攀枝花学院学生课程设计题目：游梁式抽油机第二部分（驴头·游梁·横梁·支架·曲柄·连杆）学生姓名：学号：所在院(系)：专业：班级：指导教师：职称：2013年月日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目录第1章驴头 -------------------------------------------------------------4第2章游梁--------------------------------------------------------------6 第3章横梁 -------------------------------------------------------------9 第4章连杆装置 ---------------------------------------------------------12 第5章曲柄--------------------------------------------------------------15 第6章游梁心轴—————————————————————————————18 参考文献 ----------------------------------------------------------------22第1章驴头图 1.1 游梁抽油机工作原理图1.1 设计原始数据额定功率：70Kw冲次：6次/min冲程：2.1,2.5,3.0m1.2 主要参数悬点载荷：抽油机驴头悬点的实际载荷。

额定悬点载荷：抽油机正常工作允许的最大的悬点载荷。

光杆的最大冲程：调节抽油机的冲程调节机构使光杆获得的最大位移。

最高冲次：调节带传动的传动比最小时的冲次数。

减速器的扭矩：减速器输出轴允许的最大扭矩。

1.3 驴头的结构设计驴头是用来将游梁前端的往复圆弧运动变为抽油机的垂直往复运动。

为了保证在一定冲程长度下，将圆弧运动变为垂直运动，圆弧面长度应为：S狐=(1.2~1.3)Smax式中，Smax-----驴头悬点（挂抽油杆处）的最大冲程长度。

给定数据：最大冲程长度Smax=3.0m.=1.2Smax=1.2×3.0m=3.6m.取S弧游梁的摆角θ1设计为55º。

由摆角θ1和驴头的圆弧面长度S狐可求得弧面半径R。

S狐=θ1RR= S狐/θ1=3.6m/55º=3.75m.给定数据：游梁前臂长度L1=3m.驴头宽度L AB=R-L1=3.75m-3m=0.75m.驴头用厚为30mm的钢板焊接而成。

考虑到经济性，节约资源与成本，驴头上留有5个小孔，小孔的直径为90mm。

钢板的标准及名称GB/T3274---1988.碳素结构钢和低合金结构热扎厚钢板和钢带。

（[7] P3--83,表3--1--37，常用钢板，钢带的标准摘要。

）为了便于驴头与游梁的链接，在驴头的腹部上下各焊接一块钢板。

板长300mm,高为200mm,宽为20mm。

每块钢板上均有4个螺栓孔。

如图1.2所示。

图1.2 驴头的结构两钢板间留有200mm的索道，在索道的上方焊接一个钢丝绳悬挂点，钢丝绳悬挂点选用的是低合金结构钢Q420([7] P3--21.表3--1--8，低合金钢的化学成分和力学性能。

)将低合金钢加工成直径为30mm，长度为200mm的外螺纹结构，再将其焊接在驴头的索道上。

1.4 悬点载荷G的计算由减速器部分计算得到减速器的输出扭矩T=50 KN.m。

TȠ=GRȠ------减速器输出端到驴头悬点的总效率。

R-------驴头的弧面半径。

查表1--1--3 常用零件的传递效率。

[8] P15得齿式联轴器传递效率Ƞ1=0.99滚动轴承传递效率Ƞ2=0.99滑动轴承传递效率Ƞ3=0.97销连接的传递效率Ƞ4=0.95总效率Ƞ=Ƞ12Ƞ22Ƞ3Ƞ42=0.992×0.992×0.97×0.95=0.84.悬点载荷G=TȠ/R=50KN.m×0.84÷3.0m=11.2KN.第2章游梁游梁是抽油机主要承载部件，承担着抽油机的全部工作载荷，因此必须要有足够的强度和一定刚度。

游梁由前臂和后臂组成。

前臂长3m，后臂长2.4m。

前臂与驴头相连，后臂通过横梁与连杆相连，中间部分通过滚动轴承与支架相连。

中部有四个长孔，固定在游梁支承上，靠四个调整螺栓对游梁进行微调，使驴头悬点对准井口中心。

为了保证游梁的刚度强度，游梁用两工字钢焊接而成，横截面如图2.1所示。

图2.1 游梁的截面示意图2.1 平衡重重力G1的计算由于平衡重是用来平衡悬点载荷的，所以平衡重对与平衡重等高的支架中线的力矩等于悬点载荷对支架轴的力矩，即G1L2=(G+G0)L1G1-------平衡重的重力L2---------后臂梁长G0--------驴头重力（G=11KN）L2------前臂梁重力G1=8.83KN2.2 游梁的受力分析当抽油机未工作时，游梁处于平衡位置。

即游梁前臂端，后臂端对支架轴的力矩相等。

设后臂端受力为F1，支架受力为F2则GL1=F1L2F1=GL1/L2=11.2KN.m×3.0m÷2.4m=14.0KNF2=G+F1=11.2KN+14.0KN=25.2KN如图2.2所示，做出游梁受力的剪力图和弯矩图。

图2.2得出游梁的最大的剪力为11KN,最大弯矩为14.6KN.m。

游梁所受的最大弯曲正应力σmax=Mmax/Wz ([11] P169,公式6--4）Mmax------最大弯矩Wz--------抗弯截面系数σmax=Fmax/A ( [11] P20 公式2--1）Fmax-----最大力A-------游梁横截面面积。

所以，Mmax/Fmax=W/A=14.6KN.m/11KN=1.3查表3--1--54 热轧工字钢（[7], P3--114) 得工字钢的型号为40C高度h=400mm腿宽度b=146mm腰厚度d=14.5mm平均腿厚度t=16.5mm内圆弧半径r=12.5mm腿端圆弧半径r1=6.3mm 如图2.3所示。

图2.4在游梁的前臂端上下对称焊接如图2.3所示的钢板，用来与驴头腹部钢板螺纹连接。

图2.5在支架轴处用如图2.4所示的A型耳板。

（[9] P22 耳板结构图)图 2.6 查表1.24 耳板结构尺寸（[9] ,P23 ) 支架轴的耳板材料为Q345第三章横梁3.1横梁的受力分析受力分析图如图3.1所示图3.1弯矩图如图3.2所示图3.2根据公式G0L1=L2F计算得到F=13.75KN根据《材料力学》公式的W Z=bh²/6A=bhWz------抗弯截面系数查表得横梁的抗弯截面系数Wz=1.85x104 m3横梁所受的最大弯曲正应力σmax=Mmax/Wzσmax=Fmax/Aσmax-----最大弯曲正应力Mmax/Fmax=W/AA----横梁横截面积可取L=1.8mA=15360mm²材料用Q235横梁的结构图如图3.3所示图3.33.2横梁心轴的设计横梁心轴是用来连接游梁后臂耳板与横梁，只受弯矩，不受扭矩。

其结构如图3.4所示。

图3.4查表B.8横梁心轴的配合尺寸D=64mm d=40mmL=144mm L1=38mm L2=68mm横梁心轴的受力分析如图3.5所示图3.5 F=F1+F2F=G1=8.83KN弯矩图如图3.6所示根据《材料力学》公式的WZ=πd3/32Wz------抗弯截面系数104 m3查表得横梁的抗弯截面系数Wz=1.66x轴所受的最大弯曲正应力σmax=Mmax/Wzσmax=Fmax/Aσmax-----最大弯曲正应力Mmax/Fmax=W/AA----轴横截面积πR²=AR可取32mm3.3 横梁心轴轴承的选用考虑到轴承所受载荷基本为径向，且受力较大。

查《机械设计手册》选用60000型深沟球轴承，代号为61810.其基本尺寸为D=65mm, d=50mm,B=7mm.3.4 深沟球轴承的寿命计算根据《机械设计》公式ε）（p c n 60106h =L根据冲次数为6n/min 所以n=0.9r/min 取ε=3 C=4.415KN Lh=36000h3.5 轴承的润滑根据轴承的工作条件 采用油脂润滑。

第四章 连杆4.1由于抽油机对称分布，连杆，曲柄，平衡块的数量均为2个。

连杆装置：由无缝钢管和上、下接头组焊而成的连杆，连杆销，曲柄销及曲柄销轴承座组成。

上端靠连杆销与横梁连结，下锥面配合有螺栓与轴承座相连，曲柄销用左右旋紧螺母紧固在曲柄上，曲柄销螺母可根据需要配备三棱梅花螺母。

曲柄装置：两个曲柄装置对称的固装在减速器的从动轴上，曲柄上有若干个直径相同的曲柄销孔，将曲柄销 紧固在不同的曲柄销孔里，既可得到不同冲程长度。

曲柄装配有齿条，用来调节平衡块在曲柄上的位置。

4.2 计算连杆，曲柄的长度在图1中，后臂，连杆，曲柄，曲柄转动轴心到支架轴心的距离组合成，四连杆，其中后臂为摇杆，其摆角为55º，因为此曲柄连杆为对称循环结构，所以后臂端头处于极限位置时，端头到平衡位置的距离为曲柄长度L 3=sin27.5ºL 2=1.1m支架轴心和曲柄转动轴心到底座的距离分别为h 1, h 2.高度差h=0m.由勾股定理求的连杆长度m1.101.1h 22234=+=+L L4·3连杆的结构设计连杆上端，下端连接结构如图4.1所示。

图4.14·4连杆上销轴的设计连杆上端与游梁两端的耳板用连杆上销轴连接。

连杆上销轴如图4.2所示。

其中D的公差按m7选用（[12] P38）图4.2D=30mm ，L=110mm4·5连杆的应力分析与强度校核抽油机的连杆连接曲柄装置与横梁。

通常连杆为无缝钢管，连杆在抽油机工作时，承受拉力或压力。

连杆在不同位置时，所受的力大小不同，根据示功图选悬点载荷最大位置时对连杆进行校核。

此时抽油机的位置如下图所示:图4.3抽油机结构示意图曲柄销处的作用切线T ，连杆作用力连P ，曲柄平衡重折合力曲G ，曲柄平衡质量造成的离心力g r G /2⋅=ω曲，游梁上作用力有悬点载荷P ，连杆作用力连P ，游梁支点O '的反作用力g R ()y x R R ,以及游梁重G 。

根据游梁支点—的力矩平衡式：βsin ⋅⋅=⋅C P A P 连P C AP ⋅⋅=⇒βsin 连4-1引入结构不平衡重，则有：其中KN P m C m A 800.20.3===，，式中关于β的计算：()φθ--+=cos 222KR R K J 4-2代入 60=θ， 14218.34=φ，则m J 04236.3=。