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1、抽油机机械系统设计 第 1 页 共 29 页 抽油机机械系统设计 第 2 页 共 29 页 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) 抽油机机械系统设计 第 3 页 共 29 页 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
2、：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
3、；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 抽油机机械系统设计 第 4 页 共 29 页 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
4、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
5、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 3max最小，由此确定 a、 b、 c、 d。 抽油机机械系统设计 第 5 页 共 29 页 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
6、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。 = 。 抽油机机械系统设计 第 6 页 共 29 页 曲柄转向应为逆时针，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 = e =1.35c (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。 型曲柄摇杆
7、机构的设计： 若以为设计变量，因 S=1.35c ，则当取定时，可得 c。根据 c、作图，根据作圆，其半径为 r。 抽油机机械系统设计 第 7 页 共 29 页 各式表明四杆长度均为和的函数 取和为设计变量 根据工程需要： 优化计算： .在限定范围内取、，计算 c、 a、 d、 b，得曲柄摇杆机构各构件尺寸； .判断最小传动角； .取抽油杆最低位置作为机构零位：曲柄转角 =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 3（可按步长 0.5循环计算）； .找出上冲程过程中的最大值 3max。 对于 II 型四杆机构，已知杆长为 a,b,c,d，原动件 a 的转角
8、及等角速度为( ,n 为执行机构的输入速度 ) . 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 抽油机机械系统设计 第 8 页 共 29 页 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） 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） 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
9、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： Matlab 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
10、.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 抽油机机械系统设计 第 9 页 共 29 页 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 K
11、g 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 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
12、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 抽油机机械系统设计 第 10 页 共 29 页 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： 初选普通 V 带 查表，由于载荷变动较大 取 1.3， P 51kW 抽油机机械系统设计 第 11 页 共 29 页 故 选取为 D 型带，小带轮 355400mm。查表初选 375mm 大 轮 准 直 径 ， 在 允 许 范 围 内 取 验算带速 v 在 1020 之间，故能充分发挥 V 带的传动能力。 确定中心距 a 和带的基准长度 初定中心距 带长 初选 查表取 实际中心距 实际中心距调节范围推荐值为： 验算小带轮包角 包角合适 确 定带的根数 因 传动比
