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1、 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

2、 目 錄 任務書 第1章 概述 1 1.1 抽油機的種類和特點 1 1.2 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 4 2.1抽油機系統(tǒng)的工作原理 5 2.2目前還存在問題 5 2.3系統(tǒng)的機構（運動）簡圖 5 第3章 曲柄搖桿機構設計 6 3.1 設計參數(shù)分析與確定? 6 3.2 按K設計曲柄搖桿機構 7 3.3 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 10 4.1 傳動比分配和電動機選擇 10 4.2 各軸轉(zhuǎn)速計算 11 4.3各軸功率計算 11 4.4各軸扭矩計算 11 第

3、5章 齒輪減速器設計計算 11 5.1 高速級齒輪傳動設計計算 11 5.2 低速級齒輪傳動設計計算 13 第6章 帶傳動設計計算 15 6.1 帶鏈傳動的方案比較 15 6.2 帶傳動設計計算 15 第7章 軸系部件設計計算 17 7.1 各軸初算軸徑 17 7.2 軸的結構設計 18 7.3軸的強度和剛度驗算 21 7.4滾動軸承壽命驗算 17 第8章 連接件的選擇和計算 27 8.1 齒輪連接平鍵的選擇與計算 27 8.2 帶輪連接平鍵的選擇與計算 28 8.3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

4、 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。

5、 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(qū)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

6、油機由電動機驅(qū)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

7、重量。 四、原始數(shù)據(jù)及設計要求 假設電動機作勻速轉(zhuǎn)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 1 2 3 4 沖程S(m) 1.4 1.6 1.8 2.0 沖次n(次/min) 5 6 7 8 懸點載荷P（kN） P1=40，P2=15 P1=20

8、，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

9、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）1999 2、《機械原理》 高等教育出版社 孫桓等 主編 （第七版）2006 3、《機械設計》 高等教育出版社 濮良貴 主編 （第七版）2006 4、《機械原理課程設計》 科學出版社，王淑仁主編 2006 5、《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

10、版）1998 6、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；

11、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

12、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(zhuǎn)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

13、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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩都較小，曲柄軸凈轉(zhuǎn)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

14、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20％～70。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

15、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、

16、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(zhì)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

17、，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(zhuǎn)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

18、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

19、是由交流電動機恒速運轉(zhuǎn)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(zhì)亦不同，下降時尚帶 有位勢負載性質(zhì)。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(zhì)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

20、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(qū)動狀態(tài)。在下沖過程時，抽油機桿柱轉(zhuǎn)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

21、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(zhuǎn)矩，抽油機電機正常運行時負荷率很低，一般在20％－30%.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

22、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

23、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/15 7T/15 1.8 7 P1=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(zhuǎn)角為192°，下沖程曲柄轉(zhuǎn)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 = eψ =1.35cψ (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

24、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) L1 L2 L3 L4 1 800 1500 2500 1900 2 800 1600 2350

25、 2000 3 800 1300 1900 2000 3.3 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

26、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(zhuǎn)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(zhuǎn)速為，同步轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速，得出傳動比為:。 4.1.2.2傳動裝置傳動比分配

27、 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(zhuǎn)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(zhì)，齒面硬度255—321HBS， 大齒輪用ZG35SiMn調(diào)質(zhì)，齒面硬度241—269HBS，， 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)

28、 齒寬系數(shù) 小齒輪上的轉(zhuǎn)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48—55HRC 大齒輪用45 表面淬火，齒面硬度40—50HRC 取

29、 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(zhuǎn)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

30、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

31、 （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(zhuǎn)速為，減速器軸轉(zhuǎn)速為 計算過程： （1） 計算功率 查表13—8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

32、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；

33、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(zhì)，硬度 241—286HBS 有一鍵槽 中間軸II 材料為40Cr調(diào)質(zhì) 有一鍵槽 低速軸III 材料為40鋼調(diào)質(zhì) 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

34、 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

35、 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

36、 （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）

37、、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

38、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

39、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(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)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

40、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/15 7T/15 1.8 7 P1=20，P2=5 9.2結論 1. 四桿機構桿長 a b c d 800 1300 1900 2000 2. 最終實際傳動比 V帶 高速級齒輪 低速級齒輪 3.0 7.94 5.88 3. 各軸轉(zhuǎn)速 (r/min) (r/min) (r/min) 326.97 41.14 7.0

41、 4. 各軸輸入功率 （kW） （kW） （kW） 5.57 5.4 5.24 5. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 (kN·m) (kN·m) (kN·m) 0.16 1.2 7.15 6. 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) 140 425 795 2500 4 7．高、低速級齒輪參數(shù) 名稱 高速級 低速級 中心距(mm) 362.375 461 摸數(shù) (mm) 3.25 4 齒 數(shù) 25 30 198 176.4 分度圓 直徑

42、 （mm） 81.25 120 (mm) 643.5 704 齒 寬 （mm） 70 90 （mm） 65 18 齒輪等級精度 8 8 材料及熱處理 20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度58~62HRC 20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度58~62HRC 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Mat

43、lab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?？鄲?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

44、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）1999 2、《機械原理》 高等教育出版社 孫桓等 主編 （第七版）2006 3、《機械設計》 高等教育出版社 濮良貴 主編 （第七版）2006 4、《機械原理課程設計》 科學出版社，王淑仁主編 2006 5、《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）1998 6、游梁式抽油機設計計算 石油工業(yè)出版社 張建軍主編

45、2005 7、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。 20 2 設計質(zhì)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。 45 3 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。 5 4 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