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1、机械设计课程设计报告抽油机机械系统设计目 录一、设计任务书2二、传动装置的总体设计3（一）传动方案的分析和拟定3（二）电动机的选择4（三）传动装置的总传动比的计算和分配：6（四）传动装置的运动和动力参数计算7三、传动零件的设计计算10（一）高速级齿轮副的设计计算101、按齿面接触强度设计102、按齿根弯曲强度设计123、几何尺寸计算：144、齿轮传动参数计算总结145、齿轮结构设计16（二）低速级齿轮的设计计算161、低速级齿轮副设计162、低速级齿轮副校核18四、轴系零件的设计计算22（一）轴的设计计算221、输入轴的设计计算222、输出轴的设计计算313、中间轴的设计计算37（二）滚动轴承
2、的校核42（三）联轴器和键联接的选用说明和计算48键连接的选择与校核481、高速级轴承键的选择与校核482、中间级轴承键的选择与校核483、低速级轴承键的选择与校核49联轴器的选择与校核501、输入端联轴器的选择与校核502、输出端联轴器的选择与校核51五、减速器的润滑设计52（一）齿轮的润滑设计52（二）、轴承的润滑及设计53六、箱体、机架及附件的设计55（一）、减速器箱体的结构设计55（二）、减速器箱体的附件设计56七、装配图和零件图的设计与绘制57八、附录59附表59附图61 设计任务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有三部分组成：一是地面驱动设备即抽油
3、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（将转动变转为往复移动）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。执行机构采用曲柄摇杆机构。1、 原始数据执行机构的曲柄的输出功率为35.351KW, 转速为n11r/min.2、 传动装置参考方案：3.电动机的选择初步确定传动系统总体方案如图26所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.940.980.980.980.990.867；为V带的效率，为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，
4、为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为6级精度，稀油润滑）。电动机所需工作功率为： PP/35.351/0.86740.77 kW执行机构的曲柄转速为n11r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）111761760r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y2280S6的三相异步电动机，额定功率为45kW，额定电流85.9A，满载转速n980 r/min，同步转速1000r/min。 4.传动装置
5、的总传动比和传动比分配（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为in/n980/1189.091（2） 传动装置传动比分配iii式中i，i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i3.61，则减速器传动比为ii/ i89.091/3.6124.679。根据各原则，查图得高速级传动比为i6.3，则ii/ i3.925.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速 nn/ i980/3.61271.47r/min nn/ i271.47/6.343.09 r/min nn/ （ii）11 r/min（2）各轴输入功率PP40.770
6、.9442.3 kW PP42.30.980.9941.04 kWPP41.040.980.9939.82 kW（3）各轴输入转矩轴 T9550 P/ n=955042.3/271.47=1.488 kNm 轴 T9550 P/ n=955041.04/43.09=9.096 kNm 轴 T9550 P/ n=955039.82/11=34.5 kNm.带传动的设计确定计算功率式中为工作情况系数， 为电机输出功率选择带型号根据，查图初步选用型带选取带轮基准直径查表选取小带轮基准直径，则大带轮基准直径式中为带的滑动率，通常取（1%2%），查表后取验算带速v在m/s范围内，带充分发挥。确定中心距a
7、和带的基准长度在范围内，初定中心距，所以带长查图选取型带的基准长度，得实际中心距取验算小带轮包角，包角合适。确定v带根数z因，带速，传动比i=3.61,查表得单根v带所能传递的功率，功率增量，包角修正系数，带长修正系数，则由公式得故选6根带。确定带的初拉力单根普通带张紧后的初拉力为计算带轮所受压力利用公式具体带与带轮的主要参数见图27图27.齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理大小齿轮材料为20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为5862HRC，有效硬化层深0.50.9
8、mm。经查图，取1500MPa，500Mpa。（2） 齿轮精度按GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。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，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。（1） 计算小齿轮传递的转矩kNm（2） 确定齿数z因为是硬齿面，故取z19，zi z6.319120传动比误差 iuz/ z120/196.316i0.255，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 初定螺旋角 15（5） 载荷系数K使用系数K 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K1.25动载荷系数K 估计齿轮圆周速
9、度v0.75m/s 查图得K1.01;齿向载荷分布系数K 预估齿宽b40mm 查图得K1.17，初取b/h6，再查图得K1.13齿间载荷分配系数 查表得KK1.1载荷系数KK K K K=1.251.011.11.131.57（6） 齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数 zz/cos19/ cos21.08 zz/cos120/ cos133.15查图得Y2.8 Y2.17 Y1.56 Y1.82（7） 重合度系数Y端面重合度近似为【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/191/120）】cos151.63arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos15）20.646901
10、4.07609因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.696（8） 螺旋角系数Y轴向重合度 1.024,取为1Y10.878（9） 许用弯曲应力 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt60271.4717300285.47310大齿轮应力循环次数N2N1/u5.47310/6.3160.86610查图得寿命系数, ;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数 许用弯曲应力 比较, 取(10) 计算模数 按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取 (11) 初算主要尺寸初算中心距,取a=355mm修正螺旋角 分度圆直
11、径 齿宽,取,齿宽系数(12) 验算载荷系数圆周速度查得按，查得，又因，查图得，则K1.6，又Y=0.930，Y=0.688，。从而得满足齿根弯曲疲劳强度。3校核齿面接触疲劳强度（1） 载荷系数，（2） 确定各系数材料弹性系数 查表得节点区域系数 查图得重合度系数 查图得螺旋角系数 （3） 许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；安全系数 查表得；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：取（4） 校核齿面接触强度 ，满足齿面接触疲劳强度的要求。（二）低速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
12、（1） 齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为4050HRC。经查图，取1200MPa，370Mpa。（2） 齿轮精度按GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。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，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。（10） 计算小齿轮传递的转矩 kNm（11） 确定齿数z因为是硬齿面，故取z33，zi z3.9233129传动比误差 iuz/ z129/333,909i0.285，允许（12） 初选齿宽系数 按非对称布置，由表查得0.6（13） 初选螺旋角 初定螺旋角 12（14） 载荷系
13、数K使用系数K 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K1.25动载荷系数K 估计齿轮圆周速度v0.443m/s 查图得K1.01;齿向载荷分布系数K 预估齿宽b80mm 查图得K1.171，初取b/h6，再查图得K1.14齿间载荷分配系数 查表得KK1.1载荷系数KK K K K=1.251.011.11.141.58（15） 齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数 zz/cos19/ cos35.26 zz/cos120/ cos137.84查图得Y2.45 Y2.15 Y1.65 Y1.83（16） 重合度系数Y端面重合度近似为【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/331/129）】cos121.72
