机械原理机械设计(油田抽油机)

设计题目——油田抽油机1. 机器的用途及功能要求抽油机是一种采油机械，主要用于当油井不能自喷或自喷能力不能满足采油需要时，从地下抽取石油。

图1是游梁式抽油机的工作原理图。

工作时，抽油机的执行机构通过钢丝绳牵引抽油杆，带动活塞上、下往复运动。

当活塞上移（上冲程）时，抽油泵泵体下部形成负压，使得排出阀关闭，吸入阀打开，油液被吸入泵体内；当活塞下移（下冲程）时，泵体下部压力增大，使得吸入阀关闭，排出阀打开，泵体内的石油被压入活塞体内。

在活塞不断往复运动的过程中，油液从活塞体内进入抽油泵上部的油管，最后从井口排入集油管线（图1a）。

抽油机在一个运动循环中所受的生产阻力变化很大。

在上冲程中，生产阻力不仅包括抽油杆和活塞以上环形液柱的重量，而且还包括抽油杆和环形液柱的惯性动载荷（悬点E承受了最大载荷）；而在下冲程时，抽油杆在其自重作用下克服浮力下行，生产阻力为零。

此外，执行机构的总惯性力和总惯性力矩也不平衡。

这些因素使抽油机在工作过程中产生有害振动，同时造成其速度波动，影响抽油杆和抽油泵的正常工作，影响抽油机的工作寿命。

因此，必须对抽油机进行动平衡。

2. 设计要求和原始数据设计以电动机为原动机的抽油机。

⑴ 抽油机结构简单，加工容易，便于维护，受力好，效率高，执行机构的许用压力角[α]≤40°；⑵ 执行机构具有急回性能，行程速比系数1＜k≤1.15；⑶ 抽油杆的冲程长度可调；⑷ 采用曲柄平衡方式对抽油机进行动平衡，平衡重G 作用于B点（图1b）；3. 设计内容⑴ 确定总体设计方案，包括传动系统中各传动的类型、传动路线、总传动比和传动比分配；⑵ 选择执行机构的型式，确定各构件尺寸，计算机构自由度；⑶ 用电算法作执行机构的运动分析，求出在一个运动循环中，步长为π/36弧度的抽油杆的位置、速度和加速度，以及抽油杆在一个运动循环中的平均速度Vm、最大速度Vmax、最小速度Vmin和速度不均匀系数δv（此处所说速度均指速度的大小）；⑷ 求出原动机所需工作功率Pd，选择电动机；⑸ 对传动系统中各级传动进行工作能力计算；⑹ 进行减速器的结构设计。

4. 提交的设计结果⑴ 抽油机的总体设计方案，包括完整的传动路线图和按比例绘制的总体方案布局图，要表达清楚原动机、传动装置及执行机构的空间位置关系，并注出总体方案长、宽、高的尺寸；（2号图纸）⑵ 按比例绘制的执行机构（铰链四杆机构）的极限位置图（注明极位夹角θ），抽油杆的位置、速度和加速度线图（三者均从下极限位置开始，并标明比例尺）；（2号图纸）⑶ 减速器装配图一张；（1：1，0号图纸）⑷ 减速器零件工作图若干张；（1：1）⑸ 设计计算说明书，内容包括：* 设计题目、要求和原始数据；* 分析执行机构和传动系统的优缺点；* 执行机构的运动设计（运动分析和求最大驱动力矩Mmax），包括数学模型、程序框图及文本、计算过程和结果（步长取π/6，结果以表格形式给出）；* 原动机的选择和传动比的分配过程，各轴的运动和动力参数的计算过程和结果；* 各级传动工作能力计算过程；机械原理机械设计课程设计计算说明书设计题目油田抽油机天津大学机械工程学院机械设计制造及自动化专业 1 班级设计人李廷江指导教师陈树昌、王多2006年01月08日目录一、设计题目 (1)二、系统总体方案的确定 (1)三、设计原始数据 (2)四、电动机的选择 (3)五、传动比的分配 (4)六、执行机构尺寸计算 (5)七、机构运动分析 (6)八、V带设计 (15)九、传动装置的运动和动力参数 (17)十、齿轮的传动计算 (18)十一、减速器机体的尺寸设计 (31)十二、轴的设计 (32)十三、键的选择及强度较核 (33)十四、轴承寿命计算及静强度 (35)十五、轴的强度较核 (37)十六、参考文献 (41)一、设计题目：油田抽油机二、系统总体方案的确定：系统总体方案：电动机→传动系统→执行机构；初选三种传动方案，如下：(a)二级圆柱齿轮传动(b)为涡轮涡杆减速器(c)为二级圆柱圆锥减速器系统方案总体评价：⎩⎨⎧==+==-1052667.11176882.121AC AC L a b L a b 解得：m a 1437893.0=，m b 2614775.1=；m b a c c b a d 410937.1]sin[)(2)(22=+-++=α七、 机构运动分析：1.数学模型如图所示，取以A 点为原点、x 轴与AD 线一致的直角坐标系，标出向量和转角，由封闭向量多边形ABCD 可得AB BC AD DC +=+即0321ABi i i i e e e BC AD DC e l l l l ϕϕϕ+=+ ()A摆角分析：由式()A 的实部和虚部分别相等可得123cos cos cos AB BC AD DC l l l l ϕϕϕ+=+123sin sin sin AB BC DC l l l ϕϕϕ+=经计算解得1.35604R m =01224.33775C C A ∠=012148.73917AC C ∠=m a 1437893.0= m b 2614775.1=1.410937d m =22112222'sin 'sin "cos AB BC BC l l l ϕϕϕϕϕϕ--+ 23333'sin "cos DC DC l l ϕϕϕϕ=-+解得2221122332332'cos()''cos()"sin AB BC DC DC l l l l ϕϕϕϕϕϕϕϕϕϕ-+--=-（）222113232332'cos()'cos()'2"sin()AB BC DC BC l l l l ϕϕϕϕϕϕϕϕϕϕ-+--=-2.框图设计3.程序和计算结果Visual C++ 程序#include "stdio.h"#include "math.h"void main(){floatab=0.1437893,bc=1.2614775,cd=1.5,ad=1.41093,pi=3.141593,w1=21.894, w2,w3,e1,e2,e3,r,k,a,b,c,p1,p2,p3,t,t1,t2,t3;r=(bc*bc-cd*cd-(ad-ab)*(ad-ab))/(2*cd*(ad-ab));20.6)(0.50.6)16810.6;10f d d mm =⨯==取2d 间距：150200l mm = 轴承端盖螺钉直径：30.5) 6.48;8f d mm d mm ==取40.4) 4.86.4;f d mm d =取定位销直径：2(0.70.8)78;d d mm d ===取2至外壁距离：122,18,16;c = 2至凸缘边缘距离：220,16,14;c =216c mm == 12)52=110mm ∆=取210mm = 35.5);(d 3(1 1.2)89.6;t d mm t ===取≈2: s D40mm查表20-3，对于40Cr 材料的轴C=106-98。

轴上有键槽时，会削弱轴的强度。

对于直径100d mm ≤的轴，单键时轴径增大5%-7%，双键时增大10%-15%，故332.48023681.06 1.0610223.5240P d C mm n ≥=⨯=Ⅰ 332.3697410231.481.044P d C mm n ≥==Ⅱ 332.264171.06 1.069843.421.894P d C mm n ≥=⨯=Ⅲ 中间轴各轴段设计：1.各段轴的直径轴段1为轴承径，其直径应符合轴承内径标准，且31.4d mm ≥Ⅱ，由此选定35d mm =1。

因此，轴承代号为32007。

轴段2与齿轮配合，且便于安装d d >21，取其标准系列40d mm =2轴段3为定位轴肩，轴肩高度取 2.5h mm =，则32240545d d h mm =+=+= 轴段4与齿轮配合，440d mm =0.988Z β=1063[]1140H H σσ=<=疲劳强度足够1.3HS '= 12 1.6NN Z Z ''==max []1403.1H σ=max max 1227.45[]H H MPa σσ=<12 3 452.轴水平面支反力31.3910AH F N =⨯31.2110BH F N =⨯3.两轴承所受的径向载荷即合成后的支反力2222331 6.69 1.3910 6.8310R AV AH F F F N =+=+⨯=⨯ 22223327.69 1.21107.8710R BV BH F F F N =+=+⨯=⨯（二）计算轴承所受的轴向载荷 1.计算内部轴向力轴承型号32009，为圆锥滚子轴承，由标准查得性能参数为 0058.8,81.5, 1.5,0.8C kN C kN Y Y ====由表21-11，圆锥滚子轴承的内部轴向力2RS F F Y=，则 3311 6.8310 2.281022 1.5R S F F N Y ⨯===⨯⨯33227.8710 2.621022 1.5R S F F N Y ⨯===⨯⨯2.计算轴承所受的轴向载荷 轴上个轴向力的方向→ → ← ←1S F 2X F 1X F 2S F由式（21-8），（21-9）可列出取两者中较大者23.5d mm ≥Ⅰ 31.4d mm ≥Ⅱ43.4d mm ≥Ⅲ。