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游梁式抽油机设计

游梁式抽油机设计
游梁式抽油机设计

一、 课程设计的目的

另配有设计图纸cad.proe.Qq275673028

本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑,自学,查资料,独立实践的机会。将本学期课本上的理论知识和实际有机的结合起来,锻炼学生实际分析问题和解决问题的能力,提高学生综合运用所学知识的能力,装配图、零件图的设计绘图能力。

二、电动机的选择(图号14) 电动机的功率为45KW.

冲次为9n/min,故与配重项链的曲柄的转速n=9n/min,

传动比的合理范围。V 带传动比范围2~4,二级斜齿轮减速器传动比范围8~60,故总传动比范围i=16~240。电动机的转速可选范围n'=(16~240)*12=(192~2880)n/min,

综合考虑电动机的各个因素,可选定转速为590n/min 的Y315S-10型电动机,功率为45KW 。

三、传动装置的总传动比和传动比分配 1、总的传动比

由选定的电动机转速和冲次可求得总传动比i=590÷9=65.55 2、传动比的分配 初选V带传动比i=3.3

则减速器传动比i=65.55÷3.3=19.865 二级减速器高速级传动比i=4.5 则低速级传动比i=19.865/4.5=4.41 三、传动装置运动与运动参数的计算 1、各轴转速:

1n =3.3590=178.8n/min

2n =45.48.178=39.73n/min

941

.473.393==n n/min

2、各轴扭矩和输入功率的计算

==11ηP P =?94.04542.3kw =1T 9550

1n P =9550=?

8

.1783

.42 2.26KN ?m ==21

2ηP P 99.098.03.42??=41.04kw

==2

29550

n p T 9550=?

73.3904

.419.86M KN ? ==323ηP P 41.0499.098.0??=39.82kw

==3

339550

n P T 9550=?982.3942.25M KN ?

四、带传动的设计与计算(图号为13)

带传动的设计内容包括带的型号,确定基准长度、根数、中心距、带的材料,基准直径以及机构尺寸、初压力和压轴力、张紧装置等。 (1)确定计算功率

==P K P A ca 1.3=?4558.3kw

其中工作情况系数A K =1.3 (2)选择V 带的带型

根据计算功率ca p 和小带轮转速,从《机械设计》图8-11中可选取C 型带,小带轮直径范围为200-315mm 。

(3)确定带轮的基准直径1d d 并验算带速v

1)初选小带轮的基准直径1d d ,参考表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径1d d ,可取1d d =300mm 。

2)验算带速v

根据《机械设计》中式8-13计算戴的速度。带速不宜过低或过高,一般应使v=5~25m/s ,最高不超过30m/s 。

v=1000

601

1?n d d π=

=???100060590300π9.263m/s ,因为5m/s <9.263m/s <30m/s ,故带速合适。

3)计算大带轮的基准直径。根据式8-15a,可计算大带轮的基准直径2d d

2d d =i 1d d =3。3300?=990mm

根据表8-8,圆整为2d d =1000mm (4)确定V 带的中心距a 和基准长度d L 1) 根据式8-20,初选中心距o a =1950mm 2)由式8-22计算带所需的基准长度

0d L ≈2o a +

=

-+

+0

2

12214)()(2

a d d d d d d d d π

=?-+

+?+

?]1200

4)3551120()1120355(2

12002[2

π

6003mm

由表8-2选带的基准长度=d L 6100mm 3)按式8-23计算实际中心距a 。

mm

mm L L a a d d 1998)2

4838

45001200(200≈-+=-+

≈ 中心距的变化范围为962.5mm~1170mm 。

5、验算小带轮上的包角

0000

12

1901601030

3.57)3551120(1803.57)(180≥≈--=--≈a d d d d α

6、计算带的根数z

1)计算单根v 带的额定功率r p

由1d d =300mm 和n=590r/min 。查表8-4a 的=o p 5.83kw. 根据n=590r/min ,i=3和D 型带,查表8-4b 得=?0p 0.66 kw. 查表8-5得=αK 0.95,表8-2得=L K 1.10,于是

r p ==??+=???+kw K K p p L 93.088.0)88.170.13()(00α8.63kw

2)计算V 带的根数z 。 z=

=r ca p p =63

.58.143

.58 6.778 取7根

7.计算单根V 带的初拉力的最小值min 0)(F

由表8-3的D 型带的单位长度质量q=0.3kg/m,所以

min 0)(F =()N N qv zv K P K ca 625]62.113.062

.11795.03.58*95.05.2500[)5.2(500

22=?+??-?

=+-αα

应使初拉力O F >min 0)(F 8.计算压轴力P F 压轴力的最小值为

N N F z F P 5.37622

160

sin

625722

sin

)(2)(1

min 0min =???==α 五、齿轮能减速器的设计与计算

(一)高速级齿轮的设计与计算 1、选精度等级、材料及齿数 1)确定材料及需用应力:

考虑此减速器的功率计安装限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。 大小齿轮材料为20CrMnTi 。齿面参碳淬火,齿面硬度为60~65HRC,有效硬化层深0.5~0.9mm ,经查图,取MPa H H 17002lim 1lim ==σσ,。MPa F F 8502lim 1lim ==σσ 2)齿轮精度

按GB/A10095-1998,选择7级精度,齿根喷丸强化。 3)初步设计齿轮传动的主要尺寸 因为硬齿面齿轮传动,具有较强的齿面抗点蚀能力,故先按齿面弯曲疲劳强度设计,再按齿面接触疲劳强度。 计算小齿轮传递的转矩

m *2.26Kn 178.842.3

95509550111===n P T

4) 确定齿数z :

因为是硬齿面,故取=1z 25,则==112z i z 4.5=?25112.5,取Z 2=113 5)选取螺旋角。初选螺旋角014=β 2、按齿面接触强度设计 按式10-21计算,即3

2

11)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σξφ±≥?

(1)确定公式内的各计算数值 试选6.1=t K 。

1)由图10-30选取区域系数=H Z 2.433

由图10-26查的88.0,78.021==ααξξ.则66.121=+=αααξξξ。 2)许用接触应力

取安全系数S=1,由式10-12得

MPa MPa S

K HN H 153017009.0][1lim 11=?==σ

σ

Mpa S

K HN H 1520160095.0][2

lim 22=?==

σσ MPa H H H 15252

5

.80715302][][][21=+=+=

σσσ

1)由表10-7选取齿宽系数1=d φ.2。

2)由表10-6查得材料的弹性影响系数2

1188MPa Z E = 3)齿数比u=4.5 (2)计算

1)试算小齿轮分度圆t d 1,由计算公式得

t d 1mm mm 122)1525

433.2188(5.415.411086.96.123

2

6=?+????≥

2)计算圆周速度。 v 14.11000

608

.1781221000

601

1=???=

?=

ππn d t m/s

3)计算齿宽b 及模数nt m 。 b=mm mm d t d 4.1461222.11=?=φ

nt m mm z d t 2514cos 122cos 0

11?==β=4.73mm

h=2.25nt m =2.25?4.73mm=10.65mm ,b/h=46.1165

.10122

= 4)计算纵向重合度βξ。

βξ=0.318=???=0114tan 252.1318.0tan βφz d 2.375 5)计算载荷系数K.

已知使用系数A K =1,根据v=1.14m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数V K =1.08, 由表10-4查得βH K 的值与直齿轮的相同,故βH K =1.335; 由图10-13查得=βF K 1.36

由表10-3查得==ααF H K K 1.2。故载荷系数: K==???=328.12.108.11βαH H V A K K K K 1.73

6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式10-10a 得

=?==mm K K d d t t 33

116

.171

.1122124.4mm 7)计算模数n m

n m =mm z d 82.42514cos 4.124cos 0

11=?=β

3.按齿根弯曲强度设计

由式10-17

n m =32

121]

[cos 2F Sa

Fa d Y Y z Y KT σξφβαβ? (1)确定计算常数

1)计算载荷系数。

K=76.136.12.108.11=???=βαF H V A K K K K

2)根据纵向重合度=βξ 2.375,从图10-28查得螺旋角影响系数=βY 0.88。 3)计算当量齿数。

2.12414

cos 113cos 5.2714

cos 25

cos 03322

3311======ββz z z z v v

4)查取齿形系数。

由表10-5查得16.2,56.221==Fa Fa Y Y 。 5)查取应力校正系数。

由表10-5查得.81.1,60.121==Sa Sa Y Y

6)由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=1FE σ1200MPa ;大齿轮的弯曲强度极限MPa FE 11002=σ;由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

88.0,85.021==FN FN K K

计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由《机械设计》式10-12得

MPa

MPa S K MPa MPa S K FE FN F FE FN F 6914.11100

88.0][7294

.11200

85.0][222111=?===?==

σσσσ

计算大、小齿轮的

]

[F Sa

Fa Y Y σ并加以比较。 1

11][F Sa Fa Y Y σ=

0060.051656

.176.2=?

=?=3

.31479

.118.2][222F Sa Fa Y Y σ0.0057

大齿轮的数值大。 (2)设计计算:

81.40060.062

.1191)14(cos 88.01085.065.1232

2

06=????????≥n m 对比计算结果,有齿面解除疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取n m =5.0mm ,可满足接触疲劳强度,需按解除疲劳强度算得的分度圆直径=1d 124.4mm 来计算应有的齿数。于是由

13.24514cos 4.124cos 0

11=?==n m d z β

取1z =25,则5.112255.412=?==uz z ,取123

4.几何尺寸计算

(1)计算中心距

mm

m z z a n 10.32014cos 25

)11325(cos 2)(021=??+=+=

β

将中心距圆整为321mm

(2)按圆整后的中心距修正螺旋角

`7614321

25

)11325(arccos 2)(arccos

021=??+=+=mm a m z z n β

β值改变不多,不参数H Z K ..βαξ等不必修正。 (3)计算大、小齿轮的分度圆直径

m m

m z d m m m z d n n 9.525969.05

113cos 3.116969

.0525cos 2211=?===?==

ββ (4)计算齿轮宽度:b=mm d d 1403.1162.11=?=φ 圆整后取==12;140B mm B 145mm 。

(二)双输出低速级齿轮的设计与计算

1、选精度等级、材料及齿数 1)确定材料及需用应力:

考虑此减速器的功率计安装限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。 大小齿轮材料为40Cr 。齿面参碳淬火,齿面硬度为48~55HRC,有效硬化层深0.5~0.9mm ,经查图,取MPa H H 16003lim 2lim ==σσ,。MPa F F 8503lim 2lim ==σσ 2)齿轮精度

按GB/A10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 3)初步设计齿轮传动的主要尺寸 因为硬齿面齿轮传动,具有较强的齿面抗点蚀能力,故先按齿面弯曲疲劳强度设计,再按齿面接触疲劳强度。 计算齿轮传递的转矩

KN KN T T 125.2125.425.05.023=?== 4) 确定齿数z :

因为是硬齿面,故取=3z 28,则==324z i z 4.41=?28123.48,取124 5)选取螺旋角。初选螺旋角014=β 2、按齿面接触强度设计 按式10-21计算,即3

2

33)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σξφ±≥?

(1)确定公式内的各计算数值 试选6.1=t K 。

1)由图10-30选取区域系数=H Z 2.433.

由图10-26查的880.0,780.043==ααξξ.则660.143=+=αααξξξ。 2)许用接触应力

取安全系数S=1,由式10-12得

MPa H H H 16002

1600

16002][][][43=+=+=

σσσ

1)由表10-7选取齿宽系数4.1=d φ。

2)由表10-6查得材料的弹性影响系数2

1

188MPa Z E = (3) 计算

2)试算小齿轮分度圆t d 1,由计算公式得

t d 3=?+????≥mm 3

2

6)1600

433.2188(41.4141.4110125.216.12138mm

3)计算圆周速度。 v s m n d t /287.01000

6073

.391381000

603

3=???=

?=

ππ

3)计算齿宽b 及模数nt m 。 b=mm mm d t d 20.1931384.13=?=φ

nt m mm z d t 2814cos 2.138cos 0

33?==β=4.78mm

h=2.25nt m =2.25?6.28mm=14.13mm ,b/h==13

.14130

10.75 6)计算纵向重合度βξ。

βξ=0.318=???=0114tan 282.1318.0tan βφz d 3.103 7)计算载荷系数K.

已知使用系数A K =1,根据v=0.238m/n,7级精度,由图10-8查得动载系数V K =1.06 由表10-4查得βH K 的值与直齿轮的相同,故βH K =1.333; 由图10-13查得=βF K 1.32

由表10-3查得==ααF H K K 1.1。故载荷系数: K==???=333.12.106.11βαH H V A K K K K 1.696

7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式10-10a 得

mm mm K K d d t t 76.1406

.1696

.113833

33=?== 计算模数n m

n m =mm z d 876.42814cos 76.140cos 0

13=?=β

4.按齿根弯曲强度设计

由式10-17

n m ≥3

2

323]

[cos 2F Sa

Fa d Y Y z Y KT σξφβαβ? (2)确定计算参数

2)计算载荷系数。

K=679.132.12.106.11=???=βαF H V A K K K K

4)根据纵向重合度=βξ 3.103,从图10-28查得螺旋角影响系数=βY 0.88。 5)计算当量齿数。

84.12714

cos 124cos 77.3014

cos 28

cos 0

3334

3333======ββz z z z v v

6)查取齿形系数。

由表10-5查得176.2,50.233==Fa Fa Y Y 。 7)查取应力校正系数。

由表10-5查得81.1,630.143==Sa Sa Y Y 。

6)由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=3FE σ1300MPa ;大齿轮的弯曲强度极限MPa FE 10004=σ;由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

97.0,98.043==FN FN K K

计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由《机械设计》式10-12得

MPa

MPa S K MPa MPa S K FE FN F FE FN F 6934.11000

97.0][9104

.11300

98.0][424313=?===?==

σσσσ

计算大、小齿轮的

]

[F Sa

Fa Y Y σ并加以比较。 3

33][F Sa Fa Y Y σ=

004478.091063

.150.2=? 005636.069380.117.2][444=?=F Sa Fa Y Y σ

大齿轮的数值大。

(3)设计计算:

0.4005636.0103

.3282.1)14(cos 88.010125.21696.1232

2

06=????????≥n m 对比计算结果,有齿面解除疲劳强度计算的法面模数n m 小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取n m =5.0mm ,可满足接触疲劳强度,需按解除疲劳强度算得的分度圆直径=3d 140.76mm 来计算应有的齿数。于是由

152.285

14cos 76.140cos 0

33=?==n m d z β

取1z =29,则89.91272941.412=?==uz z ,取128。 5.几何尺寸计算

(5)计算中心距

mm m z z a n 6.40414cos 25

)12829(cos 2)(0

43=??+=+=

β

将中心距圆整为405mm

(6)按圆整后的中心距修正螺旋角

'7814405

26

)12829(arccos 2)(arccos

043=??+=+=mm a m z z n β

β值改变不多,不参数H Z K ..βαξ等不必修正。 (7)计算大、小齿轮的分度圆直径

mm

m z d mm m z d o n o

n 47.660'7814cos 697cos 63.149'

7814cos 529cos 4433=?===?==

ββ

(8)计算齿轮宽度:b=mm d d 48.20963.1492.13=?=φ 圆整后取==12;215B mm B 210mm 。

六、减速器轴的设计

(1)高速级轴I 材料为20CrNi 。

1)按扭转强度计算,初步计算轴颈,查图表15-3,取A=105 轴颈的直径:

mm

n P A d 88.688

.17887.4110533

1=?=≥ 由于轴端会开键槽,会削弱轴的强度,故需增大轴径%7~%5,现选用《机械

设计》page369图15-8所示的轴上零件的装配方案。

以下序号按从右到左计数,输人轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径21-d 处,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩,1T K T A ca =查《机械设计》表14-1,取A K =1.5,则

,1T K T A ca ==1.5?2.26=?610 3.39610?mm/n

按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T5041-2003,选用GY9型凸缘联轴器,半联轴器的孔径mm d 701=。故取mm d 7021=-半联轴器导长度L=75mm ,为了满足半联轴器的轴向定位要求,1-2轴端需制出一轴肩,故取2-3段的直径32-d =148mm

2)初选滚动轴承。因轴承受径向力和轴向力,故选圆锥滚子轴承。根据

32-d =82mm 以及工作要求,由《机械设计课程设计》page269初步选取30214型圆锥滚

子轴承,其尺寸为d mm mm mm T D 5.3015070??=??,故43-d =85mm ;而87-l =30.5mm ,

87-d =85mm

左端圆锥滚子轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30214型轴承的定位轴肩高度h=5mm ,因此取76-d =95mm ,取l=270。

3)齿轮轴的直径=d 100mm ,1B =145mm ,故取54-d =95mm ,=-54l 105mm 。 4)轴承端盖的总宽度为200mm (由减速器级轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆级方便于对轴承添加润滑脂的要求,去端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离l=30密码,故取=-32l 50mm

5)取齿轮距箱体内壁之间距离a=15mm ,

43-l =2T=2mm 5.30?=61mm

至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。 6)轴上零件额周向定位

半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴的连接,选用平键为20mm mm 14?,半联轴器与轴的配合为

6

7

k H ,圆锥滚子轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证。 7)确定轴上圆角和倒角尺寸

查《机械设计》表15-2,取周端倒角为2.50

45?,各周端处的圆角半径为R=2mm 。

(2)轴∏材料为45CrNi ,经调质处理。

(3) 1)按扭转强度计算,初步计算轴径,取A=112 轴的直径:

m m

n P A d 9.11173

.3940.3911233

222=?=≥,取安装安装轴承端盖处轴径=min d 120mm.

2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选择圆锥滚子轴承。参

照工作要求及=min d 120mm ,可选择代号为32024型号轴承。其尺寸为

d mm mm mm T D 68180120??=??,故==--7621d d 160mm

==--7621l l 2T=2mm 68?=136mm

3)齿轮轴的设计,中间处齿轮的宽度B=145mm ,安装齿轮处的轴端应小于对应齿轮的宽度。故,可取==--6532l l 140mm ,43-l =150mm

4)中间齿轮左端采用轴肩定位,轴肩高度h>0.07d,故h=5mm ,则轴环处的直径

54-d =160mm 。轴环宽度b h 4.1≥,取54-l =15mm

5)轴上零件的周向定位。

齿轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按==--6532d d 160mm ,mm d 10543=-由

《机械设计》表6-1和《机械传动装置设计手册》page384查得平键截面

b mm mm h 1430?=?,键槽用键槽铣刀加工,长分别为75mm ,同时为了保证齿

轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为6

7

r H 。圆锥滚子轴承

与轴的周向定位是有过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6. 6)确定轴上圆角和倒角尺寸。

参考《机械设计》表15-2,取轴端倒角2.5045?. (3)轴I∏材料为40CrNi ,经调质处理。

(4) 1)按扭转强度计算,初步计算轴径,取A=105

m m

n P A d 6.1739

87.3411233

333=?=≥.由于轴端会开键槽,会削弱轴的强度,故需增大轴径%7~%5,取最小轴径为175mm

轴的的结构大致为:

2)

输出轴的最小直径显然21-d 处,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应, 0-1轴端需制出一轴肩,故取1-2段的直径21-d ==-98d 180mm

2)初选滚动轴承。因轴承受径向力和轴向力,故选圆锥滚子轴承。根据

21-d ==-98d 180mm 以及工作要求,由《机械传动装置设计手册下册》page40初步选取

32036型圆锥滚子轴承,其尺寸为d mm mm mm T D 64280180??=??,故

21-d ===-98d 180mm ;而21-l ==-98L 232-d =360mm.。

3)轴段2-3和7-8为过渡段。取==--9832d d 280mm ,其长度可根据轴2与轴3的对中性来确定。各计算可得

4)取安装处齿轮的直径=d 400mm ,B =134mm ,,齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位,此轴段应略短于轴毂宽度,故取7643--=d d =400mm ,==--7643l l 160mm 。轴段5-6的直径应略大于轴段6-7,且轴段长度要略等于轴2的中间齿轮段。故=-65d 540mm ,

mm l 12465=-

4)取轴肩=-54l 15mm ,该轴肩的直径要大于4—5段的直径mm d 56065=-。 从而可以根据轴3与轴2的对中性可以确定==--8732l l 120mm 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。 5)轴上零件额周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按43-d =400mm 由《机械传动装置设计手册下册》page384查得平键截面=?h b 90mm 45?mm ,键槽用键槽铣刀到加工,长为100mm ,故选择齿轮轮毂与轴的配合6

6

n H ,同理,半联轴器与轴的连接,选用平键为32mm mm 18?,半联轴器与轴的配合为

6

7

k H ,圆锥滚子轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证。 七、轴承的寿命计算 (一)第一对轴承 n mm N n P T /1026.28

.17898

.03.421055.91055.9661216

'

1??=???=?=η 轴I 的受力分析如下图所示。

(1)轴I 受力分析 齿轮的圆周力N d T F F te te 372503

.12610967.026.2226

1'112

=???===

齿轮的径向力==21re re F F N a F

n t 14020967

.020tan 37250cos tan 0

1

=?=α 齿轮的轴向力a F F F re ae ae tan 121===14020=?a tan 35400N

(2)计算轴上的支反力。

查<机械传动装置设计手册下册>page39可得30217型圆锥滚子轴承的基本额定动载

荷C=178000N 。

计算两轴承收到的径向载荷1r F 和2r F ,将轴系部件受到的空间利息分解为铅垂面和水平面两个平面力系。如图所示:图3中的te F 为通过另加转矩而平移到指向轴线;图1中的ae F

亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由里分析可知:

5

.23423

.12635400140372505.23421401?

-?=?-?=

d F F F a

e re v r =9452N =-=v r re v r F F F 1214020N-9452N=4568N

N F F te H r 372505

.234140

5.2341401?==

=29307N =-=H r te H r F F F 1237250N-29307N=7943N

N F F F H r v r r 5.307932930794522221121=+=

+=

N F F F H r v r r 21796197829150222

2222=+=

+= (3)求两轴承的计算轴向力1a F 和2a F

对于30217型圆锥滚子轴承,查表《机械设计》page321表13-7,轴承派生轴向力,

r d eF F =其中,e 为《机械设计》page321表13-5中的判断系数,其值由c

F a

的大小来确定,现轴承轴向力a F 未知,故先初取e=0.4,因此可估算:

N N F F r d 4.123175.307934.04.011=?== N F F r d 4.87184.022==

N F F F d ae a 148604.87182.614121=+=+= N F F d a 4.871822==

083.017800014860

1==c F a

048.0178000

4

.87142==c F a 由《机械设计》表13-5进行插值计算,得301.0,322.021==e e 在计算

N N F F r d 6.99155.30793322.0322.011=?== N F F r d 6560301.022==

N F F F d ae a 2.1270165602.614121=+=+= N F F d a 656022==

07.01780002.127011==c F a 037.0178000

6560

2==c F a 两次计算的c

F

a 值相差不大,因此可以确定301.0,322.021==e e ,

N F a 2.127011=,2a F =6560N

4)求轴承当量动载荷21,p p 。

412.05.307932

.1270111==R a F F 1e 222300.021796

6560e F F R a ≈== 由《机械设计》表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为 X=0.40,Y=1.02

因轴承运转中有中等冲击载荷,按《机械设计》表13-6,取p f =1.2则

N YF XF f p a r p 25273)2.1270102.15.3079340.0(2.1)(111=?+??=+= N YF XF f p a r p 5.18491)656002.12179640.0(2.1)(222=?+??=+=

5)计算预期寿命h h L h 28800243004'=??= 6)验算轴承寿命

21p p >,所以按轴承1的受力大小验算

h p c n L h 30300)25073

178000(7.1966010)(60103616=??==ε>'h L

故所选轴承满足寿命要求。

(二)第二对轴承

轴2的受力分析如下图所示。

(1)轴2受力分析

齿轮的圆周力N d T F F te te 374534.5871011226

2'143=??===

齿轮的径向力==4

3re re F F N F n t 1419327.18cos 20tan 3745327.18cos tan 0

03

=?=α 齿轮的轴向力034327.18tan re ae ae F F F ===14193=?027.18tan 4686N

(4)计算轴上的支反力。

查<机械传动装置设计手册下册>page39可得30217型圆锥滚子轴承的基本额定动载

荷C=178000N 。

计算两轴承收到的径向载荷3r F 和3r F ,将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面

两个平面力系。如图所示:图3中的te F 为通过另加转矩而平移到指向轴线;图1中的ae F

亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由里分析可知:

412

23

.58746891401419341221403?

-?=?-?=

d F F F a

e re v r =2253N =-=v r re v r F F F 3414193N-2253N=11940N

N F F te H r 37453809

4128094123?==

=19073N =-=H r te H r F F F 3437453N-19073N=18380N

N F F F H r v r r 6.192061907322532223323=+=

+=

N F F F H r v r r 1876318380119402

224244=+=+=

(5)求两轴承的计算轴向力3a F 和4a F

对于30217型圆锥滚子轴承,查表《机械设计》page321表13-7,轴承派生轴向力,

r d eF F =其中,e 为《机械设计》page321表13-5中的判断系数,其值由c

F a

的大小来确定,现轴承轴向力a F 未知,故先初取e=0.4,因此可估算:

N N F F r d 6.76826.192064.04.033=?== N F F r d 5.75054.044==

N F F F d ae a 5.121915.7505468643=+=+= ==44d a F F 7505.5N

068.01780005

.121913==c F a

042.0178000

5

.75054==c F a 由《机械设计》表13-5进行插值计算,得301.0,322.021==e e 在计算

N N F F r d 4.5806.19206302.0302.033=?== N F F r d 7.5647301.044==

N F F F d ae a 7.103337.5647468643=+=+=

N F F d a 7.564744==

058.01780007

.103333==c F a 032.0178000

7

.56474==c F a 两次计算的c

F

a 值相差不大,因此可以确定301.0,322.021==e e ,

N F a 7.103333=,4a F =5647.7N

5)求轴承当量动载荷21,p p 。

53.06.192067

.1033333==R a F F 1e

24430.018763

7.5647e F F r a ≈== 由《机械设计》表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为 X=0.40,Y=1.02

因轴承运转中有中等冲击载荷,按《机械设计》表13-6,取p f =1.3则

N YF XF f p a r p 23690)7.1033302.16.1920640.0(3.1)(333=?+??=+= N YF XF f p a r p 6511)7.564702.11876340.0(2.1)(444=?+??=+=

5)计算预期寿命h h L h 720002430010'=??= 7)验算轴承寿命

43p p >,所以按轴承3的受力大小验算

h p c n L h 126955)23690

178000(4.556010)(60103636=??==ε>'h L

故所选轴承满足寿命要求。

(三)第三对轴承

轴3的受力分析如下图所示。

(1)轴3受力分析

齿轮的圆周力N d T F F te te 373134134

1025226

3'356=??===

齿轮的径向力==6

5re re F F N F n t 14139827.18cos 20tan 37313427.18cos tan 0

05

=?=α 齿轮的轴向力056527.18tan re ae ae F F F ===141398=?027.18tan 46680.8N (2)计算轴上的支反力。

查<机械传动装置设计手册下册>page39可得30217型圆锥滚子轴承的基本额定动载

荷C=178000N 。

计算两轴承收到的径向载荷5r F 和6r F ,将轴系部件受到的空间利息分解为铅垂面和水平面两个平面力系。如图所示:图3中的te F 为通过另加转矩而平移到指向轴线;图1中的ae F

亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由上分析可知:

N d F F F ae re v r 4.40018695

2200

8.4668020014139869522005=?

-?=?-?=

=-=v r re v r F F F 56141398N-40018.4N=101379.2N

N F F te H r 373134695

1405.2342005?==

=75163N =-=H r te H r F F F 56373134N-75163N=297971N

N F F F H r v r r 5.85152751634.400182225525=+=

+=

N F F F H r v r r 3200002979712.1013792

226266=+=+=

(3)求两轴承的计算轴向力1a F 和2a F

对于30217型圆锥滚子轴承,查表《机械设计》page321表13-7,轴承派生轴向力,

r d eF F =其中,e 为《机械设计》page321表13-5中的判断系数,其值由c

F a

的大小来确定,现轴承轴向力a F 未知,故先初取e=0.4,因此可估算:

N N F F r d 340615.851524.04.055=?== N F F r d 1280004.066==

N F F F d ae a 8.1746801280008.4668065=+=+= N F F d a 12800066==

98.0178000

8

.1746805==c F a

游梁式抽油机设计计算 卢国忠编 05-04 游梁式抽油机的主要特点是:游梁在上、下冲程的摆角相等,即上下冲程时间相等。且减速器被动轴中心处游梁后轴承的正下方。 一、几何计算 1.计算(核算) 曲柄半径R和连杆有效长度P 己知:冲程S、游梁后臂长C、游梁前臂长A、极距K(参见图1)由余弦定理推导可得:

公式: () b t CK K C CK K C R ψψcos 2cos 22 12222 -+--+= ------(1) R CK K C P t --+=ψcos 222 -------(2) 式中:1090δφψ+-=t 2090δφψ--=b H I tng 1 -=φ A S mas πδδ4360021?== 22H I K += 2. 计算光杆位置系数R P : PR 是在给定的曲柄转角θ时,光杆从下死点计算起的冲程占全冲程的百分比。(图2)(图3) 公式:10?--='= b t t mas S s PR ψψψ ψ% -----------(3) 曲柄 max S PR s ?=' ()121δδ?-=PR 式中: b t ψψ, 分别代表下死点和上死点的ψ角的值 ρ χψ-= ()?? ? ? ??-=-J R φ?ρsin sin 1 βcos 22 2 PC C P J -+= ??? ? ??-+=-CJ P J C 2cos 2221 χ

??? ? ??---++=-CP R K KR P C 2)cos(2cos 22221 ?θβ ()φθψβα--+= 上冲程 ()[]φθψβα--++=360 下冲程 二运动计算 己知:曲柄角速度ω、曲柄转角θ,分析驴头悬点的位移s 、速度v 、加速度a 的变化规律。 1. 假定驴头悬点随u 点作简谐振动: ()? ω? ω?con C AR a C AR v C AR s ??=??=-?= 2sin cos 1 以C AR S 2max =代入得: ()?ω? ω?c o s 21s i n 21 c o s 121 2m a x m a x m a x S a S v S s ==-= 2max max 2 1 ωS a = 2.接严格的数学推导 ?? ? ? ?+=P R S a 12 1max 2max ω 三动力计算 1.从示功图上求悬点载荷W 示功图是抽油机悬点载荷W 与光杆位置PR 的关系曲线图。是用示功仪在抽油机井口实测出来的。设计中无法实测,只好用理论公式计算并绘制------称为人工示功图,为以后的受力分析、强度计算提供主要依据。 2. 光杆载荷W 加在曲柄轴上的扭矩的计算(见图2 ,图3)

常规型游梁抽油机传动装置设计 打开文本图片集 一、传动装置总体设计方案 1.传动方案 传动方案已给定,前置外传动为普通V带传动,减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。 2.该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小振动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V 带这种简单的结构,并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。 展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置,因而沿齿向载荷分布不均,要求轴有较大刚度。 二、动力学参数计算 1.电动机输出参数 2.高速轴的参数 3.中间轴的参数 4.低速轴的参数 5.工作机轴的参数 各轴转速、功率和转矩列于下表 三、减速器的密封與润滑 1.减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作,在构成箱体的各零件间,如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间,需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面,常用密封胶、耐油橡胶垫圈等;对于旋转零件如外伸轴的密封,则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小,故采用接触式密封。输入轴与

轴承盖间V 3m/s,输出轴与轴承盖间也为V 3m/s,故均采用半粗羊毛毡封油圈。 2.齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动,其润滑方式根据齿轮的圆周速度大小决定。由于低速级大齿轮的圆周速度v≤12m/s,将大齿轮的轮齿浸入油池进行浸油润滑。这样,齿轮在传动时,就把润滑油带到啮合的齿面上,同时也将油甩到箱壁上,借以散热 齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高,但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,大齿轮齿顶距离油池地面距离不小于30mm,取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于低速级大齿轮全齿高h=6.75mm≤10mm,取浸油深度为10mm。则油的深度H为 H=30+10=40mm 根据齿轮圆周速度查表选用负荷工业齿轮油(GB 5903-2011),牌号为320润滑油,黏度推荐值为266cSt。 3.轴承的润滑 滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿≤2m/s,所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候,为避免稀油稀释油脂,需用挡油环将轴承与箱体内部隔开,且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离10mm,故选用通用锂基润滑脂(GB/T 7324-1987),它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑,选用牌号为ZL-1的润滑脂。 四、设计小结 之前我对《机械设计基础》这门课的认识是很肤浅的,实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少,而且就算上课的时候再认真听课,光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题,必须要靠自己学习。我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方,但由于时间的原因,是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那

游梁式抽油机专用电动机的设计

0 引言 利用游梁式抽油机采油是世界石油工业传统的采油方式之一,也是迄今在采油工程中一直占主导地位的采油方式。游梁式抽油机具有:惯性力矩较大,启动困难;周期性冲击载荷;连续工作在室外环境等特点。因此,要求用于拖动该设备的电动机应具有较大的启动力矩、较软的机械特性、全天候连续工作等基本条件。 API规范11L6《游梁式抽油机用电动机规范》将NEMA设计 D电动机作为基本设计,并对转差率、温升作出了明确要求。国家发展和改革委员于2005年发布了中华人民共和国石油天然气行业标准SY/T 6636-2005《游梁式抽油机用电动机规范》,本标准修改采用API规范11L6:1993《游梁式抽油机用电动机规范》(英文版),包括其《游梁式抽油机用电动机规范增补》的内容。 1 产品的型号表示方法 根据BG4831-2000《电动机产品型号编制方法》的规定,并考虑与已有的YH系列高转差率电动机相区别,国产游梁式抽油机专用电动机型号的表示方法如下: ─□ 极数 中心高

游梁式抽油机专用高转差电动机代号 2 产品的主要特点 API规范11L6对电动机的基本设计(包括标准电动机规范、电气性能和特性执行标准、工作条件、启动特性、绝缘系统、机械结构及材料选择等)、试验内容及方法均作了详细的规定。依据这个标准生产的YCH系列游梁式抽油机专用电动机,与依据JB/T 6449-92生产的YH系列(IP44)高转差率三相异步电动机相比,其主要性能、结构特点如下: ⑴连续工作制、转差率5-8%、F级绝缘不超过B级温升; ⑵堵转转矩倍数≥2.75; ⑶使用系数为1.15; ⑷堵转电流符合NEMA设计 D; ⑸每相绕组内至少安装一个密封的温度检测器进行保护,当绝缘系统达到最高工作温度时驱动打开电动机控制电路,停止电动机运行; ⑹ 9根绕组引出线,可形成4种不同的输出转矩,使电动机与负载达到合理的匹配; ⑺电机中装有空间加热带,保证电机停止运行状态下内部温度比环境温度高5℃,防止凝露; ⑻端盖上设有润滑油注入孔和废油排除孔,可在不拆卸电机的情况下更换润滑脂;

游梁式抽油机简介 来源:西部石化网时间:2010-6-15 字体大小:大中小 游梁式抽油机具有性能可靠、结构简单、操作维修方便等特点。技术参数符合中华人民共和国行业标准SY/T 5044《游梁式抽油机》和美国石油协会API标准,技术成熟。 主要特点: 1、整机结构合理、工作平稳、噪音小、操作维护方便; 2、游梁选用箱式或工字钢结构,强度高、刚性好、承载能力大; 3、减速器采用人字型渐开线或双圆弧齿形齿轮,加工精度高、承载能力强,使用寿命长; 4、驴头可采用上翻、上挂或侧转三种形式之一; 5、刹车采用外抱式结构,配有保险装置,操作灵活、制动迅速、安全可靠; 6、底座采用地脚螺栓连接或压杠连接两种方式之一。 游梁式抽油机按照结构不同可分为普通式抽油机和前置式。 按平衡方式可分为:机械平衡(游梁平衡、曲柄平衡、复合平衡)、气动平衡。 按曲柄结构分:常规式和偏心异向节能式。

常用的游梁式抽油机结构 1.游梁平衡:在游梁的尾部装设一定重量的平衡板,这是一种简单的平衡方式,适用于3 吨以下的轻型抽油机。 2.曲柄平衡:是将平衡块装在曲柄上,适用于重型抽油机。这种平衡方式减少了游梁平衡引起的抽油机摆动,调整比较方便,但是,曲柄上有很大的负荷和离心力。 3.复合平衡:在一台抽油机上同时使用游梁平衡和曲柄平衡。特点:小范围调整时,可以调整游梁平衡:大范围调整时,则调整曲柄平衡。这种平衡方式适用于中深井。 4.气动平衡:利用气体的可压缩性来储存和释放能量达到平衡的目的,可用于10吨以上重型抽油机。这种平衡方式减少了抽油机的动负荷及震动,但其装置精度要求高,加工复杂。新系列游梁式抽油机代号

游梁式抽油机的工作原理 游梁式抽油机是有杆抽油系统的地面驱动装置,它由动力机、减速器、机架和连杆机构等部分组成。减速器将动力机的高速旋转运动变为曲柄轴的低速旋转运动;曲柄轴的低速旋转圆周运动由连杆机构变为驴头悬绳器的上下往复直线运动,从而带动抽油泵进行抽油工作。游梁式抽油机是机械采油设备中问世最早的抽油机机种,基本结构如图1所示: 图1 常规游梁式抽油机基本机构图 1-刹车装置2-电动机3-减速器皮带轮4-减速器5-动力输入轴6-中间轴7-输出轴8-曲柄9-曲柄销10-支架11-曲柄平衡块12-连杆13-横梁轴14-横梁15-游梁平衡块16-游梁17-支架轴18-驴头19-悬绳器20-底座

常规游梁式抽油机的运动分析(下图为ppt 演示文稿,请双击打开相关内容) 常规游梁式抽油机的运动分析 常规游梁式抽油机的悬点载荷计算 一、抽油机悬点载荷简介 当游梁式抽油机通过抽油杆的上下往复运动带动井下抽油泵工作时,在抽油机的驴头悬点上作用有下列几类载荷: (1)静载荷包括抽油杆自重以及油管内外的液体静压作用于抽油泵柱塞上的液柱静载荷。 (2)动载荷由于抽油杆柱和油管内的液体作非匀速运动而产生的抽油杆柱动载荷以及作用于抽油泵柱塞上的液柱动载荷。 (3)各种摩擦阻力产生的载荷包括光杆和盘根盒间的摩擦力、抽油杆和油液间的摩擦力、抽油杆(尤其是接箍)和油管间的摩擦力、油液在杆管所形成的环形空间中的流动阻力、油液通

过泵阀和柱塞内孔的局部水力阻力,还有柱塞和泵筒之间的摩擦阻力。 抽油机有杆泵运动1个周期内的4个阶段 1—抽油杆; 2—油管; 3—泵筒 有杆泵的具体运行过程: 1.电机提供动力给齿轮箱。齿轮箱降低输出角速度同时提高输出转矩。 2.曲柄逆时针转动同时带动配重块。曲柄是通过联接杆连接游梁的,游梁提升和沉降活塞。驴头在最低位置的时候,标志着下冲程的止点。可以注意到曲柄和连接杆此时在一条直线上。 3.上冲程提升驴头和活塞,随之油背举升。在上止点,所有的铰链在一条直线。这种几种结构局限了连接杆的长度。 4.活塞和球阀。球阀是液体流动驱动开闭的。 上冲程中,动阀关闭静阀开启。活塞上部的和内部的液体从套管中被提升出去,同时外部液体补充进来。下冲程,动阀开启阀法关闭。液体流入活塞而且没有液体回流油井。 二、悬点载荷计算 j d W W W =+ j W ---悬点静载荷; d W ---悬点动载荷; (1)悬点静载荷 1.抽油杆自重计算 在上下冲程中,抽油杆自重始终作用于抽油机驴头悬点上,是一个不变的载荷,它可以用下列式子计算: '/1000r r r p r p W A gL q L ρ== 'r W -抽油杆自重,kN; p L -抽油杆总长度,m;r A -抽油杆的截面积,m 2;g 重力加速度,9.81N/kg 2;r ρ-抽油杆的密度,kg/m 3;r q -每米抽油杆自重,kN/m 。 对于组合杆柱,如果级数为K,则可用下式计算: r q =1k ri i i q ε=∑ ri q ---第i 级抽油杆住每米自重,KN/m; i ε----第i 级杆柱长度与总长之比值; 由于抽油杆全部沉没在油管内的液体之中,所以在计算悬点静载荷时,要考虑液体浮力的影响。用r W 代表抽油杆柱在液体中的自重,则它可以用下式计算:

常规游梁式抽油机安全操作规程 一、启动前的准备工作 (1)改好流程,检查出油管线是否畅通,冬天提前2-4小时预热水套炉。 (2)检查光杆卡子是否紧固牢靠,光杆盘根盒盘根松紧是否合适,润滑油是否足够,悬绳器滑轮是否正常。 (3)检查减速箱油量是否适量(应在两丝堵之间),检查曲轴、游梁、支架各轴承润滑脂是否足够。 (4)检查刹车是否灵活完整,应无自锁现象。 (5)检查皮带有无油污及损坏情况,并校对其松紧度。 (6)检查各部位固定螺丝、轴承螺丝、驴头销子螺丝、平衡块螺丝等无松动现象,并检查曲柄销子有无脱出及保险销有无松动现象。 (7)检查曲柄轴、减速箱皮带轮、电机皮带轮、刹车的键有无松动现象。 (8)检查保险丝是否插牢、启动开关有无异样,电器设备接地装置是否良好,保险丝(熔断丝)是否符合规定。 (9)检查电机三相绕阻的直流电阻是否平衡,绝缘电阻是否过到安全值。 (10)检查和排除抽油机周围妨碍运转的物体。 二、启动操作 1、先松刹车。 2、盘皮带轮,对于新井或长期停产油井,重新开抽前人工盘动眼带轮,观察有无卡碰现象。 3、按启动电钮或推动手柄。启动电机时,先使曲柄平衡块作2-3次摆动,以利于曲柄平衡块惯性启动抽油机。 三、启动后的检查工作 1、检查联接部位、减速箱、电动机、轴承等各部位有无不正常的声音。 2、检查各部位有无振动现象。 3、检查减速箱及各轴承部位有无漏油现象。 4、检查曲柄销子、平衡块有无松动、脱出,驴头上下运动 时井内有无碰击等现象。 5、检查回压、套压是否正常,井口是否出油,方卡子是否 松脱,悬绳器毛辫子是否打扭,盘根盒是否损坏或发热,三相 电流是否平衡等。 6、检查光杆是否发热,各轴承发热温升不高于2 0℃,电机 外壳温度不超过6 5℃。 7、经检查一切确认后,操作人员方可离开。 8、每间隔2-4小时应巡回检查一次,如发现有不正常现象,立即停抽,进行检查处理,将处理结果填入报表,情况严重时,应及时将情况汇报队里。 四、停机操作 1、按停止电钮,让抽油机停止工作,刹紧刹车。 2、根据油井情况,让驴头停在适当的位置。出砂井驴头停在上死点;油气比高、结蜡严重、稠油井停在下死点;一般井驴头停在冲程1/3-1/2这时曲柄在右上方位置(井口在左前方时),开抽时容易启动。若停抽时问长,按关井操作规程进行。 五、注意事项 1、启动抽油机时应注意的事项 (1)启动时抽油机附近禁止站人,尤其注意不准站在曲柄放置扫击范围之内,防止伤人。

兰州航空工业职工大学 毕业设计(论文) 题目:游梁式抽油机二级传动装置 专业: 班级: 学生姓名: 指导老师: 年月日

摘要 通过对减速器的简单了解,开始学习设计齿轮减速器,尝试设计增强感性认知和对社会的适应能力,及进一步巩固已学过的理论知识,提高综合运用所学知识发现问题、解决问题,以求把理论和实践结合一起。 学习如何进行机械设计,了解机械传动装置的原理及参数搭配。学习运用多种工具,比如CAD等,直观的呈现在平面图上。通过对圆柱齿轮减速器的设计,对齿轮减速器有个简单的了解与认知。齿轮减速器是机械传动装置中不可缺少的一部分。机械传动装置在不断的使用过程中,会不同程度的磨损,因此要经常对机械予以维护和保养,延长其使用寿命,高效化的运行,提高生产的效率。 【关键词】:机械传动装置、齿轮减速器、设计原理与参数配置

目录 第一节设计任务------------------------------------(3)第二节方案设计分析--------------------------------(3)第三节轴承的选择及寿命计算------------------------(17)第四节设计结果------------------------------------(22)第五节心得体会------------------------------------(23)第六节附录----------------------------------------(25)

引言 1.1 减速器的主要型式及其特性 减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件,常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置;在少数场合下也用作增速的传动装置,这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单,并可成批生产,故在现代机械中应用很广。 减速器类型很多,按传动级数主要分为:单级、二级、多级;按传动件类型又可分为:齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。 电动机联轴器高速轴中间轴低速轴 减速器系统框图 以下对几种减速器进行对比: 1)圆柱齿轮减速器 当传动比在8以下时,可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时,最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大,则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单,但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置,因而将使载荷沿齿宽分布不均匀,且使两边的轴承受力不等。为此,在设计这种减速器时应注意:1)轴的刚度宜取大些;2)转矩应从离齿轮远的轴端输入,以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀;3)采用斜齿轮布置,而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间,所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿,一侧为左旋,另一侧为右旋,轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷,其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上,故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。 圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW,圆

本科生毕业设计(论文) 题目:游梁式抽油机53型减速器设计 摘要 本文阐述了我国齿轮减速器的现状及发展趋势,着重对游梁式抽油机53型双圆弧齿轮减速器进行设计计算,其中包括驱动装置的选择、总传动比的设定及各级传动比的分配、齿轮传动设计和各级传动轴的设计计算,并结合设计对系统进行了动态校正和强度校核。用CAXA绘制二维装配图,Autodesk Inventor绘制三维图,最终设计出符合要求的齿轮减速器 关键字双圆弧齿轮;齿轮减速器;分流式人字齿结构;强度校核

ABSTRACT This paper expounds the present situation and development of gear reducer trend .Focusing on the beam pumping unit double-arced gear reducer 53 type design calculation, including drives choice, total ratio setting and the distribution of transmission ratio at all levels, gear transmission design and various design and calculation of the drive shaft ,and according to the design of the system dynamic correction and strength check. Using CAXA Autodesk Inventor, assembly drawing two-dimensional drawing three-dimensional graph, finally designed to meet the requirements of gear reducer Keywords: Double-arced gear ; Gear reducer ;Shunt person handwriting tooth structure ;Strength check

常规游梁式抽油机结构简述 摘要:抽油机是油田有杆抽油系统的地面驱动设备,它是有杆抽油系统的地面动力传动设备,也是石油开采的主要设备,抽油机的种类主要有游梁式抽油机和无游梁式抽油机两大类。其中游梁式抽油机的应用最为广泛,各个产油国仍然在大量使用。游梁式抽油机具有结构简单,制造容易,可靠性高,操作维护方便,适应现场工况,使用寿命长并且一次性投资少等特点,在今后相当时间内仍然是油田首选的采油设备。本文通过对常规游梁式抽油机结构进行剖析,使读者对抽油机结构更为了解。 关键词:有杆抽油系统游梁式抽油机减速器 常规游梁式抽油机主要由以下部件组成: 1、悬绳器 2、吊绳 3、驴头 4、游梁 5、游梁支撑 6、支架总成 7、曲柄总成 8、尾轴承总成 9、横梁总成10、连杆装置11、减速器12、底座总成13、护栏14、刹车装置 一、整机 常规游梁式抽油机,动力由电动机通过皮带传动到减速器,然后由减速器输出轴驱动曲柄、连杆、游梁、驴头,带动悬绳器做上下往复运动,实现对原油的抽汲。 整机主要由驴头总成、悬绳器总成、游梁总成、中轴总成、支架总成、横梁总成、连杆总成、曲柄总成、刹车总成、底座总成、电机装置等部件组成。 二、游梁总成 游梁总成由型钢和钢板组焊而成,游梁前端通过驴头连接销将游梁连接板与驴头连接板装配固定,后端与尾轴承座相连接,中间与游梁支座总成中的中央轴承座相连接。安装在支架顶面调位板上的4个调节螺栓,可以对游梁进行位置进行微调,以使驴头悬点对准井口中心,防止由于驴头的偏心引起抽油杆的磨损或其它损坏。 三、中轴总成 游梁支座总成由轴、轴承座、螺栓、轴承、油封、油杯等组成。中轴总成通过轴与支架支座装配连接,并与游梁通过螺栓连接。 四、支架总成 支架总成是由前架、后撑、护栏和支座等组成,前架和后撑是由型钢组焊并

塔里木大学毕业设计 常规式游梁抽油机 设计说明书 学生姓名 学号 所属学院机械电气化工程学院 专业机械设计制造及其自动化 班级 指导教师XXX 日期2012.05 XXX大学教务处制

前言 目前,采油方式有自喷采油法和机械采油法。在机械采油法中,有杆抽油系统是国内外油田最主要的,也是至今一直在机械采油方式中占绝对主导地位的人工举升方式。有杆抽油系统主要由抽油机、抽油杆、抽油泵等三部分组成,抽油机是有杆抽油系统最主要的升举设备。根据是否具有游梁,抽油机可以划分为游梁式抽油机和无游梁式抽油机。而常规游梁抽油机自诞生以来,历经百年使用,经历了各种工况和各种地域油田生产的考验,经久不衰。目前仍在国内外普通使用。常规游梁式抽油机以其结构简单、耐用、操作简便、维护费用低等明显优势,而区别于其他众多拍油机类型,一直占据着有杆系采油地面设备的主导地位。由于这里不能上传完整的毕业设计(完整的应包括毕业设计说明书、相关图纸CAD/PROE、中英文文献及翻译等),此文档也稍微删除了一部分内容(目录及某些关键内容)如需要其他资料的朋友,请加叩扣:二二壹五八玖一壹五一游梁式抽油机的主体结构为曲柄摇杆机构。根据驴头和曲柄摇杆机构相对于支架的位置,游梁式抽油机的机构形式可以划分为常规型和前置式两种;根据平衡方式的不同,游梁式抽油机可以划分为曲柄平衡、游梁平衡和复合平衡。 常规型游梁式抽油机主要由发动机、三角皮带、曲柄、连杆、横梁、游梁、驴头、悬绳器、支架、撬座、制动系统及平衡重等组成。 发动机安装在撬座上,其安装位置有两种,一种是将发动机置于整体尾部,另一种是将发动机放在支架下面。 减速箱为二级齿轮传动减速箱,传动比为30左右.齿轮型式一般小功率用斜齿,大功率用人字齿。近年来推广使用点啮合双圆弧人字齿。 曲柄一端与减速器输出轴固结,另一端与连杆铰接. 连杆与横梁常见有两种型式:小型抽油机多为组焊结构,靠改变后臂长度来调节冲程.大型抽油机多为整体机构,靠改变曲柄与连杆铰接位置来调爷冲程。 游梁由型钢组焊而成,也有用大型工字钢整体制造。 驴头由钢板组焊而成,有上翻式、侧转式、拆继式几种形式。 平衡重为金属块。小型抽油机多装于游梁尾部,大型抽油机多装于曲柄两翼.平衡重可根据需要而调整。 本设计将对常规游梁式抽油机进行设计与计算,以达到对常规游梁式抽油机的优化设计的目的。

抽油机结构及分类 一、游梁式抽油机 (1)常规型抽油机 1-悬绳器;2-驴头;3-游梁;4-横梁;5-横梁轴;6-连杆;7-支架轴;8-支架;9-平衡块;10-曲柄;11-曲柄销轴承;12-减速箱;13-减速箱皮带轮;14-电动机;15-刹车装置;16-电 路控制装置;17-底座 主要部件及作用如下: 驴头:驴头制成弧形是为了抽油时保证光杆始终对准井口中心,同时承担井下各种载荷的作用。 游梁:装在支架轴上,前端安装驴头承受井下载荷,后端连

接横梁、连杆、曲柄。作用是绕支架轴承上下摆动来传递动力。 曲柄连杆结构:作用是将电动机的旋转运动转变成驴头的上下往复运动。曲柄上有4-8个孔,是调节冲程时用的。减速箱:作用是将电动机的高速转动,通过三轴二级减速转变成曲柄轴的低速运动,同时支撑平衡块。 平衡块:抽油机上冲程时平衡块向下运动,帮助电动机做功; 下行程时平衡块向上运动,储存能量以便在下行程时释放。平衡块的作用是减小电动机上下行程的载荷差。悬绳器:是连接光杆和驴头的柔韧性连接件,可供动力仪测示功图。 电动机:是抽油机运转的动力来源,它将电能转变成机械能。 一般采用感应式三相交流电动机。 刹车装置:有内帐式和外抱式两种,是靠刹车片和车轮接触时发生摩擦而起到制动作用。 (2)异形游梁式抽油机 异形游梁式抽油机又称双驴头抽油机,它的结构特点:用一个后驴头代替了普通游梁式抽油机的尾轴,并用一根驱动绳辫子来连接横梁,构成了抽油机的四连杆机构。(见下图)

1-电动机;2-皮带轮;3-曲柄;4-减速器;5-连杆;6-平衡块;7-横梁;8-驱动绳辫子;9-后驴头;10-游梁;11-前驴头;12-绳辫子;13-悬绳器;14-中轴;15-支架;16-坐底 (3)矮型异相曲柄平衡抽油机(无游梁) 1-电动机;2-皮带轮;3-减速器;4-曲柄;5-配重臂;6-配重

目录 任务书 第1章概述 1.1抽油机类型、特点、应用等陈述 1.2抽油机存在的问题 1.3抽油机的发展方向 第2章常规游梁式抽油机传动方案计 2.1简述系统的组成工作原理等 2.2 绘制系统的机构(运动)简图 第3章曲柄摇杆机构设计 3.1 设计参数分析与确定·(的有示意图) 3.2 按K设计曲柄摇杆机构 3.3 曲柄摇杆机构优化设计分析 3.3.1满足有曲柄条件? 3.3.2满足传动角条件?(结合图分析) 3.3.3满足a最小吗? 3.4结论和机构运动简图 第4章常规游梁式抽油机传动系统运动和动力参数分析计算 4.1 传动比分配和电动机选择 4.2 各轴转速计算 4.3各轴功率计算 4.4各轴扭矩计算 第5章齿轮减速器设计计算 5.1 高速级齿轮传动设计计算 运动和动力参数的确定 计算过程 5.2 低速级齿轮传动设计计算 运动和动力参数的确定 计算过程 5.3结论及运动简图 第6章带传动设计计算 6.1 带链传动的方案比较

6.2 带传动设计计算 运动和动力参数的确定 计算过程(参见例题) 6.3结论及运动简图 第7章轴系部件设计计算 7.1 各轴初算轴径 7.2 轴的结构设计 内容包括:选择轴承、轴承配置、轴上零件定位、固定等。最后要有 设计结果:图 7.3滚动轴承寿命验算 7.4轴的强度和刚度验算 第8章连接件的选择和计算 8.1 齿轮连接平键的选择与计算 3根轴 8.2 带轮连接平键的选择与计算 大小带轮 8.3螺纹连接件的选择 轴承座孔旁、箱盖与箱座、地脚等 第9章设计结论汇总 已知条件: 结论:曲柄摇杆机构各杆长、齿轮减速器参数(输入输出扭矩、传动比、齿轮齿数、中心距)、带传动参数(带根数、大小带轮直径、传动比)总结 参考书目

异相型游梁式抽油机设计 摘要 抽油设备中,以游梁式抽油机最为普遍,数量也最多。游梁式抽油机具有机构简单、可靠性高等优点,因而在油田得到了广泛应用。随着石油工业的发展,目前,为了增加抽油机的适应性、可靠性、经济性和先进性,提高抽油效率,减少动力消耗,改善抽油机的运动特性、动力特性与平衡特性。因此国内外抽油机的总的发展趋势是向着超大载荷,长冲程,低冲次,精确平衡,自动化,智能化,节能化,高适应性方向发展。 异相型游梁式抽油机是油田应用最为广泛的一种节能型抽油机。它的设计原理与方法对抽油设备具有通用性。本文介绍了异相型游梁式抽油机工作原理与节能原理,进行了运动学和动力学分析计算、平衡计算。为此,将曲柄回转运动分成24等分,逐点计算悬点的光杆因数、扭矩因数、加速度、载荷值;曲柄扭矩计算、平衡率计算及交变载荷系数计算等。由于计算工作量大,在手算基础上采用了计算机的Excel软件优选了抽油机的几何尺寸。 对主要部件进行了选择计算,合理选择电动机和双圆弧齿轮减速器,设计了窄V带传动装置。最后对各结构进行了应力和强度校核。 设计显示:如果异相型游梁式抽油机的几何尺寸得到优化,节能效果是显著的。 关键字:异相型抽油机,扭矩因数,悬点载荷,净扭矩

Abstract Pumping equipment, with the most common beam pumping unit, also most.beam pumping unit has the advantages of simple structure, high reliability, and has been widely applied in the field.Along with the development of the petroleum industry, now, in order to increase the adaptability of the pumping unit, reliability, economy and advanced, improve the efficiency of oil, reduce power consumption, improve the motion characteristics and pumping dynamic characteristics and balance.So the general development trend and pumping unit is large load, and long stroke to flush times, low precision balance, automation, energy saving, intelligent, and high adaptability. Out-of-phase type beam pumping unit is the most widely used oil pumping unit is an energy-saving.It's design principle and method of pumping equipment.The paper introduces the beam pumping unit type out-of-phase working principle and the energy saving principle, kinematics and dynamics analysis and calculation, the equilibrium calculation.Therefore, will turn into twenty-four equal crank movement point, the calculation of strength factor, hanging point torque factor, acceleration, load value, Crank torque calculation, balance ratio and alternating load coefficient calculation, etc. Due to the big workload is calculated based on the hand, using computers Excel the optimum geometric dimension of the pumping unit. The choice of main components, reasonable choice of double circular-arc gear reducer motors and narrow, design the V belt transmission device.Finally the stress on the structure and intensity.

常规游梁式抽油机主要结构参数的优化设计 摘要:游梁式抽油机是油田目前主要使用的抽油机类型之一,主要由了驴头—游梁—连杆—曲柄机构、减速箱、动力设备和辅助装备等四大部分组成。本文试图用现代设计方法中的优化设计法,对CYJ8-3-48B常规性游梁式抽油机进行结构参数的优化,并提出了将最大 TF作为目标函数的可行性,并通过约束条件建立数学模型,得到优化结果。扭矩因数max 关键字:游梁式抽油机优化设计数学模型 第一章常规游梁式抽油机 1.1常规游梁抽油机的介绍 游梁式抽油机,也称梁式抽油机、游梁式曲柄平衡抽油机,指含有游梁,通过连杆机构换向,曲柄重块平衡的抽油机,俗称磕头机。从采油方式上为有杆类采油设备(从采油方式上可分为两类,即有杆类采油设备和无杆类采油设备)。游梁式抽油机是一种变形的四连杆机构,其整机结构特点像一架天平,一端是抽油载荷,另一端是平衡配重载荷。游梁式抽油机具有性能可靠、结构简单、操作维修方便等特点。 根据我国行业标准GB/T 29021《石油天然气工业——游梁式抽油机》,抽油机标准型号标注格式如下: 游梁式抽油机类别代号:CYJ。 减速器齿轮齿形代号:无代号为渐开线齿形、H为点啮合双圆弧齿形。 平衡方式代号:Y为游梁平衡,B为曲柄平衡,F为复合平衡,Q为气动平衡。 游梁特征代号:直游梁不标注符号、Y为异相曲柄、S为双驴头、X为下偏杠铃、T为调径变矩、Q为前置型、W为弯游梁等。 示例:规格代号为8—3—37的常规型游梁式抽油机,减速器采用点啮合双圆弧齿轮,平衡方式为曲柄平衡,其型号为CYJ8—3—37HB。 抽油机工作时,电动机转速通过皮带传动到减速器,然后由减速器输出轴驱动曲柄、连杆、横梁、游梁(四连杆机构),把减速箱输出轴的旋转运动变为游梁与驴头的往复运动,并通过悬绳器带动抽油杆做上下往复的直线运动,实现对原油的抽汲。如图1-1所示:

!设计计算# 游梁式抽油机分析的数值法 3 齐俊林 曹和平 (11中国石油大学(北京)机电工程学院 21江汉机械研究所) 摘要 当游梁式抽油机的结构比较复杂时,用解析法来分析比较烦琐,采用数值法就成为明 智的选择。为此,建立了抽油机运动所满足的1组控制方程,用数值法求出一个曲柄转动周期的一系列悬点位移的离散值,利用这些离散值对悬点位移进行Fourier 级数逼近,再对逼近后的表达式连续求导分别得到悬点速度和悬点加速度。在此运动分析的基础上,应用动能定理的功率方程,分别考虑游梁式抽油机各部件对曲柄输出轴扭矩的影响,得到求解曲柄输出轴扭矩的表达式。给出用数值法对常规型游梁式抽油机进行分析的例子,应用表明,数值法通用性强,精度可以控制,是一种可靠的游梁式抽油机分析方法。 关键词 游梁式抽油机 数值分析法 运动分析 动力分析 平衡分析 引 言 各种形式的游梁式抽油机作为有杆泵采油系统的主要地面设备得到了广泛的应用,对其进行分析有着重要意义。Svinos [1] 提出了对游梁式抽油机进行精确运动分析的方法,可计算出抽油机各部件的作为曲柄转角函数的(角)位移、(角)速度和(角)加速度。国内的一些学者[2~4]在抽油机分析方面也做了大量的工作。截至目前,游梁式抽油机分析所用的方法基本上属于近似的解析法。 笔者提出一种用于游梁式抽油机分析的数值法。当游梁式抽油机的结构比较复杂时,用解析法来分析会比较烦琐,甚至无法进行,这时数值法就成为明智的选择。下面以常规型游梁式抽油机分析为例来阐述这种方法。 运 动 分 析 11位移 常规型游梁式抽油机采用单自由度的曲柄摇杆 四连杆机构,是单自由度系统,如图1所示(符号说明在文后),驴头(井口)在右 。 图1 常规型游梁式抽油机机构运动简图 广义位移φ2=φ2(θ)、φ3=φ3(θ)、φ4=φ4(θ)、s =s (θ)都是曲柄转角θ=θ(t )的函数, 抽油机的运动规律取决于它的结构,由下面的1组方程来控制。 s =A (φ4-φ4m in ) (1)φ4m in =m in φ4 (2) P e i φ3 -C e i φ4 =K -R e i φ2 (3)φ2=(±θ)+α (4) — 23— 石 油 机 械 CH I N A PETROLEUM MACH I N ERY 2006年 第34卷 第3期 3 本文为长庆油田分公司横向课题“有杆泵抽油系统计量技术研究及相关软件开发”和“抽油机井功图法计量技术软件完善与升级” 的部分研究内容。

常规式游梁抽油机 设计说明书 学生姓名 学号 所属学院机械电气化工程学院专业机械设计制造及其自动化班级 指导教师XXX 日期2012.05 XXX大学教务处制

前言 目前,采油方式有自喷采油法和机械采油法。在机械采油法中,有杆抽油系统是国内外油田最主要的,也是至今一直在机械采油方式中占绝对主导地位的人工举升方式。有杆抽油系统主要由抽油机、抽油杆、抽油泵等三部分组成,抽油机是有杆抽油系统最主要的升举设备。根据是否具有游梁,抽油机可以划分为游梁式抽油机和无游梁式抽油机。而常规游梁抽油机自诞生以来,历经百年使用,经历了各种工况和各种地域油田生产的考验,经久不衰。目前仍在国内外普通使用。常规游梁式抽油机以其结构简单、耐用、操作简便、维护费用低等明显优势,而区别于其他众多拍油机类型,一直占据着有杆系采油地面设备的主导地位。 游梁式抽油机的主体结构为曲柄摇杆机构。根据驴头和曲柄摇杆机构相对于支架的位置,游梁式抽油机的机构形式可以划分为常规型和前置式两种;根据平衡方式的不同,游梁式抽油机可以划分为曲柄平衡、游梁平衡和复合平衡。 常规型游梁式抽油机主要由发动机、三角皮带、曲柄、连杆、横梁、游梁、驴头、悬绳器、支架、撬座、制动系统及平衡重等组成。 发动机安装在撬座上,其安装位置有两种,一种是将发动机置于整体尾部,另一种是将发动机放在支架下面。 减速箱为二级齿轮传动减速箱,传动比为30左右.齿轮型式一般小功率用斜齿,大功率用人字齿。近年来推广使用点啮合双圆弧人字齿。 曲柄一端与减速器输出轴固结,另一端与连杆铰接. 连杆与横梁常见有两种型式:小型抽油机多为组焊结构,靠改变后臂长度来调节冲程.大型抽油机多为整体机构,靠改变曲柄与连杆铰接位置来调爷冲程。 游梁由型钢组焊而成,也有用大型工字钢整体制造。 驴头由钢板组焊而成,有上翻式、侧转式、拆继式几种形式。 平衡重为金属块。小型抽油机多装于游梁尾部,大型抽油机多装于曲柄两翼.平衡重可根据需要而调整。 本设计将对常规游梁式抽油机进行设计与计算,以达到对常规游梁式抽油机的优化设计的目的。

目录 一.电机选择 (6) 1.1 选择电机 (6) 1.2 计算并分配传动比 (6) 1.3 传动装置的运动和动力参数计算 (6) 二.带传动设计 (8) 三.齿轮设计 (10) 3.1 高速级齿轮设计 (10) 3.2低速级齿轮设计 (14) 四.轴的设计 (19) 4.1 I轴的设计计算 (19) 4.2 II轴的设计计算 (20) 4.3 III轴的设计计算 (23) 五.轴承寿命计算 (26) 5.1 I轴轴承寿命计算 (26) 5.2 II轴轴承寿命计算 (27) 5.3 III轴轴承寿命计算 (28) 六.键的校核 (30) 七.润滑及密封类型选择 (31) 八.减速器附件设计 (32) 九.主要尺寸及数据 (33) 十.参考文献 (34)

攀枝花学院本科学生课程设计任务书 题目15 抽油机机械设计 1、课程设计的目的 本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑,自学,查资料,独立实践的机会。将本学期课本上的理论知识和实际有机的结合起来,锻炼学生实际分析问题和解决问题的能力,提高学生综合运用所学知识的能力,装配图、零件图的设计绘图能力。 2、课程设计的内容和要求

1)、设计原始数据额定 功率(kW) 冲程(m) 冲次 (n/min ) 游 梁 前 臂 长 度 (m) 游梁 后臂 长度 (m) 额定扭矩 MS(kN*m) 游梁 支撑 中心 到底 座距 离(m) 曲 柄 转 动 轴 心 到 底 座 直 距 离 (m) 曲 柄 平 衡 块 数 曲 柄 偏 置 角 (度 ) 游 梁 支 撑 中 心 到 曲 柄 转 动 轴 心 的 水 平 距 离 (m) 70 2.1,2.5,3 6 3 2.4 50 2 1.6 2 0 0 70 2.1,2.5,3 12 3 2.4 50 2 2 2 0 0 40 1.5,1.2,0.9 12 1.8 1.44 30 3.2 3 2 0 1.2

10型,12型游梁式抽油机用53型双圆弧齿轮减速器设计 摘要 本文阐述了常规游梁式抽油机结构组成、工作原理及特点。中的双圆弧齿轮对游梁式抽油机53型双圆弧齿轮减速器进行的设计计算。并结合设计对系统进行了动态校正和设计工作过程中图文分析。 游梁式抽油机采用四连杆机构进行传动,对于减速器齿轮的转动,以及齿轮之间的传动进行了数字运算,对于53型双圆弧齿轮减速器的内部结构进行了设计。 关键字:抽油机工作原理,悬点载荷,双圆弧齿轮 目录 1 2 3 4 绪论 随着原油和油气的产出,贮存压力减小。最终在某一点,贮存压力达到小的必需用人工举升的方式才可以产油。 游梁式抽油机,是一个借鉴了水井工业的理想应用。自从1925年Trout 设计的油泵演变到现今的具有统治地位游梁是人工举升设备。在石油采油过程中对常规游梁式抽油机的应用已有上百年的历史,由于其结构简单,平衡性、稳定性突出等特点而被延用至今。历经多年的发展和完善,主要是提高其可靠性和零件的设计方法上。随着科技的发展,游梁式抽油机出现了好多的类型。 如下分类: (1)传统型传统的曲柄配重型被广泛的接受和认可,是久经考验的油田“战士”。支点前面是负载,后面是配重。 (2)前置配重型由于其独特的几何结构和配重特征,低转矩峰值和低动力需求。运行特点是是快速的下冲程,慢速的上冲程。减小重型负载上冲程的加速载荷。降低峰值转矩延长油杆寿命。 (3)结构紧凑型紧凑结构的设计防便用于经常移动的工作方式或者城区的应用,很多部件在工厂已经完成安装。 (4)气压配重型应用压缩气体替代沉重的铸铁配重块并且可以更精确得控制配重。大大的减轻了系统地重量,运输和安装费用明显降低。气压配重独特的优点在于更大的增大冲程,而对于铸铁配重结构来说将是非常庞大难于实现。 (5)游梁配重型配重块安装在游梁的另一端,是一种适合浅井应用的经济型。 我国生产的抽油机按照抽油机承受的悬点额定载荷主要分为2、3、5、8、10、12、14、16等型,每种型式的抽油机又按照不同冲程、曲柄轴额定扭矩分为多种规格的机型。近几年随着计算机应用技术的不断提高,优化设计方法也被广泛应用于抽油机的设计中,使得抽油机设计周期大大缩短,设计精度大大提高,抽油机的规格和类型也更加多样化。 抽油机减速器是一种承受重复交变载荷、长期连续运转的减速装置。双圆弧齿轮减速器是根据机械工业部和石油工业部通过的JB2677-80常规型游梁式抽油机结构尺寸规定设计的, 现今已经设计了很多型号,如CYJ2-0.6-2.5Y等, 并已陆续投入产和现场使用。 本文我们要研究53型双圆弧齿轮减速器的设计制造,并对其内部结构进行设计计算。游梁式抽油机的工作原理

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