油田抽油机设计课程设计说明书

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1、机械原理机械设计课程设计计算说明书设计题目 油田抽油机 天津大学 机械工程 学院 机械设计制造及自动化专业 1 班级设 计 人 指导教师目 录一、 设计题目.1二、 系统总体方案的确定.1三、 设计原始数据2四、 电动机的选择3五、 传动比的分配4六、 执行机构尺寸计算5七、 机构运动分析6八、 V带设计.15九、 传动装置的运动和动力参数.17十、 齿轮的传动计算.18十一、 减速器机体的尺寸设计31十二、 轴的设计32十三、 键的选择及强度较核33十四、 轴承寿命计算及静强度35十五、 轴的强度较核37十六、 参考文献41计 算 及 说 明主 要 结 果一、 设计题目：油田抽油机二、 系统

2、总体方案的确定：系统总体方案：电动机传动系统执行机构；初选三种传动方案，如下：(a)二级圆柱齿轮传动(b)为涡轮涡杆减速器(c)为二级圆柱圆锥减速器系统方案总体评价：（）方案为整体布局最小，传动平稳，而且可以实现较大的传动比，但是抽油机要求长时间的工作，由于涡杆传动效率低，功率损失大，很不经济。图c方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。图a布局一般，传动效率好，加工比较方便，且适合长期的工作环境。最终方案确定：电动机传动系统执行机构（如下图）三、 设计原始数据：每日抽油量123冲程04摇杆长度151许用压力角32行程速比系数108平衡重840泵筒

3、和活塞的直径0038下泵深度300抽油杆直径不同直径抽油杆连接长度四、 电动机的选择：1 每日抽油量的计算：其中，,；则，那么；2 抽油机最大负荷的计算：式中，为液柱质量负荷：其中，为抽油杆的总长度（单位：），等于下井深度300；为抽油杆质量负荷：其中，、和、分别为不同直径抽油杆的每米长质量及连接长度，由原始数据查取；，；则，3 电动机所需功率：式中，为传动装置的总效率，为曲柄轴转速，为曲柄轴上的最大转矩，可由下式计算：代入数据可得：又知，带传动效率，轴承传动效率，齿轮传动效率，联轴器传动效率，则传动装置总效率：那么，综上，选择电动机，额定功率，额定转速； 五、 传动比分配：电动机满载转速；那

4、么，机构总传动比；取带传动传动比；则高速齿轮传动比与低速齿轮传动比为又因为则，；六、 执行机构尺寸计算：执行机构如下图：根据原始数据有：，；行程速比系数；则，由于，则点位于圆内，如下图：，其中；其中，由于，则：解得：，；七、 机构运动分析：1.数学模型如图所示，取以A点为原点、轴与AD线一致的直角坐标系，标出向量和转角，由封闭向量多边形ABCD可得 即 摆角分析：由式的实部和虚部分别相等可得经计算解得 速度分析： 将式对时间求导可得实部和虚部分别相等可得解得加速度分析：将式对时间求二阶导可得实部和虚部分别相等可得解得2.框图设计3.程序和计算结果Visual C+ 程序#include std

5、io.h#include math.hvoid main()float ab=0.1437893,bc=1.2614775,cd=1.5,ad=1.41093,pi=3.141593,w1=21.894,w2,w3,e1,e2,e3,r,k,a,b,c,p1,p2,p3,t,t1,t2,t3;r=(bc*bc-cd*cd-(ad-ab)*(ad-ab)/(2*cd*(ad-ab);p3=atan(sqrt(1-r*r)/r);if(p30)p3=p3+pi;for(p1=0;p1=2*pi;p1+=pi/18)t=ad*ad+cd*cd+ab*ab-bc*bc;a=-sin(p1);b=ad/

6、ab-cos(p1);c=t/(2*ab*cd)-ad/cd*cos(p1);t1=2*atan(a+sqrt(a*a+b*b-c*c)/(b-c);t2=2*atan(a-sqrt(a*a+b*b-c*c)/(b-c);if(fabs(t1-p3)fabs(t2-p3)p3=t1;elsep3=t2;p2=atan(cd*sin(p3)-ab*sin(p1)/(ad+cd*cos(p3)-ab*cos(p1);w2=-ab*sin(p1-p3)*w1/(bc*sin(p2-p3);w3=ab*sin(p1-p2)*w1/(cd*sin(p3-p2);e2=(ab*w1*w1*cos(p1-p

7、3)+bc*w2*w2*cos(p3-p2)-cd*w3*w3)/(bc*sin(p3-p2);e3=(ab*w1*w1*cos(p1-p2)+bc*w2*w2-cd*w3*w3*cos(p3-p2)/(cd*sin(p3-p2);k=180/pi;printf(p1=%fn,p1*k);printf(p2=%ftp3=%ftw2=%fn,p2*k,p3*k,w2);printf(w3=%ft e2=%ft e3=%fn,w3,e2,e3);printf(n);计算结果:p1=0.000000p2=72.769769p3=126.559019w2=-2.484431w3=-2.484430e2

8、=-44.913513e3=18.783482p1=10.000000p2=71.561406p3=125.466243w2=-2.788365w3=-2.283908e2=-31.081923e3=31.369448p1=20.000000p2=70.240175p3=124.487245w2=-2.977327w3=-1.988032e2=-16.251381e3=42.553314p1=30.000001p2=68.859739p3=123.662513w2=-3.047687w3=-1.611395e2=-1.497938e3=51.513309p1=40.000001p2=67.47

9、3545p3=123.024492w2=-3.003909w3=-1.174145e2=12.248639e3=57.694626p1=50.000001p2=66.131434p3=122.595624w2=-2.856885w3=-0.699570e2=24.318151e3=60.866100p1=60.000001p2=64.877241p3=122.387481w2=-2.621666w3=-0.211548e2=34.337162e3=61.103199p1=69.999998p2=63.747411p3=122.401019w2=-2.315181w3=0.267644e2=42

10、.199192e3=58.717686p1=79.999995p2=62.770612p3=122.627699w2=-1.954367w3=0.718851e2=47.994850e3=54.165222p1=89.999992p2=61.967983p3=123.051075w2=-1.554923w3=1.126829e2=51.930908e3=47.958050p1=99.999988p2=61.353963p3=123.648744w2=-1.130682w3=1.480411e2=54.258965e3=40.598618p1=109.999985p2=60.937083p3=1

11、24.394013w2=-0.693467w3=1.772254e2=55.223969e3=32.538250p1=119.999989p2=60.720928p3=125.257649w2=-0.253286w3=1.998339e2=55.033478e3=24.157602p1=129.999986p2=60.884558p3=126.209258w2=0.181308w3=2.157377e2=53.844452e3=15.762409p1=139.999982p2=60.884558p3=127.218323w2=0.602811w3=2.250238e2=51.762512e3=

12、7.587976p1=149.999979p2=61.252480p3=128.255132w2=1.004373w3=2.279408e2=48.848763e3=-0.192447p1=159.999976p2=61.798014p3=129.291394w2=1.379493w3=2.248540e2=45.130581e3=-7.458399p1=169.999973p2=62.507637p3=130.300691w2=1.721789w3=2.162068e2=40.613712e3=-14.133546p1=179.999969p2=63.364887p3=131.258707w

13、2=2.024881w3=2.024882e2=35.293896e3=-20.177828p1=189.999966p2=64.350401p3=132.143449w2=2.282351w3=1.842072e2=29.167301e3=-25.579956p1=199.999963p2=65.441872p3=132.935245w2=2.487778w3=1.618731e2=22.239269e3=-30.349710p1=209.999960p2=66.614082p3=133.616734w2=2.634848w3=1.359815e2=14.531854e3=-34.50936

14、5p1=219.999957p2=67.838974p3=134.172739w2=2.717513w3=1.070087e2=6.090695e3=-38.083851p1=229.999953p2=69.085859p3=134.590268w2=2.730206w3=0.754137e2=-3.007465e3=-41.089523p1=239.999950p2=70.321611p3=134.858339w2=2.668124w3=0.416499e2=-12.645886e3=-43.521774p1=249.999947p2=71.511211p3=134.968142w2=2.5

15、27592w3=0.061872e2=-22.656265e3=-45.342010p1=259.999944p2=72.618276p3=134.913063w2=2.306530w3=-0.304562e2=-32.805012e3=-46.465389p1=269.999941p2=73.605948p3=134.689046w2=2.005025w3=-0.676726e2=-42.778381e3=-46.751263p1=279.999937p2=74.438029p3=134.295122w2=1.626032w3=-1.047187e2=-52.170135e3=-45.999

16、798p1=289.999934p2=75.080490p3=133.734104w2=1.176126w3=-1.406700e2=-60.478020e3=-43.959549p1=299.999931p2=75.503258p3=133.013506w2=0.666233w3=-1.743886e2=-67.117485e3=-40.351479p1=309.999928p2=75.682339p3=132.146536w2=0.112142w3=-2.045174e2=-71.462173e3=-34.914249p1=319.999924p2=75.602091p3=131.1530

17、44w2=-0.465430w3=-2.295195e2=-72.917244e3=-27.471275p1=329.999921p2=75.257385p3=130.060160w2=-1.041487w3=-2.477780e2=-71.022743e3=-18.011518p1=339.999918p2=74.655161p3=128.902238w2=-1.588289w3=-2.577586e2=-65.569252e3=-6.764577p1=349.999915p2=73.815239p3=127.720069w2=-2.077758w3=-2.582217e2=-56.6932

18、72e3=5.758087p1=359.999912p2=72.769783p3=126.559032w2=-2.484429w3=-2.484431e2=-44.913578e3=18.783415角度：速度：加速度：程序标识符的说明:程序中的符号公式中的符号说 明AB杆1的长度BC杆2的长度CD杆3的长度AD机架4的长度W1杆1的角速度PI圆周率RRP3杆3的转角AA公式中间变量BB公式中间变量CC公式中间变量P1杆1的转角P2杆1的转角W2杆2的角速度W3杆3的角速度E2杆2的角加速度E3杆3的角加速度八、 带设计：1.普通带型号查表17-4，得按式（17-15），根据和,由图17-11

19、 选取B型带2.带轮基准直径由图17-11并参照表17-5选取3.带速4.中心距、带长及包角根据式（17-18）初步确定中心距根据式（17-19）初步计算带的基准长度由表17-9，选带的基准长度按式（17-21）计算实际中心距，圆整取根据式（17-22）验算小轮包角5.带的根数按式（17-23）由表17-3，查得由表17-7，查得由表17-8，查得由表17-9，查得取根6.初拉力按式（17-24）由表17-1查得7.作用在轴上的载荷按式（17-25）九、 传动装置的运动和动力参数：1. 各轴转速轴 轴 轴 2. 各轴输入功率轴 轴 轴 曲柄转盘则为： -轴的输出功率则分别是输入功率乘轴承效率；

20、 3. 各轴输入转矩电动机的输出转矩：轴 轴 轴 曲柄转盘 -轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率；运动和动力参数计算结果整理于下表：,电动机轴名效率转矩转速传动比效率输入输出输入输出电机轴2.5835825.709604.000.96轴2.480242.4430498.68897.2082403.701670.95545轴2.369742.33419349.036343.80164.83562.961340.95545轴2.264172.23021987.566972.75321.89401.000.95545曲柄转轴2.207902.17478963.025948.58021.89

21、40十、 齿轮的传动计算.高速级齿轮（一）选择材料，确定许用应力1 材料大，小齿轮均采用选用40Cr表面淬火，齿面硬度为48-55HRC，平均取齿面硬度50HRC。2 确定许用弯曲应力(1) 总共作用时间 由已知，总共作用时间(2) 寿命系数YN 由式（18-17）及表18-10，弯曲应力循环次数由图18-25，取寿命系数(3) 弯曲疲劳极限 由图188，取极限应力 (4)尺寸系数 估计模数，由图18-26,取尺寸系数(5)安全因数 参照表18-11，取安全因数(6)计算许用弯曲应力 由式(18-21),显然故3.确定许用接触应力(1)寿命系数 接触应力循环次数，由图18-21，取接触强度计算

22、的寿命系数， (2)接触疲劳极限 由图18-4 ，取极限应力(3)安全因数 参照表18-11，取安全因数(4)许用接触应力 由式(18-16)及，许用接触应力（二）选择齿数，齿宽系数及精度等级（1）初取齿数 初取小齿轮齿数,则大齿轮齿数圆整取（2）选择齿宽系数及精度等级 取齿宽系数，初估小齿轮直径，则齿宽取大齿轮齿宽齿轮圆周速度选6级精度等级（三）确定载荷系数（1）使用系数 由表18-7，取（2）动载系数 由表18-14，取（3）齿向载荷分布系数 由图18-16，取（4）齿间载荷分配系数 由齿轮切向力及条件查表18-8，取（5）计算 由式(18-8)及式(18-9)，载荷系数（四）重合度计算

23、初估螺旋角，依据式（18-29）及表8-5中公式可求得（1）端面重合度（2）纵向重合度（3）总重合度（五）齿根抗弯疲劳强度计算（1）齿形系数 当量齿数查图18-23，取（2）应力修正系数 由图18-24，取（3）重合度系数 端面压力角基圆螺旋角由式（18-33）可得当量齿轮端面重合度于是，由式（18-32）可得重合度系数（4）螺旋角系数 查图18-28，取（5）由齿根抗弯疲劳强度条件求模数 由于故由式（18-31），为满足齿根抗弯疲劳强度条件，则需使模数取标准模数（六）确定主要参数（1）中心距 初算中心距圆整取（2）螺旋角 满足几何条件的螺旋角与初取相差较大。改取，则螺旋角（3）验算传动比误差

24、实际齿数比传动比误差满足使用要求（4）计算分度圆直径与初估相差不大（5）齿轮宽度取大齿轮齿宽小齿轮齿宽（七）齿面接触疲劳强度验算（1）弹性系数 查表18-9，（2）节点区域系数 查图18-20，取（3）重合度系数 由式（18-28）（4）螺旋角系数 由式（18-27），（5）校核齿面接触疲劳强度 由式（18-26），齿面接触应力故，齿面接触疲劳强度足够；（八）齿面静强度验算（1）确定许用接触应力 参照表18-11，取静强度安全因数；由图18-21，取寿命系数；于是由式（18-22），许用接触应力（2）校核齿面静强度 根据过载条件，由式（18-22），齿面最大接触应力齿面静强度足够（九）齿根抗弯

25、静强度验算（1）确定许用接触应力 参照表18-11，取静强度安全因数；由图18-25，取寿命系数；于是由式（18-23），许用接触应力（2）计算齿根弯曲应力 由式（18-18），及（3）求最大弯曲应力并校核强度 由式（18-22），最大弯曲应力静强度满足要求.低速级齿轮（一）选择材料，确定许用应力1 材料大，小齿轮均采用选用40Cr表面淬火，齿面硬度为48-55HRC，平均取齿面硬度50HRC。2 确定许用弯曲应力(1) 总共作时间 由已知，总共作时(2) 寿命系数YN 由式（18-17）及表18-10，弯曲应力循环次数由图18-25，取寿命系数(3) 弯曲疲劳极限 由图188，取极限应力 (

26、4)尺寸系数 估计模数，由图18-26,取尺寸系数(5)安全因数 参照表18-11，取安全因数(6)计算许用弯曲应力 由式(18-21),显然故3.确定许用接触应力(1)寿命系数 接触应力循环次数，由图18-21，取接触强度计算的寿命系数 ，；(2)接触疲劳极限 由图18-4 ，取极限应力(3)安全因数 参照表18-11，取安全因数(4)许用接触应力 由式(18-16)及，许用接触应力（二）选择齿数，齿宽系数及精度等级（1）初取齿数 初取小齿轮齿数,则大齿轮齿数圆整取（2）选择齿宽系数及精度等级 取齿宽系数，初估小齿轮直径，则齿宽取大齿轮齿宽齿轮圆周速度选6级精度等级（三）确定载荷系数（1）使

27、用系数 由表18-7，取（2）动载系数 由表18-14，取（3）齿向载荷分布系数 由图18-16，取（4）齿间载荷分配系数 由齿轮切向力及条件查表18-8，取（5）计算 由式(18-8)及式(18-9)，载荷系数（四）重合度计算 初估螺旋角，依据式（18-29）及表8-5中公式可求得（1）端面重合度（2）纵向重合度（3）总重合度（五）齿根抗弯疲劳强度计算（1）齿形系数 当量齿数查图18-23，取（2）应力修正系数 由图18-24，取（3）重合度系数 端面压力角基圆螺旋角由式（18-33）可得当量齿轮端面重合度于是，由式（18-32）可得重合度系数（4）螺旋角系数 查图18-28，取（5）由齿根

28、抗弯疲劳强度条件求模数 由于故由式（18-31），为满足齿根抗弯疲劳强度条件，则需使模数取标准模数（六）确定主要参数（1）中心距 初算中心距圆整取（2）螺旋角 满足几何条件的螺旋角（3）验算传动比误差 实际齿数比传动比误差满足使用要求（4）计算分度圆直径 与初估相差不大（5）齿轮宽度取大齿轮齿宽小齿轮齿宽（七）齿面接触疲劳强度验算（1）弹性系数 查表18-9，（2）节点区域系数 查图18-20，取（3）重合度系数 由式（18-28）（4）螺旋角系数 由式（18-27），（5）校核齿面接触疲劳强度 由式（18-26），齿面接触应力齿面接触疲劳强度足够（八）齿面静强度验算（1）确定许用接触应力 参

29、照表18-11，取静强度安全因数；由图18-21，取寿命系数；于是由式（18-22），许用接触应力（2）校核齿面静强度 根据过载条件，由式（18-22），齿面最大接触应力齿面静强度足够（九）齿根抗弯静强度验算（1）确定许用接触应力 参照表18-11，取静强度安全因数；由图18-25，取寿命系数；于是由式（18-23），许用接触应力（2）计算齿根弯曲应力 由式（18-18），及（3）求最大弯曲应力并校核强度 由式（18-22），最大弯曲应力静强度满足要求十一、 减速器机体的尺寸设计机座壁厚度： 机盖壁厚度：机座凸缘厚度：机盖凸缘厚度：机座底凸缘厚度：地脚螺钉直径：地脚螺钉数目：轴承旁联接螺栓直径

30、：机盖与机座联接螺栓直径：联接螺栓间距：轴承端盖螺钉直径：窥视孔盖螺钉直径：定位销直径： 至外壁距离： 至凸缘边缘距离：轴承旁凸台半径：轴承旁凸台高度：外机壁至轴承座端面距离：大齿顶圆与内机壁距离：齿轮端面与内机壁距离：机盖机座肋板厚度：地脚沉头座直径：40mm十二、 轴的设计由式（20-2）各轴的直径，查表20-3，对于40Cr材料的轴C=106-98。轴上有键槽时，会削弱轴的强度。对于直径的轴，单键时轴径增大5%-7%，双键时增大10%-15%，故中间轴各轴段设计：123451.各段轴的直径轴段1为轴承径，其直径应符合轴承内径标准，且，由此选定。因此，轴承代号为32007。轴段2与齿轮配合

31、，且便于安装，取其标准系列轴段3为定位轴肩，轴肩高度取，则轴段4与齿轮配合，轴段5为轴承径，直径与相同2.各段轴的长度轴段2的长度取决与轮毂宽度。轮毂宽度l=62mm，取轴段2的长度略小于轮毂宽度轴段1的长度由轴承宽度，和实际位置尺寸确定：轴段3为两轴间位置取轴段5的长度由轴承宽度，和实际位置尺寸确定：轴段4的长度取决与轮毂宽度。轮毂宽度l=44mm，取轴段4的长度略小于轮毂宽度十三、 键的选择及强度校核（一）连接带轮处1.确定键的类型和尺寸带轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通平键。由设计手册查得当轴径时，键取为。参照带轮轮毂宽度，及普通平键的长度系列，取键长。2.强度验算因是静连

32、接，故只验算挤压强度，由式（15-1）式中 由表15-1查取许用挤压应力为故，满足强度要求（二）.轴大轮处1.确定键的类型和尺寸6级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通双平键。由设计手册查得当轴径时，键取为。参照齿轮轮毂宽度，及普通平键的长度系列，取键长。2.强度验算因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1）式中 由表15-1查取许用挤压应力为，此处用双平键，按1.5倍强度计算故，满足强度要求（二）.轴大轮处1.确定键的类型和尺寸6级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通双平键。由设计手册查得当轴径时，键取为。参照齿轮轮毂宽度，及普通平键的长度系列，取键长

33、。2.强度验算因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1）式中 由表15-1查取许用挤压应力为，此处用双平键，按1.5倍强度计算故，满足强度要求十四、 轴承寿命计算及静强度由于中间轴有两个齿轮，所受动载荷比较大，所以这里只需要校核中间轴二轴承的寿命。（一）两轴承所受径向载荷由上，轴强度的计算知1 .轴垂直面支反力2.轴水平面支反力3.两轴承所受的径向载荷即合成后的支反力（二）计算轴承所受的轴向载荷1.计算内部轴向力轴承型号32009，为圆锥滚子轴承，由标准查得性能参数为由表21-11，圆锥滚子轴承的内部轴向力，则2.计算轴承所受的轴向载荷轴上个轴向力的方向 由式（21-8），（21-9）可列

34、出取两者中较大者取两者中较大者（三）计算当量动载荷由式（21-5），由表21-8取冲击载荷因数。系数X，Y与判断因子e有关，由手册中查的32009轴承，轴承 故,则轴承 故,则(四)寿命计算因,且两轴承型号相同，故只按轴承计算寿命即可。取由式（21-7）有寿命高于43800 ，故满足寿命要求。（五）静强度计算1.计算轴承静载荷由式（21-13），当量静载荷,由表21-13，32009型圆锥滚子轴承,故2 .验算静强度因,且两轴承型号相同，故只按轴承计算寿命即可。取。由表21-14，取静强度安全因数。由式（21-14） 故满足静强度要求。十五、 轴的强度校核1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为

35、集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图，求出作用于轴上的载荷齿轮切向力：径向力：轴向力：齿轮II切向力：径向力：轴向力：在垂直平面受力：在水平平面受力： 3作出垂直平面弯矩和水平平面弯矩图垂直平面弯矩：截面I：截面II：水平平面弯矩：截面I：截面II：4求合成弯矩M及作出合成弯矩阵图5作出转矩阵图根据条件，取转矩6.作出当量弯矩图，并确定可能的危险截面已知材料为40Cr钢调质，由表201查得用插值法由表20-4查得，由已知条件，轴的转矩可按脉动循环考虑，即则截面I：7校核轴径截面有双键，最小轴径应增大15%；结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够！十六、 参考文献机械原理与机械设计上册、下册主编：张策 副主编：陈树昌 孟彩芳 机械工业出版社新编机械设计课程设计图册主编：陈铁鸣 高等教育出版社机械设计课程设计指导书（第二版）主编：龚桂义 高等教育出版社机械设计手册40Cr接触疲劳强度足够静强度满足要求40Cr，疲劳强度足够40mmA型普通平键A型普通双平键A型普通双平键满足静强度要求