抽油机机械设计报告.docx

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 =0.7954 m/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 ＝ η η η η η ＝ 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＝ 40.77 kW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 ＝ 980 r/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ii＝ i＝ 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＝ 43.09 r/minn ＝ n / （ i ×i ）＝ 11 r/min（ 2） 各轴输入功率P ＝ P× η ＝40.77 ×0.94 ＝ 42.3 kWP＝P× η × η ＝42.3 ×0.98 ×0.99 ＝ 41.04 kWP＝ P× η ×η ＝41.04 ×0.98 ×0.99 ＝ 39.82 kW（3）各轴输入转矩Ⅰ轴T＝ 9550 P/ n=9550×42.3/271.47=1.488 kN·mⅡ轴T＝9550 P/ n=9550×41.04/43.09=9.096 kN ·mⅢ轴T＝ 9550 P/ n=9550×39.82/11=34.5 kN·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，功率增量，传动比 i=3.61, 查表得单根，包角修正系数v 带所能传递的功率，带长修正系数，则由公式得 ＝故选 6 根带⑻ 确定。