节能型抽油机刹车系统设计本科毕业设计-说明

1、.毕业论文主题名称节能型抽油机制动系统设计分行/专业机械工程学院/机械制造与自动化班级学生卡学生姓名摘要本手册主要介绍了抽油机制动机构的设计与探索，首先介绍了抽油机制动系统的设计意义、研究现状和设计目标。然后进行了制动系统的程序论证分析和选型，主要包括制动形式程序的分析和制动驱动机构的机构形式的选择。针对抽油机制动过程中出现的问题，通过对制动装置的计算分析，找出故障原因和能有效解决问题的方法，从而提高制动控制的传动部分装置达到满意的制动效果。最后确定方案采用膨胀制动机构系统。膨胀制动结构系统具有良好的制动性能和自制动性能，能很好地保证抽油机的正常生产和操作人员的生命安全。此外，根据已知的抽油机

2、参数，计算得到制动器的主要参数、制动力矩和制动力，从而对关键部件进行设计和校核。最后对制动性能进行了详细分析。关键词:刹车 膨胀 刹车 失效 分析 刹车 装置 安全 生产摘 要本文主要介绍了抽油机制动系统的设计。首先介绍了制动系统的设计意义、目前的研究和设计目标。然后正在进行制动系统的方案分析和选型，包括制动系统的形式、制动驱动机构的选择。通过发现针对抽油过程中存在的问题，针对抽油机拉杆式制动装置调整困难的问题，通过计算分析寻找问题的根源，得到有效的解决方案。为满足制动要求，对制动装置的操作装置进行了改进。最后，方案采用了内胀式制动系统，具有良好的自制动性能，既能保证正常生产，又能保证工人的安

3、全。此外，还介绍了前后制动、制动缸的设计过程、主要部件制动参数的选择和通道设置，以及关键部件的检查和制动性能分析。关键词：制动；制动盘；故障分析；刹车装置；安全生产目录第 1 章 简介 .11.1 制动系统设计的意义. 11.2 制动系统研究现状. 11.2.1电子控制制动系统. 21.2.2空气制动系统. 31.2.3液压盘式制动系统. 31.3 制动系统设计要达到的目标. 41.4 抽油机制动系统的设计任务 . 4第二章制动系统方案分析与选择. 52.1 LZCB型链式抽油机的工作原理. 52.2 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

4、 章 制动器结构设计.103.1 电机的选择. 103.1.1起重计算 .103.1.2变速箱总功率 . 103.1.3确定电机速度.113.2 驱动参数的计算 .123.2.1计算总齿轮比 .123.2.2配电减速机各级传动比.123.3 制动系统的设计 . 153.3.1刹车轮及配件的设计.153.3.2传动机构的设计 .173.3.3杆架的加工设计 .193.3.4曲柄设计及改进方案.203.3.5操纵杆设计 .223.3.6制动摩擦材料分析.22第 4 章 抽油机制动操作规程 . 254.1 调整抽油机的制动行程 .254.1.1抽油机停机 .254.1.2调整刹车行程 .254.2

5、抽油机刹车或自滑车故障及处理方法. 25结论. 27参考文献 .28至 . 29第一章 简介1.1制动系统设计的意义在现代工业中，抽油机的大规模应用大大加快了经济的发展。一般我们看到的是抽油机，里面有一个大扇形铁块来回移动，我们形象地称之为“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。例如，我国出现了长冲程抽油机和游梁式抽油机，包括干涉平衡游梁式抽油机、偏心游梁式抽油机、常规游梁式抽油机等，节能型抽油机油机。制动系统作为抽油机的核心部件之一，在抽油机中起着非常重要的作用。制动系统的安全性和可靠性不仅关系到油田的正常生产能否顺利进行，还关系到操作人员的人身安全。抽油机的制动机

6、构是抽油机的制动装置。为了保证抽油机的平稳运行，抽油机的制动必须灵活可靠。由于长期使用，抽油机刹车片与刹车轮之间的间隙会过大。因此，抽油机刹车片应经常检查和调整，以保证其灵活、使用方便。本毕业设计课题为节能型抽油机制动系统的设计与探索。1.2制动系统研究现状在抽油机工作过程中，需要频繁的制动操作。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身安全，因此制动性能是抽油机非常重要的性能之一。提高抽油机的制动性能一直是抽油机设计、制造和改进中的一项重要工作。当抽油机需要停机或进行相关停机操作时，在杠杆作用下，将力传递给制动蹄，使其能紧紧地抱住制动轮毂。此时，制动蹄与制动轮毂之间产生静摩擦

7、，从而在制动轮毂和与制动轮毂连接的减速箱的输入轴上产生静力矩，从而实现工作制动。因此，制动过程中的受力分析是抽油机试验设计的基础。由于这个过程比较复杂，在实践中一般只能建立简化的模型分析。通常人们从三个方面来分析制动系统。和评价：1 ）制动效率：即制动减速度；2 ）制动效率的恒定性：即热衰减；3 ）制动时抽油机的稳定性；正是基于制动系统对抽油机的重要性，国外出现了不同类型的制动系统。它们的工作原理和操作方法各不相同，但它们的主要目的是为了更好地保证生产，提高劳动效率，保护操作人员的人身安全。下面将一一介绍：1.2.1电子控制制动系统随着科学技术的进步，石油机械正逐步走向远程网络计算机自动控制阶

8、段，国外一些油田的抽油机也实现了计算机联网、远程数据采集、工作全过程的自动控制。目前，全国油田使用的抽油机均采用机械手刹。它们虽然简单可靠，但不能与计算机自动控制系统集成，特别是那些非值班或现场运行的抽油机。在分布较广等情况下，会出现不能同时刹车和断电等问题，给安全运行带来隐患。如图1-1所示，它是一种电控制动装置。制动装置主要包括电磁转换部分、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：电磁转换部分接收到制动信号后，电磁铁通过传动部分吸合并锁定刹车片，起到电控制动的作用。该装置适用于油田全过程计算机

9、自动控制。抽油机停机后，可向其致制动指令，实现远程自动电控制动。图 1-1 电子制动装置1个底座； 2个电磁铁； 3一个安装架； 4电枢； 5个支架6 回位弹簧； 7 一个杠杆； 8 自锁装置1.2.2空气制动系统气动制动系统是根据改造后的钻机工况，考虑司钻工作环境而开发的一种新型制动系统，目前已在我国应用。该系统使司钻能够完成从原来的制动开关露天操作到司钻控制室空气控制阀的操作的整个钻井任务，不仅改变了司钻的工作环境，降低了劳动强度，保证了人身安全，也提高了整个钻机的自动化控制水平。气动制动装置由司钻控制室、制动装置、监控通讯系统、模拟高度仪四部分组成。在不改变原绞盘结构的情况下，拆下原大刹

10、车杆，安装在刹车杆安装位置。可以将联轴器与气动制动装置连接。空气制动系统的工作原理如图 1-2 所示。图1-2 气动制动装置工作原理图1.2.3中国石油勘探开发研究院油气生产装备研究所于1997年研制成功PST25杠杆可调浮动缸常闭盘式制动器，1998年进一步优化设计了液压盘式制动装置。它是一种制动部件由三部分组成：执行器、液压站和手术台。目前，该装置已得到改进，已在国外大型矿山企业广泛使用。图 1-3 显示了液压盘式制动系统的制动执行器。图 1-3 液压盘式制动系统的制动执行器1个滚筒； 2个刹车盘； 3个工作卡尺； 4一个卡钳架；5-安全装备； 6过渡板1.3本制动系统设计要达到的目标抽油

11、机制动系统的设计提高和增强了制动工作的安全性、可靠性、牢固性和可操作性。1 ）具有良好的制动性能；2 ）具有良好的制动效率和稳定性；3 ）抽油机制动时工作稳定性好；4 ）制动效率热稳定性好；1.4抽油机制动系统的设计任务1 ）了解抽油机的组成和工作原理。2 ）比较分析不同制动系统的优缺点，根据实际情况选择符合工作要求的制动结构。3 ）根据抽油机的基本参数设计计算制动系统的主要部件，选择合适的制动部件。合理设计制动系统，满足抽油机的相关要求。4) 绘制制动系统总成图和各零件图。5) 整理程序论证结果和设计计算结果，完成毕业论文。第二章制动系统方案论证分析与选型2.1 LZCB型链式抽油机工作原理

12、电机将其高速旋转运动通过窄V带传递给减速机的输入轴，经过中间轴后驱动输出轴。输出轴带动主动链轮转动。运行过程中，链条上的特殊链节通过销和换向器连接，与链条往复运动。装有滑动轴承的专用链节一端通过导轮与抽油杆连接，另一端通过两个导轮与重力平衡箱连接，实现上下往复运动。抽油杆。根据井压的变化，调整平衡箱的铸铁配重，以满足抽油机的精确平衡。图2-1 LZCB型链式抽油机LZCB抽油机组成：(1)横梁部分：导轮、横梁、横梁、尾梁、连杆、平衡板。(2)支架部分：中央轴承座、工作梯、护栏、框架、支架。(3)减速机部分：底座、减速机、曲柄、配重、制动机构等部件。(4)配件配件：电机底座、电机、配电箱。2.

13、2 鼓式制动器鼓式制动器是最早的应用形式和汽车制动器。在盘式制动器出现之前，它们已广泛应用于各种类型的汽车。鼓式制动器分为膨胀鼓式制动器和外抱式鼓式制动器两种结构类型。胀鼓式制动器的摩擦元件是一对带弧形摩擦瓦的制动蹄，后者安装在制动底板上，制动底板固定在前桥或后桥的前梁上在轴壳的法兰上，旋转摩擦元件起到制动鼓的作用。制动时，使用制动鼓的气缸(6)下降管、上升管(水冷壁)、供水管等形成水循环回路。闸瓦的摩擦瓦的表面和外表面作为一对摩擦面在制动鼓上产生摩擦力矩，所以也称为蹄式制动器。目前，在油田使用的抽油机生产过程中，制动鼓轴键槽变形会导致制动系统失灵，降低灵敏度，甚至失灵，最终导致油缸报废。制动

14、鼓，从而增加了生产成本，降低了生产效率。外鼓式制动器的固定摩擦元件是带摩擦片的制动带，刚性低。圆弧作为一对摩擦面，产生作用在制动鼓上的摩擦力矩，故又称带式制动器。鼓式制动器通常被称为这种膨胀鼓结构。1) 膨胀制动器如图2-2所示，制动锁紧装置由调节杆1、复位弹簧2、固定支架3、U型挡板4和锁紧螺母5组成。其中，调节杆1为与抽油机制动机构中的制动箍7连接，复位弹簧2和固定支架3穿在调节杆1上，固定支架3与抽油机减速箱固定连接，用于固定调节杆1、制动箍7和制动轮之间的相对位置。 U形挡板4安装在调节杆1与制动控制杆连接的一端，与制动箍7的外侧接触。锁紧螺母5位于U型挡板4的一侧，穿过调节杆1。螺纹

15、连接。调节杆1一端的端部设有连接孔6，用于调节杆1与抽油机制动控制连杆的铰接。图 2-2 展开制动器工作原理：当需要停止抽油机运行进行设备维修、调整和更换油井时，可拉动制动杆，使制动箍7的开口端靠近中间，握紧制动轮，停止抽油机。此时，可转动锁紧螺母5，使其沿调节杆1移动到U型挡板4较靠近刹车箍7的一侧，刹车箍7的阻挡作用被锁定。 U形挡板4处于制动状态。即使不慎触碰或误松开制动杆，或制动操作机构中的棘齿和棘轮出现故障，制动箍7也不会松动。这避免了机械和人身事故的发生。当油井设备维修、调整、更换完成，需要启动抽油机时，只需用扳手转动锁紧螺母5，使其沿调节杆1移动即可走到 U 型挡板 4 离刹车箍

16、 7 较远的一侧，然后松开刹车手柄。通过复位弹簧2的推力，可以释放制动环7，并且可以启动抽油机。2) 外抱闸与膨胀式制动器一样，外啮合式制动器也依靠刹车片和轮毂之间的摩擦力来起到制动器的作用。图 2-3 外部抱闸如图2-3所示，外抱式制动块，左右螺纹丝杠5绕线xx转动，带动螺母1、4相向运动，缩短距离，使摇臂2 和 6 分别顺时针和逆时针移动。转动，从而带动左右制动块a对车轮3进行制动。膨胀制动器和外保持制动器的优缺点比较：膨胀制动器的优点：自制动效果，膨胀制动器具有良好的自制动效果，因为刹车到外面，车轮转动，外制动鼓扭一个角度（当然不是大到你很容易看到)，刹车的外力（刹车制动力）越大，情况越

17、明显；膨胀制动器结构紧凑，可用于安装空间有限的场合；另外，膨胀制动器的制造成本低。膨胀刹车的缺点：由于膨胀刹车片是密封在刹车鼓上的，刹车片磨损后的切屑无法散去，影响刹车鼓与刹车片的接触，影响制动性能。外刹车的优点：由于外刹车不是密封的，刹车片不会沉积在刹车轮上，借助刹车轮的离心力，刹车片可以向外甩出；外置刹车简单可靠，散热好；间隙调节方便，对于直式制动臂，制动力矩与转向无关，制动轴不受弯曲力；另外，因为是独立的部分，所以更容易维护。外抱式制动器的缺点：外抱式制动器的包角和制动力矩小，制造相对复杂，杠杆系统复杂，制造成本高。2. 3盘式制动器盘式制动器利用轴向压力压缩盘或锥形摩擦面来实现制动。制

18、动轴没有弯曲。结构紧凑。与带式制动器相比，磨损均匀。制动力矩与旋转方向无关，制动器关闭，防止灰尘和湿气。摩擦面的散热条件只有块式和带式，温度较高。可采用多组布置，并可控制液压，从而很好地调节制动力矩。适用于对紧凑性要求较高的应用，如车轮、电动葫芦等。大载荷自制盘式制动器依靠重物自重产生的力在机构中进行制动，可保证重物在起升过程中平稳下降和安全悬挂。主要用于起重设备和起重机械的起升机构。盘式制动器按摩擦副中定位元件的结构可分为卡钳盘式和全盘式两大类。1 ) 夹盘式卡钳盘式制动器按卡钳的结构可分为固定钳盘式制动器和浮动钳盘式制动器。固定钳盘式制动器：在这种制动器中，钳是固定的，制动盘与车轮相连，在

19、钳体的开口槽中转动。它具有以下优点：除活塞和制动块外，没有其他滑动部件，易于保证制动钳的刚性；结构和制造工艺与一般鼓式制动器相似，很容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改造，可以非常方便。很好地适应了多回路制动系统的要求。浮动钳盘式制动器：这种制动器具有以下优点：盘侧只有一个液压缸，因此轴向尺寸小，制动器可以更靠近轮毂；制动盘上无油道或油管，液压缸冷却条件好，制动液汽化的可能性小；成本低；浮动盘的刹车片可用作驻车制动器。2 ）全盘在全盘式制动器中，摩擦副的转动元件和固定元件均为盘形，制动时各盘的摩擦面相互接触，工作原理与制动盘相同。摩擦离合器。由于这种制动器的散热条件较差，其应用远不如钳盘式制动

20、器广泛。2. 4 带式制动器带式制动器结构简单紧凑。包角大，制动力矩大。制动轴承受较大的弯曲力，制动带受压磨损不均，受摩擦因数变化影响较大，散热较差。简单和差动带式制动器的制动力矩大小都与旋转方向有关，这限制了应用范围。适用于要求结构紧凑的场合，如移动式起重机。带式制动器可分为： （1）简易带式(2) 差速带式(3) 一体带式2.5结论综合以上刹车，考虑到抽油机的性质和条件，刹车的合理制动力矩及其重要性，不仅关系到油田的正常顺利生产，也关系到抽油机的人身安全。运营商。生产中使用膨胀闸制动结构正是由于其独特的自制动作用，可以保证抽油机的安全生产和操作人员的人身安全。第三章制动器结构设计根据抽油机

21、的工作原理，电动机将其高速旋转运动传递给减速箱的输入轴，再通过中间轴带动输出轴。制动系统装置通过它对变速箱进行制动，从而达到制动的目的。因此，在设计制动系统时，首先要计算制动系统的制动力矩，因此要知道输入轴的输入力矩。因此，在设计制动系统之前，首先要设计减速机，包括：电机的选型；传输参数的计算。3.1 电机的选择3.1.1悬点载荷：F max =91KN起升速度：V=(5/24 1/3) m/s则起升功率为：P w = Fmax V=91(5/24 1/3 )Kw=(19 30.3)Kw即最大提升功率：P w =30.3Kw3.1.2选择传输方案如下图3-1所示：图 3-1 变速器运动示意图这

22、个动力是由电机驱动减速机来实现的，那么从电机到传动链的总传动效率为：(3-1)其中是每个传输对的传输效率，分别为：皮带传动： =0.95 (0.92 0.97 )滚动轴承： =0.98齿轮： = 0.98（7级齿轮精度，不包括轴承效率）联轴器： = 0.98（法兰联轴器）链传动： = 0.91然后有所以 Pd = Pw/a = 30.33/0.758 = 39.974kw (3-2)3.1.3确定电机转速根据选用的链条和链轮，驱动齿轮轴的工作转速可确定为：(3-3)表中推荐的传动比合理范围。取V带传动的传动比：二级圆柱齿轮减速器的传动比：传动比的合理范围为：因此，电机转速的可选范围为：由于电机

23、在动作过程中需要频繁变换方向，因此需要选择可反转的电机，根据容量和转速选择“ YBD系列隔爆型三相异步电动机”。 （设计时常选用1500r/min或1000r/min的电机，如无特殊要求一般不选用3000r/min和750r/min的电机）其主要性能如表3-1所示：表 3-1 电机性能表模型额定功率(千瓦)电压(五)当前的（一个）同步速度（转/分钟）效率(%)功率因数YBD- -280M655380104.81000900.872.03.2传输参数的计算3.2.1YBD -280M-6电机总齿轮比： （3-4）分配齿轮比由公式（ 3-5 ）给出式中，分别为皮带传动和减速机的传动比。为了不让三角

24、带传动的外形尺寸过大，初始选择为： =3.0那么减速机的传动比为3.2.2根据展开布置，考虑润滑条件，两个大齿轮应具有近似的油浸深度（即使两个大齿轮的直径相近），这可以从机械设计图12的展开曲线中找到课程指南” = 4.555但传动各轴运动及运动参数：为了进行传动部件的设计计算，需要计算各轴的转速和扭矩（或功率），确定传动装置各轴的高速到低速为：I轴， II 轴，III 轴，IV 轴。i 为相邻轴之间的传动比；是两个相邻轴之间的传动效率；是相邻输入功率（kw）；T为各轴的输入扭矩（Nm）；n 是每个轴的旋转速度。然后可以根据电机轴到工作机的运动传递路径进行计算，得到各轴的运动和功率参数：各轴速

25、度- 电机同步转速-电机与工作轴的传动比=1000r/minI轴：轴：轴：四轴：各轴输入功率：轴：轴：轴：四轴：各轴输入扭矩：(3-6)我轴轴轴IV 轴数据汇总于下表 3-2：表3-2传动各轴运动参数姓名输入功率P(KW)输入扭矩T(Nm)转速N(r/min)传动比 i效率电动马达39.974381.7510003.00.95我轴37.9751087.99333.334.5550.96轴36.474736.7573.2593.160.96轴35.0314430.2523.15910.96IV 轴34.32614140.2523.1593.3制动系统设计目前，油田使用的抽油机大多已运行十年以上，

26、且长期露天工作，因此在使用和设计上存在诸多安全隐患。一是制动器上的紧弹簧长期使用后，弹簧的屈服系数降低，两弹簧力不一致，不能及时更换，造成制动器偏位；油泵可能自安装以来从未更换过刹车蹄，刹车装置很可能造成突然刹车或同时刹车失灵等潜在隐患。油机安全装置一般采用4槽安全销轮（90点锁定）和6槽安全销轮（60点锁定），间距较大。在调整防撞距离和行程时，当抽油机需要制动时，很难根据作业需要使制动位置刚好在安全销上。当转动销插入安全销槽时，可能发生事故；与安全销无联动装置，容易因制动后安全销未锁紧，或松开制动器后安全销未松脱而造成二次刹车失灵，会导致发生机动车窒息事故；此外，员工安全意识薄弱，停车时不使

27、用。保险别针，这也增加了事故的风险。改进方法：增加抽油机安全销滑轮凹槽的密度改造的目的是尽可能缩短移动距离，以便安全销能够插入。方法是将安全销绳轮现有的4个槽改为8个槽，使45一个点，距离变小，方便操作，保证制动器的准确定位。如果要在任何位置停止抽油机，则需要进一步改进。图 3-2 是安全销滑轮的设计示意图。它只内容车轮沿一个方向旋转。当它向相反方向旋转时，它可以立即锁定。因此，安全销可以在任何位置上紧。图 3-2 安全销滑轮设计思路3.1、制动力矩的计算从上面看，作用在减速机输入轴上的扭矩为1087.99 Nm。为使制动机构制动稳定，计算得到的制动力矩为，式中，n为制动安全系数，取1.5。参

28、考YWZ 100-800电动液压块式制动器（/ZQ 4388-1997），选择制动器型号YWZ400/90那么刹车轮的直径就是D=400mm, B=170mm, D1=370mm, D2=275mm, d1=175mm, d2=70mm,=12mm，d=80mm，L=172mm。制动力矩为 1600 Nm 。闸瓦额定正压（3-7）这里，L1代表制动蹄上部的距离，根据制动轮的半径，这里L1=200mm，代表摩擦副之间的摩擦系数，取=0.35，b=0.5xB+0.5 xD,B取60mm，计算b=230mm弹簧鞋杠杆比(3-8)来，拿。然后2、弹簧的计算制动蹄额定工作力（3-9）代表从弹簧到闸瓦的机

29、械效率，取值在0.9-0.95之间，这里取0.95。然后。1）。这里，因为弹簧是用来压缩的，所以选用压缩弹簧。根据表16-2选择C级碳素弹簧钢丝。2）。根据表16-5（普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列），选择弹簧的中径为，取弹簧线径为，暂从表16-3中选择，根据表 16-2 可知，3）。从表 16-2中取，现在选择绕组比 C=6，然后根据公式 16-9 计算弹簧刚度为(3-10)安装长度(3-11)这里，L0代表弹簧的自由长度，取L0=240mm但弹簧安装力弹簧的最大工作力3、刹车蹄的计算刹车片摩擦面的压力(3-12)这里，B2=60mm，B2是刹车蹄的宽度，是刹车片的包角，rad一般取=70或88，

30、这里取85。=1.93Pp，Pp查表5-4-5得到Pp=5，所以条件成立。刹车蹄销孔压力(3-13)表示销轴孔的长度，取= 50mm，表示销轴直径，取= 20mm，K表示动载荷系数，取K=1.25。则=11.395MPaPsp，Psp为内容静压，对于Q235，Psp=12-16MPa。所以条件都满足了。4、刹车轴设计根据工况，主轴材质为45钢，经调质处理，硬度为217-255HBS。最小直径估计是根据抗扭强度法进行的，即。在轴径的初始计算中，如果在最小轴截面处有键槽，还应考虑键槽对轴强度的影响。对于直径d100mm的轴，当有一个键槽时，轴径增加3%；当有两个键槽时，应增加 7%。对于直径d10

31、0mm的轴，当有1个键槽时，轴径应增加5%-7%；当有两个键槽时，应增加10%-15%。查机械设计（第八版）表15-3，A0=120，P1=37.975kW，n=333.33r/min，由公式（3-14）可以得到，因为在轴的末端有一个销，所以有一个键槽，但又因为有弹簧，所以取=70mm因为要限制制动蹄的运动，所以轮毂长度L=20mm，轮毂直径D=100mm由于销在凸轮的作用下在键槽内来回移动，其长度设计为100mm左右。3.传动机构的思路如图3-3所示图 3-3 传动机构从制动装置的工作原理可知，通过手动杠杆施加操作力，带动曲轴转动，曲轴的另一端与传动杆连接，进而带动拉杆凸轮通过传动杆的向下运

32、动，利用凸轮的往复运动来驱动凸轮。带动滑轴将制动蹄挤压在一起，从而锁住制动轮进行制动。一、刹车连杆设计：制动系统主要是通过调节制动行程时调节制动连杆的长度来实现的，制动连杆的连接采用螺纹连接。这里设计螺纹规格d=M16，螺丝长度L1=100mm，刹车螺栓总长L=800mm，左右各有一个相同规格的拉杆螺栓。材料由45钢制成，并经过调质处理。由上可知，作用在转臂上的力Femax=F1=Fe=8604.81 N，制动连杆的弯矩为：(3-15)(3-16)查机械设计表15-1，可知45钢的许用弯曲应力 =60 ，所以，所以是安全的。1制动蹄2制动轮3滑动轴4调节螺母5弹簧6转臂7拉杆8 - 操纵杆 9

33、 - 杆座 10 - 曲轴 图 3-4 制动装置结构如图，N=Fe=8604.81 N。设置拉杆凸轮的长度为L=500mm，=15。然后由公式，这里，C取45mm，所以=796.44N (3-17)这里的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，即最小不小于796.44N。横拉杆凸轮与传动杆之间采用销轴连接。根据表5-78螺纹圆柱销，使用M12螺纹圆柱销连接长度L=30mm，然后根据公式= (3-18)销钉材质为35或45钢。查阅表6-2可知=80MPa，则满足条件。2. 轴设计根据工况，主轴材质为45钢，经调质处理，硬度为217-255HBS。按轴的抗扭强度情况： (3-19

34、)其中：扭转剪应力， ；T 轴上的扭矩， ;轴的扭转截面系数， ;内容的扭转剪应力， 。根据材料的性质，查机械设计（第八版）表15-3可知45钢是25-45 ，这里取30 ，从上面得到。因此，可以由上式得到众所周知，当轴上有键槽时，最小轴径应增加10%至15 % 。然后依次设计轴径为30mm-40mm-50mm-40mm-35mm。查阅机械设计手册，键长为L=40mm，使用圆头普通平键A型。轴径30mm的键的尺寸是，轴径35mm的键的尺寸是。套筒长度为60mm，根据工作情况选用滑动轴承。右端用螺栓轴向定位，左端用弹性挡圈固定。3.如图所示为抽油机制动机构的连杆支架，由两块侧板焊接而成。侧板材质

35、为铸钢（Q235）。根据产品结构分析，加工方法不止一种。但是，以最简单、最方便的加工工艺来制定达到产品性能要求的工艺是基本原则。图 3-5 杆架设计1 第一个过程原工艺如下：加工6-6定位孔和40轴孔以及焊接的两个侧板；立式铣床加工R200圆弧面；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，该工艺生产效率低，劳动强度大，存在以下缺点。(1)立式铣床加工R100圆弧面时，装卡不方便，刀具磨损大，消耗高。（2）卧式万能铣床加转盘加工齿形，由于提升行程的限制，一次只能加工一组，重约1000公斤的工作台需要每次升降22次，效率极低；另外加工时工作台上不能安装挡水板，冷

36、却液飞溅，升降滚珠丝杠不能得到充分润滑，导致丝杠磨损大，降低丝杠使用寿命，增加产量成本。 .2 第二道工序（1）用车床加工R200圆弧面：将45钢车削成35作为芯轴，用三爪卡盘夹住35芯轴，一次装夹加工45组侧板，用车床加工R200圆弧，大大提高工作效率，降低消耗。(2) 设计工装。在卧式万能铣床上用分度头加工6022齿形。将分度头法兰与工装法兰连接，可在35芯轴上一次安装4组侧板，工作台由横向进给丝杠带动沿X坐标方向往复运动。装卸方便，工作效率高，能更好地控制冷却液的飞溅，减轻起重滚珠丝杠的负荷，最大限度地减少起重滚珠丝杠的磨损，提高其使用寿命。改进后的工艺为：加工4-12定位孔和35轴孔及

37、两侧板进行焊接；车床加工R200圆弧面；卧式万能铣床用专用刀具加工6022齿形；拉 38.310 键槽。采用上述改进工艺加工侧板，大大提高了生产效率，平均每片加工量提高2倍以上。在工艺改进之前，由于制动侧板的大量加工，卧式铣床升降滚珠丝杠每年都必须更换。改进工艺后，提升滚珠丝杠的使用寿命延长，生产成本也降低，生产组织更加简洁流畅。动杆座座板设计加工：座板采用Q235材料，座板厚度12mm，螺栓根据工况选用M16。设计方案如图3-7所示：图 3-6 动杆座底板3.如上图3-5所示，取摇杆长度L=755mm，曲柄长度R=250mm，K=128mm（K代表R水平方向的投影）然后可以计算作用在操纵杆上

38、的力F2(3-20)对于抽油机的整个制动装置，手动作用在操纵杆上的拉力应小于或等于150N。从计算结果看，实际作用在操纵杆上的力为135.03 N，可以保证制动可靠。拉杆凸轮各转角时刹车片的位移曲线如图3-8所示（拉杆凸轮水平位置为零度，顺时针方向为正方向。纵坐标表示位移（mm）；横坐标代表拉杆凸轮与水平线之间的夹角 /()图 3-7 位移S随拉杆凸轮角的变化曲线从图 3-7 可以看出，在 030 区间内，曲线的斜率最大，即位移增长速度 s 越快。下面的计算以15的中间值作为理论制动点进行分析。摇杆设计理论可操作角度为53。在抽油机的设计过程中，规定制动器在前2/3的角行程内能可靠制动。因此，

39、在实际操作中，手柄只需35即可操作。它可以有效地制动。按35行程计算，通过曲轴传递到刹车杆的位移约为69mm，角度为12。从图3-7可以看出，在12的变化范围内，刹车片的最大位移S只有8 5 mm.可见刹车不易调节的真正原因是刹车瓦的位移太小。 8. 5 mm 的位移不考虑弹簧和定位板精度造成的误差。从制动控制力的计算和分析来看，制动过程的不均匀可以通过两种方式解决。a) 提高整个制动系统的制造精度，减少各传动环节的位移损失，特别是弹簧的性能和中心板的位置精度直接影响制动的关键环节。b) 增大制动蹄的位移S，避免制造精度造成的位移S不足。通过对两种方法的分析比较，提高制造精度可以解决问题，但制

40、造难度和成本较高。第二种方法是改变结构以增加S的大小。从制动操作力的计算可以看出，与最大内容操作力150N有15N的力余量，不需要增加操作力来增加操作行程空间。大而难把握。因此，如何在不增加制动操作力大小的情况下，增加制动操作全过程中制动蹄的位移量是解决问题的关键。从计算过程中可以看出，直接减小拉杆凸轮的长度L来增加制动蹄的位移S也会增加制动器的操作力，不便于使用。另一种方法可以增加凸轮的变化率来改变凸轮曲线，以达到增加刹车蹄位移的目的，但会增加C值，增加刹车的操作力，所以并不容易使用。一个好的解决方案是利用曲轴半径R在水平方向上的投影K可以随旋转角度变化的事实。从图3-5可以看出，K的值直接

41、影响制动力的大小，而K的值与曲轴半径R和曲轴与水平线的夹角有关。当曲轴半径 R 随 变化时，计算 K 值的公式为K = R x COS。事实上，曲轴摆角约为 35。根据上述计算公式，在不增加制动操作力F2的情况下，需要保证K值接近128mm。同时，曲轴在 35 摆角处的垂直位移变化满足(3-21)结合以上两个方程，我们得到从而得到曲轴垂直位移H随值增加的变化曲线，如图3-8所示。纵坐标表示位移（mm）；横坐标表示曲轴与水平线之间的角度 ()图 3-8 曲轴垂直位移H随值变化曲线从图中可以看出，随着值的增加，H也相应增加。理论上H值越大越好，但从图3-10不难看出，保持K值不变，值不易过大。 R

42、值急剧增加，因此选择了45的角度。经计算，H最大值为97 mm，R=250 mm，传递到拉杆凸轮制动杆的角度变量约为19。从图 3-7 可以看出，制动蹄的位移 S 在 19 圆内最大可以达到 15mm。与原来的8.5毫米相比，增加了近2倍，从根本上解决了刹车故障。这里，最根本的就是加大曲轴半径R，调整曲轴角度，在不改变制动操作力大小的情况下增加制动行程。图 3-9 改进的前后刹车3.根据动力源的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动态制动和伺服制动三种。力的传递方式分为机械式、液压式、气动式和气液式。简单的制动系统是人力制动系统，它依靠作用在操纵杆手柄上的力作为制动力源。传力方式有机械式和液压式

43、两种。机械力传递方式是依靠杆系、钢丝绳或拉簧来传递力，结构简单，造假成本低，工作可靠，操作方便。液压简单制动系统通常称为液压制动系统，用于行车制动。其优点是动作滞后时间短（ 0.1-0.3s ），工作压力大（可达10MPa-12MPa） ，缸径小。可作为闸瓦的开启机构或制动块的压紧机构安装在制动部分。结构简单、紧凑、质量小、成本低。根据抽油机的工作特点，这里我们选择手动制动机构。操纵杆主要由动杆、刹车手柄、活动手柄和安装在动杆上的钢丝绳组成。当油泵需要制动时，通过手制动器的作用将钢丝绳或拉簧拉紧，从而带动制动块将制动力矩传递给制动轮，使制动轮锁定，达到目的的制动。这里，动杆的作用主要是支撑和固

44、定刹车手柄和活动手柄。动杆一端通过垫圈和销与动手柄连接，另一端通过曲柄与动杆座连接，可根据制动力矩的大小绕动杆座转动.3.3制动系统中使用的摩擦材料，通常在非常高的剪切和温度条件下工作。这就要求这些材料能够吸收动能并将动能转化为热量并散发到空气中。其工作温度和升温速度是影响性能的主要因素。制动系统工作时，吸收的能量越大，制动时间越短，温升越高。当摩擦材料的工作温度超过其内容工作温度时，摩擦材料的性能会显着劣化。因此，对摩擦材料的基本要求如下：摩擦系数高且稳定，恢复性能好；良好的耐磨性，内容强大的压力而不损坏双重材料；具有一定的耐油、耐湿、耐腐蚀和抗胶水性能；它具有一定的机械强度和良好的制造工艺

45、。如果制动器温度过高，制动力矩会降低，热应力增加，会加剧摩擦片的磨损，甚至导致摩擦片断裂。因此，在计算摩擦片的强度时，必须考虑温度的影响。力学模型的建立：由于实际刹车结构复杂，受力不均匀，很难将其简化为平面问题或轴对称问题，必须根据空间问题来解决。对于制动器提出的空间问题，经典弹性力学无能为力。过去，它主要依靠模型测试。现在，这些问题可以通过应用有限元方法来解决。这里使用了一个八节点的六面体单元，总共有 1 2 2 1 个节点和 3 66 3 个自由度。在铆钉铆接时，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于有8个节点的六面体单元，空间问

46、题中有24个节点位移ui,vi,wi (i=1,8)。当使用位移法时，这些位移是结构的基本未知数。如果它代表元素上任意一点的位移，但是(3-22)其中单形函数矩阵一元素位移矩阵那么单元的应变可以通过其节点位移表示为：(3-23)在公式从 3D 问题的物理方程，可以从应变获得单元上的应力：(3-24)在公式单元刚度矩阵为：(3-25)置换节点上的单元载荷，然后：然后，将单元刚度矩阵组整合到总刚度矩阵K中，将单元荷载阵列组整合到总节点荷载阵列R中，得到线性代数方程K = ，然后应力 。1.2 温度场作用下空间问题的有限元分析当弹性体的温度发生变化时，弹性体会产生正应变aT（a为热膨胀系数，T为温度

47、变化）。当外部约束存在时，温度变化引起的变形不能随意发生，会产生热应力。此时，弹性体因温度而产生的应变量为：(3-26)但建立了元件装配的节点平衡方程，当只考虑热应力问题时，平衡方程为：如果弹性体既有温度变化又有实际载荷，可以根据力学中的叠加原理求解：(3-27)由此得到的节点位移就是外力和温度共同作用下的位移。根据以上摩擦片应力分析，可以通过以下措施改善摩擦片的应力分布。(l)增加摩擦片铆接点周围的强度极限，特别是增加摩擦片约1/3处铆接点周围的强度极限。(2)改变摩擦片本身的材料配方，适当降低摩擦片的摩擦系数，提高其弹性模量和强度极限。较大的摩擦系数虽然可以增加制动力矩，提高制动性能，但摩

48、擦片容易损坏，因此摩擦系数应有一个合适的范围。(3)尽量减少温度变化对摩擦片的影响。可以通过降低摩擦衬片材料的热膨胀系数来降低热应力。快速加热后，应避免突然冷却，以减少热冲击和表面裂纹。此外，在连续加热和冷却循环过程中发生的热疲劳也会导致表面损坏，在实践中应避免这种情况。第 4 章 抽油机制动操作规程4.1 调整抽油机的制动行程4.抽油机必须配备制动系统。并应具有自锁功能，以保证抽油机安全可靠运行。1 ）戴上绝缘手套，用测试笔检查配电箱是否带电。2 ）打开电控箱门，按下停止按钮，在曲柄接近下死点时提前拉刹车，并踩紧刹车。3 ) 拉下开关，切断电源。4 ) 在上述系列操作过程中侧身工作。5 ）此

49、外，应检查棘轮上制动棘爪的位置。4.确定调整方案：制动行程过大，应缩短拉杆长度；如果制动行程太小，应将拉杆的长度松开。松开制动器，松开水平拉杆调节螺栓的上下锁紧螺母。根据需要调整调节螺栓，使拉杆加长或缩短。测试刹车并观察刹车棘爪的位置。如果位置不合适，调整调整螺栓，直到没有调整的余地。然后松开纵杆调节螺栓上的锁紧螺母，根据需要调节纵杆调节螺栓，使杆加长或缩短。在全行程的1/32/3之间调整制动行程。进行上述操作时应注意： (1) 调整螺栓和锁紧螺母应拧紧； (2)螺栓的拧紧方向要正确； (3)螺杆应涂油防腐。抽油机刹车失灵或自动打滑的故障及解决方法抽油机刹车不灵活或自动打滑的故障及解决方法：一

50、、故障现象（1）刹车时不能停在预定位置，拉刹车时感觉很轻。 (2) 松开刹车时不能推动刹车手柄。二、故障原因（1）刹车行程调整不当行程过大，刹车片只有拉到最后才起作用。 (2)刹车片磨损严重。 (3)刹车片被润滑油弄脏（脏），不能起到制动作用。 (4)刹车中间座润滑不良或大小摇臂之一卡死，拉到位后刹车仍不工作。三、处理方法（1）在1/31/2之间调整刹车行程，调整刹车凸轮的位置，保证刹车时能同时打开刹车蹄。 (2)更换磨损严重的刹车片，拆下旧刹车片，重新装上新刹车片。 （3）清洁制动轮毂内的油污，确保制动鼓与制动蹄之间无污物或油污。如果制动轮毂一侧的油封漏油，则应更换油封。 (4)拆卸刹车中间座，因为里面的铜套需要润滑。拆卸后，清洗油道，加黄油。两个摇臂的位置要调整好，不能有划痕。综上所述制动系统装置是抽油机的主要部件之一。它的性能不仅关系到抽油机的正常生产，而且关系到操作者的人身安全。因此，其设计是抽油机设计的主要任务之一。 .本毕业设计的主要任务是完成节能型抽油机制动机构的设计。设计部分包括：传动机构、制动轮、拉杆等主要