《畢業(yè)設計（論文）10型傳動鏈式超長沖程抽油機設計與分析》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計（論文）10型傳動鏈式超長沖程抽油機設計與分析（59頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、10型傳動鏈式超長沖程抽油機設計與分析 摘 要：超長沖程抽油機可實現(xiàn)長沖程要求。本設計采用碳纖維連續(xù)抽油桿，該材料具有密度小，彈性較好，耐腐蝕，抗疲勞性能好，活塞效應小，起下作業(yè)速度快等優(yōu)點。10型傳動鏈式超長沖程抽油機的懸點載荷為100KN，沖程為，起下速度為15~20m/min,適用碳桿規(guī)格為（303.0）mm,(324.2)mm,(355.0)mm。在本次設計中，主要完成了對抽油機的傳動裝置、夾緊裝置、纏繞裝置、夾持塊結(jié)構(gòu)、平衡裝置等的設計，以及關鍵零部件的設計和校核。抽油機的動力由防爆繞線轉(zhuǎn)子異步正反轉(zhuǎn)電動機提供，通過窄V帶，經(jīng)由二級減速器傳遞至起提升作用的主動鏈輪。然后通過液

2、壓缸夾緊裝置將碳桿壓在裝有夾持塊鏈條之間，并且通過鏈條的轉(zhuǎn)動，靠摩擦力來向上提起碳桿，通過導向盤將其纏繞在直徑為1.8m的纏繞大盤上，纏繞大盤由電動機帶動。本抽油機采用機械平衡方法，將平衡塊裝在鏈輪軸尾端，利用重力來實現(xiàn)平衡。 關鍵詞：抽油機；傳動鏈式；超長沖程；設計；碳纖維復合材料 The Design and Analysis of 10 Type Transmission Chain Ultra-long Stroke Pumping Unit Abstract: The long-stroke pu

3、mping unit can achieve long-stroke requirements. This design uses the carbon fiber composite continuous sucker rod, the material with advantages like small density, good flexibility, corrosion resistance, anti-fatigue performances, of small piston effect, working quickly, and so on. The rod load of

4、the 10 type transmission chain ultra-long stroke pumping unit is 100KN, stroke is 10-30m, speed is 15-20m/min, specifications for the application of carbon rod (303.0) mm, (324.2) mm, (355.0) mm. The main task is to design the transmission unit, clamping devices, winding device, clamping block struc

5、ture, balance device etc， as well as to check the key parts, and calculation the balance of the pumping unit. The unit is driven by explosion-proof coiling rotor asynchronous motor which can provide positive &negative, through the narrow V belt, via secondary reducer communicated to the sprocket wh

6、ich is used for ascension .Then the carbon rod is pressed on the clamping device with gripping piece through hydraulic cylinder, and through the chain with friction to rotate carbon rod, brought up the sucker rod by the guide plate in a diameter of 1.8 meters, the winding device driven by the motor.

7、 This unit adopts mechanical equilibrium method, and the balance piece is on the sprocket axial end. Keywords: pumping unit; transmission chain; ultra-long stroke; design; carbon fiber composite materials 目 錄 1 緒 論 1 1.1 長沖程抽油機的發(fā)展現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 1 1.1.1 國內(nèi)長沖程抽油機的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 1 1.1.2 國外長沖程抽油機的現(xiàn)狀與發(fā)

8、展趨勢 2 1.2 碳纖維復合材料 4 1.2.1 碳纖維復合材料簡介 4 1.2.2 碳纖維復合材料連續(xù)抽油桿的性能特點及應用前景 6 2 抽油機起升裝置電動機的選擇 7 2.1 電動機的選擇 7 2.1.1 起升功率的計算 7 2.1.2 傳動裝置的總功率 7 2.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速 8 2.2 傳動參數(shù)的計算 8 2.2.1 計算總傳動比 8 2.2.2 分配減速器的各級傳動比 9 3 傳動裝置的設計 11 3.1 帶傳動的設計 11 3.1.1 確定計算功率 11 3.1.2 選取窄V帶的帶型 11 3.1.3 驗算V帶

9、的速度 11 3.1.4 確定V帶基準長度和中心距 11 3.1.5 帶輪包角α 12 3.1.6 計算V帶根數(shù) 12 3.2 帶輪的設計 12 3.2.1 計算預緊力 12 3.2.2 作用在軸上的壓軸力 13 3.2.3 帶輪寬度 13 3.3 齒輪傳動的設計 13 3.3.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 13 3.3.2 初步確定主要傳動嚙合參數(shù) 13 3.3.3 校核齒根彎曲疲勞強度（高速級） 16 3.3.4 校核齒面接觸疲勞強度（高速級） 18 3.3.5 承載能力計算（高速級） 18 3.3.6 低速級齒輪疲勞強度校

10、核 19 3.3.7 主要參數(shù)幾何尺寸計算 20 3.4 軸的設計 20 3.4.1 Ⅰ軸的設計及相關鍵的設計 21 3.4.2 Ⅱ軸的設計及相關鍵的設計 21 3.3.4 Ⅲ軸的設計及相關鍵的設計 22 3.5 軸的校核 22 3.5.1 求低速級大齒輪上的力 22 3.5.2 求軸上載荷 23 3.5.3 按彎扭合成應力校核軸上的強度 25 3.5.4 軸的精確校核 26 3.6 減速器軸承的設計 28 3.6.1 軸承材料的選擇 28 3.6.2 軸承型號選擇 28 3.7 機體的設計 28 3.8 減速器潤滑系統(tǒng)的設計 30

11、 3.9 剎車的設計 30 4 傳動鏈及鏈輪的設計 31 4.1 傳動鏈的設計 31 4.2 鏈輪的設計 32 5 抽油機夾緊裝置的設計 34 5.1 夾緊力的確定： 34 5.2 夾緊裝置的確定 34 5.2.1 液壓缸尺寸的確定 34 5.2.2 液壓泵的選擇 36 5.2.3 液壓系統(tǒng)的確定 37 6 纏繞盤及動力裝置的設計 38 6.1 動力裝置的設計 38 6.1.1 電動機功率的確定 38 6.1.2 確定電動機型號 38 6.2 纏繞大盤的設計 40 6.2.1 纏繞大盤尺寸的設計 40 6.2.2 纏繞大盤軸的設

12、計 40 7 夾持塊及支架的設計 42 7.1 夾持塊的設計 42 7.2 支架的設計 42 8 平衡能量計算及平衡裝置的設計 43 8.1 平衡能量的計算 43 8.1.1 原始數(shù)據(jù) 43 8.1.2 井深計算 43 8.1.3 電動機上下沖程時功率計算 44 8.2 平衡重計算及平衡裝置的設計 45 9 經(jīng)濟性評估 47 10 結(jié) 論 48 參考文獻 49 致 謝 51 54 1 緒 論 1.1 長沖程抽油機的發(fā)展現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 近年來,世界抽油機的技術發(fā)展,主要是長沖程抽油機的發(fā)展。先后出現(xiàn)了各種各樣的長沖程抽油機,

13、經(jīng)過試驗與使用,均證明長沖程抽油機是一種較好的新型抽油機。 根據(jù)當前石油工業(yè)發(fā)展的需要，發(fā)展長沖程抽油機不僅有利于減緩老油田高含水開采后期原油產(chǎn)量遞減速度，而且有利于開發(fā)稠油、低滲透等油田的“難動用儲量”，還有利于對沙漠油田深井及超深井的開采。 目前長沖程抽油機可分為：（1）增大沖程抽油機，包括增大沖程抽油機，增大沖程無游梁抽油機；（2）長沖程無游梁抽油機，包括立式長沖程無游梁抽油機，臥式長沖程無游梁抽油機。 1.1.1 國內(nèi)長沖程抽油機的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 近幾年，我國各主力油田對長沖程()、大負荷(>12型)、低沖次(4次/min)的抽油機的需求迅速增長。如某油田購進抽油機的主要機型

14、沖程隨時間的變化規(guī)律大致如圖1-1所示。 圖l-1某油田主力機型沖程的變化趨勢 國內(nèi)產(chǎn)品介紹： ①無游梁增距抽油機 撫順石油機械廠肖韓明、王幼均和中國天然氣總公司第八建設工程公司劉桂芳共同研究開發(fā)了無游梁增矩抽油機 ,也稱為機械無游梁增距抽油機。　　 ②復合天輪式長沖程抽油機 大慶石油學院機械系和大慶采油三廠共同研制了LCYJ10 —8 —105HB 型復合天輪式長沖程抽油機,是一種既滿足大排量抽油,又能進行環(huán)空測試的抽油機。 1.1.2 國外長沖程抽油機的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 近年來，各國研究開發(fā)了各種新型抽油機，為更經(jīng)濟有效地開采石油

15、做出了卓越貢獻。在新型抽油機中，長沖程抽油機品種最多，占有更大的比例，具有較好的抽油性能、提高石油產(chǎn)量、降低采油成本、提高經(jīng)濟效益等優(yōu)點。根據(jù)技術發(fā)展預測結(jié)果，在今后很長一段時間內(nèi)，長沖程抽油機仍將是世界抽油機發(fā)展的主流和方向，長沖程抽油機將會有更大的發(fā)展。目前國外長沖程抽油機已廣泛應用于稠油開采、小泵深抽采油工藝、大泵提液采油工藝以及開采各種特殊石油。國外產(chǎn)品介紹: ①美國ROTALEX長沖程低沖次抽油機 美國ROTALEX長沖程低沖次抽油機結(jié)構(gòu)見圖1-2。具有以下結(jié)構(gòu)特點：a、立式結(jié)構(gòu),采用鏈條和膠帶傳動方式,膠帶的一端通過懸繩器與光桿聯(lián)接,另一端通過帶拉桿與平衡重聯(lián)接,膠帶中間掛在膠

16、帶滾筒上面。b、由電動機通過三角膠帶、減速器后驅(qū)動主動鏈輪旋轉(zhuǎn),帶動平衡重上下運動,實現(xiàn)抽油桿上下往復運動抽油。c、平衡重可根據(jù)油井實際載荷情況進行調(diào)節(jié),可以達到較精確的平衡效果。d、抽油機占地面積較小, 用于叢式井抽油。 1-安全臺 2-膠帶滾筒 3-懸繩器帶拉桿 4-懸繩器鋼索 5-光桿夾緊器6-膠帶 7-平衡帶拉桿 8-平衡重 9-混凝土基礎 -10傳動帶保護 11減速器 12-井口 13-光桿 14-從動鏈輪 15-鏈條 16-主動鏈輪 圖 1-2 ROTAPLEX 長沖程低沖次抽油機機構(gòu) ②法國長沖程無游梁液壓抽油機 法國公司生產(chǎn)的長沖程無游梁液壓抽油機結(jié)構(gòu)見圖1

17、-3。目前有六種規(guī)格產(chǎn)品,懸點大載荷為34.23-195.64KN,沖程長度為10m, 最大沖次為5min-1 。Mape公司長沖程無游梁液壓抽油機適用于開采稠油或高氣油比石油適用于定向井、叢式井、水平井、斜井、雙井平衡抽油以及深井抽油；適用于油田蒸汽吞吐采油和水驅(qū)采油該抽油機還可以用于起下抽油桿和油管,不需要修機進行作業(yè)在進行抽油作業(yè)時,可近距離或遠距離遙控調(diào)節(jié)抽油機的沖程長度與沖次, 還可以調(diào)節(jié)上沖程或下沖程的運動速度,以滿足油井抽油的需要。 目前,該抽油機有以下六種規(guī)格: (1)H60-77-0/394型;(2)H100-110-0/394;(3)H175-150-0/394;(4)

18、H240-220-0/394型;(5)H360-309-0/394型;(6)H610-440-0/394型。 在上述型號中, H代表長沖程無游梁液壓抽油機;第(1)種規(guī)格中的代表液壓馬達扭矩, 單位為以103lbin, 77代表抽油機載荷, 位為102lb,0/394代表沖程長度,單位為in。其余五種型號數(shù)字代表意義與上同。法國公司長沖程無游梁液壓抽油機,有海洋叢式井用抽油機、斜井用抽油機、拖車式抽油機、雙井用抽油機等四種類型。 圖 1-3 長沖程無游梁液壓抽油機 通過對國外各類長沖程抽油機進行分析研究后，得出以下三點有關技術發(fā)展方向的結(jié)論： <1>.增大沖程游梁抽油機是常規(guī)游梁抽

19、油機的發(fā)展方向：由于增大沖程游梁抽油機具有提高采油效率、增加石油產(chǎn)量、降低采油成本等優(yōu)點，所以是常規(guī)游梁抽油機的發(fā)展方向。 <2>.增大沖程無游梁抽油機是增大沖程抽油機的發(fā)展方向：增大沖程游梁抽油機是在游梁抽油機的基礎上增加了增大沖程的機構(gòu)，仍然保留著游梁抽油機的某些缺點，各種技術經(jīng)濟指標不可能有顯著的改善和提高。增大沖程無游梁抽油機徹底擺脫了游梁抽油機的某些缺點，具有更好的技術經(jīng)濟指標，可大幅度的提高抽油機運動特性、動力特性和平衡特性，所以增大沖程無游梁抽油機是增大沖程抽油機的發(fā)展方向。 <3>.長沖程無游梁抽油機是長沖程抽油機的發(fā)展方向：與增大沖程抽油機相比較，長沖程無游梁抽油機使用現(xiàn)

20、代采油工藝發(fā)展的需要，技術經(jīng)濟指標先進，顯著提高了抽油機的運動特性，不需要增大沖程機構(gòu)，傳動效率較高，桿件受力較好，而且還可以實現(xiàn)超長沖程抽油。這種沖程是增大沖程抽油機無法實現(xiàn)的，所以長沖程無游梁抽油機優(yōu)越于增大沖程抽油機。為此，長沖程無游梁抽油機是長沖程抽油機的發(fā)展方向。 總之世界長沖程抽油機將會有很大的技術發(fā)展，其數(shù)量將會大幅度增加，長沖程機構(gòu)將更簡單、有效，壽命更長。 1.2 碳纖維復合材料 1.2.1 碳纖維復合材料簡介 碳纖維復合材料連續(xù)抽油桿的外形呈帶狀，橫截面為矩形（通常的尺寸為36.83mm5.38mm），長度可達915m以上，中間沒有接箍，僅兩端各有一個剛接頭，

21、可纏繞到直徑為3.05m，寬為0.15m的滾筒上。它具有密度小，彈性較好，耐腐蝕， 抗疲勞性能好，活塞效應小，起下作業(yè)速度快等優(yōu)點；同時存在兩端部與剛接頭連接部位的疲勞強度較低，最大工作溫度僅為60℃，不能受壓縮應力，不耐磨和價格較貴的缺點。合理利用碳纖維復合材料連續(xù)抽油桿，可達到增產(chǎn)，節(jié)電，延長檢泵周期，降低采油成本的目的。它擴大了有桿泵抽油系統(tǒng)的應用范圍，可用于高含水油井，深井，超深井和腐蝕井的原油開采具有廣闊的應用前景。 為了克服普通剛抽油桿質(zhì)量大，耗能高，失效頻繁，活塞效應大，起下作業(yè)速度慢，易磨損的缺點，美國利用獨特的航空航天設計和材料技術，經(jīng)過10多年的努力，于20世紀90年代初

22、研制成功碳纖維復合材料連續(xù)抽油桿，專用的油井作業(yè)設備和碳纖維復合材料連續(xù)抽油桿和鋼質(zhì)抽油桿的混合抽油桿柱設計軟件，并進行了礦場試驗。試驗結(jié)果表明：碳纖維復合材料連續(xù)抽油桿是一種很有發(fā)展前途的特種抽油桿。CFRPC抽油桿的結(jié)構(gòu)碳纖維符合材料或稱碳纖維增強塑料連續(xù)抽油桿（Carbon Fibre Reinforced Plastic Continuous Sucker Rod）簡稱為CFRPC抽油桿，呈帶狀，可纏繞到纏繞大盤上（見圖1-4），它的橫截面為矩形。增強材料：心部為碳纖維；上下表面覆蓋玻璃纖維布，以提高CFRPC抽油桿的橫向強度；左右兩側(cè)面和棱角覆蓋勞綸纖維布或玻璃纖維布，以提高抽油桿的

23、耐磨性能?；w為乙烯樹脂，采用拉擠工藝生產(chǎn)。 1— 轉(zhuǎn)軸;2—支承環(huán);3—滾筒;4—CFRPC抽油桿 圖1-4 纏繞大盤 CFRPC抽油桿兩斷部的連接結(jié)構(gòu)（見圖1-5），其兩表面上各帖一條用纖維復合材料做的加強帶，并打3個螺釘孔。剛接頭的一端符合API抽油桿規(guī)范以便和剛抽油桿，抽油光桿相連接；另一端開一個槽，有3個內(nèi)螺紋孔。將CFRPC抽油桿的端部插入，鋼接頭的槽中用3個螺釘固定。 CFRPC抽油桿的端部連接結(jié)構(gòu) 1—CFRPC抽油桿;2—加強帶;3—螺釘;4—鋼接頭 圖1-5 抽油桿結(jié)構(gòu) 當今有一些油廠采用CFRPC抽油桿油井作業(yè)設備（見圖1-6

24、） 1—滾筒;2—導向器;3—CFRPC抽油桿;4—載車;5—馬達; 6—減速器;7—鏈條;8—吊桿;9—鋼絲繩;10—卡瓦;11—千斤頂 圖1-6 抽油桿作業(yè)車 1991年5月至1995年11月美國在33口抽油井使用了CFRPC抽油桿，平均泵掛深度為1444m，平均泵徑為50.5m，7口井的平均沖數(shù)為10.5min-1，平均地面沖程為3.94m，CFRPC抽油桿的長度占整個抽油桿柱長度的平均比例為56.8%,井底的平均溫度為42.7℃，井液平均含水88.8℃，平均日產(chǎn)液91.7t。其中有一口井正常運行了4年，另一口含H2S的井正常運行了3年，還有幾口井也

25、連續(xù)運行了3年多。這33口井在4年半的礦場試驗中工作業(yè)45井次，最主要的失效形式是剛接頭疲勞斷裂和CFRPC抽油桿端部連接部件失效，其次是由于CFRPC抽油桿受壓應力引起失效。試驗結(jié)果表明：CFRPC抽油桿具有足夠的抗疲勞強度，可以達到增產(chǎn)和節(jié)電的目的，可用于原油生產(chǎn)。 1.2.2 碳纖維復合材料連續(xù)抽油桿的性能特點及應用前景 （1）優(yōu)點： ① 密度小，可以降低光桿載荷和減速器的扭矩，節(jié)電。CFRPC抽油桿的密度為1.59g/cm，約為鋼抽油桿的五分之一。CFRPC抽油桿剛抽油桿的混合抽油桿柱的質(zhì)量比剛抽油柱輕50%以上，因此，可以大大降低光桿載荷和減速器的紐矩，達到節(jié)電的目的?？墒钩?/p>

26、油桿的型號降低1—2個規(guī)格，減少設備投資。 ② 彈性好，優(yōu)化設計混合抽油桿柱，可以增加原油產(chǎn)量。CFRPC抽油桿的彈性模量E＝1.16105Mpa，利用混合抽油桿柱設計軟件，優(yōu)化設計抽油系統(tǒng)，可實現(xiàn)超沖程，增加原油產(chǎn)量。 ③ 耐腐蝕，延長了檢泵周期。 ④ 降低了抽油桿的失效頻率和活塞效應。CFRPC抽油桿的中間沒有接箍，減少了接箍引起的失效和活塞效應。 ⑤ CFRPC抽油桿與油管的摩擦力較小，降低了油管的磨損和光桿載荷。 ⑥ 抽油桿起下作業(yè)速度快，減輕作業(yè)工人的勞動強度。混合抽油桿柱的起下作業(yè)速度約比鋼抽油桿柱快60%。 ⑦ 擴大了有桿泵抽油系統(tǒng)的應用范圍。利用美國普通的640型抽

27、油機和抽油泵，泵掛深度為1493m，利用CFRPC抽油桿，通過優(yōu)化設計，日產(chǎn)液可達191t，因此可部分代替電潛泵，用于大泵強采。此外，CFRPC抽油桿還可用于深井，超深井和腐蝕井。 （2）缺點： ①CFRPC抽油桿的兩端部與鋼接頭連接部件的疲勞強度較低，是薄弱環(huán)節(jié)。 ②目前最高工作溫度僅為60℃。 ③不能承受壓應力，耐磨性能較差。 ④價格較貴，美國CFRPC抽油桿的價格接近22.2mm玻璃鋼抽油桿，比22.2mm抽油桿貴1倍。 （3）應用前景： CFRPC抽油桿適用于高含水油井，深井，超深井和腐蝕井的原油開采。目前我國約有抽油井8萬口，原油平均含水在80%以上，泵掛深度2000m

28、以上深的井數(shù)占井數(shù)的15%以上，腐蝕井的井數(shù)也占總井數(shù)的15%以上。因此，CFRPC抽油桿在我國有廣闊的應用前景。 2 抽油機起升裝置電動機的選擇 2.1 電動機的選擇 2.1.1 起升功率的計算 懸點載荷：Fmax=100KN 起下速度：V=15—20 m/min=（）m／s 則起升功率為：Pw=FmaxV=100()Kw=()Kw 即最大起升功率：Pw=33.3Kw 2.1.2 傳動裝置的總功率 選擇傳動方案如下圖2-1所示： 圖2-1 傳動裝置運動簡圖 這一功率由電動機帶動減速器來實現(xiàn)，則由電動機至傳動鏈的傳動總效率為，即有：

29、 （2-1） 其中分別為每一傳動副的傳動效率，分別為： 帶傳動： =0.95 滾動軸承： =0.98 齒輪傳動： = 0.98 （齒輪精度為8級，不包括軸承效率） 聯(lián)軸器： = 0.99 （凸緣聯(lián)軸器） 鏈傳動： = 0.91 則有 所以 （2-2） 2.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速 根據(jù)所選鏈及鏈輪可確定主動齒輪軸的工作轉(zhuǎn)速為： （

30、2-3） 按表推薦的傳動比的合理范圍。 取V帶傳動的傳動比： 二級圓柱齒輪減速器的傳動比： 則傳動比的合理范圍為： 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： 由于動作過程中電動機需要經(jīng)常改變方向，所以需要選擇可以反轉(zhuǎn)的電動機，根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，選擇“YBD系列隔爆型三相異步電動機”。 其主要性能如表2-1： 表2-1 電動機性能表 型號 額定功率 （Kw） 電壓 (V) 電流 (A) 同步轉(zhuǎn)速 (r／min) 效率 (%) 功率因數(shù) YBD-280M-6 55 380 104.8 1

31、000 90 0.87 2．0 2.2 傳動參數(shù)的計算 2.2.1 計算總傳動比 YBD-280M-6型電動機 總傳動比： （2-4） 分配傳動裝置傳動比由公式 （2-5） 式中,分別為帶傳動和減速器的傳動比，為使V帶傳動的外廓尺寸不至于過大，故初?。?3.0 則減速器傳動比為 2.2.2 分配減速器的各級傳動比 按展開式布置，考慮潤滑條件，兩極大齒輪應有近似的浸油深度(即使兩個大齒輪直徑相近)，可由《機械設計課程指導書》圖

32、12展開式曲線查得有=4.555 則 傳動裝置各軸的運動及運動參數(shù)： 為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩（或功率），將傳動裝置各軸有高速至低速依次定為：Ⅰ軸，Ⅱ軸，Ⅲ軸，Ⅳ軸。 i為相鄰軸間的傳動比； 為相鄰兩軸間的傳動效率； 為相鄰的輸入功率（kw） T為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（Nm） n為各軸的轉(zhuǎn)速。 則可按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到個軸的運動和動力參數(shù)： 各軸轉(zhuǎn)速 ① ----電動機同步轉(zhuǎn)速 -----電動機至工作軸的傳動比 =1000 r／min I軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： IV軸: ② 各軸輸入功率： Ⅰ軸:

33、Ⅱ軸： Ⅲ軸： IV軸: ③ 各軸輸入轉(zhuǎn)矩： （2-6） Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 IV軸 數(shù)據(jù)歸納為下表2-2： 表2-2 傳動裝置各軸運動參數(shù) 名稱 輸入功率P(KW) 輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm) 轉(zhuǎn)速N(r/min) 傳動比 i 效率 電動機 43.971 419.923 1000 3.0 0.95 Ⅰ軸 41.772 1196.780 333.33 4.555 0.96 Ⅱ軸 40.118 5229.759 73.259

34、3.16 0.96 Ⅲ軸 38.529 15871.628 23.159 1 0.96 IV軸 38.529 15871.628 23.159 3 傳動裝置的設計 3.1 帶傳動的設計 已知電動機的型號為YBD-280M-6 額定功率： 55KW 同步轉(zhuǎn)速： 1000r/min 帶傳動比i： 3.0 一天運轉(zhuǎn)時間： 24小時 3.1.1 確定計算功率 查表有 計算功率為： （3-1） 3.1.2 選取窄V帶的帶型 根據(jù)和小帶輪轉(zhuǎn)速 n確定用窄V帶帶型。由于

35、窄V帶能承受較大的預緊力，故根據(jù)《機械設計》第七版圖8-9選用SPB型窄V帶。 由《機械設計》表8-3和表8-7取主動輪基準直徑為=224mm 則 選取標準值：=710mm 3.1.3 驗算V帶的速度 由公式 （3-2） 帶速在5—35m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 3.1.4 確定V帶基準長度和中心距 根據(jù)公式 （3-3） 有 即 初取a0=1000mm 由公式

36、 （3-4） 取基準長度帶長mm 計算實際中心距a （3-5） 3.1.5 帶輪包角α （3-6） 則主動輪上的包角合適。 3.1.6 計算V帶根數(shù) （3-7） 根據(jù)，，查《機械設計》第七版表8-5c和表8-5d 得： =8.97， =0.8 根據(jù)，查《機械設計》第七版表8-8，得： 根據(jù)=3550mm，查表8-2，得：=1.00 則將上述數(shù)據(jù)代入可得

37、， 取整值 Z=9根 3.2 帶輪的設計 3.2.1 計算預緊力 由公式 （3-8） 查表8-4得q=0.020kg/m 應使帶的實際初拉力大于。 對于新安裝的V帶，初拉力1.5，運轉(zhuǎn)后為1.3。 3.2.2 作用在軸上的壓軸力 （3-9） 3.2.3 帶輪寬度 （3-10） ， 帶輪用鑄造的方法制造，選用鋼材 HT=100. 3.3 齒輪傳動的設計 3.3.1 選定齒

38、輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) （1）一般抽油機齒輪傳動采用雙圓弧齒輪傳動； （2）選用齒輪精度等級為8-8-7JB4021-85； （3）選擇齒輪材料 小齒輪材料：，調(diào)質(zhì)，。 大齒輪材料：，調(diào)質(zhì)，。 用硬度下限值查《抽油機》（石油工業(yè)出版社）圖5-12和圖5-18，取調(diào)質(zhì)合金鋼區(qū)域圖的中間值得疲勞極限 小齒輪 大齒輪 3.3.2 初步確定主要傳動嚙合參數(shù) ⑴ 高速級（人字形齒輪） 已知

39、=4.555， 初選 則 暫取則半齒寬上的軸向重合度為 （3-11） = 在推薦范圍內(nèi)，故取=2.297，=0.297 按《抽油機》接觸疲勞強度設計式（5-11）初定模數(shù)： （3-12） 對分流式布置的人字形齒輪，按單側(cè)斜齒傳遞一半扭矩計算，取小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩為 （3-13） 其中 [T]為輸出軸轉(zhuǎn)矩，i為減速器總傳動比，為減速箱總傳動效率。 查《抽油機》圖5-7，=0

40、.72時，=1.09（非對稱布置，軸剛性?。? 取=1.5，暫取=1.05 按齒輪Ⅲ組精度為7級，取=1.39 由《抽油機》圖5-8，當=0.297，時，查得 =0.17 由《抽油機》表5-4得=31.27 由《抽油機》圖5-9，按u=4.556，查得=1.058 由《抽油機》圖5-10，按，查得=0.665。 暫取=1，=1，=1 取 則 （3-14） （3-15） =4.044mm 取第一系列標準模數(shù)，=5mm 初定主要傳動參數(shù)： 取中心距A=300mm 則=33.5573=3333′

41、取b=65mm（單側(cè)齒寬） （2）低速級（人字齒輪） 低速級傳動比 初選，則 則取整為=95，則 暫取 在推薦范圍內(nèi)，故取=2.33， = 由《抽油機》圖5-7按=0.5和，查得（非對稱布置，軸剛性小） 由《抽油機》圖5-9,按u=3.167查得=1.077 由《抽油機》圖5-10，按查得=0.6224 由《抽油機》圖5-8，按=0.33，查得=0.20 代入接觸強度設計式初定模數(shù)： =5.099mm，取標準模數(shù)=6mm 初定主要傳動參數(shù)： 中心距取整得 A=420mm =26.77=2646′ 則取b=97mm（半

42、人字齒寬） 3.3.3 校核齒根彎曲疲勞強度（高速級） 按《抽油機》校核式（5-13）計算齒根彎曲疲勞應力 （3-16） 實際總傳動比 考慮到兩側(cè)齒輪對中性的加工誤差，故在校核計算時，單側(cè)齒輪名義轉(zhuǎn)矩按0.6算，即 小齒輪轉(zhuǎn)速 由《抽油機》圖5-6,7級精度，得 由《抽油機》圖5-7，按非對稱布置，軸剛性小查得（軟齒面） 實際重合度 由和β=33.5573 從《抽油機》圖5-8查得 取 由《抽油機》圖5-9，按u=4.556，查得 由《抽油機》表5-4查得 由《抽油機》圖5-10查

43、得 按由圖5-15查得 未修端，由圖5-16查得 由于抽油機齒輪減速器，其應力循環(huán)次數(shù)比齒根彎曲疲勞循環(huán)基數(shù)， 故取。 由《抽油機》表5-20，查得 ——彎曲強度的最小安全系數(shù)，取值范圍為，要求一般可靠度時取下限值，高可靠度時取上限值。 從校核計算可知，小齒輪彎曲強度比大齒輪低，但兩者都超過了高可靠度安全系數(shù)，彎曲強度儲備有富裕。 3.3.4 校核齒面接觸疲勞強度（高速級） 用校核式（5-20）計算齒面疲勞應力： （3-17） 前面已選定及等系數(shù)。 由算得

44、 由及，從圖《抽油機》5-11查得 ，則 =451.22 由《抽油機》圖5-13，采用200號極壓工業(yè)齒輪油潤滑，當， 查得 由《抽油機》圖5-14，按，查得 則 安全。由計算可知，小齒輪的接觸疲勞強度比大齒輪高。 3.3.5 承載能力計算（高速級） （1） 由許用接觸應力決定承載能力 取 （3-18） 則換算到輸出軸的承載能力為 （2）由許用彎曲應力決定的承載能力 取

45、 （3-19） 則換算到輸出軸的承載能力為 3.3.6 低速級齒輪疲勞強度校核 計算過程從略，僅給出結(jié)果。 （1）齒面接觸疲勞強度校核 安全。 （2）齒根彎曲疲勞強度校核 安全。 3.3.7 主要參數(shù)幾何尺寸計算 表3-1 齒輪幾何參數(shù)匯總表 名稱 高速級 低速級 計算式 齒數(shù)Z , 模數(shù) mm mm 當量模數(shù) 螺旋角β β=3333′ β=2646′ 傳動比i i=4.556 i=3.159 分度圓直徑 d

46、 中心距A A=300mm A=421mm 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 3.4 軸的設計 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，按照扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算，即。初算軸徑時，若最小軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸段強度的影響。對直徑d>100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%；有兩個鍵槽時，應增大7%。對直徑d100mm的軸，有一個鍵槽，軸徑增大5%~7%；有兩個鍵槽時，應增大10%~15%。 3.4.1 Ⅰ軸的設計及相關鍵的設計 （1）高速軸的材料選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度241~286HBS

47、。 查《機械設計》（第七版）表15-3得 由公式可得 因為高速軸為外伸軸，且最小軸徑處需要安裝帶輪，需開一鍵槽， 則 取 由此依次設計Ⅰ軸的軸徑（由帶輪端向箱體內(nèi)）為60mm—70mm—80mm—齒輪軸—80mm—70mm。 （2）裝帶輪的輪轂設計 取轂長為= （3）軸上鍵的設計 查《機械零件手冊》取鍵長L=100mm，采用圓頭普通平鍵A型，并得 鍵的尺寸為bh=1811mm，軸槽深度mm，輪轂深度mm 由于齒輪軸的直徑與齒輪的分度圓直徑相差不大，所以將齒輪與軸做成一體，稱之為齒輪軸。 3.4.2 Ⅱ軸的設計及相關鍵的設計 （1）Ⅱ軸材料選用40Cr調(diào)

48、質(zhì)，硬度241~286HBS 查《機械設計》（第七版）表15-3得 由公式，可得 因為中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，故取標準值 則Ⅱ軸軸徑依次為90mm—95mm—100mm—130mm—96mm—90mm。 （2）齒輪輪轂設計 齒輪2的輪轂長度，齒輪3的輪轂長度為 （3）軸上鍵的設計 兩鍵的型號均選用A型圓頭平鍵，查《機械零件手冊》可得，鍵的尺寸均為bh=2816mm 安裝齒輪2的鍵長可選用 安裝齒輪3的鍵長可選用 其它參數(shù)分別為： 齒輪輪轂上輪槽深度均為mm，軸上鍵槽的深度均為mm。 3.3.4 Ⅲ軸的設計及相關鍵的設計 （1）Ⅲ軸材料選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬

49、度241~286HBS 查查《機械設計》（第七版）表15-3得 由公式，可得 因為Ⅲ軸為外伸軸，且最小軸徑處安裝聯(lián)軸器，開有鍵槽 ，取 則軸徑依次為125mm—135mm—140mm—150mm—170mm—145mm—140mm。 （2）軸上鍵的設計 為了使所選用的軸頸與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為。 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱扭矩的條件，查《機械設計手冊》選用“彈性柱銷齒式聯(lián)軸器ZL11型”，其公稱扭矩為，孔徑范圍為d=120~130mm。 由于半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度為L=212mm，故取鍵長；型號選用A型圓頭

50、平鍵，其尺寸為bh=3218mm，軸上鍵槽的深度為mm。 根據(jù)齒輪輪轂寬度選取，軸與齒輪相聯(lián)接的鍵長為，型號選用A型圓頭平鍵，其尺寸為bh=3620mm，齒輪輪轂上輪槽深度為mm，軸上鍵槽的深度為mm。 3.5 軸的校核 現(xiàn)僅需精確校核輸出軸，詳細過程如下： 3.5.1 求低速級大齒輪上的力 已知大齒輪分度圓直徑為 而圓周力 徑向力 因為采用人字形齒輪，則不受軸向力，即 3.5.2 求軸上載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。 圖3-1 軸的計算簡圖 如上圖，由（b）圖可求

51、出水平面支座反力 從而可得軸在水平面上所承受彎矩： 由（c）圖可求出垂直面支座反力 從而可得軸在垂直面上所承受彎矩： 則可得總彎矩為： 表3-2 軸上載荷計算表 載荷 水平面H 垂直面v 支座反力R 彎矩M 總彎矩 扭矩 3.5.3 按彎扭合成應力校核軸上的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的界面（即危險截面）的強度，根據(jù)《機械設計》第七版式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取。 軸的計算應力

52、 （3-20） 前已選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設計》表15-1查得 ，因此，故安全。 3.5.4 軸的精確校核 （1）判斷危險截面 A-B段軸只受到扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以A-B段軸的截面均不用校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，安裝大齒輪處的軸截面由于過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的的應力最大。齒輪左端截面的應力集中的影響的影響和齒輪右端截面的相近，但齒輪右端截面不受扭矩作用，故不必作強度

53、校核。截面C雖然應力最大，但應力集中不大，（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端）；而且這里軸的直徑最大，故截面C也不用校核；軸C-D段顯然也無需校核，由《機械設計》第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，而且齒輪左端截面左方比右方軸頸大，則僅需校核齒輪左端截面的右方即可。 （2）抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 齒輪左端面右側(cè)的彎矩M為： 齒輪左端面右側(cè)的扭矩為： 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力： 軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設計》表15-1查得 ① 軸肩引起的應力集中 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及 按《機械設計》附表3-2查取。本

54、節(jié)參考文獻《機械設計》第七段。 因 經(jīng)插值后可查得， 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)按式（附3-4）為 由附圖3-2得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工。由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為： 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按《機械設計》式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為： 又由3-11及3-2得合金鋼的特性系數(shù) 取 取 計算安全系數(shù)值，按《機械設計》式（15-6）~（15-8）則得 （3-21） （3-2

55、2） （3-23） 可知在軸肩引起的應力集中作用下是安全的。 ② 過盈配合引起的應力集中 過盈配合處的值，由附表3-8用插入法求出，并取 于是得 則得綜合系數(shù)為： 所以安全系數(shù)值為 可知其在過盈配合引起的應力集中作用下也是安全的。 所以軸的強度足夠，安全。 3.6 減速器軸承的設計 3.6.1 軸承材料的選擇 軸承需要耐磨、耐蝕，故選擇材料表面淬火，硬度48-55HRC。保證各強度要求。 3.6.2 軸承型號選擇 均選用深溝球軸承6000型

56、，其型號如下表3-3： 表3-3 6000型深溝球軸承參數(shù) 輸出軸：6228 基本尺寸為 中間軸：6218 基本尺寸為 輸入軸：6214 基本尺寸為 3.7 機體的設計 機體選用鑄鐵鑄造，其結(jié)構(gòu)尺寸如下表3-4： 表3-4 機體的結(jié)構(gòu)尺寸表 名稱 符號 減速器型號及尺寸關系 機座壁厚 二級圓柱齒輪減速器 機蓋壁厚 二級圓柱齒輪減速器 機座凸緣厚度 機蓋凸緣厚度 機座底凸緣厚度 地腳螺釘直徑 地腳螺釘數(shù) 軸承旁連接螺栓 機蓋與機座聯(lián)結(jié)螺栓直徑 聯(lián)結(jié)螺栓的

57、間距 150~200 軸承端蓋螺釘直徑 窺視孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑 至外機壁距離 至凸緣邊緣距離 軸承旁凸臺半徑 外機壁至軸承座端面距離 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 機蓋，機座肋厚 軸承端蓋外徑 軸承端蓋凸緣厚度 軸承旁聯(lián)接螺栓的距離 s 取s= 3.8 減速器潤滑系統(tǒng)的設計 該系統(tǒng)需要潤滑的機構(gòu)主要是減速器中的齒輪和軸承；還有纏繞大盤及鏈輪軸的軸承。其中齒輪潤滑選30號機械油；軸承潤滑選鈉基潤滑脂，通過油杯加到軸承里。 3.9

58、 剎車的設計 剎車裝置是保證抽油機安全、可靠工作的重要部件。在切斷動力源后，剎車裝置應能將曲柄平穩(wěn)可靠地制動在任何位置。因此，抽油機剎車裝置應具有足夠的強度和剛度。而且要求結(jié)構(gòu)簡單，操縱靈活，維修方便。 本設計采用內(nèi)張雙蹄式剎車裝置如下圖3-2所示 圖3-2 內(nèi)張雙蹄式剎車裝置圖 4 傳動鏈及鏈輪的設計 4.1 傳動鏈的設計 ①鏈輪的齒數(shù)選擇 查《機械設計》表9-5得 ② 計算功率 查表9-9得，則 （4-1） ——傳遞功率 ——工作情況系數(shù) ③ 確定鏈條型號和節(jié)距P 一般鏈速低于時采用人工定期潤滑，則根據(jù)《機械設計》圖9-14和表

59、9-1可選取節(jié)距為的32A型號鏈條。由于工作需要選擇三排鏈。 確定鏈條鏈節(jié)數(shù)。初定中心距，則鏈節(jié)數(shù)為 節(jié)無需圓整。 為了保證鏈條松邊有一個合適的安裝垂度；實際中心距應在較理論中心距小一些，即 理論中心距的減小量 則實際中心距 圓整為 查表得參數(shù)如下表4-1： 表4-1 鏈輪結(jié)構(gòu)參數(shù)表 名稱 符號 尺寸 單位 節(jié)距 P 50.8 mm 滾子外徑 25.58 mm 內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬 31.55 mm 銷軸直徑 14.27 mm 內(nèi)鏈板高度 48.26 mm 排距 58.55 mm 抗拉載荷

60、 222.4 kN 每米質(zhì)量（單排） q 10.10 Kg/m 滾子鏈輪的標記為 32A—3122GB1243.1—83 4.2 鏈輪的設計 ①滾子鏈輪的基本參數(shù)的確定 分度圓直徑為： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒高為： 齒側(cè)凸緣直徑為： 齒寬： 倒角寬： 倒角半徑： 齒側(cè)凸緣圓角半徑： 鏈輪齒總寬： ②鏈輪轂機最大許用直徑的確定 查表9-4得，取 ③鏈傳動作用在軸上的力（簡稱壓軸力） （4-2） 其中：——鏈

61、傳動的有效圓周力（N） ——壓軸力系數(shù)，對于水平傳動，對于垂直傳動 則 ④ 低速鏈傳動的靜力強度計算 （4-3） ——單排鏈的極限拉伸載荷，單位為kN，查表可得，鏈的緊邊工作拉力。 有效圓周力 鏈的離心力所引起的拉力 和與相比可忽略不計，則 則，安全 ⑤鏈輪軸的設計 鏈輪軸式通過聯(lián)軸器與減速器的輸出軸直徑相連的，并且抽油機抽油過程中的動載荷都是由此軸承擔的，所以鏈輪軸的設計非常重要。 其軸頸依次為：125mm—140mm—164mm—150mm—140mm。 1）材料

62、選擇：40Cr調(diào)質(zhì)，硬度241~286HBS 2）軸上鍵的選擇 鍵的型號：A型圓頭普通平鍵 鍵長為：L=125mm 尺寸為：bh= 3620mm， mm， mm 3）軸承的選擇 軸承材料為40Cr，表面淬火，硬度為48~55HRC 軸承型號：圓錐滾子軸承32028（GB／T 297--1994） 基本尺寸：dDB=14021045mm 5 抽油機夾緊裝置的設計 5.1 夾緊力的確定： 抽油機是靠鏈輪連接的夾持塊夾住碳纖維桿，并且通過鏈條的轉(zhuǎn)動來帶動碳纖維桿的。 夾緊裝置是由兩個液壓缸組成的，所以每個液壓缸提供的壓力為 5.2 夾緊裝置的確定

63、 5.2.1 液壓缸尺寸的確定 (1)工作壓力的確定 不同用途的機械，工作條件不同，工作壓力范圍也不同，由于我們要設計的液壓缸的體積大小受空間范圍要求，所以體積不能太大，但是壓力過高，對液壓缸的選材要求又很高。綜合考慮以上條件，參考《液壓與氣壓傳動》表4-7，選取工作壓力為P=31.5Mp. (2) 液壓缸內(nèi)徑的確定： （5-1） 則 （5-2）對進行圓整，取。 查《液壓與氣壓傳動》表4-5，得活塞桿直徑為

64、 (3) 液壓缸行程 根據(jù)所設計機構(gòu)的結(jié)構(gòu)及尺寸，查表得液壓缸最大工作行程為 (4) 液壓缸長度的確定 一般液壓缸的長度不超過其液壓缸內(nèi)徑的20倍，故根據(jù)結(jié)構(gòu)尺寸選取液壓缸長度為 。 (5) 液壓缸缸體壁厚的確定 液壓缸材料選用EG270-500，其抗拉強度為。根據(jù)液壓缸壁厚的計算公式： （5-3） 式中：——工作壓力，； ——液壓缸內(nèi)經(jīng)，； ——缸筒的許可壓力，，為安全系數(shù)，此處取，則；

65、 根據(jù)所設計需求及安全性，選取壁厚。 (6) 缸筒壁厚校核 由于，則屬于厚壁，壁厚應按下式進行校核： （5-4） 式中：——缸筒直徑，； ——缸筒試驗壓力； 當缸的額定壓力時，取， 當缸的額定壓力時，?。? ——缸筒的許可壓力，，為材料的抗拉強度，為安全 系數(shù)，一般取，則； 則 （5-5） 故 滿足要求。 (7) 活塞桿直徑校核 活塞桿直徑按下式進行校核

66、 （5-6） 式中：——活塞桿上的作用力，； ——活塞桿材料的需用應力，； 則 即 (8) 固定螺栓直徑 液壓缸固定螺栓直徑按下式計算： （5-7） 式中： ——液壓缸負載，； ——固定螺栓個數(shù)，； ——螺紋擰緊系數(shù)，，； ——材料的屈服點，螺栓材料選用，其屈服強度。 則 ，故取螺栓。 (9) 活塞桿長度的確定 綜合考慮空間尺寸的問題，選活塞桿長度。 5.2.2 液壓泵的選擇 此泵需要同時向兩個油缸同時供液，活塞運動速度為： 油缸的工作壓力： 缸體內(nèi)底面積: 所以 總流量： 功率： 根據(jù)流量和壓力選擇液壓泵型號為：YB—80型單級葉片泵。 表5-1 YB—80型單級葉片泵參數(shù)表 型號 流量 轉(zhuǎn)速 工作壓力 容積效率 總效率 傳動功 重量 YB--80 80 960