机械设计课程设计报告-抽油机机械系统设计案例二|机械设计课程设计目录：
1．设计任务(1)
2．设计内容(2)
3．方案分析(2)
4．设计目标(3)
5．设计分析(3)
6．电机选择(7)
7． V带传动设计(10)
8．齿轮传动设计(11)
9．轴的结构设计(19)
10．轴承寿命校核(21)
11．心得与总结(25)
12．附录(26)
机械设计课程设计
设计任务：抽油机机械系统设计
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。
抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统（将转动变换为往复移动）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。
悬点——执行系统与抽油杆的联结点
悬点载荷P(kN)——抽油机工作过程中作用于悬点的载荷
抽油杆冲程S(m)——抽油杆上下往复运动的最大位移
冲次n(次/min)——单位时间内柱塞往复运动的次数
悬点载荷P的静力示功图——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。
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。油井工况为：
上冲程时间
下冲程时间
冲程S(m)
冲次n(次/min)
悬点载荷P(N)
8T/15
7T/15
1.3
14
设计内容：
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。
5. 对抽油机机械系统进行结构设计，绘制装配图及关键零件工作图。
6. 编写机械设计课程设计报告。
方案分析：
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。
该系统的功率大，且总传动比大。减速传动系统方案很多，以齿轮减速器减速最为常见且设计简单，有时可以综合带传动的平稳传动特点来设计减速系统。在这里我选用带传动加上齿轮二级减速。
执行系统方案设计：
输入——连续单向转动；输出——往复移动
输入、输出周期相同，输入转1圈的时间有急回。
常见可行执行方案有很多种，我选用“四连杆（常规）式抽油机”机构。
设计目标：
以上冲程悬点加速度为最小进行优化，即摇杆CD顺时针方向摆动过程中的α3max最小，由此确定a、b、c、d。
设计分析：
执行系统设计分析：
设计要求抽油杆上冲程时间为8T/15，下冲程时间为7T/15，则可推得上冲程曲柄转角为192°，下冲程曲柄转角为168°。
找出曲柄摇杆机构摇杆的两个极限位置。
CD顺时针摆动——C1→C2，上 冲 程 ( 正 行 程 ) ， P1 ，
=192°，慢行程，B1 → B2；
CD逆时针摆动——C2→C1，下 冲 程 ( 反 行 程 ) ， P2 ，
=168°，快行程，B2→ B1。
θ = 。
曲柄转向应为逆时针，Ⅱ型曲柄摇杆机构
a2 + d 2 > b2 + c2
设计约束：
(1) 极位夹角
（2）行程要求
通常取e/c=1.35 S = eψ =1.35cψ
(3)最小传动角要求
(4) 其他约束
整转副由极位夹角保证。各杆长>0。
其中极位夹角约束和行程约束为等式约束，其他为不等式约束。
Ⅱ型曲柄摇杆机构的设计：
若以ψ为设计变量，因S=1.35cψ ，则当取定ψ时，可得c。根据c、ψ作图，根据θ作圆η，其半径为r。
各式表明四杆长度均为Ψ和β的函数
∴取Ψ和β为设计变量
根据工程需要：
优化计算：
①.在限定范围内取ψ、β，计算c、a、d、b，得曲柄摇杆机构各构件尺寸；
②.判断最小传动角；
③.取抽油杆最低位置作为机构零位：曲柄转角β=0，悬点位移S=0，求上冲程曲柄转过某一角度时摇杆摆角、角速度和角加速度α3（可按步长0.5°循环计算）；
④.找出上冲程过程中的最大值α3max。
对于II型四杆机构，已知杆长为a,b,c,d，原动件a的转角及等角速度为(,n 为执行机构的输入速度)
⑴. 从动件位置分析（如图所示），为AD杆的角度
机构的封闭矢量方程式为：
（1.1）
欧拉公式展开
令方程实虚部相等
（1.2）
消去得， （1.3）
其中
又因为
代入（1.3）得关于的一元二次方程式，解得
（1.4）
B构件角位移可求得 （1.5）
⑵．速度分析
对机构的矢量方程式求导数得
（1.6）
将上式两边分别乘以或得
或 （1.7）＆（1.8）
⑶加速度分析
将（1.6）式对时间求导得
（1.9）
对上式两边同乘或得
或
应用网格法编程计算可得（具体程序见附录）
a=0.4537圆整为0.454 ；b=1.2297圆整为1.230
c=1.2261圆整为1.226 ；d=1.8539圆整为1.854
则e==1.3/0.7854=1.655
电机选择：
①Matlab分析，悬点最大速度在上冲程且rad/s，则m/s 。
根据工况初采用展开式二级圆柱齿轮减速，联合V型带传动减速，选用三相笼型异步电机 ，封闭式结构，电压380V Y型
由电机至抽油杆的总传动效率为：
其中，分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和四连杆执行机构的传动效率。取0.94，取0.98，取0.97，取0.99，取0.90。
预选滚子轴承，8级斜齿圆柱齿轮，考虑到载荷较大且有一定冲击，两轴线同轴度对系统有一定影响，可考虑用齿轮联轴器。
则
则电动机所需工作功率
根据手册推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比为，二级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比的合理范围为，故电机转速可选范围为 r/min
符合这一范围的同步转速有750，1000，1500 r/min
考虑速度太小的电机价格、体积、重量等因素，不宜选取
电机
型号
功率
kW
转速
r/min
380V时电流A
效率
%
功率因素
额定转矩
额定电流
最大额矩
dB
dB/A
净重
Kg
Y250M-6
55
983
104.2
91
0.87
1.8
6.5
2.0
87
465
Y225M-4
55
1476
103.6
91.5
0.88
1.8
7.0
2.0
89
380
比较后综合考虑，选定电机型号为Y250M-6，其外形及安半装尺寸如下：
机座号
A
B
C
D
E
FxGD
G
H
250M
406
349
168
75
140
20x12
67.5
250
K
AA
AB
AC
AD
BB
HA
HD
L
24
100
510
550
410
455
30
600
825
②确定传动装置的总传动比和分配传动比
分配传动比，初选V带，以致其外廓尺寸不致过大，
则减速器传动比为
则展开式齿轮减速器，由手册展开式曲线查得高速级，则
③计算传动装置的运动和动力参数
将传动装置各轴由高速至低速依次定为I、II、III轴以及
为相邻两轴间的传动比
为相邻两轴间的传动效率
为各轴的输入功率（kW）
为各轴的输入转矩（kW）
为各轴的转速（r/min）
则各轴转速：
I轴
II轴
III轴
曲柄转轴
各轴输入功率：
I轴
II轴
III轴
曲柄转轴
各轴输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98，
则
各轴输入转矩：
电机输出转矩
I轴
II轴
III轴
曲柄转轴
I－III轴的输出转矩则分别为各轴输入转转矩乘轴承效率0.98
V带传动设计：
① 初选普通V带
查表，由于载荷变动较大 取1.3，P＝51kW
故
② 选取为D型带，小带轮 355~400mm。查表初选＝375mm
大轮准直径，在允许范围内取
③ 验算带速v
在10~20之间，故能充分发挥V带的传动能力。
④ 确定中心距a和带的基准长度
⑴初定中心距
⑵带长
初选
∴
查表取
⑶实际中心距
实际中心距调节范围推荐值为：
⑤ 验算小带轮包角
包角合适
⑥ 确定带的根数
因 传动比 i=2.8，由表线性插值得
则 取z=4 根
⑦ 确定初拉力F。
单根普通V带的初拉力 D带 q=0.6kg/m
⑧ 计算带轮轴所受压力
⑨ 带轮结构设计(如下)
小带轮
大带轮
齿轮传动设计：
A．高速级设计
输入功率P=47.94kW,小齿轮转速，传动比。
1. 选取齿轮的材料、热处理及精度
设工作寿命10年（每年工作300天）
(1)齿轮材料及热处理
大小齿轮材料选用20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为５６～６２HRC，有效硬化层深0.5～0.9mm。有图查得，，，齿面最终成型工艺为磨齿。
(2)齿轮精度 ８级
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
因所选为硬齿面传动，它具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。
(1) 计算小齿轮传递的转矩
(2) 确定齿数z
取，
传动比误差
允许
(3) 初选齿宽系数
按非对称布置，由表查得=0.6
(4) 初选螺旋角
(5) 载荷系数 K
使用系数，由表查得
动载荷系数,估计齿轮圆周速度v=5m/s,则由图表查得=1.2；
齿向载荷系数，预估齿宽 b=40mm,由表查得，初取b/h=6,再查图得=1.15；
齿间载荷分配系数，由表查得
载荷系数K
(6) 齿形系数和应力修正系数
当量齿数
查表
(7) 重合度系数
端面重合度近似为：
则
(8) 螺旋角系数
轴向重合度
(9) 许用弯曲应力
安全系数由表查得
小齿轮应力循环次数
大齿轮应力循环次数
查表得寿命系数 ，实验齿轮应力修正系数
由图表预取尺寸系数
许用弯曲应力
比较
取
(10)计算模数
按表圆整模数，取
(11)初算主要尺寸
初算中心距 , 取a=356mm
修正螺旋角
分度圆直径
齿宽 ，取
齿宽系数
(12)验算载荷系数 K
圆周速度 ，由图查得
按，由表查得，又因b/h=b/(2.25)=59/(2.25*5)=5.3由图查得，不变
又和不变，则K=2.90也不变
故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。
3．校核齿面接触疲劳强度
(1)确定载荷系数
载荷系数
(2) 确定各系数
材料弹性系数 ，由表查得
节点区域系数
重合度系数
螺旋角系数
(3) 许用接触应力
试验齿轮的齿面疲劳极限
寿命系数 ，由图查得
尺寸系数 ，；安全系数
则许用接触应力
取
(4) 校核齿面接触强度
满足齿面接触强度
4．计算几何尺寸
B．低速级设计
输入功率P=45.57kW,小齿轮转速，传动比。
0． 选取齿轮的材料、热处理及精度
设工作寿命10年（每年工作300天）
(1)齿轮材料及热处理
大小齿轮材料选用20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为５６～６２HRC，有效硬化层深0.5～0.9mm。有图查得，，，齿面最终成型工艺为磨齿。
(2)齿轮精度 ８级
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
因所选为硬齿面传动，它具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。
(1) 计算小齿轮传递的转矩
(2) 确定齿数z
取，
传动比误差
允许
(3) 初选齿宽系数
按非对称布置，由表查得=0.6
(4) 初选螺旋角
(5) 载荷系数 K
使用系数，由表查得
动载荷系数,估计齿轮圆周速度v=5m/s,则由图表查得=1.03；
齿向载荷系数，预估齿宽 b=120mm,由表查得，初取b/h=6,再查图得=1.16；
齿间载荷分配系数，由表查得
载荷系数K
(6) 齿形系数和应力修正系数
当量齿数
查表
(7) 重合度系数
端面重合度近似为：
则
(8) 螺旋角系数
轴向重合度
(9) 许用弯曲应力
安全系数由表查得
小齿轮应力循环次数
大齿轮应力循环次数
查表得寿命系数 ，实验齿轮应力修正系数
由图表预取尺寸系数
许用弯曲应力
比较
取
(10)计算模数
按表圆整模数，取
(11)初算主要尺寸
初算中心距 , 取a=476mm
修正螺旋角
分度圆直径
齿宽 ，取
齿宽系数
(12)验算载荷系数 K
圆周速度 ，由图查得
按，由表查得，又因b/h=b/(2.25)=115/(2.25*6)=8.5由图查得，不变
又和不变，则K=2.51也不变
故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。
3．校核齿面接触疲劳强度
(1)确定载荷系数
载荷系数
(2) 确定各系数
材料弹性系数 ，由表查得
节点区域系数
重合度系数
螺旋角系数
(3) 许用接触应力
试验齿轮的齿面疲劳极限
寿命系数 ，由图查得
尺寸系数 ，；安全系数
则许用接触应力
取
(4) 校核齿面接触强度
满足齿面接触强度
4．计算几何尺寸
轴的结构设计：
I轴：
1.选择轴材料 45钢 调质217~255HBS
2.初算轴径 取A=110 得
因轴上要开键槽，故将轴径增加4%~5%,取轴径为60mm。
3.拟定轴的布置方案(如图)
选取31314圆锥滚子轴承
II轴：
1.选择轴材料 45钢 调质217~255HBS
2.初算轴径 取A=110 得
因键槽影响，故将轴径增加4%~5%,取轴径为107mm。
3.拟定轴的布置方案(如图)
选取32222圆锥滚子轴承
III轴：
1.选择轴材料 45钢 调质217~255HBS
2.初算轴径 取A=110 得
因键槽影响，故将轴径增加4%~5%,取轴径为150mm。
3.拟定轴的布置方案(如图)
选取32032圆锥滚子轴承
轴承寿命校核：
I轴：由手册查得30314
，取
(1) 计算附加轴向力
(2)计算轴承所受轴向载荷
∴I轴右端轴承被“放松”
(3) 计算当量动载荷
左： 查表知 X=0.40 Y=1.7
则
右： 查表知 X=1 Y=0
则
(4) 轴承寿命计算
按左轴承计算
∴所选轴承合格
II轴：由手册查得32222
，取
(1) 计算附加轴向力
(2)计算轴向载荷
∴II轴右端轴承被“放松”
(3) 计算当量动载荷
左： 查表知 X=1 Y=0
则
右： 查表知 X=0.4 Y=1.4
则
(4) 轴承寿命
按右轴承计算
∴满足工程要求
III轴：由手册查得32032
，取
(2) 计算附加轴向力
(2)计算轴向载荷
∴III轴左端轴承被“放松”
(3)计算当量动载荷
左： 查表知 X=1 Y=0
则
右： 查表知 X=0.4 Y=1.3
则
(4)轴承寿命
按右轴承计算
∴满足工程要求
综上可得，该设计符合工程要求。
心得与总结
终于在我的不懈的努力下，课程设计完成了。从开始直到设计基本完成，我有许多感想。这是我们比较独立的在自己的努力下做一个与课程相关的设计。首先要多谢老师给我们的这个机会，还要感谢诸多同学的帮助。我深切的感觉到，在这次设计中也暴露出我们的许多薄弱环节，很多学过的知识不能灵活应用，在这次作业后才渐渐掌握，以前学过的东西自己并不是都掌握了，很多知识都已很模糊，经过这次设计又回忆起来了。
做作业的期间用到的手工制图又得到了巩固，AutoCAD画图软件也在不断练习中进一步深入，学会了如何去应用工程手册，我体会到钱老师的良苦用心。
总的说来，我感觉这次课程设计学到了很多东西，是很有意义的。
附录
1．优化设计程序
%①找出最优的四杆杆长
clear
syms Q1 Q2 P1; % Q1为，Q2为，P1为曲柄转角
P=0:0.5*pi/180:192*pi/180;
Qu1=45*pi/180:0.1*pi/180:55*pi/180;
xm=inf;
for i=1:length(Qu1);
Q1=Qu1(i);
Qu2=5*pi/180:0.1*pi/180:(pi/2-pi/9-Q1/2-5*pi/180);
for j=1:length(Qu2);
Q2=Qu2(j);
c=1.3/1.35/Q1;
a=c*sin(Q1/2)*(sin(Q2+pi/15)-sin(Q2))/sin(pi/15);
b=c*sin(Q1/2)*(sin(Q2+pi/15)+sin(Q2))/sin(pi/15);
r=c*sin(Q1/2)/sin(pi/15);
g=(c*sin(pi/15+Q1/2))/sin(pi/15);
d=sqrt(r^2+g^2-2*r*g*cos(2*Q2+pi/15));
m=pi-acos((b^2+c^2-(a+d)^2)/2/b/c);
if m>40*pi/180; %判断传动角条件
x=0;
for k=1:length(P);
P1=P(k);
P4=acos((d^2+(a+b)^2-c^2)/2/d/(a+b));
A=d*cos(P4)-a*cos(P1);
B=d*sin(P4)-a*sin(P1);
D=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(-2)/c;
P3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-D^2))/(A-D));
P2=atan((b-c*sin(P3))/(A-c*cos(P3)));
w1=2*14*pi/60;
w3=w1*a*sin(P1-P2)/c/sin(P2-P3);
w2=w1*a*sin(P1-P3)/b/sin(P3-P2); x3=(-b*w2^2-a*w1^2*cos(P1-P2)-c*w3^2*cos(P3-P2))/c/sin(P3-P2);
if abs(x3)>x;
x=abs(x3); %求出该种情况的最大角速度
end;
end;
if x
xm=x; %最大加速度
n1=Q1; %
n2=Q2; %
end;
end;
end;
end;
%运行结束后，输入a,b,c,d表达式即可求解
c=1.3/1.35/n1
a=c*sin(n1/2)*(sin(n2+pi/15)-sin(n2))/sin(pi/15)
b=c*sin(n1/2)*(sin(n2+pi/15)+sin(n2))/sin(pi/15)
r=c*sin(n1/2)/sin(pi/15);
g=(c*sin(pi/15+n1/2))/sin(pi/15);
d=sqrt(r^2+g^2-2*r*g*cos(2*n2+pi/15))
%运行结果为
c=1.2261 a=0.4537 b=1.2297 d=1.8539
2.绘出位移、速度、加速度图
%建立fun.m文件
function PP3=fun(P1) %☆
a=0.4537;
b=1.2297;
c=1.2261;
d=1.8539;
e=1.655;
P4=acos((d^2+(a+b)^2-c^2)/2/d/(a+b));
A=d*cos(P4)-a*cos(P1);
B=d*sin(P4)-a*sin(P1);
D=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(-2)/c;
P3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-D^2))/(A-D));
PP3=(pi-acos((c^2+(c+a)^2-d^2)/2/c/(c+a))-P3)*e;
P2=atan((b-c*sin(P3))/(A-c*cos(P3)));
w1=2*14*pi/60;
w3=w1*a*sin(P1-P2)/c/sin(P2-P3);
ww3=-w3*e;
w2=w1*a*sin(P1-P3)/b/sin(P3-P2);
x3=(-b*w2^2-a*w1^2*cos(P1-P2)-c*w3^2*cos(P3-P2))/c/sin(P3-P2);
xx3=-x3*e;
%在主程序中运行
fplot(@fun,[0,2*pi])
如图
若将“☆”行替换为function ww3=fun(P1)
则运行fplot(@fun,[0,2*pi])后，
若将“☆”行替换为function xx3=fun(P1)
则运行fplot(@fun,[0,2*pi])后，
3.数值打印
程序如下：
P1=0:5*pi/180:2*pi;
s=P1; %存放位移
v=P1; %存放速度
x=P1; %存放加速度
a=0.4537;
b=1.2297;
c=1.2261;
d=1.8539;
e=1.655;
for i=1:length(P1);
P4=acos((d^2+(a+b)^2-c^2)/2/d/(a+b));
A=d*cos(P4)-a*cos(P1(i));
B=d*sin(P4)-a*sin(P1(i));
D=(A^2+B^2+c^2-b^2)/(-2)/c;
P3=2*atan((B+sqrt(A^2+B^2-D^2))/(A-D));
PP3=(pi-acos((c^2+(c+a)^2-d^2)/2/c/(c+a))-P3)*e;
s(i)=PP3;
P2=atan((b-c*sin(P3))/(A-c*cos(P3)));
w1=2*14*pi/60;
w3=w1*a*sin(P1(i)-P2)/c/sin(P2-P3);
ww3=-w3*e;
v(i)=ww3;
w2=w1*a*sin(P1(i)-P3)/b/sin(P3-P2);
x3=(-b*w2^2-a*w1^2*cos(P1(i)-P2)-c*w3^2*cos(P3-P2))/c/sin(P3-P2);
xx3=-x3*e;
x(i)=xx3;
end;
s %输出位移
v x %输出速度 加速度
角度(。)
位移m
速度m/s
加速度m^2/s
角度(。)
位移m
速度m/s
加速度m^2/s
0
-0.0042
-0.0246
1.8299
185
1.2917
0.0841
-1.0186
5
-0.0009
0.0555
1.8425
190
1.2952
-0.0177
-1.1265
10
0.0090
0.1359
1.8337
195
1.2948
-0.1211
-1.2107
15
0.0255
0.2155
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180
1.2845
0.1829
-0.8949
4．参考书目：
《机械设计》 吴克坚 于晓红 钱瑞明 主编 高等教育出版社
《机械设计与制造工艺简明手册》 许毓潮等 中国电力出版社
《实用机械加工工艺手册》 陈宏钧主编 机械工业出版社
转自:http://me.seu.edu.cn/course/mechdesign/files/kcsj/01/design(1)-(2)-02001433.htm
