抽油机机械设计课程设计报告

机械设计课程设计报告——抽油机机械系统设计作者：毛燕目录第一节设计任务------(1)第二节方案设计分析----(2)第三节轴承的选择及寿命计算--(17)第四节设计结果----(22)第五节心得体会--(23)第六节附录----(25)第一节设计任务抽油机是将原油从井下举升到地面的主要采油设备之一，常用的有杆抽油设备有三部分组成：一是地面驱动设备即抽油机；二是井下的抽油泵，它悬挂在油井油管的下端；三是抽油杆，它将地面设备的运动和动力传递给井下抽油泵。抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统（将转动变转为往复移动）带动抽油杆及抽油泵柱塞作上下往复移动，从而实现将原油从井下举升到地面的目的。图1－1假设电动机做匀速转动，抽油机的运动周期为T，抽油杆的上冲程时间与下冲程时间相等。冲程S=1.4m，冲次n＝11次/min，上冲程由于举升原油，作用于悬点的载荷等于原油的重量加上抽油杆和柱塞自身的重量为40kN，下冲程原油已释放，作用于悬点的载荷就等于抽油杆和柱塞自身的重量为15kN。要求：①根据任务要求，进行抽油机机械系统总体方案设计，确定减速传动系统、执行系统的组成，绘制系统方案示意图。②根据设计参数和设计要求，采用优化算法进行执行系统（执行机构）的运动尺寸设计，优化目标为抽油杆上冲程悬点加速度为最小，并应使执行系统具有较好的传力性能。③建立执行系统输入、输出（悬点）之间的位移、速度和加速度关系，并编程进行数值计算，绘制一个周期内悬点位移、速度和加速度线图（取抽油杆最低位置作为机构零位）。④选择电机型号，分配减速传动系统中各级传动的传动比，并进行传动机构的工作能力设计计算。⑤对抽油机机械系统进行结构设计，绘制装配图及关键零件工作图。第二节方案设计分析一.抽油机机械系统总体方案设计根据抽油机功率大，冲次小，传动比大等特点，初步决定采用以下总体方案，如框图所示：图2－11.执行系统方案设计图2－2图2－3由于执行机构是将连续的单向转动转化为往复移动，所以采用四连杆式执行机构，简单示意如图2－2所示P点表示悬点位置；AB杆表示输入端，与减速器输出端相连，逆时针方向旋转；CD表示输出端；AD表示机架；e为悬臂长度，通常取e/c=1.35;行程S等于CD相对于AD转过的角度与e的乘积。抽油杆上冲程时间与下冲程时间相等，即上冲程曲柄转角与下冲程曲柄转角相等，θ＝0º，属于III型曲柄摇杆机构.为了研究方便，将机架旋转至水平位置，如图2—3所示。图中c1,c2位置分别表示悬点的最高和最低位置。行程,从图中可以看出以下关系：取为设计变量，根据工程需求：所以，始终满足最小传动角的要求。由于是III型曲柄摇杆机构，故有优化计算方法：在限定范围内取，计算c,a,b,d,得曲柄摇杆机构各构件尺寸，取抽油杆最低位置为机构零位：曲柄转角，求上冲程曲柄转过某一角度时，摇杆摆角，角速度和角加速度，悬点加速度ac=1.35c,找出上冲程过程中的悬点最大加速度,最后在所有的最大加速度中找出最小者，它所对应的机构尺寸极为最优者。具体过程如下：采用网格法进行优化，按增量划分网格，网格交点作为计算点。如图2—4所示。图2—4图2—5在图2—5所示的铰链四杆机构ABCD看作一封闭矢量多边形，若以a,b,c,d分别表示各构件的矢量，该机构的矢量方程式为a+b=c+d,以复数形式表示为（*）规定角以x轴的正向逆时针方向度量。按欧拉公式展开得按方程式的实部和虚部分别相等，即，消去得利用万能公式，以及根据该机构装配特点，得从而可得将式（*）对时间求导数得（#）消去，取实部得将式（#）对时间求导数得消去，取实部得。又悬点的位移表达式为s=e（+arcos）,速度表达式为v=e,加速度表达式为ac=e。由于存在初始角，所以要加上一个角度为arccos(b/d),即=+arccos(b/d).从0°开始到360°。接下来采用Matlab软件进行编程计算和画图，具体程序在附录中。其中通过⑵机构优化设计程序运行得到结果为：最小值=1.2141m/,a=0.505m,b=2.112m,c=1.320m,d=2.439m通过⑺求悬点上冲程中最大速度的程序运行得到结果为：最大速度=0.7954m/s2.总体传动方案初步确定传动系统总体方案如图2—6所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率ηη＝ηηηηη＝0.94×0.98×0.98×0.98×0.99＝0.867；η为V带的效率，η为第一对轴承的效率，η为第二对轴承的效率，η为第三对轴承的效率，η为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为6级精度，稀油润滑）。图2—63.电动机的选择电动机所需工作功率为：P＝P/η＝35.351/0.867＝40.77kW执行机构的曲柄转速为n＝11r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×11＝176～1760r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y2—280S—6的三相异步电动机，额定功率为45kW，额定电流85.9A，满载转速n＝980r/min，同步转速1000r/min。4.传动装置的总传动比和传动比分配（1）总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为i＝n/n＝980/11＝89.091（2）传动装置传动比分配i＝i×i式中i，i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i＝3.61，则减速器传动比为i＝i/i＝89.091/3.61＝24.679。根据各原则，查图得高速级传动比为i＝6.3，则i＝i/i＝3.925.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速n＝n/i＝980/3.61＝271.47r/minn＝n/i＝271.47/6.3＝43.09r/minn＝n/（i×i）＝11r/min（2）各轴输入功率P＝P×η＝40.77×0.94＝42.3kWP＝P×η×η＝42.3×0.98×0.99＝41.04kWP＝P×η×η＝41.04×0.98×0.99＝39.82kW（3）各轴输入转矩Ⅰ轴T＝9550P/n=9550×42.3/271.47=1.488kN·mⅡ轴T＝9550P/n=9550×41.04/43.09=9.096kN·mⅢ轴T＝9550P/n=9550×39.82/11=34.5kN·m６.Ｖ带传动的设计⑴确定计算功率式中为工作情况系数，为电机输出功率⑵选择带型号根据，查图初步选用Ｃ型带．⑶选取带轮基准直径查表选取小带轮基准直径，则大带轮基准直径式中ξ为带的滑动率，通常取（1%～2%），查表后取⑷验算带速v在１０～２０m/s范围内，Ｖ带充分发挥。⑸确定中心距a和带的基准长度在范围内，初定中心距，所以带长查图选取Ｃ型带的基准长度，得实际中心距取⑹验算小带轮包角，包角合适。⑺确定v带根数z因，带速，传动比i=3.61,查表得单根v带所能传递的功率，功率增量，包角修正系数，带长修正系数，则由公式得＝故选6根带。⑻确定带的初拉力单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为⑼计算带轮所受压力利用公式具体带与带轮的主要参数见图2—7图2—7７.齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算１．齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理大小齿轮材料为20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为58～62HRC，有效硬化层深0.5～0.9mm。经查图，取＝＝1500MPa，＝＝500Mpa。（2）齿轮精度按GB/T10095－1998，选择６级，齿根喷丸强化。２．初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。（1）计算小齿轮传递的转矩＝kN·m（2）确定齿数z因为是硬齿面，故取z＝19，z＝iz＝6.3×19＝120传动比误差i＝u＝z/z＝120/19＝6.316Δi＝＝0.25％5％，允许（3）初选齿宽系数按非对称布置，由表查得＝0.6（4）初选螺旋角初定螺旋角＝15（5）载荷系数K使用系数K工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K＝1.25动载荷系数K估计齿轮圆周速度v＝0.75m/s查图得K＝1.01;齿向载荷分布系数K预估齿宽b＝40mm查图得K＝1.17，初取b/h＝6，再查图得K＝1.13齿间载荷分配系数查表得K＝K＝1.1载荷系数K＝KKKK=1.25×1.01×1.1×1.13＝1.57（6）齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数z＝z/cos＝19/cos＝21.08z＝z/cos＝120/cos＝133.15查图得Y＝2.8Y＝2.17Y＝1.56Y＝1.82（7）重合度系数Y端面重合度近似为＝【1.88-3.2×（）】cos＝【1.88－3.2×（1/19＋1/120）】×cos15＝1.63＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos15）＝20.64690＝14.07609因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75cos/＝0.696（8）螺旋角系数Y轴向重合度＝＝1.024,取为1Y＝1－＝0.878（9）许用弯曲应力安全系数由表查得S＝1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝5.473×10/6.316＝0.866×10查图得寿命系数,;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数许用弯曲应力比较,取(10)计算模数按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取(11)初算主要尺寸初算中心距,取a=355mm修正螺旋角分度圆直径齿宽,取,,齿宽系数(12)验算载荷系数圆周速度查得按，，查得，又因，查图得，，则K＝1.6，又Y=0.930，Y=0.688，。从而得满足齿根弯曲疲劳强度。（二）第二对轴承齿轮减速器低速级传递的转矩具体受力情况见图3—2（1）轴II受力分析齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力经计算得垂直面内水平面内（3）轴承的校核初选轴承型号为32928轻微冲击，查表得冲击载荷系数①计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力②计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则轴承A，轴承B③计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得④计算当量载荷轴承Ae=0.36,则,轴承Be=0.36,则⑤轴承寿命计算因，按轴承A计算图3—2（三）第三对轴承具体受力情况见图3—3（1）轴III受力分析齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力经计算得垂直面内水平面内（3）轴承的校核初选轴承型号为32938轻微冲击，查表得冲击载荷系数①计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力②计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则轴承A，轴承B③计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得④计算当量载荷轴承Ae=0.48,则,轴承Be=0.48,则⑤轴承寿命计算因，按轴承B计算图3—3第四节设计结果1.最终实际传动比iV带高速级齿轮低速级齿轮3.616.3163.9092.各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)271.4742.98113.各轴输入功率P（kW）（kW）（kW）42.341.0439.824.各轴输入转矩T(kN·m)(kN·m)(kN·m)1.4889.09634.575.带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z28010001451500066．高、低速级齿轮参数名称高速级低速级中心距a(mm)355500法面摸数(mm)56螺旋角（°）11．7983613．59049旋向小齿轮左右大齿轮右左齿数1933120129分度圆直径（mm）97.050203.7