmd140大径mm250D 宽mmT5.745。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=56mm，查表可得键的基本尺寸 b=16mm，h=10mm，选长度 L=125mm.安装带轮处轴的直径为 d=42mm，查表可得键的基本尺寸 b=12mm，h=8mm，选长度L=110mm。轴二安装齿轮处的轴径均为 d=86mm，查表可得键的基本尺寸b=25mm，h=14mm，选长度分别为 L=160mm，L=90mm。3.1.4 减速器轴的校核减速器轴的校核，减速器共有三轴，我们着重对一轴进行校核。轴

50、一简化图如如图 3.5：图图 3.53.5 轴一简化图轴一简化图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kw5.214P ，转速min/71.2601rn 转矩mmNnT521988P955000012、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mmd07.115河南科技大学本科毕业设计论文28则有N53.90722F2tdT,34.3386costanFrntF，NFFt04.2262tan式中20n，143、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 C 截面为轴的危险面现在将 C 处的数据列于表 3.1：表表 3.13.1载 荷水平

51、面垂直面支反力 FN6.42111F1NH6961.07N2NHF1171.6N1NVF 2211.74N2NVF弯矩 Mmm545537.92NMH1mm302706.29N1VMmmN9.21741302VM总弯矩mmNM20.62389329.30270692.545537221mmNM33.57265429.17413092.545537222扭矩 Tmm521988NT5、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.60查表得paWTMaM2.245)(221c其中 W 可查表得到查表 15-1 得paM601 1ca 因此轴是安全的。3.2 四杆机构设计3.2.1 四杆机构

52、尺寸四杆机构尺寸计算计算河南科技大学本科毕业设计论文291、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杆。(2)最短杆长度+最长杆长度其余两杆的长度之和。取曲柄的长度为 L1=500mm，出设计其它的尺寸如图 3.6：图图 3.63.62、转角的计算如上图所示L1 为曲柄原动件，S2C,S2D 分别为摇杆 L3 的两个极限位置出选择各个参数如图当四杆机构的 L1,L2 处在同一直线及 S1BD 在同一直线时则根据余弦公式abcba2cos222其中 a ，b 为相邻的边则有河南科技大学本科毕业设计论文30200015002330015002000

53、Q1cos222140.65Q1当四杆机构 L1,L2 重合时及 AS1C 在同一直线时则有200015002001820001500Q1cos22259.89Q2则曲杆 L3 的转角80.7659.89-140.65Q2-Q1Q0初选转角80.76，如最后有不合适的地方，稍加以调整3.2.2 曲柄的设计曲柄的设计由上面计算可得减速器三轴的直径为 d=136.14mm 取 d=140mm 曲柄的长度为L=500mm,选曲柄的材料为 Q235A,具体结构和尺寸如如图 3.7图图 3.73.7 曲柄零件图曲柄零件图3.2.3 连连杆的设计杆的设计河南科技大学本科毕业设计论文31选连杆的材料为 Q2

54、35A，具体的结构和尺寸如图 3.8如图如图 3.83.8 连杆零件图连杆零件图河南科技大学本科毕业设计论文323.3 链轮传动装置设计3.3.1 材料的选择材料的选择链轮机构是将四杆机构和天轮连接器来的重要部件，同时也是将四杆机构所传递动力通过钢丝绳传送给天轮，从而完成整个系统的运作。链轮为传递动力的重要部件，对材料的要求较高。小链轮为主动轮，查表得选小链轮的材料为 20Cr，热处理的方式渗碳、淬火、回火，处理后硬度 5060HBC,齿数25Z大链轮为从动轮选择材料为 Q235,热处理的方式焊接后退火,热处理后的硬度为 140HBS3.3.2 齿数的确定齿数的确定已知传递的功率不大由查表得选

55、择滚子链,链速smv/15最大的传动比8i本次设计取0 . 3i因为小链轮的齿数25Z1,取91Z1则大链轮的齿数75391Z2由四杆机构可得大轮的相对转速min/7N2r则小链轮的速度为min/21N1r3.3.3 当量的单排链的计算功率当量的单排链的计算功率PKKKPPZAC （式 3.8）查表得 4 . 1KA，35. 1KV选择三排链则2.5KP 13.14kw0.980.980.960.9515P3.3.4 链条的型号和节距链条的型号和节距的确定的确定根据CP和小链轮的转速1N查表得选择链的型号 40A查表可得链条的节距mm5 .63p ，滚子直径mmd68.391排距mm5.571

56、Pt，则可得链轮的宽度为214.65mm371.55P3t河南科技大学本科毕业设计论文333.3.5 中心距、链节数中心距、链节数的计算的计算pa)5030(0（式 3.9）为了使结构紧凑，本次设计取中心距mmpa19055 .6330300 0122100222LapZZZZpap（式 3.10）22.98L0p为了使得链条的过渡链接，将0Lp圆整为98Lp)(2211ZZLpfap （式 3.11）查表得24. 01f则链传动的最大中心距mma8 .18283.3.6 链轮各个尺寸的计算链轮各个尺寸的计算小链轮的尺寸查表可得分度圆直径1180sinzpd （式 3.12）mmd8 .385

57、齿顶圆直径1ax11min25. 16 . 11dpdddzpdddaama （式 3.13）mmdmmddaama5 .39827.404axmin齿根圆直径1dddf （式 3.14）mmdf12.346河南科技大学本科毕业设计论文34同理的大链轮的尺寸参数分度圆直径mmd7 .1152，齿顶圆直径mmdmmddamaa4 .119274.1174axmin，齿根圆直径mmdf02.1113 3.3.7 具体结构的设计具体结构的设计图图小链轮图如如图 3.9 所示. 图图 3.93.9 小链轮零件图小链轮零件图大链轮图如如图 3.10A-AAA图图 3.103.10 大链轮零件图大链轮零件

58、图3.4 天轮及滑轮设计3.4.1 天轮设计天轮设计1、材料的选择选天轮的材料为 ZG452、天轮的具体几何尺寸的设计河南科技大学本科毕业设计论文35设计冲程为 5.0 米，则曲柄连杆机构从最低点到最高点滑轮所转过的周长为L=2.5 米。取大天轮的直径为600mmD1，则天轮所转过的弧度rad33. 83002.500RL1，大小天轮同轴则小天轮的所转过的角度rad33. 82取大链轮距天轮的距离为两米，则可算出曲柄连杆机构从最低点到最高点时小天轮所转过的钢丝长度 L草图如如图 3.11 所示 图图 3.113.11由图可知根据余弦公式abcba2cos222其中 a、b 为相邻的边当四杆机构

59、处在最低点时有L2L123L2L1La2cos222则3L3594mm河南科技大学本科毕业设计论文36当四杆机构处在最高点时有L2L124L2L1La1cos222则mm2131L4则mm1463L4-L3L根据rad33. 82，mm1463L 可得小天轮的直径351.26mmD2为了设计的方便取小链轮一体的滑轮的直径351.26mmD3.具体的分布是大天轮在中间，两个小天轮对称分布在大天轮的俩边3、天轮轴承的选取由结构可得天轮轴承主要承受轴向力，所以我们选深沟球轴承, 查表得结构代号为 60000，选轴承的型号为 6036 内径mmd180外径mm280D 宽mm42,4、天轮轴的设计本次

60、设计采用轴轮一体式具体的尺寸和结构图如图 3.12AA方向5x45图图 3.123.12 天轮零件图天轮零件图3.4.2 滑轮设计滑轮设计1、材料的选择选择滑轮的材料为 HT2502、滑轮的具体设计取滑轮的直径mm500D53、滑轮轴承的选取由结构可得滑伦轴承主要承受轴向力，所以我们也选深沟球轴承,由机械设计P309 表 13-1 得结构代号为 60000，选轴承的型号为 6036 内径mmd180外径mm280D 宽mm42,4、滑轮轴的设计本次设计采用轴轮连体式，具体的尺寸和结构如图 3.13河南科技大学本科毕业设计论文37图图 3.133.13 滑轮零件图滑轮零件图3.5 支承座设计 支