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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 目 錄 任務書 第1章 概述 1.1抽油機類型、特點、應用等陳述 1.2抽油機存在的問題 1.3抽油機的發(fā)展方向 第2章 常規(guī)游梁式抽油機傳動方案計 2.1簡述系統(tǒng)的組成工作原理等 2.2 繪制系統(tǒng)的機構(gòu)（運動）簡圖 第3章 曲柄搖桿機構(gòu)設計 3.1 設計參數(shù)分析與確定·（的有示意圖） 3.2 按K設計曲柄搖桿機構(gòu) 3.3 曲柄搖桿機構(gòu)優(yōu)化設計分析 3.3.1滿足有

2、曲柄條件？ 3.3.2滿足傳動角條件？（結(jié)合圖分析） 3.3.3滿足a最小嗎？ 3.4結(jié)論和機構(gòu)運動簡圖 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 4.1 傳動比分配和電動機選擇 4.2 各軸轉(zhuǎn)速計算 4.3各軸功率計算 4.4各軸扭矩計算 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 運動和動力參數(shù)的確定 計算過程 5.2 低速級齒輪傳動設計計算 運動和動力參數(shù)的確定 計算過程 5.3結(jié)論及運動簡圖 第6章 帶傳動設計計算

3、6.1 帶鏈傳動的方案比較 6.2 帶傳動設計計算 運動和動力參數(shù)的確定 計算過程（參見例題） 6.3結(jié)論及運動簡圖 第7章 軸系部件設計計算 7.1 各軸初算軸徑 7.2 軸的結(jié)構(gòu)設計 內(nèi)容包括：選擇軸承、軸承配置、軸上零件定位、固定等。最后要有設計結(jié)果：圖 7.3滾動軸承壽命驗算 7.4軸的強度和剛度驗算 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 3根軸 8.2 帶輪連接平鍵的選擇與計算 大小帶輪 8.3螺紋連接件的選擇 軸承座孔旁、箱蓋與箱座、地腳等 第9章 設計結(jié)論匯總 已知條件：

4、結(jié)論：曲柄搖桿機構(gòu)各桿長、齒輪減速器參數(shù)（輸入輸出扭矩、傳動比、齒輪齒數(shù)、中心距）、帶傳動參數(shù)（帶根數(shù)、大小帶輪直徑、傳動比） 總結(jié) 參 考 書 目 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01 姓名 學號 主要

5、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(gòu)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(jié)構(gòu)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

6、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(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(jié)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

7、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(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)

8、 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，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(gòu)）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

9、位置作為機構(gòu)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(gòu)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(gòu)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(jié)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

10、（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、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 年 月 日 第1章 概述 1.1 抽油機類型、特點、應用等陳述 1.常規(guī)游梁式石油抽油機

11、 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(gòu)或近似對稱循環(huán)四桿機構(gòu)，結(jié)構(gòu)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)。 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。 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

12、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％。 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(gòu)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(jié)構(gòu)簡單，制造成本低，維修及運行管理方便等特點。 5.下偏杠鈴抽油機 下偏

13、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。 6.偏輪式游梁抽油機 偏輪機在游梁尾部裝有一個偏輪結(jié)構(gòu)：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(gòu)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。 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

14、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(gòu)成變參數(shù)四桿機構(gòu)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 抽油機存在的問題 1999年我國石油抽油機井采油年耗電總量1．05×10”kwh，占油氣生產(chǎn)總用電比例的49．2％，年電費支出達42億；每臺在用的抽油機平均年維護費用約3000元，全國石油抽油機年維護費用約2．25億元，而因維護設備影響油井產(chǎn)量約相當1．2億

15、元，兩項合計3．455億元：全國抽油機采油操作成本總額45．65億元。石油抽油機井是油田生產(chǎn)量大面廣、投入較大的項目。降低抽油機井的生產(chǎn)成本、提高原油生產(chǎn)效率，將是人工舉升挖潛增效的主戰(zhàn)場。若每口抽油井實用功率按lOkW計，5×l妒臺抽油機每天耗電近12x 106kwh，年耗電近4．4×l o口kwh。若我們將抽油機的系統(tǒng)效率平均提高1596，就全國而言每年可節(jié)電近1，575×109 kWh，節(jié)約費用6．3億元。這不僅可以節(jié)約大量能源，還可以緩解油田用電緊張狀況，既有經(jīng)濟效益又有社會效益。 常規(guī)游梁式石油抽油機自誕生以來，歷經(jīng)百年使用，經(jīng)歷了各種工況和各種地域油田的考驗，經(jīng)久不衰。目前仍在國

16、內(nèi)外油田普遍使用。常規(guī)機以其結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、可靠性高、耐久性好、維修方便、適應現(xiàn)場工況等優(yōu)點，在采油機械中占有舉足輕重的地位。但是由于常規(guī)機的結(jié)構(gòu)特征，決定了它平衡效果差，曲柄凈扭矩脈動大，存在負扭矩、載荷率低、工作效率低和能耗大等缺點。在采油成本中，抽油機電費占30％左右，年耗電量占油田總耗電量的20～30％，為油田電耗的第二位，僅次于注水。 1.3 抽油機的發(fā)展方向 石油抽油機是由裝在平衡架內(nèi)的平衡車調(diào)節(jié)整機平衡的，平衡車由鏈條經(jīng)上鏈輪和下鏈輪與換向裝置的下端相連，具有載能力大、易調(diào)節(jié)、平衡效果好、安裝維修方便等優(yōu)點。在各油田的原油生產(chǎn)中有著舉足輕重的地位，并且隨著油田的進一步開發(fā)

17、，各種新型節(jié)能抽油機將會得到廣泛地推廣和應用。 石油抽油機適應各種類型油井抽汲的需要。為了適應垂直井,斜井,定向井,叢式井,水平井抽汲的需要,研制了斜井抽油機,叢式井抽油機,雙驢頭抽油機,雙井平衡抽油機,緊湊型石油抽油機等.結(jié)構(gòu)簡單、可靠耐用、操作簡便、容易安裝等優(yōu)點，深受用戶歡迎，目前在用的抽油機中擁有最大的市場占有率。 因此低能耗，低消耗，低成本，效率高的抽油機是抽油機發(fā)展方向的最終結(jié)果，也是廣大設計者的畢生追求。 第2章 常規(guī)游梁式抽油機傳動方案設計 2.1簡述系統(tǒng)的組成工作原理 ?? 圖2-1 結(jié)構(gòu)示意圖如圖所示 　　圖中，1—底座；2—支架；3—懸繩器；4—驢頭；

18、5—游梁；6—橫梁軸承座；7—橫梁；8—連桿；9—曲柄銷裝置；10—曲柄裝置；11—減速器；12—剎車保險裝置；13—剎車裝置；14—電動機；15—配電箱。 工作原理 電動機轉(zhuǎn)動，通過外伸軸帶動V帶轉(zhuǎn)動，V帶與減速器相連接，帶動減速器中的軸轉(zhuǎn)動，經(jīng)過兩級齒輪的傳動，帶動輸出軸轉(zhuǎn)動，輸出軸與曲柄裝置相連接，帶動曲柄裝置作圓周運動，通過連接點帶動連桿作上下的往復運動，再通過橫梁帶動驢頭作上下的往復運動，驢頭與懸繩器相連，帶動抽油桿往復運動，實現(xiàn)將油從地下抽出的可能 2.2 繪制系統(tǒng)的機構(gòu)（運動）簡圖 圖2-2 第3章 曲柄搖桿機構(gòu)設計 3.1 設計參數(shù)分析與確定 根據(jù)工況一的要

19、求，上沖程時間8/15，下沖程時間7/15 綜上可知 懸點載荷 假設橫梁的前后比值為1 圖3-1 3.2 按K設計曲柄搖桿機構(gòu) 設計原理 需要假設橫梁半段，擺角和行程速度變化系數(shù) 設計的實質(zhì)是確定鉸鏈中心點的位置定出其他三桿的尺寸、和。 設計步驟如下： (1) 由已知的行程速度變化系數(shù)，計算出極位夾角。 (2) 任意選擇固定鉸鏈中心D的位置，由搖桿長度和擺角，做出搖桿的兩個極限位置和。 (3) 連接和，并作垂直于。 (4) 作，與相較于點，由圖可見， (5) 作的外接圓，在此圓周上任取一點作為曲柄的固定鉸鏈中心，連接和，因為

20、同一圓弧的圓周角相等，故 (6) 因極限位置處曲柄與連桿共線，故從而的曲柄長度，連桿長度由圖得 圖3-2 根據(jù)如上原理利用CAD制圖如圖3-3可得到如下表3-1數(shù)據(jù) 圖3-3 表3-1數(shù)據(jù)記錄表 800 276 2572 2119 298 2344 1957 323 2044 1750 331 1708 1526 359 1436 1342 374 1064 1119 850

21、 276 2572 2102 298 2344 1943 323 2044 1743 331 1708 1525 359 1436 1347 374 1064 1133 880 276 2572 2085 298 2344 1931 323 2044 1727 331 1708 1525 359 1436 1353 374 1064 1148 913 276 2572 2068 298 2344 1918 32

22、3 2044 1729 331 1708 1525 359 1436 1360 374 1064 1164 987 276 2572 2050 298 2344 1905 323 2044 1723 331 1708 1527 359 1436 1370 374 1064 1182 987 276 2572 2031 298 2344 1898 323 2044 1717 331 1708 1530 359 1

23、436 1380 374 1064 1206 1600 600 1750 2560 3.3 曲柄搖桿機構(gòu)優(yōu)化設計分析 根據(jù)上表中可得到的數(shù)據(jù)進行優(yōu)化設計 3.3.1滿足有曲柄條件 方式為比較并驗算， 根據(jù)計算，以上各點均滿足要求 3.3.2滿足傳動角條件 如圖3-4利用表中數(shù)據(jù)進行計算 使得，即四組桿長滿足擺動的條件 圖3-4 3.3.3滿足a最小 利用matlab進行加速度分析可得到如下線性曲線圖

24、 結(jié)論 根據(jù)數(shù)據(jù)分析圖可以進行選擇利用四桿機構(gòu)加速度最小原理，即波峰波谷差絕對值最小，所選四桿機構(gòu)的尺寸為=600，=1750，=1600，=2560 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 4.1 傳動比分配和電動機選擇 利用圖3-4可以進行計算，將橫梁放在任意位置，懸點載荷豎直向下 此時連桿和豎直方向的夾角為，連桿和圓周運動桿切線的方向的夾角為，則根據(jù)懸點載荷力可以計算出減速器輸出端的扭矩 利用公式 工作機所需要的有效功率為 為了計算電動機的所需功率，需要確定從電動機到工作機之間的總效

25、率，根據(jù)《機械設計課程設計》表2-2可查得V帶效率為0.95,滾動軸承效率為0.98，閉式齒輪傳動效率為0.97，則傳動裝置的總效率為 則可算得 根據(jù)計算結(jié)果可初選額定功率為15kW的電動機 電機型號 額定功率 同步轉(zhuǎn)速r/min 滿載轉(zhuǎn)速r/min 總傳動比 Y160M2-2 15kW 3000 2980 488.3 Y160L-4 15kW 1500 1460 243.3 Y180L-6 15kW 1000 970 161.7 Y200L-8 15kW 750 730 121.7 根據(jù)轉(zhuǎn)速以及功率暫時選擇Y200L-8，轉(zhuǎn)速7

26、50r/min,總傳動比121.7 根據(jù)總傳動比進行傳動比的分配 取帶傳動的傳動比為=4，則減速器的傳動比為 圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 低速級傳動比為 4.2 各軸轉(zhuǎn)速計算 根據(jù)所選電動機的轉(zhuǎn)速以及各級傳動比可以計算得到如下的各軸的轉(zhuǎn)速 先進行規(guī)定：電動機的軸暫定為，高速級軸為，中間軸為，低速級軸為 則 =730r/min 4.3各軸功率計算 4.4各軸扭矩計算 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運動和動力參數(shù)的確定 圓柱齒輪，高速級傳動比，

27、高速級轉(zhuǎn)速182.5r/min,傳動功率P=11.27kW 5.1.2計算過程 (1) 選擇材料以及確定許用應力 小齒輪選用40表面淬火，表面硬度,查表得到 ， 。大齒輪用表面淬火，表面硬度,查表得 , 。 根據(jù)表11-5 選取 （2）按齒面接觸強度設計 設齒輪按八級精度制造，取載荷系數(shù)，齒寬系數(shù)選擇硬齒面選0.5。 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩： 取 齒數(shù)選取，則 則實際傳動比= 齒寬 因此可選取 按照表4-1取，實際的 中心距 （3）驗算輪齒彎曲強度 齒形系數(shù) （4）齒輪的圓周速度 對照表選八級精度合適

28、 5.2 低速級齒輪傳動設計計算 5.2.1運動和動力參數(shù)的確定 圓柱齒輪，高速級傳動比，高速級轉(zhuǎn)速29r/min,傳動功率P=10.71kW 5.2.2計算過程 （1）選擇材料以及確定許用應力 小齒輪選用40表面淬火，表面硬度,查表得到 ， 。大齒輪用表面淬火，表面硬度,查表得 , 。 根據(jù)表11-5 選取 （2）按齒面接觸強度設計 設齒輪按八級精度制造，取載荷系數(shù)，齒寬系數(shù)選擇硬齒面選0.5。 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩： 取 齒數(shù)選取，則 則實際傳動比= 齒寬 因此可選取 按照表4-1取，實際的 中心距 （3）驗算輪齒彎曲強度

29、齒形系數(shù) （4）齒輪的圓周速度 對照表選八級精度合適 5.3結(jié)論及運動簡圖 圖5-1高速級齒輪傳動示意圖 根據(jù)計算可得高速級傳動齒輪數(shù)據(jù)如下 齒數(shù) 模數(shù) 齒寬 直徑 中心距a=468mm 圖5-2低速級齒輪傳動示意圖 根據(jù)計算可得低速級傳動齒輪數(shù)據(jù)如下 齒數(shù) 模數(shù) 齒寬 直徑 中心距a=561mm 第6章 帶傳動設計計算 6.1 帶鏈傳動的方案比較 現(xiàn)在要選取在電動機和減速器輸入端進行傳動的裝置，有鏈傳動和帶傳動兩種方式，由于游梁式抽油

30、機屬于野外工作機型，因此在過載時很難保證安全，鏈傳動雖然保證了很好的傳動比，但是再出現(xiàn)過在狀態(tài)下不會發(fā)生打滑現(xiàn)象以保證電動機的安全，因此選擇帶傳動，其優(yōu)點如下，適用于中心距較大的傳動；具有良好的撓性，可緩和沖擊，吸收震動；過載時帶與帶輪之間會出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，避免了其他部件的損壞；結(jié)構(gòu)簡單成本低廉，常用在高速級。 綜上，可知本設計傳動部分選擇帶傳動 6.2 帶傳動設計計算 6.2.1運動和動力參數(shù)的確定 電動機轉(zhuǎn)速，減速器輸入端轉(zhuǎn)速，輸入功率 6.2.2計算過程 （1）求計算功率 查表13-8得到故 （2）選擇V帶型號 選擇普通V帶，根據(jù),，由圖13-15可查出該點在C處，現(xiàn)

31、暫時選C型V帶 （3）求大小帶輪基準直徑 由表13-9查得最小為200mm,取=200mm， 由式 由表13-9取，誤差小于5%，故允許 （4）驗算帶速v 節(jié)速在范圍合適 （5）求V帶基準長度和中心距a 初步選區(qū)中心距 取，符合 由式得帶長 查表13-2，對C型帶，再由式 （6）鹽酸小帶輪包角 由式（13-1）得到 ,所以包角滿足條件 （7）求V帶根數(shù)z 由式（13-15）得 得 現(xiàn)在，查表13-3 由式（13-9）得傳動比 查表13-5得到 由查表13-7得查表13-2得 由此得 所以化整為4根 求作用在帶輪上的壓力

32、查表13-1得根據(jù)式13-17得到V帶的初拉力 作用在軸上的壓力 6.3結(jié)論及運動簡圖 所選V帶的規(guī)格確定 選擇普通V帶，帶數(shù)為4，小輪直徑200mm,大輪直徑800mm,中心距為1476mm 第7章 軸系部件設計計算 7.1 各軸初算軸徑 根據(jù)之前算出的數(shù)值初算軸徑 根據(jù)公式 材料初選45鋼，因此選取 一軸軸徑 二軸軸徑 三軸軸徑 7.2 軸的結(jié)構(gòu)設計 a、軸的徑向尺寸的確定 以初步確定的軸徑為最小軸徑，根據(jù)軸上零件的受力、安裝、固定及加工要求，確定軸的各段徑向尺寸。軸上零件用軸肩定位的相鄰軸徑的直徑一般相差5到10mm。當滾動軸承用軸肩定位時

33、，其軸肩直徑由滾動軸承標準中查出。為了軸上零件拆裝方便或加工需要，相鄰軸端直徑之差應取1到3mm。軸上裝滾動軸承、傳動件和密封件登出的軸端直徑應取相應的標準值。 b、軸的軸向尺寸的確定 軸上安裝零件的各段長度，根據(jù)各段相應零件輪轂寬度和其他結(jié)構(gòu)需要來確定。不安裝零件的各軸段長度可根據(jù)主上零件的相應位置來確定。當用套筒或擋油環(huán)等零件來固定軸上零件時，軸端面與套筒端面或輪轂端面應留有2到3mm的間隙，即周段長度小于輪轂寬度2到3mm，以防止加工誤差使零件在軸向固定不牢靠，當軸的外伸段上安裝連軸器、帶輪、鏈輪時，為了使其在軸向固定牢靠，也需同樣處理。 軸段在軸承座孔內(nèi)的結(jié)構(gòu)和長度與軸承的潤滑方

34、式有關，軸承用軸潤滑，軸承的端面距箱體內(nèi)壁的距離為3到5mm 軸上的平鍵的長度應短于該軸段長度5到10mm，鍵長要整合到標準值。鍵端距零件裝入側(cè)軸端距離一般為2到5mm 7.2.1 軸一的設計 根據(jù)軸的最小軸徑55mm，初步選擇軸一的軸承選擇為滾動軸承6211，軸承內(nèi)徑55mm，外徑100mm，軸承寬度25mm 軸上零件裝配圖如圖所示 圖7-1 根據(jù)裝配圖設計的桿的相關尺寸如圖所示 圖7-2 7.2.2軸二的軸承選擇 根據(jù)軸的最小軸徑80mm，初步選擇軸一的軸承選擇為滾動軸承6216，軸承內(nèi)徑80mm，外徑140mm，軸承寬度30mm 根據(jù)裝配圖

35、各處尺寸為 7.2.3軸三的軸承選擇 根據(jù)軸的最小軸徑130mm，初步選擇軸一的軸承選擇為滾動軸承130，軸承內(nèi)徑130mm，外徑240mm，軸承寬度46mm 得到裝配圖 根據(jù)裝配圖得到尺寸圖 7.3滾動軸承壽命驗算 根據(jù)公式 軸一的軸承選擇為滾動軸承6211，軸承內(nèi)徑55mm，外徑100mm，軸承寬度25mm 先選擇 ，，,， ，，,， ，，,， 進行計算可得到 7.4軸的強度和剛度驗算 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 根據(jù)各軸的尺寸，可以初步確定鍵的大小 查表可得軸一的鍵，公稱尺寸1811，鍵

36、長50 軸二的鍵，小齒輪的鍵為，公稱尺寸2514，鍵長80 大齒輪的鍵為，公稱尺寸2514，鍵長56 軸三的鍵，公稱直徑3218，鍵長90 計算，利用公式 根據(jù)先前計算已知 根據(jù)表格可知輕微沖擊的=110 經(jīng)過計算可知，以上所有鍵均滿足關系，可安穩(wěn)使用 8.2 帶輪連接平鍵的選擇與計算 銷的選擇，根據(jù)表格可查得大帶輪銷的公稱尺寸為16，長度為100 根據(jù)式子進行計算，由已知條件,,查表可得到 =110，可以知道選擇的鍵的尺寸符合條件 8.3螺紋連接件的選擇 軸承座孔旁、箱蓋與箱座、地腳等 第9章

37、 設計結(jié)論匯總 9.1已知條件： 上沖程時間8/15，下沖程時間7/15，懸點載荷，橫梁前后臂的比之為1:1， 設計結(jié)果 9.2總結(jié)結(jié)果 9.2.1四桿長度及擺角 1600 600 1750 2560 9.2.2減速器參數(shù) 高速級傳動齒輪數(shù)據(jù)如下 齒數(shù) 模數(shù) 齒寬 直徑 中心距a=468mm 低速級傳動齒輪數(shù)據(jù)如下 齒數(shù) 模數(shù) 齒寬 直徑 中心距a=561mm 9.3.3帶傳動參數(shù) 選擇普通V帶，傳動比為4，帶數(shù)為4，小

38、輪直徑200mm,大輪直徑800mm,中心距為1476mm 總結(jié)： 在本次設計實踐活動，我們組通過互助和共同學習，懂得了關于常規(guī)游梁式抽油機的基本設計思路，其中包括了材料的選擇，四桿機構(gòu)加速度最小原理，長度的確定，軸的設計和校核，帶的傳動方面，在抽油機中選擇V帶的原因和鏈傳動的缺點，鍵的選擇與校核等等。 我們也通過課外學習知道了一些關于抽油機方面的課外知識，包括抽油機的利與弊，中國抽油機的歷史及發(fā)展方向，抽油機在生產(chǎn)中的位置等等。同時也了解了關于材料選擇方面需要注意的東西。 我們小組在共同的學習和研討中知道了團隊協(xié)作的力量，并且在設計中取長補短，共同進步，在團隊協(xié)作方面也有很大的收獲。 參考書目 《機械設計基礎》第五版 《機械設計課程設計》第三版 部分文字來源 百度 專心---專注---專業(yè)