東 北 石 油 大 學工程訓練研究報告課 程 機械設計基礎 題 目 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計 院 系 機械科學與工程學院 專業(yè)班級 裝備10-3 學生姓名 學生學號 1004031403 指導教師 許馮平 2011年12月20日目 錄任務書第1章 概述11.1 抽油機的種類和特點11.2 抽油機的發(fā)展趨勢4第2章 常規(guī)游梁式抽油機傳動方案設計42.1抽油機系統(tǒng)的工作原理52.2目前還存在問題52.3系統(tǒng)的機構（運動）簡圖5第3章 曲柄搖桿機構設計63.1 設計參數(shù)分析與確定63.2 按K設計曲柄搖桿機構73.3 曲柄搖桿機構優(yōu)化設計分析8第4章 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)分析計算104.1 傳動比分配和電動機選擇104.2 各軸轉速計算114.3各軸功率計算114.4各軸扭矩計算11第5章 齒輪減速器設計計算115.1 高速級齒輪傳動設計計算115.2 低速級齒輪傳動設計計算13第6章 帶傳動設計計算156.1 帶鏈傳動的方案比較156.2 帶傳動設計計算15第7章 軸系部件設計計算177.1 各軸初算軸徑177.2 軸的結構設計187.3軸的強度和剛度驗算217.4滾動軸承壽命驗算17第8章 連接件的選擇和計算278.1 齒輪連接平鍵的選擇與計算278.2 帶輪連接平鍵的選擇與計算288.3螺紋連接件的選擇28第9章 設計結論匯總29總結32參 考 書 目32東北石油大學工程訓練任務書課程 機械設計基礎 題目 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計 專業(yè) 裝備10-3班 姓名 楊彬 學號 100403140327 主要內(nèi)容、基本要求、主要參考資料等一、設計的目的1、綜合利用所學的知識，培養(yǎng)解決生產(chǎn)實際問題的能力。2、掌握一般的機械傳動系統(tǒng)設計方法和步驟。3、掌握基本機構一般的設計方法和步驟。 4、熟悉和運用設計標準、規(guī)范及相關資料。培養(yǎng)獨立解決問題的能力。二、機械設計的一般過程1、設計前的準備；2、總體方案設計；3、總體結構設計；4、零部件設計；5、聯(lián)系廠家，生產(chǎn)樣機，現(xiàn)場實驗；6、根據(jù)實驗，修改設計；7、編寫設計說明書和使用說明書 8、鑒定三、課程設計題目1、功能抽油機是將原油從井下舉升到地面的主要采油設備之一。常用的有桿抽油設備主要由三部分組成：一是地面驅動設備即抽油機；二是井下的抽油泵，它懸掛在油井油管的下端；三是抽油桿，它將地面設備的運動和動力傳遞給井下抽油泵。三部分之間的相互位置關系如圖1所示。抽油機由電動機驅動，經(jīng)減速傳動系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)帶動抽油桿及抽油泵柱塞作上下往復移動，從而實現(xiàn)將原油從井下舉升到地面的目的。懸點載荷P、抽油桿沖程S和沖次n是抽油機工作的三個重要參數(shù)。懸點指執(zhí)行系統(tǒng)與抽油桿的聯(lián)結點，懸點載荷P（kN）指抽油機工作過程中作用于懸點的載荷；抽油桿沖程S（m）指抽油桿上下往復運動的最大位移；沖次n（次/min）指單位時間內(nèi)柱塞往復運動的次數(shù)。假設懸點載荷P的靜力示功圖如圖2所示。在柱塞上沖程過程中，由于舉升原油，作用于懸點的載荷為P1，它等于原油的重量加上抽油桿和柱塞自身的重量；在柱塞下沖程過程中，原油已釋放，此時作用于懸點的載荷為P2，它就等于抽油桿和柱塞自身的重量。四、原始數(shù)據(jù)及設計要求假設電動機作勻速轉動，抽油桿（或執(zhí)行系統(tǒng)）的運動周期為T。兩種油井工況 圖1 抽油機系統(tǒng)示意圖 圖2 靜力示功圖分別為：工況1：抽油桿上沖程的時間為8T/15，下沖程的時間為7T/15。工況2：抽油桿上沖程時間與下沖程時間相等。兩種工況下抽油機的設計參數(shù)如表1所示。表1 抽油機的設計參數(shù)組號1234沖程S(m)1.41.61.82.0沖次n(次/min)5678懸點載荷P（kN）P1=40，P2=15P1=20，P2=5五、設計任務1、根據(jù)任務要求，進行抽油機機械系統(tǒng)總體方案設計，確定減速傳動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)的組成，繪制系統(tǒng)方案示意圖。2、根據(jù)設計參數(shù)和設計要求，采用優(yōu)化算法進行執(zhí)行系統(tǒng)（執(zhí)行機構）的運動尺寸設計，優(yōu)化目標為抽油桿上沖程懸點加速度為最小，并應使執(zhí)行系統(tǒng)具有較好的傳力性能。3、建立執(zhí)行系統(tǒng)輸入、輸出（懸點）之間的位移、速度和加速度關系，并編程進行數(shù)值計算，繪制一個周期內(nèi)懸點位移、速度和加速度線圖（取抽油桿最低位置作為機構零位）。4、選擇電動機型號，分配減速傳動系統(tǒng)中各級傳動的傳動比，并進行傳動機構的工作能力設計計算。（注：選作完成齒輪減速器裝配圖設計）。5、編寫研究報告一份。設計說明書應包括以下內(nèi)容：1）功能分解；2）原始數(shù)據(jù)及計算；3）簡述方案設計思路及討論、改進；4）執(zhí)行機構設計步驟或分析計算過程；5）傳動系統(tǒng)設計計算；6）對所設計的結果分析討論；7）感想與建議。六、參考資料1、機械設計基礎高等教育出版社 楊可楨 程光蘊主編（第五版）19992、機械原理 高等教育出版社 孫桓等 主編 （第七版）20063、機械設計 高等教育出版社 濮良貴 主編 （第七版）20064、機械原理課程設計 科學出版社，王淑仁主編 20065、機械設計課程設計 華中科技大學出版社，唐增寶等主編（第二版）19986、其它機械原理和機械設計課程設計書籍和有關機械方案設計手冊完成期限 指導教師 專業(yè)負責人 第1章 概述抽油機是開采石油的一種機器設備，俗稱“磕頭機”，通過加壓的辦法使石油出井。當抽油機上沖程時，油管彈性收縮向上運動，帶動機械解堵采油器向上運動，撞擊滑套產(chǎn)生振動；同時，正向單流閥關閉，變徑活塞總成封堵油當抽油機下沖程時，油管彈性伸長向下運動，帶動機械解堵采油器向下運動，撞擊滑套產(chǎn)生振動；同時，反向單流閥部分關閉，變徑活塞總成仍然封堵油套環(huán)形油道，使反向單流閥下方區(qū)域形成高壓區(qū)，這一運動又對地層內(nèi)的油流通道產(chǎn)生一種反向的沖擊力。1.1游梁式抽油機種類及特點1.1.1常規(guī)游梁式石油抽油機常規(guī)游梁式抽油機是油田使用歷史最悠久，使用數(shù)量最多的一種抽油機。該機采用具有對稱循環(huán)四桿機構或近似對稱循環(huán)四桿機構，結構簡單，運行可靠，操作維護方便，但長沖程時平衡效果差，效率低，能耗大，不符合節(jié)能要求，基本停止了生產(chǎn)。1.1.2.前置式抽油機前置式抽油機平衡后的理論凈扭矩曲線是一條比較均勻的接近水平的直線，因此其運行平穩(wěn)，減速箱齒輪基本無反向負荷，連桿、游梁不易疲勞損壞，機械磨損小，噪聲比常規(guī)式抽油機低，整機壽命長。前置式抽油機可配置較小功率的電動機，節(jié)能效果顯著。與常規(guī)式抽油機相比，具有體積小、重量輕、節(jié)省鋼材的優(yōu)點。1.1.3.偏置式抽油機偏置式抽油機又稱異相曲柄平衡式抽油機，特點是平衡塊中心線相對于曲柄中心偏轉一個角度，這種機型國外60年代發(fā)展起來并得到API的承認。試驗表明，經(jīng)優(yōu)化設計的偏置式抽油機節(jié)電可達20。1.1.4.膠帶傳動抽油機膠帶傳動抽油機是美國80年代開發(fā)的新型抽油設備，該機通過二級膠帶傳動，將電動機的原動力傳給曲柄膠帶輪，并帶動游梁擺動。由于其四連桿機構具有急回特性，而且其輔助平衡裝置可作適當調(diào)整以獲得偏置角，因而與常規(guī)機相比，其上沖程轉矩因數(shù)小，驢頭懸點加速度小。在相同的工況下，其懸點載荷值和曲柄膠帶輪軸的凈轉矩都較小，曲柄軸凈轉矩曲線波動較平緩。由于省去了減速箱，故具有結構簡單，制造成本低，維修及運行管理方便等特點。1.1.5.下偏杠鈴抽油機下偏杠鈴游梁復合平衡抽油機是在原常規(guī)游梁抽油機的游梁尾端，利用變矩原理增加簡單的下偏杠鈴所形成的一種新型節(jié)能抽油機。該機繼承和保留了原常規(guī)游梁式抽油機的全部優(yōu)點，這種類型可用于新機制造，又可用于現(xiàn)場在用的常規(guī)抽油機(含偏置機)的節(jié)能改造，其改造技術是目前最簡單易行的，節(jié)能效果也較明顯。1.1.6.偏輪式游梁抽油機偏輪機在游梁尾部裝有一個偏輪結構：在偏輪與游梁中心和支架之間增設推桿，在游梁尾部、橫梁、推桿與偏輪之間用軸承連接。它打破常規(guī)機四連桿機構的框架，以游梁尾部的偏輪為中心，形成獨特的六連桿體系，偏輪桿件均為剛性連接，保持了常規(guī)機的特點。1.1.7.雙驢頭游梁式石油抽油機該石油抽油機是將常規(guī)機游梁與橫梁的鉸鏈連接，改為變徑圓弧的后驢頭、鋼絲繩與橫梁之間的軟連接，構成變參數(shù)四桿機構來傳遞運動和扭矩，增加游梁擺角，沖程提高2070。由于采用變徑圓弧的游梁后臂，使其實現(xiàn)負載大時平衡力矩大，負載小時平衡力矩小的工作狀態(tài)。從而使減速器輸出扭矩波動小，達到加強平衡，降低能耗的目的。這種機型是目前除常規(guī)機以外發(fā)展最迅速的機型。1.2 抽油機的發(fā)展趨勢目前，抽油機的發(fā)展趨勢主要有以下幾個方面。1）朝著大型化方向發(fā)展隨著世界油氣資源的不斷開發(fā)，開采油層深度逐年增加，石油含水量也不斷增加，采用大泵提液采油工藝和開采稠油等都要求使用大型抽油機。因此，國外近幾年來出現(xiàn)了許多大載荷的抽油機，例如前置式氣平衡抽油機最大載荷213 ，氣囊平衡抽油機最大載荷227 。隨著生產(chǎn)的需要，將來還會有更大載荷的抽油機出現(xiàn)。2）朝著低能耗方向發(fā)展為了減少能耗，提高經(jīng)濟效益，近年來國、內(nèi)外有關專家研制了許多節(jié)能型抽油機，如異相型抽油機、雙驢頭抽油機、擺桿抽油機、漸開線抽油機、磨擦換向抽油機等。3）朝著高適應性方向發(fā)展抽油機應具備較高的適應性，以便拓寬其使用范圍，例如適應各種自然地理和地質構造條件抽油的需要；適應各種成分石油抽汲的需要；適應各種類型油井抽汲的需要；適應深井抽汲的需要；適應長沖程的需要；適應節(jié)電的需要；適應無電源和間歇抽汲的需要；適應優(yōu)化抽油的需要等。4）朝著長沖程無游梁抽油機方向發(fā)展近年來，國內(nèi)、外研制并應用了多種類型的長沖程抽油機，其中包括增大沖程游梁抽油機、增大沖程無游梁抽油機和長沖程無游梁抽油機。5）朝著自動化和智能化方向發(fā)展目前，我國生產(chǎn)抽油機的廠家有十幾家，產(chǎn)品主要是以游梁式抽油機為主，其研制和開發(fā)的各種節(jié)能型游梁式抽油機，如偏置式節(jié)能抽油機、雙驢頭異型抽油機、偏輪式高效節(jié)能抽油機、漸開線抽油機均以在全國各油田得到了一定的推廣應用，并取得了顯著的經(jīng)濟效益。其中1）偏置式節(jié)能抽油機，一般可節(jié)電15%-35%；2）雙驢頭異型抽油機，一般可節(jié)電30%以上；3）偏輪式高效節(jié)能抽油機，一般可節(jié)電30%-50%；4）漸開線抽油機，一般可節(jié)電20%-30%。另外，高轉差電機等節(jié)能電機在提高系統(tǒng)效率和節(jié)能方面有較大效果，但是造價較高，難以代替普通異步機。在長期的油田使用中，人們普遍認為常規(guī)游梁式抽油機既有它的優(yōu)勢，也有能耗高的缺點。為克服常規(guī)抽油機能耗高的缺點，目前國、內(nèi)外研究者主要采取了兩個途徑：一是在常規(guī)游梁式抽油機的基礎上改變結構尺寸參數(shù)，即改變扭矩因數(shù)使懸點扭矩曲線產(chǎn)生變位，或按照變矩平衡原理，研制開發(fā)了許多節(jié)能高效的新型節(jié)能游梁式抽油機，使傳統(tǒng)的游梁式抽油機又呈現(xiàn)出了強大的生命力；另一個是從原理到結構形式上另辟新徑，研制開發(fā)非四連桿機構的新型節(jié)能抽油機，如立式無游梁抽油機、電動潛油螺桿泵和無桿泵等。這兩大抽油機都已在油田上被廣泛采用。第2章 常規(guī)游梁式抽油機傳動方案設計2.1系統(tǒng)的組成工作原理游梁式抽油機主要由游梁連桿曲柄機構、減速箱、動力設備和輔助裝備等四大部分組成。它的工作原理是由交流電動機恒速運轉拖動抽油泵，沿著重力作用方向進行往復運動，從而把原油從數(shù)百至 數(shù)千米的井下抽到地面。分析其負載特性可知其慣量較大，而不同的油井的粘度大小又很不同，當油的粘度較大 時，泵的效率也變低，往往啟動也很困難。該負載又是周期負載，上升、下降行程負載性質亦不同，下降時尚帶 有位勢負載性質。為適應這些復雜的工況，抽油機的配置及其實際工作狀態(tài)往往只能是大馬拉小車。游梁式抽油 機運動為反復上下提升，一個沖程提升一次，其動力來自電動機帶動的兩個重量相當大的鋼質滑塊，當滑塊提升 時，類似杠桿作用，將采油機桿送入井中；滑塊下降時，采油桿提出帶油至井口，當抽油機工作時，整個過程中 負載是變化的。工作分為兩個沖程，抽油機上沖程時，驢頭懸點需提起抽油桿柱和液柱，在抽油機未平衡的條件 下，電動機就要作出很大的功，這時電動機處于驅動狀態(tài)。在下沖過程時，抽油機桿柱轉拉動對電動機做功，使 電動機處于類似發(fā)電機的運行狀態(tài)。抽油機未平衡時，上、下沖程的負載極度不均勻，這樣將嚴重地影響抽油機 的連桿機構、減速箱和電動機的效率和壽命，惡化抽油桿的工作條件，增加它的斷裂可能性。為了消除這些缺點 ，一般在抽油機的游梁尾部或曲柄上或兩處都加上平衡配重。這樣一來，在懸點下沖程時，要把平衡重從低處抬 到高處，增加平衡配重的位能。為了抬高平衡配重，除了依靠抽油桿柱下落所釋放的位能外，還要電動機付出部 分能量。在上沖程時，平衡重由高處下落，把下沖程時儲存的位能釋放出來，幫助電動機提升抽油桿和液柱，減 少了電動機在上沖程時所需給出的能量。目前使用較多的游梁式抽油機，都采用了加平衡配重的工作方式，為了 保證足夠大的啟動轉矩，抽油機電機正常運行時負荷率很低，一般在2030%.低負荷率運行，造成功率因數(shù)低 ，效率低，電能浪費大。 2.2 目前還存在的問題 1）部分游梁式抽油機平衡輕，且四個平衡塊已經(jīng)調(diào)到外頭，無法達到平衡度100。2）部分游梁式抽油機平衡重，且四個平衡塊已經(jīng)調(diào)到里頭，無法達到平衡度100。 3）平衡塊不能靈活滑動，自行調(diào)整。 4）現(xiàn)在我隊取電流的方式還是依靠站上職工用鉗形電流表取上下沖程中電流峰值,由于電流表自身的影響和 人工目測很難讀準的數(shù)值從而產(chǎn)生不平衡的井報為平衡的問題和平衡度失真的問題。2.3 系統(tǒng)的機構（運動）簡圖第3章曲柄搖桿機構設計3.1 設計參數(shù)分析與確定懸點載荷P、抽油桿沖程S和沖次n是抽油機工作的三個重要參數(shù)，其中：（1） 懸點指執(zhí)行系統(tǒng)與抽油桿的聯(lián)結點；（2） 懸點載荷P（kN）指抽油機工作過程中作用于懸點的載荷；（3） 抽油桿沖程S（m）指抽油桿上下往復運動的最大位移；（4） 沖次n（次/min）指單位時間內(nèi)柱塞往復運動的次數(shù)。本小組為裝備10-2班第3小組，根據(jù)任務書要求，確定設計參數(shù)如下表1 設計參數(shù)上沖程時間下沖程時間沖程S(M)沖次N(次/MIN)懸點載荷P(N)8T/157T/151.87P1=20，P2=5設計要求：抽油桿上沖程時間為8T/15，下沖程時間為7T/15，則可推得上沖程曲柄轉角為192°，下沖程曲柄轉角為168°。(1)    極位夾角（2）行程要求經(jīng)查閱資料可知，通常取e/c=1.35           S = e =1.35c(3)最小傳動角要求3.2 按K設計曲柄搖桿機構如下圖所示1) 任選固定鉸鏈中心D的位置，由搖桿長度和擺角做出搖桿的兩個極限位置C1D和C2D。2) 連接C1 和C2，做C1M垂直于C1 C2。3) 作，C1N與C1M交于點P，可見4) 作的外接圓，在此圓周上任取一點A作為曲柄的固定鉸鏈中心連接AC1 和AC2因同弧所對圓周角相等，所以5) 因極限位置處曲柄與連桿共線，故AC1=b-a，AC1=b+a 從而得到AD=d圖6 圖解法按K設計四桿機構桿長計算a、d、b，得曲柄搖桿機構各構件尺寸；取3組數(shù)據(jù) 表2 圖解法設計四桿機構桿長數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)L1L2L3L41800150025001900280016002350200038001300190020003.3 曲柄搖桿機構優(yōu)化設計分析桿長分別為：800,1500,2500,1900利用Matlab軟件進行編程計算和畫圖，其中通過3組數(shù)據(jù)機構優(yōu)化設計程序運行得到結果為：桿長分別為：800,1600,2350,2000桿長分別為：800，1300，1900,2000由幅值和起始點和終止點數(shù)值可知，選用第三組桿長此時滿足傳動角條件，確定四桿桿長長度為L1=800;L2=1300;L3=1900;L4=2000.其懸點位移和速度圖為：如圖加速度有最小值=0.001m/懸點上沖程中最大速度為：=0.63m/s第4章. 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)分析4.1電動機選擇和傳動比分配4.1.1電動機選擇電動機所需的工作功率：，執(zhí)行機構的曲柄轉速為,電動機的型號可選為Y280M-6的三相異步電動機，額定功率為,額定電流，滿載轉速為，同步轉速為。4.1.2 傳動比分配4.1.2.1總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速，得出傳動比為:。4.1.2.2傳動裝置傳動比分配初步選取V帶傳動比為: ，則減速器的傳動比為: ，查表可得高速級傳動比: ，則低速級傳動比: 。4.2 各軸轉速計算 4.3各軸功率計算軸1：軸2：軸3：4.4各軸扭矩計算軸1：軸2：軸3：第5章 齒輪減速器設計計算5.1 高速級齒輪傳動設計計算5.1.1 選擇材料及確定許用應力小齒輪用38CrMnAlA調(diào)質，齒面硬度255321HBS， 大齒輪用ZG35SiMn調(diào)質，齒面硬度241269HBS，由表取 5.1.2 按齒面接觸強度設計設齒輪按8級精度制造。取載荷系數(shù) 齒寬系數(shù)小齒輪上的轉矩 齒數(shù) 則 故實際傳動比 模數(shù)：齒寬：取 取 實際 中心距 5.1.3 驗算輪齒彎曲強度齒形系 數(shù) 所以是安全的5.1.4 齒輪的圓周速度 所以選用8級精度是合宜的5.2 低速級齒輪傳動設計計算5.2.1選選擇材料及確定許用應力 小齒輪用45Cr 表面淬火，齒面硬度4855HRC 大齒輪用45 表面淬火，齒面硬度4050HRC 取 5.2.2 按齒面接觸強度設計設齒輪按8級精度制造。 取載荷系數(shù) 齒寬系數(shù)小齒輪上的轉矩 取 齒數(shù) 則 故實際傳動比 模數(shù)：齒寬：取 取 實際 中心距5.2.3 驗算輪齒彎曲強度齒形系數(shù) 則 所以是安全的5.2.4 齒輪的圓周速度第6章 帶傳動設計計算6.1 帶鏈傳動的方案比較1）帶傳動方案的優(yōu)點（1）、適用于中心距較大的傳動；（2）、帶具有良好的的撓性，可緩和沖擊，吸收振動；（3）、過載時帶與帶輪之間會出現(xiàn)打滑，打滑雖使傳動失效，但可防止損壞其他零件；（4）、結構簡單、成本低廉。2）帶傳動方案的缺點（1）、傳動的外廓尺寸較大；（2）、需要張緊裝置；（3）、由于帶的滑動，不能保證固定不變的傳動比；（4）、帶的壽命較短；（5）、傳動效率較低。3）鏈傳動方案的優(yōu)點與帶傳動相比（1）、鏈傳動沒有彈性滑動和打滑，能保持準確的的平均傳動比；（2）、需要的張緊力小，作用在軸上的壓力也小，可減少軸承的摩擦損失；（3）、結構緊湊；（4）、能在溫度較高、有油污等惡劣環(huán)境下工作。4）鏈傳動方案的缺點瞬時鏈速和瞬時傳動比不是常數(shù)，因此傳動平穩(wěn)性較差，工作中有一定的沖擊和噪音。5）帶鏈傳動的應用范圍（1）、帶傳動適用于中小功率的傳動；目前V帶傳動應用最廣，一般帶速為v=5-25m/s，傳動比i<=7，傳動效率為0.90-0.95。（2）、鏈傳動廣泛應用于礦山機械、農(nóng)業(yè)機械、石油機械、機床及摩托車中；通常，鏈傳動的傳動比i<=8；中心距a<=5-6m；傳動效率p<=100kW；圓周速度v<=15m/s；傳動效率約為0.95-0.98。6.2 帶傳動設計計算運動和動力參數(shù)的確定已知 傳動的額定功率為，電機轉速為，減速器軸轉速為計算過程：（1） 計算功率查表138得=1.6，故（2） 選帶型號本設計方案選區(qū)普通帶根據(jù)查出此坐標點位于型區(qū)域，則以型計算（3） 求大、小帶輪基準直徑由表，現(xiàn)取，得：，由表?。m使略有減小，但其誤差小于5%，故允許）。（4） 驗算帶速帶速在范圍內(nèi)，合適。（5） 求帶基準長度和中心距初步選取中心距。取，符合得帶長 查表，對型帶選用。則可計算實際中心距 （6） 驗算小帶輪包角，合適。（7） 求帶根數(shù)令，查表得由，查表得，查表得，由此可得取4根。（8） 求作用在帶輪軸上的壓力查表13-1得，故單根帶的初拉力則作用在軸上的壓力。（9）帶輪結構設計因V帶速度較小，故帶輪采用鑄鐵制造；V帶根數(shù)=4根；小帶輪直徑d1=140mm較小，采用實心式；大帶輪直徑d2=425mm>350mm，采用輪輻式；查機械設計手冊得輪緣寬B=82mm。第7章 軸系部件設計計算7.1 各軸初算軸徑高速軸I 材料為40MnB調(diào)質，硬度 241286HBS有一鍵槽中間軸II材料為40Cr調(diào)質有一鍵槽低速軸III材料為40鋼調(diào)質有二鍵槽高速軸7.2軸的結構設計中間軸低速軸7.3軸的強度剛度驗算（1） 、高速軸 齒輪上的圓周力 齒輪的徑向力 （1） 、垂直面的支承反力 （2） 、水平面的支承反力 （3） 、F力在支點產(chǎn)生的反力 （4） 、繪制彎矩圖 （5） 、考慮最危險情況 （6） 、求危險截面 （7） 、強度校核 查表 （8） 、剛度校核 （2） 、中間軸 齒輪上的圓周力 齒輪的徑向力 （1）、垂直面的支承反力 （2）、水平面的支承反力 （3）、繪制彎矩圖 （4）、考慮最危險情況 （5）、求危險截面 （6）、強度校核 查表 （7）、剛度校核 (3) 、低速軸 齒輪上的圓周力 齒輪的徑向力 （1）、垂直面的支承反力 （2）、水平面的支承反力 （3） 、F力在支點產(chǎn)生的反力 （4）、繪制彎矩圖 （5）、考慮最危險情況 （6）、求危險截面 （7）、強度校核 查表 （8）、剛度校核 7.4 軸承的選擇和壽命計算（一)、高速軸 查表知， （1）、計算所需的徑向基本額定動載荷值 取 （二）、中間軸 查表知， （1）、計算所需的徑向基本額定動載荷值 取 (3) 低速軸 查表知， （1）、計算所需的徑向基本額定動載荷值 取 第8章 連接件的選擇和計算8.1 齒輪連接平鍵的選擇與計算8.1.1高速級軸上鍵的選擇與計算高速級輸入軸（1）上小齒輪與軸為連體式不需要平鍵連接。中間軸（2）大齒輪軸徑為,查表 選鍵鍵的強度校核：不合理使用雙鍵合理8.1.2低速級軸上鍵的選擇與計算低速級中間軸（2）上小齒輪為連體式不需要鍵的連接。低速級輸出軸（3）上大齒輪處軸徑為查表10-9選鍵鍵的強度校核：不合理故使用雙鍵合理8.2 大小帶輪上鍵的選擇與計算大帶輪處帶輪寬選鍵所以合理小帶輪處電機為最大轉矩轉子軸直徑為65mm選鍵所以不合理故使用雙鍵合理8.3螺紋連接件的選擇表4 螺紋連接件選擇螺紋連接件名稱尺寸地腳螺栓直徑M24地腳螺栓數(shù)目6軸承旁螺栓直徑M20機蓋與基座連接螺栓直徑M12軸承蓋螺栓直徑M10窺視孔蓋螺栓直徑M8定位銷直徑M10第9章 設計結論匯總9.1已知條件：設計參數(shù)上沖程時間下沖程時間沖程S(M)沖次N(次/MIN)懸點載荷P(N)8T/157T/151.87P1=20，P2=59.2結論1. 四桿機構桿長abcd8001300190020002. 最終實際傳動比 V帶高速級齒輪低速級齒輪3.07.945.883. 各軸轉速 (r/min) (r/min) (r/min)326.9741.147.04. 各軸輸入功率 （kW）（kW）（kW）5.575.45.245. 各軸輸入轉矩 (kN·m) (kN·m) (kN·m)0.161.27.156. 帶輪主要參數(shù)小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距（mm）基準長度（mm）帶的根數(shù)140425795250047高、低速級齒輪參數(shù)名稱高速級低速級中心距(mm)362.375461摸數(shù) (mm)3.254齒數(shù)2530198176.4分度圓直徑（mm）81.25120 (mm)643.5704齒寬（mm）7090（mm）6518齒輪等級精度88材料及熱處理20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度5862HRC20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度5862HRC總結經(jīng)過小組成員的共同努力,我們終于完成了機械設計基礎的工程訓練任務常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計。在完成任務的過程中,我們遇到了許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設計方案修改這都暴露出了我們在機械設計基礎以及一些基礎課程所掌握知識的欠缺和經(jīng)驗不足；在機構設計之初,由于對Matlab軟件的基本操作和編程的不了解，使四桿機構的設計耗費了大量的時間，不同的機架位置得出了不同的結果,令我們非常苦惱.后來在老師的指導下,我們學會了借助Matlab軟件進行優(yōu)化分析獲得最優(yōu)桿長；在傳動系統(tǒng)的設計時,面對功率大,傳動比也大的情況,我們一頭霧水，后來借助課程設計指導書和機械手冊，我們最終確定了機械參數(shù)。 盡管這次工程訓練任務的時間是漫長的,過程是曲折的,但我們的收獲非常大.不僅僅掌握了四連桿執(zhí)行機構和帶傳動以及齒輪傳動機構的設計步驟與方法;對機械制圖、Matlab和Auto CAD ,Word等也有了更好的掌握；在整個過程中, 我們還暴露出很多問題，再設計之初比較懈怠，結果在后部分時間手忙腳亂，缺乏經(jīng)驗和實踐能力，因而通過本次訓練，是對我們很好的鍛煉，最后感謝老師的悉心幫助以及小組成員的團結一致，保證了訓練任務的順利完成。參 考 文 獻1、機械設計基礎高等教育出版社 楊可楨 程光蘊主編（第五版）19992、機械原理 高等教育出版社 孫桓等 主編 （第七版）20063、機械設計 高等教育出版社 濮良貴 主編 （第七版）20064、機械原理課程設計 科學出版社，王淑仁主編 20065、機械設計課程設計 華中科技大學出版社，唐增寶等主編（第二版）19986、游梁式抽油機設計計算 石油工業(yè)出版社 張建軍主編 20057、游梁式抽油機技術與應用 石油工業(yè)出版社 張學魯主編2001東北石油大學工程訓練成績評價表課程名稱機械設計基礎題目名稱常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計學生姓名楊彬學號100403140327指導教師姓名許馮平職稱教授序號評價項目指 標滿分評分1工作量、工作態(tài)度和出勤率按期圓滿的完成了規(guī)定的任務，難易程度和工作量符合教學要求，工作努力，遵守紀律，出勤率高，工作作風嚴謹，善于與他人合作。202設計質量課程設計選題合理，計算過程簡練準確，分析問題思路清晰，結構嚴謹，文理通順，撰寫規(guī)范，圖表完備正確。453創(chuàng)新工作中有創(chuàng)新意識，對前人工作有一些改進或有一定應用價值。54答辯能正確回答指導教師所提出的問題。30總分評語：指導教師： 年 月 日