毕业设计（论文）-滑轮式抽油机设计.docx

毕业设计说明书滑轮式抽油机设计学院：机械工程学院专业：学生姓名：学号：指导教师：20XX年6月摘要摘要随着抽油机的不断进步和发展,针对目前国内普遍使用的游梁式抽油机冲程长度有限、体积大，改进费用高，操作维修不便等问题.本课题设计的滑轮式抽油机是种利用滑轮组增大冲程的无游梁式抽油机，使其能够满足高技术，高可靠性，高适应性，低能耗，精确平衡方向发展的要求。抽油机的设计参数如下:悬点最大载荷IOkN,冲程4.2m,冲次6次/min。本次所设计的滑轮式抽油机原动力由Y2OO1.-8型三相异步电动机提供：经过带传动和减速器减速后来实现冲次6次min,利用曲柄连杆机构将减速潺低速轴的转动转化为配重箱的上卜.移动：配重箱上大、小卷筒随配武箱移动并绕卷筒轴转动，可以实现大卷筒上钢丝绳的行程为配道箱行程的2.5倍，即滑轮组2.5倍增程；大卷筒上的钢丝绳绕过天轮后与悬绳淞连接，带动抽油杆上下移动.改进后的抽油机具有结构简单、质域轻、耗能少、冲次少、长冲程、悬点加速度变化小、惯性载荷小、运行平稳、减速器输出扭矩小、易丁安装、维护使用方便等优点，能够满足抽油机一年365天无人看守连续工作的目的.关键词：滑轮式抽油机滑轮组增倍原理长冲程无游梁AbstractAbstractWiththepumpingofcontinuousimprovementanddeve1.opment,current1.ywide1.yusedforbeampumpingunitstroke1.engthis1.imited,1.argevo1.ume,high-costimprovements,operationandmaintenanceinconvenientprob1.em.Designofthisprojectisauseofpumpingpu1.1.eypu1.1.eystrokewithoutincreasingthebeampumpingunittoenab1.eittomeetthehigh-tech,highre1.iabi1.ity,highadaptabi1.ity,1.owenergyconsumption,thedirectionofthede1.icateba1.ancerequirements.Pumpingdesignparametersarcasfo1.1.ows：maximum1.oadsuspensionpointIOkN.stroke4.2m,redtimes6times/min.Afterrotatingbe1.tdriveandgearreducertorea1.ize1.aterrushedtimes6times/min.crank-connectingrodmechanismofthe1.ow-speedshaftreducer;Thepu1.1.eypumpingunitisdesignedtoprovide(hedrivingforcebehindtheY2(X)1.-8three-phaseasynchronousmotorsconvenedtomoveupanddownwithaheavybox;counterweightboxonthebigandsma1.1.ro1.1.swithweightboxmovesandaroundthero1.1.axis,canachieve2.5timesona1.argespoo1.ofwireropestrokecounterweightboxesstroke.thatpu1.1.ey2.5mu1.tip1.ierprocess;ropebigdayro1.1.sonwhee1.sconnectedtothebypasshangingrope.drivingupanddownthesuckerrod.Pumpingimprovedwithasimp1.estructure.1.ightweight.1.owenergyconsumption,1.essredtimes,1.ongstroke,sma1.1.changesinacce1.erationofthesuspensionpoint,inertia1.oads.smoothrunning,sma1.1.reduceroutputtorque.easytoinsta1.1.,maintain,andeasytouseadvantages,toneethepurposeofpumping365daysayearofcontinuousworkunattended.Keywords:Pu1.1.eypumpingPu1.1.eydoub1.ingprincip1.e1.ongstrokeNobeam目录摘要IABSTRACTI1.目录111第一童绪论-1-1.1 课题的背景-1-1.2 发展趋势-1-1.3 课题的目的意义-2-第二章抽油机的总体设计方案-3-2.1 抽油机的主要设计技术指标与参数-3-2.2 抽油机的总体方案设计-3-2.2.1钢丝绳a直径的计莫与选择-3-2.2.2天轮和小卷筒名义直径的初步确定-4-2.2.3曲柄、连杆尺寸的初步确定-6-2.2.4各钢丝绳长度的计算-6-2.2.5整体结构受力分析-7-2. 2.6电动机的选择-8-2. 2.7抽油机的总体设计方案-8-第三章天轮和卷筒的设计-IO-2.1 天轮轴的设计与计算-10-2.2 天轮轴承的选择计算-H-3. 3天轮的设计与计算-12-3. 4卷简轴的设计与计算-12-3. 5卷简轴轴承的选择计算-13-3. 6卷筒的设计与计稣-14-3.1 1小卷筒几何尺寸的计骈-15-I1.1.3.6.2大卷筒结构的设计计算-16-第四堂曲柄连杆部分的设计与计算-17-4.1 连杆部分的设计与计算-17-4.1.1 连杆轴的设计与计算-17-4.1.2 连杆轴轴承的选择与计算-18-4.1.3 无Si钢管的选择与计兑-19-4.1.4 连杆的具体结构设计-21-4. 2曲柄部分的设计与计算-214.1.1 曲柄轴的设计计算-21-4.1.2 曲柄具体机构的设计-22-第五章主传动部分的设计与计算-23-5.1联轴罂的选择-23-结论-28-参考文献-29-致谢-30-第一章绪论1.1 课题的背景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。抽油机是将原油从井下举升到地面的主要采油设备之常用的仃杆抽油设备有三部分组成：一是地面聊动设备即抽油机：二是井卜的抽油泵，它悬挂在油井油管的卜端：三是抽油杆它将地面设备的运动和动力传递给井卜抽油泉。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。抽油机指井眼下安装的活塞往更泵所使用的地面驱动装置.在井底压力不足的情况下，它用机械方式将液体从井下提升出来。它般用于陆上油井。按照泵的尺寸，它每次可以抽取5-40升原油与水的混合物，也叫乳状液。根据相关资料的统计，我国现有的机械采油井超过%)%是抽油机井。其中果用游梁式抽油机的抽油机井，约占总数的95%。我国已生产出多种规格的游梁式抽油机，并形成系列化、标准化，能够满足我国陆上大部分地区的油田开采需要。与此同时，各种各样新里节能的游梁式抽油机，如前置式抽油机、前置式气平衡抽油机、异相曲柄平衡抽油机以及用窄V形带传动的抽油机等，也已开始推广，井获得了一定的经济效益。现在，我国的大部分油田已进入开采的中后期，油井的含水比、黏稠度逐渐上升，只有悬点载荷大、冲程长的抽油机才能满足稠油井、高含水井的开采需求.然而，普通的游梁式抽油机难以实现更大的冲程和悬点载荷.与此不同的是，无游梁式抽油机除去了笨亚的游梁，可以在很大程度上降低运动机构的惯性力，比较容易实现更大的冲程和悬点载荷，而且相对损失小、有效冲程大.1.2 发展趋势抽油机的产生和使用由来己久，迄今已有百年的历史.应用最广，普及最广的应属游梁式抽油机，早在120年前就诞生了，目前,在世界各个产油国仍在大面积的广泛应用。美国拥有40万台，我国拥有2.7万台，一百多年来，游梁式抽油机的结构和原理没有实质性变化。我国的抽油机制造业已有40年历史，经过了进口修配、仿制试制、设计研制三个阶段。50年代以进口为主，修配为辅。60-70年代在仿制的基础上进行试制，1975年制定国产抽油机基本形式与参数，1980年制定抽油机结构尺寸和技术条件。我国抽油机行业的发展趋势是，研制具有更大的悬点载荷和冲程、冲次相对较低的无游梁式抽油机,目前，国内外正在研制无游梁式抽油机的厂商公司、院校、研究机构已超过百家，抽油机的型号也超过百余种。其中，功率最大已达到171k%冲程超过24.4m,悬点最大载标也达到227kN随着抽油机的不断进步和发展，目前正在朝着大型化、低能耗、高适应性、自动化和智能化、长冲程无游梁式抽油机的前进。本课题设计的滑轮式抽油机是一种利用滑轮组增大冲程的无游梁式抽油机，符合我国抽油机的发展趋势。13课题的目的意义本设计的目的在于提供一种结构简单合理、冲程距离长且调推方便、能耗低、原油产量高的尤其适合于深油井、稠油井、高含蜡油井采油的有杆抽油装通过此次设计工作，使臼己初步了解抽油机行业的发展情况：使自己综合运用所学的专业知识，结合实际，独立完成一项机械装备的设计工作：提高自己检索、查阅、学习国内外相关文献资料的能力,运用理论知识分析问题、解决问题的能力，以及查阅、使用机械设计手册h工差与配合手册3等工具书的能力：提高自己的计算机运用水平、运用本专业软件进行分析设计的能力。在设计过程中,增强自己运用计算机进行辅助设计的意识，锻炼自己的计算机辅助设计能力。使用Aut。CAD绘制零件图和装配图，锻炼二维绘图能力。第二章抽油机的总体设计方案2.1 抽油机的主要设计技术指标与参数1 .悬点最大骏荷：IOKN2 .悬点最小载荷：6KN3 .冲程：4.2m4 .冲次；3次/min：4次/min；6次，min2. 2抽油机的总体方案设计抽油机的原动机采用三相异步电动机，经过带传动和减速器减速后，通过曲柄连杆机构将曲柄轴的转动转化为配重:箱的上下移动，配亚箱通过钢丝绳牵拉悬绳器和抽油杆移动，实现抽油；利用动滑轮增程机构减小配IR箱的行程，其中动滑轮增程机构主要由大、小卷筒组成而且通过在配重大、小卷筒的直径、配重上的滑轮组数址、配重的总重量等参数上进行调整，可以产生若干变化，以适应不同油井的抽油需要，使滑轮式抽油机能够在较为苛刻的环境下良好的工作,满足抽油机年365天无人看守、连续工作的目的。3. 2.1钢丝绳a直径的计算与选择查阅参考书目1第2卷第8篇第15页，按照钢丝绳所在的机构工作级别有关的安全系数选择钢丝绳，所选钢丝绳的破断拉力应满足公式2-1：F0sn(2-1)式中，n-铜丝绳最小安全系数S-钢丝绳最大工作静拉力，N.F0-钢丝绳的破断拉力，N。(1)钢丝绳工作时的最大静压力可以根据抽油机的悬点最大我荷确定。已知抽油机的悬点最大载荷为IOKN,则:s=IOKN(2)查阅参考书目1第2卷第8篇的表8-1-1,选取抽油机的总设计寿命为75000力，机构利用等级为不。载荷状态是表明机构承受最大载荷及载荷变化的程度,分为四级u0杳阅参考书F1.1.第2卷第8篇的表87-2,选取抽油机的载荷状态为轻载.根据抽油机的利用等级和载荷状态，隹表813,抽油机的工作级别为"5,结合钢丝绳的公称抗拉强度1770MPa,查表8T-8选取安全系数n=5故:Fosn=IOKN×5=50KN查阅参考书目1第2卷第8篇的表8-110得:公称抗拉强度为1770MPa满足破断拉力要求的纤维芯钢丝绳的最小直径：dmin=Iomm为安全起见，故选用d=I1.mm的纤维芯钢丝绳2. 2,2天轮和小卷筒名义直径的初步确定1 .天轮名义直径的确定大轮采用滑轮结构，天轮的名义直径按公式2-2确定：Dhd(2-2)式中:h-系数d-钢丝绳直径查阅参考书目1第2卷第8箍的表8-1-54得：h=20所以：Dhd=20×1.1.=220mm查阅参考书目1第2卷第8篇的表8-1-65得：取天轮直径：D=355mm2 .小卷筒名义直径的确定卷筒部分分为大卷筒和小卷筒两部分,其中大卷筒同样按照滑轮来设计，确定小卷筒的名义直径前，首先选择小卷筒上所用钢丝绳的直径。(1)初步选取钢丝绳b为直径dh=13mm的纤维芯钢丝绳(2)小卷筒的名义直径按公式2-2确定：查阅参考书目I第2卷第8篇的表8T-54得：h=18所以：Dh-(1=18×13=234mm取卷小筒名义直径为：d小=240mm3 .检验钢丝绳b的选用(1)对小卷简受力分析如图2-1所示。则：图中：已知F2=20KN则：图2-1_也_一2r一2KNm2X120mm=8.33KNM2=IOKNX20Omm=2KN-in由于：M2=2M1=ZM3故：属于轻载查阅参号书目1第2卷第8篇的表8-1-3得：机构利用级别为M5(2)按照钢丝绳所在的机构工作级别有关的安全系数选择钢丝绳所选钢丝绳的破断拉力应满足公式2-hF0sn查表8T-8选取安全系数n=5所以：F0>16,67K%X5=41.75KN由表8-110查得:d=13mm公称抗拉强度为1770MPa的纤维芯钢丝绳的地小破断拉力为98.7KN>41.75KN故：所选钢丝绳满足要求，即初步设计小卷筒直径符合要求。4.大卷筒直径的确定大卷筒的设计按照滑轮结构设计，通过螺栓固定在小卷筒上面。为了使机架的尺寸相对较小，天轮和大卷筒的直径尺寸尽量差别不要太大，因此选取大卷筒的直径为：d人=400mm2.2.3曲柄、连杆尺寸的初步确定根据设计要求：抽油机的冲程为：42000mm,抽油杆露在地表以上部分的高度为UOomm,结合以上所设计的天轮和大小卷筒的直径，为了便于机架高度不至于过高，减速器的输出扭矩不至于太大，因此初步选取曲柄的长度为：】曲=600mm；通过用软件进行运动分析，取连杆的长度为：及=2000mm2.2.4各钢丝绳长度的计算(1)钢统绳a长度的确定由以上计莫知伸柄的长度为600mm,则配重箱的冲程嬴度为1200mm,由总冲程高度4200三得：绕在滑轮2上的钢丝绳的长度为：I=4200mm1200mm=3000mm则绕在大卷筒上的缠绕圈数为：I3000mmr1.n=2.4圈11d3.14400mm故小卷筒上钢丝绳的缠绕长度为：I,.；=2.4XnX2401808.64mm当曲柄转至最高位置时，大卷筒上方预留尺寸为500mm,则钢丝绳a的长度为:11355Ia=4200+355+-+500=5612.35mm由于钢丝绳两段预留一定的固定长度，所以最终取Ia=600Omm(2)钢丝绳b长度的确定.叫+500mm=2308.64mm查阅参考书目1第2卷：钢丝绳在卷筒上留1.5圈的安全系数:1=240X1.5X3.14=1130.4mm则：1+1；=1130.4+2308.64=3439.04mm由钢于丝绳两段预留定的固定长度,所以最终取=3800mm.2.2.5整体结构受力分析（1）天轮轴受力分析，则天轮轴可以进化为荷支梁，受力分析如图2-2所示。图中:Fj=F3=IOKNF2=20KN（2）天轮支撵座的受力分析,轮支撑座与天轮轴的受力为作用与反作用力的关系。受力分析如图2-3所示图中：F1=F3=IOKNF2=20KN（3）卷筒的受力分析，卷筒支撞受钢丝绳绐的扭矩，取上冲程时受力分析,则受力分析同图27所示。（4）卷筒轴的受力分析，简化为简支梁，取上冲程时受力分析，Fi=IOKNFfIOKNF3=10KN100100FS=SOKN国2-2Fe=刖100_100-Fj=IOKNFt=13335KN图2-3|Fi=26.67KNF3=13.335KN图24受力分析如图2-4所示（5）连杆轴的受力分析与卷筒轴的受力分析图中，各力的大小相等，方向相反，这里不再赘图，请参考图2-4。（6）通过以上曲柄和连杆长度的初步确定，则减速器的输出轴通过联轴器所传递的扭矩大小为:T=26.67KN×60Omm=16002Nm2.2.6电动机的选择(1)减速器的输出转矩为:T-16002Nm由于所设计抽油机的冲次为6次min,故减速翳输出轴的转速为6rmin,则减速器输出功率P3按公式2-3计鸵:(2-3)E955OPT=n带入已知数据得:由于：P3=16002X69550w=10.05KWP3=,×1×2×3(2-4)式中：Po-电动机功率，W；1-带传动效率：112轴承效率：3-齿轮传动效率；查表4.1-2取=0.95,2=0.98,3=0.97,将数据带入公式2-4计算得：P310.05KWPo=2=KTU=1124KW×2×113095×0.98X0.96查阅参考书目1第5卷第22篇表22-1-28：选取电动机的型号为Y2001.-8。该电动机的相关参数查表得:额定转速为n=750rmin:n涡蚊=730rmin:功率P=15KW.2. 2.7抽油机的总体设计方案初步确定的抽油机的总体设计方案为：抽油机的动力由Y2001.-8三相异步电动机提供：通过带传动和减速器减速：然后通过曲柄连杆机构将减速器低速轴的转动转化为配重箱的上卜移动：大、小卷筒随配重箱的上卜移动并绕卷筒轴转动，可以实现大卷筒上钢丝绳的行程为配就箱行程的2.5倍，即滑轮组2.5倍增程：在配应箱的四个角上安装滚轮使其来避免配货箱与机架间的摩擦，初步的抽油机总体设计方案如图2-5所示。图24第三章天轮和卷筒的设计3.1天轮轴的设计与计算（1）材料的选择选取天轮轴的材料为：45钢.调痂处理查阅参考书目1第1卷第6篇表3-1-7得：s=370MPab=680MPa安全因数出的选择：杳阅工程力学得：一般在铮栽卜I对塑性材料%可取1.52；对脆性材料取可取25,甚至达到5-9。本次设计取=2。其许用弯曲正应力。为：=5_370MPa-=185MPa（2）对天轮轴进行受力分析天轮轴的两端固定在支架上，中间承受滑轮传递的载荷，可以简化为简支梁,其受力如图3-1所示。图中，F1=F3=IOKNF2=20KN轴上的最大考矩为：Mmax=IOKNX100mm=1.KNm（3）按弯曲许用应力计算该轴直径大轮轴的最小轴颈为：FI=IOKNIt1.n100Fe=IOKN图3-132MmaXd(3-1)32×100O诉漏11m=3805mn取天轮轴的最小轴颈为：40IE（4）天轮轴的具体设计请参照零件图图3. 2天轮轴承的选择计算初步采用圆柱滚子轴承，需按额定动载荷来选择轴承。（1）对轴承进行受力分析如图3-2所示。其中：Fr=IOKNFa=OKN（2）计算轴承的当量动载荷PFr=IOKN对于只承受径向力的轴承Fa=MN的当量动载荷：P=Fr=IOKN下一（3）计算轴承的基本额定动载荷C图3-2查阅参考书目1第2卷7-200页公式:（3-2）Q=4.fm.ftpf11'式中：C：基本额定动载荷计更值，N：P：当量动载荷，N；fh：寿命因数：fm：力矩载荷因数：fn：速度因数；fd：冲击载荷因数：fT：温度因数；本次设计轴承寿命最少应满足八年要求：365×24×8=70080h查阅参考书目1第2卷表7-2-8¾1.10h=75000hfh=4.50本次设计冲次为6次min,故轴承的转速为：6×2×4200,n=3.14X35545rzmin置阅参考书目1第2卷：表7-2-9得：fn=0.914表7-2-10取ft1.=1.1表7-2-11IRf=1该对轴承所受力矩载荷较小,故取fn=1.5将以上所查数据带入公式（3-2）得轴承的额定动载荷为:4.5X1.5X1.1C=0914x1.X1O=81.2KN（3）选择轴承型号根据轴颈d=45mmC=81.2KN查阅参考书目1第2卷表7-2-67,所选轴承型号为NF2309E表3-1圆柱滚了轴承NF2309E的尺寸及性能参数基本尺寸mm基本额定载荷/kN内径d外径D宽度B静载荷C»,动载荷C45100259893因93KN>81.2KN所以Cr>C.故所选轴承符合要求。3.3天轮的设计与计算查阅参考书目1第2卷第8篇表8T-65根据第二章所选钢丝绳直径d=I1.mm选取天轮直径D大=355mm”由表8-1-66确定天轮绳操截面尺寸，根据轴承外径D=100mm设计大轮轮毂尺寸。具体大轮机构设计如图3-3所示：3.4卷筒轴的设计与计算（1）材料的选择图3-3=370MPaOb=680MPa选取卷筒的材料为：45钢，调膜处理查阅参考书目1第1卷第6篇表3-1-7得：OS安全因数ns的选择：本次设计取网其许用弯曲正应力。为：）=1=2三E2=I85MPa2（2）对卷筒轴进行受力分析卷简轴的两端固定在支架上，中间承受大卷筒滑轮传递的载荷，可以简化为简支梁,其受力如图37所示。图中，F1=F3=13.335KNF2=26.67KN轴上的最大泻矩为：MmaX=13.335KNX260nn=3.467KN-m（3）按弯曲许用应力计算该轴直径卷简轴的最小轴颈按公式（3-1）图3-42×3.467X1.O3J3.14×185×IO6=57.59mm取天轮轴的最小轴颈为：60E3.5卷筒轴轴承的选择计算初步采用圆柱滚子轴承，需按额定动载荷来选择轴承型号。（D对轴承进行受力分析如图3-5所示r=13335KNFa=(IKN其中：Fr=13.335KN图3-5计算为:Fa=OKN（2）计兑轴承的当量动载荷P对于只承受径向力的轴承的当量动载荷：P=Fr=13.335KN（3）计算轴承的基本额定动载荷C根据公式（3-2）计算额定动载荷C：由以上计算得取1.Ioh=75000hfh=4.50轴承的转速为：n=6X2×2.4=28.8rmin查阅参考书目1第2卷：表7-2-9得：fn=1.043表7-2-10取ft1.=1.2表7-2-11MZfr=1该对轴承所受力矩载荷较小,故取0=1.5将以上所查数据带入公式（3-2）得轴承的额定动载荷为：4.5×1.5×1.2C=1.043X1×1.=1.3.56KN（3）选择轴承型号根据轴颈d=65mmC=103.56KN查阅参考书目1第2卷表7-2-67,所选轴承型号为N22I3E表3-21.1.柱滚广轴承N2213E的尺寸及性能参数基本尺寸mm基本额定我荷/kN内径d外径D宽度B静载荷G）,动载荷C,6012031180142因142KN>103.56KN所以C>C,故所选轴承符合要求。3.6卷筒的设计与计算大、小卷筒采用组合结构，用螺栓紧固在一起，由于钢丝绳在卷筒上缎绕圈数较少，因此大卷筒按照滑轮式结构设计，小卷筒采用双绳槽对称式设计。由第二章可知，缠绕大卷筒上钢丝绳的直径为d=I1.mm,大卷筒的名义直径为d=400mm：缠绕在小卷筒上钢丝绳的直径为d=13mm,小卷筒的名义直径为d小=240mm.3.6.1小卷筒几何尺寸的计算查阅参考书目1第2卷表8-1-53,小卷筒相关尺寸计算如下：(1)绳槽半径R：R=(0.53-0.56)d=(0.53-0.56)X13nm=6.897.28mm取绳槽半径R=7mm(2)绳槽深度H：H=(0.250.4)d=(0.250.4)X13mm=3.255.2mm取绳槽深度H=4.0mm(3)绳槽节距P：P=d+(24)=13+(24)mm1517mm取绳槽节距P=15mm(4)小卷筒厚度3：=0.02d+(610)=0.02X13+(610)mm=6.26-10.26mm为便于加工方便和满足强度要求取：=30mm(5)无绳槽卷筒端部的尺寸1.：取1.1.=15mm(6)固定绳尾所需长度1.2：1.23P=3×15=45mm取固定绳尾所需长度1，2=45mm(7)卷筒有绳槽部分的长度1.o：1.0=(5等+ZJPZ1.为钢丝绳安全IM数，本次设计取Z1.=1,5则有绳槽部分的长度为：1.O=(Tjm+zjp=(2.4+1.5)×15×2=117mm取卷筒有绳槽部分的长度1.o=120mm(8)中间光滑部分的长度：结合大卷筒的设计需要，取1=60mm(9)小卷筒的总长度1.s：1.s=2(1.1+1.2)+1.g=2×(15+45+120)+60=420mm(IO)小卷筒具体结构设计请参考零件图。3.6.2大卷筒结构的设计计算根据以上设计说明，大卷筒按照滑轮式结构设计.查阅参考书目1第2卷第8篇表8-1-65根据第二章所选钢丝绳直径d=I1.mm大卷筒直径d,、=400mm。由表8-1-66确定大卷筒绳操截面尺寸，结合小卷筒外径尺J,设计大卷筒结构。具体大卷筒结构设计请参照零件图。第四章曲柄连杆部分的设计与计算4.1 连杆部分的设计与计算4.1.1 连杆轴的设计与计算(1)材料的选择选取连杆轴的材料为：45钢，调质处理杳阅参考书目1第1卷第6篇表3-1-7得：s=370MPas=680MPa安全因数n$的选择：本次设计取n$=2.其许用弯曲正应力为:=,370MPa=-=185MPa(2)对连杆轴进行受力分析连杆轴的两端通过轴承座固定在配重箱上，中间承受连杆传递的载荷，可以简化为简支梁，其受力分析如图4-1所示。F2=13335KNF=13335KN33.335KN图中，F1=F3=13.335KN26.67KN则连杆轴上最大弯矩发生在中点出，最大弯矩为：Mmax=13.335KNX230mm=3.067KNmIiiiiiiiiiiiiiiiiiisIiiiiiiiiiiiiiiiiii按弯曲许用应力计算该轴直径卷筒轴的最小轴颈按公式47计算为:故取连杆轴最小轴颈为6Qmm4.1.2 连杆轴轴承的选择与计算木次设计轴两端采用深沟球轴承双轴承并排安装的方式。（1）对轴承进行受力分析，其受力分析图参考图3-6。其中：Fr=13.335KNFa=OKN（2）计算轴承的当量动载荷P轴承的当量动载荷：P=XFr+YFa查表7-2-51得：X=IY=O所以：P=XFr+YFa=13.335KN（3）计算轴承的基本额定动载荷C根据公式（3-2）计算额定动载荷C：由以上计算得取1.1.oh=75000hfh=5.30查阅参考书目1第2卷:表7-2-9得：fn=1.048表7-2-10取ft1.=1.2表7-2-11取fr该对轴承所受力矩载荷较小,故取ftn=I-S将以上所查数据带入公式（3-2）得轴承的额定动载荷为:5.30X1.5X1.2C=.-×10=121.39K（3）选择轴承型号根据轴颈d=60mmC=121.39KN查阅参考书目1第2卷表7-2-52,所选轴承型号为6312表4-1眼柱滚/轴承6312的尺寸及性能参数基本尺寸三基本额定教荷/kN内径d外径D宽度B静载荷c0,动载荷C601303151.881.8因轴承的安装是双轴承并排安装方式,且2X81.8KN>121.39KN所以2Q>C.故所选轴承符合要求。4.1.3 无缝钢管的选择与计算初步选用壁厚为20mm的无缝钢管，材料为Q235。包阅参考布日1第1卷表3-1-6.所选钢管的屈服强度Os=225MPa极限强度。b=375MPa°取安全系数=2故所选无钢管的许用应力。为:Oj_225MPan-2=112.5MPa许用的最小截面积A为:FH26.67KN2Amin=同=E福=237.07mm由公式：A=111.p22j解得：Dmin=+20mm=23.78mmZUTr杳阅参考书目I第1卷第3篇表3-1-83,选取外径D=89mm无缝钢管，其内经为d=89-2X20=49mm连杆下冲程时受压，根据压杆的稔定性来校核连杆的强度，取稳定安全因数%=9,查阅工程力学第章第几节内容得知：Q235钢直线公式的最小柔度入I按公式4-2计算：入(4-2)式中，。、b一一与材料性质有关的常数。杳阅工程力学Q235钢和方的数值为：a=304MPab=1.12MPa将=225MPa,a=304MPa,b=1.12MPa带入公式4-得Q235钢直线公式的最小柔度而为入2=304-225=F=I。.2=欧拉公式适用范围的极限值4按公式43计算(4-3)式中，E、p一一材料的弹性模狂和比例极限，Q235钢的弹性模fE=206GPa.比例极限为=200MPa将上述参数代入公式（4-）,解得的值入1为：、TI112×206×IO9CC1=I=I=100.83Jop4200XIO6无缝钢管的柔度人按公式4-4计算。(4-4)式中，压杆的长度因数，抽油机的连杆可以简化为两端钱支杆，查阅工程力学=1.；I连杆的长度,I=2000mm：i一一截面的惯性半径,钢管的截面为环形。查阅工程力学课本根据公式i=-(D2+d2)=-(892+492)=25.40将所求参数带入公式(4-4),得人为：、1×2000=WX=78.7425.40无缝钢管的柔度人介于力和22之间（而<入<入1），屈丁中等柔度压杆，需用直线公式校核其强度。无缝钢管失稳时的临界应力为：=a-b2=304MPa-1.12X78.74MPa=215.81MPa失稳时的临界压力FCr为：F11.=cr=215.81×（892-492）=938.13KN无健钢管的工作安全因数n为：Fcr938.1311=F-=»a7=3518>AtFI1.40.0/故所选无缝钢管满足稳定强度要求.4.1.4连杆的具体结构设计无缝钢管通过焊接与连杆头固定在一起.结合以上计算，连杆具体结构和尺寸设计如图4-3所示。4.2曲柄部分的设计与计算4.2.1曲柄轴的设计计算(1)材料的选择选取曲柄轴的材料为：45钢,调质处理。(2)对曲柄轴进行受力分析曲柄轴承受来自减速器传递的转矩，其受力分析如图47所示。图中，T1=T2=16002Nm(3)按扭转强度条件计算该轴直径(4-5)查阅参考书目I第2卷第6篇表6-1-18公式4-5:d17.2J-查表6-1-19,取Tp=40则:d17.2=17.2,16002Nm-=126.74mm由于该轴上有键槽与，查表6-1-22,故d增大3%所以：d=126.74mm×(1+3%)=130.542mm结合联轴器的选择，杳表6-2-9,故取d=140mm4.2.2曲柄具体机构的设计通过第二章和第四章前面计算内容得：曲柄的长度I=600mm,曲柄轴的轴颈为d=140mm连杆轴与曲柄链接的轴颈d=130mm选取曲柄的材料为Q235,其具体结构和尺寸请参照零件图。第五章主传动部分的设计与计算5.1联轴器的选择本次设计联轴器选用标准件，杳阅参考书目1第2卷第6篇，联轴器的选择计算过程为：(1)联轴器的计第转矩及按公式5T计算：Tc=TkwKkzk1.Tn(S-1)式中：T-理论转矩，Nm:kw,-动力机系数：K一工况系数：kz-启动系数：K-温度系数：Tn-工程转矩；由第二率计算知:理论转矩T=16002Nm:动力机系数kw=1.0：查表6-2-2取工况系数k=1.5；查表6-2-3取温度系数冗=1.0：启动系数取kz=1.O.将以上数据带入公式5-1：Tc=TkwKkzkt=16002N-m×1X1.5×1×1.0=24003Nm(2)选择联轴版根据Tc«Tn查表6-2-9,选择联轴器的型号为：GIIC1.U型鼓式联轴器“则两端标记为：主动端:-型轴孔,A型键槽-=170mm1.=242mm从动端：h型轴孔，A型键槽di=140mm1.=202mm5.2减速器的选择由第二章计算知：所选电动机的输出功率为15KW,则减速器的输入功率为：P1.=P1.Xn1.=15Kw×0.95=14.2515Kw从电动机到减速器总的降速比为：J=雪竿=121.67必6rmn查机械设计基础知：带的传动比般推荐为i=25本次设计取带的传动比为2,则减速器总的传动比为：121.67i,v=-=60.805N2杳参考书FII第4卷表16-2-27及表16-2-23,选取减速器为：公称速比为i=63,公称中心矩a】=500mm,许用输入功率为Pms=20Kw的QJS-D型减速淞（连续工作型）5.3带传动的设计计算由上计鸵知本次设计取带的传动比为2,电动机的功率为：PQ=I5Kw,则带传动的设计计算过程为：（1）皮带设计功率确定皮带的设计功率由公式5-2确定：Pd=KA-Pt1.i（5-2）查阅参考书目1第3卷第16篇表13TT6,取KA=1.6,则设计功率为：Pd=1.6×15=24Kw（2）选择Y带型号已知n1、帝轮=n满欣-730rmin:根据Pd=24Kw.n;i）=n=730rmin.查图13-1-1选择V带的型号为C型带。初选小带轮的直径山250mm.则带轮的直径d2i-.d1=2×250mm500mm（3）验算带速根据公式5-3验鸵带速：(5-3)11d111V=60×1000将d=250mm.n1=730rmin带入公式