1、前 言链条抽油机是我国首创的一种性能优良、结构新颖的新型抽油机，较其它类型的抽油机有许多无可比拟的优点，如体积小，重量轻，耗能少，冲次低，冲程长，悬点加速度变化小，减速器扭矩小和易于安装等，特别适合于稠油、高凝油和深层油的开采。对游梁式抽油机进行增大行程的改进设计时，存在着造价高，外形尺寸大，使用中消耗功率多等问题。按照采油工艺的要求，国内外都在研制长冲程，大载荷，低冲次，高效节能的抽油机。其中链条抽油机具有结构简单，质量轻，耗能少，冲次低，冲程长，悬点加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳，减速器额定扭矩小和易于安装等特点本文阐述了一种新型的链条抽油机，利用增大转角机构原理、滑轮组增倍原理对现有
2、抽油机进行了改进，对改进部分进行详细的设计，对零部件进行必要的强度校核。改进后的抽油机具有结构简单、质量轻、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、易于安装、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。目录1 绪论 11.1 选题的目的与意义 11.2 发展的趋势 .11.3 本课题主要讨论的问题 .12 总体方案确定 22.1 方案确定 .22.2 结构和工作原理 .23 传动装置设计 33.1 带、减速器设计 .33.1.1 V 带设计 .43.1.2 减速器设计 .53.1.3 减速器轴计算及轴承选择 .123.1.
3、4 减速器轴的校核 .143.2 四杆机构设计 .153.2.1 四杆机构尺寸计算 .153.2.2 曲柄的设计 .153.2.3 连杆的设计 .164 桁架和底座设计 .174.1 底座设计 .174.2 桁架设计 .174.3 桁架悬出部分的强度校核 184.4 链轮传动装置设计 .194.4.1 材料的选择 .194.4.2 齿数的确定 .194.4.3 当量的单排链的计算功率 .194.4.4 链条的型号和节距的确定 .194.4.5 中心距、链节数的计算 .194.4.6 链轮各个尺寸的计算 .204.4.7 具体结构的设计图 .204.5 滑轮设计 .214.5.1 滑轮设计 .2
4、14.6 支承座设计 .224.6.1 材料的选取 .224.6.2 具体结构和尺寸的设计 .224.7 增设失载保护装置 .23小结 .25致 谢 26参考文献 .27塔里木大学毕业设计11 绪论1.1 选题的目的与意义随着油田开发的转移，我国大多数油田都已进入开发的中后期，逐渐丧失自喷能力，基本上已从自喷转入机采。80 年代初，我国拥有机采油井 2 万口，占油井总数的 57.3%，机采原油产量占总产量的 27%。到 80 年代末，我国拥有机采油井 3 万口，占油井总数的 85%，机采原油产量占总产量的 80%。在这些机采油井中，采用抽油机有杆式抽油占 90%，采用电潜泵、水力活塞泵、射流泵
5、、气举等其他无杆式抽油占 10%。随着油田进一步开发，机采油井的比重将进一步加大，其中主要采用有杆式抽油。由此可见，抽油机在石油工业中具有举足轻重、非同小可的重要地位。抽油机的产生和使用由来已久，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，它结构简单、易损件少、可靠性高、耐久性好，操作维修方便。但是，在开采稠油、高凝油、深层油、特别是高含水油田时，使用常规游梁式抽油机已无法实现更经济、有效地开采。对游梁式抽油机进行增大行程的改进设计时，存在着造价高，外形尺寸大，使用中消耗功率多等问题。按照采油工艺的要求， 国内外都在研制长冲程，大载荷，低冲次， 高效节能的抽油机 。其中链条抽油机
6、具有结构简单，质量轻，耗能少，冲次低，冲程长，悬点加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳，减速器额定扭矩小和易于安装，设计改进发展空间大等特点，得到了普遍发展。1.2 发展的趋势抽油机的产生和使用由来已久，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
7、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。从此开始自行设计，研究制造国产抽油机，逐步实现国产化，不仅满足自给，而且还部分出口，目前，我国已有兰州石油机械厂、兰州通用石油机械厂、宝鸡石油机械厂、第二石油机械厂、等 30 多家抽油机制造厂，年生产抽油机上万台，兰州石油机械厂、兰州通用石油机械厂、宝鸡石油机械厂、第二石油机械厂等厂家先后获得 API商标使用许可证，抽油机出口美国，从而使国产抽油机打入国际市场，跻身于世界先进行列。现有技术所提供的抽油机，主要有游梁式抽油机、异型抽油机、链条式抽油机等，其中游梁式抽油机是我国使用最早，用量最大的一种类型，它具有结构简单，运行可靠
8、，使用寿命最长，维护方便等优点，它的不足之处在于驴头尺寸过大，因而自重大，能耗高，冲程短，随着油田开发的转移,我国大多数油田都已进入开发的中后期油井普遍出现稠油、高凝油、深层油、特别是高含水油田时，使用常规游梁式抽油机已无法实现更经济、有效地开采。对游梁式抽油机进行增大行程的改进设计时，存在着造价高，外形尺寸大等缺点。因此，国内外都在研制长冲程，大载荷，低冲次， 高效节能的抽油机。其中链条抽油机以其结构简单，质量轻，耗能少，冲次低， 冲程长，悬点加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳、减速器额定扭矩小、易于安装，设计改进和发展空间大等诸多优点，受到各国研究者的亲眯，得到了普遍发展。1.3 本课题主
9、要讨论的问题本次设计利用增大转角机构原理，改进抽油机的设计，从而达到整机结构合理、悬点载荷大、冲程长、冲次少，减速机输出扭矩小，重量轻，动力传动系统带动链轮传动装置往复运动，同时复动增距滑轮组随之往复运动，利用滑轮组的增倍原理和动力传动系统实现复动增距动力消耗与同类机型相比降低 10%，维护使用方便，满足抽油机一年 365 天连续工作的目的,结合实际，解决具体生产问题。抽油机的工作性能指标包括悬点载荷、冲程、冲次、减速机扭矩、单井井口产量等技术参数。随着油田不断开发，油井含水比不断增大，泵挂深度不断增加，动液面不断下降，势必引起悬点负荷增大，同时引起减速器扭矩的增大，泵径、冲程、冲次也要根据工
10、况的变化而经常调节。抽油机常年连续运转，工况复杂多变，加之无人监护，管理不便，因而要求其工作必须可靠。对于油矿设备来说，可靠性是最重要的技术指标，抽油机发生故障将会造成停产待修、油井破坏等重大事故和严重经济损失。加之游梁式抽油机改进设计诸多不利因素，针对上述实际情况，本次设计链条抽油机改进方案是符合实际需求的。塔里木大学毕业设计22 总体方案确定2.1 方案确定本次设计利用增大转角机构原理，改进抽油机的设计，从而达到整机结构合理、悬点载荷大、冲程长、冲次少，减速机输出扭矩小，重量轻，动力传动系统带动链轮传动装置往复运动，同时复动增距滑轮组随之往复运动，利用滑轮组的增倍原理和动力传动系统实现复动
11、增距。改进费用，动力消耗低于游梁式抽油机，且维护方便。通过这次改进设计，使链条抽油机能够在较为苛刻的环境下良好的工作，满足抽油机一年 365 天无人看守、连续工作的目的，适应的工作范围面更宽。因此本方改进案符合实际需求。2.2 结构和工作原理(1)、结构草图如图 2.1 及图 2.2：图 2.1 总装草图 主视图塔里木大学毕业设计3图 2.2 总装草图 侧视图1.底座 2.电机 3.大带轮 4.减速器 5.曲柄 6.连杆 7.重力平衡块 8.链条9.大链轮 10.小链轮 11.小滑轮 12.定位轮机构 13.轴承 1 14.悬架 15.推杆机构 16.抽油杆 17.桁架 18.轴承 2 19.
12、小带轮(2)、工作原理如上两图所示，当悬绳器处在最低位置时，重力平衡机构 7 尾部处在上摆角的最高位置，浮动增距滑轮组和拉杆及平衡块处在最高位置，曲柄连杆机构处在上支点换向位置，此时，各部件储存的势能最大，开启电机 2 动力经带轮传动机构 3、减速器 4 带动曲柄连杆机构 6 逆时针转动，各部件储存的势能变为动能做功，曲柄连杆机构 6 中的连杆牵动横轴 17 带动重力平衡块 7 绕着主轴承座转动下行，传动链条 8 在重力平衡块 7 的拉动下带动天轮机构 13 中的小直径滑轮逆时针缠绕传动钢丝绳 8，再由小链轮 11 带动轴转动而使大链轮跟着转动同时由大链轮 9 带动小链轮 10转动。此时，小链
13、轮带动轴转动，通过定位滑轮 14 牵拉悬绳器带动抽油杆 16 上行抽油，当重力平衡块 7 带动复动增距滑轮组和拉杆下行到最低位置时，曲柄连杆机构 6 逆时针旋转至下止点换向位置，各部件储存的势能降到最小，悬绳器带动抽油杆 16 上行至最高位置，抽油工作行程结束，电动机 2 继续运行，通过前述的动力传动系统带动曲柄 5 继续逆时针转动，曲柄连杆机构转过下止点换向位置，通过曲柄连杆机构 6 中的连杆推动横梁 17 和重力平衡块 7 向上移动，这时通过抽油杆 16 的惯性作用带动定位轮 12 顺时针旋转，同时通过小链轮 10 带动大链轮 9 从而使小链轮11 顺时针旋转，此时各部件将动能转变为势能储
14、存起来，同时与悬绳器相连的抽油杆 16 从最高位置下落，将重力势能转化为动能对传动部件做功，曲柄连杆机构到达止点的换向位置，抽油机空载行程结束，电动机 2 连续运转，动力传动系统带动曲柄 6 继续逆时针转动。曲柄连杆机构转过上止点换向位置，连杆 6 牵拉横轴 17 和重力平衡块 7 带动复动增距滑轮组和拉杆绕着主轴承座转动下行，开始下一个抽油工作循环。3 传动装置设计3.1 带、减速器设计带传动是一种挠性传动。基本组成零件为带轮（主动轮和从动轮）和传动带，具有结构简单、塔里木大学毕业设计4传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点。本次设计带传动是把电机的转速通过一定的传动比传给减速器，实现电机与减速
15、器通过带间接连接起来。选电机的型号 Y200L-8，查表的kwprnn15min,/730i,/750r 满 载，设计抽油杆的冲次 15i次 /min3.1.1 V 带设计1、传动比的确定查表得带得传动比一般推荐 2i.本次设计取 3.2i查表得 98096.095.0轴 承减 速 器带 ， 则减速器的输入转速 172.15min3.nri满 载带减速器的总的降速比 14.6i满 载总 带2、皮带确定查表得 6.1AK则电动机的计算功率 kw25.6PAC（1）带型号选择-查表得选择 V 带的型号为 C 型查表得初选小带轮的直径为 md01则大带轮的直径 mi56028.12带（2）带速计算
16、snv /4.734306带查表得符合推荐值 5/s范围故合适（3）中心距及带长计算 ）（）（ 210217. dad（3.1）则带入数据有 ma12230初取 a10（3.2）0212104)()(aaddLmd 96.34)(20210 查表得取 mLd315（3.3）0dLa则实际中心距 m2.978中心距变换范围 Lad5.1min043.x（4）带包角的验算塔里木大学毕业设计5 47.135.)(18021ad符合 范 围15021（5）V 带根数的确定查表得 97.0,8.,65.0,8.3P0 LKkwk则根数2)(0LCKZ取 根4Z(6）初拉力得计算由机械设计P149 表 8
17、-3 的 mkgq/30.则NvZPC29)5.2(F2min0）（实际 ）（ min0F(7)压轴力的计算 F2.546sin)(m0P(min) (8)小带轮尺寸设计查表得电机 Y200L-8 输出轴的直径.3015D，长度 E10键槽的宽 mF16，49G,则键槽的高度= 6495.查表得带和轮连接时的各个参数(9)选带轮的材料为 Q235,小带轮零件图如图 3-1：图 3-1 小带轮零件图3.1.2 减速器设计I 级齿轮传动设计(1)传动比计算 24.371ii总查表得 总5.本次设计取系数为 1.4 则塔里木大学毕业设计6,16.52.74.31ii 总，(2)功率、转速计算 min
18、/.0,5.9.051rnkwP有设计要求可得齿轮的转速不高，故选择八级精度。(3)齿轮材料的选择选择小齿轮的材料为 Cr4，硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 号钢，硬度为 240HBS，两者相差 40HBS(4)齿数的选择选小齿轮的齿数为 137.8.29Z19,Z2则 大 齿 轮 的 齿 数取 1372(5)齿轮具体的设计初选螺旋角 4，载荷系数 3.tK，查表得选齿宽系数 1d，查表得选区域系数 4.2HZ。查表得材料的弹性影响系数 218.9MPaE查表得 7.,1,78.0121 则小齿轮的转距mNnT 5515 10.2.6040.9查表得小齿轮的接触疲劳强度 aH1li
19、m大齿轮的接触疲劳强度 P2li应力循环次数(3.4)hjLnN160次小 91 1037.65247.60 hjLn次大 8913i查表得接触疲劳寿命系数 0,95.2HNHNK取失效概率 10，安全系数 S（3.5）SlimMPaHNH 57019.601li1K.32lim22HH.571小齿轮的分度圆直径(3.6)3 2EHt )Z(u1T2d小塔里木大学毕业设计7m7.84)75.13289(2.78.10523)Z(u1T2K53 2EHt d小计算圆周速度 v smn/16.607.4.106d小计算齿宽 b 及模数 ntmbd.8.小Znt 3419cos74cos1小齿高 m
20、hnt 3.9.425.宽高比71.83.9b查表得使用系数 AK， sv/8.8 级精度查表得得 .V 则纵向重合度 51.4tan193.0tanZ10d查表得 4.FH， H， 6.FK则载荷系数 2.3.5VA则校合分度圆直径 m07.13.2678K3t1 小小 d计算模数 Z8.59cosm1n小齿跟弯曲强度设计动载系数 14.36.1.1 FVA纵向重合度 5. 查表得螺旋角影响系数 8.0Y则当量齿数2.14cos9331ZV 1.504cos3732ZV查表得取齿型系数得 .,76.1FaFaY查表得应力校合系数 8152SS计算大小齿轮的 aFY查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极
21、限 MPaFE01大齿轮的弯曲疲劳强度极限 432查表得取疲劳寿命系数 95.,9.1NFNK取弯曲疲劳安全系数 35.1S塔里木大学毕业设计8则MPaSKFENF 148.35.1094192622小齿轮01.48.361FSaY大齿轮3.592.072大齿轮的数值大则设计模数 m80.31.87.199.05.243cos2521 FSaadn YZTKm对计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，为了符合两者取 5.4n，就可以满足强度，但为了同是满足强度，取分度圆直径 7.15小d则.245.071mcos1小dZ取 2，则 817312iZ取 1732Z
22、则中心距 m450.459.0)734(cos)(1 圆 整 后 为an按圆整后的中心距修正螺旋角 9.12.)(2)(r1 amZn变化不大不需要修改，则大齿轮的分度圆直径为 dn58.0cos2大(6)齿轮几何要素的尺寸计算查表得得大齿轮的齿顶圆直径为 m58.1.4258.02hdaa 大齿轮的齿根圆直径为 793-ffm.1小小齿轮的齿顶圆直径为 0.24hdaa小齿轮的齿根圆直径为 83-ff则小齿轮的宽度为 mbd 7.15.小取 mB15小塔里木大学毕业设计9大齿轮的宽度为 mB105-小大（7）小齿轮的具体结构和尺寸如图 3-2图 3-2 小齿轮零件图II 级齿轮传动设计(1)
23、传动比的分配 16.52i(2)功率和转速的计算 13.82kw0.9751P2 min/1.362.70rn由设计要求可得齿轮的转速不高，故选择八级精度。(3)齿轮材料的选择选择小齿轮的材料为 40Cr，硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 号钢，硬度为 240HBS，两者相差 40HBS(4)齿数的选择初选小齿轮的齿数为 23Z1则大齿轮的齿数 18.65.23Z取 19Z2(5)齿轮具体的设计初选螺旋角 4，载荷系数 .tK，查表得选齿宽系数 1d，查表得选区域系数 43.2HZ。查表得材料的弹性影响系数 218.9MPaE查表得得 7.,1,78.021 小齿轮的转距mNnT 6
24、515 105.31.3609查表得得小齿轮的接触疲劳强度 aHlim大齿轮的接触疲劳强度 P2应力循环次数 次小 81 109.36541.3606 hjLnN次大 78219i塔里木大学毕业设计10查表得取接触疲劳寿命系数 98.0,6.21HNHNK取失效概率 10，安全系数 S由式 10-12 得 MPa5761.1lim1 HNH 39802li22 .5761由式 a910得小齿轮的分度圆直径 m45.163)57.2819(6.87.1032)Z(uT2K363 EHt d小计算圆周速度 V smn/3.0.4506dv1 小计算齿宽不 b 及模数 ntmbd.16.3小Znt
25、892cos45cos14小齿高 mhnt .89.625.宽高比410.3b查表得使用系数 .AK， sv/3.8 级精度查表得得 2V 则纵向重合度 82.14tan231.0tanZ318.0d查表得 4FH， H， 7.FK则载荷系数 96.8.5VA则校合分度圆直径 m03.21.96.13K3t1 小小 d计算模数 Z7.95cosm1n小齿跟弯曲强度设计动载系数 93.2.1402.1 FVA由纵向重合度 82. 查表得螺旋角影响系数 .Y则当量齿数27.514cos331ZV塔里木大学毕业设计117.1304cos932ZV查表得取齿型系数得 17.,6.1FaFaY查取应力校
26、合系数 852SS计算大小齿轮的 aF查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 432查表得疲劳寿命系数 9.,9.1NFNK取弯曲疲劳安全系数 3S PaFE148.35.101 MSNF 926922小齿轮0.148.35961FSaY大齿轮13.2.72大齿轮的数值大则设计模数 m.21603.82.1397.065.92cos3 2321 FSaadn YZYTKm对计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，为了符合两者取 7n，就可以满足强度，但为了同是满足强度，取分度圆直径 03.5小d则64.79.04516mcos1
27、小dZ取 23，则 812312iZ取 192Z则中心距 m57.59.0)(cos)(1 圆 整 后 为an按圆整后的中心距修正螺旋角 90.132)3(2)(r1 amZn变化不大不需要修改，则大齿轮的分度圆直径为 Zdn83cos2大(6)齿轮几何要素的尺寸计算查表得大齿轮的齿顶圆直径为塔里木大学毕业设计12m84723hdaa 大齿轮的齿根圆直径为 5.1.82-ff 0.15小小齿轮的齿顶圆直径为 3.9hdaa小齿轮的齿根圆直径为 m72-ff则小齿轮的宽度为bd 0.215.1小取 B5小大齿轮的宽度为 -B小大3.1.3 减速器轴计算及轴承选择1、减速器轴径的计算轴径的初算 3
28、nPCd（3.7）其中 P 为轴所传递的功率,n 为轴的转速,C 可由机械设计课程设计P18 表 3-1 得出,本次设计取 10C。抽油机长期连续工作，减速器作为动力输出，所以对减速器轴的要求较高查表选轴的材料为20Cr，许用弯曲应力 ，剪切疲劳极限 弯曲疲劳极限MPa601Ma160屈服强度极限 抗拉强度极限 硬度 5662HBSa351S39PB4由 4.2kwP, min/7.21rnmd75.1.260413由 8.32, i/.62r86.9.32由 kw7.319.01P3, in/rmd14.7.1032、具体结构和尺寸的计算 根据前面带轮的宽度，减速器轴的宽度及轴承端盖厚度，及
29、各部分间隙可算得减速器一轴的长度 。mL56由计算的 ，取与减速器相连轴的直径为 d=42mm，为了满足轴向定位要求需要d75.41制出一轴肩查表可得 r=1.6mm,取安装轴处的直径 d=50mm，为了满足轴向定位要求需要制出一轴肩查表可得 r=1.6mm，则此时轴的直径为 d=56mm 为了方便定位在齿轮安装处需设计一轴肩查表得r=2mm，则安装齿轮处的直径降为 d=56mm，同样在安装轴承处设轴肩的高度 r=1.6，安装轴处的直径降为 d=50mm 具体设计如图 3-3塔里木大学毕业设计13图 3-3 减速器一轴零件图同样的方法可设计的轴二的具体尺寸和结构如如图 3-4：图 3-4 减速
30、器二轴零件图3、轴承的选取本次设计采用滚动轴承，滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支撑转动零件的。基本结构分为四部分：1、内圈 2、外圈 3、滚动体 4、保持架。由设计可知减速器轴承既承受轴向力，又承受径向力。查表得选择圆锥滚子轴承机构代号30000，塔里木大学毕业设计14由轴一支撑处的直径 md50选一轴选择轴承代号 30210 小径 md50大径m90D宽 T7.21由轴二支撑处的直径 8选二轴的轴承型号为 30216 小径 8大径41宽由轴三支撑处的直径 4选三轴的轴承型号为 30228 小径 14大径5宽 5.。4、键的选择本次设计减速器所使用的键全
31、部选用平键，由设计图可得轴一安装齿轮处的直径 d=56mm，查表可得键的基本尺寸 b=16mm，h=10mm，选长度 L=125mm.安装带轮处轴的直径为 d=42mm，查表可得键的基本尺寸 b=12mm，h=8mm，选长度 L=110mm。轴二安装齿轮处的轴径均为 d=86mm，查表可得键的基本尺寸 b=25mm，h=14mm，选长度分别为 L=160mm，L=90mm。3.1.4 减速器轴的校核减速器轴的校核，减速器共有三轴，我们着重对一轴进行校核。1、轴上的功率、转速、转矩的计算由上面的计算可知轴上的功率 kw5.214P，转速 min/71.2601rn转矩NT98902、齿轮上作用力
32、的计算由上面的计算可知齿轮的分度圆直径 d07.5则有53.9072Ftd, 34.86costanrF， NFt 04.26an式中n，143、轴的尺寸设计如上面4、轴上载荷的计算从轴的结构图以及弯矩和扭矩中可以看出 C 截面为轴的危险面现在将 C 处的数据列于表3.1：表 3-1载 荷 水平面 垂直面支反力 F N6.421NH961.072HF17.6NNVF 21.74VF弯矩M m53.1m30.9M42总弯矩.89.32 57617409.42扭矩T 5NT5、校核轴的强度轴单向转动扭转切应力为脉动循环变应力取 .查表得 paWTMa 2.45)(221c塔里木大学毕业设计15其中
33、 W 可查表得到查表 15-1 得 paM601 1c 因此轴是安全的。3.2 四杆机构设计3.2.1 四杆机构尺寸计算1、曲柄连杆机构的条件查表得曲柄连杆机构则杆长条件如下：(1)组成周转副的两杆中必有一杆为最短杆。(2)最短杆长度+最长杆长度 其余两杆的长度之和。取曲柄的长度为 L1=500mm，出设计其它的尺寸如图 3-5：图 3-52、转角的计算如上图所示L1 为曲柄原动件，S2C,S2D 分别为摇杆 L3 的两个极限位置出选择各个参数如图当四杆机构的 L1,L2 处在同一直线及 S1BD 在同一直线时则根据余弦公式 abc2cos其中 a ，b 为 相邻的边则有 2015320Qos
34、2140.65Q当四杆机构 L1,L2 重合时及 AS1C 在同一直线时则有 20158cos2259.82则曲杆 L3 的转角.769.-40.6Q2-10塔里木大学毕业设计16初选转角 80.76，如最后有不合适的地方，稍加以调整3.2.2 曲柄的设计由上面计算可得减速器三轴的直径为 d=136.14mm 取 d=140mm 曲柄的长度为 L=500mm,选曲柄的材料为 Q235A,具体结构和尺寸如如图 3-6图 3-6 曲柄零件图3.2.3 连杆的设计选连杆的材料为 Q235A，具体的结构和尺寸如图 3-7塔里木大学毕业设计17图 3-7 连杆零件图4 桁架和底座设计4.1 底座设计1、
35、材料选择底座一面固定在地面上，另一面是固定减速器和桁架的，通过底座来确保减速器与电机、桁架之间的距离，从而确定整个系统的运行。 所以底座的结构和所选的材料对整个系统是非常重要的。查表得选底座的材料为 Q235 的等边角钢和槽钢构成角钢号数 10，厚度为 d=12mm 宽度为b=100mm，取槽钢的型号为 20a 高度 H=200mm 宽度 b=70mm，根据前面减速器的宽度及长度,四杆机构可计算得底座的具体尺寸。2、具体结构和尺寸设计设计图 4.1 底座零件图塔里木大学毕业设计18图 4-1 底座4.2 桁架设计1、材料选择桁架固定在底座上。保证减速器与四杆机构、四杆机构与天轮、天轮与滑轮的尺
36、寸，几乎支撑整个系统的重量。本次设计桁架由不同的角钢焊接而成。查表得选角钢规格表分别选取桁架的材料 Q235 号角钢，角钢号数分别为 11、18、16 具体尺寸如下： 12 号钢尺寸 ，mrdmb12,12016 号钢尺寸 646，18 号钢尺寸 ,8，20 号钢尺寸 r8。根据曲柄连杆机、钢丝绳结构设计以及底座的尺寸得桁架的结构和尺寸如下2、具体结构和尺寸设计设计图如图 4-2塔里木大学毕业设计19图 4-2 桁架零件图4.3 桁架悬出部分的强度校核我国近几年现场使用的抽油机悬点载荷能力多为8O120kN，本次设计为100KN.现在对悬架进行校核。受力简化图如图4.3所示：图 4.3 悬架的
37、校核1 受力分析在水平方向有： sin45Fco21塔里木大学毕业设计20在竖直方向有： KN01sin45Fi21联合方程可得 .078.692 悬架进行校核选择角钢的得材料为 Q235 查表得角钢的许用应力 ，截面面积MPa20219.750cmA（4.1）AN a6.985109.75cmKN864-23故此悬架架是安全的。4.4 链轮传动装置设计4.4.1 材料的选择链轮机构是将四杆机构和天轮连接器来的重要部件，同时也是将四杆机构所传递动力通过钢丝链条传送给小链轮，从而完成整个系统的运作。链轮为传递动力的重要部件，对材料的要求较高。小链轮为主动轮，查表得选小链轮的材料为 20Cr，热处
38、理的方式渗碳、淬火、回火，处理后硬度 5060HBC,齿数 25Z大链轮为从动轮选择材料为 Q235,热处理的方式焊接后退火,热处理后的硬度为 140HBS4.4.2 齿数的确定已知传递的功率不大由查表得选择滚子链,链速 smv/1最大的传动比 8i本次设计取 0.3i因为小链轮的齿数 25Z1,取 91则大链轮的齿数 759Z2由四杆机构可得大轮的相对转速 min/N2r则小链轮的速度为 i/1r4.4.3 当量的单排链的计算功率PKZAC（4.2）查表得 4.1KA， 35.V选择三排链则 2P1.4kw0.98.6095P4.4.4 链条的型号和节距的确定根据 C和小链轮的转速 1N查表
39、得选择链的型号 40A查表可得链条的节距 m5.3p，滚子直径 md68.391排距 .571t，则可得链轮的宽度为 214.575Pt4.4.5 中心距、链节数的计算 a)03(0（4.3）为了使结构紧凑，本次设计取中心距 pa1905.63002102LapZZp （4.4）2.98L0p为了使得链条的过渡链接，将 0Lp圆整为 8p)(211fa（4.5）塔里木大学毕业设计21查表得 24.01f则链传动的最大中心距ma84.4.6 链轮各个尺寸的计算小链轮的尺寸查表可得分度圆直径 180sinzpd（4.6）md8.35齿顶圆直径 1axmin25.6.dpdz（4.7）am.3987
40、40xin齿根圆直径 1df（4.8）mdf12.346同理的大链轮的尺寸参数分度圆直径 7.5，齿顶圆直径mdam4.192xin，齿根圆直径 f0.3 4.4.7 具体结构的设计图小链轮图如如图 3.9 所示. 塔里木大学毕业设计22C1图 4-4 小链轮零件图大链轮图如图 4-5 A-A图 4-5 大链轮零件图4.5 滑轮设计4.5.1 滑轮设计1、材料的选择选择滑轮的材料为 HT2502、滑轮的具体设计取滑轮的直径 m50D3、滑轮轴承的选取塔里木大学毕业设计23由结构可得滑伦轴承主要承受轴向力，所以我们也选深沟球轴承,由机械设计P309 表 13-1 得结构代号为 60000，选轴承
41、的型号为 6036 内径 md180外径 280D宽 m4,4、滑轮轴的设计本次设计采用轴轮连体式，具体的尺寸和结构如图 4-6图 4-6 滑轮零件图4.6 支承座设计支承座分为上下两个部，主要是用来支撑轴承。本次设计共有三处使用：1、四杆机构处支撑大链轮 2、桁架上支撑天轮处 3、悬架支撑滑轮处。4.6.1 材料的选取因为支承座支撑轴承,故选择支承座的材料为 HT200，桁架两处的轮使用的轴承相同，都选轴承的型号为 6036，内径 md180外径 280D宽 m4,4.6.2 具体结构和尺寸的设计由上面轴承的选择可得出支撑座的内径为 280mm,具体的结构和尺寸如设计如图 4-7,4-8 所
42、示，支承座上塔里木大学毕业设计24图 4-7 轴承座上支承座下图 4-8 轴承座下4.7 增设失载保护装置为了防止光杆或钢丝绳断裂而引起重达6t的往返架主体突然下落，进而撞击破坏机架，设计塔里木大学毕业设计25了电磁式失载保护装置。当发生失载时，主电源即自动切断使重锤下落，实施刹车。待故障处理后，按下控制箱内的复位按钮，使重锤复位。4.8改善润滑系统润滑不充分是造成机器零部件过早磨损的主要原因。链条抽油机原有的润滑系统不能对换向机构实施润滑，致使换向机构早期磨损，并产生换向噪音，甚至影响换向机构正常运转。为此，重新设计润滑系统，增加对换向机构及导轨的润滑，可明显减轻机件的磨损，降低换向噪音，从
43、而提高了整机的使用寿命4.9气平衡改为重力平衡气平衡系统由于受磨损、漏气及其他因素的影响，使抽油机经常于不平衡状态下运转，从而导致整机过早损坏和可靠性变差。鉴于目前油田待修理的链条抽油机数量较多的状况，先从平衡原理上进行改进，采用较可靠的重力平衡代替气平衡，去掉平衡缸、平衡链轮和空气包，加固往返架主体，配挂放置平衡块的配重箱，最大平衡重达 6500kg。根据悬点载荷的不同，选择相应的重力平衡。塔里木大学毕业设计26小结1.本次设计利用增大转角机构原理，改进抽油机的设计，从而达到整机结构合理、悬点载荷大、冲程长、冲次少，减速机输出扭矩小，重量轻。2.动力传动系统带动链轮传动装置往复运动，同时复动
44、增距滑轮组随之往复运动，利用链轮轮组的增倍原理和动力传动系统实现复动增距动力消耗与同类机型相比降低 10%。3.维护使用方便，满足抽油机一年 365 天连续工作的目的,结合实际解决具体生产或社会实际问题。4.通过重力平衡机构可以使抽油杆在抽油和下行的过程中更加节省发动机的动力消耗。5.增加了过载保护，使得对抽油杆拉绳的突然断裂有了很好的防御方法。6.由于此次是本人第一次设计，所以因资历尚浅带来的一些技术性问题可能没有察觉，该设计的存在的问题我会不断地对其进行完善。塔里木大学毕业设计27参考文献1濮良贵 ，纪名刚.机械设计.第八版.高等教育出版设.2006.52何铭新 ，钱可强.机械制图.第五版
45、.高等教育出版社.2005.43陆玉.机械设计课程设计.第四版.机械工业出版社. 2008.64孙桓 ，陈作模 ，葛文杰.机械原理 .第七版. 高等教育出版社. 2006.5 5哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学(I).第六版.高等教育出版 2002.8 6白象忠.材料力学.科学出版社.2007.27 范钦珊 ，殷雅俊.材料力学.清华大学出版社.2004.98化 学 工 业 出 版 社 编 写 组 机械设计手册化学工业出版社. 1989 9卜炎机械传动装置设计手册机械工业出版社. 199410洪钟德简明机械设计手册同济大学出版社 199611 张连山.我国抽油机的发展趋势J.钻采工艺，1996，19（6）12 冯耀忠，李光，韩炜等.国外抽油技术的新发展J.石油机械，2000，28（10）13 张连山.也论抽油机应具备的基本性能J.石油机械，1995，23（11）14 张连山.我国有杆技术发展前景J.石油机械，1992，20（8）15 孔昭瑞.国内抽油机的发展趋向J.石油机械，1995，23（2）16 杜风华，李新华.胜利油田气平衡式链条抽油机技术改造J.钻采工艺，2002，2517 LCJ1250 链条抽油机平衡方式改造的实践J.石油机械，1999，26（6）塔里木大学毕业设计28
