节能型抽油机刹车系统设计本科毕业设计(编辑修改稿)

节能型抽油机刹车系统设计本科毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

且随着刹车轮的离心力作用，可以将刹车削向外抛去；外抱式制动器简单可靠，散热性好；调整间隙方便，对于直形制动臂，制动转矩大小与转向无关，制动轮轴不受弯曲作用力；另外，因为其是独立的零件，故 更容易维修。 外抱式制动器缺点：外抱式制动器包角和制动转矩小，制造比较复杂，杠杆系统复杂，制造成本较高。 毕业设计（论文）报告纸 共 33 页 第 8 页 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 盘式制动器 盘式制动器是利用轴向压力使圆盘或圆锥形摩擦表面压紧，实现制动。 制动轮轴不受弯曲。 构造紧凑。 与带式制动器比较磨损均匀。 制动转矩大小与旋转方向无关，制动封闭形式防尘防潮。 摩擦面散热条件仅此于块式和带式，温度较高。 可采用多组布置，又可控制液压，使制动转矩可调性好。 适于应用在紧凑型要求高的场合，如车辆的车轮和电动葫芦中。 大载荷自制盘式制动器靠重物自重在机构中产生的内力制动，它能保证重物在升降 过程中平稳下降和安全悬吊。 主要用于提升设备及起重机械的起升机构中。 盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。 1）钳盘式 钳盘式制动器按制动钳的结构形式不同可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。 定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相连并在制动钳体开口槽中旋转。 具有以下优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现鼓式制动器到盘式制动器的改革，能很好地适应多回路制动系的要求。 浮钳盘式制动器：这 种制动器具有以下优点：仅在盘得内侧具有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管，液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动盘的制动块可兼用驻车制动。 2）全盘式 在全盘制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。 由于这种制动器散热条件较差，其应用远远没有钳盘式制动器广泛。 带式制动器 带式制动器构造简单紧凑。 包角大，制动转矩大。 制动轮轴受较大的弯曲作用力，制动带的压强和磨损不均匀，且受摩擦因数变 化的影响较大，散热差。 简单和差动带式制动器的制动转矩大小均与旋转方向有关，限制了应用范围。 适于要求结构紧凑的场合，如用于移动式起重机中。 带式制动器按带型可分为 : （ 1）简单带式 （ 2）差动带式 （ 3）综合带式 毕业设计（论文）报告纸 共 33 页 第 9 页 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 结论 综合以上制动器，考虑到抽油机工作的性质和条件，制动器合理的制动转矩及其重要性不仅关系到油田的正常能否顺利生产，而且还涉及到操作人员的人身安全问题，决定在生产中选用内胀式制动器刹车结 构，正是考虑到其特有的自刹车作用，能够保证抽油机安全生产和操作人员的人身安全问题。 毕业设计（论文）报告纸 共 33 页 第 10 页 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 第 3 章 刹车结构的设计 由抽油机工作原理知，电动机将其高速旋转运动传递给减速箱的输入轴，经中间轴后带动输出轴。 刹车系统装置正是通过其将减速箱制动，从而达到刹车制动的目的。 为此，要对刹车系统进行设计，首先应计算出刹车系统的制动力矩，故而要知道输入轴的输入扭矩。 所以，在设计刹车系统之前，首先对减速器进行设计，其中包括：电动机的选择；传动参数的计算。 电动机的选择 起升功率的计算 悬点载荷： Fmax=91KN 起下速度： V=（ 5/24 ~ 1/3 ） m／ s 则起升功率为： Pw= Fmax V=91（ 5/24 ~ 1/3 ） Kw=(19 ~ )Kw 即最大起升功率： Pw= 传动装置的总功率 选择传动方案如下图 31所示： 传动装置运动简图 图 31 传动装置运动简图 这一功率由电动机带动减速器来实现，则由 电动机至传动链的传动总效率为 a ，即有： 421 2 3 4 5a          （ 31） 其中 1 2 3 4 5, , , ,     分别为每一传动副的传动效率，分别为： 带传动： 1 = ( – ) 滚动轴承： 2 = 齿轮传动： ( )( )TONINPT100ms TONINPT100msVW102加粉加液( )( ) RVD178( )= （齿轮精度为 7级，不包括轴承效率） 毕业设计（论文）报告纸 共 33 页 第 11 页 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 联轴器： ( )( )( ) TONINPT100ms VW112T45TONINPT100msVW114清洗排放( )T44 ( )( ) T43TONINPT100msVW110加水( )( ) = （凸缘联轴器） 链传动： 5 = 则有 421 2 3 4 5a          420 . 9 5 0 . 9 8 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 1 0 . 7 5 8      所 Pd = Pw/η a = （ 32） 确定电动机转速 根据所选链及链轮可确定主动齿轮轴的工作转速为： 10 00 10 00 20 23 .15 9 / m in17 50 .8Vnrzp    （ 33） 按表推荐的传动比的合理范围。 取 V带传动的传动比： 39。 1 2 4。 i  二级圆柱齿轮减速器的传动比： 39。 2 8 40。 i  则传动比的合理范围为 ： 39。 16 ai  故电动机转速的可选范围为： 39。 ( 1 6 ~ 1 6 0 ) 2 3 . 1 5 9 ( 3 7 0 . 5 4 4 ~ 3 7 0 5 . 4 4 ) / m i ndan i n r     由于动作过程中电动机需要经常改变方向，所以需要选择可以反转的电动机，根据容量和转速，选择“ YBD 系列隔爆型三相异步电动机 ”。 (设计中经常选用 1500r/min或 1000r/min的电动机；如无特殊要求，一般不选用 3000r/min,750 r/min的电动机 ) 其主要性能如表 31： 表 31 电动机性能表 型号 额定功率 （ Kw） 电压 (V) 电流 (A) 同步转速 (r／ min) 效率 (%) 功率因数 cos 最 大 转 矩额 定 转 矩 YBD280M6 55 380 1000 90 2． 0 毕业设计（论文）报告纸 共 33 页 第 12 页 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 传动参数的计算 计算总传动比 YBD280M6型电动机 总传动比： 0 1000 4 3 .1 8 02 3 .1 5 9a ni n   （ 34） 分配传动装置传动比由公式 0ai i i （ 35） 式中 0i ,i 分别为带传动和减速器的传动比，为使 V带传动的外廓尺寸不至于过大，故初取： 0i = 则减速器传动比为 0 i   分配减速器的各级传动比 按展开式布置，考虑润滑条件，两极大齿轮应有近似的浸油深度 (即使两个大齿轮直径相近 )，可由《机械设计课程指导书》图 12 展开式曲线查得有 1i = 则 2 1 1 4 .39 3 3 .1 64 .5 5 5ii i   传动装置各轴的运动及运动参数： 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速及转矩（或功率），将传动装置各轴有高速至低速依次定为：Ⅰ轴，Ⅱ轴，Ⅲ轴，Ⅳ轴。 i为相邻轴间的传动比；  为相邻两轴间的传动效率； P 为相邻的输入功率（ kw）； T为各轴的输入转矩（ Nm）； n为各轴的转速。 则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到个轴的运动和动力参数： 各轴转速 1） 0n 电动机同步转速 0i 电动机至工作轴的传动比 0n =1000 r／ min 毕业设计（论文）报告纸 共 33 页 第 13 页 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ I轴： 01 0 1000 3 3 3 .3 3 m i n3nnri   Ⅱ轴：23 3 3 . 3 3 7 3 . 2 5 9 m i n4 . 5 5ni  ⅠⅡ Ⅲ轴：27 3 . 2 5 9 2 3 . 1 8 3 / m i n3 . 1 6nnri  ⅡⅢ IV轴 : 23 .1 83 / m inn n rIV Ⅲ ② 各轴输入功率： kw Ⅰ轴 : 01 3 9 . 9 7 4 0 . 9 5 3 7 . 9 7 5dP P k w      Ⅱ轴： 212 37 .9 75 0. 98 36 .4 7P P k w    Ⅱ Ⅰ Ⅲ轴： 223 3 6 . 4 7 0 . 9 8 3 5 . 0 3P P k w    Ⅲ Ⅱ IV轴 : 34 P k w    Ⅳ Ⅲ ③ 各轴输入转矩： 09 5 5 0 9 5 5 0 3 9 . 9 7 41000dPn  dT = = = 3 8 1 . 7 5 N m （ 36） Ⅰ轴 9 5 5 0 9 5 5 0 3 7 . 9 7 53 3 3 . 3 3Pn  Ⅰd Ⅰ ⅠT = = = 1 0 8。