抽油机的设计与优化初步报告

第1章 概述1.1抽油机的类型、特点和应用采油设备分公司的产品有：干扰平衡游梁抽油机，偏轮游梁式抽油机，塔式节能抽油机干扰平衡游梁抽油机：是一种新型的节能抽油机不仅保持了常规游梁抽油机结构简单、可靠耐用的优点，而且具有附加动载小，能耗低，综合效率高，比常规抽油机节电30-50%以上，能延长整机使用寿命的特点如14干扰平衡机只需要配37千瓦电机及53KN减速箱如图1.1-1： 图1.1-1 干扰平衡游梁抽油机 图1.1-2 塔式节能抽油机塔式节能抽油机：高效、节能、冲程、冲次在额定范围内无级调节，并可内设无线集中监控接口，通过配套设施实现遥控该机调参简易、维护方便、安全可靠、维护费用低，与常规抽油机相比节能50%以上，是一种智能型的节能抽油机，如图1.1-2偏轮游梁式抽油机：该抽油机是在常规游梁抽油机的基础上，在游梁尾部配置一偏轮，以偏轮为中心形成一六连杆机构，能很好的改善抽油机的运动性能在相同情况下，与常规抽油机相比：1.悬点动负荷减小，最大线速度小；2.减速箱输出扭矩减小30%-50%；3.节能37%以上；4.所配电网容量减少30%以上，如图1.1-3。

常规游梁式抽油机：该机型在设计中严格执行API标准，其特点是结构简单、可靠性好、适用型强如图1.1-4 图1.1-3 偏轮游梁式抽油机 图1.1-4 常规游梁式抽油机1.2 抽油机的现状及发展方向随着石油机械匍造水平的不断提高，各种新型抽油机的开发和推广应用也取得了新的进展据有关资料统计，我国目前抽油机井约占机械采油井总数的92．2％ ，主要是采用游粱式抽油机 这种抽油机具有结构简单、管理方便、操作和维修容易等特点，在今后很长一段时期内，仍将在我国机械采油中占主导地位为了节能增产，首先要改造现有常规游粱式抽油机，同时加速开发各种新型节能游粱式抽油机和各类长冲程无游梁抽油机，并继续研制液压抽油机，这对发展我国石油工业，具有十分重要的意义，本文试图对我国抽油机的现状及与国际先进水砰的差距做一概述，并对我国抽油机的发展方向提出几点建议我国抽油机的现状目前，我国抽油机主要制造厂有十几家，产品主要以游梁式抽油机为主，约占抽油机总数的98％ ～99％ ，有30多种规格，并已形成了系列，基本上满足了陆地油田开采的需要各种新型节能游粱式抽油机，如前置式抽油机、异相曲柄平衡抽油机、前置式气平衡抽油机、配有CJT型节能拖动装置的常规抽油机和用窄V形带传动的常规抽油机等均已在全国各个油羽推广应用，井取得了显著的经济效益。

长冲程、低冲次的无游梁式抽油机的研制也取得了一些进展，如由胜利油用设计并与有关厂家协作生产的链条式长冲程抽油机，已有近千台在各油田投入使用，在低冲次抽油和抽稠油方面已初见成效此外，桁架结构的滑轮组增距式抽油机、滚筒式长冲程抽油机进入了试用阶段；齿轮增距式长冲程抽油机的研制工作也取得了新的进展．重量轻、成本低、便于调速和调整冲程的液压抽油机，经过几年的研制和工业性试采油，也积累了一定的经验其它型式新颖的抽油机，如带传动游梁式抽油机、新型摇轷抽油机、大轮式游粱抽油机，六连杆游粱式抽油机和斜并抽油机也正处于开发和研制过程中 然而，游粱式抽油机的缺点是不容易实现长冲程低冲次的要求，因而不能满足稠油井、深抽井和吉气井采油作业的需要同时，长冲程低冲次的无游梁式抽油机的性能尚有待完善度不足容易变形等问题)，而且品种规格还很少，不能适应当前石油工业的发展液压抽油机至今仍处在研制阶段我国抽油机与国际先进水平的差距1．新型节能抽油机发展缓慢目前，我国各油田使用的如前所述5种节能型抽油机，有些是刚从试制阶段过渡到使用阶段，仅就前3种抽油机来看，品种规格还不全，批量生产量还很少，因此全面推广应用受到一定限制如我国目前生产的前置式抽油机只有12型和16型两种规格，迄今仅有500多台在油田使用．而美国Lu in公司1959年就取得专利的马克Ⅱ 型抽油机(即前置式抽油机)，目前有8个档次46种规格。

罗马尼亚的前置式抽油机也有35种规格 我国的第一批异相曲柄平衡抽油机是1986年6月通过部级鉴定的，现在只有为数不多的厂家生产 ．而早在60年代 美国CMI公司就采用计算机模拟动态分析辅助设计研制出了异相曲牺平衡抽油机 ；由于这种抽油机具有许多优点，其经济指标已达到了目前在用抽油机的最好水平，因而在世界范围内获得了广泛的应用． 我国生产的前置式气平衡抽油机目前仅有6种规格，悬点载荷为50～ 140kN，冲程为1．8～ 5mH53 o 而美国勒夫金公司生产的前置式气平衡抽油机删有26种规格，悬点载荷为48，47～ 213．19kN，冲程为1．37～ 6．10 ．1国外上述几种节能型抽油机还广泛地采用了先进的数控系统，从而能保证采油作业始终处于最佳状态与此同时，有些国家还先后研制了许多型式新颖的节能抽油机如美国Jo—Way工具公司研制的一种前置式全胶带传动无齿轮减速器抽油机，称为大圈抽油机，是采用一个装在曲柄上直径为3．05m 的胶带轮来传动的，具有运行平稳、扭矩均衡和良好的节能效果 美国D．L M 钢铁公司研制的一种特殊结构型式的轮式抽油机，只需一台2．2～ 7．4kW 的电动机就可以驱动，现场使用情况表观，可节电80％ 。

另外，还有其它型式的如齿形胶带传动抽油机、天然气发动机驱动抽油机、智能抽油机和玻璃钢抽油杆抽油机等节能型抽油机．这些抽油机应用于世界各个地区、各种工况条件下的抽油作业，均取得了良好的节能效果2．长冲程抽油机的发展速度不能适应采油业的需要目前，我国常用的长冲程抽油机的冲程一般不超过5m(宝鸡石油机攘厂生产的目前国内最大型号的CYJQ16⋯6 105B前置式抽油机，其最大冲程为6m)，故我国大多数把冲程超过4．5m的称为长冲程抽油机． 目前我国油田在用的绝大部分长冲程抽油机的冲程均在5m以下，且种类不多，规格不全，发展速度缓慢． 如我国的链条式长冲程抽油机，早在60年代就开始研制，由于多方面原因，直到最近几年才初步在各油田推广应用而冲程超过6m 的国产长冲程抽油机如KCJ16— 8— 53Hz抽油机和LzCJ12— 7．2— 73HB抽油机，仍处在试用阶段但在国外，自70年代Ll来，长冲程抽油机(国外系指冲程超过6m 的抽油机为长冲程抽油机)的开发和推广应用则得到了很大的发展，有些抽油机的冲程已达到20m 以上，并已发展到多品种、系列化．如美国国民供应公司生产的链条斌长冲程抽油机，冲程为9．14m，冲数为3min’ ，同时还采用微机监控井下泵的工作情况“ 。

该公司研制的世界上第一台智油机，总高仅2，44m，其最大冲程却已经达到12．19m，冲程长度可以进行调节 ． 而WesternGear公司生产的液压驱动、重锤平衡(重锤置于一事先挖好的鼠洞内)的长冲程抽油机，能抽冲程可达24．38m，悬点载荷为l55．6kN03．液压抽油机仍处于研制阶段我国液压抽油机的起步较晚，加之我匣液压技术水平与国际先进水平存在着差距，从而阻碍了液压抽油机的发展山吉林工业大学研制的第一台国产液压抽油机1987年底通过工厂台架试验，经试乐运行，发现存在不少问题，如漏油、发热、可靠性差，连续运行间远远低于游梁式抽油机，关键液压元件的质量较差等加之液压抽油机的维护保养比游粱式抽油机复杂得多，从而阻碍了其推广应用早在40年代，美、苏就已先后研制出液压抽油机(美国Lufkin公司曾经生产出4种型号、最大悬点载荷1 58kN、冲程为6．1～ 12．2 m 的液压抽油机苏联全苏石油机械研究院和阿塞拜疆石油机械研究所也先后试制成3种型号、悬点载荷30～ 1 50kN，冲程3～ 10 rn的液压抽油机) 随着液压技术的发展，国外液压抽油机的研制和推广应用近年来又有了新的发展如加拿大热能发展有限公司研制的液缸式无游梁抽油机，特别适于用来开采稠油。

这种抽油机悬点载荷为57．57～ 106．75kN，冲程为2．79～ 4．88m，并配有电了控制监测系统，用 控制抽油机冲程及冲程位置、冲程参数，监控抽油杆足否过载， 确保抽油系统安全运行美国Mape公司生产的液压驱动塔架式长冲程抽油机，有6种规格，其冲程可以从2．5m 调到10m，并可在0～ 5min 范围内任意调节冲程次数 这些液压抽油机已广泛地应用于油田采油作业中有关我国抽油机发展方向的几点建议1．改造现有常规游粱式抽油机，加速开发新型节能抽油机2．加速开发各类长冲程无游粱式抽油机3．继续加紧研制液压抽油机第2章 常规游梁式抽油机传动方案设计2.1简述系统的组成工作原理2.1.1系统的组成系统的结构图见图2.1-1 图2.1-1 常规游梁式抽油机的组成（1）刹车装置：刹车也叫制动器，它是由手刹车中间座、拉杆、锁死弹簧、刹车轮、刹车片等部件组成刹车片与车轮接触时发生摩擦起到制动作用2）电动机：电机是动力的来源，一般采用感应式三相交流电动机3）曲柄：它是由铸铁铸就的一个部件，装在减速器输出轴上曲柄上开有大小冲程的孔眼叫冲程孔，专门为调节冲程所用。

4）平衡块：是由铸铁铸就的一个部件，上有吊孔，它是由螺丝固定在曲柄上的能产生旋转惯性，起着驴头上下运动负荷平衡的作用，可在曲柄上前后调整达到抽油机前后平衡5）连杆：特的作用是曲柄与横梁之间的连接杆件6）尾轴承：它起着横梁和游梁相连的作用，减小摩擦使游梁上下运动较轻便7）减速箱：它是把高速的电动机转变成低速运动的减速装置，现场多采用三轴两级减速8）支架：支架支撑着游梁全部重量和它所承担的重量，而且是游梁的可靠支柱9）游梁：它安装在支架轴承上，绕支架轴承上下摆动，尾端通过为轴承与横梁连接在一起，前端装有驴头，游梁可前后移动调节，以便使驴头始终对准井口10）驴头：它装在游梁最前端，驴头为弧面，它的弧线是以支架轴承为圆心，以游梁前臂长为半径画弧而得到的它保证了抽油时光杆始终对正井口中心驴头担负着井内抽油杆、泵摩擦阻力及液体的重量11）悬绳器：也叫绳辫子，它是悬挂抽油杆的，为了使光杆在抽油过程中处于周定油井中心位置，因此它本身是柔性结构，在运动中使光杆始终对正井口中心驴头担负着井内抽油杆、泵摩擦阻力及液柱的重量12）底座：它是担负起抽油机全部重量的唯一基础下部与水泥混凝土的基础由螺栓连接成一体，上部与支架、减速器有螺栓连接成一体。

2.1.2系统的工作原理电动机将其高速的旋转运动通过皮带传动传递给减速箱的输入轴，经减速箱减速后变为曲柄的低速旋转运动同时曲柄通过连杆装置经横梁拉着游梁后壁摆动游梁前端装有驴头，活塞以上液柱及抽油杆柱等载荷均通过光杆与悬绳器连接悬挂在驴头上由于驴头随同游梁一起上下摆动，游梁、驴头便带动深井泵活塞做上下、垂直的往复运动，这样就将井下液体源源不断地抽离井筒 2.2 绘制系统的机构（运动）简图见图2.2-1图2.2-1 常规游梁式抽油机系统的机构（运动）简图1- 主动轮 2-从动轮 3-减速器 4-曲柄 5-连杆 6-摇杆和驴头 7-支架1-7 转动副 1-2传动副 2-7 转动副 4-7 转动副 4-5 转动副 5-6 转动副 6-7 转动副第3章 曲柄摇杆机构设计3.1 设计参数分析与确定冲程s=2.0m，游梁的摆角Ψ=42设摇杆的长度为L3m,曲柄的长度为L1m,连杆的长度为L2m，支座的长度为L4m,则游梁的长度为2L3m. L3×42×3.14÷180=2.0,则L3=2.73m;见图3.1-1 图3.1-1 曲柄摇杆机构的长度标志3.2 按K设计曲柄摇杆机构为了看图方便，将抽油机的简图在简化成平面铰链四杆机构综上所述：已知条件：摇杆长度L3m，摆角Ψ和行程速度变化系数K.设计的实质是确定铰链中心A点的位置，定出其它三杆的尺寸L1、L2、L4。

其设计步骤如下：（1） 由给定的形成速度变化系数K，求出极位夹角θ又由任务书可知,T1/T2=8/7,则行程速度变化系数K=8/7, (180︒+θ)/(180︒-θ)=8/7，解得θ=12︒，即极位夹角为12︒2） 如图3.2-1所示，任选固定铰链中心D的位置，由摇杆长度L3和摆角Ψ，做出摇杆俩个极限位置C1D和C2D3） 连接C1和C2，并作C1M垂直于C1C24） 作∠C1C2N=90︒-θ，C2N与C1M相交于P点，由图可见，∠C1PC2=θ5） 作△PC1C2的外接圆，在此圆周（弧C1C2和弧EF除外）上任取一点A作为曲柄的固定铰链中心连AC1和AC2，因同一圆弧的圆周角相等，故∠C1PC2=θ6） 因极限位置处曲柄与连杆共线，故AC1=L2-L1,AC2=L1+L2,从而得曲柄长度L1=（AC2-AC1)/2，连杆长度L=（AC1+AC2）/2，由图得AD=L4 图3.2-1 平面铰链四杆机构的设计 图3.2-2 A1点时的各边关系① 量图中线段可知L2-L1=4.13m; L1+L2=5.8m 解得L1=0.835m L2=4.965m L3=2.73m L4=4.32m ② 在圆周上再任意选择一点A1，如图3.2-2量图中线段可知L2-L1=3.08m; L1+L2=4.86m解得L=0.89m1 L2=3.97m L3=2.73m L4=3.74m 图3.2-3 A2点的各边关系 图3.2-4 A3点的各边关系③ 在圆周上再任意选择一点A2，如图3.2-3.量图中线段可知L2-L1=1.99m; L1+L2=3.86m 解得L1=0.935m L2=2.925m L3=2.73m L4=3.29m.④ 在圆周上再任意选择一点A3，如图3.2-4。

量图中线段可知L2-L1=1.23m; L1+L2=3.15m⑤在圆周上再任意选择一点A4，如图3.2-5量图中线段可知L2-L1=4.8m; L1+L2=6.38m解得L1=0.79m L2=5.59m L3=2.73m L=4.56m4. 解得L1=0.96m L2=2.19m L3=2.73m L4=3.03m.图3.2-5 A4点的各边关系3.3 曲柄摇杆机构优化设计分析满足有曲柄条件铰链四杆机构有曲柄的条件是最短杆与最长杆的长度之和小于或者等于其余两杆的长度之和：①L1=0.835m L2=4.965m L3=2.73m L4=4.23mL1+L2=0.835+4.965=5.8m L3+L4=2.73+4.23=7.00m L1+L2

④L1=0.96m L2=2.19m L3=2.73m L4=3.03mL1+L4=0.96+3.03=3.99m L2+L3=2.19+2.73=4.92m L1+L2

如图3.4-1为传动角最小时的抽油机结构图，如图3.4-2 传动角最大时抽油机结构图图3.4-1 传动角最小时抽油机结构图图3.4-2 传动角最大时抽油机结构图第4章 常规游梁式抽油机传动系统运动和动力参数分析计算如图4-1所示为电动机通过带轮，齿轮传动带动曲柄的示意图 图4-1 减速箱的内部结构4.1 传动比分配和电动机选择4.1.1 电动机的选择如图4.1-1所示，为抽油机摇杆在下止点时的四杆结构件图，驴头受到最大的悬点载荷P=20KN,以固定支座O1为中心，取摇杆为研究对象，受力分析如图所示，则可列力学平衡方程MO1=0，F2×cos11︒×2.72=P×2.7 解得F2=20.2KNT=F2×cos79︒×935×1000=3603809N*mm 变速器输出的功率，即曲柄的功率为P1，曲柄的转速为n=8r/min,所以P1=T×n9550000=3603809×89550000 =3.02KW则电动机需要的有效功率为P1=3.02KW为了计算电动机的所需功率，必须计算电动机到工作机的总功率P2，根据《机械设计课程设计》表2-2可以查出V带效率η1=0.95，滚动轴承效率η1=0.95，闭式齿轮传动效率η1=0.95，则整个传动装置的效率η=η1×η2×η3=0.95×0.97×0.98=0.841则P2=P1η=3.02/0.841=3.60KW图4.1-1 抽油机受力分析如表4.1-1为电动机的型号及满载转速，根据表格和以上计算结果，可以确定电动机的型号，进行以下计算。

表4.1-1 电动机的型号及对应参数电动机型号额定功率/KW满载转速r/min总传动比iY160M1-8472090Y160M2-85.572090Y160L-87.572090根据计算结果可以选择电动机的额定功率P=4KW的型号Y160M1-84.1.2传动比的分配如表4.1-2所示为各种传动的传动比表4.1-2 各种传动的传动比（参考值）传动类型传动比V带传动2~4圆柱齿轮单级减速器<=4~6取带传动的传动比i1=4,又已知2级减速器的高速级传动比i2=1.3低速级传动比i3，所以i3×1.3×i3=90÷4解得i3=4.2 i2=5.4圆柱齿轮减速器高速级传动比为i2=5.4低速级传动比i3=4.2实际总传动比i=4×4.2×5.4=90.724.2 各轴转速计算nⅠ=nmi1=7204=180r/minnⅡ=nⅠi2=1805.4=33.33r/minnⅢ=nⅡi3=33.34.2=7.94r/min式中，nm为电动机满载转速，nⅠ、nⅡ、nⅢ、分别为轴Ⅰ、轴Ⅱ、轴Ⅲ、的转速，i1、i2、i3分别为电动机到轴Ⅰ，轴Ⅰ到轴Ⅱ，轴Ⅱ到轴Ⅲ的传动比4.3各轴扭矩计算TⅠ=9550000PⅠnⅠ=95500003.8180=201611N*mmTⅡ=9550000PⅡnⅡ=95500003.6133.33=1034368N*mmTⅢ=9550000PⅢnⅢ=95500003.437.94=4125504N*mm式中，T为电动机的输出力矩，TⅠTⅡTⅢ分别为轴Ⅰ、轴Ⅱ、轴Ⅲ的力矩。

4.4各轴功率计算PⅠ=P*η1=4*0.95=3.8KWPⅡ=P*η2*η3=3.8*0.98*0.97=3.61KWPⅢ=P*η2*η3=3.61*0.98*0.97=3.43KW式中，P为电动机的额定功率，PⅠPⅡPⅢ分别为轴Ⅰ、轴Ⅱ、轴Ⅲ的功率第5章 齿轮减速器设计计算5.1 高速级齿轮传动设计计算(1)选择材料及确定许用应力高速级传动比i2=5.4，高速轴转速nⅠ=180r/min,传动功率PⅠ=3.8KW,采用软齿面如图5.1-1 常用的齿轮材料及其力学性能可确定小齿轮和大齿轮的材料及接触疲劳极限和弯曲疲劳极限 表5.1-1 常用的齿轮材料及其力学性能材料牌号热处理方式硬度接触疲劳极限σHlim/ MPa弯曲疲劳极限σFE1/ MPa40MnB调质241~286HBS680~760580~610ZG35SiMn调质241~269 HBS590~640500~520小齿轮用40MnB调质，齿面硬度241~286HBS,σHlim1=730MPa,σFE1=600MPa，大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度241~269 HBS,σHlim2=620MPa,σFE2=510MPa,根据表5.1-2 最小安全系数SH、SF的参考值，可以确定小齿轮和大齿轮的最小安全系数。

表5.1-2 最小安全系数SH、SF的参考值使用要求SHminSFmin高可靠度（失效概率<=1/10000）1.52.0较高可靠度（失效率<=1/1000）1.251.6一般可靠度（失效率<=1/100）1.01.25所以可以选取SH=1.1，SF=1.25，σH1=σHlim1SH=7301.1=664MPaσH2=σHlim2SH=6201.1=564MPaσF1=σFE1SF=7301.25=480MPaσF2=σFE2SF=5101.25=408MPa（2）按齿面接触强度设计 设齿轮按8级精度制造，由表5.1-3 载荷系数K,可以取得K值表5.1-3 载荷系数K原动机工作机械的载荷特性均匀中等冲击大的冲击电动机1~1.21.2~1.61.6~1.8根据表格，可以取K=1.5表5.1-4 齿宽系数Φd如下：表5.1-4 齿宽系数Φd齿轮相对于轴承的位置齿面硬度软齿面硬齿面对称布置0.8~1.40.4~0.9非对称布置0.2~1.20.3~0.6悬臂布置0.3~0.40.2~0.25根据表格，可以取Φd=0.8，小齿轮上的转矩TⅠ=9550000PⅠnⅠ=95500003.8180=201611N*mm表5.1-5 弹性系数ZE灰铸铁球墨铸铁铸钢锻钢夹布胶木锻钢162.0181.4188.9189.856.4铸钢161.4180.5188.0————球墨铸铁156.6173.9——————灰铸铁143.7————————根据表格5.1-5弹性系数ZE，可以取ZE=188d1≥32KTⅠΦd×u+1u(ZEZH[σH])2d1≥32×1.5×2016110.8×5.4+15.4(188×2.5564)2d1≥85.37mm齿数Z1=35，则Z2=5.4×35=189。

模数m=d1Z1=85.3735=2.44mm齿宽b=Φdd1=0.8×85.37mm=68.30mm,取b2=70mm,b1=75mm表5.1-6 标准模数系列第一系列1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50第二系列1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.5 （3.75） 4.5 5.5 （6.5） 7 9 11 14 18 22 28根据表5.1-6可以取m=2.5mm,实际的d1=Z1m=35×2.5=87.5mm, d2=Z2m=189×2.5=472.5mm中心距a=d1+d22=472.5+87.52=280mm(3)验算齿轮弯曲强度齿形系数YFa1=2.53,YSa1=1.65YFa2=2.11,YSa2=1.82σF1=2KTⅠYFa1YSa1bm2Z1=2×1.5×201611×2.53×1.6570×2.52×35=165MPa<σF1 σF2=2KTⅠYFa2YSa2bm2Z2=2×1.5×201611×2.11×1.8270×2.52×35=152MPa<σF2(4)齿轮的圆周速度v=3.14d1n160×1000=3.14×87.5×18060×1000=0.82m/s选用8级精度是合宜的。

5.2 低速级齿轮传动设计计算运动和动力参数的确定(1)选择材料及确定许用应力低速级传动比i2=4.2，高速轴转速nⅡ=33.33r/min,传动功率PⅡ=3.61KW,采用软齿面如图5.1-1 常用的齿轮材料及其力学性能可确定小齿轮和大齿轮的材料及接触疲劳极限和弯曲疲劳极限小齿轮用40MnB调质，齿面硬度241~286HBS,σHlim1=730MPa,σFE1=600MPa，大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度241~269 HBS,σHlim2=620MPa,σFE2=510MPa,根据表5.1-2 最小安全系数SH、SF的参考值，可以确定小齿轮和大齿轮的最小安全系数所以可以选取SH=1.1，SF=1.25，σH1=σHlim1SH=7301.1=664MPaσH2=σHlim2SH=6201.1=564MPaσF1=σFE1SF=7301.25=480MPaσF2=σFE2SF=5101.25=408MPa（2）按齿面接触强度设计 设齿轮按8级精度制造，由表5.1-3 载荷系数K,可以取得K值根据表格，可以取K=1.5根据表格5.1-4，可以取Φd=0.8，小齿轮上的转矩TⅡ=9550000PⅡnⅡ=95500003.6133.33=1034368N*mm根据表格5.1-5弹性系数ZE，可以取ZE=188d1≥32KTⅡΦd×u+1u(ZEZH[σH])2d1≥32×1.5×10343680.8×4.2+14.2(188×2.5564)2d1≥149.4mm齿数Z1=35，则Z2=4.2×35=147。

模数m=d1Z1=149.435=4.27mm齿宽b=Φdd1=0.8×149.4mm=119.52mm,取b2=120mm,b1=125mm根据表5.1-6可以取m=4mm,实际的d1=Z1m=35×4=140mm, d2=Z2m=147×4=588mm中心距a=d1+d22=140+5882=364mm(3)验算齿轮弯曲强度齿形系数YFa1=2.53,YSa1=1.65YFa2=2.12,YSa2=1.81σF1=2KTⅠYFa1YSa1bm2Z1=2×1.5×1034368×2.53×1.65120×42×35=192.8MPa<σF1 σF1=2KTⅠYFa2YSa2bm2Z2=2×1.5×1034368×2.12×1.81120×42×35=177.2MPa<σF2(4)齿轮的圆周速度v=3.14d1n160×1000=3.14×140×33.3360×10000.24m/s选用8级精度是合宜的5.3结论及运动简图最后确定的高速级齿轮和低速级齿轮的参数为下表5.3-1表5.3-1 齿轮的参数模数mZ1Z2a/mmb1/mmb2/mmT(N*mm)v(m/s)高速级齿轮2.53518928075702016110.82低速级齿轮43514736412512010343680.24根据的比例画出减速器内部齿轮的关系图，如下图5.3-1图5.3-1 减速器内部齿轮的比例第6章 带传动设计计算6.1 带链传动的方案比较现在要选取在电动机和减速器输入端进行传动的装置，有链传动和带传动两种方式，由于游梁式抽油机属于野外工作机型，因此在过载时很难保证安全，带传动的传动特点是会出现打滑现象，所以会保护减速器和抽油机的安全，但是缺点是没有一定的传动比，链传动虽然保证了很好的传动比，但是再出现过在状态下不会发生打滑现象以保证电动机的安全，因此选择带传动，其优点如下，适用于中心距较大的传动；具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收震动；过载时带与带轮之间会出现打滑现象，避免了其他部件的损坏；结构简单成本低廉，常用在高速级。

综上，可知本设计传动部分选择带传动6.2 带传动设计计算设计一V带传动，已知电动机的转速nm=720r/min,减速器输入轴的转速nⅠ=180r/min，减速器的输入功率为PⅠ=3.8KW，抽油机24小时工作1）求计算功率Pc查表6.2-1 工作情况系数KA，适当选择表6.2-1 工作情况系数KA载荷性质工作机<1010~16>16载荷变动很大抽油机1.41.51.6由表格可以得出KA=1.6Pc=KAP=1.6×3.8=6.08KW（2）选择V带型号可用普通V带根据Pc=6.08KW,nm=720r/min,由书上图可以查出此坐标位于B型区处3）求大小带轮基准直径d2,d1查表6.2-2 V带轮最小基准直径可以选出小带轮的直径表6.2-2 V带轮最小基准直径型号YZSPZASPABSPBCSPCDEdmin/mm2050637590125140200224355500注：V带轮的基准直径系列为 20 22.4 25 28 31.5 40 45 50 56 63 71 75 80 85 90 95 100 106 112 118 125 132 140 150 160 170 180 200 212 224 236 250 265 280 300 315 355 375 400 425 450 475 500 530 560 600 630 670 710 750 800 900 1000等。

d1 应不小于125，现取d1=140mm,d2=n1n21-ε=720180×140×1-0.02mm=548.8mm所以选择d2=560mm（4）验算V带带速v V=3.14×d1×n160×1000=3.14×140×72060×1000=5.28m/s带速在5~25m/s范围内，合适5）求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距a0=1.5d1+d2=1.5140+560mm=1050mm取a0=1050mm,符合0.7d1+d2120︒合适7)求V带根数zz=Pc(P0+∆P0)KαKLnⅠ=720rmin, d1=140,查书上表13-3得P0=1.666KW可得传动比i=d2d11-ε=5601401-0.02≈3.64查书上表13-5得∆P0=0.22KW。

由包角α=154︒查表13-7得Kα=0.932，查表13-2，得KL=1.09，由此可得z=6.081.666+0.22×0.932×1.09=3.17取4根8)求作用在带轮轴上的压力FQ查表13-1得q=0.17kg/m,故可以求出单根V带的初拉力F0=500Pczv2.5Kα-1+qv2=500×6.084×5.282.50.932-1+0.17×5.282=247N作用在轴上的压力FQ=2zF0sinα12=2×4×247×sin1542=19256.3结论及运动简图V带传动的运动简图及数据如图和表6.3-1.表6.3-1 带轮参数表带轮参数直径型号中心距包角带根数中心轴受力小带轮直径140mm大带轮直径560mmB型930mm154︒41925N图6.3-1 带轮简图第7章 减速器轴设计计算7.1 高速轴设计计算(1)高速轴的径向尺寸确定初步确定最小轴径：按纯扭转强度计算，已知高速轴的扭矩TⅠ=201611N∙mm，传递功率PⅠ=3.8KW，高速轴的转速nⅠ=180r/min选择轴的材料为45号优质碳素结构钢，查书上表14-2 常用材料的C值，可以查得C=110d≥39.55×1060.2[τ]3Pn≥C3Pnmm ≥11033.8180≥30.4mm所以我取高速轴最小轴径d≥30.4+10=40.4mm。

则，大带轮所在轴段的直径d0=45mm,轴承盖所在轴段的直径d1=50mm,轴承段的直径为d2=55mm,查《机械设计课程设计》中表12-5 深沟球轴承，可得固定轴承的轴肩段直径d3=64mm，此高速轴上的齿轮直径为87.5mm；查表11-28可得如若齿轮和轴分开必须用键来连接，则如图7.1-1键的剖面图和7.2-2 圆柱齿轮查表可得h=11mm,t1=4.4mm,齿轮直径d=87.5mm,df=d-hf=87.5-2×1.25×2.5=81.25mm,x=df2-d2-t1=81.252-642-4.4=4.225<2.5mt=2.5×2.5=6.25 7.1-1 键的剖面图 图7.1-2 圆柱齿轮所以将高速轴做成齿轮轴，另一端轴承段的直径仍为55mm2)高速轴的轴向尺寸的确定通过计算可以确定一些常数，如表7.1-1 减速器铸造箱体的结构尺寸表7.1-1 减速器铸造箱体的结构尺寸名称结构尺寸/mm箱座壁厚δ14箱盖壁厚δ112直径df30c1min30c2min26轴承旁连接螺栓直径d122.5轴承盖螺钉直径d312小齿轮端面与箱体内壁间的距离∆2≥δ，有查表5-1 减速器铸造箱体的结构尺寸，可得（0.8~0.85）δ≥8，可求得∆2≥14mm,所以取∆2=15mm，则低速级小齿轮和高速级小齿轮到箱体的距离都15mm,轴承的内径为55mm，轴承套圈的转速为nⅠ=180r/min，则dn=55×180=9900mm.r/min<(1.5~2)×105mm.r/min，所以轴承正常应该采用润滑脂润滑，轴承到箱体内壁的距离为10~15mm,取10mm。

轴承座孔的宽度L=δ1+c1+c2+(5~8)mm，箱盖壁厚δ1=12mm,由表14-1 凸缘式轴承盖可得连接螺栓直径为M10，所以c1min=30mm,c2min=26mm，L=12+30+26+8=76mm,轴上零件端面距轴承盖的距离为B，则B要至少等于或者大于轴承盖连接螺钉的长度B>1.5d=1.5×12=18mm,取B=20mm带轮轴处键的确定查表11-28可以查得h=9mm,σp=50MPa,设键长为l,则4TⅠdhl≤σpl≥4TⅠσpdh=4×20161150×45×9=39.8mm则取键长l=40mm,带轮轮毂宽45mm根据中轴的设计可以取轴承盖轴段的长为66mm，轴承段长为20mm，中间长轴长167.5mm，齿轮轴长75mm，过渡为25mm，轴承段仍为20mm3）高速轴的弯扭合成强度校核计算 ①绘垂直面的弯矩图(如图7.1a)Mv1=FA1×72.5=595×72.5=43137.5N∙mmMv2=Fq×98.5=1925×98.5=189612.5N∙mm②绘水平面的弯矩图（b）MH=FA2×72.5=3446×72.5=249835N∙mm③求合成弯矩(c)M1=2MV12+MH2=243137.52+2498352=253532N∙mmM2=MV2=189612.5N∙mm④求危险截面的当量弯矩考虑最不利的情况，所以M=M1，则高速级齿轮啮合处为危险截面，其当量弯矩为Me=2M12+(αTⅠ)2=22535322+(0.6×201611)2=280912N∙mm⑤对危险截面进行校核σe=MeW=ME0.1d3=2809120.1×87.53=4.2<σ-1b=65MPa图7.1 高速轴的受力分析7.2 中间轴设计计算（1）中间轴的轴径尺寸的确定初步确定中间轴的最小直径介于高速轴和低速轴中间，则取轴承轴段d=75mm，则可知低速级小齿轮的轴段为84mm，高速级大齿轮的轴段径向长度为80mm。

2）中间轴的轴向尺寸的确定低速级小齿轮轴段处键的确定查表11-28可以查得h=14mm,σp=50MPa,设键长为l,则4TⅡdhl≤σpl≥4TⅡσpdh=4×103436884×14×50=70.36mm则取键长l=125mm,齿轮轮毂宽135mm高速级大齿轮轴段处键的确定查表11-28可以查得h=14mm,σp=50MPa,设键长为l,则4TⅡdhl≤σpl≥4TⅡσpdh=4×103436880×14×50=73.9mm则取键长l=80mm,齿轮轮毂宽90mm轴承段处的长为25mm，轴肩段处的轴长为25mm，低速级小齿轮处的轴段长为135mm，高速级大齿轮处的轴长为90mm，两者间的距离是10mm，轴承处的轴段长为52mm3）中间轴的弯扭合成强度校核计算 ①绘垂直面的弯矩图(如图7.2a)Mv1=FE1×84.5=587×84.5=49601.5N∙mmMv2=FF1×105=3114×105=326970N∙mm②绘水平面的弯矩图（b）MH1=FE2×84.5=1613×84.5=136289.5N∙mmMH2=FF2×105=8556×105=898380N∙mm③求合成弯矩(c)M1=2MV12+MH12=249601.52+136298.52=145043N∙mmM2=2MV22+MH22=23269702+8983802=339099N∙mm④求危险截面的当量弯矩考虑最不利的情况，所以M=M2，则高速级齿轮啮合处为危险截面，其当量弯矩为Me=2M22+(αTⅡ)2=23390992+(0.6×1034368)2=707219N∙mm⑤对危险截面进行校核σe=MeW=Me0.1d3=7072190.1×1403=2.6<σ-1b=65MPa图7.2 中间轴的受力分析7.3 低速轴设计计算（1）低速轴的轴径尺寸的确定初步确定最小轴径：按纯扭转强度计算，已知高速轴的扭矩，传递功率PⅢ=3.43KW，高速轴的转速nⅢ =7.94r/min 选择轴的材料为45号优质碳素结构钢，查书上表14-2 常用材料的C值，可以查得C=107。

d≥39.55×1060.2[τ]3Pn≥C3Pnmm ≥10733.437.94≥80mm所以我取低速轴最小轴径d≥80+10=90mm则曲柄所在轴段的直径d0=90mm,轴承盖所在轴段的直径d1=95mm,轴承段的直径为d2=100mm,查《机械设计课程设计》中表12-5 深沟球轴承，可得固定轴承的轴肩段直径d3=112mm，固定齿轮轴肩轴段的直径d4=117mm,齿轮选取辐轮式，齿轮处轴径仍为112mm,轴承处轴径为100mm2)低速轴的轴向尺寸的确定轮轴处键的确定查表11-28可以查得h=18mm,σp=50MPa,设键长为l,则4TⅢdhl≤σpl≥4TⅢσpdh=4×4125504112×18×50=163.7mm则取键长l=180mm,齿轮轮毂宽190mm曲柄处键的确定查表11-28可以查得h=14mm,σp=50MPa,设键长为l,则4TⅢdhl≤σpl≥4TⅢσpdh=4×412550450×90×14=262mm则取键长l=280mm,轴段长为290mm轴承段的周长为60mm，齿轮段为135mm,轴肩为10mm，过渡段为110mm，轴承段为34mm，外伸段为52mm，曲柄轴段为290mm。

3）低速轴的弯扭合成强度校核计算 ①绘垂直面的弯矩图(如图7.3a)Mv1=Fr3×214=20000×214=4280000N∙mmMv2=5244831N∙mmMv3=6360439N∙mm②绘水平面的弯矩图（b）MH1=Ft3×214=3850×214=823900N∙mmMH2=Fc2×110.5=6978×110.5=771069N∙mm③求合成弯矩(c)M1=2MV12+MH12=242800002+8239002=4358579N∙mmM2=2MV22+MH22=252448312+7710692=5301207N∙mmM3=Mv3=6360439N∙mm④求危险截面的当量弯矩考虑最不利的情况，所以M=M3，则高速级齿轮啮合处为危险截面，其当量弯矩为Me=2M32+(αTⅢ)2=263604392+(0.6×4125504)2=6825123N∙mm⑤对危险截面进行校核σe=MeW=Me0.1d3=68251230.1×1003=64.25<σ-1b=65MPa图7.2 低速轴的受力分析第8章 轴承设计计算8.1 高速轴支撑轴承选型计算初步确定最小轴径：按纯扭转强度计算，已知高速轴的扭矩TⅠ=201611N∙mm，传递功率PⅠ=3.8KW，高速轴的转速nⅠ=180r/min选择轴的材料为45号优质碳素结构钢，查书上表14-2 常用材料的C值，可以查得C=110。

d≥39.55×1060.2[τ]3Pn≥C3Pnmm ≥11033.8180≥30.4mm所以我取高速轴最小轴径d≥30.4+10=40.4mm则，大带轮所在轴段的直径d0=45mm,轴承盖所在轴段的直径d1=50mm,轴承段的直径为d2=55mm,所以选择轴承的型号为6211对所选用轴承进行校核：（1）计算齿轮上的作用力设高速级齿轮齿廓在点C接触如图8.1-1所示，轴齿间相互作用的总压力为法向力Fn，其方向沿啮合线周向力Ft1=2TⅠd1=2×20161187.5=4608N径向力Fr1=Ft1tanα=4608tan20︒=1677N图8.1-1 直齿圆柱齿轮传动的作用力(2)计算垂直面上的支承反力如图8.1-2所示为高速轴受力分析简图由带传动设计的一章中，求得Fq=1925N,所以可以根据受力平衡来列方程式：MAF=0，Fr1×72.5-FB1×72.5+215+Fq×72.5+215+98.5=0Fy=0,Fr1+Fq-FB1-FA1=0解得FA1=595N, FB1=3007N图8.1-2 高速轴的垂直面上受力分析简图。