抽油机机械系统设计课程设计

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1、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抽油机机械系统设计 目目 录录一、设计任务书一、设计任务书.2二、传动装置的总体设计二、传动装置的总体设计.3（一）传动方案的分析和拟定（一）传动方案的分析和拟定.3（二）电动机的选择（二）电动机的选择.4（三）传动装置的总传动比的计算和分配：（三）传动装置的总传动比的计算和分配：.6（四）传动装置的运动和动力参数计算（四）传动装置的运动和动力参数计算.7三、传动零件的设计计算三、传动零件的设计计算.10（一）高速级齿轮副的设计计算（一）高速级齿轮副的设计计算.101、按齿面接触强度设计.102、按齿根弯曲强度设计.123、几何尺寸计

2、算：.144、齿轮传动参数计算总结.145、齿轮结构设计.16（二）低速级（二）低速级齿齿轮的设计计算轮的设计计算.161、低速级齿轮副设计.162、低速级齿轮副校核.18四、轴系零件的设计计算四、轴系零件的设计计算.22（一）轴的设计计算（一）轴的设计计算.221、输入轴的设计计算.222、输出轴的设计计算.313、中间轴的设计计算.37（二）滚动轴承的校核（二）滚动轴承的校核.42（三）联轴器和键联接的选用说明和计算（三）联轴器和键联接的选用说明和计算.48键连接的选择与校核键连接的选择与校核.481、高速级轴承键的选择与校核.482、中间级轴承键的选择与校核.483、低速级轴承键的选择与

3、校核.49联轴器的选择与校核联轴器的选择与校核.501、输入端联轴器的选择与校核.502、输出端联轴器的选择与校核.51五、减速器的润滑设计五、减速器的润滑设计.52（一）齿轮的润滑设计（一）齿轮的润滑设计.52（二） 、轴承的润滑及设计.53六、箱体、机架及附件的设计六、箱体、机架及附件的设计.55（一）（一） 、减速器箱体的结构设计、减速器箱体的结构设计.55（二）（二） 、减速器箱体的附件设计、减速器箱体的附件设计.56七、装配图和零件图的设计与绘制七、装配图和零件图的设计与绘制.57八、附录八、附录 .59附表附表.59附图附图.61 设计任务设计任务 抽油机是将原油从井下举升到地面的

4、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。执行机构采用曲柄摇杆机构。1、 原始数据执行机构的曲柄的输出功率为 35.351KW, 转速为 n11r/min.2、 传动装置参考方案：3.电动机的选择电动机的选择初步确定传动系统总体方案如图 26 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 0.94

5、0.980.980.980.99 0.867； 为 V 带的效率， 为第一对轴承的效率， 为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率， 为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 6 级精度，稀油润滑）。电动机所需工作功率为： P P/ 35.351/0.86740.77 kW执行机构的曲柄转速为 n11r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i 24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i 840，则总传动比合理范围为i 16160，电动机转速的可选范围为 n i n（16160）111761760r/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 Y

6、2280S6 的三相异步电动机，额定功率为 45kW，额定电流85.9A，满载转速 n980 r/min，同步转速 1000r/min。 4.传动装置的总传动比和传动比分配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/n980/1189.091（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 89.091/3.6124.679。根据各原则，查图得高速级传动比为 i6.3，则 ii / i3.

7、925.传动装置运动和动力参数的计算传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速 n n/ i 980/3.61271.47r/min nn / i271.47/6.343.09 r/min nn/ （i i ）11 r/min（2）各轴输入功率 P P 40.770.9442.3 kW PP 42.30.980.9941.04 kW PP 41.040.980.9939.82 kW（3）各轴输入转矩 轴 T 9550 P / n =955042.3/271.47=1.488 kNm 轴 T9550 P/ n=955041.04/43.09=9.096 kNm 轴 T9550 P/ n=9550

8、39.82/11=34.5 kNm.带传动的设计带传动的设计确定计算功率式中为工作情况系数， 为电机输出功率选择带型号根据，查图初步选用型带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 为带的滑动率，通常取（1%2%），查表后取验算带速 v在m/s 范围内，带充分发挥。确定中心距 a 和带的基准长度在范围内，初定中心距，所以带长查图选取型带的基准长度，得实际中心距取验算小带轮包角，包角合适。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。确定带的初拉力单根普通带张紧后的初拉力为

9、3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 27图 27.齿轮的设计计算齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，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 5862HRC，有效硬化层深0.50.9mm。经查图，取1500MPa，500Mpa。（2） 齿轮精度按 GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。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

10、轮传递的转矩kNm（2） 确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z 19，z i z 6.319120传动比误差 iuz / z 120/196.316i0.255，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 K1.25动载荷系数 K 估计齿轮圆周速度 v0.75m/s 查图得 K 1.01;齿向载荷分布系数 K 预估齿宽 b40mm 查图得 K1.17，初取 b/h6，再查图得 K1.13齿间载荷分配系数 查表得 KK1.1载荷系数 KK K K K=1.251.011.1

11、1.131.57（6） 齿形系数 Y和应力修正系数 Y 当量齿数 zz /cos19/ cos21.08 zz /cos120/ cos133.15查图得 Y2.8 Y2.17 Y1.56 Y1.82（7） 重合度系数 Y端面重合度近似为【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/191/120）】cos15 1.63arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos15）20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为 Y 0.25+0.75 cos/0.696（8） 螺旋角系数 Y 轴向重合度 1.024,取为 1Y10.878（9） 许用弯曲应力 安全系数由表查得

12、 S1.25工作寿命两班制，7 年，每年工作 300 天小齿轮应力循环次数 N160nkt 60271.4717300285.47310大齿轮应力循环次数 N2N1/u5.47310 /6.3160.86610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 K1.6，又 Y=0.930，Y =0.688，。从而得满足齿根弯曲疲劳强度。

13、3校核齿面接触疲劳强度（1） 载荷系数， （2） 确定各系数材料弹性系数 查表得节点区域系数 查图得重合度系数 查图得螺旋角系数 （3） 许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；安全系数 查表得；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为： 取（4） 校核齿面接触强度 ，满足齿面接触疲劳强度的要求。（二）低速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，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 45 钢。调质后表面淬火，齿面硬度为 4050HRC。经查图，取1200MPa，370Mpa。（2） 齿轮精度

14、按 GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。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。（10） 计算小齿轮传递的转矩 kNm（11） 确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z 33，z i z 3.9233129传动比误差 iuz / z 129/333,909i0.285，允许（12） 初选齿宽系数 按非对称布置，由表查得0.6（13） 初选螺旋角 初定螺旋角 12（14） 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 K1.25动载荷系数 K 估计齿轮圆周速度 v0.443m/s

15、 查图得 K 1.01;齿向载荷分布系数 K 预估齿宽 b80mm 查图得 K1.171，初取 b/h6，再查图得 K1.14齿间载荷分配系数 查表得 KK1.1载荷系数 KK K K K=1.251.011.11.141.58（15） 齿形系数 Y和应力修正系数 Y 当量齿数 zz /cos19/ cos35.26 zz /cos120/ cos137.84查图得 Y2.45 Y2.15 Y1.65 Y1.83（16） 重合度系数 Y端面重合度近似为【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/331/129）】cos12 1.72arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos

16、12）20.4103111.26652因为/cos，则重合度系数为 Y 0.25+0.75 cos/0.669（17） 螺旋角系数 Y 轴向重合度 1.34,取为 1Y10.669（18） 许用弯曲应力 安全系数由表查得 S1.25工作寿命两班制，7 年，每年工作 300 天小齿轮应力循环次数 N160nkt 6043.0917300288.68710大齿轮应力循环次数 N2N1/u8.68710 /3.9092.2210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

17、尺寸初算中心距,取 a=500mm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 K1.611，又 Y=0.887，Y =0.667，。从而得 满足齿根弯曲疲劳强度。3校核齿面接触疲劳强度（5） 载荷系数， （6） 确定各系数材料弹性系数 查表得节点区域系数 查图得重合度系数 查图得螺旋角系数 （7） 许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；安全系数 查表得；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：取（8） 校核齿面接触强度 ，满足齿面接触疲劳强度的要求。 二二. .具体二级齿轮减速器轴的方案设计具体二级齿轮

18、减速器轴的方案设计（1）高速轴 I 材料为 20CrMnTi,经调质处理，硬度为 241286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径 5%7%，取最小轴径（2）轴 II 材料为 45 钢，经调质处理，硬度为 217255HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取，取安装小齿轮处轴径（3）轴 III 材料为 40Cr，经调质处理，硬度为 241286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径 5%7%，取最小轴径轴 I，轴 II，轴

19、 III 的布置方案与具体尺寸分别如图 28，图 29，图 210 所示。图 28图 29图 210 第三节第三节 轴承的选择及寿命计算轴承的选择及寿命计算（一）（一） 第一对轴承第一对轴承齿轮减速器高速级传递的转矩 具体受力情况见图 31（1）轴 I 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 图 31 水平面内 （3）轴承的校核初选轴承型号为 32014轻微冲击，查表得冲击载荷系数 计算轴承 A 受的径向力轴承 B 受的径向力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 B 计算轴承所受轴向载荷由于，即 B 轴承放松，A 轴

20、承压紧由此得 计算当量载荷轴承 A e=0.43,则 ,轴承 B e=0.43,则 轴承寿命计算因，按轴承 B 计算 （二）（二） 第二对轴承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 32（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计算轴承 A 受的径向力轴承 B 受的径向力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 B 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 计算当量载荷轴承 A e=0.36

21、,则 ,轴承 B e=0.36,则 轴承寿命计算因，按轴承 A 计算图 32 （三）第三对轴承（三）第三对轴承具体受力情况见图 33（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计算轴承 A 受的径向力轴承 B 受的径向力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 B 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 计算当量载荷轴承 A e=0.48,则 ,轴承 B e=0.48,则 轴承寿命计算因，按轴承 B 计

22、算图 33 第四节第四节 设计结果设计结果 1. 最终实际传动比最终实际传动比 iV 带高速级齿轮低速级齿轮3.616.3163.909 2. 各轴转速各轴转速 n(r/min)(r/min)(r/min)271.4742.9811 3. 各轴输入功率各轴输入功率 P（kW）（kW）（kW）42.341.0439.82 4. 各轴输入转矩各轴输入转矩 T(kNm)(kNm)(kNm)1.4889.09634.57 5. 带轮主要参数带轮主要参数 小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数 z2801000145150006 6高、低速级齿轮参数高、低速级齿轮参数

23、名称高速级低速级中心距 a(mm)355500法面摸数(mm)56螺旋角（）11798361359049小齿轮左右旋向大齿轮右左齿数1933120129（mm）97.050203.704分度圆直径(mm)612.950796.296（mm）107.050215.704齿顶圆直径(mm)622.950808.296(mm)84.550188.704齿根圆直径(mm)600.450781.296（mm） 60 130齿宽（mm）54 124齿轮等级精度 6 6材料及热处理20CrMnTi，齿面渗碳淬火，齿面硬度 5862HRC45 钢，调质后淬火，齿面硬度 4050HRC 第五节第五节 心得体会心得体会