常规游梁式抽油机传动系统设计.doc

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1、东 北 石 油 大 学工程训练研究报告课 程 机械设计基础 题 目 常规游梁式抽油机传动系统设计 院 系 机械科学与工程学院 专业班级 装备11-2班 学生姓名 邱平 学生学号 110403140207 指导教师 许冯平 2013年6月18日目 录东北石油大学工程训练任务书I第1章 概述11.1抽油机的原理11.2抽油机的分类和特点11.3抽油机的改型发展2第2章 常规游梁式抽油机传动方案设计32.1系统的组成和工作原理32.2 系统的机构（运动）简图4第3章 曲柄摇杆机构设计53.1设计参数分析与确定53.2 按K设计曲柄摇杆机构63.3曲柄摇杆机构优化设计分析103.4结论和机构运动简图1

2、3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144.1传动比分配和电动机选择144.2各轴转速计算：164.3各轴扭矩计算：164.4各轴输出功率16第5章 齿轮减速器设计计算175.1高速级齿轮传动设计计算175.2低速级齿轮传动设计计算19第6章 带传动设计计算216.1带链传动的方案比较216.2带传动设计计算21第7章 减速器轴设计计算247.1高速轴设计计算247.2中间轴设计计算267.3低速轴设计计算297.4轴的设计步骤32第8章 轴承寿命计算358.1高速轴支撑轴承选型计算358.2中间轴支撑轴承选型计算358.3低速轴支撑轴承选型计算36第9章 设计结论汇总38

3、9.1已知条件389.2结论38感想40参 考 文 献40东北石油大学工程训练成绩评价表41东北石油大学工程训练任务书课程 机械设计基础 题目 常规游梁式抽油机传动系统设计 专业 装备11-2班 姓名 邱平 学号 110403140207 主要内容、基本要求、主要参考资料等一、设计的目的1、综合利用所学的知识，培养解决生产实际问题的能力。2、掌握一般的机械传动系统设计方法和步骤。3、掌握基本机构一般的设计方法和步骤。 4、熟悉和运用设计标准、规范及相关资料。培养独立解决问题的能力。二、机械设计的一般过程1、设计前的准备；2、总体方案设计；3、总体结构设计；4、零部件设计；5、联系厂家，生产样机

4、，现场实验；6、根据实验，修改设计；7、编写设计说明书和使用说明书 8、鉴定三、课程设计题目1、功能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主要由三部分组成：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。三部分之间的相互位置关系如图1所示。抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统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。悬点载荷P、抽油杆冲程S和冲次n是抽油机工作的三个重要参数。悬点指执行系统与抽油杆的联结点，悬点载荷P（kN）指抽油机工作过程中作用于悬

5、点的载荷；抽油杆冲程S（m）指抽油杆上下往复运动的最大位移；冲次n（次/min）指单位时间内柱塞往复运动的次数。假设悬点载荷P的静力示功图如图2所示。在柱塞上冲程过程中，由于举升原油，作用于悬点的载荷为P1，它等于原油的重量加上抽油杆和柱塞自身的重量；在柱塞下冲程过程中，原油已释放，此时作用于悬点的载荷为P2，它就等于抽油杆和柱塞自身的重量。四、原始数据及设计要求假设电动机作匀速转动，抽油杆（或执行系统）的运动周期为T。两种油井工况 图1 抽油机系统示意图 图2 静力示功图分别为：工况1：抽油杆上冲程的时间为8T/15，下冲程的时间为7T/15。工况2：抽油杆上冲程时间与下冲程时间相等。两种工

6、况下抽油机的设计参数如表1所示。表1 抽油机的设计参数组号1234冲程S(m)1.41.61.82.0冲次n(次/min)5678悬点载荷P（kN）P1=40，P2=15P1=20，P2=5五、设计任务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

7、置作为机构零位）。4、选择电动机型号，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。（注：选作完成齿轮减速器装配图设计）。5、编写研究报告一份。设计说明书应包括以下内容：1）功能分解；2）原始数据及计算；3）简述方案设计思路及讨论、改进；4）执行机构设计步骤或分析计算过程；5）传动系统设计计算；6）对所设计的结果分析讨论；7）感想与建议。第1章 概述1.1抽油机的原理抽油机是开采石油的一种机器设备，俗称“磕头机”，通过加压的办法使石油出井。当抽油机上冲程时，油管弹性收缩向上运动，带动机械解堵采油器向上运动，撞击滑套产生振动；同时，正向单流阀关闭，变径活塞总成封堵油当抽油

8、机下冲程时，油管弹性伸长向下运动，带动机械解堵采油器向下运动，撞击滑套产生振动；同时，反向单流阀部分关闭，变径活塞总成仍然封堵油套环形油道，使反向单流阀下方区域形成高压区，这一运动又对地层内的油流通道产生一种反向的冲击力。常见抽油机即游梁式抽油机是油田广泛应用的传统抽油设备，通常由普通交流异步电动机直接拖动。其曲柄带以配重平衡块带动抽油杆，驱动井下抽油泵做固定周期的上下往复运动，把井下的油送到地面。在一个冲次内，随着抽油杆的上升/下降，而使电机工作在电动/发电状态。上升过程电机从电网吸收能量电动运行；下降过程电机的负载性质为位势负载，加之井下负压等使电动机处于发电状态，把机械能量转换成电能回馈

9、到电网。1.2抽油机的分类和特点 抽油机主要分游梁式和无游梁式两大类。游梁式抽油机按结构型式可分为常规型、变型、前置型、偏置型、斜井型、低矮型、大轮型等。按减速器型式可分为渐开线齿轮式、圆弧齿轮式、链条式、皮带式等。按动力传动方式可分为普通三角带式、窄 V 联组带式/同步皮带式等。按平衡方式可分为游梁平衡式、曲柄平衡式、复合平衡式、重锤平衡式、气动平衡式、差动平衡式等。按曲柄连杆装配位置可分为前置式、偏置式等。按驴头结构型式可分为上翻式、侧转式、整体式、组装式、旋转式、大轮式、双驴头式等。按驱动方式可分为普通电动驱动式、多速电机驱动式、天然气发动机驱动式、超转差率电动机驱动式等。无游梁抽油机有

10、链条式、滑轮增矩式、链条增程式、小型式、矮型式、塔架式、曲柄连杆式、电动式、滚筒式、液压式等。1.2.1游梁式抽油机游梁式抽油机的整体分为三个部分：一是地面部分游梁式抽油机,它是由电动机，减速箱,和四杆机构组成；二是井下部分抽油泵，它悬挂再套管中油管下端；三是联系地面和井下的中间部分抽油杆柱,它是由一种或几种直径的抽油杆和接组成。由此可见,电动机带动三角皮带带动减速箱后，由四连杆机构把减速箱输出的旋转运动变为游梁驴头的往复运动。用驴头带动光杆和抽油杆作上下往复直线运动。通过抽油杆再将这个运动传递给井下抽油机泵的柱塞。在抽油泵泵筒的下部安装有固定泵，而在柱塞上安装有游动泵。当抽油杆向上运动时,柱

11、塞作冲程时,固定泵打开,泵从井中吸油,同时,由于游动泵关闭,柱塞将它上面油管中的原油举到井口,这就是抽油泵的吸入过程.当抽油杆向下运动,柱塞作冲程,固定泵关闭,游动泵打开,柱塞下面的油通过游动泵排到它的上面这就是抽油泵的出油过程。实际上,游梁式抽油机,抽油泵相当于一个单缸单作用柱塞泵,只不过将它的水力部分放在井下成为抽油泵,将它驱动的部分在地面变为游梁式抽油机,两者用又韧又长的活塞杆抽油杆连接起来。1.2.2 异相型游梁式抽油机 异相型游梁式抽油机是一种性能优良的游梁式抽油机形式。其外形与常规型游梁式抽油机没有显著差别，其主要不同在于： （1） 将减速器背离支架后移，增大了减速器输出轴中心和游

12、梁支点间的水平距离形成了较大的极位夹角（即驴头处于上，下死点位置时连杆中心线之间的夹角）。 （2） 平衡块重心与曲柄轴中心连线和曲柄销中心与曲柄轴中心连线之间构成一定的夹角，该角称为平衡相位角。由于异相型抽油机具有较大极位夹角（一般为12 度左右），使得抽油机上冲程时曲柄转过的角度增加12度为192度，下冲程时曲柄转过的角度减少12度为168度。当曲柄转速不变时，就使得悬点上冲程工作时间内大于下冲程时间。因此，上冲程时悬点的加速度和动载荷减小。由于平衡相位角改善了平衡效果，从而使减速器的最大扭矩峰值降低，工作扭矩较均匀，所需电动机功率减少，在一定条件下有节能效果。目前，这种抽油机在我国已得到广

13、泛的应用。1.3抽油机的改型发展塔架式数控抽油机塔架式数控抽油机属于“长冲程、低冲次”机电一体化的抽油机，是现代机械制造技术、控制技术、功率电子技术与机电一体化技术集成创新的完美结合它采取控制系统驱动电机运行，通过组合减速传动使抽油机的动力源和终端负载作换向运动，拖动抽油杆上下反复运行，抽油杆和配重形成了天平式的平衡，相互不断地交换储存和释放势能的过程，实现了运行时的平衡，使机械效率达到90%以上，无功损耗接近于零，起到了四两拨千斤的效果，与常规抽油机相比节能效果达到3070%，解决了常规抽油机机械效率低、难以实现长冲程和高耗能的难题。塔架式数控抽油机的主要特点是： （1）采用牢固耐用的组合减

14、速传动系统，结合工业电脑数字化控制的永磁同步制动电机技术，实现了柔性启动、加速、减速、超低速运行，避免了抽油机在换向启动时的机械冲击，做到了抽油机只保养无大修，延长了抽油机的使用寿命。 （2）采用简练机身，最大限度的利用空间位置，突破了常规抽油机最大冲程和最低冲次的局限，最大冲程可达8米、最低冲次0.5次。扩大了抽油机的使用范围，扩展了抽油机的使用范围，特别适合中高含水期大排量、深井、稠油井的重载强抽；延长了抽油杆、抽油泵的使用寿命，适合了当今大排量、低渗透、稠油井、深井的不同开采的需要。 （3）运用变频调速和程序自动控制技术，变传统机械式抽油为现代智能化采油，运行效率高、能耗少、使用可靠，一

15、举将传统的机械采油装备带入了电子时代。采用无线遥控操作，液晶屏数字显示，清晰可见，调整参数（冲程、冲次）简便易行，无级分别调整上下冲程的冲次。可根据井下工况随时改变参数，达到最大泵效及工艺的要求。 （4）独特的配重设计，能轻松、迅速地完成调整平衡的作业。 （5）可靠的安全保障，运行时运动件与人隔离；操作机器与高压电隔离；调平衡时配重块落地调整安全无忧，电脑全方位监控抽油机运行，具有过载、失载、缺相等多种保护功能并有自动起机、不平衡报警、停机、显示故障原因、历史故障记录等保护功能。 （6）牢固耐用使用方便。抽油机装卸载、调防冲距上提下挂、碰泵等不用辅助设备即可完成。大庆油田采油十厂五矿自2007

16、年至今已有108台塔架式数控抽油机投产运行，平均运行功率1kw左右，维护简单、方便。第2章 常规游梁式抽油机传动方案设计2.1系统的组成和工作原理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。游梁抽油机的工作原理是由交流电动机恒速运转拖动抽油泵，沿着重力作用方向进行往复运动，从而把原油从数百至数千

17、米的井下抽到地面。分析其负载特性可知其惯量较大，而不同的油井的粘度大小又很不同，当油的粘度较大时，泵的效率也变低，往往启动也很困难。该负载又是周期负载，上升、下降行程负载性质亦不同，下降时尚带有位势负载性质。为适应这复杂的工况，抽油机的配置及其实际工作状态往往只能是大马拉小车游梁式抽油机运动为反复上下提升，一个冲程提升一次，其动力来自电动车带动的两个重量相当大的钢质滑块，当滑块提升时，类似杠杆作用，将采油机杆送入井中；滑块下降时，采油杆提出带油至井口，当抽油机工作时，整个过程中负载是变化的。工作分为两个冲程，抽油机上冲程时，驴头悬点需要做出很大的功，这时电动机处于驱动状态。在下冲过程时，抽油机

18、杆柱转动对电动机做功，使电动机处于类似发电机的运行状态。抽油机未平衡时，上，下冲程的负载极度不均匀，这样将严重地影响抽油机的连杆机构、减速箱和电动机的效率和寿命，恶化抽油机的工作条件，增加它的断裂可能性。为了消除这些缺点，一般在抽油机的游梁尾部或曲柄上或两处都加上平衡配重。这样一来，在悬点下冲程时，要把平衡重从低处抬到高处，增加平衡配重的位能。为了抬高平衡配重，除了依靠抽油杆柱下落所释放的位能外，还要电动机付出部分能量。在上冲程时，平衡重由高处下落，把下冲程时储存的位能释放出来，帮助电动机提升抽油杆和液柱，减少了电动机在上冲程时所需给出的能量。2.2 系统的机构（运动）简图第3章 曲柄摇杆机构

19、设计3.1设计参数分析与确定3.1.1设计参数：悬点载荷P、抽油杆冲程S和冲次n是抽油机工作的三个重要参数，其中：（1）悬点指执行系统与抽油杆的联结点；（2）悬点载荷P（kN）指抽油机工作过程中作用于悬点的载荷；（3）抽油杆冲程S（m）指抽油杆上下往复运动的最大位移； （4）冲次n（次/min）指单位时间内柱塞往复运动的次数。本小组为装备11-2班第3小组，根据任务书要求，确定设计参数如下：表1 设计参数上冲程的时间下冲程的时间冲程S(m)冲次n(次/min)悬点载荷P（kN）8T/157T/151.87P1=20，P2=53.1.2设计要求抽油杆上冲程时间为8T/15，下冲程时间为7T/15

20、。（1）极位夹角：利用公式 则可推得极位夹角（2）行程要求 经查阅资料可知，通常取e/c=1.35，S = e =1.35c（3）最小传动角要求查阅资料可知，抽油机的四杆机构属于II型曲柄连杆机构：参数分析示意图3.2 按K设计曲柄摇杆机构（1）任选固定铰链中心D的位置，由摇杆长度和摆角做出摇杆的两个极限位置C1D和C2D。（2）连接C1 和C2，做C1M垂直于C1 C2。（3）作，C1N与C1M交于点P，可见（4）作的外接圆，在此圆周上任取一点A作为曲柄的固定铰链中心连接AC1 和AC2因同弧所对圆周角相等，所以（5）因极限位置处曲柄与连杆共线，故AC1=b-a，AC1=b+a 从而得到 图

21、解法按K设计四杆机构杆长在内取、，计算、，得曲柄摇杆机构各构件尺寸；取5组数据如下：第一组：第二组：第三组：第四组：第五组 图解法设计四杆机构杆长数据数据10.6502.0501.7002.90020.6501.5501.7002.40030.6001.4501.7002.30040.6501.6501.6002.40050.6501.9501.6002.7003.3曲柄摇杆机构优化设计分析3.3.1 曲柄条件因为最短杆与最长杆长度之和小于其余两杆长度之和，机构中存在整转副。所以满足存在曲柄条件。3.3.2 传动角条件传动角在下死点位置大于70度。3.3.3 加速度最小条件利用Matlab软件

22、进行编程计算和画图,求各组的加速度：第一组加速度图像： 第二组加速度图像：第三组加速度图像：第四组加速度图像：第五组加速度图像：由图可得，加速度最小的数据为第一组。3.4结论和机构运动简图四杆长度及运动参数:L1L2L3L4(下死点)L3摆角0.65m2.05m1.7m2.9m8046其满足曲柄条件且如图加速度有最小值=0.009rad/s。（2）机构运动简图：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4.1传动比分配和电动机选择 （1）功率的确定 抽油机的设计参数组号冲程S（m）冲次n悬点载荷P（kn）31.87P1=20，p2=5 四杆机构的设计参数L1L2L3L4下死点L3摆

23、角0.65m2.05m1.7m2.9m8046用CAD作出曲柄在下死点位置转过10度后的受力分析，如图所示： 受力分析可知： 曲柄（L1）的扭矩为T=3900Nm 曲柄的功率为：电动机的总效率： 其中 =0.95（带传动） =0.98（轴承） =0.97（齿轮转动） =0.99（联轴器） = 电动机所需的功率 : （2）转速的确定： V型带传动i=2-4，取i=4双级圆柱齿轮减速器，推荐传动比8-40，取 已知曲柄转速为 则：电动机的转速为：（3）电动机确定 型号同步转速额定功率满载转速1Y132M11000r/min4KW960r/min2Y112M1500r/min4KW1430r/min

24、3Y160M1750r/min4KW720r/min 为合理地分配传动比，并且避免齿轮的尺寸过大，选用Y160M1。 （4）传动比的分配： 传动比： V带传动比 ： i=4 减速器传动比： 高速级： 低速级： 4.2各轴转速计算： 轴： 轴： 轴： 曲柄： 4.3各轴扭矩计算： 电动机： 轴： 轴： 轴： 曲柄：4.4各轴输出功率 I轴： 轴： 轴：曲柄：传动分配图：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）材料及许用应力： 中等冲击，高速及传动比，转速 功率，采用软齿面。 小齿轮用40MnB调质，齿面硬度241-286HBS， 大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度241

25、-269HBS， 取安全系数：SH=1.25，SF=1.6则： （2）按齿面接触强度设计 齿轮按8级精度制造，取载荷系数K=1.5，齿宽系数小齿轮上的转矩： 中心距： 取ZH=2.5，ZE=188齿数取Z1=32，则Z2=5.832=186，实际传动比 ，模数： ， 齿宽： ， 取b2=60mm，b1=65mm. 取模数m=3，则实际的：d1=Z1m=323=96mm,d2=Z2m=1863=558mm中心距 ，取。 （3）验算轮齿弯曲强度齿形系数 （4）齿轮圆周速度 选用8精度适宜 （5）优化设计：减小b，取m=3。 取实际的，则 可求得b21.88mm 取b2=25mm，b1=30mm，验

26、算轮齿弯曲强度： 5.2低速级齿轮传动设计计算（1）材料及许用应力：中等冲击，传动比，转速，功率，采用软齿面。 小齿轮用40MnB调质，齿面硬度241-286HBS， 大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度241-269HBS， 取安全系数：SH=1.25，SF=1.6则： （2）按齿面接触强度设计 齿轮按8级精度制造，K=1.5，小齿轮上转矩 中心距 齿数取Z1=32，则Z2=4.432=141，实际传动比模数： 齿宽： ， 取b2=200mm,b1=205mm. 取模数m=8，则实际的：d1=Z1m=328=256mm，d2=Z2m=1418=1128mm中心距： ，取 （3）验算轮齿弯曲

27、强度 齿形系数 （4）齿轮圆周速度 优化设计： 减少b 取m=8 取实际 则 求得 取验算齿轮弯曲强度 两级齿轮传动减速器参数模数齿数分度圆d齿宽中心矩传动比i133296303255.82186558253832256806904.44141112875第6章 带传动设计计算6.1带链传动的方案比较链传动是通过链条将具有特殊齿形的主动链轮的运动和动力传递到具有特殊齿形的从动链轮的一种传动方式。具有无弹性滑动和打滑现象，平均传动比准确，工作可靠，效率高；传递功率大，过载能力强，相同工况下的传动尺寸小；所需张紧力小，作用于轴上的压力小；能在高温、潮湿、多尘、有污染等恶劣环境中工作等特点；然而它仅

28、能用于两平行轴间的传动；成本高，易磨损，易伸长，传动平稳性差，运转时会产生附加动载荷、振动、冲击和噪声，不宜用在急速反向的传动中。 带传动是利用张紧在带轮上的柔性带进行运动或动力传递的一种机械传动。带传动具有结构简单、传动平稳、能缓冲吸振、可以在大的轴间距和多轴间传递动力，且其造价低廉、不需润滑、维护容易等特点，因此，带传动常适用于大中心距、中小功率、带速v =525m/s，在近代机械传动中应用十分广泛。综合考虑带链传动的优缺点我们选择带传动。6.2带传动设计计算电动机: 高速级: 转速 ,输入功率: （1）求计算功率 查表13-8得 得: (2)v带型号： 根据 ，查表13-16，选用A型.

29、 (3)求大小带轮基准直径 . 由表 13-9得 ，现取.则 mm 取 (4)验算带速v： 带速在范围内合适. (5)求v带基准长度和中心距a初步选取中心距 带长： 查表13-2，对A型带适用 实际中心距： （6）验算小带轮包角 合适 （7）求v带根数Z 令 ， ， 查13-3得： 传动比： 查表13-5得： 由查表13-7得，查表13-2， 取3根 （8）求作用在带轮轴上的压力. , 则单根v带的初拉力： 作用在轴上的压力： 第7章 减速器轴设计计算7.1高速轴设计计算7.1.1最小轴径计算材料：45钢，调质217-255HBS 取C=110.因键槽影响，故将轴径增加4%-5%,d=32mm

30、。7.1.2结构设计7.1.3强度刚度校核扭矩：，齿轮分度圆直径：，圆周力，径向力 作用在轴左端带轮上外力 。 （1）求垂直面的支承反力： （2）求水平面的支承反力： （3）F力在支点产生的力： (4)绘垂直面的弯矩图（图a） （5）绘水平面的弯矩图（图b） （6）绘F力产生的弯矩图（图c） （7）求合成弯矩图（图d） 考虑到最不利的情况，把直接相加： （8）求轴传递的转矩（图e） （9）求危险截面的当量弯矩：（图f） 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，代入上式可得： (10)计算危险截面处轴的直径： 轴的材料选用45钢，调质处理，则， 由高速轴设计部分可知，危险截面处直径为96m

31、m，满足强度要求。 （11）刚度校核 7.2中间轴设计计算7.2.1最小轴径计算材料：45钢，调质217-255HBS取C=110，得： 7.2.2结构设计7.2.3轴的强度刚度校核扭矩： ，齿轮分度圆直径，圆周力 径向力 （1）求垂直面的支撑反力： （2）求水平面的支承反力 （3）绘垂直面的弯矩图（图a） （4）绘水平面的弯矩图（图b） （5）合成弯矩图（图c） （6）求轴传递的转矩（图d） （7）求危险截面的当量弯矩截面最危险，其当量弯矩为 认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，代入上式可得： （8）计算危险截面处轴的直径 轴的材料选用45钢，调制处理，则所以考虑到键槽对轴的削弱，

32、将d值增加5%，故 由中间轴设计部分可知，危险截面处直径为80mm，满足强度要求。 （9）刚度校核 7.3低速轴设计计算7.3.1最小轴径计算材料：45钢，调质217-255HBS取C=110，得： 因键槽影响，故将轴径增加4%-5%, 取轴径为85mm7.3.2结构设计7.3.3强度刚度校核扭矩：齿轮分度圆直径：圆周力：径向力：作用在轴右端联轴器上外力： （1）求垂直面的支承反力 （2）求水平面的支承反力 （3）F力在支点产生的反力 （4）绘制垂直面的弯矩图（图a） （5）绘制水平面的弯矩图（图b） （6）F力产生的弯矩图（图c） （7）求合成弯矩图（图d）考虑到最不利的情况，把与直接相加，

33、得： （8）求轴传递的转矩（图e） （9）求危险截面的当量弯矩（f图）认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数代入上式，得：计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，则：考虑到键槽对轴的削弱，将d值增大5%，故由低速轴设计部分可知，危险截面处直径为100mm79mm,所以，该轴满足强度要求。 （10）刚度校核7.4轴的设计步骤（1）计算最小轴径；（2）由最小轴径初选轴承；（3）各轴段的确定：根据轴上零件的尺寸确定其安装轴段的长度和直径，并同时考虑轴上零件的定位和固定。画出各轴的草图：（4）校核轴的强度及刚度并计算轴承寿命，若满足要求，用CAD画出各轴的装配图，如不满足，修改后再画

34、图；（5）选择地脚螺栓、轴承旁连接螺栓和轴承盖螺钉，并根据图表确定轴承盖尺寸。（如下图所示）。（6）最后完善轴系装配图。第8章 轴承寿命计算8.1高速轴支撑轴承选型计算8.1.1选用轴承深沟球轴承；型号：6308；转速。已知轴承承载；预期寿命。径向基本额定动载荷：8.1.2确定当量动载荷P：因为： 所以：则： 8.1.3计算轴承的使用寿命 取则：约14年，所以选择深沟球6308轴承满足要求。8.2中间轴支撑轴承选型计算8.2.1选用轴承深沟球轴承，型号6311，转速 。已知轴承承载，预期寿命。径向基本额定动载荷：8.2.2确定当量动载荷P 则： 8.2.3计算轴承的使用寿命取则：选择深沟球轴承

35、6311满足要求8.3低速轴支撑轴承选型计算8.3.1选用轴承深沟球轴承；型号：6219；转速。已知轴承承载;预期寿命(24小时工作5年)；运转中受中等冲击。径向基本额定动载荷值8.3.2确定当量动载荷P因为： 所以：则： 8.3.3计算轴承的使用寿命 取代入上式： 约1871年，所以深沟球轴承6219满足要求。第9章 设计结论汇总9.1已知条件设计参数上冲程时间下冲程时间冲程S(M)冲次N(次/MIN)悬点载荷P(N)8T/157T/151.87P1=20，P2=59.2结论1. 四杆机构杆长abCd6502050170029002. 最终实际传动比 V带高速级齿轮低速级齿轮4.05.84.

36、43. 各轴转速 (r/min) (r/min) (r/min)18031.07.044. 各轴输出转矩 (Nm) (Nm) (Nm)172.9982.84110.75. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距（mm）基准长度（mm）带的根数1405601204355036高、低速级齿轮参数名称高速级低速级中心距(mm)325690摸数 (mm)38齿数3232186141分度圆直径（mm）96246 (mm)5581128齿宽（mm）3080（mm）2575齿轮等级精度88材料及热处理小齿轮：40MnB调质，齿面硬度241286HBS大齿轮：ZG35SiMn调质，齿面硬度2412

37、69HBS小齿轮：40MnB调质，齿面硬度241286HBS大齿轮：ZG35SiMn调质，齿面硬度241269HBS感想第一次完成时长为一学期的作业，到现在唯剩感想就收工的时候，看到这三四十页格式工整的电子稿和二十多页改了多次数据的手稿，我感到的不是刚看到任务书时的毫无头绪，不是杆长设计一次次不符合条件的挫败感，不是一次次计算时的枯燥无味，而是真正的欣慰和成就感。在设计的过程中，我们组组员对软件Matlab，CAD等的运用都比较熟练，虽然Matlab我们没学过，但我们所需的内容比较简单，学起来也都挺快挺轻松。但是前五章中一遍又一遍的计算、一次又一次的设计方案修改都暴露出了前期我这方面的知识欠缺

38、和经验不足。刚开始设计四杆机时，我们按部就班的参照书上的图解法设计，却发现传动角怎么都不满足要求，后来经过大量的查阅才知道，书上的图解法是针对I型曲柄连杆机构的，而咱们要设计的抽油机的曲柄连杆机构属于II型，这才通过CAD作出正确的图，再通过Matlab进行优化得到最优解，前前后后花了一个多星期；选电动机时，计算了两遍曲柄扭矩后才发现曲柄从下死点位置走过十度才达到受力最大；在齿轮设计和轴的校核那部分有大量的计算，修改了好几次传动比分配才把低速级齿轮的分度圆直径减小一点儿。不过在整个过程中，我们体验到了团队中的分工与合作，我收获到的不仅仅是分析问题和解决问题的方法与能力，还加深了对这门课程的理解

39、。从诸多问题中我懂得了空有理论知识是完全不够的，还要与一定的实际相结合，学习的过程是知识汇总的过程，在今后的学习中应该多培养自己对知识的总结能力，建立知识间的关联性。参 考 文 献1、机械设计基础高等教育出版社 杨可桢 程光蕴主编（第五版）19992、机械原理 高等教育出版社 孙桓等 主编 （第七版）20063、机械设计 高等教育出版社 濮良贵 主编 （第七版）20064、机械原理课程设计 科学出版社，王淑仁主编 20065、机械设计课程设计 华中科技大学出版社，唐增宝等主编（第二版）19986、游梁式抽油机设计计算 石油工业出版社 张建军主编 20057、游梁式抽油机技术与应用 石油工业出版社 张学鲁主编2001东北石油大学工程训练成绩评价表课程名称机械设计基础题目名称常规游梁式抽油机传动系统设计学生姓名学号指导教师姓名职称教授序号评价项目指 标满分评分