游梁式抽油机设计说明书

学生课程设计（论文）

题 目：游梁式抽油机第一部分

（电动机选择 带传动设计 减速器设计）

学生姓名: 学 号： 所在院(系)： 专 业： 班 级： 指导教师： 职称：

2013年 1 月 14 日

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

1

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，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 2

1)、设计原始数据 曲柄偏置角游梁支撑中(度) 心 曲柄转游梁额定功率(kW) 冲程(m) 冲次(n/min ) 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) 动轴心到底座直距离(m) 曲柄平衡块数 到曲柄转动轴心的水平距离(m) 70 2.1,2.5,3 70 2.1,2.5,3 40 1.5,1.2,0.9

6 12 12 3 3 1.8 3

2.4 2.4 1.44 50 50 30 2 1.6 2 2 3.2 3 2 0 2 0 2 0 0 0 1.2

70 2,2.5,3 70 3,3.6,4,4.2 70 70 70 50 70 5.5,4.6,3.7 2.1,2.5,3 2.1,2.5,3 1.5,1.2,0.9 2,2.5,3 6 4 8 12 6 9 9 0 6 12 4 12 3 ,3 5 9 ,8 6 5 6 ,6 3 1.92 50 74 120 50 50 6.5 50 74 120 3700 120 2300 7300 7300 3700 3700 120 2300 7300 7300 3700 2 2 2 2 2 0 2 0 2 2 2 2 2 0 0 0 0 0 4.2 2.625 5.5 3.162 3 2.4 3 2.4 1.8 1.44 3 1.92 4.2 2.625 5.5 3.162 3.5 2.31 6 3.162 3.5 2.31 5.5 3 5 3 5.05 3.25 3.5 2.31 6 3.162 3.5 2.31 5.5 3 5 3 5.05 3.25 5 2.5 2 1.6 2 2 3.2 3 2 2 2 2 70 3,3.6,4,4.2 70 5.5,4.6,3.7 45 1.2,1.8,2.4,3.0 70 4,5,6 18 1.2,1.8,2.4,3.0 55 5,4,3 55 5,4,3 20 3,5,4 45 1.2,1.8,2.4,3.0 70 4,5,6 18 1.2,1.8,2.4,3.0 55 5,4,3 55 5,4,3 20 3,5,4 2)、要求 2 0 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 0 12 0 12 8 8 6 12 0 12 8 8 6 5 2.5 3.061 1 2.8 2 3.061 0 7.2 2 2.1 4 3.3 0 3.061 1 2.8 2 3.061 0 7.2 2 2.1 4 3.3 0 2.5 3.35 4.1 0 0 1.2 2.5 3.35 4.1 3.2 4.1 3.2 2.4 2.7 2.4 3.2 4.1 3.2 2.4 2.7 2.4 (1)完成传动系统与传动装置的设计计算(电机选择、带传动设计、减速器设计)； (2)完成曲柄摇杆机构的设计及曲柄平衡块、横梁、横梁轴的设计计算； (3)完成游梁与驴头的设计与计算； (4)完成支撑装置及支架的设计与计算。 3)、课程设计成果 (1)每人需绘总装配图一张或部装图三张； (2)每人需绘零件图二张； (3)编写设计说明书。 4

3、主要参考文献 [1]所学相关课程的教材 [2]《机械设计课程设计》 [3]《机械设计手册》 [4]《电动机手册》 [5]《游梁式抽油机设计计算》 4、课程设计工作进度计划 (1)准备阶段（2天） (2)设计计算阶段（3天） (3)绘制总装配图或部装图(4天） (4)绘零件图（3天） (5)编写设计说明书（3天） 说明 (1)每组参数由两人完成； (2)设计内容不可相同； (3)两人需完成整个抽油机传动系统与传动装置的设计计算以及主要机械装置的设计 指导教师（签字） 教研室意见： 年 月 日 学生（签字）： 接受任务时间： 年 月 日 注：任务书由指导教师填写。

日期 年 月 日 5

一.电机选择

1.1 计算并选择电机

根据传动比合理范围，取带传动的传动比为i带=2～4，圆柱齿

轮二级减速器传动比范围为i齿=8～40，则总传动比范围为i=i齿i带=（8~40）

（2~4）=16~160。减速器输出轴的转速为冲次n0=12r/min，电动机转速的可选范围为：nd=in0=192～1920r/min。

32由电机到减速器输出轴的总传递效率为：=123

式中1，2，3分别为V带传动,轴承，齿轮效率。取1=0.96，2=0.98，

3=0.97，则有：

32=0.960.980.97=0.85

Tn03000012==37.7kw

95509550所以电动机所需的工作功率为： 又Pw=

Pd=

Pw=

37.7=44.4kw 0.85由Pd,nd综合考虑后选电动机型号为Y315S-10。其主要参数如下表： 电动机型号 额定功率/KW 满载转速（rmin） 590 最大转矩 额定转矩2.0 Y315S-10 45 1.2 计算总传动比并分配传动比 1）传动装置总传动比：i=

nd59049.17 nw12

2）分配到各级传动比：i=i带i齿已知带传动比的合理范围为2~4。故取i带3，则i齿16.39在8~40的范围内，故合适。分配减速器传动比，因为i齿=i1i2，其中i1为齿轮高速级的传动比，i2为齿轮低速级的传动比。故可先取i1=16.391.3=4.62，则i2=3.55。 1.3 传动装置的运动和动力参数计算

6

电动机： 转速：n0=590rmin

输入功率：P0=Pd=44.4KW 输出转矩：T0=9.55106Pd44.4=9.55106 7.19105N•mmn05904.计算各轴转速.输入功率.输入转矩

1轴： 转速：n1=

n0590196.67r/min i带3输入功率：P1=P0144.40.9642.62kw

输入转矩：T1=T0i带=7.19100.9632.07106N• mm12轴： 转速：n2=

n1196.6742.57r/min i14.625输入功率：P2=P12342.620.980.9740.51kw

2.071060.980.974.629.09106N•mm输入转矩：T2 Ti12313轴： 转速：n3n242.5712r/min i23.55输入功率：P3P22340.510.980.9738.51kw

输入转矩：T2T223i29.091060.980.973.5530.99106N•mm

各轴运动和动力参数

轴号 电机轴 1轴 2轴 3轴 功率（KW） 44.4 42.62 40.51 38.51 输入转矩（N•mm） 57.1910 转速（rmin） 590 196.67 42.57 12 2.07106 9.0910 630.9910 6 7

二．带传动设计 1.确定计算功率Pca

据表8-7查得工作情况系数KA=1.3。故有： Pca=KAP451.358.5kw

据Pca和n由机械设计P157图8-11选用D带。 2.确定带轮的基准直径dd1并验算带速

（1）初选小带轮的基准直径dd1，由机械设计P155表8-6和由机械设计P157表

8-8，取小带轮直径dd1=355mm。

（2）验算带速v，有：

v=dd1n03.1435559010.96m/s在5ms~30ms之间带速合适。

601000601000（3）计算大带轮基准直径dd2

dd2i带dd133551065mm

由机械设计P157表8-8，圆整为dd21120mm。

3.确定V带的中心距a和基准长度Ld

(1)由机械设计P155式（8-20），初定中心距a0=1050mm (2)计算带所需的基准长度

(dd2dd1)2Ld02a0(dd1dd2)24a0

3.14(1120355)221050(3551120)4555mm241050

由机械设计P146表8-2选带的基准长度Ld=5000mm

（3）计算实际中心距 LLd050004555aa0d10501273mm

22中心距的变化范围为1198~1423mm。

4.验算小带轮上的包角

0

57.3057.300180(dd2dd1)180(1120355)1460900

a1273

8

5.计算带的根数z

（1）计算单根V带的额定功率Pr

由ddd1355mm和n0590r/min查表8-4a得 P0=13.70kW

据n0590r/min，i=3和D型带，查8-4b得 P0=2.19kW 由机械设计P155表8-5得K=0.912，表8-2得KL=0.96，于是：

Pr=(P0+P0)KLK=（13.70+2.19）0.9120.96=13.91kW （2）计算V带根数z

z=

pca58.54.2，故取5根。 =

Pr13.916.计算单根V带的初拉力最小值（F0）min

由机械设计P149表8-3得D型带的单位长质量q=0.61kg/m。所以

2(2.5KP(2.50.912)58.52)caqv（F0）min=500=5000.6110.96

Kv0.912510.96z=1002.7N 应使实际拉力F0大于（F0）min。

7.计算压轴力Fp

压轴力的最小值为：

（Fp）min=2（F0）minsinz

=251002.70.96=9625.92N 2

9

三．齿轮设计

3.1高速级齿轮设计

1.选定齿轮类型，精度等级，材料齿数

（1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； （2）减速器主轴转速不高，故用8级精度；

（3）材料的选择。由机械设计P191小齿轮用20CrMnTi,渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC,Hlim1=1500MP；FE850MP;大齿轮用20Cr渗碳淬火,齿面硬度为56-62HRC,Hlim2=1500MP,FE850MP。

（4）选小齿轮齿数为Z1=20，大齿轮齿数Z2可由Z2=i1Z14.622092.4，取93；

（5）初选螺旋角=14。 2.按齿面接触疲劳强度设计

按右式计算：d132KZ1ZtT1u••(HE)2 u[]ddH（1）确定公式中各数值 1）试选Kt=1.6。

2）由机械设计P217图10-30选取区域系数ZH=2.433

3）由机械设计P215图10-26可得：1=0.75，2=0.84。则：

=0.75+0.84=1.59。 124）由机械设计P205表10-7选取齿宽系数d=1。 5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：

T1=2.07106N•mm

6）由机械设计P201表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=1.8MPa 7）计算接触疲劳许用应力

由机械设计P207图10-19取接触疲劳寿命系数KHN取SF1.2,SH1,则有

312=0.90，KHN4=0.95,

10

[H]H1H2Hlim1Hlim222SH150015001500MPa 2FF1F20.90FE10.95FE2659.06MPa

22SF(2)计算

1）计算小齿轮的分度圆直径d1，由计算公式可得：

621.62.07104.62132.4331.8233d1t()78.31mm

11.594.6215002)计算圆周速度

v=

d1tn13.1478.31196.67=0.81m/s

6010006010003）计算齿宽b及模数。

b=dd1t=178.31=78.31mm mnt=

d1tcos=3.80mm Z1h=2.25mnt=2.253.80=8.55mm b/h=

78.319.16 8.5）计算纵向重合度。

=0.318Ztan=0.318120tan14=1.59 d15）计算载荷系数K。

已知使用系数KA=1，据v=0.81m/s，8级精度。由机械设计P194图10-8得Kv=1.06，由表10-4得KH=1.488。由图10-13查得KF=1.4，由机械设计P195表10-3查得KH=KF=1.4，故载荷系数：

K=KvKAKHKH=1.0611.41.488=2.21

6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：

d1=d13K2.213=78.31=87.21mm

Kt1.6

11

7）计算模数mn

mn=

d1cos87.210.97==4.23mm

20Z13.按齿根弯曲疲劳强度设计

22KTYcosYY1FaSa按公式：mn3 •2[]FdZ1（1）确定计算参数 1）计算载荷系数。

K=KAKVKFKF=11.061.41.42.08

2）根据纵向重合度=1.59，由机械设计P217图10-28查得螺角影响系数Y=0.88。 3）计算当量齿数。

Zv1=Zv2=

4）查取齿形系数

由机械设计P200表10-5查得YFa1=2.80，YFa2=2.194 5）查取应力校正系数

由机械设计P200表10-5查得YSa1=1.55，YSa2=1.777 6）计算大、小齿轮的

YFaYSa，并加以比较 [F]Z1cos3=

20=21.98 0.9193=102.2 0.91YFa1YSa12.801.55==0.00658 659.06[F]1YFa2YSa22.1941.777==0.00592

659.06[F]2（2）设计计算

6222.082.070.88100.006580.97mn34.19mm 21201.59 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲

12

劳强度计算的法面模数，取mn=5mm，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d1=87.21mm来计算应有的齿数。于是由：

Z1=

d1cos87.210.97=17.01,取Z1=18，则：

5mnZ2i1Z1=4.6218=83.16，取z284

4.几何尺寸计算

（1）计算中心距

a=

(Z1Z2)mn(1884)5262.81mm圆整为263mm 2cos1402cos（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

=arccos(Z1Z2)mn(1884)5=arccos=14.170

22632a因值在允许范围内，故等不必修正 (3)计算大，小齿轮的分度圆直径

d1z1mn185092.82mm coscos14.17z2mn8450433.18mm coscos14.17d2（4）计算齿轮宽度

b=dd1192.82=92.82mm 圆整后取B2=95mm，B1=100mm 5.大小齿轮各参数见下表

低速级齿轮相关参数表6-2(单位mm)

名称 模数 压力角 齿顶高 齿根高 符号 m  计算公式及说明 m=5 20o ha=ham5 hf=(ha+c)m=6.25 ha hf 13

全齿高 分度圆直径 h h=(2ha+c)m=11.25 d1 d1=m Z1=90 d2 齿顶圆直径 d2=mz2420 da1=（z12ha）m=100 da2=（z22ha）m=430 da1 da2 齿根圆直径 df1df2 df1df2z2h2c1a=()m=77.5 z2h2c2a=()m=407.5 基圆直径 db1 db2 d1cos84.6 d2cos394.7 3.2低速级齿轮设计 1.选定齿轮类型，精度等级，材料齿数

（1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； （2）减速器主轴转速不高，故用8级精度；

（3）材料的选择。由机械设计P191小齿轮用20CrMnTi,渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC,Hlim1=1500MP；FE850MP;大齿轮用20Cr渗碳淬火,齿面硬度为56-62HRC,Hlim2=1500MP,FE850MP。

（4）选小齿轮齿数为Z3=20，大齿轮齿数Z4可由Z4=i2Z33.552071，

取71；

（5）初选螺旋角=14。 2.按齿面接触疲劳强度设计

按右式计算：d33（1）确定公式中各数值 1）试选Kt=1.6。

2）由机械设计P217图10-30选取区域系数ZH=2.433

2KZ1ZtT2u••(HE)2

u[dH] 14

3）由机械设计P215图10-26可得：3=0.75，4=0.86。则：

=34=0.75+0.86=1.61。

4）由机械设计P205表10-7选取齿宽系数d=1。 5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：

T2=4.5106N•mm

6）由机械设计P201表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=1.8MPa 7）计算接触疲劳许用应力

由机械设计P207图10-19取接触疲劳寿命系数KHN取SF1.2,SH1,则有

[H]312=0.90，KHN4=0.95,

H1H2Hlim1Hlim222SH150015001500MPa 2FF1F20.90FE10.95FE2659.06MPa

22SF(2)计算

1）计算小齿轮的分度圆直径d1，由计算公式可得：

621.64.5103.55132.4331.8233d3t()103.14mm

11.613.5515002）计算圆周速度

V=

d3tn23.14103.1442.57=0.23m/s

6010006010003）计算齿宽b及模数。

b=dd3t=1103.14=103.14mm mnt=

d3tcos=1.41mm z3h=2.25mnt=2.251.41=5.0mm

b103.1420.63mm h5.04)计算纵向重合度。

15

120tan14=1.59 =0.318dZ3tan=0.3185）计算载荷系数K。

已知使用系数KA=1，据v=0.23m/s，8级精度。由机械设计P194图10-8得Kv=1.02，由表10-4得KH=1.52。由图10-13查得KF=1.4，由机械设计P195表10-3查得KH=KF=1.4，故载荷系数：

K=KvKAKHKH=1.0211.41.52=2.17

6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：

d3=d3t3K2.173=103.14=114.07mm

Kt1.67）计算模数mn

mn=

d3cosz3=

114.070.97=5.53mm

203.按齿根弯曲疲劳强度设计

22KTYY2cosYSaFa按公式：mn3 •2[]ZFd1(1）确定计算参数 1）计算载荷系数。

K=KAKVKFKF=11.021.41.42.0

2）根据纵向重合度=1.59，由机械设计P217图10-28查得螺角影响系数Y=0.88。 3）计算当量齿数。

ZV3=

ZcosZcos33=

20=21.98 0.9171=78.02 0.91ZV4=

4）查取齿形系数

43由机械设计P200表10-5查得YFa3=2.80，YFa4=2.238 5）查取应力校正系数

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由机械设计P200表10-5查得YSa3=1.55，YSa4=1.75 6）计算大、小齿轮的

YFa3YSa3YFaYSa，并加以比较 [F]2.801.55=0.00658

659.06F3=

YFa4YSa4F42.2381.7520.00595659.06

（2）设计计算

22.04.51060.9720.880.00658mn5.38mm 21201.593对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=6mm，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d3=114.07mm来计算应有的齿数。于是由：

Z3=

d3cos114.070.97==18.44取Z3=19，则:

6mnZ4i2z3=3.5519=67.45，取z468

4.几何尺寸计算

（1）计算中心距

a=

(Z3Z4)mn(1968)6269.07mm圆整为270mm

20.972cos（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

(ZZ)m(1968)6=14.840 =arccos34n=arccos2a2270因值在允许范围内，故等不必修正 （3)计算大，小齿轮的分度圆直径

d3z3mn1960117.93mm coscos14.84z4mn6860422.08mm coscos14.84d4 17

（4）计算齿轮宽度

b=dd3=117.93mm

圆整后取B2=120mm，B1=125mm

5.大小齿轮各参数见下表

低速级齿轮相关参数表6-2(单位mm) 名称 符号 计算公式及说明 模数 m m=6  压力角 20o 齿顶高 齿根高 全齿高 分度圆直径 ha hfh ha=ham6 hf=(ha+c)m=7.5  h=(2ha+c)m=13.5 d1 d1=m Z1=114 d2 齿顶圆直径 d2=mz2408 da1=（z12ha）m=126 da2=（z22ha）m=420 da1 da2 齿根圆直径 df1 df1df2z2h2c1a=()m=99 z2h2ca=(2)m=393 df2基圆直径 db1 db2 d1cos107.1 d2cos383.4

18

四．轴的设计

4.1 I轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩

mm 由前面算得p142.62kW,n1196.67r/min,T12.07106N·14.170,n200

2.求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d1=92.82mm

Ft1=

2T122.07106==44602N d192.82tan200tann16743N Fr1=Ft1=446020cos14.17cosFa1Ft1tan44602tan14.17011261N3.现初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计P370表15-3，取A0=106，于是得：

dmin1A03P42.621106363.67mm n1196.67因键槽影响，故将轴径增加4%~5%,取轴径为67mm。又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin=70mm。 4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，选用[2]图15-1的装配方案

I II III IV V VI VII VIII

19

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）I-II段是与带轮连接的其dIII=70mm，lIII=200mm，由机械传动装置设计手册P384选键20X180GB1096。

2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为30mm。故取lIIIII=60mm，因其右端面需制出一轴肩故取dIIIII=75mm。

3）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，II-III段右端安装轴承，由机械传动手册

P

39轴承目录里初选30316选

d=80mm170mm39mm，故dIIIDBlIIIIVIV=80mm。又右边套筒长取151mm，所以

=196mm

V4）取安装齿轮段轴径为dIV=85mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知

齿轮宽度为100mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取lIVV0.07d，故取h=6mm则此96mm齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高hVI处dV=91mm。宽度b1.4h取lVVI=20mm，由机械传动装置设计手册P384表选

键25X80GB1096。

5）VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30316，所以dVIIVIII=80mm，所以此处轴肩高h0.07d，取h=6mm，故dVIVIIVII=86mm，轴肩宽度

取lVI=139mm，lVIIVIII=50mm。

4.2 II轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩

mm 由前面算得p240.51kW,n242.57r/min,T29.09106N·2.求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d2=407.22mm，d3148.83mm

2T229.09106Ft2===444N

407.22d2

20

tanntan20016759N Fr2=Ft2=444coscos14.170Fa2Ft2tan444tan14.17011271N

同理：Ft21Ft2261076N,Fr21Fr2222997N,Fa21Fa2216183N

3.现初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计P370表15-3，取A0=106，于是得：

dmin2A03P240.511063104.3mm n242.57因键槽影响，故将轴径增加4%~5%,取轴径为109mm

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，选用下图的装配方案

I II III IV V I V VII

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）I-II段用于安装轴承和轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20mm

（由减速器及轴的结构设计而定）。初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，根据dmin2,由机械传动装置设计手册P384轴承目录里初选30322d=110mm240mm50mm，故dIII=110mm，lIII=70mm。 DB2）II-III段用于安装齿轮，dIIIII=122mm，右端有套筒，lIIIII=140mm,由机械传动装置设计手册P384查表选键32X100GB1096。

21

3）III-IV装大齿轮，故dIIIIV=130mm，lIIIIV=91mm,由机械传动装置设计手册

P384查表选键36X70GB1096。

4）IV-V为一轴肩，用于齿轮右边的定位，取dIV5）V-VI段安装齿轮，dVVIV=136mm，lIVV20mm。

=122mm，lVVI=121mm,由机械传动装置设计手册P384查

表选键32X100GB1096。 6）VI-VII段安装轴承和端盖，dVI5.轴的校验 作图：

VII=110mm，lVIVII=70mm。

22

Fr3Ft2161076N,Fr5Ft2261076NFr3Fr2122997N,Fr5Fr2222997N

,

（1）对水平面进行计算

FNH1FNH2Ft2Ft3Ft50FNH1(l1l2l3l4)Ft3(l2l3l4)Ft2(l3l4)Ft5l40

{

FNH183591NFNH283205N

MH1FNH1l18609873NmmMH2FNH1(l1l2)Ft3l211446763NmmMH3FNH2l48570115Nmm

（2）对垂直面进行计算

FNV1FNV2Fr2Fr3Fr50FNV1(l1l2l3l4)Fr3(l2l3l4)Fr2(l3l4)Fr5l40

{

FNV114505NFNV214730N

MV1FNv1l11494015NmmMV2FNv1(l1l2)Fr3l2424023Nmm MV3FNv2l41517190Nmm(3)求总的弯矩，即合成弯矩：

22M1MH1MV18738535Nmm 22M2MHM2V2114613Nmm 22M3MH3MV38703375Nmm

(4)按弯曲合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6则：

2M2(T)21146132(0.69090000)2ca158.8Mp

W312232 23

前以选定轴的材料为40，调质处理，查表的1b＝60Mpa,因此

ca<1b故安全。 4.3 III轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩

mm 由前面算得p338.51kW,n312r/min,T330.99106N·2.求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d4422.08mm

2T3230.99106Ft3===146844N

422.08d4tanntan20055291N Fr3=Ft3=1468440coscos14.84Fa3Ft3tan146844tan14.840307N

3.现初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45Cr，调质处理，由机械设计P370表15-3，取A0=97，于是得：

dmin3A03P338.51973143.1mm n312因键槽影响，故将轴径增加4%~5%,取轴径为148mm。 4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，选用下图的装配方案

24

I II III IV V VI VII VIII

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）I-II段，根据最小直径dIII=150mm，lIII=100mm，由机械传动装置设计手册P384查表选键40X80GB1096。

2）II-III段用于安装轴承和轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及的结构设计而定）。初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，由机械传动装置设计手册

P

384轴目录里初选

30232d=160mm290mm48mm，dIIIII=160mm，lIIIII=68mm。 DB3）III-IV段用于安装齿轮，dIIIIV=170mm，右端有套筒，lIIIIV=116mm，由机械

传动装置设计手册P384查表选键45X100GB1096。 4）IV-V段dIVV=180mm，lIVVIV140mm。

VI5）V-VI段安装齿轮，dV=170mm，lV=116mm，由机械传动装置设计手册P384查表选键45X100GB1096。 6）VI-VII段安装轴承和端盖，dVIVII=160mm，lVIVII=68mm。

7）VII-VIII段dVIIVIII150mm，lVII表选键40X80GB1096.

VIII=100mm，由机械传动装置设计手册P384查

25

五．轴承寿命计算

5.1 I轴轴承寿命计算 1.求轴上的载荷

Frv1Fr1229Ra1451d192.821674322944602223615N

451Fr2VFr1Fr1V16743361513128N

Fr1HFr2H229Fr18501N 451222Fr18241N 451222Fr1Fr21VFr1H361585019238N 222Fr2Fr22VFr2H13128824115500N

2.预期寿命：L`h28300524000h 3.求当量载荷

已知Fae11261N,n1196.67r/min 由机械设计P322表13-7知FdFr，P321表13-5得当Fa/Fre 时，X=1，Y=0，2Y当Fa/Fre时X=0.4，Y=1.8，其中e0.34,Cr141000N,C0r2200000N。则应有：

Fr2155009238Fd12717N，Fd24559N

2Y21.82Y21.8Fr1“压紧”“放松”判别：Fd1FaeFd2，1被放松，2被压紧 故Fa2Fd1Fae13978N，Fa1Fd12717N 当量载荷：

Fa127170.29e，则X=1，Y=0。 Fr19238Fa2139780.9e，则X=0.4，Y=1.8。 Fr215500由机械设计P337表13-11取fp1.1 则有

P1fp(XFr1YFa1)1.1(1923802717)10162N

26

P2=1.1(0.4155001.813978)34496N fp(XFYF)r2a24.验算轴承

取ft1，圆锥滚子轴承103

106ftcLh1()3972hL`h60n1p1 106ftc3Lh2()34524hL`h60n1p2

5.2 II轴轴承寿命计算 1.求轴上载荷

Fr3VFr2229Ra2462ddd2Fr21103Ra213Fr22359Ra223222

4624621014444N

Fr4VFr21Fr22Fr2Fr3V2299722997167591444414791N

Fr3H229Ft2103Ft21359Ft2283204N

462Fr4HFt2Ft21Ft22Fr3H83592N

222Fr3Fr23VFr3H144448320484448N 222Fr4Fr24VFr4H1479183592840N

`2.预期寿命：Lh28300524000h

3.求当量载荷

已知Fae21095N,n242.57r/min

Y由机械设计P321查表13-5得当Fa/Fre 由机械设计P322查表知FsFr/2，

时，X=1，Y=0，当Fa/Fre时，X=0.4，Y=1.7，其中

e0.35,Cr315000N,C0r444000N。则应有

Fr484084448Fd324837N，Fd424967N

2Y21.72Y21.7Fr3“压紧”“放松”判别：Fd3FaeFd4，3被放松，4被压紧

27

故Fa4Fd3Fae45932N，Fa3Fd324837N 当量载荷：

Fa4459320.e，则X=0.4，Y=1.7。 Fr4840

Fa3248370.29e，则X=1，Y=0。 Fr384448由机械设计P337表13-11取fp1.1则有

P4fp(XFr4YFa4)1.1(0.48401.745932)78086N P3fp(XFr3YFa3)1.1(0.4844481.724837)83602N

4.验算轴承

10取ft1，圆锥滚子轴承3

106ftc3Lh3()32588hL`h60n2p3 106ftc3Lh4()40913hL`h60n2p4 5.3 III轴轴承寿命计算 1.求轴上的载荷

1010Fr5VFr3100Ra3d4dFr3360Ra3422788N 460Fr6V2Fr3Fr5V25529178831718N

Fr5H100360Fr3Fr355291N 460460Fr6H55291N

222Fr5Fr25VFr5H7885529196315N 222Fr6Fr26VFr6H317185529163742N

2.预期寿命：L`h28300524000h 3.求当量载荷

已知Fae77814N,n112r/min

28

由机械设计P322表13-7知FdFr，由P321表13-5得当Fa/Fre 时，X=1，Y=0，2Y当Fa/Fre时X=0.4，Y=1.4，其中e0.44,Cr512000N,C0r739000N。则

Fd5Fr52YFr963156374234398N，Fd6622765N 21.42Y21.4“压紧”“放松”判别：Fd5FaeFd6，5被放松，6被压紧 故Fa6Fd5Fae112212N，Fa5Fd534398N 当量载荷：

Fa5343980.36e，则X=1，Y=0。 Fr596315Fa61122121.76e，则X=0.4，Y=1.4。 Fr663742由机械设计P337表13-11取fp1.1 则有

P5fp(XFr5YFa5)1.1(196315034398)105946N

P6fp(XFr6YFa6)1.1(0.4637421.4112212)200734N

5.验算轴承

取ft1，圆锥滚子轴承10103

106ftc3Lh5()265024hL`h60n3p5 106ftc3Lh6()314hL`h60n3p6

10

29

六.键的校核

6.1.I轴上键的强度校核

由机械设计P106表6-2得许用挤压应力为I-II段键与键槽接触疲劳强度

[p]150MPa

lLb18020160mm

p2T2207000061.6MPa[p]150MPa kld0.51216070故此键能安全工作。 IV-V段与键槽接触疲劳强度

lLb802555mm

p2T22070000126.5MPa[p]150MPa kld0.5145585故此键能安全工作。 6.2.II轴上键的校核

由机械设计P106表6-2表得许用挤压应力为II-III段和V-VI段与键槽接触疲劳强度

[p]150MPa

lLb1003268mm

p2T2450000121.74MPa[p]150MPa kld0.51868122故此键能安全工作。

30

七.润滑及密封类型选择

7.1润滑方式

齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。 7.2密封类型的选择 1.轴伸出端的密封

轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。 2.箱体结合面的密封

箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。 3.轴承箱体内，外侧的密封

（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。 （2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。

31

八.减速器附件设计

8.1观察孔及观察孔盖的选择与设计

观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为140120和11090。 8.2油面指示装置设计

油面指示装置采用油标指示。 8.3通气器的选择

通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表15-6选M362 型通气帽。 8.4放油孔及螺塞的设计

放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成1.5外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表15-7选

M201.5型外六角螺塞。 8.5起吊环的设计

为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。 8.6起盖螺钉的选择

为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。 8.7定位销选择

为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接两端，各装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。

32

九.主要尺寸及数据

箱体尺寸： 箱体壁厚 箱盖壁厚

=10mm =8mm

箱座凸缘厚度b=15mm 箱盖凸缘厚度b=15mm 箱座低凸缘厚度b=25mm 地脚螺栓直径d=24mm 地脚螺栓数目n=4

轴承旁联接螺栓直径d=M16 机座与机盖联接螺栓直径d=M12 联接螺栓d的间距l=150mm 轴承端盖螺钉直径d=M10 窥视孔盖螺钉直径d=M8 定位销直径d=10mm 轴承旁凸台半径R=16mm

d,d,d至外箱壁的距离c=34mm，22mm，18mm d，d至凸缘边缘的距离c=28mm，16mm 凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离L=70mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离

=14mm =12mm

箱盖，箱座肋厚m=m=7mm

轴承端盖外径D2：凸缘式端盖：D+（5~5.5）d 以上数据参考机械设计课程设计指导书

33

十．参考文献

[1].机械设计(第8版),濮良贵，纪明刚主编。高等教育出版社，2006年5月。 [2].机械设计课程设计（第二版），陈秀主编。机械工业出版社，1998年3月。 [3].机械传动装置设计手册（下册），卜炎主编。机械工业出版社，1998年12月。 [4].机械课程设计手册(第3版),吴宗泽，罗圣国主编。高等教育出版社。 [5].机械设计课程设计简明手册，骆素君，朱诗顺主编。化学工业出版社，2000

年8月。

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课程设计（论文）指导教师成绩评定表 题目名称 评分项目 工作 表现 20% 01 02 03 04 05 06 07 08 学习态度 科学实践、调研 课题工作量 综合运用知识的能力 应用文献的能力 设计（实验）能力，方案的设计能力 计算及计算机应用能力 对计算或实验结果的分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力） 插图（或图纸）质量、篇幅、设计（论文）规范化程度 设计说明书（论文）质量 创新 游梁式抽油机 分值 6 7 7 10 5 5 5 10 得分 评价内涵 遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学工作态度。 通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。 按期完成规定的任务，工作量饱满。 能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题，能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析，得出有价值的结论。 能查阅相关文献和从事其他调研；能提出并较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。 能正确设计实验方案，进行装置安装、调试、操作等实验工作，数据正确、可靠；研究思路清晰、完整。 具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。 具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。 能力 水平 35% 成果 质量 45% 09 10 11 5 30 10 符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本文件第五条要求。 综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。 对前人工作有改进或突破，或有独特见解。 成绩 指导教师评语 指导教师签名： 年 月 日

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