抽油机机械系统设计目录：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)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：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；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：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α3max最小，由此确定a、b、c、d。
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。
θ =。
曲柄转向应为逆时针，Ⅱ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 = eψ =1.35cψ(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。
Ⅱ型曲柄摇杆机构的设计：若以ψ为设计变量，因S=1.35cψ，则当取定ψ时，可得c。
根据c、ψ作图，根据θ作圆η，其半径为r。
各式表明四杆长度均为Ψ和β的函数∴取Ψ和β为设计变量根据工程需要：优化计算：①.在限定范围内取ψ、β，计算c、a、d、b，得曲柄摇杆机构各构件尺寸；②.判断最小传动角；③.取抽油杆最低位置作为机构零位：曲柄转角β=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α3（可按步长0.5°循环计算）；④.找出上冲程过程中的最大值α3max。
对于II型四杆机构，已知杆长为a,b,c,d，原动件a的转角及等角速度为(,n 为执行机构的输入速度)⑴.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）⑵．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）⑶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（具体程序见附录）a=0.4537圆整为0.454 ；b=1.2297圆整为1.230c=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：①Matlab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0.90。
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：②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③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0.98V带传动设计：①初选普通V带查表，由于载荷变动较大取1.3，P＝51kW故②选取为D型带，小带轮355~400mm。
查表初选＝375mm大轮准直径，在允许范围内取③验算带速v在10~20之间，故能充分发挥V带的传动能力。
④确定中心距a和带的基准长度⑴初定中心距⑵带长初选∴查表取⑶实际中心距实际中心距调节范围推荐值为：⑤验算小带轮包角包角合适⑥确定带的根数因传动比 i=2.8，由表线性插值得则取z=4 根⑦确定初拉力F。
单根普通V带的初拉力 D带 q=0.6kg/m⑧计算带轮轴所受压力⑨ 带轮结构设计(如下)小带轮大带轮齿轮传动设计：A．高速级设计输入功率P=47.94kW,小齿轮转速，传动比。
1. 选取齿轮的材料、热处理及精度设工作寿命10年（每年工作300天）(1)齿轮材料及热处理大小齿轮材料选用20CrMnTi。
齿面渗碳淬火，齿面硬度为５６～６２HRC，有效硬化层深0.5～0.9mm。
有图查得，，，齿面最终成型工艺为磨齿。
(2)齿轮精度８级２．初步设计齿轮传动的主要尺寸因所选为硬齿面传动，它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，再校核齿面接触疲劳强度。
(1) 计算小齿轮传递的转矩(2) 确定齿数z取，传动比误差允许(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(5) 载荷系数 K使用系数，由表查得动载荷系数,估计齿轮圆周速度v=5m/s,则由图表查得=1.2；齿向载荷系数，预估齿宽 b=40mm,由表查得，初取b/h=6,再查图得=1.15；齿间载荷分配系数，由表查得载荷系数K(6) 齿形系数和应力修正系数当量齿数查表(7) 重合度系数端面重合度近似为：则(8) 螺旋角系数轴向重合度(9) 许用弯曲应力安全系数由表查得小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数查表得寿命系数，实验齿轮应力修正系数由图表预取尺寸系数许用弯曲应力比较取(10)计算模数按表圆整模数，取(11)初算主要尺寸初算中心距, 取a=356mm修正螺旋角分度圆直径齿宽，取齿宽系数(12)验算载荷系数 K圆周速度，由图查得按，由表查得，又因b/h=b/(2.25)=59/(2.25*5)=5.3由图查得，不变又和不变，则K=2.90也不变故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。
3．校核齿面接触疲劳强度(1)确定载荷系数载荷系数(2) 确定各系数材料弹性系数，由表查得节点区域系数重合度系数螺旋角系数(3) 许用接触应力试验齿轮的齿面疲劳极限寿命系数，由图查得尺寸系数，；安全系数则许用接触应力取(4) 校核齿面接触强度满足齿面接触强度4．计算几何尺寸B．低速级设计输入功率P=45.57kW,小齿轮转速，传动比。
0．选取齿轮的材料、热处理及精度设工作寿命10年（每年工作300天）(1)齿轮材料及热处理大小齿轮材料选用20CrMnTi。
齿面渗碳淬火，齿面硬度为５６～６２HRC，有效硬化层深0.5～0.9mm。
有图查得，，，齿面最终成型工艺为磨齿。
(2)齿轮精度８级２．初步设计齿轮传动的主要尺寸因所选为硬齿面传动，它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，再校核齿面接触疲劳强度。
(1) 计算小齿轮传递的转矩(2) 确定齿数z取，传动比误差允许(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(5) 载荷系数 K使用系数，由表查得动载荷系数,估计齿轮圆周速度v=5m/s,则由图表查得=1.03；齿向载荷系数，预估齿宽 b=120mm,由表查得，初取b/h=6,再查图得=1.16；齿间载荷分配系数，由表查得载荷系数K(6) 齿形系数和应力修正系数当量齿数查表(7) 重合度系数端面重合度近似为：则(8) 螺旋角系数轴向重合度(9) 许用弯曲应力安全系数由表查得小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数查表得寿命系数，实验齿轮应力修正系数由图表预取尺寸系数许用弯曲应力比较取(10)计算模数按表圆整模数，取(11)初算主要尺寸初算中心距, 取a=476mm修正螺旋角分度圆直径齿宽，取齿宽系数(12)验算载荷系数 K圆周速度，由图查得按，由表查得，又因b/h=b/(2.25)=115/(2.25*6)=8.5由图查得，不变又和不变，则K=2.51也不变故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。