抽油机机械系统设计Word文档下载推荐.docx
《抽油机机械系统设计Word文档下载推荐.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《抽油机机械系统设计Word文档下载推荐.docx（45页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
设计内容：
1.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。
2.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。
3.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）。
4.选择电动机型号，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。
5.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。
6.编写机械设计课程设计报告。
方案分析：
1.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。
该系统的功率大，且总传动比大。
减速传动系统方案很多，以齿轮减速器减速最为常见且设计简单，有时可以综合带传动的平稳传动特点来设计减速系统。
在这里我选用带传动加上齿轮二级减速。
执行系统方案设计：
输入——连续单向转动；
输出——往复移动
输入、输出周期相同，输入转1圈的时间有急回。
常见可行执行方案有很多种，我选用“四连杆（常规）式抽油机”机构。
设计目标：
以上冲程悬点加速度为最小进行优化，即摇杆CD顺时针方向摆动过程中的α3max最小，由此确定a、b、c、d。
设计分析：
执行系统设计分析：
设计要求抽油杆上冲程时间为8T/15，下冲程时间为7T/15，则可推得上冲程曲柄转角为192°
，下冲程曲柄转角为168°
。
找出曲柄摇杆机构摇杆的两个极限位置。
CD顺时针摆动——C1→C2，上冲程（正行程），P1，
=192°
，慢行程，B1→B2；
CD逆时针摆动——C2→C1，下冲程（反行程），P2，
=168°
，快行程，B2→B1。
θ=
。
曲柄转向应为逆时针，Ⅱ型曲柄摇杆机构
a2+d2>
b2+c2
设计约束：
（1）
极位夹角
（2）行程要求
通常取e/c=1.35
S=eψ=1.35cψ
（3）最小传动角要求
（4）其他约束
整转副由极位夹角保证。
各杆长>
0。
其中极位夹角约束和行程约束为等式约束，其他为不等式约束。
Ⅱ型曲柄摇杆机构的设计：
若以ψ为设计变量，因S=1.35cψ，则当取定ψ时，可得c。
根据c、ψ作图，根据θ作圆η，其半径为r。
各式表明四杆长度均为Ψ和β的函数
∴取Ψ和β为设计变量
根据工程需要：
优化计算：
①.在限定范围内取ψ、β，计算c、a、d、b，得曲柄摇杆机构各构件尺寸；
②.判断最小传动角；
③.取抽油杆最低位置作为机构零位：
曲柄转角β=0，悬点位移S=0，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α3（可按步长0.5°
循环计算）；
④.找出上冲程过程中的最大值α3max。
对于II型四杆机构，已知杆长为a,b,c,d，原动件a的转角
及等角速度为
（
n为执行机构的输入速度）
⑴.
从动件位置分析（如图所示），
为AD杆的角度
机构的封闭矢量方程式为：
（1.1）
欧拉公式展开
令方程实虚部相等
（1.2）
消去
得，
（1.3）
其中
又因为
代入（1.3）得关于
的一元二次方程式，解得
（1.4）
B构件角位移可求得
（1.5）
⑵．速度分析
对机构的矢量方程式求导数得
（1.6）
将上式两边分别乘以
或
得
（1.7）＆（1.8）
⑶加速度分析
将（1.6）式对时间求导得
（1.9）
对上式两边同乘
应用网格法编程计算可得（具体程序见附录）
a=0.4537圆整为0.454 ；
b=1.2297圆整为1.230
c=1.2261圆整为1.226 ；
d=1.8539圆整为1.854
则e=
=1.3/0.7854=1.655
电机选择：
①Matlab分析，悬点最大速度在上冲程且
rad/s，则
m/s 。
根据工况初采用展开式二级圆柱齿轮减速，联合V型带传动减速，选用三相笼型异步电机，封闭式结构，电压380V Y型
由电机至抽油杆的总传动效率为：
其中，
分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和四连杆执行机构的传动效率。
取0.94，
取0.98，
取0.97，
取0.99，
取0.90。
预选滚子轴承，8级斜齿圆柱齿轮，考虑到载荷较大且有一定冲击，两轴线同轴度对系统有一定影响，可考虑用齿轮联轴器。
则
则电动机所需工作功率
根据手册推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比为
，二级圆柱齿轮减速器传动比
，则总传动比的合理范围为
，故电机转速可选范围为
r/min
符合这一范围的同步转速有750，1000，1500r/min
考虑速度太小的电机价格、体积、重量等因素，不宜选取
电机
型号
功率
kW
转速
r/min
380V时电流A
效率
%
功率因素
额定转矩
额定电流
最大额矩
dB
dB/A
净重
Kg
Y250M-6
55
983
104.2
91
0.87
1.8
6.5
2.0
87
465
Y225M-4
1476
103.6
91.5
0.88
7.0
89
380
比较后综合考虑，选定电机型号为Y250M-6，其外形及安半装尺寸如下：
机座号
A
B
C
D
E
FxGD
G
H
250M
406
349
168
75
140
20x12
67.5
250
K
AA
AB
AC
AD
BB
HA
HD
L
24
100
510
550
410
455
30
600
825
②确定传动装置的总传动比和分配传动比
分配传动比，初选V带
，以致其外廓尺寸不致过大，
则减速器传动比为
则展开式齿轮减速器，由手册展开式曲线查得高速级
，则
③计算传动装置的运动和动力参数
将传动装置各轴由高速至低速依次定为I、II、III轴以及
为相邻两轴间的传动比
为相邻两轴间的传动效率
为各轴的输入功率（kW）
为各轴的输入转矩（kW）
为各轴的转速（r/min）
则各轴转速：
I轴
II轴
III轴
曲柄转轴
各轴输入功率：
各轴输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98，
各轴输入转矩：
电机输出转矩
I－III轴的输出转矩则分别为各轴输入转转矩乘轴承效率0.98
V带传动设计：
①
初选普通V带
查表，由于载荷变动较大
取1.3，P＝51kW
故
②
选取为D型带，小带轮
355~400mm。
查表初选
＝375mm
大轮准直径
，在允许范围内取
③
验算带速v
在10~20之间，故能充分发挥V带的传动能力。
④
确定中心距a和带的基准长度
⑴初定中心距
⑵带长
初选
∴
查表取
⑶实际中心距
实际中心距调节范围推荐值为：
⑤
验算小带轮包角
包角合适
⑥
确定带的根数
因
传动比
i=2.8，由表线性插值得
则
取z=4根
⑦
确定初拉力F。
单根普通V带的初拉力
D带
q=0.6kg/m
⑧
计算带轮轴所受压力
⑨带轮结构设计（如下）
小带轮
大带轮
齿轮传动设计：
A．高速级设计
输入功率P=47.94kW,小齿轮转速
，传动比
1.选取齿轮的材料、热处理及精度
设工作寿命10年（每年工作300天）
（1）齿轮材料及热处理
大小齿轮材料选用20CrMnTi。
齿面渗碳淬火，齿面硬度为５６～６２HRC，有效硬化层深0.5～0.9mm。
有图查得，
，
，齿面最终成型工艺为磨齿。
（2）齿轮精度 ８级
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
因所选为硬齿面传动，它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，再校核齿面接触疲劳强度。
计算小齿轮传递的转矩
（2）
确定齿数z
取
传动比误差
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
（5）
载荷系数K
使用系数
，由表查得
动载荷系数
估计齿轮圆周速度v=5m/s,则由图表查得
=1.2；
齿向载荷系数
，预估齿宽
b=40mm,由表查得
，初取b/h=6,再查图得
=1.15；
齿间载荷分配系数
载荷系数K
（6）
齿形系数
和应力修正系数
当量齿数
查表
（7）
重合度系数
端面重合度近似为：
（8）
螺旋角系数
轴向重合度
（9）
许用弯曲应力
安全系数由表查得
小齿轮应力循环次数
大齿轮应力循环次数
查表得寿命系数
，实验齿轮应力修正系数
由图表预取尺寸系数
比较
（10）计算模数
按表圆整模数，取
（11）初算主要尺寸
初算中心距
取a=356mm
修正螺旋角
分度圆直径
齿宽
，取
齿宽系数
（12）验算载荷系数K
圆周速度
，由图查得
按
，又因b/h=b/（2.25
）=59/（2.25*5）=5.3由图查得
，不变
又
和
不变，则K=2.90也不变
故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。
3．校核齿面接触疲劳强度
（1）确定载荷系数
载荷系数
确定各系数
材料弹性系数
节点区域系数
重合度系数
螺旋角系数
许用接触应力
试验齿轮的齿面疲劳极限
寿命系数
尺寸系数
；
安全系数
则许用接触应力
校核齿面接触强度
满足齿面接触强度
4．计算几何尺寸
B．低速级设计
输入功率P=45.57kW,小齿轮转速
0．
选取齿轮的材料、热处理及精度
=1.03；
b=120mm,由表查得
=1.16；
取a=476mm
）=115/（2.25*6）=8.5由图查得
不变，则K=2.51也不变
满足齿面接触强度
轴的结构设计：
I轴：
1.选择轴材料45钢
调质217~255HBS
2.初算轴径取A=110得
因轴上要开键槽，故将轴径增加4%~5%,取轴径为60mm。
3.拟定轴的布置方案（如图）
选取31314圆锥滚子轴承
II轴：
因键槽影响，故将轴径增加4%~5%,取轴径为107mm。
选取32222圆锥滚子轴承
III轴：
因键槽影响，故将轴径增加4%~5%,取轴径为150mm。
选取32032圆锥滚子轴承
轴承寿命校核：
由手册查得30314
计算附加轴向力
（2）计算轴承所受轴向载荷
∴I轴右端轴承被“放松”
计算当量动载荷
左：
查表知X=0.40Y=1.7
右：
查表知X=1Y=0
轴承寿命计算
按左轴承计算
∴所选轴承合格
由手册查得32222
（2）计算轴向载荷
∴II轴右端轴承被“放松”
查表知X=1
Y=0
查表知X=0.4
Y=1.4
轴承寿命
按右轴承计算
∴满足工程要求
由手册查得32032
∴III轴左端轴承被“放松”
（3）计算当量动载荷
Y=1.3
（4）轴承寿命
综上可得，该设计符合工程要求。
心得与总结
终于在我的不懈的努力下，课程设计完成了。
从开始直到设计基本完成，我有许多感想。
这是我们比较独立的在自己的努力下做一个与课程相关的设计。
首先要多谢老师给我们的这个机会，还要感谢诸多同学的帮助。
我深切的感觉到，在这次设计中也暴露出我们的许多薄弱环节，很多学过的知识不能灵活应用，在这次作业后才渐渐掌握，以前学过的东西自己并不是都掌握了，很多知识都已很模糊，经过这次设计又回忆起来了。
做作业的期间用到的手工制图又得到了巩固，AutoCAD画图软件也在不断练习中进一步深入，学会了如何去应用工程手册，我体会到钱老师的良苦用心。
总的说来，我感觉这次课程设计学到了很多东西，是很有意义的。
附录
1．优化设计程序
%①找出最优的四杆杆长
clear
symsQ1Q2P1;
%Q1为
，Q2为
，P1为曲柄转角
P=0:
0.5*pi/180:
192*pi/180;
Qu1=45*pi/180:
0.1*pi/180:
55*pi/180;
xm=inf;
fori=1:
length（Qu1）;
Q1=Qu1（i）;
Qu2=5*pi/180:
（pi/2-pi/9-Q1/2-5*pi/180）;
forj=1:
length（Qu2）;
Q2=Qu2（j）;
c=1.3/1.35/Q1;
a=c*sin（Q1/2）*（sin（Q2+pi/15）-sin（Q2））/sin（pi/15）;
b=c*sin（Q1/2）*（sin（Q2+pi/15）+sin（Q2））/sin（pi/15）;
r=c*sin（Q1/2）/sin（pi/15）;
g=（c*sin（pi/15+Q1/2））/sin（pi/15）;
d=sqrt（r^2+g^2-2*r*g*cos（2*Q2+pi/15））;
m=pi-acos（（b^2+c^2-（a+d）^2）/2/b/c）;
ifm>
40*pi/180;
%判断传动角条件
x=0;
fork=1:
length（P）;
P1=P（k）;
P4=acos（（d^2+（a+b）^2-c^2）/2/d/（a+b））;
A=d*cos（P4）-a*cos（P1）;
B=d*sin（P4）-a*sin（P1）;
D=（A^2+B^2+c^2-b^2）/（-2）/c;
P3=2*atan（（B+sqrt（A^2+B^2-D^2））/（A-D））;
P2=atan（（b-c*sin（P3））/（A-c*cos（P3）））;
w1=2*14*pi/60;
w3=w1*a*sin（P1-P2）/c/sin（P2-P3）;
w2=w1*a*sin（P1-P3）/b/sin（P3-P2）;
升级会员 