常规游梁式抽油机设计..

目录
任务书
第1章概述
1.1抽油机类型、特点、应用等陈述
1.2抽油机存在的问题
1.3抽油机的发展方向
第2章常规游梁式抽油机传动方案计
2.1简述系统的组成工作原理等
2.2 绘制系统的机构（运动）简图
第3章曲柄摇杆机构设计
3.1 设计参数分析与确定·（的有示意图）
3.2 按K设计曲柄摇杆机构
3.3 曲柄摇杆机构优化设计分析
3.3.1满足有曲柄条件？
3.3.2满足传动角条件？（结合图分析）
3.3.3满足a最小吗？
3.4结论和机构运动简图
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
4.2 各轴转速计算
4.3各轴功率计算
4.4各轴扭矩计算
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
运动和动力参数的确定
计算过程
5.2 低速级齿轮传动设计计算
运动和动力参数的确定
计算过程
5.3结论及运动简图
第6章带传动设计计算
6.1 带链传动的方案比较
6.2 带传动设计计算
运动和动力参数的确定
计算过程（参见例题）
6.3结论及运动简图
第7章轴系部件设计计算
7.1 各轴初算轴径
7.2 轴的结构设计
内容包括：选择轴承、轴承配置、轴上零件定位、固定等。

最后要有
设计结果：图
7.3滚动轴承寿命验算
7.4轴的强度和刚度验算
第8章连接件的选择和计算
8.1 齿轮连接平键的选择与计算
3根轴
8.2 带轮连接平键的选择与计算
大小带轮
8.3螺纹连接件的选择
轴承座孔旁、箱盖与箱座、地脚等
第9章设计结论汇总
已知条件：
结论：曲柄摇杆机构各杆长、齿轮减速器参数（输入输出扭矩、传动比、齿轮齿数、中心距）、带传动参数（带根数、大小带轮直径、传动比）总结
参考书目
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01 姓名学号
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，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。

两种工况下抽油机的设计参数如表1所示。

组号 1 2 3 4
冲程S(m) 1.4 1.6 1.8 2.0
冲次n(次
/min)
5 6 7 8
悬点载荷P（kN）P
1
=40，P2=15 P1=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。

六、参考资料
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）1999
2、《机械原理》高等教育出版社孙桓等主编（第七版）2006
3、《机械设计》高等教育出版社濮良贵主编（第七版）2006
4、《机械原理课程设计》科学出版社，王淑仁主编2006
5、《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）1998
6、其它机械原理和机械设计课程设计书籍和有关机械方案设计手册
完成期限
指导教师
专业负责人
年月日
第1章概述
1.1 抽油机类型、特点、应用等陈述
1.常规游梁式石油抽油机
常规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
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。

试验表明，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。

由于其四连杆机构具有急回特性，而且其辅助平衡装置可作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，驴头悬点加速度小。

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游梁式抽油机的全部优点，这种类型可用于新机制造，又可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
偏轮机在游梁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。

它打破常规机四连杆机构的框架，以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.双驴头游梁式石油抽油机
该石油抽油机是将常规机游梁与横梁的铰链连接，改为变径圆弧的后驴头、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，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。

1.2 抽油机存在的问题
1999年我国石油抽油机井采油年耗电总量1．05×10”kwh，占油气生产总用电比例的49．2％，年电费支出达42亿；每台在用的抽油机平均年维护费用约3000元，全国石油抽油机年维护费用约2．25亿元，而因维护设备影响油井产量约相当1．2亿元，两项合计3．455亿元：全国抽油机采油操作成本总额45．65亿元。

石油抽油机井是油田生产量大面广、投入较大的项目。

降低抽油机井的生产成本、提高原油生产效率，将是人工举升挖潜增效的主战场。

若每口抽油井实用功率按lOkW计，5×l妒台抽油机每天耗电近12x 106kwh，年耗电近4．4×l o 口kwh。

若我们将抽油机的系统效率平均提高1596，就全国而言每年可节电近1，575×109 kWh，节约费用6．3亿元。

这不仅可以节约大量能源，还可以缓解油田用电紧张状况，既有经济效益又有社会效益。

常规游梁式石油抽油机自诞生以来，历经百年使用，经历了各种工况和各种地域油田的考验，经久不衰。

目前仍在国内外油田普遍使用。

常规机以其结构简单、制造容易、可靠性高、耐久性好、维修方便、适应现场工况等优点，在采油机械中占有举足轻重的地位。

但是由于常规机的结构特征，决定了它平衡效果差，曲柄净扭矩脉动大，存在负扭矩、载荷率低、工作效率低和能耗大等缺点。

在采油成本中，抽油机电费占30％左右，年耗电量占油田总耗电量的20～30％，为油田电耗的第二位，仅次于注水。

1.3 抽油机的发展方向
石油抽油机是由装在平衡架内的平衡车调节整机平衡的，平衡车由链条经上链轮和下链轮与换向装置的下端相连，具有载能力大、易调节、平衡效果好、安装维修方便等优点。

在各油田的原油生产中有着举足轻重的地位，并且随着油田的进一步开发，各种新型节能抽油机将会得到广泛地推广和应用。

石油抽油机适应各种类型油井抽汲的需要。

为了适应垂直井,斜井,定向井,丛式井,水平井抽汲的需要,研制了斜井抽油机,丛式井抽油机,双驴头抽油机,双井平衡抽油机,紧凑型石油抽油机等.结构简单、可靠耐用、操作简便、容易安装等优点，深受用户欢迎，目前在用的抽油机中拥有最大的市场占有率。

因此低能耗，低消耗，低成本，效率高的抽油机是抽油机发展方向的最终结
果，也是广大设计者的毕生追求。

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
图2-1
结构示意图如图所示
图中，1—底座；2—支架；3—悬绳器；4—驴头；5—游梁；6—横梁轴承座；7—横梁；8—连杆；9—曲柄销装置；10—曲柄装置；11—减速器；12—刹车保险装置；13—刹车装置；14—电动机；15—配电箱。

工作原理
电动机转动，通过外伸轴带动V带转动，V带与减速器相连接，带动减速器中的轴转动，经过两级齿轮的传动，带动输出轴转动，输出轴与曲柄装置相连接，带动曲柄装置作圆周运动，通过连接点带动连杆作上下的往复运动，再通过横梁带动驴头作上下的往复运动，驴头与悬绳器相连，带动抽油杆往复运动，实现将油从地下抽出的可能
2.2 绘制系统的机构（运动）简图
图2-2
第3章 曲柄摇杆机构设计
3.1 设计参数分析与确定
根据工况一的要求，上冲程时间8/15，下冲程时间7/15
7
81801800
021211212=-+=====θθϕϕψψωωt t t t K 综上可知 0001217
81
781801
1
180=+-=+-=K K θ
悬点载荷 kN P 40=
假设横梁的前后比值为1
上冲程占8/15下冲程占7/15
图3-1
3.2 按K 设计曲柄摇杆机构 设计原理
需要假设横梁半段3l ，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 点的位置定出其他三杆的尺寸1l 、2l 和4l 。

设计步骤如下：
(1) 由已知的行程速度变化系数K ，计算出极位夹角θ。

(2) 任意选择固定铰链中心D 的位置，由摇杆长度3l 和摆角ψ，做出摇杆的两个极限位置
D C 1和D C 2。

(3) 连接1C 和2C ，并作M C 1垂直于21C C 。

(4) 作θ-=∠0
2190N C C ，N C 2与M C 1相较于P 点，由图可见θ=∠21PC C ， (5) 作21C PC ∆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1AC 和
2AC ，因为同一圆弧的圆周角相等，故θ=∠=∠2121PC C AC C
(6) 因极限位置处曲柄与连杆共线，故122121,l l AC l l AC +=-=从而的曲柄长度
()2/121AC AC l +=，连杆长度由图得4l AD =
图3-2
根据如上原理利用CAD 制图如图3-3可得到如下表3-1数据
图3-3
表3-1数据记录表
3.3 曲柄摇杆机构优化设计分析
根据上表中可得到的数据进行优化设计 3.3.1满足有曲柄条件
方式为比较并验算，21342134,l l l l l l l l +<-+>+ 根据计算，以上各点均满足要求 3.3.2满足传动角条件
如图3-4利用表中数据进行计算
()⎥⎦
⎤
⎢⎣⎡+-+-=bc a d c b 2arccos 222min
γ
使得min 2
γψ
<，即四组杆长满足摆动的条件
图3-4
3.3.3满足a最小
利用matlab进行加速度分析可得到如下线性曲线图0
56
0 54
0 52
0 50
0 48
0 46
结论
根据数据分析图可以进行选择利用四杆机构加速度最小原理，即波峰波谷差绝对值最小，所选四杆机构的尺寸为1l =600，2l =1750，3l =1600，4l =2560
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
利用图3-4可以进行计算，将横梁3l 放在任意位置，悬点载荷竖直向下 此时连杆和竖直方向的夹角为1θ，连杆和圆周运动杆1l 切线的方向的夹角为2θ，则根据悬点载荷力可以计算出减速器输出端的扭矩T 利用公式
kN P T 132.198********.0906.040cos cos 21max =⨯⨯⨯==θθ
工作机所需要的有效功率为
kN n T P W 48.129550
6132.198649550=⨯=•=
为了计算电动机的所需功率d P ，需要确定从电动机到工作机之间的总效率，根据《机械设计课程设计》表2-2可查得V 带效率1η为0.95,滚动轴承效率2η为0.98，闭式齿轮传动效率3η为0.97，则传动装置的总效率为
0.8410.970.980.952323321=⨯⨯=••=ηηηη总
则可算得
kW p P w
d 84.14841
.048
.12==
=
η
根据计算结果可初选额定功率为15kW 的电动机 电机型号
额定功率 同步转速r/min 满载转速r/min 总传动比
根据转速以及功率暂时选择Y200L-8，转速750r/min,总传动比121.7 根据总传动比进行传动比的分配
取带传动的传动比为3i =4，则减速器的传动比为
425.304
7.121==i
圆柱齿轮减速器高速级的传动比为
29.6425.303.13.11=⨯==i i
低速级传动比为
84.429.6/425.301
2===i i i
4.2 各轴转速计算
根据所选电动机的转速以及各级传动比可以计算得到如下的各轴的转速 先进行规定：电动机的轴暂定为0轴，高速级轴为1轴，中间轴为2轴，低速级轴为3轴
则 0轴n =730r/min
min /5.182301r i n n ==轴轴 29998.2829.65
.182112≡==
=
i n n 轴轴 684
.429
2
23≡=
=
i n n 轴轴 4.3各轴功率计算
kW P P d 48.120== kW P P d 27.11211=⨯⨯=ηη kW P P 71.103212=⨯⨯=ηη kW P P 639.93223=⨯⨯=ηη
4.4各轴扭矩计算
m N n P T /26.16373048.1295509550
000=== 74.5895.18227.1195509550
11
1===n P T m N / 2.35272971.1095509550
222===n P T m N / 075.153426
639.995509550
333===n P T m N / 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 5.1.1运动和动力参数的确定
圆柱齿轮，高速级传动比 6.29=i ，高速级转速182.5r/min,传动功率P=11.27kW 5.1.2计算过程
(1) 选择材料以及确定许用应力
小齿轮选用40Cr 表面淬火，表面硬度HRC 5548⇒,查表得到
11701lim =H σ
MPa ，7201=FE σ MPa 。

大齿轮用CrMnMo 40表面淬火，
表面硬度HRC 5045⇒,查表得11402lim =H σ MPa , MPa FE 6902=σ。

根据表11-5 选取 1.1=H S 1.25=F S
[]1063.641.1
1170
1lim 1===H
H H S σσ
[]1036.361.11140
2
lim 2==
=H
H H S σσ []5761.25
720
11===F
FE F S σσ
[]5521.25
690
2
2==
=F
FE F S σσ （2）按齿面接触强度设计
设齿轮按八级精度制造，取载荷系数()3-111.5表=K ，齿宽系数d φ选择硬齿面()6.03.0⇒选0.5。

小齿轮上的转矩：
mm N n P T /109.55
.18227.111055.9109.5556161⨯=⨯⨯=⨯
⨯= 取()4-118.189表=E Z
[]mm Z Z u u KT d H H
E d
4.12336.1036
5.28.18929.6129.65.0109.55.121232
5
3
2
1
1=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯
=σφ齿数选取321=Z ，则2023.20129.6322≈=⨯=Z
则实际传动比=
31.632
202
= mm Z d m 86.332
4.12311===
齿宽mm d b d 7.614.1235.01=⨯=•=φ 因此可选取mm b b 65,7021==
按照表4-1取mm m 4=，实际的mm m z d 1284321=⨯=⨯=
mm m Z d 808420222=⨯=⨯=
中心距mm d d a 4682
128
808221=+=+=
（3）验算轮齿弯曲强度
齿形系数63.1,56.211==Sa Fa Y Y 81.1,13.222==Sa Fa Y Y
[]MPa MPa z bm Y Y KT F Sa Fa F 48022232
46563.156.2109.55.12212
5121111=≤≈⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσ []MPa Y Y Y Y F Sa Fa Sa Fa F F 4081.20563
.156.281
.113.2222211221
2=≤=⨯⨯⨯==σσσ
（4）齿轮的圆周速度
s m n d v /22.11000605
.18212814.31000601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
π
对照表选八级精度合适 5.2 低速级齿轮传动设计计算 5.2.1运动和动力参数的确定
圆柱齿轮，高速级传动比 4.84=i ，高速级转速29r/min,传动功率P=10.71kW 5.2.2计算过程
（1）选择材料以及确定许用应力
小齿轮选用40Cr 表面淬火，表面硬度HRC 5548⇒,查表得到
11701lim =H σ
MPa ，7201=FE σ MPa 。

大齿轮用CrMnMo 40表面淬火，
表面硬度HRC 5045⇒,查表得11402lim =H σ MPa , MPa FE 6902=σ。

根据表11-5 选取 1.1=H S 1.25=F S
[]1063.641.1
1170
1lim 1===H
H H S σσ
[]1036.361.11140
2
lim 2==
=H
H H S σσ []5761.25
720
11===F
FE F S σσ
[]5521.25
690
2
2==
=F
FE F S σσ （2）按齿面接触强度设计
设齿轮按八级精度制造，取载荷系数()3-111.5表=K ，齿宽系数d φ选择硬齿面()6.03.0⇒选0.5。

小齿轮上的转矩：
mm N n P T /103.529
10.711055.9109.5566161⨯=⨯⨯=⨯
⨯= 取()4-118.189表=E Z
[]mm Z Z u u KT d H H
E d
17936.10365.28.1894.8414.845.0103.55.121232
6
3
2
1
1=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯
=σφ
齿数选取321=Z ，则155154.884.84322≈=⨯=Z
则实际传动比=
4.8432
155
= mm Z d m 65.9932
17911====
齿宽mm d b d 89.51795.01=⨯=•=φ 因此可选取mm b b 9095,21==
按照表4-1取mm m 6=，实际的mm m z d 1926321=⨯=⨯=
mm m Z d 930615522=⨯=⨯=
中心距mm d d a 5632
930
192221=+=+=
（3）验算轮齿弯曲强度
齿形系数63.1,56.211==Sa Fa Y Y 81.1,13.222==Sa Fa Y Y
[]MPa MPa z bm Y Y KT F Sa Fa F 48042332
69063
.156.2103.55.12212
6121111
=≤≈⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσ
[]MPa Y Y Y Y F Sa Fa Sa Fa F F 408390.863
.156.281
.113.2423211221
2=≤=⨯⨯⨯==σσσ
（4）齿轮的圆周速度
s m n d v /0.291000
6029
19214.31000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
π
对照表选八级精度合适
5.3结论及运动简图
图5-1高速级齿轮传动示意图
根据计算可得高速级传动齿轮数据如下 齿数321=z 2022=z 模数41=m 42=m 齿宽mm b 701= mm b 652= 直径mm d 1281= mm d 8082= 中心距a=468mm
图5-2低速级齿轮传动示意图
根据计算可得低速级传动齿轮数据如下 齿数321=z 1552=z 模数61=m 62=m 齿宽mm b 951= mm b 902= 直径mm d 1921= mm d 9302= 中心距a=561mm
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，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 6.2.1运动和动力参数的确定
电动机转速m in /7301r n =，减速器输入端转速m in /5.1822r n =，输入功
率kW 27.11 6.2.2计算过程 （1）求计算功率C P 查表13-8得到 1.6=A K 故
kW P K P A C 18.03211.271.6==⨯=
（2）选择V 带型号
选择普通V 带，根据18.032kW =C P ,m in /7301r n =，由图13-15可查出该点在C 处，现暂时选C 型V 带 （3）求大小带轮基准直径12,d d
由表13-9查得1d 最小为200mm,取1d =200mm ，02.0=ε
由式()()mm d n n d 78402.012005
.182730
11212=-⨯⨯=-=
ε 由表13-9取8002=d ，误差小于5%，故允许 （4）验算带速v
s m n d v /64.71000
60730
20014.31000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
π
节速在s m /255⇒范围合适
（5）求V 带基准长度d L 和中心距a
初步选区中心距()1476m m 784)(2005.15.1210=+=+=d d a 取mm a 15000=，符合())d (d 27.021021+<<+a d d 由式得带长
()()mm a
d d d d a L 88.459442
20
2
1
2
1002
=++
++
=π
查表13-2，对C 型带mm L d 5000=，再由式
56.17022
88
.45945000150020=-+=++
≈o d L L a a （6）盐酸小带轮包角α
由式（13-1）得到
00001201160.3557.31702.56
200
7841803.57180=⨯--=⨯--
=a d d α 01120>α,所以包角满足条件 （7）求V 带根数z
由式（13-15）得
()L
c
K K p p p z α00∆+=
得
现在200,73011==d n ，查表13-3kW P 4.070= 由式（13-9）得传动比
()()
402.0-1200784
-112===
εd d i
查表13-5得到kW P 71.00=∆
由160.351=α查表13-7得0.95=αK 查表13-2得 1.07=L K 由此得
()71.307
.195.071.007.4032
.18=⨯⨯+=
z
所以化整为4根
求作用在带轮上的压力Q F
查表13-1得m kg q /3.0=根据式13-17得到V 带的初拉力
8.4N 4915.2250020=+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=
qv K v
P F C α 作用在轴上的压力N F Q 7.39282
sin 2zF 1
0==α
6.3结论及运动简图
所选V 带的规格确定
选择普通V 带，带数为4，小轮直径200mm,大轮直径800mm,中心距为1476mm
第7章 轴系部件设计计算
7.1 各轴初算轴径
根据之前算出的数值初算轴径 根据公式3
n
P
C d = 材料初选45钢，因此选取106,110,117321===C C C 一轴轴径mm n P C d 50465.18227.1111733
1≈=== 二轴轴径mm n P C d 8077201
71.1011033
2≈===
三轴轴径mm n P C d 1302.1276
639.910633
2≈=== 7.2 轴的结构设计
a 、轴的径向尺寸的确定
以初步确定的轴径为最小轴径，根据轴上零件的受力、安装、固定及加工要求，确定轴的各段径向尺寸。

轴上零件用轴肩定位的相邻轴径的直径一般相差5到10mm 。

当滚动轴承用轴肩定位时，其轴肩直径由滚动轴承标准中查出。

为了轴上零件拆装方便或加工需要，相邻轴端直径之差应取1到3mm 。

轴上装滚动轴承、传动件和密封件登出的轴端直径应取相应的标准值。

b 、轴的轴向尺寸的确定
轴上安装零件的各段长度，根据各段相应零件轮毂宽度和其他结构需要来确定。

不安装零件的各轴段长度可根据主上零件的相应位置来确定。

当用套筒或挡油环等零件来固定轴上零件时，轴端面与套筒端面或轮毂端面应留有2到3mm 的间隙，即周段长度小于轮毂宽度2到3mm ，以防止加工误差使零件在轴向固定不牢靠，当轴的外伸段上安装连轴器、带轮、链轮时，为了使其在轴向固定牢靠，也需同样处理。

轴段在轴承座孔内的结构和长度与轴承的润滑方式有关，轴承用轴润滑，轴承的端面距箱体内壁的距离为3到5mm
轴上的平键的长度应短于该轴段长度5到10mm ，键长要整合到标准值。

键端距零件装入侧轴端距离一般为2到5mm 7.2.1 轴一的设计
根据轴的最小轴径55mm ，初步选择轴一的轴承选择为滚动轴承6211，轴承内径55mm ，外径100mm ，轴承宽度25mm
轴上零件装配图如图所示
图7-1
根据装配图设计的杆的相关尺寸如图所示
图7-2
7.2.2轴二的轴承选择
根据轴的最小轴径80mm，初步选择轴一的轴承选择为滚动轴承6216，轴承内径80mm，外径140mm，轴承宽度30mm
根据装配图各处尺寸为
7.2.3轴三的轴承选择
根据轴的最小轴径130mm ，初步选择轴一的轴承选择为滚动轴承130，轴承内径130mm ，外径240mm ，轴承宽度46mm
得到装配图
根据装配图得到尺寸图
7.3滚动轴承寿命验算
根据公式ε
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=
p f c f n L p tt h 60106
轴一的轴承选择为滚动轴承6211，轴承内径55mm ，外径100mm ，轴承宽度25mm 先选择
3=ε，5.1821=n ，27.111=P ,9.0=t f ，1=p f 3=ε，302=n ，71.102=P ,8.0=t f ，2.1=p f 3=ε，63=n ，639.93=P ,8.0=t f ，2=p f
进行计算可得到h L h 7.37491= h L h 483892= h L h 2574723=
7.4轴的强度和刚度验算
第8章 连接件的选择和计算
8.1 齿轮连接平键的选择与计算
根据各轴的尺寸，可以初步确定键的大小
查表可得轴一的键，公称尺寸18⨯11，键长50
轴二的键，小齿轮的键为，公称尺寸25⨯14，键长80
大齿轮的键为，公称尺寸25⨯14，键长56
轴三的键，公称直径32⨯18，键长90
计算，利用公式
[]p P dhl T σσ≤=
4 根据先前计算已知
74.5891=T m N /
2.35272=T m N /
075.153423=T m N /
根据表格可知轻微冲击的[]
p σ=110 经过计算可知，以上所有键均满足关系，可安稳使用
8.2 带轮连接平键的选择与计算
销的选择，根据表格可查得大带轮销的公称尺寸为1610⨯，长度为100 根据式子[]
p P dhl T σσ≤=4进行计算，由已知条件74.5891=T m N /,,查表可得到 []p
σ=110，可以知道选择的键的尺寸符合条件 8.3螺纹连接件的选择
轴承座孔旁、箱盖与箱座、地脚等
第9章 设计结论汇总
9.1已知条件：
上冲程时间8/15，下冲程时间7/15，悬点载荷kN P 40=，横梁前后臂的比之为1:1，
设计结果
9.2总结结果 9.2.1四杆长度及摆角
ψ 3l
1l 2l 4l 046 1600 600 1750 2560
9.2.2减速器参数
min /5.1821r n =轴 min /292r n ≡轴 min /63r n =轴
kW P 27.111= kW P 71.102= kW P 639.93=
74.5891=T m N / 2.35272=T m N / 075.153423=T m N /
高速级传动齿轮数据如下
齿数321=z 2022=z
模数41=m 42=m
齿宽mm b 701= mm b 652=
直径mm d 1281= mm d 8082=
中心距a=468mm
低速级传动齿轮数据如下
齿数321=z 1552=z
模数61=m 62=m
齿宽mm b 951= mm b 902=
直径mm d 1921= mm d 9302=
中心距a=561mm
9.3.3带传动参数
选择普通V 带，传动比为4，带数为4，小轮直径200mm,大轮直径800mm,中心距为1476mm
总结：
在本次设计实践活动，我们组通过互助和共同学习，懂得了关于常规游梁式抽油机的基本设计思路，其中包括了材料的选择，四杆机构加速度最小原理，长度的确定，轴的设计和校核，带的传动方面，在抽油机中选择V带的原因和链传动的缺点，键的选择与校核等等。

我们也通过课外学习知道了一些关于抽油机方面的课外知识，包括抽油机的利与弊，中国抽油机的历史及发展方向，抽油机在生产中的位置等等。

同时也了解了关于材料选择方面需要注意的东西。

我们小组在共同的学习和研讨中知道了团队协作的力量，并且在设计中取长补短，共同进步，在团队协作方面也有很大的收获。

参考书目
《机械设计基础》第五版
《机械设计课程设计》第三版
部分文字来源
百度。