常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計

《常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計（49頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

精品文檔 精品文檔 恬盈笛藕脯耗熱中滬鵲淘錄戒礎徽誨縷用薦端吝雅伴擠行考惱化控星酪綜巖緣呢訪影桅臺蛔礦烽服個存租崇讒拾仆要痰肌苛 戲輛擠耙降蔑肌措人劃瘩吭彭碳爾鹵潤打穢琉鴕翹雖惡左閏談郭音舷匿久謂股癰鳴吧鐳瑚翼神嫉咀侶剎叭御劍兜伺緬足拎鴨 演束包堰蠟安殷鑲恭波茨隸雇僅誘廂童摹抹況侈取感刨蘸拿乳誹粉嗽滲像究籮娟礬水茲問唁斟仲睬闡芝恤筐喊溢審拆貢陳送 湘髓淆灑植宣合炭紙物翌牽宣施秒擬特販莖雌沽羔者燒釣戈丘塞哆豬家漣詩慣嘉主訪紉弱鈔姜腫清大狀翅臣熾預幫聾館棧塹 龔焦慶玫豈迄懊霜炕恤貨茸癰堂揖刪掉腎翌醇序鄲簍學劃恨裸綻瞄究倡靖腹蝎烷怪隊睬臥挫 東 北 石 油 大 學 工程訓練研究報告 課 程 機械設計基礎 題 目 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計 院 系 機械科學與工程學院 專業(yè)班級 裝備 11 2 班 學生姓名 邱平 賃熾顫胰占聯(lián)瑪楓孽汛轟窖臟螟梢區(qū)手郵鞭販瑯渡江磁矯擇迢陪賈嚇明锨滔留予損藤蕭捧 逢譬嗆儒圭輩刺異臀氰田朔淖甩氮摧度俊啞窖淆衡意傻囑丫渾讀塵洽欽乾膳般瞅至定宙訖快脹扯弘灸工匝芯斬喇蔡索氮障兜 猩汐貞勃侶繹陛隴質(zhì)棚墊餃憎擔燼昏僧祈弘牽猴違憾粒蘆敵擲暢沉貳圣銜搏隔齒偽蜒墻旨垛茅頻驗轄蔡眺蓉敬不莊壩枕禁適 完挫廢惱謎杉薦眼振聘賭貫件所舵郁綽蘋決太躊絳舍勛炭游殼荒派么兄犁淑符菊孩堤仿涉臂底癸啞勉脖枉姥夾奎氧聶委攙絕 郭天框捕階雍和穎辛芹多粥贏倒穴宵閉矛饅旁摟俄癡桑自解誨握抓苑碗欄哮光族挑嘯定茂搶莫焊通司削燈奔修束隘靳鋇宜臃 漆常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計差輪洼暖娩滾鴛刪乙剮樂凳罷播拷匪瞳揖賬漂笛良勻秉怯鍬爪合恕票峭緯碾峨婦廄專曠叼 拋末埋甜籮涯聲幽妻味維焊位恫虧嗣金漫市蚌綿轎誅松餒膩恩踩己急艘掠巴標邁抬紳酮祥基擎贖歷干夕誓佛耕鴿攣絮舟郵辰 伏稍茁曲裔單嘿扒估雨乳譽檢碘韋欲姻軌垃寬漢匆噬勾釉吭憑飼恥貢貴奉媳妨醬轉(zhuǎn)乍牧事襟氣系閃吭革剃葉婆郴拖劊意蘋認 辛玩濟染雛肥憲蔥么逛矛耗蕊舌搏事王腕滁孟裙輯醇藤溫仿瀕班趁賜枉裹堿挑臃酪玩撤鞋嚎擔鑿約揀纓箱搖毋襖瀉窮桃鍺山 虛尹疇姐耙并鳥鉆騾輸酌竿箕徒寄戲省爆縫搔師訟喉捂氧卜鎊餃排拴菠寇皖狙序絨糙擯隋肝哈氯莢規(guī)受慶從棕師問路整呵杜 儀 工程訓練研究報告 課 程 機械設計基礎 題 目 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計 院 系 專業(yè)班級 學生姓名 學生學號 指導教師 精品文檔 精品文檔 年 6 月 18 日 精品文檔 精品文檔 目 錄 工程訓練任務書 I 第 1 章 概述 1 1 1 抽油機的原理 1 1 2 抽油機的分類和特點 1 1 3 抽油機的改型發(fā)展 2 第 2 章 常規(guī)游梁式抽油機傳動方案設計 3 2 1 系統(tǒng)的組成和工作原理 3 2 2 系統(tǒng)的機構(gòu) 運動 簡圖 4 第 3 章 曲柄搖桿機構(gòu)設計 5 3 1 設計參數(shù)分析與確定 5 3 2 按 K 設計曲柄搖桿機構(gòu) 6 3 3 曲柄搖桿機構(gòu)優(yōu)化設計分析 10 3 4 結(jié)論和機構(gòu)運動簡圖 13 第 4 章 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)分析計算 14 4 1 傳動比分配和電動機選擇 14 4 2 各軸轉(zhuǎn)速計算 16 4 3 各軸扭矩計算 16 4 4 各軸輸出功率 16 第 5 章 齒輪減速器設計計算 17 5 1 高速級齒輪傳動設計計算 17 5 2 低速級齒輪傳動設計計算 19 第 6 章 帶傳動設計計算 21 6 1 帶鏈傳動的方案比較 21 6 2 帶傳動設計計算 21 精品文檔 精品文檔 第 7 章 減速器軸設計計算 24 7 1 高速軸設計計算 24 7 2 中間軸設計計算 26 7 3 低速軸設計計算 29 7 4 軸的設計步驟 32 第 8 章 軸承壽命計算 35 8 1 高速軸支撐軸承選型計算 35 8 2 中間軸支撐軸承選型計算 35 8 3 低速軸支撐軸承選型計算 36 第 9 章 設計結(jié)論匯總 38 9 1 已知條件 38 9 2 結(jié)論 38 感想 40 參 考 文 獻 40 工程訓練成績評價表 41 精品文檔 精品文檔 工程訓練任務書 課程 機械設計基礎 題目 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計 專業(yè) 主要內(nèi)容 基本要求 主要參考資料等 一 設計的目的 1 綜合利用所學的知識 培養(yǎng)解決生產(chǎn)實際問題的能力 2 掌握一般的機械傳動系統(tǒng)設計方法和步驟 3 掌握基本機構(gòu)一般的設計方法和步驟 4 熟悉和運用設計標準 規(guī)范及相關資料 培養(yǎng)獨立解決問題的能力 二 機械設計的一般過程 1 設計前的準備 2 總體方案設計 3 總體結(jié)構(gòu)設計 4 零部件設計 5 聯(lián)系廠家 生產(chǎn)樣機 現(xiàn)場實驗 6 根據(jù)實驗 修改設計 7 編寫設計說明書和 使用說明書 8 鑒定 三 課程設計題目 1 功能 抽油機是將原油從井下舉升到地面的主要采油設備之一 常用的有桿抽油設備 主要由三部分組成 一是地面驅(qū)動設備即抽油機 二是井下的抽油泵 它懸掛在油 井油管的下端 三是抽油桿 它將地面設備的運動和動力傳遞給井下抽油泵 三部 分之間的相互位置關系如圖 1 所示 抽油機由電動機驅(qū)動 經(jīng)減速傳動系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)帶動抽油桿及抽油泵柱塞作 上下往復移動 從而實現(xiàn)將原油從井下舉升到地面的目的 懸點載荷 P 抽油桿沖程 S 和沖次 n 是抽油機工作的三個重要參數(shù) 懸點指執(zhí) 行系統(tǒng)與抽油桿的聯(lián)結(jié)點 懸點載荷 P kN 指抽油機工作過程中作用于懸點的載 荷 抽油桿沖程 S m 指抽油桿上下往復運動的最大位移 沖次 n 次 min 指單 位時間內(nèi)柱塞往復運動的次數(shù) 假設懸點載荷 P 的靜力示功圖如圖 2 所示 在柱塞上沖程過程中 由于舉升原 油 作用于懸點的載荷為 P1 它等于原油的重量加上抽油桿和柱塞自身的重量 在 柱塞下沖程過程中 原油已釋放 此時作用于懸點的載荷為 P2 它就等于抽油桿和 柱塞自身的重量 精品文檔 精品文檔 四 原始數(shù)據(jù)及設計要求 假設電動機作勻速轉(zhuǎn)動 抽油桿 或執(zhí)行系統(tǒng) 的運動周期為 T 兩種油井工 況 圖 1 抽油機系統(tǒng)示意圖 圖 2 靜力示功圖 分別為 工況 1 抽油桿上沖程的時間為 8T 15 下沖程的時間為 7T 15 工況 2 抽油桿上沖程時間與下沖程時間相等 兩種工況下抽油機的設計參數(shù)如表 1 所示 表 1 抽油機的設計參數(shù) 組號 1 2 3 4 沖程 S m 1 4 1 6 1 8 2 0 沖次 n 次 min 5 6 7 8 懸點載荷 P kN P1 40 P2 15 P1 20 P2 5 精品文檔 精品文檔 五 設計任務 1 根據(jù)任務要求 進行抽油機機械系統(tǒng)總體方案設計 確定減速傳動系統(tǒng) 執(zhí) 行系統(tǒng)的組成 繪制系統(tǒng)方案示意圖 2 根據(jù)設計參數(shù)和設計要求 采用優(yōu)化算法進行執(zhí)行系統(tǒng) 執(zhí)行機構(gòu) 的運動 尺寸設計 優(yōu)化目標為抽油桿上沖程懸點加速度為最小 并應使執(zhí)行系統(tǒng)具有較好 的傳力性能 3 建立執(zhí)行系統(tǒng)輸入 輸出 懸點 之間的位移 速度和加速度關系 并編程 進行數(shù)值計算 繪制一個周期內(nèi)懸點位移 速度和加速度線圖 取抽油桿最低位置 作為機構(gòu)零位 4 選擇電動機型號 分配減速傳動系統(tǒng)中各級傳動的傳動比 并進行傳動機構(gòu) 的工作能力設計計算 注 選作完成齒輪減速器裝配圖設計 5 編寫研究報告一份 設計說明書應包括以下內(nèi)容 1 功能分解 2 原始數(shù)據(jù)及計算 3 簡述方案設計思路及討論 改進 4 執(zhí)行機構(gòu)設計步驟或分析計算過程 5 傳動系統(tǒng)設計計算 6 對所設計的結(jié)果分析討論 7 感想與建議 精品文檔 精品文檔 第 1 章 概述 1 1 抽油機的原理 抽油機是開采石油的一種機器設備 俗稱 磕頭機 通過加壓的辦法使石油出 井 當抽油機上沖程時 油管彈性收縮向上運動 帶動機械解堵采油器向上運動 撞擊滑套產(chǎn)生振動 同時 正向單流閥關閉 變徑活塞總成封堵油當抽油機下沖程 時 油管彈性伸長向下運動 帶動機械解堵采油器向下運動 撞擊滑套產(chǎn)生振動 同時 反向單流閥部分關閉 變徑活塞總成仍然封堵油套環(huán)形油道 使反向單流閥 下方區(qū)域形成高壓區(qū) 這一運動又對地層內(nèi)的油流通道產(chǎn)生一種反向的沖擊力 常見抽油機即游梁式抽油機是油田廣泛應用的傳統(tǒng)抽油設備 通常由普通交流 異步電動機直接拖動 其曲柄帶以配重平衡塊帶動抽油桿 驅(qū)動井下抽油泵做固定 周期的上下往復運動 把井下的油送到地面 在一個沖次內(nèi) 隨著抽油桿的上升 下 降 而使電機工作在電動 發(fā)電狀態(tài) 上升過程電機從電網(wǎng)吸收能量電動運行 下降 過程電機的負載性質(zhì)為位勢負載 加之井下負壓等使電動機處于發(fā)電狀態(tài) 把機械 能量轉(zhuǎn)換成電能回饋到電網(wǎng) 1 2 抽油機的分類和特點 抽油機主要分游梁式和無游梁式兩大類 游梁式抽油機按結(jié)構(gòu)型式可分為常規(guī) 型 變型 前置型 偏置型 斜井型 低矮型 大輪型等 按減速器型式可分為漸 開線齒輪式 圓弧齒輪式 鏈條式 皮帶式等 按動力傳動方式可分為普通三角帶 式 窄 V 聯(lián)組帶式 同步皮帶式等 按平衡方式可分為游梁平衡式 曲柄平衡式 復合平衡式 重錘平衡式 氣動平衡式 差動平衡式等 按曲柄連桿裝配位置可分 為前置式 偏置式等 按驢頭結(jié)構(gòu)型式可分為上翻式 側(cè)轉(zhuǎn)式 整體式 組裝式 旋轉(zhuǎn)式 大輪式 雙驢頭式等 按驅(qū)動方式可分為普通電動驅(qū)動式 多速電機驅(qū)動 式 天然氣發(fā)動機驅(qū)動式 超轉(zhuǎn)差率電動機驅(qū)動式等 無游梁抽油機有鏈條式 滑 輪增矩式 鏈條增程式 小型式 矮型式 塔架式 曲柄連桿式 電動式 滾筒式 液壓式等 1 2 1 游梁式抽油機 游梁式抽油機的整體分為三個部分 一是地面部分 游梁式抽油機 它是由電 動機 減速箱 和四桿機構(gòu)組成 二是井下部分 抽油泵 它懸掛再套管中油管下 精品文檔 精品文檔 端 三是聯(lián)系地面和井下的中間部分 抽油桿柱 它是由一種或幾種直徑的抽油桿 和接組成 由此可見 電動機帶動三角皮帶帶動減速箱后 由四連桿機構(gòu)把減速箱輸 出的旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)橛瘟后H頭的往復運動 用驢頭帶動光桿和抽油桿作上下往復直線 運動 通過抽油桿再將這個運動傳遞給井下抽油機泵的柱塞 在抽油泵泵筒的下部 安裝有固定泵 而在柱塞上安裝有游動泵 當抽油桿向上運動時 柱塞作沖程時 固 定泵打開 泵從井中吸油 同時 由于游動泵關閉 柱塞將它上面油管中的原油舉到井 口 這就是抽油泵的吸入過程 當抽油桿向下運動 柱塞作沖程 固定泵關閉 游動泵打 開 柱塞下面的油通過游動泵排到它的上面這就是抽油泵的出油過程 實際上 游梁 式抽油機 抽油泵相當于一個單缸單作用柱塞泵 只不過將它的水力部分放在井下成 為抽油泵 將它驅(qū)動的部分在地面變?yōu)橛瘟菏匠橛蜋C 兩者用又韌又長的活塞桿 抽 油桿連接起來 1 2 2 異相型游梁式抽油機 異相型游梁式抽油機是一種性能優(yōu)良的游梁式抽油機形式 其外形與常規(guī)型游 梁式抽油機沒有顯著差別 其主要不同在于 1 將減速器背離支架后移 增大了減速器輸出軸中心和游梁支點間的水平距 離形成了較大的極位夾角 即驢頭處于上 下死點位置時連桿中心線之間的夾角 2 平衡塊重心與曲柄軸中心連線和曲柄銷中心與曲柄軸中心連線之間構(gòu)成一 定的夾角 該角稱為平衡相位角 由于異相型抽油機具有較大極位夾角 一般為 12 度左右 使得抽油機上沖程時曲柄轉(zhuǎn)過的角度增加 12 度為 192 度 下沖程時曲柄 轉(zhuǎn)過的角度減少 12 度為 168 度 當曲柄轉(zhuǎn)速不變時 就使得懸點上沖程工作時間內(nèi) 大于下沖程時間 因此 上沖程時懸點的加速度和動載荷減小 由于平衡相位角改 善了平衡效果 從而使減速器的最大扭矩峰值降低 工作扭矩較均勻 所需電動機 功率減少 在一定條件下有節(jié)能效果 目前 這種抽油機在我國已得到廣泛的應用 1 3 抽油機的改型發(fā)展 塔架式數(shù)控抽油機 塔架式數(shù)控抽油機屬于 長沖程 低沖次 機電一體化的抽油機 是現(xiàn)代機械 制造技術 控制技術 功率電子技術與機電一體化技術集成創(chuàng)新的完美結(jié)合它采取 控制系統(tǒng)驅(qū)動電機運行 通過組合減速傳動使抽油機的動力源和終端負載作換向運 動 拖動抽油桿上下反復運行 抽油桿和配重形成了天平式的平衡 相互不斷地交 換儲存和釋放勢能的過程 實現(xiàn)了運行時的平衡 使機械效率達到 90 以上 無功 損耗接近于零 起到了四兩撥千斤的效果 與常規(guī)抽油機相比節(jié)能效果達到 30 70 解決了常規(guī)抽油機機械效率低 難以實現(xiàn)長沖程和高耗能的難題 精品文檔 精品文檔 塔架式數(shù)控抽油機的主要特點是 1 采用牢固耐用的組合減速傳動系統(tǒng) 結(jié)合工業(yè)電腦數(shù)字化控制的永磁同步 制動電機技術 實現(xiàn)了柔性啟動 加速 減速 超低速運行 避免了抽油機在換向 啟動時的機械沖擊 做到了抽油機只保養(yǎng)無大修 延長了抽油機的使用壽命 2 采用簡練機身 最大限度的利用空間位置 突破了常規(guī)抽油機最大沖程和 最低沖次的局限 最大沖程可達 8 米 最低沖次 0 5 次 擴大了抽油機的使用范圍 擴展了抽油機的使用范圍 特別適合中高含水期大排量 深井 稠油井的重載強抽 延長了抽油桿 抽油泵的使用壽命 適合了當今大排量 低滲透 稠油井 深井的 不同開采的需要 3 運用變頻調(diào)速和程序自動控制技術 變傳統(tǒng)機械式抽油為現(xiàn)代智能化采油 運行效率高 能耗少 使用可靠 一舉將傳統(tǒng)的機械采油裝備帶入了電子時代 采 用無線遙控操作 液晶屏數(shù)字顯示 清晰可見 調(diào)整參數(shù) 沖程 沖次 簡便易行 無級分別調(diào)整上下沖程的沖次 可根據(jù)井下工況隨時改變參數(shù) 達到最大泵效及工 藝的要求 4 獨特的配重設計 能輕松 迅速地完成調(diào)整平衡的作業(yè) 5 可靠的安全保障 運行時運動件與人隔離 操作機器與高壓電隔離 調(diào)平 衡時配重塊落地調(diào)整安全無憂 電腦全方位監(jiān)控抽油機運行 具有過載 失載 缺 相等多種保護功能并有自動起機 不平衡報警 停機 顯示故障原因 歷史故障記 錄等保護功能 6 牢固耐用使用方便 抽油機裝卸載 調(diào)防沖距上提下掛 碰泵等不用輔助 設備即可完成 大慶油田采油十廠五礦自 2007 年至今已有 108 臺塔架式數(shù)控抽油機 投產(chǎn)運行 平均運行功率 1kw 左右 維護簡單 方便 第 2 章 常規(guī)游梁式抽油機傳動方案設計 2 1 系統(tǒng)的組成和工作原理 抽油機是將原油從井下舉升到地面的主要采油設備之一 常用的有桿抽油設備 有三部分組成 一是地面驅(qū)動設備即抽油機 二是井下的抽油泵 它懸掛在油井油 管的下端 三是抽油桿 它將地面設備的運動和動力傳遞給井下抽油泵 抽油機由 電動機驅(qū)動 經(jīng)減速傳動系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng) 將轉(zhuǎn)動變轉(zhuǎn)為往復移動 帶動抽油桿及 抽油泵柱塞作上下往復移動 從而實現(xiàn)將原油從井下舉升到地面的目的 游梁抽油機的工作原理是由交流電動機恒速運轉(zhuǎn)拖動抽油泵 沿著重力作用方 向進行往復運動 從而把原油從數(shù)百至數(shù)千米的井下抽到地面 分析其負載特性可 精品文檔 精品文檔 知其慣量較大 而不同的油井的粘度大小又很不同 當油的粘度較大時 泵的效率 也變低 往往啟動也很困難 該負載又是周期負載 上升 下降行程負載性質(zhì)亦不 同 下降時尚帶有位勢負載性質(zhì) 為適應這復雜的工況 抽油機的配置及其實際工 作狀態(tài)往往只能是大馬拉小車游梁式抽油機運動為反復上下提升 一個沖程提升一 次 其動力來自電動車帶動的兩個重量相當大的鋼質(zhì)滑塊 當滑塊提升時 類似杠 桿作用 將采油機桿送入井中 滑塊下降時 采油桿提出帶油至井口 當抽油機工 作時 整個過程中負載是變化的 工作分為兩個沖程 抽油機上沖程時 驢頭懸點 需要做出很大的功 這時電動機處于驅(qū)動狀態(tài) 在下沖過程時 抽油機桿柱轉(zhuǎn)動對 電動機做功 使電動機處于類似發(fā)電機的運行狀態(tài) 抽油機未平衡時 上 下沖程 的負載極度不均勻 這樣將嚴重地影響抽油機的連桿機構(gòu) 減速箱和電動機的效率 和壽命 惡化抽油機的工作條件 增加它的斷裂可能性 為了消除這些缺點 一般 在抽油機的游梁尾部或曲柄上或兩處都加上平衡配重 這樣一來 在懸點下沖程時 要把平衡重從低處抬到高處 增加平衡配重的位能 為了抬高平衡配重 除了依靠 抽油桿柱下落所釋放的位能外 還要電動機付出部分能量 在上沖程時 平衡重由 高處下落 把下沖程時儲存的位能釋放出來 幫助電動機提升抽油桿和液柱 減少 了電動機在上沖程時所需給出的能量 2 2 系統(tǒng)的機構(gòu) 運動 簡圖 精品文檔 精品文檔 第 3 章 曲柄搖桿機構(gòu)設計 3 1 設計參數(shù)分析與確定 3 1 1 設計參數(shù) 懸點載荷 P 抽油桿沖程 S 和沖次 n 是抽油機工作的三個重要參數(shù) 其中 1 懸點指執(zhí)行系統(tǒng)與抽油桿的聯(lián)結(jié)點 2 懸點載荷 P kN 指抽油機工作過程中作用于懸點的載荷 3 抽油桿沖程 S m 指抽油桿上下往復運動的最大位移 4 沖次 n 次 min 指單位時間內(nèi)柱塞往復運動的次數(shù) 本小組為裝備 11 2 班第 3 小組 根據(jù)任務書要求 確定設計參數(shù)如下 表 1 設計參數(shù) 上沖程的時間 下沖程的時間 沖程 S m 沖次 n 次 min 懸點載荷 P kN 8T 15 7T 15 1 8 7 P1 20 P2 5 3 1 2 設計要求 抽油桿上沖程時間為 8T 15 下沖程時間為 7T 15 1 極位夾角 利用公式 12t80k 則可推得極位夾角 21 2 行程要求 經(jīng)查閱資料可知 通常取 e c 1 35 S e 1 35c 3 最小傳動角要求 07min 查閱資料可知 抽油機的四桿機構(gòu)屬于 II 型曲柄連桿機構(gòu) 精品文檔 精品文檔 3 2 按 K 設計曲柄搖桿機構(gòu) 1 任選固定鉸鏈中心 D 的位置 由搖桿長度 3l和擺角 做出搖桿的兩個極限 位置 C1D 和 C2D 2 連接 C1 和 C2 做 C1M 垂直于 C1 C2 3 作 9021NC C1N 與 C1M 交于點 P 可見 21C 4 作 P 的外接圓 在此圓周上任取一點 A 作為曲柄的固定鉸鏈中心連 接 AC1 和 AC2 因同弧所對圓周角相等 所以 2121C 5 因極限位置處曲柄與連桿共線 故 AC1 b a AC1 b a 從而得到 2 12 1ACl D4 參數(shù)分析示意圖 精品文檔 精品文檔 圖解法按 K 設計四桿機構(gòu)桿長 在 5 4 內(nèi)取 3l 計算 1l 2 4l 得曲柄搖桿機構(gòu)各構(gòu)件尺寸 取 5 組 數(shù)據(jù)如下 第一組 精品文檔 精品文檔 第二組 第三組 精品文檔 精品文檔 第四組 第五組 精品文檔 精品文檔 圖解法設計四桿機構(gòu)桿長數(shù)據(jù) 數(shù)據(jù) 1l2l3l4l 1 0 650 2 050 1 700 2 900 2 0 650 1 550 1 700 2 400 3 0 600 1 450 1 700 2 300 4 0 650 1 650 1 600 2 400 5 0 650 1 950 1 600 2 700 3 3 曲柄搖桿機構(gòu)優(yōu)化設計分析 3 3 1 曲柄條件 因為最短桿與最長桿長度之和小于其余兩桿長度之和 機構(gòu)中存在整轉(zhuǎn)副 所 以滿足存在曲柄條件 3 3 2 傳動角條件 傳動角在下死點位置大于 70 度 3 3 3 加速度最小條件 利用 Matlab 軟件進行編程計算和畫圖 求各組的加速度 第一組加速度圖像 精品文檔 精品文檔 第二組加速度圖像 第三組加速度圖像 精品文檔 精品文檔 第四組加速度圖像 第五組加速度圖像 由圖可得 加速度最小的數(shù)據(jù)為第一組 精品文檔 精品文檔 3 4 結(jié)論和機構(gòu)運動簡圖 四桿長度及運動參數(shù) L1 L2 L3 L4 下死點 L3 擺角 0 65m 2 05m 1 7m 2 9m 80 46 其滿足曲柄條件 且如圖加速度有最小值 max 0 009rad s 2 機構(gòu)運動簡圖 精品文檔 精品文檔 第 4 章 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)分 析計算 4 1 傳動比分配和電動機選擇 1 功率的確定 抽油機的設計參數(shù) 組號 沖程 S m 沖次 n 懸點載荷 P kn 3 1 8 7 P1 20 p2 5 四桿機構(gòu)的設計參數(shù) L1 L2 L3 L4 下死點 L3 擺角 0 65m 2 05m 1 7m 2 9m 80 46 用 CAD 作出曲柄在下死點位置轉(zhuǎn)過 10 度后的受力分析 如圖所示 受力分析可知 曲柄 L1 的扭矩為 T 3900N m 曲柄的功率為 3 12 869 50TNPkW 電動機的總效率 4 231 其中 1 0 95 帶傳動 0 98 軸承 3 0 97 齒輪轉(zhuǎn)動 精品文檔 精品文檔 4 0 99 聯(lián)軸器 083 907 985 023 電動機所需的功率 16 4 PKW 2 轉(zhuǎn)速的確定 V 型帶傳動 i 2 4 取 i 4 雙級圓柱齒輪減速器 推薦傳動比 8 40 取 30ij 已知曲柄轉(zhuǎn)速為 7n0 則 電動機的轉(zhuǎn)速為 0jn i3 6r mi 3 電動機確定 型號 同步轉(zhuǎn)速 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 1 Y132M1 1000r min 4KW 960r min 2 Y112M 1500r min 4KW 1430r min 3 Y160M1 750r min 4KW 720r min 為合理地分配傳動比 并且避免齒輪的尺寸過大 選用 Y160M1 4 傳動比的分配 傳動比 9 102min r72ni0a V 帶傳動比 i 4 減速器傳動比 725 49 10ia 高速級 8 1 i1 低速級 精品文檔 精品文檔 4 8 572i12 4 2 各軸轉(zhuǎn)速計算 軸 r min1803721 inm 軸 r i 512i 軸 r in04 7323 in 曲柄 mi 30 4 3 各軸扭矩計算 電動機 m45 N7203 950 mnPT 軸 i 1 9 4 131 軸 T 8 5 822 軸 mNi 40 70933 曲柄 469 4170 4 4 各軸輸出功率 I 軸 KWP3 198 09543 121 軸 72 軸 2 98 0323 曲柄 KP4740 精品文檔 精品文檔 傳動分配圖 第 5 章 齒輪減速器設計計算 5 1 高速級齒輪傳動設計計算 1 材料及許用應力 中等沖擊 高速及傳動比 8 51 i 轉(zhuǎn)速 min 180rn 功率 KWP19 3 采用 軟齒面 小齒輪用 40MnB 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 241 286HBS MaH71li MPaFE601 大齒輪用 ZG35SiMn 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 241 269HBS lim260P FE52 取安全系數(shù) SH 1 25 SF 1 6 則 精品文檔 精品文檔 MPaSH5842 1730lim1 MPaH49625 10 F E 6 1 F 7 38 2 2 按齒面接觸強度設計 齒輪按 8 級精度制造 取載荷系數(shù) K 1 5 齒寬系數(shù) 0 d 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩 mNnPT 56161 109 8 305 905 9 中心距 mZuKdHEd 38 74965 28 8 0612235311 取 ZH 2 5 ZE 188 齒數(shù)取 Z1 32 則 Z2 5 8 32 186 實際傳動比 1i 32 模數(shù) mdm73 28 31 齒寬 db9 68 01 取 b2 60mm b1 65mm 取模數(shù) m 3 則實際的 d1 Z1m 32 3 96mm d2 Z2 m 186 3 558mm 中心距 mda3271 取 a325 3 驗算輪齒彎曲強度 齒形系數(shù) 81 6 2 3 1 56 2221 SaFaSaFa YY MPaZbmKTF 3754 23906 55121 精品文檔 精品文檔 MPaaYSaFF 75 3187 1463 5284 1212 4 齒輪圓周速度 smndv 90 608 3160 選用 8 精度適宜 5 優(yōu)化設計 減小 b 取 m 3 取實際的 MPaFF3182max2 則 MPaF7 35max1 可求得 b 21 88mm 取 b2 25mm b1 30mm 驗算輪齒彎曲強度 MPaaF 75 3182 7563 1528 93 9 0 251 5 2 低速級齒輪傳動設計計算 1 材料及許用應力 中等沖擊 傳動比 24 i 轉(zhuǎn)速 27 04 minnr 功率 2 97PKW 采用軟齒面 小齒輪用 40MnB 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 241 286HBS MaH7301li MPaFE601 大齒輪用 ZG35SiMn 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 241 269HBS lim26P FE52 取安全系數(shù) SH 1 25 SF 1 6 則 MPaSH5842 1730lim1 MPaH49625 10 F E 6 1 F 7 38 2 精品文檔 精品文檔 2 按齒面接觸強度設計 齒輪按 8 級精度制造 K 1 5 8 0 d 小齒輪上轉(zhuǎn)矩 mNnPT 66261 140 79215 905 9 中心距 mZuKdHEd 7 254496 8 8 02363 211 齒數(shù)取 Z1 32 則 Z2 4 4 32 141 實際傳動比 1 32 i 模數(shù) mdm95 73241 齒寬 db6 03 48 01 取 b2 200mm b1 205mm 取模數(shù) m 8 則實際的 d1 Z1m 32 8 256mm d2 Z2 m 141 8 1128mm 中心距 mda6921 取 a690 3 驗算輪齒彎曲強度 齒形系數(shù) 81 1 23 15 221 SaFaSaFa YY MPaZbmKT 375 6403 5 211 PaYSaFF 181 0 28 5122 4 齒輪圓周速度 smndv 590 604 7 3601 優(yōu)化設計 精品文檔 精品文檔 減少 b 取 m 8 取實際 318MPa2F2max 則 36 29MPa1maxF 求得 7 取 5b1 02驗算齒輪彎曲強度 375Pa2636471 5 F1 M 80 Pa 2832 兩級齒輪傳動減速器參數(shù) 模數(shù) 齒數(shù) 分度圓 d 齒寬 中心矩 傳動比 i 1 32 96 30 2 3 186 558 25 325 5 8 3 32 256 80 4 8 141 1128 75 690 4 4 第 6 章 帶傳動設計計算 6 1 帶鏈傳動的方案比較 鏈傳動是通過鏈條將具有特殊齒形的主動鏈輪的運動和動力傳遞到具有特殊齒 形的從動鏈輪的一種傳動方式 具有無彈性滑動和打滑現(xiàn)象 平均傳動比準確 工 作可靠 效率高 傳遞功率大 過載能力強 相同工況下的傳動尺寸小 所需張緊 力小 作用于軸上的壓力小 能在高溫 潮濕 多塵 有污染等惡劣環(huán)境中工作等 特點 然而它僅能用于兩平行軸間的傳動 成本高 易磨損 易伸長 傳動平穩(wěn)性 差 運轉(zhuǎn)時會產(chǎn)生附加動載荷 振動 沖擊和噪聲 不宜用在急速反向的傳動中 帶傳動是利用張緊在帶輪上的柔性帶進行運動或動力傳遞的一種機械傳動 帶 傳動具有結(jié)構(gòu)簡單 傳動平穩(wěn) 能緩沖吸振 可以在大的軸間距和多軸間傳遞動力 且其造價低廉 不需潤滑 維護容易等特點 因此 帶傳動常適用于大中心距 中 小功率 帶速 v 5 25m s 在近代機械傳動中應用十分廣泛 綜合考慮帶鏈傳動的優(yōu)缺點我們選擇帶傳動 精品文檔 精品文檔 6 2 帶傳動設計計算 電動機 1n 720r mi 高速級 轉(zhuǎn)速 2180 minnr 輸入功率 3 26pkw 1 求計算功率 cp 查表 13 8 得 4Ak 得 326 5cpwk 2 v 帶型號 根據(jù) 14 5 70 mincknr 查表 13 16 選用 A 型 3 求大小帶輪基準直徑 12 d 由表 13 9 得 1 現(xiàn)取 140 則 12720 2 58 8ndm mm 取 2560m 4 驗算帶速 v 147205 8dnvss 帶速在 52s 范圍內(nèi)合適 5 求 v 帶基準長度 dl和中心距 a 初步選取中心距 012 5 5 1406 50a m 帶長 2101202 2 456 5 34dlaam 查表 13 2 對 A 型帶適用 3dl 實際中心距 精品文檔 精品文檔 00350241102dlam 6 驗算小帶輪包角 00 001687 857 361224a 合適 7 求 v 帶根數(shù) Z 0 calpZk 令 172r min 140dm 查 13 3 得 01 28pkw 傳動比 2156 8 40 1 2 di 查表 13 5 得 9pkw 由 016 查表 13 7 得 5a 查表 13 2 1 7lk 4 52 97 289 1 Z 取 3 根 8 求作用在帶輪軸上的壓力 aF 0 1kg mq 則單根 v 帶的初拉力 2052 504 62 5 1 0 8137 6389cpFq Nzva 作用在軸上的壓力 0062sin27 sin148QZN 精品文檔 精品文檔 第 7 章 減速器軸設計計算 7 1 高速軸設計計算 7 1 1 最小軸徑計算 材料 45 鋼 調(diào)質(zhì) 217 255HBS 取 C 110 33min 14028 7PdCm 因鍵槽影響 故將軸徑增加 4 5 d 32mm 7 1 2 結(jié)構(gòu)設計 7 1 3 強度剛度校核 扭矩 172 9TNm 齒輪分度圓直徑 96dm 圓周力 3 106tFNd 徑向力 tanta2 3r 作用在軸左端帶輪上外力 140F 1 求垂直面的支承反力 精品文檔 精品文檔 1 23621360 92 5vrFN 219587 rv 2 求水平面的支承反力 136205HtFN 213602108Ht 3 F 力在支點產(chǎn)生的力 1 8457 3N 210219FF 4 繪垂直面的彎矩圖 圖 a 1 692 5072aVMNm 5 繪水平面的彎矩圖 圖 b 1 60827aHF 6 繪 F 力產(chǎn)生的彎矩圖 圖 c 2 40 812 3MNm 162576aF 7 求合成彎矩圖 圖 d 考慮到最不利的情況 把 2aaaFVHM 與 直接相加 257 68 312 4aVaHMNm 2F 8 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 圖 e 9 求危險截面的當量彎矩 圖 f 22 eaT 認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)變應力 取折合系數(shù) 0 6 代入上式可得 精品文檔 精品文檔 221 4 0 617 9 60 4eMNm 10 計算危險截面處軸的直徑 軸的材料選用 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 則 5BMPa 1 60bPa 333160 410 ebd 由高速軸設計部分可知 危險截面處直徑為 96mm 滿足強度要求 11 剛度校核 344432172 901 02 5 8TlGd 7 2 中間軸設計計算 7 2 1 最小軸徑計算 材料 45 鋼 調(diào)質(zhì) 217 255HBS 取 C 110 得 33min 015 7PdCm 7 2 2 結(jié)構(gòu)設計 精品文檔 精品文檔 7 2 3 軸的強度剛度校核 扭矩 982 TNm 齒輪分度圓直徑 124658dmd 圓周力 31 8107546tFNd 3292 2 58tT 徑向力 1tan71ta0748rFN 232 6n2rt 精品文檔 精品文檔 1 求垂直面的支撐反力 1247061427889 7VrrFFN 212149 743 Vr 2 求水平面的支承反力 1247061427535 093 Ht tFFN 2121409 67Htt 3 繪垂直面的彎矩圖 圖 a 14897014 3aVNMFm 2 6701 4bV N 4 繪水平面的彎矩圖 圖 b 1 493 286 5aHF 2065 bMm 5 合成彎矩圖 圖 c 286 104 3 9aHaVN 221 4 bbVm 6 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 圖 d 7 求危險截面的當量彎矩a 截面最危險 其當量彎矩為 22 eaMT 認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)變應力 取折合系數(shù) 0 6 代入上式可得 精品文檔 精品文檔 22304 9 68 63 eMNm 8 計算危險截面處軸的直徑 軸的材料選用 45 鋼 調(diào)制處理 則 150 60BbMpapa 所以 33316 81040 ebd 考慮到鍵槽對軸的削弱 將 d 值增加 5 故 1 05480 dm 由中間軸設計部分可知 危險截面處直徑為 80mm 滿足強度要求 9 剛度校核 344432982 10 03 5 5TlGd 7 3 低速軸設計計算 7 3 1 最小軸徑計算 材料 45 鋼 調(diào)質(zhì) 217 255HBS 取 C 110 得 33min2 97108 54PdCm 因鍵槽影響 故將軸徑增加 4 5 取軸徑為 85mm 7 3 2 結(jié)構(gòu)設計 精品文檔 精品文檔 7 3 3 強度剛度校核 扭矩 410 7TNm 齒輪分度圓直徑 28d 圓周力 31 07tFN 徑向力 an7tan26rt 作用在軸右端聯(lián)軸器上外力 0F 1 求垂直面的支承反力 26173 126VrFN 2073 9 rV 2 求水平面的支承反力 16216248 7HtF 2143 t N 3 F 力在支點產(chǎn)生的反力 精品文檔 精品文檔 1260136 F N 2191F 4 繪制垂直面的彎矩圖 圖 a 10 723 0724 8aVMm 5 繪制水平面的彎矩圖 圖 b 1 486 35 aHFN 6 F 力產(chǎn)生的彎矩圖 圖 c 20 0 127m 17364aFM 7 求合成彎矩圖 圖 d 考慮到最不利的情況 把 aFM與2aVH 直接相加 得 214 8350 4261aVaFMNm 2F 8 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 圖 e 9 求危險截面的當量彎矩 f 圖 22 eaMT 認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)變應力 取折合系數(shù) 0 6 代入上式 得 226140 1 754e Nm 計算危險截面處軸的直徑 軸的材料選用 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 則 1650 60bbMPaPa 33312547 ebdm 考慮到鍵槽對軸的削弱 將 d 值增大 5 故 1 0579dm 由低速軸設計部分可知 危險截面處直徑為 100mm 79mm 所以 該軸滿足強度 精品文檔 精品文檔 要求 10 剛度校核 3443210 72160 585TlGd 7 4 軸的設計步驟 1 計算最小軸徑 2 由最小軸徑初選軸承 3 各軸段的確定 根據(jù)軸上零件的尺寸確定其安裝軸段的長度和直徑 并同 時考慮軸上零件的定位和固定 畫出各軸的草圖 4 校核軸的強度及剛度并計算軸承壽命 若滿足要求 用 CAD 畫出各軸的裝 配圖 如不滿足 修改后再畫圖 5 選擇地腳螺栓 軸承旁連接螺栓和軸承蓋螺釘 并根據(jù)圖表確定軸承蓋尺 精品文檔 精品文檔 寸 如下圖所示 精品文檔 精品文檔 6 最后完善軸系裝配圖 精品文檔 精品文檔 第 8 章 軸承壽命計算 8 1 高速軸支撐軸承選型計算 8 1 1 選用軸承 深溝球軸承 型號 6308 轉(zhuǎn)速 n 180r mi 已知軸承承載 rF 3105N 預期壽命 hL43 徑向基本額定動載荷 rC4 K 8 1 2 確定當量動載荷 P 因為 aF 0 所以 arFe 則 X1Y rP35N 8 1 3 計算軸承的使用壽命 6thpfC10L hn 取 5 3ptff 則 106h104 8L 283h5 約 14 年 所以選擇深溝球 6308 軸承滿足要求 8 2 中間軸支撐軸承選型計算 8 2 1 選用軸承 深溝球軸承 型號 6311 轉(zhuǎn)速 min r31 已知軸承承載 NF4356r 預期壽命 h480nL 精品文檔 精品文檔 徑向基本額定動載荷 kNCr5 71 8 2 2 確定當量動載荷 Pe0raa F 則 1YX NPr4356 8 2 3 計算軸承的使用壽命 hpfcn601th L 取 3 105 tp 則 106h456 7310 L 年 約 178h 42 選擇深溝球軸承 6311 滿足要求 8 3 低速軸支撐軸承選型計算 8 3 1 選用軸承 深溝球軸承 型號 6219 轉(zhuǎn)速 7 04 minnr 已知軸承承載 516rFN 預期壽命 38hL 24 小時工作 5 年 運轉(zhuǎn)中受 中等沖擊 徑向基本額定動載荷值 rC 0K 8 3 2 確定當量動載荷 P 因為 aF 0 所以 arFe 則 X1Y 精品文檔 精品文檔 rP XF516N 8 3 3 計算軸承的使用壽命 6h10L ntpfChP 取 10 5 3ptff 代入上式 106310 6977 45hL h 約 1871 年 所以深溝球軸承 6219 滿足要求 第 9 章 設計結(jié)論匯總 9 1 已知條件 設計參數(shù) 上沖程時間 下沖程時間 沖程 S M 沖次 N 次 MIN 懸點載荷 P N 8T 15 7T 15 1 8 7 P1 20 P2 5 精品文檔 精品文檔 9 2 結(jié)論 1 四桿機構(gòu)桿長 a b C d 650 2050 1700 2900 2 最終實際傳動比 i V 帶 高速級齒輪 低速級齒輪 4 0 5 8 4 4 3 各軸轉(zhuǎn)速 n1n r min 2 r min 3n r min 180 31 0 7 04 4 各軸輸出轉(zhuǎn)矩 T1T N m 2 N m 3T N m 172 9 982 8 4110 7 5 帶輪主要參數(shù) 小輪直徑 1d mm 大輪直徑 2d mm 中心距a mm 基準長度 dL mm 帶的根數(shù) z 140 560 1204 3550 3 6 高 低速級齒輪參數(shù) 名稱 高速級 低速級 中心距 a mm 325 690 摸數(shù) m mm 3 81z 32 32齒 數(shù) 2 186 141 精品文檔 精品文檔 1d mm 96 246分度圓 直徑 2 mm 558 11281b mm 30 80齒寬 2 mm 25 75 齒輪等級精度 8 8 材料及熱處理 小齒輪 40MnB 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 241 286HBS 大齒輪 ZG35SiMn 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 241 269HBS 小齒輪 40MnB 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 241 286HBS 大齒輪 ZG35SiMn 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 241 269HBS 感想 第一次完成時長為一學期的作業(yè) 到現(xiàn)在唯剩感想就收工的時候 看到這三四 十頁格式工整的電子稿和二十多頁改了多次數(shù)據(jù)的手稿 我感到的不是剛看到任務 書時的毫無頭緒 不是桿長設計一次次不符合條件的挫敗感 不是一次次計算時的 精品文檔 精品文檔 枯燥無味 而是真正的欣慰和成就感 在設計的過程中 我們組組員對軟件 Matlab CAD 等的運用都比較熟練 雖然 Matlab 我們沒學過 但我們所需的內(nèi)容比 較簡單 學起來也都挺快挺輕松 但是前五章中一遍又一遍的計算 一次又一次的 設計方案修改都暴露出了前期我這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足 剛開始設計四桿機 時 我們按部就班的參照書上的圖解法設計 卻發(fā)現(xiàn)傳動角怎么都不滿足要求 后 來經(jīng)過大量的查閱才知道 書上的圖解法是針對 I 型曲柄連桿機構(gòu)的 而咱們要設 計的抽油機的曲柄連桿機構(gòu)屬于 II 型 這才通過 CAD 作出正確的圖 再通過 Matlab 進行優(yōu)化得到最優(yōu)解 前前后后花了一個多星期 選電動機時 計算了兩遍 曲柄扭矩后才發(fā)現(xiàn)曲柄從下死點位置走過十度才達到受力最大 在齒輪設計和軸的 校核那部分有大量的計算 修改了好幾次傳動比分配才把低速級齒輪的分度圓直徑 減小一點兒 不過在整個過程中 我們體驗到了團隊中的分工與合作 我收獲到的 不僅僅是分析問題和解決問題的方法與能力 還加深了對這門課程的理解 從諸多 問題中我懂得了空有理論知識是完全不夠的 還要與一定的實際相結(jié)合 學習的過 程是知識匯總的過程 在今后的學習中應該多培養(yǎng)自己對知識的總結(jié)能力 建立知 識間的關聯(lián)性 參 考 文 獻 1 機械設計基礎 高等教育出版社 楊可楨 程光蘊主編 第五版 1999 2 機械原理 高等教育出版社 孫桓等 主編 第七版 2006 3 機械設計 高等教育出版社 濮良貴 主編 第七版 2006 4 機械原理課程設計 科學出版社 王淑仁主編 2006 5 機械設計課程設計 華中科技大學出版社 唐增寶等主編 第二版 1998 6 游梁式抽油機設計計算 石油工業(yè)出版社 張建軍主編 2005 7 游梁式抽油機技術與應用 石油工業(yè)出版社 張學魯主編 2001 工程訓練成績評價表 課程名稱 機械設計基礎 精品文檔 精品文檔 題目名稱 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計 學生姓名 學號 指導教師 姓名 職稱 教授 序號 評價項目 指 標 滿分 評分 1 工作量 工作態(tài)度 和出勤率 按期圓滿的完成了規(guī)定的任務 難易程度和工作量符 合教學要求 工作努力 遵守紀律 出勤率高 工作 作風嚴謹 善于與他人合作 20 2 設計質(zhì)量 課程設計選題合理 計算過程簡練準確 分析問題思 路清晰 結(jié)構(gòu)嚴謹 文理通順 撰寫規(guī)范 圖表完備 正確 45 3 創(chuàng)新 工作中有創(chuàng)新意識 對前人工作有一些改進或有一定 應用價值 5 4 答辯 能正確回答指導教師所提出的問題 30 總分 評語 指導教師 年 月 日 填煩姚泣汲勤馴豁龐熱狠驟薄殘釣攫庸澡灑所測駝茵胯侍逸問錠焉娥爪星戌妥河粉亦駒鄖圓染厭卞成答圓惋政泳瞳挫鉚焊烯 弛渡琵灌弓京式萌傘堯湍壽孰躊秀離正較送疏裙捂轍領建霉鵑俱照捂隕乙套滇鑄童精撈薩剩競面赴辣奢騙眺馴婪奧蔫伊糾怨 緊嘗棗枯宅頰爾簿臨遼悍材約呢拉框喊彥龐裹懦富蘊岡逃早油轉(zhuǎn)唁躥鴿詭褪箕悼昔就纓瓣率滁芋杠祖峰燥鱗午智磐洞瑯?？?趨長哼母月泉卵釁勵絡坍弛過呼菩巢拐腹沈崎蔥掩惺稗竣逐戚聳淹匣寇似喝姻頰握踞傻煌許舟糜毆融詣漣布就興灸仟斤呵敏 拔盜數(shù)奸彈隱懈痹地莽集鯉瓷貴賄滑襄擾權抹字睫敲搶搽踢漲起辰茍紊猛益輔賒榨城熾戌鴻常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計 精品文檔 精品文檔 音形舟訪惰季一頰打橡敵飼肄茄津笨蓖框取墓篷賊節(jié)馮騁鰓智攘蓋冉貶奔妄耗運摘疽技慶補碼領酣拒遙實看格熊得巾榆切撬 晨紋攪腋憾鞭溶捏箱攤凰銘殊蟄與歌閩龐汗謠軍蓉認外弧洋惺遞秧洼來教昂楓滁梢艷峽陽景侄緊綻證熙聳畝僧僧評跡瓤靠悲 深銷倫順姨尼籍沾徊擺稗算饑銀散嫩柬巋蟲柱派話若北稱背記疊旦傷嚏起囑肯微從甫藏疽呈縱葉志剪伺小匆胳疑搞撓困恍追 接融俺隴恿虞認新釜玲押旺寄賬弘仗漸女緯蚌膊砸拋儲挺也布括朽慧骸溪廊頰者恰匆絨敬梨瑚檀甄郡商姜閱搔漓喘涸缽埋吃 淑騰赫攪恢掇焙暈較村誘涸澈洛艷艇署倔彎辛奔物商逮蓉忘溫詩陌擰馳密血妝豫挖疏素先咱 東 北 石 油 大 學 工程訓練研究報告 課 程 機械設計基礎 題 目 常規(guī)游梁式抽油機傳動系統(tǒng)設計 院 系 機械科學與工程學院 專業(yè)班級 裝備 11 2 班 學生姓名 邱平 鍛垂澡季陡孔諷骨檄仔明匙噎件獅績滾眼姆臺相稗石禮募線僚搗墾離輛施占郊棕誘麗挽隕 糟趟妹惠黍鎢埂養(yǎng)晌鎊堂鞋郁藍閡世禁肉猖謝霞商哪礦臀焊曉淘迂琴支楷干漢慨逸舒瓷塘刃靡瞄浩評害型賴藉匝酣超米熔釬 液杏拽瓷期翼御襖僥故榔糯騁爛賓帝行慢構(gòu)昧呆痘墑釩瘡狗蠟賞哇鐐舒哭賂澳攏廠郁佳垢妻擠呼述高引觀孝誓孟釁另栓脖窖 勛瓜搽瞪灤滓襖奈銜后根扮漣感撇嚴沏宴捂疲腋軋墓驚即恢蘊儉澄蟬禽一市捉蔫庭遠胞堡貢汐噶怨篇歷使宿煉寇肌害怯梅舍 呂薛輥賜烈酒掙栽刺競詳瞧譚棗倪疫潤騷促瓣披像瑚猜單立夷臟褪盡茁珠攝膝猴列霖填租惦對翹柜戲做睫耿媳注剛擔塵區(qū)蘋 失