12型斜直抽油机主体论文

西安石油大学本科毕业设计（论文）

12型斜直井抽油机主体结构与动力设计分析

摘 要：在难于建造底座的浅海、沼泽地、河流、湖泊地区，以及在城市大型建筑底部开采石油时，若从陆上或其周围向这些地区底部钻斜直井，可免去在水中建造昂贵的人工岛和避免城市建筑损坏与环境污染。可见在这些场合采用斜直井开采技术必将带来显著经济效益， 该机结构简单，结实可靠，操作维修方便，通用性好，适应性强.具有倾斜连杆机构换向，以倾斜的对准斜直井轴线，并做上下往复循环以适应不同的角度斜直井采油. 采用斜直井抽油机在斜直井上采油，对油田油井二次和三次加密及开发地貌复杂的油田具有重大意义.演算了抽油机的平衡，计算了平衡重；分析了悬点的静载荷，动载荷及最大最小动载荷；分析设计了抽油机的减速系统，对所设计的轴键，轴承进行了强度校核;并对所设计的抽油机进行了经济性分析。

关键词：抽油机；斜直井；动力；设计

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12 type inclined vertical Wells pumping subject structure and

power design analysis

Abstract： In the difficult construction of the base of the shallow water， marshes， rivers， lakes region， and the bottom of large buildings in the city when the exploitation of oil， from the land or around the bottom of these areas to drilling straight hole， the water can be removed from the construction of expensive city building artificial islands and to avoid damage and environmental pollution. Can be seen on these occasions with straight hole mining technology will bring significant economic benefits， the aircraft structure is simple， robust， reliable， easy operation and maintenance， common good， strong adaptability. With a rake for the linkage to tilt alignment straight hole axis， and cycle back and forth up and down to accommodate different angles straight hole oil. with straight hole in the inclined straight Inoue pumping oil， oil wells on the second and third encryption and development landscape of great significance to the complex field. calculus of the pumping unit balance， calculate the balance weight; of the suspension point of the static load， the maximum and minimum dynamic load and dynamic load; analysis and design of the pumping unit of the deceleration system， designed shaft key， bearing a strength check ; and pumping units designed for economic analysis.

Key words：Pumping Unit；deviated well；power；Design

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目 录

第1章 绪论 ..................................................................................................................... 1

1.1抽油机的概况 .......................................................................................................... 1 1.2斜直井抽油机的研究 .............................................................................................. 4 1.3斜直井抽油机的发展趋势 ...................................................................................... 5 1.4 本次设计的意义 ................................................................................................... 6 第2章 传动参数的设计 ..................................................................................................... 7

2.1 选择电动机的类型 ................................................................................................. 7 2.2 电机电容的计算 ................................................................................................... 7 2.3 电机的转速计算 ................................................................................................... 8 2.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 .............................................................. 8

2.4.1 总传动比 ..................................................................................................... 8 2.4.2 分配装置的传动比 ..................................................................................... 8 2.4.3 分配减速器的各级传动比 ......................................................................... 9 2.5 计算传动装置的运动和动力参数 ....................................................................... 9 2.5.1计算传动装置的运动和动力参数 ....................................................................... 9

2.5.2各轴的输入功率 .......................................................................................... 10 2.5.3 各轴输入转矩 ............................................................................................. 10

3传动零件的设计 .............................................................................................................. 12

3.1 带传动的设计 ..................................................................................................... 12

3.1.1 确定计算功率 ........................................................................................... 12 3.1.2 选取窄V带的带型 .................................................................................. 12 3.1.3 验算V带的速度 ...................................................................................... 13 3.1.4 确定V带基准长度Li和中心距a .......................................................... 13 3.1.5 带轮包角?1 .............................................................................................. 13 3.1.6 V带跟数设计 ........................................................................................... 14 3.2 带轮的设计 ......................................................................................................... 14

3.2.1 作用在带轮轴上的压力Q ....................................................................... 14 3.2.2 作用在轴上的压力 ................................................................................... 15 3.2.3 带轮宽度 ................................................................................................... 15 3.3 低速级齿轮传动设计 ......................................................................................... 15

3.3.1 初步确定主要传动啮合参数 ................................................................... 15 3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度初定模数 ............................................................... 16 3.3.3 初定齿轮传动参数 ................................................................................... 17 3.3.4 校核齿根弯曲疲劳强度 ........................................................................... 17

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3.3.5 校核齿面接触疲劳强度 ........................................................................... 19 3.3.6主要参数与几何尺寸计算 .......................................................................... 20 3.4 轴的设计 ............................................................................................................. 21

3.4.1 Ⅰ轴的设计及相关键的设计 ................................................................... 21 3.4.2 Ⅱ轴的设计及相关键的设计： ............................................................... 22 3.4.3 Ⅲ轴的设计及相关键的设计 ................................................................... 23 3.5 轴的校核 ............................................................................................................. 24

3.5.1 求低速级大齿轮上的力 ........................................................................... 24 3.5.2 求轴上的载荷 ........................................................................................... 24 3.5.3 弯距的计算 ............................................................................................... 25 3.5.4 作水平和垂直面的弯矩图 ....................................................................... 25 3.5.5 总弯距的计算 ........................................................................................... 26 3.5.6 画出合力矩弯矩图 ................................................................................... 26 3.5.7 按弯距扭合成应力校核轴的强度 ........................................................... 27 3.5.8 精确校核轴的疲劳强度 ........................................................................... 27 3.6 减速器轴承的设计 ............................................................................................. 29

3.6.1 轴承材料的选择 ....................................................................................... 29 3.6.2 Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴、Ⅳ轴轴承型号的选择 ........................................... 29 3.7 机体的设计 ......................................................................................................... 29 3.8 减速器润滑系统的设计 ..................................................................................... 30 第4章抽油机的平衡设计 ................................................................................................. 31

4.1游梁式抽油机的平衡 ............................................................................................ 31 4.2 平衡的原理 ......................................................................................................... 31 4.3 平衡重的计算 ..................................................................................................... 31 4.4 抽油机运动部件受力分析 ................................................................................. 32

4.4.1 悬点载荷 ................................................................................................... 32 4.4.2 悬点静载荷 ............................................................................................... 32 4.4.3 悬点动载荷 ............................................................................................... 34 4.5 悬点最大载荷与最小载荷的计算 ..................................................................... 36 第5章 抽油机设计计算 ................................................................................................... 37

5.1 抽油机选点载荷计算 ........................................................................................... 37

5.1.1 悬点静载荷的大小和变化规律 ................................................................. 37 5.2 悬点动载荷的大小和变化规律 ........................................................................... 39

5.2.1 惯性载荷 ..................................................................................................... 39 5.2.2 振动载荷 ..................................................................................................... 42

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5.3 抽油机平衡重计算 ............................................................................................... 43

5.3.1 平衡的基本原理 ......................................................................................... 43 5.3.2机械平衡重的计算 ...................................................................................... 43 5.4抽油机减速箱曲柄扭矩的计算 ............................................................................ 44

5.4.1 计算扭矩的基本公式 ................................................................................. 44 5.4.2 计算Mmax的公式 ....................................................................................... 45

第6章 运动分析 ............................................................................................................... 47

6.1各构件尺寸的确定 ................................................................................................ 47 6.2 悬点运动分析 ....................................................................................................... 47

6.2.1 位置分析 ..................................................................................................... 48 6.3.2 速度分析 ..................................................................................................... 48 6.3.3 加速度分析 ................................................................................................. 48

第7章 其他主要零部件设计 ........................................................................................... 49

7.1悬绳的选用 ............................................................................................................ 49

7.1.1 绳丝根数的选择 ......................................................................................... 49 7.1.2 钢丝绳直径的确定 ............................................................................................ 50 第8章 抽油机零件强度计算 ........................................................................................... 51

8.1主要零件强度计算 ................................................................................................ 51

8.1.1 游梁强度计算 ............................................................................................. 52 8.1.2 曲柄销强度计算 ......................................................................................... 54 8.1.3 疲劳强度计算 ............................................................................................. 57 8.1.4 支架轴承校核 ............................................................................................. 58

第9章 抽油机性能分析 ................................................................................................... 60

9.1产品经济性分析 .................................................................................................... 60 结 论 ................................................................................................................................. 63 参考文献 ............................................................................................................................. 64 致 谢 ................................................................................................................................. 65

III

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第1章 绪论

1.1抽油机的概况

抽油机属于地面动力传动装置，其作用是通过减速箱，曲柄连杆或其他杆件机构等，将动力机的旋转运动变为抽油杆和抽油泵的往复运动，实现抽油泵的吸油和排油过程，并悬挂抽油杆，承受荷重。通过对机位的调节实现一台斜直井抽油机适用于0-45度范围内任意井斜角的油井。

就斜直井抽油机工况而言，装机井井斜角越大，支架和驴头前倾程度越大，整机稳定性就越差。因此要求整机设计必须遵从前轻后重、上轻下重的原则。经过反复研究，在难于建造底座的浅海、沼泽地、河流、湖泊地区，以及在城市大型建筑底部开采石油时，若从陆上或其周围向这些地区底部钻斜直井，可免去在水中建造昂贵的人工岛和避免城市建筑损坏与环境污染。可见在这些场合采用斜直井开采技术必将带来显著经济效益.目前，加拿大、美国已设计生产出用于斜直井采油的斜直井抽油机，而我国斜直井抽油机的研制工作才刚刚起步，尤其在方案优化设计方面还是空白.为适应斜直井采油技术发展的需要，我们对斜直井抽油机作了深入的探讨，提出了斜直井后置式游梁抽油机的优化设计方法，并开了一套用于各种抽油机动态图形仿真的软件，这套软件可以再现抽油机的运动，由于它采用交互方式，因而当发现抽油机某些地方设计不合理时，可以即时修改，并再现修改后的结果，为抽油机的设计与改造提供了强有力的实验手段.

抽油机主要分两类：游梁式抽油机和无游梁式抽油机 游梁式抽油机有以下几种： 1. 常规游梁式抽油机

常规是游梁式抽油机是油田使用历史最悠久，使用数量最多的一种抽油机。该机采用具有对称循环四杆机构或近似对称循环四杆机构，结构简单，运行可靠，操作维护方便，但长冲程时平衡效果差，效率低，能耗大，不符合节能要求基本停止了生产。

2. 前置式抽油机`

前置式抽油机平衡后的理论净扭矩曲线是一条比较均匀的接近水平的直线，因此其运行平稳，减速箱齿轮基本无反向负荷，连杆、游梁不易疲劳损坏，机械磨损小，噪声比常规式抽油机低，整机寿命长。前置式抽油机可配置较小功率的电动机，节能效果显著。与常规式抽油机相比，具有体积小、重量轻、节省钢材的优点。

3. 偏置式抽油机

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偏置式抽油机又称异相曲柄平衡式抽油机，特点是平衡块中心线相对于曲柄中心偏转一个角度，这种机型国外60年代发展起来并得到API的承认。试验证明，经优化设计的偏置式抽油机节电可达20%。

4. 胶带传动抽油机

胶带传动抽油机是美国GROOVES公司于80年代开发的新型抽油设备，该机通过二级胶带传动，将电动机的原动力传给曲柄胶带轮，并带动游梁摆动。由于其四杆机构具有急回特性，而且其辅助平衡装置可做适当调整以获得偏置角，因而与常规机相比，其上冲程转矩因数小，炉头悬点加速度小。在相同的工况下，其悬点载荷值和曲柄胶带轮轴的净转矩都较小，曲柄轴净转矩曲线波动较平缓。由于省去了减速箱，故具有结构简单，制造成本低，维修及运行管理方便等特点。

5. 下偏杠铃抽油机

下偏杠铃游梁复合平衡抽油机是在原常规游梁抽油机的游梁尾端，利用变矩原理增加简单的下偏杠铃所形成的一种新型节能抽油机。该机继承和保留了原常规式游梁抽油机的全部优点，这种类型可用于新机制造，又可以用于现场在用的常规抽油机（含偏置机）的节能改造，其改造技术是目前最简单易行的，节能效果也较明显。

6. 偏轮式游梁抽油机

偏轮式游梁抽油机尾部装有一个偏轮结构。在偏轮与游梁中心和支架之间增设推杆，在游梁尾部、横梁、推杆与偏轮之间用轴承连接。它打破常规机四杆机构的框架，一游梁尾部的偏轮为中心，形成独特的六连杆体系，偏轮杆件均为刚性连接保持了常规机的特点。

7. 双炉头游梁式抽油机

该机是将常规机游梁与横梁的铰链连接，改为变径圆弧的后炉头、钢丝绳与横梁之间的软连接，构成变参数四杆机构来传递运动和扭矩，克服了原机构的死角，增加游梁摆角，冲程提高20~70% 。由于采用变径圆弧的游梁后臂，使其实现负载大时平衡力矩大，负载小时平衡力矩小的工作状态。从而使减速器输出扭矩波动小，达到加强平衡，降低能耗的目的。这种机型是目前除常规机以外发展最迅速的机型。

此外，还有很多新型游梁式抽油机，例如大轮式抽油机、重锤式游梁液压抽油机、大圈式抽油机，调径变矩游梁平衡抽油机、悬挂偏置游梁平衡抽油机、斜井抽油机、活动式抽油机、低矮型游梁抽油机、前置式气动平衡游梁式抽油机等。

无游梁式抽油机有以下几种： 1. 链条式无游梁式抽油机

胜利高原公司生产的长冲程、低冲次、ROTAFLEX链条驱动的皮带式抽油机是一种全新结构的高性能有杆抽油设备，该机可以满足下泵深抽、大泵排液、长冲程低冲次抽调采油工艺中高含水期油井加深泵挂大排量的需要，是一种高效节能经济性好

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的机种。

长冲程低冲次抽油机能增加抽油杆和井下泵寿命。通过增加冲程长度和减少冲次，降低了油管和杆柱接筛的磨损。ROTAFLEX抽油机的独特设计减少了对扭矩的需要，可使用小减速箱。减少了原动机的循环负荷，提高了系统总效率，允许使用小功率电动机。每英尺每桶产量的能量消耗大大减低。ROTAFLEX抽油机比常规抽油机操作和维修更安全。这种独特的抽油机突破了传统有杆泵系统在排量和深度上所不能达到的界限。

2. 液压抽油机

液压抽油机由液力、电动、气动元件结合组成。抽油机的特点是：

（1）冲程长度和速度可以任意调节，液控元件可通过仪表随时显示抽油杆的瞬时负荷，示功仪亦可预先装在抽油机上，以观察全机运行情况。

（2）上下冲程的速度可以单独控制，上冲程慢下冲程快，使抽油杆受力比较平衡、合理。

（3） 轻便。 3. 数控抽油机

数控抽油机是近几年研制的机电一体化的抽油装置，数控抽油机采用了全数控电力拖动系统，综合了微电子技术、电力电子技术、过程控制技术，是按照机电一体化的设计思想精心制作的电子——机械装置，是一种能根据抽油井特征随机改变运动“姿态”的实时数字控制电动系统。使整个抽油机成为一个能根据外界工况而实时改变运动规律的机电一体化智能设备。美国National Supply公司生产的智能抽油机节约电耗10~30%。

4. 宽带长冲程抽油机

该机仍然采用普通异步交流电动机作为驱动力并采用了和游梁式抽油机相似的皮带传动及减速器作减速装置。该机的结构特点在于：加速器输出轴上安装一宽皮带轮，宽度带一端和悬绳器相连另一端安装于宽皮带轮上，在宽度带中间的适当位置上固定安装一个用于放平衡块的平衡框，通过宽皮带在带轮上的缠绕与释放达到冲程换向的目的。宽皮带在皮带轮上可以实现多层缠绕，因而可实现任意要求的冲程长度。

5. 摩擦换向抽油机

摩擦换向抽油机通过电动机正反转驱动减速器带轮摩擦轮转动，无触点换向开关换向，使抽油杆上下运动来抽吸油液。钢丝绳一端通过悬绳器与光杆连接，另一端与配重箱连接，根据示功图载荷的大小可调整配重铁，以调节摩擦轮两端的拉力差，做到精确平衡。

该机结构简单，冲次可根据生产需要用旋钮任意无级调节，可以实现抽油机工作中上、下冲程速度的分别控制。冲程长度可根据需要设计配套高度的塔架，在最大冲

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程下实现任意冲程的调节。调平衡简单方便，操作强度低、操作时间短。电动机恒扭矩输出，启动无冲击电流，节电效果显著。

此外，还有变平衡力矩抽油机、气囊平衡抽油机、双井平衡丛式井抽油机、自动平衡抽油机、轮式移动平衡抽油机、直线往复式抽油机、直线电动驱动抽油机等多种类型。

1.2斜直井抽油机的研究

采用斜直井抽油机在斜直井上采油，对油田油井二次和三次加密及开发地貌复杂的油田具有重大意义。为了满足大庆地区斜直井采油需要，研制了12型0—45度斜直井通用抽油机。其主要特点是：把抽油机将要适应0—45度井斜角分为四段，按抽油机四连杆机构优化设计原理，分别给出各段四连杆机构最佳数据，运用组合设计方法，将得到的四组四连杆机构数据组合设计在一台抽油机上，使其具有四个机位状态。通过对机位状态的调整，可适应0—45度范围内任意井斜角的油井，而抽油机本身又能在最佳状态工作。

为了满足大庆地区斜直井采油需要，研制了10型XCYJ10_3_37HB斜直井抽油机0_45度斜直井通用抽油机。按抽油机四连杆机构优化设计原理，分别给出各段四连杆机构最佳数据，运用组合设计方法，将得到的四组四连杆机构数据组合设计在一台抽油机上，使其具有四个机位状态。通过对机位状态的调整，可适应0—45度范围内任意井斜角的油井，他的好处有以下几点

1.随着流量的增大，叶栅进出口液流转折角增大;

2.随着流量的增大，在叶片吸力面最大弯度处能量损失增大，而在出口段能量损失减小。

3.应选择合适的流量，才能保证在得到较大扭矩的同时，具有较小的能量损失。流量过大或过小，均使流体在叶栅内能量损失增大。

人口处的液流角随流道的深人逐渐减小，到流道中部最大弯度处，液流成轴向流动，随着液流向出口处推进，液流角转折成顺着叶片出口角流动。流道内的吸力面最大弯度处液流角转成轴流方向后，速度急剧减小，开始脱流，在最大弯度至叶片出口处，属于脱流区，随着流量的增大，该区的液流转折点向出口端推移，使液流在吸力面出口段的脱流点向出口端推延，导致脱流段缩短。所以，在该段内能量损失随着流量的增大而减小。在压力面叶栅人口到最大弯度处，液流有轻微的扩散，出现旋涡，但随着流量的减小基本消失。此外，由于叶栅各几何结构参数相同，只是流量不同，所以随着流量的增加，叶栅流道中的流速增大，使流体层间的速度梯度增大，引起流体层间摩擦应力增大，液流阻力增大，且旋涡增强。

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1.3斜直井抽油机的发展趋势

随着石油工业的不断发展，世界抽油机将会朝着品种多样化；产品系列化，标

准化，通用化；使用科学化等方向发展。今后抽油机的使用会更加科学化，抽油机的节能技术也会越来越先进，抽油机的产品质量将进一步提高。而且，无游梁抽油机也会被推广，特殊工况的抽油机也会得到相应的发展。为了描述之后世界抽油机的技术发展远景，据有专家多年来对世界抽油机的研究，提出了预测：

增大冲程游梁抽油机：它是常规游梁抽油机的发展方向。据预测，到今后，世界增大冲程抽油机将会有一定的技术发展，其数量将会有一定的增加，增大冲程机构更简单，有效，寿命更长。

长冲程无游梁抽油机：由于长冲程无游梁抽油机没有游梁，不采用曲柄连杆机构进行换向，也不采用增大冲程机构，利用抽油机本身的机构运动特性来实现长冲程抽油机。这种抽油机不仅实现长冲程，而且还可以实现超长冲程。此外，它还有排量稳定。动载荷小，事故较少，噪音较低，抽油运转平稳，平衡效果好，抽油杆匀速运动抽油等优点。所以，预测在今后，世界长冲程无游梁抽油机将采用现代国际和航天技术，使抽油机更先进。根据技术发展预测，在2012年以后，长冲程无游梁抽油机仍然是世界抽油机的发展主流和方向。

气囊平衡抽油机：加拿大研究开发的气囊平衡抽油机，是一种液缸式抽油机，采用液压驱动，气囊平衡方式，采用无摩擦活塞，磁性传感器等专利的技术。可节电10%-40%，提高了抽油机的功率这种抽油机的平衡效果很好，能使抽油机的功率利用率，使98%的能量得到充分的利用。这种抽油机的平衡效果很好，能使抽油杆的载荷有80%—90%得到平衡。抽油机的体积小，品质轻，仅为常规抽油机品质的五分之一。价格便宜，是常规抽油机的50%。可选用大直径抽油机泵采油，以提高石油产量。用于山区或森林地区用直升飞机运，运用于沼泽地带整体浮运；以提高石油产量。到今后世界气囊平衡抽油机将会用于山区，森林地区，寒冷地区进行抽油。

斜直井抽油机：斜直井抽油机工况而言，装机井井斜角越大，支架和驴头前倾程度越大，整机稳定性就越差。因此要求整机设计必须遵从前轻后重、上轻下重的原则。经过反复研究，在难于建造底座的浅海、沼泽地、河流、湖泊地区，以及在城市大型建筑底部开采石油时，若从陆上或其周围向这些地区底部钻斜直井，可免去在水中建造昂贵的人工岛和避免城市建筑损坏与环境污染。可见在这些场合采用斜直井开采技术必将带来显著经济效益。该机结构简单，结实可靠，操作维修方便，通用性好，适应性强.具有倾斜连杆机构换向，以倾斜的对准斜直井轴线，并做上下往复循环以适应不同的角度斜直井采油. 采用斜直井抽油机在斜直井上采油，对油田油井二次和三次加密及开发地貌复杂的油田具有重大意义

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1.4 本次设计的意义

在半年的毕业设计中，了解到抽油机的国内外发展概况，以及在以后抽油机

的发展方向。尤其，在此次毕业设计《12型斜直井抽油机的主体结构与动力分析》中，对抽油机的工作原理，整体的结构有了更深的认识。最后，鉴于初次涉及对如此完整的石油矿场机械设计，因此，在设计的过程中，由于经验不足和有关认识的欠缺，必然会存在许多缺点和问题，我敬请各位老师和同学批评指导。

通过对机位的调节实现一台斜直井抽油机适用于0一45度范围内任意井斜角的油井。

就斜直井抽油机工况而言，装机井井斜角越大，支架和驴头前倾程度越大，整机稳定性就越差。因此要求整机设计必须遵从前轻后重、上轻下重的原则。经过反复研究，确定了如图1所示的斜直井抽油机总体框架结构。

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第2章 传动参数的设计

图2.1 传动装置运动简图

2.1 选择电动机的类型

按工作的要求和条件，选择三相型异步电动机，封闭式结构，电压380，Y型。

2.2 电机电容的计算

电动机所需的工作功率按下面的式子计算

pd=

由式子

Pw=1000kw （2-2）

因此

pd=1000η kw （2-3）

a

Pwηa

kw （2-1）

FV

FV

由电动机到驴头的传动总效率ηa为 ηa=η15η22η42η0η3

式中η0 η1 η2 η3 η4分别为V带，圆锥齿轮，轴承，圆柱齿轮，四连杆的传动效率η0=0.96 η1=0.98 η2=0.97 η3=0.99 η4=0.99

则 N =0.96×0.985×0.97×0.99×0.992=0.79

2.5×73×51.8×9

速度V1=60=0.29m s V2=60=0.25m s V3=60=0.27m s

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为了使电动机能正常工作所以取V=0.29m s 所以 pw=120×0.29=34.8kw pd=ηw=0.79=44.05kw a

p34.8

2.3 电机的转速计算

曲柄轴的最大转速是9转每分钟，V带传动的合理传动比i1′=2-4，两级圆柱齿轮减速器的传动比i2′=8-40，则总传动比合理范围为ia′=16-160，故电动机的可选范围为

nd′=ia′.n=(16-160) ×9=144-1440r min

根据容量和转速，有上可考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格饿减速器的传动所以选定电动机的型号为Y280M-8，其主要性能如下：

表2-1电动机的性能 型 号 Y280M-6 满载 额度功率 KW 转速 电流 效率 功率因子 额度转矩 最大转矩 最小转矩 45 980 9.0 91.7 0.80 1.8 2.0 1.0 2.4确定传动装置的总传动比和分配传动比

2.4.1 总传动比：

nm980??153.8n6.37 （2-4）

ia? 2.4.2 分配装置的传动比

分配传动比时考虑以下的原则：

（1） 各级传动的传动比应在合理的范围内。

（2） 应注意使各级传动件尺寸斜调，结构均称合理。 （3） 尽量使传动装置外阔尺寸紧凑或重量较小。

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（4） 尽量使各级大齿轮侵入油深度合理。 （5） 要考虑传动零件之间不会干涉碰撞。 由式

ia=i0.i （2-5）

式中ia i分别是V带传动和减速器的传动比。 取V带传动比i0=4，

i?则减速器传动比为：

ia153.8??38.46i04

2.4.3 分配减速器的各级传动比

按展开式布置，考虑润滑条件，为使两极大齿轮直径相近，由展开式曲线查得：

i1=7.2

38.46则 ： i2??5.34

7.22.5 计算传动装置的运动和动力参数 2.5.1计算传动装置的运动和动力参数

为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速及转矩（或功率）。所以将传动装置各轴由高速至低速依次定义为I轴II轴……….，以及

i0i1….为相邻两轴间的传动比； η01η02。。。为相邻两轴间的传动效率； pΙpΠ。。。为相邻两轴间的输入功率（kw）； TΙTΠ。。。为相邻两轴间的转矩（N.m）； ηΙηΠ。。。为相邻两轴间的转速（r min）；

则可按电动机至工作机运动路线推算，得到各轴的运动和运动参数。 各轴转速

nm-----电动机满载转速

i0-----电动机至工作轴的传动比

nm980??245r/min Ⅰ轴：nI?i049

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Ⅱ轴：nm??nii?980?7.2?34.03r/min 014Ⅲ轴：nnmI?ii?980?6.37r/min 01i24?7.2?5.342.5.2各轴的输入功率

各轴间的功率关系为 pΙ=pdη01 kw

pΙΙ=pΙη12=pdη01η12 kw pΙΙΙ=pΙΙη23=pdη01η12η23 kw

其中（η01=η1 η12=η2η3 η23=η2η3）所以各轴的功率为： Ⅰ轴 pI?Pd?0?45?0.96?43.2kw

Ⅱ轴 p??PI?1?2?43.2?0.98?0.97?41.1kw

Ⅲ轴

PⅢ?P??1?2?41.1?0.98?0.97?39.0kw

各轴输出功率 Ⅰ轴-----Ⅲ轴输出功率分别为 Ⅰ轴

P1?PⅠ??1?43.2?0.98?42.34kw

Ⅱ轴 P2?P2??1?41.1?0.98?40.27kw Ⅲ轴

P3?P2??1?39.0?0.98?38.22kw

2.5.3 各轴输入转矩

T1=Tdη01 N.m

其中Td为电动机的输出转矩，按公式计算： 电动机轴输出转矩由公式

P?nmd?Td9550 10

2—6） （

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得：Td?9550?45?438Nm 980Ⅰ轴 TⅠ?Tdi0?0?438?4?0.96?1683.9Nm

i1?1?2?1683.9?7.2?0.98?0.97?11525.2Nm Ⅱ轴 TⅡ?TⅠⅢ轴 TⅢ?TⅡi2?1?2?11525.2?5.34?0.98?0.97?58503Nm Ⅰ轴-----Ⅲ轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承的效率：

T1?T?1?1683.9?0.98?1650.2Nm ⅠT2?TⅡ?1?11525.2.9?0.98?11294.7Nm T3?TⅢ?1?58503?0.98?57333Nm

转速N(r/min) 传动比 i 效率 ? 轴 名称 电动机 Ⅰ轴 43.2 功率P(KW) 输入 45 42.3 1683.6 输出 转矩T(Nm) 输入 438 1650.2 输出 980 245 4 7.2 Ⅱ轴 Ⅲ轴 41.1 40.3 11525.2 11294.7 34.03 5.34 39.0 38.2 58503 57333 6.37 1 0.99 0.98 0.96 0.98 卷筒轴 37.8 37.4 56759 56192 6.37

表2-2运动和运动参数计算结果整理表

11

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3传动零件的设计

（1）传动方案设计

方案一

电动机 皮带传动 圆锥齿轮减速器 四连杆机构 方案二

电动机 皮带传动 圆柱齿轮减速器 四连杆机构 （2）传动方案的对比

方案一和方案二中用的是电机和带传动最传统的方式。方案一中用的是圆锥齿轮减速器，在方案二中用的是圆柱齿轮减速器，圆柱齿轮减速器的传动效率要比圆锥齿轮减速器高。方案二的发展前景远远大于方案一，经过比较，选用方案二。

3.1 带传动的设计

已知电动机的型号为 Y280S-6 额定功率为 45KW 转速nm为 980r/min 带传动比i为 4

一天运转时间为 24小时 3.1.1 确定计算功率

8计算功率为： Pca?KaPd?1.241.?50.1 6 （3—1）

3.1.2 选取窄V带的带型

根据Pca和小带轮转速 n确定用V带带型。窄V带能承受较大的预紧力，故选15N/15J型窄V带。

dmin?180mm

D2?(n1?n2)?dmin(1－?)?4?180(1－0.02)?705.6

选取标准值：D2=710mm

12

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3.1.3 验算V带的速度

由公式v??d1n13.14?180?98060?1000?60?1000?9.23m/s

带速在5—25m/s范围内，带速合适。 3.1.4 确定V带基准长度Li和中心距a

0.71d1(?d2?)a0?2d1(?d 2 ) 0.71180?710?a0?2180?710625?a

0?1780初取a0=1500mm 由公式L0?2a?d10??2(d1?d2)?(d24a) 0?2?1500?3.142(180?710)?(710?180)2L04?1500?4444.12取基准长度带长Li=4500mm

计算中心距a及其变动范围

a?ai?L00?L2 =1500+

4500?4444.122

=1527.94mm

amin?a?0.015Ld

=1527.94-0.015×4500

=1460.44mm

amax?a?0.015Ld

=1527.94+0.03×4500 =1662.94mm

3.1.5 带轮包角?1

?d2?d11?1800?a57.30 13

（3—2） （3—3）3—4）

（西安石油大学本科毕业设计（论文）

710?180?57.30

1527.94 =1800-

=160.120

??1?120 所以合适。 3.1.6 V带跟数设计

Z?Pc(P??P 00)KaK1n1?980r/min

i=4

查得 P0=6.31 ?P0=0.34 KA=1.2 查表得

K??0.95 Kl?1.04

z?50.16(6.31?0.34)?0.95?1.04

=5.81 取整值 Z=6根

3.2 带轮的设计

3.2.1 作用在带轮轴上的压力Q

由公式F500Pc0?ZV(2.5K?1)?qV2 a查表得q=0.020kg/m

F(2.5?0.95)?50.160?500.95?6?9.23?0.20?9.2320 =755.93N

使实际初拉力大于F＞F0

对于新安装的V带，初拉力1.5F0，运转后为1.3F0。

14

3—5）3—6） （

（

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3.2.2 作用在轴上的压力

160.120 （3—7） Fp?2zF0sin?2?6?755.93?sin22?1 =8889.74N 3.2.3 带轮宽度

B=100m dmin?50mm

d1?50mm

d2?i?d1?140mm 带轮用铸造的方法制造，选用钢材 HT=100.

3.3 低速级齿轮传动设计

3.3.1 初步确定主要传动啮合参数 低速级传动比：

i1=i/ih=38.5/7.16=5.37

初选Z3=22。 则Z4 =i1Z3

=5.37×22 =118.4

取 Z4=119

μ=

Z4119= Z322=5.41

采用单斜齿，暂取β=15° 取?a=0.4 则

????a?Z1?Z2?tg?2?°tg15?0.4??22?119??2?3.14?2.41

??取得太大时浪费材料，应力减少缓慢。故取 β=14°，??=2.3， Δε=0.3，UΕ=2

15

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3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度初定模数

11?T2KAKVK1??YEYuYFYendmn???????2???K????Z3?Fp3????2.58 （3-8）

小齿轮转矩 T2=11525.3×103N·mm 暂取载荷系数K=KAKVK1=1.7 查机械手册，图23.3-14

当Δε=0.334，β=15°时，K△ε=0 查表23.3-12

20.14

YE=2.073（N/mm）

查图23.3-15a

当μ=5.41时，Yu=1.00

查图23.3-16a

当β=15°时， Yβ=0.68 查图23.3-17

z22当zv3=33??24.41时，YF1=2.1 3。cosβcos15z119当zv4=43??132.04时，YF2=1.81 3。cosβcos15齿端修薄，Yend?1 许用应力

?Fp=

暂取 YN3=YN4=1 YX3=YX4=1 查表23.3-13 取：

?FEYNYXSFmin

SFmin=1.6

?FP3??FP4因为

YF3540?1?1?337.5N/mm2 1.6525?1?1??328.1N/mm2

1.6?FP3?Y2.11.81?0.00622＞F4??0.00551 337.5?FP4328.516

所以按小齿轮计算

西安石油大学本科毕业设计（论文）

31312.58m??11525?10?1.7??2.073?1.02?0.68?2.1?1?n??2?2?0?????22?337.5??

=8.24 取mn=8。

3.3.3 初定齿轮传动参数

a?mn?Z3?Z4?119?2cos??8??22?2?cos15??580.30mm

取a=580mm

cos??mn2a?8??22?119?2?580?0.9724

则 ??13?2'93' '3dnZ33?mcos??5?18cos13?2933'″?180.99mm b????mnsin??2.3?3.14?83si13?2933'''?247.75mm 取b3=247mm

3.3.4 校核齿根弯曲疲劳强度

查表23.3-9

齿根弯曲应力按下式计算

?T0.86?KAKVK1KFz?F??2?YEYuY?YFYEnd

?2????K???Z3m2.58n 查表23.3-23

中等冲击KA=1.5 查图23.3-12 当 v??d3n33.14?180.99?34.2660?1000?60?1000?0.325m/s

齿轮Ⅱ组精度为8级时 KV=1.01 查图23.3-13

17

3-9）

（西安石油大学本科毕业设计（论文）

?d?按非对称布置，K1=1.25

'''查图23.3-16，??13?2933时，

b3247??1.36 d3180.99Y?=0.62

查图23.3-17

z22当zv3=33??23.93时， YF3=2.01

cosβcos313。29′33″z119当zv4=43??129.42时， YF4=1.81 3。cosβcos1329′33″?F3?11525?103?1.5?1.01?1.25????2?2?0??0.86?2.073?1.02?0.62?2.01?1 2.5855?8=348.44N/mm2

?F4??F3YF41.81?348.44??313.77N/mm2 YF32.01查表23.3-9 安全系数

SF=

小齿轮应力循环次数：

N3=60rn1t

=60×1×34.26×43800 (按5年) =9×107 大齿轮应力循环次数：

N4= N3/i1 =9.0×107/5.41 =1.67×107

查图2.3.3-22

YN3=1 YN4=1.05 查图23.3-23

ZN3=1 ZN2=1.25

SF3?540?1?1?1.6?SFlim?1.6

348.4418

?FEYN/YX

?F西安石油大学本科毕业设计（论文）

SF4?525?1.05?1.25?2.20?SFlim?1.6

313.77故安全。

3.3.5 校核齿面接触疲劳强度

查表23.3-9

齿面接触应力按下式计算

?T2KAKVK1KHz??H???2???K????

查表23.3-11

0.73ZEZuZ?Z?Z3mn2.19

（3-10）

按Ⅲ组精度为7级 KH2=1.42 查表23.3-12 ZE=31.37（N/mm2）0.27 查图23.3-16b

'''当??13?2933时，Zβ=0.43

查图23.3-15b

当μ=5.37时， Zn=1.05 查图23.3-19

当m=8mm，Zv3=23.93时，

Za3=1.0

当zv4=129.42时，

Za4=0.96

Za=0.5（Za3+ Za4）

=0.5(1.0+0.96)

=0.98

?11525?103?1.5?1.01?1.42?1.25??H???2?2?0??0.7331.37?1.05?0.43?0.98?660.55N/mm22.1922?8

查表23.3-19 安全系数

SH?

?HlimZNZL

?H19

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查图23.3-22

ZN3=1 ZN4=1.5

查图23.3-24

采用150号中极压工业齿轮油润滑， 当V=150mm2/s时，ZL=1.06 查表23.3-15

SHlim=1.3

SH3?SH4910?1?1.06?1.46＞SHlim?1.3

660.55860?1.5?1.06??2.07＞SHlim?1.3

660.55∴ 安全

3.3.6主要参数与几何尺寸计算

mn=8，mf= mn/cosβ=8.2271

z3=22， z4=119，

''' ??13?2933mnz38?22??180.99mm 。cosβcos1329′33″mz8?119d4=n4??979.2mm

cosβcos13。29′33″d3=

da3?d3?2ha*mn=180.99+2×0.9×8=195.39mm da4?d4?2ha* mn=979.2+2×0.9×8=993.6mm df3?d3?2hf*mn=180.99-2×1.1×8=163.39mm

df4?d4?2hf*mn=979.2-2×1.1×8=961.6mm

a?0.5(d3?d4)=0.5（180.99+979.2）=580mm b1=250mm b2=247mm

表3-1齿轮几何参数汇总表

名称 中心距 传动比 代号 单位 mm — 20

小齿轮 580 5.41 大齿轮 a i

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模数 螺旋角 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 端面压力角 mn mm 8 ? z d (?) — mm mm mm mm 22 180.99 195.39 163.39 250 20 '''13?2933 119 979.2 993.6 961.6 247 da df b ?t (?) 3.4 轴的设计

3.4.1 Ⅰ轴的设计及相关键的设计

① 高速轴的材料选用40Cr表面淬火，硬部度48?55HRC 查表得A0?100,p?43.2,n?245

由公式d?A3取d1?60mm

由此依次设计Ⅰ轴的轴径为（由带轮端向箱体内）

p43.2?1003?56mm （3—11） n24560?65?齿轮轴?70?65?60

② 装带轮的轮毂设计 取毂长 L1'??1.5?2?d1

L1'?2?60?120mm

查表取键长L1'?90mm 采用圆头普通平键A型。 查表得键的尺寸为：b?h?18?11

?0.1?0.4轴槽深度t?70，轮毂深度t1?40

21

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由于齿轮轴的直径与齿轮的分度圆直径相差不大，所以将齿轮与轴作成一体，称之为齿轮轴。

图3.1 高速轴

3.4.2 Ⅱ轴的设计及相关键的设计： ① 选择材料

40Cr表面淬火，硬部度48?55HRC

PⅡ?41.1KW,nⅡ?34.03r/min

查表得A=100 由公式dmin?A0?3p得 nd2min?100?341.10?106mm 34.03取d2?110mm

则Ⅱ轴的轴径依次为：110?120?轴肩?齿轮轴?120 ② 轴上键的设计

键的型号：A型圆头平键，键长为L1?110mm,L2?100mm 查表得键的尺寸为：b?h?32?18 其他参数都为：

?0.2轮槽的深度t?110 ?0.4轮毂的深度t1?7.00

图3.2 传动轴

22

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3.4.3 Ⅲ轴的设计及相关键的设计 ① 材料及最小直径的确定

Ⅲ轴选用40Cr表面淬火，硬部度48?55HRC

PⅢ?39KW,nⅢ?6.37r/minTⅢ?56192Nm

查表得A=100 由公式d?A?3p得， ndmin?100?3d3?180mm39?180mm 6.37其轴径依次为：190?轴肩?190?180 ② 轴上键的设计

为了使所选用的轴径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转距Tca?KaTⅢ，考虑到转距变化很大，故取

Ka?1.则5T?1.7?5619?2 Tca?KaⅢ销联轴器”，其公称转距为100000Nm 半联轴器与轴配合毂孔长度L1'?200mm 故键长L1?180mm

轴与齿轮相联接的键长为L2?200mm

（3—12）

95N5m26按照计算转距Tca应小于联轴器公称转距的条件，查手册得选用HL12型“弹性柱

?0.4其他参数都为b?h?45?25,t?15.0,t1?10.00

23

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图3.3 输出轴

3.5 轴的校核

在确定轴承的支点时，从手册中查取a值。因此，简支梁一端支点到一段齿轮的距离为359mm。第二轴承到另齿轮的距离为189mm。 3.5.1 求低速级大齿轮上的力

因已知大齿轮分度圆直径为d4?979.2mm

Ft?

2?T3 ?117KN （3—13）

d4tanαn?43.79KN cosβ

（3—14）

Fr?FtFa?Ftg??28.1KN （3—15） t3.5.2 求轴上的载荷

求水平面支座反力 ：作水平面里的轴的受力简图

24

西安石油大学本科毕业设计（论文）

图3.4水平受力分析

RH1?(L2?L3)?Ft?L3?0 ?RH1?Ft?L3114?189??40.0KN

L2?L3349?189RH2?(L2?L3)?Ft?L2?0?RH2? Ft?L2114?349??73.9KNL2?L3189?349垂直面的支反力：作垂直面里的轴的受力简图

图3.5垂直受力分析

MA?Fa?d428.1?979.2??13749KNmm22RV1?(L2?L3)?Ma?Fr?L3?0?RV1??10.2KNRV2?(L2?L3)?Ma?Fr?L2?0?RV2?54.7KN

3.5.3 弯距的计算

水平面：

MH?13960000Nmm垂直MV1??3661800Nmm,MV2?10338300Nmm3.5.4 作水平和垂直面的弯矩图

(1) 水平弯矩图

25

西安石油大学本科毕业设计（论文）

图3.6

（2）作垂直面里的弯矩图

图3.7

3.5.5 总弯距的计算

M1?MH2?MV12?14432268Nmm?14432NmM2?MH?MV2?17371299Nmm?17371Nm3.5.6 画出合力矩弯矩图

22

图3.8

作出输出轴的扭矩图

图3.9

26

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表3-2 轴上载荷计算表 载荷 支反力R 水平面H 垂直面V RV1??10.2KN RV2?54.7KN RH1?40.0KN RH2?73.9KN 弯矩M MH?13960000Nmm MV1??3661800NmmMV2?10338300Nmm 总弯矩 M1?14432NmM2?17371Nm 扭矩T T3?57333Nm

3.5.7 按弯距扭合成应力校核轴的强度

按弯扭合成应力校核轴的强度

根据《机械设计》第八版式15-5及所算得数据，以及轴的单项旋转，扭矩应 力为脉动循环应力，取??0.6。轴的计算应力为： ?ca?M32???T3?W217371?? （3—16）

2 ?0.?6?57.3 30.1?(0.18)M9pa????1??7M0p ?29.7 a 故安全 3.5.8 精确校核轴的疲劳强度

通过比较和分析得出该轴的危险截面在齿轮两侧。 截面左侧：

抗弯截面系数：W?0.1?d3?0.1?1903?685900mm3 抗扭截面系数：Wr?0.2?d3?0.2?1903?1371800mm3

截面左侧的弯矩M为：M?14432000Nmm 截面上的扭矩T3为：T3?57333000Nmm

27

西安石油大学本科毕业设计（论文）

截面上的弯曲应力：?b?M?21.04MPa WT3?41.79MPa WT截面上的扭转切应力：??周的材料为40Cr调质处理，查表得?B?658MPa,??1?335MPa,??1?185MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数： r2.5D200因??0.013,??1.05经查表可得???1.80,???1.32 d190d190又由附图可得材料的敏性系数为

q??0.85,q??0.88

故有效应力集中系数为

K??1?q??(???1)?1.68,K??1?q?(???1)?1.28

由附图得，尺寸系数???0.58，扭转系数???0.92 按磨削加工查得轴的质量系数为??????0.92。 轴未经表面强化处理，即?q?1，得综合系数值为

K??K??1?1?2.97,K??K??1?1?1.74

????????又得材料特性系数：???0.2:0.3取???0.2,???0.1:0.15取???0.1 于是计算安全系数Sca值

Sca???1??1、（3—18） ?3.55,S???6.76 （3—17）

K???a?????mK???a?????mS?S?S??S?22?Sca??3.14?S?1.5 故可知其安全。

截面右侧：

抗弯截面系数：W?0.1?d3?0.1?1903?685900mm3 抗扭截面系数：Wr?0.2?d3?0.2?1903?1371800mm3 弯曲应力： ?b?扭转切应力：??M?21.04MPa WT3?41.79MPa WT28

西安石油大学本科毕业设计（论文）

由附表插入法查出：

k????2.16,k????1.53

轴按磨削加工，由附图得表面质量系数为：??????0.92 故得综合系数为：k??k??1?1?2.25,k??k??1?1?1.62

????????轴右侧的安全系数为：S??S?S?S??S?22??1??1?5.05,S???5.42

k???a?????mk???a?????m?Sca??3.71?S?1.5

故该轴在截面右侧的强度也足够。

所以轴是安全的。

3.6 减速器轴承的设计

3.6.1 轴承材料的选择

轴承需要耐磨，耐蚀，故选择材料40Cr表面淬火，硬部度48?55HRC。保证各强度要求。

3.6.2 Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴、Ⅳ轴轴承型号的选择

Ⅰ轴和Ⅱ轴均选用深沟球轴承，其型号分别为6312、16024、16036、16036型。 （GB/T276--1994）

3.7 机体的设计

机体选用铸铁铸造，其结构尺寸如下：

表3-3 机体的机构尺寸 名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚 符号 ? 减速器型号及尺寸关系mm 二级 二级 ?1 0.025a?1?15.5 0.02a?1?12.6 b 29

1.5??1.5?15.5?23.25

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机盖凸缘厚 机座底凸缘厚 地脚螺钉直径 名称 地脚螺钉数 轴承旁联结螺栓 联结螺栓的间距 轴承旁端盖螺钉 窥视孔盖螺钉 定位销直径 b1 0.15?1?1.5?12.6?18.9 b2?2.5??2.5?15.5?38.75 df?0.036a?12?0.036?580?12?32.88 减速器型号及尺寸关系mm 8 b2 df 符号 n d1 L d3 d1?0.75df?16200 150-----200 d3?(0.4?0.5)df?16 d3?(0.4?0.5)df?16 d4 d c1 d?(0.7?0.8)d2?16 c1f?22,c1?16,c2?14 d2?(0.6?0.5)df?20 200 dfd1d2至外壁 机盖与机座联栓 凸台高h 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 d2 h L1 c1?c2?(8?12)?52 ?1?1.2δ?18.6 取20 ?2???15.5 取20 ?1 ?2 3.8 减速器润滑系统的设计

该系统需要润滑的机构主要是减速器中的齿轮和轴承，还有缠绕大盘及链轮轴的轴承。其中齿轮润滑选30号机械油，轴承润滑选钠基润滑脂通过油杯加到轴承里。

30

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第4章 抽油机的平衡设计

4.1游梁式抽油机的平衡

从悬点载荷的变化规律可以看出，游梁式抽油机在整个工作循环内载荷是不均匀的。对静载荷来说，上冲程时，驴头悬点需要提起抽油杆和油柱，这时电动机要付出很大的能量。到下冲程时，抽油杆依靠自重可以下落不但不需要电动机付出能量，反而对电动机做功，使电动机处于发电的状态。因此，电动机在上，下冲程的载荷是非常不均匀的，而悬点运动的速度和加速度的变化又加剧这种不均匀。载荷的不均匀性严重影响了四杆机构，减速器和电动机的效率和寿命，也恶化了抽油杆的工作条件，使抽油杆断裂次数显著增加，所以，在梁式抽油机-抽有泵装置中必须合理的解决平衡问题，尽可能消除负功，使电动机，减速器的载荷速度均匀，以避免上述的这种缺点。

4.2 平衡的原理

平衡的判据是判断游梁式抽油机是否实现理想平衡的依据。目前有三种不同

的平衡判据：

上，下冲程电动机的输出功率相等。 （1）上下冲程内净扭矩的最大值相等。 （2）曲柄轴扭矩的均方根值相等。

本设计采用的是上下冲程电动机输出功率相等来判断抽油机的平衡。

QtRt?(Wr?'Wy'2?B)?qTrT

式中Qt，Rt分别是平衡块重和平衡块重心到曲柄转轴中心的距离;

B平衡重；

qT,rT分别为曲柄重和曲柄重心到曲柄轴转动中心的距离。

4.3 平衡重的计算

抽油机采用游梁平衡。可以用下面公式计算：

W1'aWb?(Wr?)?X?C （4-1）

2c31

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Wb………..平衡重，N；

Wr--------抽油杆在液体中的质量，N;

式中W1'--------在柱塞面积上的液柱质量，N;

a---------前臂长，m;

c--------中轴承到平衡重心的距离，m; X?C-----抽油机的不平衡重，N;

W1'a3.6

Wb?(Wr?)?X?C=(74760+21110)4.5+0.5=7.7t （4-2）

2c4.4 抽油机运动部件受力分析

4.4.1 悬点载荷

游梁式抽油机通过抽油杆柱带动井下抽油泵工作时，在抽油机驴头悬点上作

用有三类载荷：

（1） 静载荷 包括抽油杆自重以及油管内液体静压力作用于抽油泵柱塞上的液柱

静载荷；

（2） 动载荷 包括由于抽油杆柱和油柱运动所产生的惯性载荷和振动载荷； （3）各种摩擦力产生的载荷 柱塞和泵筒间，抽油杆和油管间的半干摩擦力。还有抽油杆和油柱间，油柱和油管间以及油流通过抽油泵游动阀的液体摩擦力。

在抽油机驴头悬点上下往返运动的过程中，静载是随之做周期性变化的。因此，在抽油机上下的往返运动过程中，研究静载荷是非常必要的荷和动载荷。

4.4.2 悬点静载荷

4.4.2.1 抽油机的自重

在下冲程时，抽油杆自重始终作用于抽油机驴头得悬点上，是一个不变化的载

荷，它可用于下式计算：

Wr?qrT

式中Wr------抽油杆柱自重； L-------抽油杆柱总长（L=3000m）；

32

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qr------每米抽油杆自重；

每米抽油杆自重为：qr1=4.09×10?2kN m qr2=3.14×10?2kN m

qr3=2.35×10?2kN m

每级杆柱占总下泵深度的百分比为：?1=18% ?2=20% ?3=62%； 该组合抽油杆柱的等效每米抽油杆自重为：

qr?qr1?1?qr2?2?qr3?3

= (4.09×18%+3.14×20%+2.35×62%)×10?2 =2.80×10?2kN m

抽油杆的自重为：Wr=qr?L=2.80×10?2×3000=84 KN;

由于抽油杆柱全部沉没于管内的液体之中，所以在计算悬点载荷时，要考虑浮力的影响。用Wr’代表抽油杆在液体中的自重，它用一下的公式计算：

Wr’?（1?0.127?f)Wr （4-3）

式中：ρf-------为井液密度，ρf=0.866

Kg

3 m

Wr’=（1?0.127ρf)Wr （4-4）

=(1?0.127×0.866) ×84

=74.76KN 4.4.2.2 作用于柱塞的液体载荷

作用于柱塞的液体载荷随抽油泵阀启闭状态下的不同而变化。下冲程时，柱塞上的游动阀是开启的，柱塞上下连通。如不计液体通过游动阀和柱塞内孔的阻力，则柱塞上下液面的压力是相等的。因此柱塞上的液柱载荷等于0.上冲程时，游动阀关闭而固定阀打开，柱塞上下不在连通，柱塞上面的液体压力等于油管内液体的静压力，柱塞下面的液体压力等于外动液面以下液柱的静压力。这一压力差在柱塞上产生液柱的静压力。压力差在柱塞上产生的液柱载荷为Wf′(KN)

Wf'?AP?g(L?H)

式中AP-----柱塞面积 取19.90×10?4m2

g-----重力加速度g=9.8m 2

s

h-----泵的淹没深度 500m H0----油井动液面深度 m;

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其中

H0?L?H?3000?500?2500m

Wf'?AP?g(L?H)

=0.866×9.8×2500×19.90×10?4=42.22KN

4.4.2.3 悬点静载荷

设Wj1为上冲程悬点静载荷

Wj2为下冲程悬点静载荷。则

WJ1?Wf'?Wr'?74.76?42.22?117.2KN 上冲程静载荷：

'下冲程静载荷：WJ2?Wr?74.76KN

以上的计算是没有考虑井口的回压和套管压力的影响。 4.4.3 悬点动载荷

抽油杆柱和液柱在不等速的运动过程中产生惯性力而作用于悬点的载荷称为动载

荷。

4.4.3.1 抽油杆柱动载荷

忽略抽油杆的弹性，将其视为一集中质量，则抽油杆柱的动载荷就等于杆柱品质乘以悬点加速度。

Wrd?wra (4-5) g4.4.3.2 液柱动载荷

忽略液体的可压缩性，则液柱动载荷就等于液柱品质乘以液柱运动的加速度。但应注意：由于油管内径和抽油泵直径不同，故杆管内不同空间内的液体运动速度和加速度也就不等于抽油泵柱塞的运动速度和加速度为此列入加速度修正系数ξ，设计的抽油机采用组合杆柱，则有：

Wfd??Wfka (4-7) g?Wf??Wfiξi (4-8)

i?1Ap?Ar ?? (4-9)

Ai?Ar34

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式中Ai----用于油管内径计算的流通面积； Wf----作用于柱塞环行面积上的液柱重量；

4.4.3.3 动载荷的简化计算

计算?Wf：

查表2—2[《抽油机》P54]，得： 抽油杆截面积为：

Ar1=4.91×10

?4

m2 ， Ar2=3.80×10?4m2,Ar3=2.84×10?4m2;

查表2—4[《抽油机》P58]，得： 油管流通面积为：Ai=30.2×10?4m2;

??1??Ap?Ar3?/?Ai?Ar1???19.90?2.84?/?30.2?4.91?=0.67

?1??Ap?Ar3?/?Ai?Ar? 2=0.65

?1??Ap?Ar3?/?Ai?Ar?3=17.0627.36=0.62

∴Wf1??f?Ap?Ar1?gL1=0.95×9.81×3000×18%(19.90-4.91) ×10?4 =7.54 KN

Wf2=0.95×9.81×3000×20%(19.90-3.80) ×10?4

=9.0 KN

Wf3=0.95×9.81×3000×62%(19.90-2.84) ×10?4

=29.57 KN

?Wf??1Wf1??2Wf2??3Wf3=0.67×7.54+065×9.0+0.62×29.5=29.24 KN;

则上冲程时的动载荷

Wd1?Wrd?Wfd=(Wr??Wf)aa=(Wr??Wf) gg下冲程时的动载荷

Wd2?Wrd?Wra g由于摩擦力引起的悬点载荷非常小，故可以忽略不计。 则抽油机的悬点载荷为：

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