1、10 型传动链式超长冲程抽油机设计与分析摘 要：超长冲程抽油机可实现长冲程要求。本设计采用碳纤维连续抽油杆，该材料具有密度小，弹性较好，耐腐蚀，抗疲劳性能好，活塞效应小，起下作业速度快等优点。10 型传动链式超长冲程抽油机的悬点载荷为 100KN，冲程为 ，起103m下速度为 1520m/min,适用碳杆规格为（303.0）mm,(324.2)mm,(355.0)mm。在本次设计中，主要完成了对抽油机的传动装置、夹紧装置、缠绕装置、夹持块结构、平衡装置等的设计，以及关键零部件的设计和校核。抽油机的动力由防爆绕线转子异步正反转电动机提供，通过窄 V 带，经由二级减速器传递至起提升作用的主动链轮。
2、然后通过液压缸夹紧装置将碳杆压在装有夹持块链条之间，并且通过链条的转动，靠摩擦力来向上提起碳杆，通过导向盘将其缠绕在直径为 1.8m 的缠绕大盘上，缠绕大盘由电动机带动。本抽油机采用机械平衡方法，将平衡块装在链轮轴尾端，利用重力来实现平衡。关键词：抽油机；传动链式；超长冲程；设计；碳纤维复合材料资料The Design and Analysis of 10 Type Transmission Chain Ultra-long Stroke Pumping Unit Abstract: The long-stroke pumping unit can achieve long-stroke re
3、quirements. This design uses the carbon fiber composite continuous sucker rod, the material with advantages like small density, good flexibility, corrosion resistance, anti-fatigue performances, of small piston effect, working quickly, and so on. The rod load of the 10 type transmission chain ultra-
4、long stroke pumping unit is 100KN, stroke is 10-30m, speed is 15-20m/min, specifications for the application of carbon rod (303.0) mm, (324.2) mm, (355.0) mm. The main task is to design the transmission unit, clamping devices, winding device, clamping block structure, balance device etc， as well as
5、to check the key parts, and calculation the balance of the pumping unit. The unit is driven by explosion-proof coiling rotor asynchronous motor which can provide positive transmission chain; ultra-long stroke; design; carbon fiber composite materials 目 录1 绪 论 11.1 长冲程抽油机的发展现状和发展趋势 .11.1.1 国内长冲程抽油机的现
6、状与发展趋势 11.1.2 国外长冲程抽油机的现状与发展趋势 21.2 碳纤维复合材料 .41.2.1 碳纤维复合材料简介 41.2.2 碳纤维复合材料连续抽油杆的性能特点及应用前景 62 抽油机起升装置电动机的选择 72.1 电动机的选择 .72.1.1 起升功率的计算 72.1.2 传动装置的总功率 72.1.3 确定电动机转速 82.2 传动参数的计算 .82.2.1 计算总传动比 82.2.2 分配减速器的各级传动比 93 传动装置的设计 113.1 带传动的设计 .113.1.1 确定计算功率 113.1.2 选取窄 V 带的带型 113.1.3 验算 V 带的速度 113.1.4
7、确定 V 带基准长度和中心距 113.1.5 带轮包角 .123.1.6 计算 V 带根数 123.2 带轮的设计 .123.2.1 计算预紧力 .120F3.2.2 作用在轴上的压轴力 .13p3.2.3 带轮宽度 133.3 齿轮传动的设计 .133.3.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 133.3.2 初步确定主要传动啮合参数 133.3.3 校核齿根弯曲疲劳强度（高速级） 163.3.4 校核齿面接触疲劳强度（高速级） 183.3.5 承载能力计算（高速级） 18资料I3.3.6 低速级齿轮疲劳强度校核 193.3.7 主要参数几何尺寸计算 203.4 轴的设计 .203.4.1
8、 轴的设计及相关键的设计 213.4.2 轴的设计及相关键的设计 213.3.4 轴的设计及相关键的设计 223.5 轴的校核 .223.5.1 求低速级大齿轮上的力 223.5.2 求轴上载荷 233.5.3 按弯扭合成应力校核轴上的强度 253.5.4 轴的精确校核 263.6 减速器轴承的设计 .283.6.1 轴承材料的选择 283.6.2 轴承型号选择 283.7 机体的设计 .283.8 减速器润滑系统的设计 .303.9 刹车的设计 .304 传动链及链轮的设计 314.1 传动链的设计 .314.2 链轮的设计 .325 抽油机夹紧装置的设计 345.1 夹紧力的确定： .34
9、5.2 夹紧装置的确定 .345.2.1 液压缸尺寸的确定 345.2.2 液压泵的选择 365.2.3 液压系统的确定 376 缠绕盘及动力装置的设计 386.1 动力装置的设计 .386.1.1 电动机功率的确定 386.1.2 确定电动机型号 386.2 缠绕大盘的设计 .406.2.1 缠绕大盘尺寸的设计 406.2.2 缠绕大盘轴的设计 407 夹持块及支架的设计 42II7.1 夹持块的设计 .427.2 支架的设计 .428 平衡能量计算及平衡装置的设计 438.1 平衡能量的计算 .438.1.1 原始数据 438.1.2 井深计算 438.1.3 电动机上下冲程时功率计算 4
10、48.2 平衡重计算及平衡装置的设计 .459 经济性评估 4710 结 论 48参考文献 49致 谢 5101 绪 论1.1 长冲程抽油机的发展现状和发展趋势近年来,世界抽油机的技术发展,主要是长冲程抽油机的发展。先后出现了各种各样的长冲程抽油机,经过试验与使用,均证明长冲程抽油机是一种较好的新型抽油机。根据当前石油工业发展的需要，发展长冲程抽油机不仅有利于减缓老油田高含水开采后期原油产量递减速度，而且有利于开发稠油、低渗透等油田的“难动用储量” ，还有利于对沙漠油田深井及超深井的开采。目前长冲程抽油机可分为：（1）增大冲程抽油机，包括增大冲程抽油机，增大冲程无游梁抽油机；（2）长冲程无游梁
11、抽油机，包括立式长冲程无游梁抽油机，卧式长冲程无游梁抽油机。1.1.1 国内长冲程抽油机的现状与发展趋势近几年，我国各主力油田对长冲程( )、大负荷(12 型)、低冲次(4 次4.8m/min)的抽油机的需求迅速增长。如某油田购进抽油机的主要机型冲程随时间的变化规律大致如图 1-1 所示。图 l-1 某油田主力机型冲程的变化趋势国内产品介绍：无游梁增距抽油机抚顺石油机械厂肖韩明、王幼均和中国天然气总公司第八建设工程公司刘桂芳共同研究开发了无游梁增矩抽油机 ,也称为机械无游梁增距抽油机。 复合天轮式长冲程抽油机大庆石油学院机械系和大庆采油三厂共同研制了LCYJ10 8 105HB 型复合天轮式长
12、冲程抽油机,是一种既满足大排量抽油,又能进行环空测试的抽油机。资料11.1.2 国外长冲程抽油机的现状与发展趋势近年来，各国研究开发了各种新型抽油机，为更经济有效地开采石油做出了卓越贡献。在新型抽油机中，长冲程抽油机品种最多，占有更大的比例，具有较好的抽油性能、提高石油产量、降低采油成本、提高经济效益等优点。根据技术发展预测结果，在今后很长一段时间内，长冲程抽油机仍将是世界抽油机发展的主流和方向，长冲程抽油机将会有更大的发展。目前国外长冲程抽油机已广泛应用于稠油开采、小泵深抽采油工艺、大泵提液采油工艺以及开采各种特殊石油。国外产品介绍:美国ROTALEX长冲程低冲次抽油机美国ROTALEX长冲
13、程低冲次抽油机结构见图1-2。具有以下结构特点：a、立式结构,采用链条和胶带传动方式,胶带的一端通过悬绳器与光杆联接,另一端通过带拉杆与平衡重联接,胶带中间挂在胶带滚筒上面。b、由电动机通过三角胶带、减速器后驱动主动链轮旋转,带动平衡重上下运动,实现抽油杆上下往复运动抽油。c、平衡重可根据油井实际载荷情况进行调节,可以达到较精确的平衡效果。d、抽油机占地面积较小, 用于丛式井抽油。1-安全台 2-胶带滚筒 3-悬绳器带拉杆 4-悬绳器钢索 5-光杆夹紧器6-胶带7-平衡带拉杆 8-平衡重 9-混凝土基础 -10传动带保护 11减速器 12-井口13-光杆 14-从动链轮 15-链条 16-主动
14、链轮图 1-2 ROTAPLEX 长冲程低冲次抽油机机构法国长冲程无游梁液压抽油机法国公司生产的长冲程无游梁液压抽油机结构见图1-3。目前有六种规格产品,悬点大载荷为34.23-195.64KN,冲程长度为10m, 最大冲次为5min -1 。Mape 公司长冲程无游梁液压抽油机适用于开采稠油或高气油比石油适用于定向井、丛式井、水平井、斜井、双井平衡抽油以及深井抽油；适用于油田蒸汽吞吐采油2和水驱采油该抽油机还可以用于起下抽油杆和油管,不需要修机进行作业在进行抽油作业时,可近距离或远距离遥控调节抽油机的冲程长度与冲次, 还可以调节上冲程或下冲程的运动速度,以满足油井抽油的需要。目前,该抽油机有
15、以下六种规格:(1)H60-77-0/394 型;(2)H100-110-0/394;(3)H175-150-0/394;(4)H240-220-0/394型;(5)H360-309-0/394 型;(6)H610-440-0/394 型。在上述型号中, H代表长冲程无游梁液压抽油机;第(1)种规格中的代表液压马达扭矩, 单位为以10 3lbin, 77代表抽油机载荷, 位为10 2lb,0/394代表冲程长度,单位为in。其余五种型号数字代表意义与上同。法国公司长冲程无游梁液压抽油机,有海洋丛式井用抽油机、斜井用抽油机、拖车式抽油机、双井用抽油机等四种类型。图 1-3 长冲程无游梁液压抽油机
16、通过对国外各类长冲程抽油机进行分析研究后，得出以下三点有关技术发展方向的结论：.增大冲程游梁抽油机是常规游梁抽油机的发展方向：由于增大冲程游梁抽油机具有提高采油效率、增加石油产量、降低采油成本等优点，所以是常规游梁抽油机的发展方向。.增大冲程无游梁抽油机是增大冲程抽油机的发展方向：增大冲程游梁抽油机是在游梁抽油机的基础上增加了增大冲程的机构，仍然保留着游梁抽油机的某些缺点，各种技术经济指标不可能有显著的改善和提高。增大冲程无游梁抽油机彻底摆脱了游梁抽油机的某些缺点，具有更好的技术经济指标，可大幅度的提高抽油机运动特性、动力特性和平衡特性，所以增大冲程无游梁抽油机是增大冲程抽油机的发展方向。.长
17、冲程无游梁抽油机是长冲程抽油机的发展方向：与增大冲程抽油机资料3相比较，长冲程无游梁抽油机使用现代采油工艺发展的需要，技术经济指标先进，显著提高了抽油机的运动特性，不需要增大冲程机构，传动效率较高，杆件受力较好，而且还可以实现超长冲程抽油。这种冲程是增大冲程抽油机无法实现的，所以长冲程无游梁抽油机优越于增大冲程抽油机。为此，长冲程无游梁抽油机是长冲程抽油机的发展方向。总之世界长冲程抽油机将会有很大的技术发展，其数量将会大幅度增加，长冲程机构将更简单、有效，寿命更长。1.2 碳纤维复合材料1.2.1 碳纤维复合材料简介碳纤维复合材料连续抽油杆的外形呈带状，横截面为矩形（通常的尺寸为36.83mm
18、5.38mm） ，长度可达 915m 以上，中间没有接箍，仅两端各有一个刚接头， 可缠绕到直径为 3.05m，宽为 0.15m 的滚筒上。它具有密度小，弹性较好，耐腐蚀， 抗疲劳性能好，活塞效应小，起下作业速度快等优点；同时存在两端部与刚接头连接部位的疲劳强度较低，最大工作温度仅为 60，不能受压缩应力，不耐磨和价格较贵的缺点。合理利用碳纤维复合材料连续抽油杆，可达到增产，节电，延长检泵周期，降低采油成本的目的。它扩大了有杆泵抽油系统的应用范围，可用于高含水油井，深井，超深井和腐蚀井的原油开采具有广阔的应用前景。为了克服普通刚抽油杆质量大，耗能高，失效频繁，活塞效应大，起下作业速度慢，易磨损的
19、缺点，美国利用独特的航空航天设计和材料技术，经过 10 多年的努力，于 20 世纪 90 年代初研制成功碳纤维复合材料连续抽油杆，专用的油井作业设备和碳纤维复合材料连续抽油杆和钢质抽油杆的混合抽油杆柱设计软件，并进行了矿场试验。试验结果表明：碳纤维复合材料连续抽油杆是一种很有发展前途的特种抽油杆。CFRPC 抽油杆的结构碳纤维符合材料或称碳纤维增强塑料连续抽油杆（Carbon Fibre Reinforced Plastic Continuous Sucker Rod）简称为 CFRPC 抽油杆，呈带状，可缠绕到缠绕大盘上（见图 1-4） ，它的横截面为矩形。增强材料：心部为碳纤维；上下表面覆
20、盖玻璃纤维布，以提高 CFRPC 抽油杆的横向强度；左右两侧面和棱角覆盖劳纶纤维布或玻璃纤维布，以提高抽油杆的耐磨性能。基体为乙烯树脂，采用拉挤工艺生产。1 转轴;2支承环;3滚筒;4CFRPC 抽油杆4图 1-4 缠绕大盘 CFRPC 抽油杆两断部的连接结构（见图 1-5） ，其两表面上各帖一条用纤维复合材料做的加强带，并打 3 个螺钉孔。刚接头的一端符合 API 抽油杆规范以便和刚抽油杆，抽油光杆相连接；另一端开一个槽，有 3 个内螺纹孔。将 CFRPC抽油杆的端部插入，钢接头的槽中用 3 个螺钉固定。CFRPC 抽油杆的端部连接结构1CFRPC 抽油杆;2加强带;3螺钉;4钢接头图 1-
21、5 抽油杆结构当今有一些油厂采用 CFRPC 抽油杆油井作业设备（见图 1-6） 1滚筒;2导向器 ;3CFRPC 抽油杆;4载车;5 马达;6减速器 ;7链条;8 吊杆;9钢丝绳;10卡瓦;11千斤顶图 1-6 抽油杆作业车1991 年 5 月至 1995 年 11 月美国在 33 口抽油井使用了 CFRPC 抽油杆，平均泵挂深度为 1444m，平均泵径为 50.5m，7 口井的平均冲数为 10.5min-1，平均地面冲程为 3.94m，CFRPC 抽油杆的长度占整个抽油杆柱长度的平均比例为56.8%,井底的平均温度为 42.7，井液平均含水 88.8，平均日产液 91.7t。其中有一口井正
22、常运行了 4 年，另一口含 H2S 的井正常运行了 3 年，还有几口井也连续运行了 3 年多。这 33 口井在 4 年半的矿场试验中工作业 45 井次，最主要的失效形式是刚接头疲劳断裂和 CFRPC 抽油杆端部连接部件失效，其次是资料5由于 CFRPC 抽油杆受压应力引起失效。试验结果表明：CFRPC 抽油杆具有足够的抗疲劳强度，可以达到增产和节电的目的，可用于原油生产。1.2.2 碳纤维复合材料连续抽油杆的性能特点及应用前景（1）优点： 密度小，可以降低光杆载荷和减速器的扭矩，节电。CFRPC 抽油杆的密度为 1.59g/cm，约为钢抽油杆的五分之一。CFRPC 抽油杆刚抽油杆的混合抽油杆柱
23、的质量比刚抽油柱轻 50%以上，因此，可以大大降低光杆载荷和减速器的纽矩，达到节电的目的。可使抽油杆的型号降低 12 个规格，减少设备投资。 弹性好，优化设计混合抽油杆柱，可以增加原油产量。CFRPC 抽油杆的弹性模量 E1.16105Mpa ，利用混合抽油杆柱设计软件，优化设计抽油系统，可实现超冲程，增加原油产量。 耐腐蚀，延长了检泵周期。 降低了抽油杆的失效频率和活塞效应。CFRPC 抽油杆的中间没有接箍，减少了接箍引起的失效和活塞效应。 CFRPC 抽油杆与油管的摩擦力较小，降低了油管的磨损和光杆载荷。 抽油杆起下作业速度快，减轻作业工人的劳动强度。混合抽油杆柱的起下作业速度约比钢抽油杆
24、柱快 60%。 扩大了有杆泵抽油系统的应用范围。利用美国普通的 640 型抽油机和抽油泵，泵挂深度为 1493m，利用 CFRPC 抽油杆，通过优化设计，日产液可达191t，因此可部分代替电潜泵，用于大泵强采。此外， CFRPC 抽油杆还可用于深井，超深井和腐蚀井。（2）缺点：CFRPC 抽油杆的两端部与钢接头连接部件的疲劳强度较低，是薄弱环节。目前最高工作温度仅为 60。不能承受压应力，耐磨性能较差。价格较贵，美国 CFRPC 抽油杆的价格接近 22.2mm 玻璃钢抽油杆，比22.2mm 抽油杆贵 1 倍。（3）应用前景：CFRPC 抽油杆适用于高含水油井，深井，超深井和腐蚀井的原油开采。目
25、前我国约有抽油井 8 万口，原油平均含水在 80%以上，泵挂深度 2000m 以上深的井数占井数的 15%以上，腐蚀井的井数也占总井数的 15%以上。因此，6CFRPC 抽油杆在我国有广阔的应用前景。资料72 抽油机起升装置电动机的选择2.1 电动机的选择2.1.1 起升功率的计算悬点载荷：F max=100KN起下速度：V=1520 m/min=（ ）m s143则起升功率为：P w=FmaxV=100( )Kw=( )Kw253.即最大起升功率：P w=33.3Kw2.1.2 传动装置的总功率选择传动方案如下图 2-1 所示：传 动 装 置 运 动 简 图图 2-1 传动装置运动简图这一功
26、率由电动机带动减速器来实现，则由电动机至传动链的传动总效率为，即有：a（2-4213451）其中 分别为每一传动副的传动效率，分别为：2345,带传动： =0.951滚动轴承： =0.982齿轮传动： = 0.98 （齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率）3联轴器： = 0.99 （凸缘联轴器）4链传动： = 0.9158则有 421345a420.980.9.091.758所以 （2-7108wdaPKw2）2.1.3 确定电动机转速根据所选链及链轮可确定主动齿轮轴的工作转速为： （2-10203.159/min7.8Vnrzp3）按表推荐的传动比的合理范围。取 V 带传动的传动比： 124;
27、i二级圆柱齿轮减速器的传动比： 80;i则传动比的合理范围为： 6ai故电动机转速的可选范围为： (160)23.159(70.435.)/mindani r由于动作过程中电动机需要经常改变方向，所以需要选择可以反转的电动机，根据容量和转速，选择“YBD 系列隔爆型三相异步电动机” 。其主要性能如表 2-1：表 2-1 电动机性能表型号 额定功率（Kw）电压(V)电流(A)同步转速(rmin)效率(%)功率因数cos最 大 转 矩额 定 转 矩YBD-280M-6 55 380 104.8 1000 90 0.87 202.2 传动参数的计算2.2.1 计算总传动比YBD-280M-6 型电动
28、机总传动比： （2-0143.802.59ani4）分配传动装置传动比由公式 （2-0aii资料95）式中 , 分别为带传动和减速器的传动比，为使 V 带传动的外廓尺寸不至于过0i大，故初取： =3.00i则减速器传动比为 043.18.9ai2.2.2 分配减速器的各级传动比按展开式布置，考虑润滑条件，两极大齿轮应有近似的浸油深度(即使两个大齿轮直径相近)，可由机械设计课程指导书图 12 展开式曲线查得有=4.5551i则 214.39.165i传动装置各轴的运动及运动参数：为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） ，将传动装置各轴有高速至低速依次定为：轴，轴，轴，轴。i
29、为相邻轴间的传动比；为相邻两轴间的传动效率；为相邻的输入功率（kw）PT 为各轴的输入转矩（Nm）n 为各轴的转速。则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到个轴的运动和动力参数：各轴转速 -电动机同步转速0-电动机至工作轴的传动比i=1000 rmin0nI 轴： 013.minnri轴： 2.7.259i4i轴： 23183/in6nri10IV 轴: 23.18/minnrIV 各轴输入功率： 43.97dpkw轴: 0143.97.541.72dPkw轴： 20890.8 轴： 335k IV 轴: 859PkwIV 各轴输入转矩：（2-043.7195/ .9230ddTnNm6）
30、轴 ./956.780IP轴 401052973.ITn轴 / .8II NmIV 轴 158.62INmIV数据归纳为下表 2-2：表 2-2 传动装置各轴运动参数名称 输入功率 P(KW) 输入转矩 T(Nm) 转速N(r/min)传动比 i 效率 电动机 43.971 419.923 10003.0 0.95轴 41.772 1196.780 333.334.555 0.96轴 40.118 5229.759 73.2593.16 0.96轴 38.529 15871.628 23.159IV 轴 38.529 15871.628 23.159 1 0.96资料113 传动装置的设计3.
31、1 带传动的设计已知电动机的型号为 YBD-280M-6额定功率： 55KW同步转速 ： 1000r/min0n带传动比 i： 3.0一天运转时间： 24 小时3.1.1 确定计算功率查表有 1.4AK计算功率为： （3-1）1.457caAPkw3.1.2 选取窄 V 带的带型根据 和小带轮转速 n 确定用窄 V 带带型。由于窄 V 带能ca10minr承受较大的预紧力，故根据机械设计第七版图 8-9 选用 SPB 型窄 V 带。由机械设计表 8-3 和表 8-7 取主动轮基准直径为 =224mm1d则 210ddi32467选取标准值： =710mm23.1.3 验算 V 带的速度由公式
32、（3-13.410.723/606dnv ms2）带速在 535m/s 范围内，带速合适。3.1.4 确定 V 带基准长度和中心距根据公式 （3-121200.7()()dda3）有 0.(24)(47)即 065816a12初取 a0=1000mm由公式 （3-21120 0()2()4dddLa4） 23.4(7)210()35.49410d m取基准长度带长 mm50dL计算实际中心距 a（3-032.49110.2852da5）3.1.5 带轮包角 （3-211 710248057.3857.312.49.doo ooa6）则主动轮上的包角合适。13.1.6 计算 V 带根数（3-0(
33、)caLPzK7）根据 ， ，查机械设计第七版表 8-5c 和表 8-5d 1/minnr124d得：=8.97， =0.80P0根据 ，查机械设计第七版表 8-8，得：152.49oK根据 =3550mm，查表 8-2，得： =1.00dLLK则将上述数据代入可得， 78.52(8.90).21.0z资料13取整值 Z=9 根3.2 带轮的设计3.2.1 计算预紧力 0F由公式 （3-205.(1)caPqvzvK8）查表 8-4 得 q=0.020kg/m 20572.5(1)07364.0731.39FN应使带的实际初拉力大于 。F对于新安装的 V 带，初拉力 1.5 ，运转后为 1.3
34、 。00F3.2.2 作用在轴上的压轴力 p（3-10 152.492sin2964.073sin01.6opFz N9）3.2.3 带轮宽度 （3-128192.517Bzef m10），14dm270d带轮用铸造的方法制造，选用钢材 HT=100.3.3 齿轮传动的设计3.3.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）一般抽油机齿轮传动采用双圆弧齿轮传动；（2）选用齿轮精度等级为 8-8-7JB4021-85；（3）选择齿轮材料小齿轮材料： ，调质， 。237SiMnoV12803HB大齿轮材料： ，调质， 。5ZG47用硬度下限值查抽油机 （石油工业出版社）图 5-12 和图 5-18
35、，取调质14合金钢区域图的中间值得疲劳极限小齿轮 大齿轮2lim1870HN 2lim2805HNli5F liF3.3.2 初步确定主要传动啮合参数 高速级（人字形齿轮）已知 =4.555，hi初选 18Z则 2 24.518.9,8hi Z取16u暂取 则半齿宽上的轴向重合度为30,.2,oa（3-1()tnaZ11）= 0.25(8)ta302.97o在推荐范围内，故取 =2.297， =0.2972,按抽油机接触疲劳强度设计式（5-11）初定模数：（3-11132.9()()2EuAVHzn LHpZTKm12）对分流式布置的人字形齿轮，按单侧斜齿传递一半扭矩计算，取小齿轮 的名1Z义
36、转矩为（3-610.5.158704.39.25970Ti Nm13）其中 T为输出轴转矩， i 为减速器总传动比， 为减速箱总传动效率。(1)20.5(461)20.9da查抽油机图 5-7， =0.72 时， =1.09（非对称布置，轴刚性小）d1K资料15取 =1.5，暂取 =1.05AKV按齿轮组精度为 7 级，取 =1.39HzK由抽油机图 5-8，当 =0.297， 时，查得 =0.1730oK由抽油机表 5-4 得 =31.27EZ2.7()Nm由抽油机图 5-9，按 u=4.556，查得 =1.058uZ由抽油机图 5-10，按 ，查得 =0.665。30o暂取 =1， =1，
37、 =1ZLVZ取 lim1,.NHS则 （3-2li lim8701.369.pNLVHSNm14）（3-22lim2li5.1.HpNLVZ15） 1 13 2.959701.5.089.27058.6( )()27n=4.044mm取第一系列标准模数， =5mmnm初定主要传动参数： 12()5(82).675coscos30nmZA取中心距 A=300mm12()()s .83n则 =33.5573=33331cos518cos.5710.4in2.9in36527odmZmb取 b=65mm（单侧齿宽）（2）低速级（人字齿轮）16低速级传动比 14.3956.19lhi初选 ，则30Z
38、047liZ则取整为 =95，则4 .u暂取 26,.,oa34()tn2aZ0.95a6.3o在推荐范围内，故取 =2.33，261.8713.T0.9Nm=d024()25由抽油机图 5-7 按 =0.5 和 ，查得 （非对称布置，轴d26o1.0625LK刚性小）由抽油机图 5-9,按 u=3.167 查得 =1.077uZ由抽油机图 5-10，按 查得 =0.622426o由抽油机图 5-8，按 =0.33，查得 =0.20K代入接触强度设计式初定模数： 1 13 2.9260931.50.625.9.270.64( )()nm=5.099mm，取标准模数 =6mmnm初定主要传动参数
39、： 34()6(3095)417.262coscosnZA中心距取整得 A=420mm34()()s 0.892nm=26.77=26463cos63047ndZm资料17sin2.36sin2.79.5obmm则取 b=97mm（半人字齿宽）3.3.3 校核齿根弯曲疲劳强度（高速级） 按抽油机校核式（5-13）计算齿根弯曲疲劳应力（3-0.861 2.581()2EuFndAVlFzFYTKZm16）实际总传动比 3.64.397hli考虑到两侧齿轮对中性的加工误差，故在校核计算时，单侧齿轮名义转矩按 0.6算，即1T60.6.158704.39.271340.i Nm小齿轮转速 23inn
40、r1 .6.85vd s由抽油机图 5-6,7 级精度，得1.036580.2VdKb由抽油机图 5-7，按非对称布置，轴刚性小查得 （软齿面）1.075lK实际重合度 sinsin3.5728onm由 和 =33.5573 从抽油机图 5-8 查得0.287 .4取 15,AFzK由抽油机图 5-9，按 u=4.556，查得 1.028uY由抽油机表 5-4 查得 .42.073()EYNm由抽油机图 5-10 查得 86331cos1(.)1.4VZ22018按 由图 5-15 查得 12,VZ12.03,1.85FFY未修端，由图 5-16 查得 End0.861 2.587340.5.
41、77.0631.( )2141F.Nm2221.8503.39FFYNm由于抽油机齿轮减速器，其应力循环次数 比齿根弯曲疲劳循环基数 ，c 6310故取 。1NY由抽油机表 5-20，查得 0.96XYlim11 lim5201.2.41.83FNXFS Sli22 li.968FXFY弯曲强度的最小安全系数，取值范围为 ，要求一般可limFS lim1.68FS靠度时取下限值，高可靠度时取上限值。从校核计算可知，小齿轮弯曲强度比大齿轮低，但两者都超过了高可靠度安全系数，弯曲强度储备有富裕。3.3.4 校核齿面接触疲劳强度（高速级）用校核式（5-20）计算齿面疲劳应力：（3-17）0.7311
42、2.19()2EuAVHzHnZTKm前面已选定 及 等系数。1,1,AVzEuK由 算得20.27(sinco)Z 0.691Z由 及 ，从图抽油机5-11 查得123.4,.8VV5nm，则0975096712.().(0.967).82ZZ资料190.732.1971340.51.391.580685( )24H=451.22 2Nm由抽油机图 5-13，采用 200 号极压工业齿轮油润滑，当，250ovs查得 1.9LZtan.85tan3.72.84ogv ms由抽油机图 5-14，按 ，查得gv0.85VZ则 1lim1 lim01.91261.3HNVLH HSZ S2li2 l
43、i85.4.7安全。由计算可知，小齿轮的接触疲劳强度比大齿轮高。3.3.5 承载能力计算（高速级）（1） 由许用接触应力决定承载能力取 lim.3HS 21li1lim8701.9851.364.7PNVLHZS Nm2lim2li59H（3-12310.7311()HpnAVHzEuKTZ 18）3 10.7320.45859.34( ).5391.270682518Nm则换算到输出轴的承载能力为 310.6.43.95.49.7.Ti Nmk（2）由许用弯曲应力决定的承载能力取 lim.FS 21li1min5201.9631PNxFY2022lim2in501.9630FPNxFYSNm
44、（3-30.811()FPnAVFzEundKZTY19）3 10.8620.451830( )1.912.0726.386.Nm则换算到输出轴的承载能力为 31.413970.250.6419246Ti Nmk3.3.6 低速级齿轮疲劳强度校核计算过程从略，仅给出结果。（1）齿面接触疲劳强度校核3min41.781.360HHSS安全。（2）齿根弯曲疲劳强度校核 3min42.0961.81FFSS安全。3.3.7 主要参数几何尺寸计算 表 3-1 齿轮几何参数汇总表资料213.4 轴的设计根据工作条件，初选轴的材料为 40Cr，调质处理，按照扭转强度法进行最小直径估算，即 。初算轴径时，若
45、最小轴段开有键槽，还要考虑键3min0PdA槽对轴段强度的影响。对直径 d100mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大 3%；有两个键槽时，应增大 7%。对直径 d 100mm 的轴，有一个键槽，轴径增大5%7%；有两个键槽时，应增大 10%15%。3.4.1 轴的设计及相关键的设计（1）高速轴的材料选用 40Cr 调质，硬度 241286HBS。查机械设计 （第七版）表 15-3 得 0111,4.72,3.minAPkWnr由公式 可得3min0PdA31min4.725.dm因为高速轴为外伸轴，且最小轴径处需要安装带轮，需开一键槽，名称 高速级 低速级 计算式齿数 Z , 182Z340,9
46、5Z模数 nmmm5nmmm6nm当量模数 t 6.0t .7t costnm螺旋角 =3333 =2646传动比 i i=4.556 i=3.159分度圆直径d1208.4,97dm3420.7,65dmcosndZ中心距 A A=300mm A=421mm 12()A齿顶圆直径 ad128.04,597adm3421.7,65ad*aandhm齿根圆直径 f 12.,46fd348.,2fmd*2ffn齿宽 b127,5bm3410,97bsinbm22则 1mini(7%)50.421.753.4d m取 i5由此依次设计轴的轴径（由带轮端向箱体内）为 60mm70mm80mm齿轮轴80mm70mm。（2）装带轮的轮毂设计取毂长为 =11(.52)Ld(.52)60(9120)Lm（3）轴上键的设计查机械零件手册取键长 L=100mm，采用圆头普通平键 A 型，并得键的尺寸为 bh=1811mm，轴槽深度 mm，轮毂深度 mm0.27t 0.214t由于齿轮轴的直径与齿轮的分度圆直径相差不大，所以将齿轮与轴做成一体，称之为齿轮轴。3.4.2 轴的设计及相关键的设计（1）轴材料选用 40Cr 调质，硬度 241286HBS查机械设计 （第七版）表 15-3 得 022218,40.1,73.18minAPkWnr由公式 ，可得3min0PdA32min397dm因为中间
