鏈條式抽油機的設計

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附錄：英文翻譯 無級變速鏈的優(yōu)化 介紹 相對于傳統(tǒng)的手動或自動變速箱的普通齒輪，無級變速傳動是一個行之有效的替代品。他們可以在發(fā)動機最有效操作的范圍內(nèi)工作，在此范圍內(nèi)能夠同時提高性能和燃油經(jīng)濟性。 如圖1所示，無級變速鏈的傳動基本上由鏈條本身和兩對錐盤完成，分別具有一個固定的和可移動的滑輪軸?；営涉滖詈希準怯涉溄釉诎鍓K上的鉸鏈組成的。錐盤和鉸鏈末端的摩擦力轉化為動力。液壓執(zhí)行器向可移動的滑輪施加力。因此，在滑輪鏈的齒輪傳動比半徑可以調(diào)整和持續(xù)改變。 如今無級變速器必須滿足與普通齒輪高要求的競爭，因此無級變速器的某些動態(tài)性能的改善是巨大的。一個重要的方面是它可以通過減少軸承在滑輪處的振幅進而在給定頻域取得更小的齒輪噪音。另一個目標是盡量減少鏈環(huán)節(jié)中的最大拉伸力，增加鏈條壽命。另外，齒輪需要有更高的效率。鏈條的這些改進是由最佳參數(shù)的計算實現(xiàn)的，例如長度和鏈接的剛性，或搖臂腳關節(jié)的幾何形狀。 用于數(shù)值模擬的齒輪模型在第4章中進行了描述。對下一步的優(yōu)化問題進行了表述和分析，以找到一個合適的解決方法。第6部分涵蓋了優(yōu)化過程與實際執(zhí)行情況的說明。最后，通過對盡量減少無級變速器啟動噪聲問題的解決，討論了所引進的優(yōu)化環(huán)境的高度潛能。 CVT的建模與仿真 一個涵蓋所有無級變速器相關效果的精密的動力齒輪是最優(yōu)化齒輪的基礎。CVT的建模為一個多體系統(tǒng)，如圖2所示。它包含三個基本組件，滑輪組，鏈，和描述鏈和滑輪之間的連接的連接模型。每個滑輪設置有兩個自由度：一個圍繞滑輪軸轉動的自由度，和一個滑輪移動的轉換自由度。在這里，滑輪被認為是剛性的，模型的建立需要考慮彈性變形。驅動滑輪A是通過角速度ω驅動的，同時，外部扭矩M2作用于驅動滑輪B。傳動比是通過力Fp,1和Fp,2作用于移動滑輪來調(diào)整的。 在這項工作中，鏈的平面模型就足夠了。為了考慮引起多角度激振的離散結構鏈條，每個單獨的鏈接都注意到了。每個鏈接由一個無質量彈簧阻尼單元組成，代表連結板和連接兩個相鄰關節(jié)（剛度c，阻尼系數(shù)d）。一個質量為m的物體位于每個關節(jié)，是該搖桿引腳對質量以及對相鄰板塊上下半場各環(huán)節(jié)的質量組成。 該仿真模型的最后部分指搖臂之間的針腳和滑輪的兩端摩擦接觸。忽視其自己的動力，對搖桿引腳對可以建模為一個單一的，無質量彈簧作用完全垂直的模型飛機。圖3顯示了螺栓模型和力量的接觸面作用。為了推導接觸力，對螺栓彈簧力FB進行量化是有必要的。 這取決于長度lB和剛度cB,以及齒輪的表面距離s（如圖4）： 這些力的靜態(tài)平衡垂直于模型飛機，提供了一個正常的力條件方程?？紤]到公式（1）取決于鏈條鏈接和徑向摩擦力FRr的最小配合。 要確定作為正常的力函數(shù)的剩余摩擦力，一庫侖的摩擦法連續(xù)近似（圖4）用于其中，為在接觸的相對速度矢量： 在文獻［1］和［2］中可以找到模型的具體解說。 為進一步優(yōu)化討論的一個重要任務是對運動所產(chǎn)生的方程和數(shù)值模擬的屬性。如上所述，該模型包括與打開和關閉在模擬過程中摩擦力的接觸。 此外，微分方程是剛性的因為代表的彈簧板連接剛度。公式（4）的間斷式和剛度都造成高度的仿真倍數(shù)。 制定和優(yōu)化問題分析 在本節(jié)中的數(shù)學優(yōu)化問題是指定的，即當出現(xiàn)一個無級變速器進行優(yōu)化時。在此基礎上制定的數(shù)學算法的優(yōu)化選擇，這能夠有效地解決問題。一個目標功能 一個目標函數(shù)必須在給定優(yōu)化參數(shù)p的依賴定義，即量化的優(yōu)化目標。 完整的解決方案的初始值問題，這是在動力系統(tǒng)（4）基礎的一套，需要f的每一個評估。該數(shù)據(jù)被計算在一個等距網(wǎng)格，至于目標函數(shù)評價中使用的一些程序需要它，例如快速傅立葉變換。為了提供更靈活地選擇最優(yōu)化的目標，任意復雜的目標函數(shù)f必須為評估仿真數(shù)據(jù)所允許。如最小，最大，最小平均數(shù)甚至FFT（快速傅立葉變換）的操作均可使用，以及它們的組合。我們的目標是通過找到最優(yōu)參數(shù)p調(diào)整為每個組件的上限和下限而盡量減少f的目標函數(shù)。這導致了約束的優(yōu)化問題 當尋找一個方便的優(yōu)化算法，實際的問題必須根據(jù)以下兩個方面考慮分析：首先是目標函數(shù)的性質，其次在參數(shù)空間的限制。就手頭上的問題，約束是簡單的約束限制，這可以用梯度投影方法處理，見文獻[3]。事實上，困難在于目標函數(shù)。作為模擬耗時要為每個評估執(zhí)行，所需的方法，必須依靠盡可能少的功能評價研究。因此，遺傳算法是毫無疑問的。前調(diào)查表明，即使最優(yōu)化問題有關，而簡單的機械系統(tǒng)可以導致非光滑，有很多局部極小的目標函數(shù)，并可能取決于優(yōu)化參數(shù)。一個機械問題可能的優(yōu)化表面可能形如圖5之一。 這種最壞的情況已經(jīng)可以預料的。另一個問題是來自一個事實，一個相當大的仿真模型在綜合目標函數(shù)f的對數(shù)值積分過程無保留的輸出。如前所述模擬任意的數(shù)據(jù)處理方法都必須接受。對于這樣一個問題的優(yōu)化算法IFFCO似乎非常合適。這是一個隱式過濾與綁定約束問題的方法實現(xiàn)。隱式過濾的基本思想是利用近似的梯度遞增的序列差異，當?shù)氖找鏈p少時具有相當大的價值，而不是一開始非常小的增量。這提供了不卡在第一個最低位置，但當增量減少時，能夠達到最低位置的機會。在文獻[3]中對隱式過濾進行了詳細的介紹。這個實現(xiàn)的一個重要特征就是，由中央差異梯度近似平行的手段為整個優(yōu)化過程的計算時間顯著減少。 優(yōu)化過程 在本節(jié)中的無級變速器和優(yōu)化算法的仿真模型相結合，構成了無級變速器所需的優(yōu)化工具。對其實際執(zhí)行方面進行討論。首先，一些額外的組件和功能都必須提供。對于一個復雜的優(yōu)化目標更順利的實施，目標是開發(fā)函數(shù)庫。它包含幾個目標函數(shù)的原型（表1），可直接使用或混合使用，以評估目標函數(shù)。 一流的目標函數(shù)計算目標函數(shù)值f（p）直接從仿真結果，從而維護之間的模擬和優(yōu)化算法接口。模擬程序的一個擴展是必要的，即該參數(shù)p，其中敘述了經(jīng)過優(yōu)化的屬性，可以從外部變化的模擬。進一步的功能返回所需的值，例如在某些力的組成部分，必須建立。數(shù)值模擬無級變速的結合，優(yōu)化算法和目標函數(shù)庫是優(yōu)化無級變速器的有力工具。圖6說明了該工具的組件的交互。主進程是優(yōu)化算法。每當評價必要時它就調(diào)用無級變速器模擬并傳遞函數(shù)參數(shù)p。用這個參數(shù)設置一個完全仿真的CVT并執(zhí)行操作。優(yōu)化器所要求的目標函數(shù)值，，是使用目標函數(shù)庫從模擬結果中計算的。這個過程，直到迭代優(yōu)化算法終止和最佳參數(shù)集被發(fā)現(xiàn)。 優(yōu)化結果 該無級變速器推出優(yōu)化工具的巨大潛力，表現(xiàn)出解決問題的一個例子。噪音是一個CVT的重大問題，應盡可能小。產(chǎn)生的噪音主要是由多邊形效應，發(fā)生這家連鎖店是進入滑輪，由于鏈的離散結構。減少這些效果與不同長度的做法或鏈的聯(lián)系與優(yōu)化搖桿鏈腳關節(jié)的幾何形狀。這里有一個同樣長度的所有鏈接鏈進行了研究。一個最佳的鏈路長度，因此應計算的參數(shù)向量是 齒輪的聲學性能是根據(jù)滑輪軸承B處的力的振幅測量的。其目的是減少在頻域的力峰，指的是多邊形的頻率和它的倍數(shù)。選擇下面的目標函數(shù) 是指在平面上是垂直于軸滑輪滑輪的支持力的兩個組成部分。FFT（s）是用來作為縮寫的變量s的快速傅里葉變換。f0和f1的上下頻域，其中以上的力組成的幅度應盡量減少約束。目標函數(shù)f數(shù)值計算，包括兩個步驟：首先，整個無級變速傳動仿真用其中大部分的CPU時間得到的力，第二，在方程式（9）中自動進行目標函數(shù)分類的FFT和積分計算成本。 對于所提出的優(yōu)化的出發(fā)點是與鏈路長度為alink = 9:85毫米的PIV鏈。在這篇文章中傳動比i= 1:0，滑輪A的角速度ω= 104:7 rad/s，外部扭矩M2 = 150 nm。用這個介紹的優(yōu)化工具，目標函數(shù)降低到了50%。圖7顯示了鏈長度alink和目標函數(shù)f的相關性。很明顯，開始成形濃度的優(yōu)化準則的最優(yōu)度不夠。相對于以上圖8中提及的初??始濃度，鏈長度的最優(yōu)模擬結果為alink = 9:93毫米。每個支持力的兩個主要組成部分的振幅峰可減少到其中的一個的三分之一。通過改變0.08毫米的連接長度來顯著改善齒輪的聲學性能。 結論 優(yōu)化無級變速器的工具已經(jīng)推出。它包括了一個優(yōu)化無級變速器算法和目標函數(shù)庫詳細的模擬模型。目的是為了找到一個合適的優(yōu)化算法，對現(xiàn)在的優(yōu)化問題進行了分析和隱式過濾原來是一個很好的選擇。優(yōu)化環(huán)境的能力是通過實例說明：齒輪噪聲的排放減少了一鏈的結構優(yōu)化。復雜的優(yōu)化目標可以順利實現(xiàn)，都取得了很好的效果。通過利用這個工具，整個無級變速器將得到優(yōu)化。 附錄：原文 塔里木大學 畢業(yè)論文（設計）中期檢查記錄表 年 月 日 學生姓名 班級 課題名稱 課題完成進度（學生自述） 存在的問題及整改措施（學生自述） 指導教師意見（課題進展情況、優(yōu)缺點、整改措施等） 指導教師簽名 年 月 日 學院意見 負責人簽名 年 月 日 塔里木大學 畢業(yè)論文（設計）任務書 學院 機械電氣化工程學院 班級 學生姓名 學號 課題名稱 鏈條式抽油機設計 起止時間 2011年12月1日—— 2012 年 5月 25日（共 14周） 指導教師 職稱 講師 課題內(nèi)容 主要參數(shù)：型 號：LCJ12-5-13HQ； 最大載荷：120kN； 光桿沖程：5m； 沖程次數(shù)：2,3,4 min； 設計內(nèi)容：1、方案設計（總體尺寸）； 2、運動分析及編程（計算位移、速度、加速度）； 3、載荷分析及平衡計算； 4、受力分析及編程； 5、主要部件結構設計、計算； 6、與常規(guī)型抽油機比較其優(yōu)缺點 擬定工作進度（以周為單位） 第1到2周： 熟悉題目,開始查閱資料，完成開題報告。 第3到4周： 消化資料，設計方案。 第5周： 方案研究，確定具體方案，做出開題報告。 第6到7周： 進行結構分析，計算。 第8到9周： 進行設計結構草圖。 第10到11周：完成圖紙，進行設計論文。 第12到13周：完成設計論文，準備有關畢業(yè)答辯。 第14周： 交畢業(yè)設計的各種資料，并進行答辯。 主要參考文獻 [1] 張連山.我國抽油機的發(fā)展趨勢[J].鉆采工藝，1996，19（6）. [2] 馮耀忠，李光，韓煒等.國外抽油技術的新發(fā)展[J].石油機械，2000，28（10）. [3] 張連山.也論抽油機應具備的基本性能[J].石油機械，1995，23（11）. [4] 張連山.我國有桿技術發(fā)展前景[J].石油機械，1992，20（8）. [5] 孔昭瑞.國內(nèi)抽油機的發(fā)展趨向[J].石油機械，1995，23（2）. [6] 杜風華，李新華.勝利油田氣平衡式鏈條抽油機技術改造[J].鉆采工藝，2002，25（5）. 任務下達人（簽字） 年 月 日 任務接受人意見 任務接受人簽名 2011 年 12 月 7 日 注：1、此任務書由指導教師填寫，任務下達人為指導教師。 2、此任務書須在學生畢業(yè)實踐環(huán)節(jié)開始前一周下達給學生本人。 3、此任務書一式三份，一份留學院存檔，一份學生本人留存，一份指導教師留存。 12 屆畢業(yè)設計 鏈條式抽油機 設計說明書 學生姓名 學 號 所屬學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 農(nóng)業(yè)機械化及其自動化 班 級 指導教師 日 期 2012年5月 塔里木大學教務處制 塔里木大學 畢業(yè)論文（設計）開題報告 課題名稱 鏈條式抽油機設計 學生姓名 學 號 所屬學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 農(nóng)業(yè)機械化及其自動化 班 級 指導教師 起止時間 2011年12月1日至 2012年5月25日 機械電氣化工程學院教務辦制 開題報告正文 1、 本課題來源及研究的目的和意義； 抽油機是構成“三抽”設備體系（抽油機、抽油桿、抽油泵）的主要組成部分。在抽油機的驅動下，通過抽油桿帶動抽油泵上下往復運動，實現(xiàn)無自噴能力油井機械式采油。 抽油機工作條件比較惡劣，全天候常年在野外連續(xù)作業(yè)，受交變載荷作用而導致內(nèi)應力積聚和應力腐蝕以致軸產(chǎn)生疲勞斷裂。因此要求抽油機具有良好的可靠性和耐久性，同時還要求抽油機具有性能領域寬，調(diào)節(jié)范圍大，能源消耗低，易損件少，維護保養(yǎng)方便，對環(huán)境適應性強等特點。 現(xiàn)在抽油機種類很多，最常用的是游梁式抽油機，游梁式抽油機由于配重小使抽油桿在抽梁時要提升石油做功，用時還要克服游梁式和抽桿式的重力做功。但在回油行程時，游梁和抽油桿的自重又反過來對電機做功，因此游梁式抽油機能耗大，并且游梁式抽油機結構限制了抽油機的行程，而限制的經(jīng)驗證明大行程和大提升力對提高抽油機的出油率十分有利。所以由于上述原因，現(xiàn)在研究了很多種無游梁式抽油機。無梁抽油機有相應配重，可以平衡抽油桿的自重，因此減少了很大一部分不必要的做功。另外，無游梁式抽油機的抽油沖程長，抽油力大，因此出油率有了很大的提高。但無梁式抽油機的結構復雜，且部件磨損較為嚴重，壽命也相對較短，所以，現(xiàn)在需要研究出一種結構簡單、易實現(xiàn)長沖程、使用壽命長、性能可靠、抽油率高的鏈條式抽油機，并對其常壞部件進行適當材料調(diào)整和形狀的修改，使其可以完善自身，從而更加適應作業(yè)需要。同時，通過此次研究也可以加深我對此領域的了解，以便在以后運用所學為抽油機的改造盡自己的一份力。 2、 本課題所涉及的問題在國內(nèi)（外）研究現(xiàn)狀及分析； 抽油機的產(chǎn)生和使用已經(jīng)有了百余年歷史，最早使用的游梁式抽油機距今已有120多年。而且在當今社會使用最多的依然是游梁式抽油機，其結構以及原理也沒有太大變化。但是，隨著許多油田現(xiàn)在已經(jīng)進入后開采階段，油井含水量不斷上升，動液面不斷下降，出現(xiàn)水淹甚至強水現(xiàn)象，而新油田的開采也有不斷增加產(chǎn)層深度的趨勢，這就需要新型的無游梁式抽油機來實現(xiàn)其大載荷和長沖程的要求。 我國抽油機發(fā)展已經(jīng)有近四十年地歷史。50年代以進口為主，配置維修為輔，主要是前蘇聯(lián)CKH常規(guī)型游梁式抽油機。1975年以后制定并完善了國產(chǎn)抽油機技術標準。80年代實現(xiàn)了全部國有化，不僅滿足自給，還有部分出口。在此期間，我國抽油機技術有了迅猛地發(fā)展，瞄準世界最先進技術，等效采用或部分采用美國API標準，并引進美國拉夫金公司先進技術，從而使我國抽油機技術躋身世界先進行列。70年代以來，各種無游梁抽油機相繼制成并投入使用，標志著無桿抽油技術的發(fā)展方向和重要地位。也有相關專家指出，今后我國12型以上（含12型）的抽油機將大量采用無游梁抽油機，它在實現(xiàn)長沖程、大排量、重負載地同時，還具有體積小、重量輕、動負載小、耗能少等。 鏈條抽油機是我國研制成功的一種獨具風格的新型無游梁式抽油機，最早的鏈條抽油機采用了估計鏈條與H型機構組成的換向機構及其動平衡裝置。后來，發(fā)展為重塊平衡方式，采用柔性寬皮帶與懸繩器相連，通常稱為皮帶式抽油機。該類型抽油機具有結構緊湊、重量輕、沖程長、運轉平穩(wěn)等特點，并可以降低選點動載荷、改善抽油桿柱的受力狀況及降低減速箱扭矩和電動機功率。該類型抽油機與傳統(tǒng)鏈條抽油機整體結構基本一致，電動機輸出動力經(jīng)減速后帶動主鏈輪轉動，傳動鏈兩側上下往復運動帶動平衡重上下往復運動，抽油桿通過鋼絲繩與平衡重柔性連接，從而帶動抽油桿上下往復運動實現(xiàn)抽油。 3、 對課題所涉及的任務要求及實現(xiàn)預期目標的可行性分析； 1、總體尺寸設計：這個需要參考其它設計地方案，根據(jù)一些參考數(shù)據(jù)來確立自己所設計地鏈條式抽油機其總體尺寸和各部件尺寸。 2、對其各部分進行運動分析和編程計算：通過其運動規(guī)律還、理論原理和一些計算機編程軟件對其結構進行系統(tǒng)地、全面地分析。 3、載荷分析和平衡計算：根據(jù)力學原理對其進行虛擬假設加力，然后通過力學計算對抽油機進行各主要部位地承載計算。對于其平衡計算，可以根據(jù)預定平衡塊地重量和其所需要面對地負載進行數(shù)學計算，以此來完成。 4、受力分析及編程計算：通過所學地力學知識及一些已經(jīng)運用較為成熟的編程對所設計地抽油機進行各方面的受力計算。 5、主要部件結構設計、計算:通過對以前設計的抽油機進行分析，在對其使用后產(chǎn)生地問題進行合理地考量后，對主要的部件進行結構優(yōu)化和合理調(diào)配安排，以減少其不足之處。然后在通過一系列地計算來證明其可靠度和實用性。 4、本課題需要重點研究的、關鍵的問題及解決的思路； 鏈條抽油機自80年代初推廣以來，因受社會環(huán)境和野外作業(yè)工況的影響，氣平衡式鏈條抽油機的優(yōu)勢得不到充分發(fā)揮，反而給現(xiàn)場操作人員帶來管理上的麻煩，如空氣壓縮機、閥門和儀表等經(jīng)常被盜，平衡缸、空氣包密封不嚴以及密封件老化等，致使鏈條抽油機平衡系統(tǒng)處于不平衡狀態(tài)，造成零部件過早磨損，甚至導致抽油桿早期疲勞斷裂，電動機和減速器過早損壞。此外，往返架導向輪和導軌之間常發(fā)生嚴重磨損，使其它零部件受力不均衡而過早損壞。以上問題，造成頻繁停機維修，不僅增加了修理費用，而且嚴重影響了原油的生產(chǎn)。因此，對鏈條抽油機的改造成了當務之急。在鏈條抽油機改造中，對原鏈條抽油機的薄弱環(huán)節(jié)做了認真分析，確定了改造的三個原則：一是降低抽油機的故障率，確保整機的可靠性；二是力求降低制造成本，減少零部件制造，盡可能選用原來的通用件，舍去平衡缸、空氣包等氣平衡附件，在往返架主體上懸掛一個配重箱；三是力求不改變主要技術參數(shù)，如沖程、沖次、最大懸點載荷及相對井口安裝位置等保持不變。 進行改造地方法及思路： 4.1.氣平衡改為重力平衡 氣平衡系統(tǒng)由于受磨損、漏氣及其他因素的影響，使抽油機經(jīng)常于不平衡狀態(tài)下運轉，從而導致整機過早損壞和可靠性變差。鑒于目前油田待修理的鏈條抽油機數(shù)量較多的狀況，先從平衡原理上進行改進，采用較可靠的重力平衡代替氣平衡，去掉平衡缸、平衡鏈輪和空氣包，加固往返架主體，配掛放置平衡塊的配重箱，最大平衡重達6500kg。根據(jù)懸點載荷的不同，選擇相應的重力平衡。調(diào)整平衡的簡單方法是：抽油機運行時，斷開電動機主電源，使其自由停止，觀察懸點是否居中，即可判斷所需平衡塊的多少。若懸點在上死點，說明平衡重過大，需減少平衡塊；反之，則增加平衡塊。比較精確的方法是測量上、下沖程電流的大小，根據(jù)電流的變化，增減平衡塊。當上沖程電流大于下沖程電流時，說明平衡重不足，在平衡箱內(nèi)應增加平衡塊；反之，則減少平衡塊，最小可微調(diào)至16.7kg,以上、下沖程電流差為1～3A為宜。這樣調(diào)整抽油機的平衡非常可靠，效果較好。 4.2、增設導向機構 由于平衡方式的改變，而原傳動系統(tǒng)不變，會對往返架主體產(chǎn)生一個側翻力矩，更加劇了導向輪的磨損。因此，把原4個導向輪改為12個，形成三面包圍導軌結構，增加了導向的可靠性；把原導向輪滑動軸承改為滾動軸承，這樣既克服了偏心力矩，又解決了導向輪嚴重磨損問題，而且更換維修方便。 4.3.改善潤滑系統(tǒng) 潤滑不充分是造成機器零部件過早磨損的主要原因。鏈條抽油機原有的潤滑系統(tǒng)不能對換向機構實施潤滑，致使換向機構早期磨損，并產(chǎn)生換向噪音，甚至影響換向機構正常運轉。為此，重新設計潤滑系統(tǒng)，增加對換向機構及導軌的潤滑，可明顯減輕機件的磨損，降低換向噪音，從而提高了整機的使用壽命。 4.4.重新調(diào)整加固導軌 原鏈條抽油機的導軌由于平衡方式的改變而變得比較薄弱，為了與整機平衡系統(tǒng)匹配，通過增加壓板來加固導軌。還通過逐臺調(diào)整，保證了導軌的直線度。 4.5.增設失載保護裝置 為了防止光桿或鋼絲繩斷裂而引起重達6t的往返架主體突然下落，進而撞擊破壞機架，設計了電磁式失載保護裝置。當發(fā)生失載時，主電源即自動切斷使重錘下落，實施剎車。待故障處理后，按下控制箱內(nèi)的復位按鈕，使重錘復位。 5、 完成本課題所必須的工作條件及解決的辦法； 為了完成本課題，需要一些實地考察及實物檢驗。但是由于部分原因，無法完成實地考察及實物檢驗。所以，對于這些問題只有通過本人進行上網(wǎng)搜索相關論文、報道和視頻來輔助完成此次課題任務。 本文也涵蓋了大量的計算和編程，所以對于這個本人將通過以往所學過的知識和設計期間內(nèi)的學習與之相關的知識來更好的完成這個設計。 6、 完成本課題的工作方案及進度計劃； 6.1工作方案： 1、課題大部分相關信息通過老師輔導及上網(wǎng)查找來補充和完善； 2、通過對曾經(jīng)學習過的知識進行靈活運用來完成課題 6.2擬定工作進度（以周為單位）： 第1到2周： 熟悉題目,開始查閱資料，完成開題報告。 第3到4周： 消化資料，設計方案。 第5周： 方案研究，確定具體方案，做出開題報告。 第6到7周： 進行結構分析，計算。 第8到9周： 進行設計結構草圖。 第10到11周：完成圖紙，進行設計論文。 第12到13周：完成設計論文，準備有關畢業(yè)答辯。 第14周： 交畢業(yè)設計的各種資料，并進行答辯。 主要參考文獻 [1] 張連山.我國抽油機的發(fā)展趨勢[J].鉆采工藝，1996，19（6）. [2] 馮耀忠，李光，韓煒等.國外抽油技術的新發(fā)展[J].石油機械，2000，28（10）. [3] 張連山.也論抽油機應具備的基本性能[J].石油機械，1995，23（11）. [4] 張連山.我國有桿技術發(fā)展前景[J].石油機械，1992，20（8）. [5] 孔昭瑞.國內(nèi)抽油機的發(fā)展趨向[J].石油機械，1995，23（2）. [6] 杜風華，李新華.勝利油田氣平衡式鏈條抽油機技術改造[J].鉆采工藝，2002，25 [7] LCJ1250鏈條抽油機平衡方式改造的實踐[J].石油機械，1999，26（6） 學生簽名 年 月 日 指導教師審閱意見 指導教師簽名 年 月 日 塔里木大學 屆畢業(yè)論文（設計）答辯記錄 課題名稱 學生姓名 學 號 所屬學院 專 業(yè) 班 級 機械電氣化工程學院教務辦制 畢業(yè)論文（設計）答辯情況記錄表 答辯時間 答辯地點 答辯組成員 答辯情況記錄 記錄人 答辯組評語及答辯成績 負責人簽名 年 月 日 學院答辯委員會意見 負責人簽名 年 月 日 塔里木大學 畢業(yè)論文（設計）綜合成績評定表 學生姓名 班級 論文（設計）題目 評定項目 指導教師評分 （20%） 評閱教師評分 （20%） 答辯小組評分 （60%） 原始得分 （百分制） 按評分比例 折合得分 總分 等級 評定 根據(jù)指導教師、評閱教師、答辯專家組評審意見，經(jīng)綜合評定，該生畢業(yè)論文（設計）的等級為： 學院答辯委員會負責人（簽字）： 年 月 日 機械電氣化工程學院 畢業(yè)設計（論文）評分標準 設計（論文）題目 學生姓名 學號 班級 評價 項目 序號 評定標準 評價 比例 指導教師評分 評閱教師評分 設計 （論文） 內(nèi)容 （60分） 1 設計合理，調(diào)查或試驗方法正確，無明顯漏洞，數(shù)據(jù)詳實、正確，統(tǒng)計分析方法科學，圖紙表達準確、規(guī)范 25分 2 立題有新意，觀點新穎，科學性強；目的明確，中心突出，選題有理論意義或對生產(chǎn)實踐有指導意義或有參考價值 20分 3 設計（論文）工作量大小 10分 4 無圖表重復現(xiàn)象，圖表自明性較強、運用恰當 5分 設計 （論文） 寫作 （40分） 5 文體規(guī)范，符合學校畢業(yè)設計（論文）的書寫格式要求，參考文獻引用規(guī)范、恰當 10分 6 觀點正確，觀點與材料統(tǒng)一，實事求是，無主觀臆測及言過其實現(xiàn)象 15分 7 論證邏輯嚴密，推理正確，層次分明，條理清楚；文理通暢，無語法、文字錯誤，公式、中英文、標點等應用錯誤 15分 合計 指導教師意見： 指導教師（簽名） 評閱教師意見： 評閱教師（簽名） 前 言 鏈條抽油機是我國首創(chuàng)的一種性能優(yōu)良、結構新穎的新型抽油機，較其它類型的抽油機有許多無可比擬的優(yōu)點，如體積小，重量輕，耗能少，沖次低，沖程長，懸點加速度變化小，減速器扭矩小和易于安裝等，特別適合于稠油、高凝油和深層油的開采。 對游梁式抽油機進行增大行程的改進設計時，存在著造價高，外形尺寸大，使用中消耗功率多等問題。按照采油工藝的要求，國內(nèi)外都在研制長沖程，大載荷，低沖次，高效節(jié)能的抽油機。其中鏈條抽油機具有結構簡單，質量輕，耗能少，沖次低，沖程長，懸點加速度變化小，慣性載荷小，運行平穩(wěn)，減速器額定扭矩小和易于安裝等特點本文闡述了一種新型的鏈條抽油機，利用增大轉角機構原理、滑輪組增倍原理對現(xiàn)有抽油機進行了改進，對改進部分進行詳細的設計，對零部件進行必要的強度校核。 改進后的抽油機具有結構簡單、質量輕、耗能少、沖次少、長沖程、懸點加速度變化小、慣性載荷小、運行平穩(wěn)、減速器輸出扭矩小、易于安裝、維護使用方便等優(yōu)點，能夠滿足抽油機一年365天無人看守連續(xù)工作的目的。 目錄 1 緒論 1 1.1選題的目的與意義 1 1.2發(fā)展的趨勢 1 1.3本課題主要討論的問題 1 2 總體方案確定 2 2.1方案確定 2 2.2結構和工作原理 2 3 傳動裝置設計 3 3.1帶、減速器設計 3 3.1.1 V帶設計 4 3.1.2減速器設計 5 3.1.3減速器軸計算及軸承選擇 12 3.1.4減速器軸的校核 14 3.2四桿機構設計 15 3.2.1四桿機構尺寸計算 15 3.2.2曲柄的設計 15 3.2.3連桿的設計 16 4 桁架和底座設計 17 4.1底座設計 17 4.2桁架設計 17 4.3 桁架懸出部分的強度校核 18 4.4鏈輪傳動裝置設計 19 4.4.1材料的選擇 19 4.4.2齒數(shù)的確定 19 4.4.3當量的單排鏈的計算功率 19 4.4.4鏈條的型號和節(jié)距的確定 19 4.4.5中心距、鏈節(jié)數(shù)的計算 19 4.4.6鏈輪各個尺寸的計算 20 4.4.7具體結構的設計圖 20 4.5滑輪設計 21 4.5.1滑輪設計 21 4.6支承座設計 22 4.6.1材料的選取 22 4.6.2具體結構和尺寸的設計 22 4.7增設失載保護裝置 23 小結 25 致 謝 26 參考文獻 27 塔里木大學畢業(yè)設計 1 緒論 1.1選題的目的與意義 隨著油田開發(fā)的轉移，我國大多數(shù)油田都已進入開發(fā)的中后期，逐漸喪失自噴能力，基本上已從自噴轉入機采。80年代初，我國擁有機采油井2萬口，占油井總數(shù)的57.3%，機采原油產(chǎn)量占總產(chǎn)量的27%。到80年代末，我國擁有機采油井3萬口，占油井總數(shù)的85%，機采原油產(chǎn)量占總產(chǎn)量的80%。在這些機采油井中，采用抽油機有桿式抽油占90%，采用電潛泵、水力活塞泵、射流泵、氣舉等其他無桿式抽油占10%。 隨著油田進一步開發(fā)，機采油井的比重將進一步加大，其中主要采用有桿式抽油。由此可見，抽油機在石油工業(yè)中具有舉足輕重、非同小可的重要地位。 抽油機的產(chǎn)生和使用由來已久，迄今已有百年的歷史。應用最廣，普及最廣的應屬游梁式抽油機，它結構簡單、易損件少、可靠性高、耐久性好，操作維修方便。但是，在開采稠油、高凝油、深層油、特別是高含水油田時，使用常規(guī)游梁式抽油機已無法實現(xiàn)更經(jīng)濟、有效地開采。對游梁式抽油機進行增大行程的改進設計時，存在著造價高，外形尺寸大，使用中消耗功率多等問題。按照采油工藝的要求， 國內(nèi)外都在研制長沖程，大載荷，低沖次， 高效節(jié)能的抽油機 。其中鏈條抽油機具有結構簡單，質量輕，耗能少，沖次低，沖程長，懸點加速度變化小，慣性載荷小，運行平穩(wěn)，減速器額定扭矩小和易于安裝，設計改進發(fā)展空間大等特點，得到了普遍發(fā)展。 1.2發(fā)展的趨勢 抽油機的產(chǎn)生和使用由來已久，迄今已有百年的歷史。應用最廣，普及最廣的應屬游梁式抽油機，早在120年前就誕生了，目前，在世界各個產(chǎn)油國仍在大面積的廣泛應用。美國擁有40萬臺，我國擁有2 .7萬臺，一百多年來，游梁式抽油機的結構和原理沒有實質性變化。 我國的抽油機制造業(yè)已有40年歷史，經(jīng)過了進口修配、仿制試制、設計研制三個階段。50年代以進口為主，修配為輔。60-70年代在仿制的基礎上進行試制，1975年制定國產(chǎn)抽油機基本形式與參數(shù)，1980年制定抽油機結構尺寸和技術條件。從此開始自行設計，研究制造國產(chǎn)抽油機，逐步實現(xiàn)國產(chǎn)化，不僅滿足自給，而且還部分出口，目前，我國已有蘭州石油機械廠、蘭州通用石油機械廠、寶雞石油機械廠、第二石油機械廠、等30多家抽油機制造廠，年生產(chǎn)抽油機上萬臺，蘭州石油機械廠、蘭州通用石油機械廠、寶雞石油機械廠、第二石油機械廠等廠家先后獲得API商標使用許可證，抽油機出口美國，從而使國產(chǎn)抽油機打入國際市場，躋身于世界先進行列?，F(xiàn)有技術所提供的抽油機，主要有游梁式抽油機、異型抽油機、鏈條式抽油機等，其中游梁式抽油機是我國使用最早，用量最大的一種類型，它具有結構簡單，運行可靠，使用壽命最長，維護方便等優(yōu)點，它的不足之處在于驢頭尺寸過大，因而自重大，能耗高，沖程短，隨著油田開發(fā)的轉移,我國大多數(shù)油田都已進入開發(fā)的中后期油井普遍出現(xiàn)稠油、高凝油、深層油、特別是高含水油田時，使用常規(guī)游梁式抽油機已無法實現(xiàn)更經(jīng)濟、有效地開采。對游梁式抽油機進行增大行程的改進設計時，存在著造價高，外形尺寸大等缺點。因此，國內(nèi)外都在研制長沖程，大載荷，低沖次， 高效節(jié)能的抽油機。 其中鏈條抽油機以其結構簡單，質量輕，耗能少，沖次低， 沖程長，懸點加速度變化小，慣性載荷小，運行平穩(wěn)、減速器額定扭矩小、易于安裝，設計改進和發(fā)展空間大等諸多優(yōu)點，受到各國研究者的親瞇，得到了普遍發(fā)展。 1.3本課題主要討論的問題 本次設計利用增大轉角機構原理，改進抽油機的設計，從而達到整機結構合理、懸點載荷大、沖程長、沖次少，減速機輸出扭矩小，重量輕，動力傳動系統(tǒng)帶動鏈輪傳動裝置往復運動，同時復動增距滑輪組隨之往復運動，利用滑輪組的增倍原理和動力傳動系統(tǒng)實現(xiàn)復動增距動力消耗與同類機型相比降低10%，維護使用方便，滿足抽油機一年365天連續(xù)工作的目的,結合實際，解決具體生產(chǎn)問題。 抽油機的工作性能指標包括懸點載荷、沖程、沖次、減速機扭矩、單井井口產(chǎn)量等技術參數(shù)。隨著油田不斷開發(fā)，油井含水比不斷增大，泵掛深度不斷增加，動液面不斷下降，勢必引起懸點負荷增大，同時引起減速器扭矩的增大，泵徑、沖程、沖次也要根據(jù)工況的變化而經(jīng)常調(diào)節(jié)。抽油機常年連續(xù)運轉，工況復雜多變，加之無人監(jiān)護，管理不便，因而要求其工作必須可靠。對于油礦設備來說，可靠性是最重要的技術指標，抽油機發(fā)生故障將會造成停產(chǎn)待修、油井破壞等重大事故和嚴重經(jīng)濟損失。加之游梁式抽油機改進設計諸多不利因素，針對上述實際情況，本次設計鏈條抽油機改進方案是符合實際需求的。 2 總體方案確定 2.1方案確定 本次設計利用增大轉角機構原理，改進抽油機的設計，從而達到整機結構合理、懸點載荷大、沖程長、沖次少，減速機輸出扭矩小，重量輕，動力傳動系統(tǒng)帶動鏈輪傳動裝置往復運動，同時復動增距滑輪組隨之往復運動，利用滑輪組的增倍原理和動力傳動系統(tǒng)實現(xiàn)復動增距。改進費用，動力消耗低于游梁式抽油機，且維護方便。通過這次改進設計，使鏈條抽油機能夠在較為苛刻的環(huán)境下良好的工作，滿足抽油機一年365天無人看守、連續(xù)工作的目的，適應的工作范圍面更寬。因此本方改進案符合實際需求。 2.2結構和工作原理 (1)、結構草圖如圖2.1及圖2.2： 圖2.1總裝草圖 主視圖 圖2.2總裝草圖 側視圖 1.底座2.電機3.大帶輪4.減速器5.曲柄6.連桿7.重力平衡塊8.鏈條 9.大鏈輪10.小鏈輪11.小滑輪12.定位輪機構13.軸承1 14.懸架15.推桿機構 16.抽油桿17.桁架18.軸承2 19.小帶輪 (2)、工作原理 如上兩圖所示，當懸繩器處在最低位置時，重力平衡機構7尾部處在上擺角的最高位置，浮動增距滑輪組和拉桿及平衡塊處在最高位置，曲柄連桿機構處在上支點換向位置，此時，各部件儲存的勢能最大，開啟電機2動力經(jīng)帶輪傳動機構3、減速器4帶動曲柄連桿機構6逆時針轉動，各部件儲存的勢能變?yōu)閯幽茏龉?，曲柄連桿機構6中的連桿牽動橫軸17帶動重力平衡塊7繞著主軸承座轉動下行，傳動鏈條8在重力平衡塊7的拉動下帶動天輪機構13中的小直徑滑輪逆時針纏繞傳動鋼絲繩8，再由小鏈輪11帶動軸轉動而使大鏈輪跟著轉動同時由大鏈輪9帶動小鏈輪10轉動。此時，小鏈輪帶動軸轉動，通過定位滑輪14牽拉懸繩器帶動抽油桿16上行抽油，當重力平衡塊7帶動復動增距滑輪組和拉桿下行到最低位置時，曲柄連桿機構6逆時針旋轉至下止點換向位置，各部件儲存的勢能降到最小，懸繩器帶動抽油桿16上行至最高位置，抽油工作行程結束，電動機2繼續(xù)運行，通過前述的動力傳動系統(tǒng)帶動曲柄5繼續(xù)逆時針轉動，曲柄連桿機構轉過下止點換向位置，通過曲柄連桿機構6中的連桿推動橫梁17和重力平衡塊7向上移動，這時通過抽油桿16的慣性作用帶動定位輪12順時針旋轉，同時通過小鏈輪10帶動大鏈輪9從而使小鏈輪11順時針旋轉，此時各部件將動能轉變?yōu)閯菽軆Υ嫫饋恚瑫r與懸繩器相連的抽油桿16從最高位置下落，將重力勢能轉化為動能對傳動部件做功，曲柄連桿機構到達止點的換向位置，抽油機空載行程結束，電動機2連續(xù)運轉，動力傳動系統(tǒng)帶動曲柄6繼續(xù)逆時針轉動。曲柄連桿機構轉過上止點換向位置，連桿6牽拉橫軸17和重力平衡塊7帶動復動增距滑輪組和拉桿繞著主軸承座轉動下行，開始下一個抽油工作循環(huán)。 3 傳動裝置設計 3.1帶、減速器設計 帶傳動是一種撓性傳動?；窘M成零件為帶輪（主動輪和從動輪）和傳動帶，具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉和緩沖吸振等特點。本次設計帶傳動是把電機的轉速通過一定的傳動比傳給減速器，實現(xiàn)電機與減速器通過帶間接連接起來。選電機的型號Y200L-8，查表的，設計抽油桿的沖次 3.1.1 V帶設計 1、傳動比的確定 查表得帶得傳動比一般推薦.本次設計取 查表得 則減速器的輸入轉速 減速器的總的降速比 2、皮帶確定 查表得 則電動機的計算功率 （1）帶型號選擇--- 查表得選擇V帶的型號為C型 查表得初選小帶輪的直徑為則大帶輪的直徑 （2）帶速計算 查表得符合推薦值范圍故合適 （3）中心距及帶長計算 （3.1） 則帶入數(shù)據(jù)有 初取 （3.2） 查表得取 （3.3） 則實際中心距 中心距變換范圍 （4）帶包角的驗算 符合 （5）V帶根數(shù)的確定 查表得 則根數(shù) 取根 4 = Z (6）初拉力得計算 由《機械設計》P149表8-3的 則實際 (7)壓軸力的計算 (8)小帶輪尺寸設計 查表得電機Y200L-8輸出軸的直徑，長度鍵槽的寬，,則鍵槽的高度=. 查表得帶和輪連接時的各個參數(shù) (9)選帶輪的材料為Q235,小帶輪零件圖如圖3-1： 圖3-1 小帶輪零件圖 3.1.2減速器設計 I級齒輪傳動設計 (1)傳動比計算 查表得 本次設計取系數(shù)為1.4則 (2)功率、轉速計算 有設計要求可得齒輪的轉速不高，故選擇八級精度。 (3)齒輪材料的選擇 選擇小齒輪的材料為，硬度為280HBS，大齒輪的材料為45號鋼，硬度為240HBS，兩者相差40HBS (4)齒數(shù)的選擇 選小齒輪的齒數(shù)為 取 (5)齒輪具體的設計 初選螺旋角，載荷系數(shù)， 查表得選齒寬系數(shù)， 查表得選區(qū)域系數(shù)。 查表得材料的彈性影響系數(shù) 查表得 則小齒輪的轉距 查表得小齒輪的接觸疲勞強度 大齒輪的接觸疲勞強度 應力循環(huán)次數(shù) (3.4) 查表得接觸疲勞壽命系數(shù) 取失效概率，安全系數(shù) （3.5） 小齒輪的分度圓直徑 (3.6) 計算圓周速度v 計算齒寬b及模數(shù) 齒高 寬高比 查表得使用系數(shù)，8級精度 查表得得 則縱向重合度 查表得，， 則載荷系數(shù) 則校合分度圓直徑 計算模數(shù) 齒跟彎曲強度設計 動載系數(shù) 縱向重合度 查表得螺旋角影響系數(shù) 則當量齒數(shù) 查表得取齒型系數(shù)得 查表得應力校合系數(shù) 計算大小齒輪的 查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 查表得取疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù) 則 小齒輪 大齒輪 大齒輪的數(shù)值大 則設計模數(shù) 對計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒跟彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，為了符合兩者取，就可以滿足強度，但為了同是滿足強度，取分度圓直徑 則 取，則取 則中心距 按圓整后的中心距修正螺旋角 變化不大不需要修改，則大齒輪的分度圓直徑為 (6)齒輪幾何要素的尺寸計算 查表得得 大齒輪的齒頂圓直徑為 大齒輪的齒根圓直徑為 小齒輪的齒頂圓直徑為 小齒輪的齒根圓直徑為 則小齒輪的寬度為 取 大齒輪的寬度為 （7）小齒輪的具體結構和尺寸如圖3-2 圖3-2 小齒輪零件圖 II級齒輪傳動設計 (1)傳動比的分配 (2)功率和轉速的計算 由設計要求可得齒輪的轉速不高，故選擇八級精度。 (3)齒輪材料的選擇 選擇小齒輪的材料為40Cr，硬度為280HBS，大齒輪的材料為45號鋼，硬度為240HBS，兩者相差40HBS (4)齒數(shù)的選擇 初選小齒輪的齒數(shù)為則大齒輪的齒數(shù) 取 (5)齒輪具體的設計 初選螺旋角，載荷系數(shù)， 查表得選齒寬系數(shù)， 查表得選區(qū)域系數(shù)。 查表得材料的彈性影響系數(shù) 查表得得 小齒輪的轉距 查表得得小齒輪的接觸疲勞強度 大齒輪的接觸疲勞強度 應力循環(huán)次數(shù) 查表得取接觸疲勞壽命系數(shù) 取失效概率，安全系數(shù)由式10-12得 由式得小齒輪的分度圓直徑 計算圓周速度V 計算齒寬不b及模數(shù) 齒高 寬高比 查表得使用系數(shù)，8級精度 查表得得 則縱向重合度 查表得，， 則載荷系數(shù) 則校合分度圓直徑 計算模數(shù) 齒跟彎曲強度設計 動載系數(shù) 由縱向重合度 查表得螺旋角影響系數(shù) 則當量齒數(shù) 查表得取齒型系數(shù)得 查取應力校合系數(shù) 計算大小齒輪的 查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 查表得疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù) 小齒輪 大齒輪 大齒輪的數(shù)值大 則設計模數(shù) 對計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒跟彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，為了符合兩者取，就可以滿足強度，但為了同是滿足強度，取分度圓直徑 則 取，則取 則中心距 按圓整后的中心距修正螺旋角 變化不大不需要修改，則大齒輪的分度圓直徑為 (6)齒輪幾何要素的尺寸計算 查表得 大齒輪的齒頂圓直徑為 大齒輪的齒根圓直徑為 小齒輪的齒頂圓直徑為 小齒輪的齒根圓直徑為 則小齒輪的寬度為 取 大齒輪的寬度為 3.1.3減速器軸計算及軸承選擇 1、減速器軸徑的計算 軸徑的初算 （3.7） 其中P為軸所傳遞的功率,n為軸的轉速,C可由《機械設計課程設計》P18表3-1得出,本次設計取。 抽油機長期連續(xù)工作，減速器作為動力輸出，所以對減速器軸的要求較高查表選軸的材料為20Cr，許用彎曲應力，剪切疲勞極限彎曲疲勞極限屈服強度極限抗拉強度極限硬度56～62HBS 由, 由, 由, 2、具體結構和尺寸的計算 根據(jù)前面帶輪的寬度，減速器軸的寬度及軸承端蓋厚度，及各部分間隙可算得減速器一軸的長度。 由計算的，取與減速器相連軸的直徑為d=42mm，為了滿足軸向定位要求需要制出一軸肩查表可得r=1.6mm,取安裝軸處的直徑d=50mm，為了滿足軸向定位要求需要制出一軸肩查表可得r=1.6mm，則此時軸的直徑為d=56mm為了方便定位在齒輪安裝處需設計一軸肩查表得r=2mm，則安裝齒輪處的直徑降為d=56mm，同樣在安裝軸承處設軸肩的高度r=1.6，安裝軸處的直徑降為d=50mm具體設計如圖3-3 圖3-3 減速器一軸零件圖 同樣的方法可設計的軸二的具體尺寸和結構如如圖3-4： 圖3-4 減速器二軸零件圖 3、軸承的選取 本次設計采用滾動軸承，滾動軸承是現(xiàn)代機器中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支撐轉動零件的。基本結構分為四部分：1、內(nèi)圈2、外圈3、滾動體4、保持架。 由設計可知減速器軸承既承受軸向力，又承受徑向力。查表得選擇圓錐滾子軸承機構代號30000， 由軸一支撐處的直徑選一軸選擇軸承代號30210小徑大徑寬 由軸二支撐處的直徑選二軸的軸承型號為30216小徑大徑寬 由軸三支撐處的直徑選三軸的軸承型號為30228小徑大徑寬。 4、鍵的選擇 本次設計減速器所使用的鍵全部選用平鍵，由設計圖可得軸一安裝齒輪處的直徑d=56mm，查表可得鍵的基本尺寸b=16mm，h=10mm，選長度L=125mm.安裝帶輪處軸的直徑為d=42mm，查表可得鍵的基本尺寸b=12mm，h=8mm，選長度L=110mm。軸二安裝齒輪處的軸徑均為d=86mm，查表可得鍵的基本尺寸b=25mm，h=14mm，選長度分別為L=160mm，L=90mm。 3.1.4減速器軸的校核 減速器軸的校核，減速器共有三軸，我們著重對一軸進行校核。 1、軸上的功率、轉速、轉矩的計算 由上面的計算可知 軸上的功率，轉速 轉矩 2、齒輪上作用力的計算 由上面的計算可知齒輪的分度圓直徑 則有, ， 式中， 3、軸的尺寸設計如上面 4、軸上載荷的計算 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩中可以看出C截面為軸的危險面現(xiàn)在將C處的數(shù)據(jù)列于表3.1： 表3-1 載 荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 5、校核軸的強度 軸單向轉動扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力取 查表得 其中W可查表得到 查表15-1得 因此軸是安全的。 3.2四桿機構設計 3.2.1四桿機構尺寸計算 1、曲柄連桿機構的條件 查表得曲柄連桿機構則桿長條件如下： (1)組成周轉副的兩桿中必有一桿為最短桿。 (2)最短桿長度+最長桿長度其余兩桿的長度之和。 取曲柄的長度為L1=500mm，出設計其它的尺寸如圖3-5： 圖3-5 2、轉角的計算 如上圖所示 L1為曲柄原動件，S2C,S2D分別為搖桿L3的兩個極限位置 出選擇各個參數(shù)如圖 當四桿機構的L1,L2處在同一直線及S1BD在同一直線時 則根據(jù)余弦公式 其中a ，b為相鄰的邊 則有 當四桿機構L1,L2重合時及AS1C在同一直線時 則有 則曲桿L3的轉角 初選轉角，如最后有不合適的地方，稍加以調(diào)整 3.2.2曲柄的設計 由上面計算可得減速器三軸的直徑為d=136.14mm取d=140mm曲柄的長度為L=500mm,選曲柄的材料為Q235A,具體結構和尺寸如如圖3-6 圖3-6 曲柄零件圖 3.2.3連桿的設計 選連桿的材料為Q235A，具體的結構和尺寸如圖3-7 圖3-7連桿零件圖 4 桁架和底座設計 4.1底座設計 1、材料選擇 底座一面固定在地面上，另一面是固定減速器和桁架的，通過底座來確保減速器與電機、桁架之間的距離，從而確定整個系統(tǒng)的運行。 所以底座的結構和所選的材料對整個系統(tǒng)是非常重要的。查表得選底座的材料為Q235的等邊角鋼和槽鋼構成角鋼號數(shù)10，厚度為d=12mm寬度為b=100mm，取槽鋼的型號為20a高度H=200mm寬度b=70mm，根據(jù)前面減速器的寬度及長度,四桿機構可計算得底座的具體尺寸。 2、具體結構和尺寸設計 設計圖4.1 底座零件圖 圖4-1底座 4.2桁架設計 1、材料選擇 桁架固定在底座上。保證減速器與四桿機構、四桿機構與天輪、天輪與滑輪的尺寸，幾乎支撐整個系統(tǒng)的重量。本次設計桁架由不同的角鋼焊接而成。查表得選角鋼規(guī)格表分別選取桁架的材料Q235號角鋼，角鋼號數(shù)分別為11、18、16具體尺寸如下： 12號鋼尺寸， 16號鋼尺寸， 18號鋼尺寸， 20號鋼尺寸。 根據(jù)曲柄連桿機、鋼絲繩結構設計以及底座的尺寸得桁架的結構和尺寸如下 2、具體結構和尺寸設計 設計圖如圖4-2 圖4-2桁架零件圖 4.3 桁架懸出部分的強度校核 我國近幾年現(xiàn)場使用的抽油機懸點載荷能力多為8O～120kN，本次設計為100KN.現(xiàn)在對懸架進行校核。受力簡化圖如圖4.3所示： 圖4.3懸架的校核 1． 受力分析 在水平方向有： 在豎直方向有： 聯(lián)合方程可得 2． 懸架進行校核 選擇角鋼的得材料為Q235查表得角鋼的許用應力，截面面積 （4.1） 故此懸架架是安全的。 4.4鏈輪傳動裝置設計 4.4.1材料的選擇 鏈輪機構是將四桿機構和天輪連接器來的重要部件，同時也是將四桿機構所傳遞動力通過鋼絲鏈條傳送給小鏈輪，從而完成整個系統(tǒng)的運作。鏈輪為傳遞動力的重要部件，對材料的要求較高。 小鏈輪為主動輪，查表得選小鏈輪的材料為20Cr，熱處理的方式滲碳、淬火、回火，處理后硬度50～60HBC,齒數(shù) 大鏈輪為從動輪選擇材料為Q235,熱處理的方式焊接后退火,熱處理后的硬度為140HBS 4.4.2齒數(shù)的確定 已知傳遞的功率不大由查表得選擇滾子鏈, 鏈速最大的傳動比 本次設計取因為小鏈輪的齒數(shù),取則 大鏈輪的齒數(shù) 由四桿機構可得大輪的相對轉速 則小鏈輪的速度為 4.4.3當量的單排鏈的計算功率 （4.2） 查表得 ， 選擇三排鏈則 4.4.4鏈條的型號和節(jié)距的確定 根據(jù)和小鏈輪的轉速查表得選擇鏈的型號40A 查表可得鏈條的節(jié)距，滾子直徑 排距，則可得鏈輪的寬度為 4.4.5中心距、鏈節(jié)數(shù)的計算 （4.3） 為了使結構緊湊，本次設計取中心距 （4.4） 為了使得鏈條的過渡鏈接，將圓整為 （4.5） 查表得則鏈傳動的最大中心距 4.4.6鏈輪各個尺寸的計算 小鏈輪的尺寸 查表可得 分度圓直徑 （4.6） 齒頂圓直徑 （4.7） 齒根圓直徑 （4.8） 同理的大鏈輪的尺寸參數(shù) 分度圓直徑， 齒頂圓直徑， 齒根圓直徑 4.4.7具體結構的設計圖 小鏈輪圖如如圖3.9所示 . 圖4-4 小鏈輪零件圖 大鏈輪圖如圖4-5 圖4-5 大鏈輪零件圖 4.5滑輪設計 4.5.1滑輪設計 1、材料的選擇 選擇滑輪的材料為HT250 2、滑輪的具體設計 取滑輪的直徑 3、滑輪軸承的選取 由結構可得滑倫軸承主要承受軸向力，所以我們也選深溝球軸承,由《機械設計》P309表13-1得結構代號為60000，選軸承的型號為6036內(nèi)徑外徑寬, 4、滑輪軸的設計 本次設計采用軸輪連體式，具體的尺寸和結構如圖4-6 圖4-6 滑輪零件圖 4.6支承座設計 支承座分為上下兩個部，主要是用來支撐軸承。本次設計共有三處使用：1、四桿機構處支撐大鏈輪2、桁架上支撐天輪處3、懸架支撐滑輪處。 4.6.1材料的選取 因為支承座支撐軸承,故選擇支承座的材料為HT200，桁架兩處的輪使用的軸承相同，都選軸承的型號為6036，內(nèi)徑外徑寬, 4.6.2具體結構和尺寸的設計 由上面軸承的選擇可得出支撐座的內(nèi)徑為280mm,具體的結構和尺寸如設計如圖4-7,4-8所示， 支承座上 圖4-7 軸承座上 支承座下 圖4-8 軸承座下 4.7增設失載保護裝置 為了防止光桿或鋼絲繩斷裂而引起重達6t的往返架主體突然下落，進而撞擊破壞機架，設計了電磁式失載保護裝置。當發(fā)生失載時，主電源即自動切斷使重錘下落，實施剎車。待故障處理后，按下控制箱內(nèi)的復位按鈕，使重錘復位。 4.8改善潤滑系統(tǒng) 潤滑不充分是造成機器零部件過早磨損的主要原因。鏈條抽油機原有的潤滑系統(tǒng)不能對換向機構實施潤滑，致使換向機構早期磨損，并產(chǎn)生換向噪音，甚至影響換向機構正常運轉。為此，重新設計潤滑系統(tǒng)，增加對換向機構及導軌的潤滑，可明顯減輕機件的磨損，降低換向噪音，從而提高了整機的使用壽命 4.9氣平衡改為重力平衡 氣平衡系統(tǒng)由于受磨損、漏氣及其他因素的影響，使抽油機經(jīng)常于不平衡狀態(tài)下運轉，從而導致整機過早損壞和可靠性變差。鑒于目前油田待修理的鏈條抽油機數(shù)量較多的狀況，先從平衡原理上進行改進，采用較可靠的重力平衡代替氣平衡，去掉平衡缸、平衡鏈輪和空氣包，加固往返架主體，配掛放置平衡塊的配重箱，最大平衡重達6500kg。根據(jù)懸點載荷的不同，選擇相應的重力平衡。 小結 1.本次設計利用增大轉角機構原理，改進抽油機的設計，從而達到整機結構合理、懸點載荷大、沖程長、沖次少，減速機輸出扭矩小，重量輕。 2.動力傳動系統(tǒng)帶動鏈輪傳動裝置往復運動，同時復動增距滑輪組隨之往復運動，利用鏈輪輪組的增倍原理和動力傳動系統(tǒng)實現(xiàn)復動增距動力消耗與同類機型相比降低10%。 3.維護使用方便，滿足抽油機一年365天連續(xù)工作的目的,結合實際解決具體生產(chǎn)或社會實際問題。 4.通過重力平衡機構可以使抽油桿在抽油和下行的過程中更加節(jié)省發(fā)動機的動力消耗。 5.增加了過載保護，使得對抽油桿拉繩的突然斷裂有了很好的防御方法。 6.由于此次是本人第一次設計，所以因資歷尚淺帶來的一些技術性問題可能沒有察覺，該設計的存在的問題我會不斷地對其進行完善。 致 謝 本次畢業(yè)設計論文是在我的指導老師廖結安老師的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的教學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。正是由于廖結安老師的幫助和支持，我才能克服一個一個的困難和疑惑，直至本文的順利完成。廖結安老師不僅在學業(yè)上給我以精心指導，同時還在思想上給我以廣泛點播，在此謹向廖結安老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。在論文即將完成之際，我的心情久久難以平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意!最后我還要感謝培養(yǎng)我長大含辛茹苦的父母，是你們默默奉獻養(yǎng)育了我，謝謝你們! 再次對關心、幫助我的老師和同學表示衷心地感謝！祝你們工作順利，萬事大吉。 參考文獻 [1]濮良貴 ，紀名剛.機械設計.第八版.高等教育出版設.2006.5 [2]何銘新 ，錢可強.機械制圖.第五版.高等教育出版社.2005.4 [3]陸玉.機械設計課程設計.第四版.機械工業(yè)出版社. 2008.6 [4]孫桓 ，陳作模 ，葛文杰.機械原理 .第七版. 高等教育出版社. 2006.5 [5]哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室.理論力學(I).第六版.高等教育出版2002.8 [6]白象忠.材料力學.科學出版社.2007.2 [7] 范欽珊 ，殷雅俊.材料力學.清華大學出版社.2004.9 [8]化學工業(yè)出版社編寫組．機械設計手冊．化學工業(yè)出版社.1989 [9]卜炎．機械傳動裝置設計手冊．機械工業(yè)出版社. 1994 [10]洪鐘德．簡明機械設計手冊．同濟大學出版社．1996 [11] 張連山.我國抽油機的發(fā)展趨勢[J].鉆采工藝，1996，19（6） [12] 馮耀忠，李光，韓煒等.國外抽油技術的新發(fā)展[J].石油機械，2000，28（10） [13] 張連山.也論抽油機應具備的基本性能[J].石油機械，1995，23（11） [14] 張連山.我國有桿技術發(fā)展前景[J].石油機械，1992，20（8） [15] 孔昭瑞.國內(nèi)抽油機的發(fā)展趨向[J].石油機械，1995，23（2） [16] 杜風華，李新華.勝利油田氣平衡式鏈條抽油機技術改造[J].鉆采工藝，2002，25 [17] 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