《864234470抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《864234470抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計（19頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計報告 抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計 目 錄 一、設(shè)計任務(wù)書 .2 二、傳動裝置的總體設(shè)計 .3 （一）傳動方案的分析和擬定 .3 （二）電動機(jī)的選擇 .4 （三）傳動裝置的總傳動比的計算和分配： .6 （四）傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算 .7 三、傳動零件的設(shè)計計算 .10 （一）高速級齒輪副的設(shè)計計算 .10 1、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 .10 2、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 .12 3、幾何 尺寸計算： .14 4、齒 輪傳動 參數(shù)計算總結(jié) .14 5、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 .16 （二）低速級 齒輪的設(shè)計計算 .16 1、低速 級齒輪 副設(shè)計 .16 2、低速級齒輪副校核 .18 四、軸系零件的設(shè)計計

2、算 .22 （一）軸的設(shè)計計算 .22 1、輸入軸的設(shè)計計算 .22 2、輸出軸的設(shè)計計算 .31 3、中間軸的設(shè)計計算 .37 （二）滾動軸承的校核 .42 （三）聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說明和計算 .48 鍵連接的選擇與校核 .48 1、高速級軸承鍵的選擇與校核 .48 2、中間級軸承鍵的選擇與校核 .48 3、低速級軸承鍵的選擇與校核 .49 聯(lián)軸器的選擇與校核 .50 1、輸入端聯(lián)軸器的選擇與校核 .50 2、輸出端聯(lián)軸器的選擇與校核 .51 五、減速器的潤滑設(shè)計 .52 （一）齒輪的潤滑設(shè)計 .52 （二） 、軸承的潤滑及設(shè)計 .53 六、箱體、機(jī)架及附件的設(shè)計 .55 （一） 、減速器

3、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .55 （二） 、減速器箱體的附件設(shè)計 .56 七、裝配圖和零件圖的設(shè)計與繪制 .57 八、附錄 .59 附表 .59 附圖 .61 設(shè)計任務(wù) 抽油機(jī)是將原油從井下舉升到地面的主要采油設(shè)備之一，常用的有桿抽油設(shè)備有三部 分組成：一是地面驅(qū)動設(shè)備即抽油機(jī)；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(shè)備的運(yùn)動和動力傳遞給井下抽油泵。抽油機(jī)由電動機(jī)驅(qū)動，經(jīng)減速 傳動系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)（將轉(zhuǎn)動變轉(zhuǎn)為往復(fù)移動）帶動抽油桿及抽油泵柱塞作上下往復(fù)移動， 從而實現(xiàn)將原油從井下舉升到地面的目的。執(zhí)行機(jī)構(gòu)采用曲柄搖桿機(jī)構(gòu)。 1、 原始數(shù)據(jù) 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄的輸出功率為 35.351

4、KW, 轉(zhuǎn)速為 n11r/min. 2、 傳動裝置參考方案： 3.電動機(jī)的選擇 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖 26 所示。 選擇 V 帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率 0.940.980.980.980.99 0.867 ； 為 V 帶的效率， 為第一對軸承的效率， 為第二對軸承的效率， 為第三對軸承的 效率， 為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為 6 級精度，稀油潤滑）。 電動機(jī)所需工作功率為： P P / 35.351/0.86740.77 kW 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為 n11r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V 帶傳動的傳 動比 i 24，二級圓柱斜齒輪減速器傳

5、動比 i 840 ，則總傳動比合理范圍為 i 16160，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n i n（ 16160） 111761760r/min。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速 器的傳動比，選定型號為 Y2280S6 的三相異步電動機(jī)，額定功率為 45kW，額定電流 85.9A，滿載轉(zhuǎn)速 n 980 r/min ，同步轉(zhuǎn)速 1000r/min。 4.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配 （1） 總傳動比 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動裝置總傳動比為 i n /n980/1189.091 （2） 傳動裝置傳動比分配 i i i 式中 i ，i 分別為帶

6、傳動和減速器的傳動比。 為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 i 3.61，則減速器傳動比為 i i / i 89.091/3.6124.679。根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為 i 6.3，則 i i / i 3.92 5.傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)的計算 （1）各軸轉(zhuǎn)速 n n / i 980/3.61271.47r/min n n / i 271.47/6.343.09 r/min n n / （i i ）11 r/min （2）各軸輸入功率 P P 40.770.94 42.3 kW P P 42.30.980.9941.04 kW P P 41.040.980.9939.82 kW

7、（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 軸 T 9550 P / n =955042.3/271.47=1.488 kNm 軸 T 9550 P / n =955041.04/43.09=9.096 kNm 軸 T 9550 P / n =955039.82/11=34.5 kNm .帶傳動的設(shè)計 確定計算功率 式中 為工作情況系數(shù)， 為電機(jī)輸出功 率 選擇帶型號 根據(jù) ，查圖初步選用型帶 選取帶輪基準(zhǔn)直徑 查表選取小帶輪基準(zhǔn)直徑 ，則大帶輪基準(zhǔn)直徑 式中 為帶的滑動率，通常 ?。?% 2% ），查表后取 驗算帶速 v 在m/s 范圍內(nèi)，帶充分發(fā)揮。 確定中心距 a 和帶的基準(zhǔn)長度 在 范圍內(nèi)，初定中心距 ，所以

8、帶長 查圖選取型帶的基準(zhǔn)長度 ，得實際中心距 取 驗算小帶輪包角 ，包角合適。 確定 v 帶根數(shù) z 因 ，帶速 ，傳動比 i=3.61,查表得單根 v 帶所能傳遞的功率 ，功率增量 ，包角修正系數(shù) ，帶長修正系數(shù) ，則由公式得 故選 6 根帶。 確定帶的初拉力 單根普通帶張緊后的初拉力為3 計算帶輪所受壓力 利用公式 具體帶與帶輪的主要參數(shù)見圖 27 圖 27 .齒輪的設(shè)計計算 （一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （1） 齒輪材料及熱處理 大小齒輪材料為 20CrMnTi。齒面滲碳淬火，齒面硬度為 5

9、862HRC，有效硬化層深 0.50.9mm。經(jīng)查圖，取 1500MPa， 500Mpa。 （2） 齒輪精度 按 GB/T100951998，選擇級，齒根噴丸強(qiáng)化。 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸 因為硬齒面齒輪傳動，具有較強(qiáng)的齒面抗點(diǎn)蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計， 再校核持面接觸疲勞強(qiáng)度。 （1） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 kNm （2） 確定齒數(shù) z 因為是硬齒面，故取 z 19，z i z 6.319120 傳動比誤差 iuz / z 120/196.316 i 0.25 5，允許 （3） 初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由表查得 0.6 （4） 初選螺旋角 初定螺旋角 15 （5） 載荷系數(shù)

10、 K 使用系數(shù) K 工作機(jī)輕微沖擊，原動機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查表得 K 1.25 動載荷系數(shù) K 估計齒輪圓周速度 v0.75m/s 查圖得 K 1.01; 齒向載荷分布系數(shù) K 預(yù)估齒寬 b40mm 查圖得 K 1.17，初取 b/h6，再 查圖得 K 1.13 齒間載荷分配系數(shù) 查表得 K K 1.1 載荷系數(shù) KK K K K =1.251.011.11.131.57 （6） 齒形系數(shù) Y 和應(yīng)力修正系數(shù) Y 當(dāng)量齒數(shù) z z /cos 19/ cos 21.08 z z /cos 120/ cos 133.15 查圖得 Y 2.8 Y 2.17 Y 1.56 Y 1.82 （7） 重合度系

11、數(shù) Y 端面重合度近似為 【1.88-3.2 （ ）】 cos 【1.883.2（1/191/120）】cos15 1.63 arctg（tg /cos ） arctg（tg20 /cos15 ）20.64690 14.07609 因為 /cos ，則重合度系數(shù)為 Y 0.25+0.75 cos / 0.696 （8） 螺旋角系數(shù) Y 軸向重合度 1.024,取為 1 Y 1 0.878 （9） 許用彎曲應(yīng)力 安全系數(shù)由表查得 S 1.25 工作壽命兩班制，7 年，每年工作 300 天 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N160nkt 60271.4717300285.47310 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N2N

12、1/u 5.47310 /6.3160.86610 查圖得壽命系數(shù) , ;實驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) ,查圖取 尺寸系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 比較 , 取 (10) 計算模數(shù) 按 GB/T1357-1987 圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取 (11) 初算主要尺寸 初算中心距 ,取 a=355mm 修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 , , 齒寬系數(shù) (12) 驗算載荷系數(shù) 圓周速度 查得 按 ， ，查得 ， 又因 ， 查圖得 ， ， 則 K1.6，又 Y =0.930，Y =0.688， 。從而得 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。 3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 （1） 載荷系數(shù) ， ， ， ， （2） 確定各系數(shù) 材料彈性系數(shù) 查

13、表得 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖得 重合度系數(shù) 查圖得 螺旋角系數(shù) （3） 許用接觸應(yīng)力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 壽命系數(shù) 查圖得 ， ；工作硬化系數(shù) ； 安全系數(shù) 查表得 ；尺寸系數(shù) 查表得 ，則許用接觸應(yīng)力為： 取 （4） 校核齒面接觸強(qiáng)度 ，滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度的要求。 （二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （1） 齒輪材料及熱處理 大小齒輪材料為 45 鋼。調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為 4050HRC。經(jīng)查圖，取 1200MPa， 370Mpa。 （2） 齒輪精度 按 GB/T100951998，選擇級

14、，齒根噴丸強(qiáng)化。 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸 因為硬齒面齒輪傳動，具有較強(qiáng)的齒面抗點(diǎn)蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計， 再校核持面接觸疲勞強(qiáng)度。 （10） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 kNm （11） 確定齒數(shù) z 因為是硬齒面，故取 z 33，z i z 3.9233129 傳動比誤差 iuz / z 129/333,909 i 0.28 5，允許 （12） 初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由表查得 0.6 （13） 初選螺旋角 初定螺旋角 12 （14） 載荷系數(shù) K 使用系數(shù) K 工作機(jī)輕微沖擊，原動機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查表得 K 1.25 動載荷系數(shù) K 估計齒輪圓周速度 v0.443m/s 查圖

15、得 K 1.01; 齒向載荷分布系數(shù) K 預(yù)估齒寬 b80mm 查圖得 K 1.171，初取 b/h6， 再查圖得 K 1.14 齒間載荷分配系數(shù) 查表得 K K 1.1 載荷系數(shù) KK K K K =1.251.011.11.141.58 （15） 齒形系數(shù) Y 和應(yīng)力修正系數(shù) Y 當(dāng)量齒數(shù) z z /cos 19/ cos 35.26 z z /cos 120/ cos 137.84 查圖得 Y 2.45 Y 2.15 Y 1.65 Y 1.83 （16） 重合度系數(shù) Y 端面重合度近似為 【1.88-3.2 （ ）】 cos 【1.883.2（1/331/129）】cos12 1.72

16、arctg（tg /cos ） arctg（tg20 /cos12 ）20.41031 11.26652 因為 /cos ，則重合度系數(shù)為 Y 0.25+0.75 cos / 0.669 （17） 螺旋角系數(shù) Y 軸向重合度 1.34,取為 1 Y 1 0.669 （18） 許用彎曲應(yīng)力 安全系數(shù)由表查得 S 1.25 工作壽命兩班制，7 年，每年工作 300 天 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N160nkt 6043.0917300288.68710 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N2N1/u 8.68710 /3.9092.2210 查圖得壽命系數(shù) , ;實驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) ,查圖取 尺寸系數(shù) 許用彎曲應(yīng)

17、力 比較 , 取 (10) 計算模數(shù) 按 GB/T1357-1987 圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取 (11) 初算主要尺寸 初算中心距 ,取 a=500mm 修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 , , 齒寬系數(shù) (12) 驗算載荷系數(shù) 圓周速度 查得 按 ， ，查得 ， 又因 ， 查圖得 ， ， 則 K1.611，又 Y =0.887，Y =0.667， 。從而得 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。 3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 （5） 載荷系數(shù) ， ， ， ， （6） 確定各系數(shù) 材料彈性系數(shù) 查表得 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖得 重合度系數(shù) 查圖得 螺旋角系數(shù) （7） 許用接觸應(yīng)力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 壽命系數(shù) 查圖

18、得 ， ；工作硬化系數(shù) ； 安全系數(shù) 查表得 ；尺寸系數(shù) 查表得 ，則許用接觸應(yīng)力為： 取 （8） 校核齒面接觸強(qiáng)度 ，滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度的要求。 二.具體二級齒輪減速器軸的方案設(shè)計 （1）高速軸 I 材料為 20CrMnTi,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為 241286HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許 用應(yīng)力 。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計算，初步計算軸徑，取 由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑 5%7%，取最小軸徑 （2）軸 II 材料為 45 鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為 217255HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力 。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計算，初步計算軸徑，取 ，取安裝小齒輪處軸徑 （3）軸 III 材料為 40Cr，經(jīng)調(diào)

19、質(zhì)處理，硬度為 241286HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力 。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計算，初步計算軸徑，取 由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑 5%7%，取最小軸徑 軸 I，軸 II，軸 III 的布置方案與具體尺寸分別如圖 28，圖 29，圖 210 所示。 圖 28 圖 29 圖 210 第三節(jié) 軸承的選擇及壽命計算 （一） 第一對軸承 齒輪減速器高速級傳遞的轉(zhuǎn)矩 具體受力情況見圖 31 （1）軸 I 受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 （2）計算軸上的支反力 經(jīng)計算得垂直面內(nèi) 圖 31 水平面內(nèi) （3）軸承的校核 初選軸承型號為 32014 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù)

20、計算軸承 A 受的徑向力 軸承 B 受的徑向力 計算附加軸向力 查表得 3000 型軸承附加軸向力 則 軸承 A ，軸承 B 計算軸承所受軸向載荷 由于 ，即 B 軸承放松，A 軸承壓緊 由此得 計算當(dāng)量載荷 軸承 A e=0.43, 則 , 軸承 B e=0.43, 則 軸承壽命 計算 因 ，按軸承 B 計算 （二） 第二對軸承 齒輪減速器低速級傳遞的轉(zhuǎn)矩 具體受力情況見圖 32 （1）軸 II 受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 （2）計算軸上的支反力 經(jīng)計算得垂直面內(nèi) 水平面內(nèi) （3）軸承的校核 初選軸承型號為 32928 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) 計算軸承 A 受的

21、徑向力 軸承 B 受的徑向力 計算附加軸向力 查表得 3000 型軸承附加軸向力 則 軸承 A ，軸承 B 計算軸承所受軸向載荷 由于 ，即 B 軸承放松，A 軸承壓緊 由此得 計算當(dāng)量載荷 軸承 A e=0.36, 則 , 軸承 B e=0.36, 則 軸承壽命 計算 因 ，按軸承 A 計算 圖 32 （三）第三對軸承 具體受力情況見圖 33 （1）軸 III 受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 （2）計算軸上的支反力 經(jīng)計算得垂直面內(nèi) 水平面內(nèi) （3）軸承的校核 初選軸承型號為 32938 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) 計算軸承 A 受的徑向力 軸承 B 受的徑向力 計算附

22、加軸向力 查表得 3000 型軸承附加軸向力 則 軸承 A ，軸承 B 計算軸承所受軸向載荷 由于 ，即 B 軸承放松，A 軸承壓緊 由此得 計算當(dāng)量載荷 軸承 A e=0.48, 則 , 軸承 B e=0.48, 則 軸承壽命 計算 因 ，按軸承 B 計算 圖 33 第四節(jié) 設(shè)計結(jié)果 1. 最終實際傳動比 i V 帶 高速級齒輪 低速級齒輪 3.61 6.316 3.909 2. 各軸轉(zhuǎn)速 n (r/min) (r/min) (r/min) 271.47 42.98 11 3. 各軸輸入功率 P （kW） （kW） （kW） 42.3 41.04 39.82 4. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T (kNm

23、) (kNm) (kNm) 1.488 9.096 34.57 5. 帶輪主要參數(shù) 小輪直徑 （mm） 大輪直徑 （mm） 中心距 a（mm） 基準(zhǔn)長度 （mm） 帶的根數(shù) z 280 1000 1451 5000 6 6高、低速級齒輪參數(shù) 名稱 高速級 低速級 中心距 a(mm) 355 500 法面摸數(shù) (mm) 5 6 螺旋角 （） 1179836 1359049 小齒輪 左 右旋 向 大齒輪 右 左 齒 數(shù) 19 33 120 129 （mm） 97.050 203.704分度圓 直徑 (mm) 612.950 796.296 （mm） 107.050 215.704齒頂圓 直徑 (mm) 622.950 808.296 (mm) 84.550 188.704齒根圓 直徑 (mm) 600.450 781.296 （mm） 60 130齒 寬 （mm） 54 124 齒輪等級精度 6 6 材料及熱處理 20CrMnTi，齒面滲碳淬火， 齒面硬度 5862HRC 45 鋼，調(diào)質(zhì)后淬火，齒面硬 度 4050HRC 第五節(jié) 心得體會