折梁式抽油机运动学分析及结构设计 63页

折梁式抽油机运动学分析及结构设计摘要：针对游梁式抽油机系统的效率低、能耗大、平衡性能差等缺点，开展对新型抽油机——折梁式抽油机的研究。折梁式抽油机是由常规游梁式抽油机衍生而来，它有一个后伸并下折的游梁，废弃了钢丝绳而增加了游梁平衡；由于平衡重的多块组合方式，使得平衡重很容易得到增减而方便平衡调节。折梁式抽油机由于平衡效果好，节能显著，适应大型机小泵深抽作业的优点。在本文中，首先设计了折梁式抽油机的整体结构，并对抽油机进行了运动学和动力学分析，得到了悬点速度、加速度和载荷的计算公式。通过和常规纯曲柄平衡抽油机的净扭矩比较，折梁式抽油机的曲柄净扭矩下降了48.9%。最后对抽油机的零部件进行了设计，并绘制了装配图和零件图。关键词：折梁；抽油机；纯曲柄平衡；净扭矩\nThekinematicanalysisoffoldingbeam-pumpingunitanditsstructuraldesignAbstract:Aimingattheproblemoflowefficiency,highenergyconsumption,andpoorbalanceperformance,thenewtypepumpingunit-foldingbeampumpingunitisdesigned.Thefoldingbeampumpingunitisderivefromconventionalbeampumpingunit,whichhasanextendedandfoldingbeam,abandonswireropeandincreasesthebeambalance.Themulti-blockcombinationofbalanceweightmakesthebalanceweightchangeeasilyandadjustmentconvenient.Foldingbalancebeampumpingunit,duetoitseffectivebalance,significantenergysaving,itcanadapttosmallpumpanddeepdrawingoperations.Inthispaper,theoverallstructureoffoldingbeampumpingunitisfirstlydesigned,thenthekinematicsanddynamicsanalysisforpumpingaremade,andspeed,accelerationandloadformulaofpolishedrodaregot.Comparedwiththeconventionalpurecrankbalancedbeampumpingunit,thecranknettorqueofthefoldingbeampumpingunitreducedby48.9%.Finally,thecomponentsofpumpingunitisdesigned,andtheassemblyandpartdrawingsareplotted.Keywords:Thefolding;Pumpingunit;Purecrankbalanced;Nettorque\n目录1绪论11.1本文研究意义11.2国内外抽油机研究现状趋势11.2.1国内抽油机研究现状11.2.2国外抽油机研究现状21.2.3几种常用抽油机21.3本文研究内容及方法步骤31.4创新点32折梁式抽油机的工作原理42.1常规型游梁式抽油机工作原理及结构特点42.2折梁式抽油机工作原理及结构特点53折梁式抽油机的运动学分析73.1折梁式抽油机的几何关系分析73.2折梁式抽油机运动学分析83.2.1悬点位移83.2.2悬点速度93.2.3悬点加速度103.2.4悬点运动学参数计算结果103.3折梁式抽油机三维视图仿真154折梁式抽油机动力学分析184.1折梁式抽油机悬点载荷分析184.1.1悬点静载荷的大小和变化规律194.1.2基本参数的拟定计算224.1.3悬点动载荷的大小和变化规律224.1.4悬点载荷参数计算及曲线254.2平衡重计算274.3连杆力计算294.4减速箱曲柄轴扭矩计算304.5折梁式抽油机和曲柄平衡抽油机曲柄净扭矩计算结果及对比315折梁式抽油机的主要零部件设计355.1折梁式抽油机受力分析355.2减速器的选择3659\n5.2.1减速器曲柄轴的最大允许扭矩的计算及减速器的选定365.2.2减速器的润滑与密封365.3电动机的确定385.4V带的确定与大带轮的设计395.4.1V带的确定395.4.2大带轮的设计415.5游梁的设计425.5.1游梁的材料选择和参数设计425.5.2静强度校核435.6连杆的设计445.6.1选材445.6.2校核445.7中央轴承的校核465.7.1中央轴承的校核465.7.2轴承使用的注意事项475.8曲柄销的强度校核475.8.1防止曲柄销配合松动的措施485.8.2曲柄销材料的选择485.8.3曲柄销的校核485.9其他主要零部件设计495.9.1支架与底座495.9.2滑轮与多块平衡重505.9.3刹车装置及刹车安全装置515.9.4驴头515.9.5折梁铰接装置516结论53参考文献54致谢55附录A基于Matlab的悬点参数计算程序56附录B基于Matlab的折梁式抽油机和纯曲柄平衡抽油机的净扭矩曲线对比图程序5859\n1绪论1.1本文研究意义目前，游梁式抽油机是国内外石油工业的传统采油方式之一，在我国石油开采中有杆抽油系统一直占主导地位。游梁式抽油机以其结构简单、易损件少、耐用、可靠性高、操作简便、维修方便、维护费用低等特点，在采油机械中占有举足轻重的地位。此外，常规型抽油机还具有特别能适应野外、全天候、长时间连续运转等特点。虽说游梁式抽油机是一种优秀的机械采油装置，但游梁式抽油机也存在许多缺点，如系统的效率低、能耗大、抽油时间以及平衡性能差等。另外，由于游梁式抽油机配置了与其抽汲油量所折算成的能量不相对应的大功率电动机和大扭矩的减速器，形成了“大马拉小车”的耗能结构。为此，游梁抽油机都设有平衡装置，但由于其悬点载荷在一个运转周期里极不均匀，仍然不能获得较平直的净扭矩曲线。鉴于常规游梁式抽油机的以上缺点，开展对新型抽油机——折梁式抽油机的研究。折梁式抽油机是由常规游梁式抽油机衍生而来，它有一个后伸并下折的游梁，废弃了钢丝绳而增加了游梁平衡；由于平衡重的多块组合方式，使得平衡重很容易得到增减而方便平衡调节。折梁式抽油机由于平衡效果好，节能显著，适应大型机小泵深抽作业的优点，所以在未来的很长一段时间内，它将在机械采油中占有举足轻重的地位。1.2国内外抽油机研究现状趋势目前，世界上生产抽油机的国家主要有:美国、俄罗斯、法国、加拿大和罗马尼亚等。全世界生产抽油设备的公司有300多家，其中生产抽油机的公司有150多家。美国生产的抽油机品种最多，技术最先进，应用范围最广泛。其中包括液压抽油机、梅普长冲程抽油机、柔性件传动抽油机等等。1.2.1国内抽油机研究现状在国内，抽油机模块化设计的理论研究已经开展了多年，初步进行常规型和异相型游梁式抽油机模块化设计的研究。但是，由于我国抽油机生产企业规模较小，过于分散，没有开展模块化设计。随着市场的不断发展，抽油机的需求已经向多品种、小批量方向发展，且油田从提出计划到需要的周期大大缩短，生产企业要想满足油田要求，快速响应市场，就必须按照新的设计方法组织生产，而模块化设计方法正能满足这一要求。1.2.2国外抽油机研究现状在国外，抽油机的生产已经基本上被几家大的机械制造公司所垄断，如美国最早、59\n最大的抽油机制造公司拉夫金公司、原苏联最大的抽油机生产基地阿塞拜疆石油机械制造集团。这些企业生产规模大，采用先进的部件优化技术，将抽油机系统按功能分解成若干模块，按照标准化、通用化、系列化的方式组织生产，企业的设计、制造及管理水平较高。以较少的生产模块，最大限度地满足不同用户多种类型、规格抽油机的需要，给企业带来了较高的经济效益。根据美国拉夫金公司的产品样本，他们所生产的79种型号的抽油机由十类近100种模块组合而成，其生产的零部件具有高度的通用性，也较彻底地解决了零部件的通用和互换问题。由于采用模块化设计方法，既满足了多品种、小批量的市场需求，又解决了企业规模化问题，产品质量大为提高，成本大幅下降。目前抽油机包括液压抽油机、梅普长冲程抽油机、柔性件传动抽油机。本文正符合国内外研究趋势，通过改变常规游梁式抽油机的平衡形式和结构形式，达到降低配置、节省能耗目的。1.2.3几种常用抽油机（1）异型游梁式抽油机异型游梁式系列抽油机包括双驴头抽油机、弯游梁抽油机和对常规游梁抽油机节能改造的机型等机型。异形游梁式抽油机是以常规抽油机为基础模式而研制出的新机型，它采用变径圆弧状的游梁后臂，游梁与横梁之间采用柔性件连接结构，在主要结构上具有常规游梁式抽油机简单，牢靠，耐用等特点，在性能上易于实现长冲程，并且具有突出的节能特点。（2）变矩式曲柄连杆无游梁抽油机变矩式曲柄连杆无游梁抽油机是在游梁式抽油机的基础上，将摇杆改成变径天车轮，连杆改成柔性传动件，设计变矩式曲柄连杆无游梁抽油机的计算结果表明，这种无游梁抽油机动力性能明显优于游架式抽油机，具有良好的节能效果，且兼有游梁式抽油机结构简单、工作可靠、维护方便等优点。（3）干扰平衡游梁抽油机干扰平衡游梁抽油机是一种新型的节能抽油机。它不仅保持了常规游梁抽油机结构简单、可靠耐用的优点，而且具有附加动载小，能耗低，综合效率高，比常规抽油机节电30-50%以上，能延长整机使用寿命的特点。如14干扰平衡机只需要配37千瓦电机及53KN减速箱。（4）塔式节能抽油机塔式节能抽油机：高效、节能、冲程、冲次在额定范围内无级调节，并可内设无线集中监控接口，通过配套设施实现遥控。该机调参简易、维护方便、安全可靠、维护费用低，与常规抽油机相比节能50%以上，是一种智能型的节能抽油机。（5）偏轮游梁式抽油机59\n该抽油机是在常规游梁抽油机的基础上，在游梁尾部配置一偏轮，以偏轮为中心形成一六连杆机构，能很好的改善抽油机的运动性能。在相同情况下，与常规抽油机相比：1、悬点动负荷减小，最大线速度小；2、减速箱输出扭矩减小30%-50%；3、节能37%以上；4、所配电网容量减少30%以上。本课题折梁式抽油机，正符合国内外研究趋势，通过改变常规游梁抽油机的平衡形式和结构形式，达到降低配置，节省能耗目的。1.3本文研究内容及方法步骤本文设计需要解决的重点问题就是如何设计折梁式平衡式抽油机的结构，使整个抽油机的结构合理，并能够相应地降低能耗。主要内容包括：（1）认真查阅、收集资料，深刻理解论文设计的内容，在此基础上完成开题报告；（2）分析目前常规游梁式抽油机的缺点，提出折梁式抽油机的传动方案；（3）根据提供的原始数据，并查阅相关资料，计算折梁重重心运动速度和加速度，并对抽油机运动学进行分析，得到悬点速度加速度的计算公式，分析其优越性；（4）设计折梁式抽油机的机械结构，对主要性能进行校核；（5）画出装配图及零件图。本次设计为折梁式抽油机的结构设计，设计的主要步骤方法如下：（1）首先了解游梁式抽油机的工作原理、结构特点，并进行折梁式抽油机结构方案设计；（2）通过对折梁式抽油机传动原理的分析，推导悬点速度、加速度等参数和抽油机其它参数的运动学方程；（3）确定悬点的动载荷、静载荷，减速箱曲柄轴扭矩的计算，选择电动机；（4）对传动系统进行结构设计；（5）对折梁式抽油机进行结构设计；（6）对抽油机零部件进行结构设计；（7）绘制折梁式抽油机的装配图；（8）绘制主要零部件的零件图。1.4创新点（1）设计新型折梁式抽油机；（2）对折梁式抽油机进行运动学、动力学分析，并对其进行编程；（3）对折梁式抽油机零部件进行结构设计。59\n2折梁式抽油机的工作原理折梁式抽油机是由常规型游梁式抽油机衍生而来，对其进行结构性的改造，使其具有新型节能，适应大型机、小泵、深抽作业特点的抽油机。因此在介绍折梁式抽油机的工作原理及结构特点时，先介绍常规型游梁抽油机的工作原理及结构特点。2.1常规型游梁式抽油机工作原理及结构特点图2-1常规游梁式抽油机结构图1-底座；2-支架；3-悬绳器；4-驴头；5-游梁；6-横梁轴承座；7-横梁；8-连杆；9-曲柄销装置；10-曲柄装置；11-减速器；12-刹车保险装置；13-刹车装置；14-电动机；15-配电箱。常规型游梁式抽油机由底座、支架、悬绳器、驴头、游梁、横梁轴承座、横梁、连杆、曲柄销装置、曲柄装置、减速器、刹车保险装置、刹车装置、电动机、配电箱组成。抽油机工作时，电动机（14）转速通过三角皮带带动减速箱（11）减速后，由四连杆机构（曲柄（10）、连杆（8）、横梁（7）、游梁（5））把减速箱输出轴的旋转运动变为游梁驴头（4）的往复运动。用驴头（4）带动抽油杆做上下往复的直线运动。通过抽油杆再将这个运动传给井下抽油泵的柱塞。在抽油泵泵筒的下部装有固定阀(吸入阀)，而在柱塞上装有游动阀（排出阀）59\n，当抽油杆向上运动，柱塞做上冲程时，固定阀打开，泵从井中吸入原油。同时，由于游动阀关闭，柱塞将上面的油管中的原油上举到井口，这就是抽油泵的吸入过程。当抽油杆向下运动，柱塞做下冲程时，固定阀关闭而游动阀打开，柱塞下面的油通过游动阀排到它的上面。这就是抽油泵的排出过程。其结构简图如图2-1。常规型游梁式抽油机结构特点：支架支撑在游梁中部，曲柄连杆机构和减速器位于支架的后面；曲柄轴中心基本位于游梁尾轴承的正下方。这样，工作时上下冲程的时间（或曲柄转角）相等。2.2折梁式抽油机工作原理及结构特点图2-2折梁式抽油机结构简图1-多块组合式平衡重；2-折梁；3-主游梁；折梁式抽油机（如图2-2）是由常规游梁抽油机衍生而来,它有一个后伸并下折的游梁,废弃了钢丝绳而增加了游梁平衡;由于平衡重的多块组合方式,使得平衡重很容易得到增减而方便平衡调节。文中分析了折梁式抽油机的设计基础,对平衡重、连杆力和净扭矩进行了分析与推导,将常规纯曲柄平衡和折梁式平衡进行了对比。分析认为,折梁式抽油机平衡效果好,节能显著,适应大型机小泵深抽作业,但杆油比小时,连杆力会产生较大负值,对细长的连杆不利;因此在应用中注意选用适合范围,才能使折梁式抽油机成为节能型抽油机。折梁式抽油机59\n有一个后伸并下折的游梁(主游梁3和折梁2),形态上和异形游梁类似,但废弃了钢丝绳而增加了游梁平衡。多块平衡重(1)装在铁箱里并通过钢丝绳悬挂在折梁尾端的滑轮上,这样在相同游梁摆角下,平衡重的力臂变化较大,获得了异形游梁力臂变化的效果,但却没有受钢丝绳寿命制约的问题,因为滑轮上的钢丝绳不承受变应力,而且计算和实践都表明折梁上的平衡重重心虽然有2m左右(12型)的水平位移,但悬吊的平衡重却只有很小的水平惯性力(除启动和制动有较大摆动外)。深入发掘折式游梁的“折”所产生变矩的结构效果,可进一步把它拓展成铰接式折梁,通过插入不同直径的圆柱销(图2-3),就可改变折梁的折角来取得不同的变矩效果,使抽油机将更适应不同井况的载荷特性,这在一般抽油机的平衡装置是不易做到的。此外,游梁下折使高悬在游梁上的平衡重下移,并且由于平衡重的多块组合方式使得平衡重很容易得到增减,从而方便了平衡的调节。图2-3折梁铰接示意图1-折梁　2-圆柱销　3-铰接轴承　4-主游梁；59\n3折梁式抽油机的运动学分析3.1折梁式抽油机的几何关系分析图3-1常规型游梁式抽油机结构简图图中各符号的意义如下：A——游梁前臂长度，m；C——游梁后臂长度，m；P——连杆长度，m；R——曲柄半径，m；I——游梁支撑中心到减速器输出轴中心的水平距离，m；H——游梁支撑中心到底座底部的高度，m；G——减速器输出轴中心到底座底部的高度，m；K——极距，即游梁支撑中心到减速器输出轴中心的距离，m；J——曲柄销中心到游梁支撑中心之间的距离，m；θ——曲柄转角，以曲柄半径R处于12点钟位置作为零点，沿曲柄旋转方向度量；φ——零度线与K的夹角，由零度线到K沿曲柄旋转方向度量；β——C与P的夹角，称传动角；——C与J的夹角；ρ——K与J的夹角；——C与K的夹角；——光杆在最低位置时的角；——光杆在最高位置时的角；59\n由图可知：（3-1）式中正负号取决于曲柄旋转方向，曲柄旋转方向的判断为：面向抽油机，井口在右侧，顺时针旋转为“+”，逆时针旋转为“-”。（3-2）（3-3）（3-4）（3-5）（3-6）（3-7）（3-8）（3-9）（3-10）在有“”式中，“+”用于曲柄顺时针旋转，“-”用于曲柄逆时针旋转。3.2折梁式抽油机运动学分析3.2.1悬点位移经分析比较，折梁式抽油机的几何关系和常规游梁式抽油机相同。根据以上几何关系分析结果，对折梁式抽油机的运动学特性进行分析，推导相应公式，得到悬点位移、速度、加速度。并对悬点参数进行编程计算，画出相应的曲线。以悬点处于最低位置（下死点）为计算位移的起点。游梁摆动的角位移为，最大角位移为。根据抽油机四杆结构的几何关系：（3-11）（3-12）59\n悬点位移（3-13）悬点最大位移（3-14）在抽油机的设计和使用中，常用的是与的比值，称为位置因素，表示为：（3-15）显然，。当悬点位于下死点时，=0；悬点位于上死点时，=1。图3-2折梁式抽油机结构简图3.2.2悬点速度图3-3速度分析示意图如图3-3所示，游梁后臂C和曲柄半径R均为绕定点转动，连杆P做平面运动。利用速度投影定理，忽略连杆P变形的影响，59\n连杆两端点（d和b）的速度在连杆轴线上的投影相等。d、b两点分别和O转动，、分别垂直于R和C，将、向连杆轴线投影有：（3-16）则（3-17）因为，，悬点速度为（3-18）式中为曲柄旋转的角速度，其余参数同前。3.2.3悬点加速度悬点速度对时间的一次导数即为悬点加速度。对于常规型游梁式抽油机，悬点加速度为：（3-19）3.2.4悬点运动学参数计算结果先初步拟定折梁式抽油机的相关尺寸，其相关尺寸如下：A=2.100、C=1.780、G=1.400、I=1.620、=2.6522、P=1.737、R=0.700、H=3.500。根据已知尺寸，利用MTALAB软件对抽油机的悬点位移、速度、加速度进行编写程序并计算，得出表3-1，如下所示。表3-1显示了曲柄转角变化时，相应悬点位移、速度、加速度数值；图3-4为曲柄角度变化与悬点位移之间的关系曲线，图3-5为曲柄角度变化与悬点速度之间的关系曲线，图3-6为曲柄角度变化与悬点加速度之间的关系曲线。表3-1折梁式抽油机悬点参数计算数值表曲柄转角（）悬点位移S(m)悬点速度(m/s)悬点加速度()00.001670.039810.4771350.011820.106430.4807159\n100.031220.172910.47495150.059780.237870.45873200.097160.299820.43147250.142850.357230.39343300.196110.408660.34573350.256030.452910.29038400.321550.489090.23009450.39150.516740.16797500.464690.535810.10711550.539950.546680.05025600.616190.55005-0.0005650.692440.54687-0.0439700.767850.53822-0.0794750.841740.52519-0.107800.913580.50884-0.1274850.982980.49011-0.1414901.049650.4698-0.1502951.113430.44857-0.15491001.174230.42693-0.15631051.232020.40526-0.15541101.286820.38383-0.1531151.338660.36279-0.14981201.387610.34222-0.14631251.433740.32214-0.14291301.477120.3025-0.14011351.517790.2832-0.13811401.555790.26408-0.13741451.591140.24495-0.13831501.623820.22558-0.14111551.653780.20566-0.14621601.680910.18485-0.1541651.705070.16273-0.16521701.726030.1388-0.18011751.743510.1125-0.19941801.757140.08318-0.22351851.766450.05018-0.25251901.770880.01283-0.2861951.76978-0.0294-0.32252001.76247-0.0768-0.359359\n2051.74823-0.129-0.39242101.72644-0.1854-0.41662151.69663-0.2441-0.42712201.65861-0.3032-0.42062251.6125-0.3602-0.39712301.55876-0.4129-0.35952351.4981-0.4596-0.31242401.43141-0.4994-0.26092451.3597-0.5321-0.2092501.28395-0.5576-0.15952551.20511-0.5765-0.11372601.12408-0.5894-0.0722651.04165-0.5967-0.03412700.95856-0.59900.000422750.87547-0.59670.032292800.793-0.59010.062152850.71173-0.57950.090612900.6322-0.5650.118192950.55496-0.54670.145363000.48051-0.52460.172493050.4094-0.49880.199863100.34214-0.46910.227673150.27927-0.43550.256013200.22135-0.3980.284883250.16892-0.35640.314113300.12255-0.31070.343413350.0828-0.2610.372283400.05023-0.20730.400013450.02537-0.150.425653500.00872-0.08930.448023550.00071-0.02570.46573600.001670.039810.4771359\n图3-4悬点位移曲线图3-5悬点速度曲线59\n图3-6悬点加速度曲线图3-7折梁式抽油机的悬点位移、速度、加速度曲线从图3-4、图3-5、图3-6和图3-7可知，该抽油机的悬点位移最大值悬点速度最大值，悬点加速度最大值。59\n3.3折梁式抽油机三维视图仿真基于3DSMAX的研究和折梁式抽油机的结构分析，对折梁式抽油机进行仿真及分析。对折梁式抽油机进行仿真的操作过程如下：（1）双击3DSMAX图标，进入3DSMAX程序；（2）在3DSMAX中，对抽油机各个零件进行建模；（3）首先利用“挤出”命令建立底座，设定尺寸然后利用“倒角”命令为底座左右两边倒角；（4）用“直线”命令和“弧线”命令绘制减速箱截面样条线，再“顶点”级别下，选中顶点调节合适位置，然后利用“焊接”命令，焊接所有顶点，最后利用“挤出”命令挤出减速器；（5）将“直线”命令和“曲线”命令结合使用，画出曲柄平衡块的截面样条线，再利用“圆”命令画出中间的圆，然后把这些线条右键转化为“可编辑样条线”，利用“附加”命令，将这些样条线附加在一起，然后再利用“挤出”命令挤出曲柄平衡块；（6）用“立方体”工具绘制支架各杆，然后利用“移动”“复制”“旋转”的命令，绘制成支架的形状；（7）利用这些命令绘制其他各部件。基于3DSMAX的机构模块建立的折梁式抽油机仿真三维简图如图下3-8所示：图3-8折梁式抽油机仿真三维视图59\n折梁式抽油机的各个方向三维视图如下：（a）（b）（c）（d）折梁部分具体装置三维视图如下：（a）（b）59\n（c）（d）（e）（f）上图（a）~（f）显示了折梁式抽油机的折梁铰接部分的具体部件的各个方向的三维视图。从图中可以看出折梁的组成部件和分布情况。59\n4折梁式抽油机动力学分析4.1折梁式抽油机悬点载荷分析悬点载荷是标志抽油机工作能力的重要参数之一，也是抽油机设计计算和选择使用的主要根据。当抽油泵工作时，抽油机悬点上作用下列六项载荷：1.抽油杆自重，表示(它在油中用表示)，作用方向向下。2.油管内柱塞上的油柱重(即柱塞面积减去抽油杆面积的油柱重)，用表示，作用方向向下。3.油管外油柱对活塞下端的压力，用表示，的大小取决于泵的沉没度，作用方向向上。4.抽油杆柱和油柱运动所产生的惯性载荷，相应的用和表示。它们大小与悬点的加速度成正比，而作用方向与加速度方向相反。5.油杆和油柱运动所产生的振动载荷，用表示，其大小和方向都是变化的。6.柱塞与泵筒间、抽油杆和油管的半干摩擦力，抽油杆柱与油柱间、油柱与油管间以及油流通过抽油泵游动阀的液体摩擦力、和的作用方向与抽油杆的运动方向相反，其中游动阀的液体摩擦力只在泵下冲程、游动阀打开时产生，所以它的作用方向只向上。上述前三项载荷和抽油杆的运动无关，称为静载荷；4、5两项载荷与抽油杆的运动有关，称为动载荷；第6项载荷也与抽油杆的运动有关，但是在直井、油管结蜡少和原油粘度不高的情况下，它们在总作用载荷中占的比重很小，约占2%~5%左右，一般可以不计。为了叙述简单，先从静载荷入手。抽油杆在空气中的重量为（4-1）油管内、柱塞上的油柱重为（4-2）抽油杆在油中的重量为（4-3）油井中动液面以上断面积等于柱塞面积的油柱的重量为（4-4）式中：为抽油杆材料的密度，；为抽汲液体的密度，；59\n为抽油杆材料的重度，；为抽汲液体的重度，；为泵柱塞的面积，；为抽油杆截面积，；为抽油机长度或下泵深度，。4.1.1悬点静载荷的大小和变化规律分别对上冲程、下冲程、上死点、下死点四种情况进行分析，见图4-1、图4-2。图4-1悬点载荷作用图(1)上冲程当悬点从下死点向上移动时，如图4-1a所示，游动阀在柱塞上部油柱的压力作用下关闭，而固定阀在柱塞下面泵筒内、外压差的作用下打开。由于游动阀关闭，使悬点承受抽油杆自重和柱塞上油柱重，这两个载荷的作用方向都向下。同时，由于固定阀打开，使油管外一定沉没度的油柱对柱塞下表面产生向上的压力。因此，上冲程时悬点的静载荷为（4-5）（2）下冲程当悬点载荷由上死点向下移动时，如图4-1b所示，游动阀在上、下压力差作用下打开，而固定阀在泵筒内、外压力差作用下关闭。游动阀打开，使悬点只承受抽油杆柱在液面中的重量59\n，固定阀关闭，使油柱重量转移到固定阀和油管上。因此，下冲程时悬点的静载荷为=（4-6）（3）下死点对抽油杆来说，上死点悬点载荷瞬时发生变化，由下冲程的变到上冲程的，增加了其大小为，载荷增加使油杆伸长，伸长的大小为（4-7）式中：E为钢材的弹性模数，。在伸长变形完成以后，载荷才全部加在抽油杆或悬点上。实际上，在抽油杆柱受载伸长的过程中，已经进入上冲程阶段。当悬点向上走了距离时，由于同时产生的抽油杆柱伸长的结果，使柱塞还停留在原来的位置，即柱塞相对泵筒没有运动，因而不抽油，如图4-2c所示。图4-2抽油杆柱和油管柱变形过程对油管柱来说，下冲程时，由于游动阀打开和固定阀关闭，整个油柱重量都由柱塞和抽油杆柱承担，而油管柱上就没有这个载荷的作用了。因此，在抽油柱加载的同时，油管柱卸载。卸载引起油管柱的缩短，直到缩短变形完毕以后，油管柱的载荷才全部卸掉。油管柱缩短的大小为（4-8）式中：为油管管壁的断面积，。这样一来，虽然悬点带着柱塞向上移动，但是由于油管柱的缩短，使油管柱的下端也跟着柱塞向上移动，柱塞相对泵筒没有运动，还不能抽油，如图4-2d所示。一直到悬点经过一段距离以后，柱塞才开始抽油。悬点从下死点到上死点虽然走了冲程长度S，但是由于抽油杆柱和油管柱的静变形结果，使抽油泵柱塞的有效冲程长度比S小，故59\n（4-9）而静变形为（4-10）式中：称为变形分配系数，一般可取0.6~0.9。（4）上死点它和下死点情况恰恰相反。这时对抽油杆柱来说，静载荷由上冲程的变到下冲程的，减小了油柱重，抽油杆因而缩短了。因此，当悬点向下走了时，由于抽油杆柱的缩短，柱塞在井下原地不动，它对泵筒不产生相对运动，因而不能排油。而对油管柱来说，因为加载而伸长了，油管（或泵筒）好像跟着柱塞往下走。所以，在悬点再走完以前，柱塞和泵筒还不能产生相对运动，也不会排油。因此，在排油过程中，柱塞的有效冲程长度比悬点冲程长度减小了一个同样的静变形值。图4-3静力示功图上、下冲程中悬点载荷随悬点位移的变化规律用图4-3来表示，这种图形称为静力示功图。图中AB斜线表示悬点上冲程开始时载荷由柱塞传递到悬点的过程。EB线相当于柱塞与泵筒没有发生相对运动时悬点上行的距离，即EB=。当全部载荷都作用到悬点以后，静载荷就不再变化而成水平线BC，到达上死点C为止。CD段表示抽油杆柱的卸载过程。卸载完毕后，悬点又以一个不变的静载荷向下运动，成为水平线DA而回到A。59\n4.1.2基本参数的拟定计算现根据实际情况：下泵深度L（泵挂）为900，动液面850（沉没度为50），泵径32，抽油杆直径19，取，，，根据前面分析计算可得：1.上冲程2.下冲程3.下死点4.上死点5.悬点最大冲程长度根据设计抽油机的情况，本机型的最大冲程长度设计为1.5m。6.悬点最大冲程次数根据设计抽油机的情况，本机型的最大冲程次数设计为6。4.1.3悬点动载荷的大小和变化规律在井较深，抽油机冲次较大的情况下，必须考虑动载荷的影响。动载荷由惯性载荷和振动载荷两部分组成，下面将分别介绍。（1）惯性载荷59\n惯性载荷是由抽油杆柱的惯性载荷和油柱的惯性载荷这两部分组成的，分别用和表示。如果略去抽油杆柱和油柱的弹性影响，可以认为，抽油杆柱以及油柱的运动规律与悬点的完全一致。所以和的大小与悬点加速度大小成正比，而作用方向与后者相反。（4-11）（4-12）（4-13）式中：为考虑油管过流断面扩大引起油柱加速度降低的系数；为悬点加速度，；为油管过流断面的面积，见表4-1。表4-1油管过流断面面积和横截面积值油管直径，mm油管过流断面面积，油管管壁截面积，40.312.85.850.319.98.762.030.211.775.945.216.888.661.619.5100.379.024.0（2）上冲程时，柱塞（或抽油杆）带着油柱运动，所以上冲程的惯性载荷为（4-14）式中：m为油柱惯性载荷对抽油杆柱惯性载荷的比值。利用式（4-14）可得（4-15）59\n（3）下冲程时，柱塞（或抽油杆）不带油柱运动，所以下冲程的惯性载荷为（4-16）如上所述，惯性载荷大小的变化规律与悬点加速度的变化规律相类似，但是方向与后者相反。也就是说，在上冲程前半段，加速度向上，这时悬点的总载荷应该等于静载荷减去惯性载荷。下冲程情况刚好相反。考虑了惯性载荷作用以后，示功图就由平行四边形（静力示功图）变成扭曲的四边形，这种示功图称为动力示功图，见图4-4。图4-4功力示功图（4）振动载荷抽油杆柱又细又长，弹性很大，像一根长弹簧，在长弹簧的下端突然加一重物或突然拿走一个重物，都会产生振动，抽油杆柱也一样。当悬点开始向上运动时，在抽油杆柱和油管柱静变形期内，油柱重量逐渐加到柱塞和抽油杆柱上，这是柱塞和泵筒没有相对移动，所以抽油杆柱不会产生振动。而当静变形结束的一瞬间，悬点以一定的速度向上运动，这时，抽油杆柱和柱塞突然带动油柱向上运动，抽油杆柱就会产生一次振动。当悬点开始向下运动时，在静变形结束的一瞬间，柱塞和抽油杆柱突然卸去油柱重量，又发生一次振动。就这样，悬点上下循环一次，发生两次振动。由于井下存在各种阻力，使振动的振幅在冲程进行过程中逐渐变小。但是当悬点的运动频率，即强迫振动频率与抽油杆柱弹性系统的自振频率相同或成整倍数时，就会产生共振现象，使振幅越来越大，对抽油杆柱工作很不利。为了避免共振现象的发生，必须正确的选择悬点的冲程S和冲次n。59\n由于振动载荷很复杂，到目前为止还没有较准确的经验公式供参考，因此本论文中略去了振动载荷的影响，动载荷只考虑了惯性载荷。（5）摩擦力对悬点载荷的影响悬点载荷中摩擦力有两部分组成：一部分是抽油杆(或接箍)和油管间、柱塞和泵筒间的半干摩擦力；另一部分是抽油杆柱和油柱间、油柱和油管间以及油流过泵游动阀的液体摩擦力。实验证明：半干摩擦力不随抽汲速度，即乘积Sn而变，因而它在泵的工作循环内是不变的。而液体摩擦力不仅随抽汲速度变化，而且随原油的粘度等因素变化。一般来说，这两种摩擦力对悬点载荷的影响是不一样的。在我国油田占相当数量的直井同时是粘油井，液体摩擦力对悬点载荷的影响极大，而半干摩擦力的影响很小；在斜井和定向井中抽油时，干摩擦力特别是抽油杆和油管间的摩擦力将达到很大的数值。由于摩擦力的作用方向和抽油杆的运动方向相反，所以它对上、下冲程中悬点载荷的影响是不同的。上冲程时，抽油杆柱向上运动，摩擦力的作用方向向下，摩擦力增加了悬点载荷：下冲程时，抽油杆向下运动，摩擦力作用方向向上，摩擦力减小了悬点载荷。也就是说，摩擦力增大了悬点的最大载荷，减小了悬点的最小载荷，从而加大了载荷的变化幅度与不平衡性，同时也扩大了示功图的面积，这不仅给抽油机的工作带来了不利的影响，而且使功率消耗增加。4.1.4悬点载荷参数计算及曲线表4-2显示了变化的悬点位移所对应的上冲程悬点载荷值。表4-3显示了变化的悬点位移所对应的下冲程悬点载荷值。悬点位移、悬点加速度都是随曲柄转角的变化而变化的，其中曲柄转角的变化间隔为；图4-6是理论计算示功图，其中包括静力示功图和考虑惯性载荷示功图。表4-2上冲程悬点载荷计算数值悬点位移/m上冲程021658-76.66-354.8-431.4421226.560.121658-65.22-301.8-367.0221290.980.221658-60.46-279.8-340.2621317.780.321658-60.13-278.5-338.6321319.370.421658-62.61-289.7-352.3121305.690.521658-66-305.4-371.421286.60.621658-68.05-315-383.0521274.950.721658-65.44-302.9-368.3421289.6659\n0.821658-53.58-247.7-301.2821356.720.921658-27.24-126.3-153.5421504.461.02165816.0974.4390.5221748.521.12165873.17338.61411.7822069.781.221658132.78614.43747.2122405.211.321658180.24834.081014.3222672.321.421658205.58951.331156.9122814.911.521658207.86961.861169.7222827.72悬点位移/m下冲程1.518117961.86961.8619078.861.418117951.33951.3319068.331.318117834.08834.0818951.081.218117614.43614.4318731.431.118117338.61338.6118455.611.01811774.4374.4318191.430.918117-126.3-126.317990.70.818117-247.7-247.717870.30.718117-302.9-302.917814.10.618117-315-315178020.518117-305.4-305.417811.60.418117-289.7-289.717827.30.318117-278.5-278.517838.50.218117-301.8-301.817815.20.118117-354.8-354.817762.2018117-450.6-450.617666.4表4-3下冲程悬点载荷计算数值59\n图4-5理论计算示功图从表4-2和图4-5可知，折梁式抽油机的最大悬点载荷，最小悬点载荷。4.2平衡重计算折梁式抽油机虽然由常规游梁抽油机衍生出来，但是在结构上有了重大的变化，其关键参数——平衡重、连杆力和净扭矩的计算都随之变化，本文对此作了理论分析和推导现简述如下。如下图4-6为游梁处于上下死点位置示意图。图4-7为折梁式抽油机极限位置示意图。由图4-6可得：（4-17）（4-18）又根据图4-7得：59\n（4-19）（4-20）图4-6游梁处于上、下死点的位置示意图图4-7折梁式抽油机极限位置示意图在△OFC′中，（4-21）在中，（4-22）（4-23）59\n将式（4-17）、式（4-18）、式（4-19）、式（4-20）和式（4-21）代入式（4-23）整理得：（4-24）在中，（4-25）而（4-26）根据上下冲程电动机作功相等的原则，有：（4-27）在上冲程时：（4-28）在下冲程时：（4-29）将式（4-28）与式（4-29）代入（4-27）得：（4-30）考虑结构不平衡重的影响：（4-31）4.3连杆力计算折梁式抽油机受力示意图如下图4-8所示。设连杆受力为。对O点取矩：（4-32）（4-33）其中：59\n图4-8折梁式抽油机受力示意图4.4减速箱曲柄轴扭矩计算如图4-8所示，设净扭矩为（4-34）（4-35）（1）最大连杆力最大连杆力是对连杆进行强度校核或稳定校核的依据。但已知悬点的变化规律以后，可以利用公式（4-33）求出连杆力的变化规律，并确定一转中的最大连杆力。由于设计中在计算连杆力上存在许多变量，如结构不平衡B等等，并且悬点载荷的变化规律随油井工况而变，究竟何种工况对连杆最不利，难以确定。实际上，最大悬点载荷在上冲程的任何时候都肯能发生。在求取作为设计依据用的时，由参考文献[16]可知：对于折梁式抽油机59\n（4-36）式中：为上冲程中的偏离最远的角（连杆与游梁的夹角）。折梁式抽油机跟常规抽油机类似，当曲柄逆时针旋转，K与R成一条直线时，角偏离最远。（4-37）根据已知情况，可以计算，则式中：---悬点载荷值；---扭矩因数；B---摆动部件的自重折算为作用在悬点处得载荷。4.5折梁式抽油机和曲柄平衡抽油机曲柄净扭矩计算结果及对比为把一般的纯曲柄平衡这种常规平衡方法和折梁式平衡进行对比，本文分别对这两种平衡方式进行了理论计算，并其结果反映表4-3中。下表4-3为折梁式抽油机和曲柄平衡抽油机曲柄净扭矩计算结果。为了更直观的分析折梁式平衡的优越性，故将折梁式平衡和纯曲柄平衡净扭矩的计算结果绘制成曲线并进行对比。如下图4-8所示为折梁式平衡和纯曲柄平衡抽油机曲柄净扭矩曲线对比图。表4-3折梁式抽油机和曲柄平衡抽油机曲柄净扭矩计算结果曲柄转角扭矩因数折梁式曲柄净扭矩曲柄平衡式曲柄净扭矩00.06336-1370.341333.45350.16938-1713.613630.328100.27519-2061.845915.841150.37859-2370.248129.878200.47718-2589.6110208.29250.56854-2672.0212088.71300.6504-2577.3513717.21350.72082-2279.2315054.36400.77841-1769.1316079.31450.82241-1057.4916790.88500.85276-171.80617205.63550.87006847.5517353.65600.875431952.617273.3159\n650.870383092.917006.2700.85664219.716593.11750.835875289.016071.29800.809856262.915473.01850.780037110.714824.96900.747717808.614148.41950.713928339.413459.631000.679488691.912770.51050.644998860.312089.181100.610888843.511420.661150.577398644.610767.361200.544668270.210129.51250.512717730.29505.4311300.481457037.58891.9011350.450726207.88284.1341400.420295259.17675.8861450.389854212.27059.3941500.359023090.56425.2571550.327321919.95762.2791600.2942729.275057.3011650.25899-449.9914295.1171700.2209-1583.743458.5831750.17904-2635.872529.1161800.13239-2534.972528.2181850.07987-3656.031674.3171900.02042-4647.09715.1305195-0.0468-5480.35-359.447200-0.1222-6136.08-1552.73205-0.2054-6606.68-2858.23210-0.295-6899.78-4257.34215-0.3885-7038.92-5718.35220-0.4826-7060.91-7197.62225-0.5732-7009.78-8643.45230-0.6571-6928.56-10003.1235-0.7315-6851.27-11231.1240-0.7949-6797.93-12295.5245-0.8468-6773.81-13180.2250-0.8875-6772.35-13882.6255-0.9176-6779.65-14409.2260-0.938-6778.83-14771.8265-0.9497-6753.38-14983.4270-0.9534-6689.14-15056.4275-0.9497-6575.46-15001.359\n280-0.9392-6405.63-14826.3285-0.9223-6176.83-14537290-0.8992-5890.03-14136.8295-0.8701-5549.63-13627.1300-0.835-5163.16-13007.4305-0.7938-4740.84-12276310-0.7466-4295.2-11429.8315-0.6931-3840.46-10465.5320-0.6334-3392.00-9379.19325-0.5672-2965.47-8168.04330-0.4945-2575.83-6830.44335-0.4154-2236.17-5367.42340-0.33-1956.21-3783.9345-0.2387-1740.7-2090.18350-0.1421-1587.85-303.444355-0.041-1487.811550.9233600.06336-1370.341333.453图4-8折梁式平衡和纯曲柄平衡抽油机曲柄净扭矩曲线对比图从表4-3和图4-8可知，折梁式抽油机的最大净扭矩为，纯曲柄平衡抽油机的最大净扭矩为。相比之下，折梁式抽油机的平衡净扭矩下降了48.9%。由此可见59\n，折梁式抽油机的最大净扭矩值及最大净扭矩值与最小净扭矩值之差明显低于常规纯曲柄的平衡方式，从而大大改善了减速器的工作条件。折梁式由于平衡效果好，其净扭矩曲线变化比较平稳，且最大净扭矩值很小，显然所需电动机的功率最小，而这正是它节能的基础。从而说明了折梁式抽油机的节能效果显著。59\n5折梁式抽油机的主要零部件设计折梁式抽油机主要零部件的设计包括减速器的选择、电动机选择、V带的选择与设计、游梁设计与校核、中央轴承选择与校核、曲柄销校核和其他主要零部件的设计。在进行主要零部件的设计前，须对折梁式抽油机进行受力分析。5.1折梁式抽油机受力分析图5-1折梁式抽油机游梁平衡受力示意图折梁式抽油机游梁平衡受力示意图如图5-1。设支架与游梁联接处受力为、。（5-1）（5-2）设曲柄销受力为，沿曲柄方向受力为，垂直曲柄方向为（5-4）（5-5）（5-6）式中：为连杆（P）与曲柄（R）的夹角。59\n5.2减速器的选择5.2.1减速器曲柄轴的最大允许扭矩的计算及减速器的选定曲柄轴的最大允许扭矩与悬点载荷、悬点最大冲程长度以及悬点的最大冲程次数有着一定的关系。特别是和悬点最大冲程长度成正比。悬点冲程长度越大，曲柄轴上的最大允许扭矩就越大。曲柄轴的最大允许扭矩也确定了减速箱的尺寸和重量。根据减速器曲柄轴的最大允许扭矩，抽油机可分为：小扭矩：中等扭矩：大扭矩：超大扭矩：本设计中采用勒玛柴诺夫经验公式计算减速器曲柄轴上的最大允许扭矩。在分析抽油机使用的大量统计资料的基础上得知：绝大数情况下，减速器曲柄轴的最大扭矩值和悬点的峰值载荷是同时产生的，因此得出下列经验公式：（5-7）得式中：S为悬点冲程长度，；为曲柄最大扭矩，；为悬点的最大载荷，N；为悬点的最小载荷，N。根据减速器曲柄轴最大扭矩，选玉门石油管理局机器厂生产的双圆弧齿轮减速器，查《采油技术手册》可知基本参数如下：型号：JLH-500额定扭矩：6.5大皮带轮直径：650mm中心距：600mm总传动比：31.73质量：795kg齿数：：18：102:20:112模数：：3.0：3.0:4.0:4.05.2.2减速器的润滑与密封由于所选择的减速器用于抽油机系统中，其工作条件恶劣，并且，减速器报废的十分之一是由于润滑和冷却不良造成的，有别于一般的减速器的应用。所以，在此，将该抽油机中减速器的润滑及密封简要叙述一下。（1）润滑方式抽油机齿轮减速器在重载，低速条件下运转，从动齿轮的圆周速度小于3m/s，59\n常采用浸油方式。通常只将减速器的低速齿轮，即大齿轮浸入油池。油池应具有足够的容积，以保证减速器机壳的散热。为使磨损屑沉淀在油池底部，不至于因齿轮转动而被带起来，低速级大齿轮下缘至池底的距离不应小于30~50mm。此外，为减少搅动时润滑油起泡沫的现象，每级齿轮也可以采用单独的油池。减速器中的滚动轴承润滑不良时，将造成轴承元件的胶合，或因摩擦温度过高引起滚动体回火而导致轴承失效。从润滑和散热效果看，抽油机减速器中的滚动轴承用润滑油效果较好。当大齿轮圆周速度大于3m/s时，可利用齿轮飞溅到箱盖上的油汇集到剖分面上的油沟中，然后流进轴承进行润滑。而抽油机的减速器大齿轮转速较低，飞溅的油量不能满足轴承润滑的需要，所以采用刮油润滑。油池内的油面高低可利用圆形油标或长型油标来检查。（2）润滑油减速器的齿轮和滚动轴承都用油池中的油润滑，所用润滑油类型及粘度主要按齿轮传动的润滑要求确定。但注意，在低温下工作时，润滑油应有足够的流动性，使润滑油能通过油孔和油沟流入轴承中，以确保轴承的润滑。封闭式齿轮传动对润滑油的基本要求是：有适当的粘度；极压性、油性和热氧化安全性良好；防锈性、抗泡沫性及抗乳化性好。齿轮油的油性和极压性是保证齿轮正常运转的基本使用性能，对负荷下运转的齿轮传动润滑尤其重要。工业齿轮润滑油根据有无极压剂及使用条件，分为非极压型齿轮油，中等极压型齿轮油和积压型齿轮油三类。抽油机减速器的工作条件为重载、低速、有冲击，啮合齿面承受的比压很高。为保证在啮合齿面间形成一定厚度的油膜，并提高油膜的强度，应采用极压型工业齿轮油。并且，抽油机减速器常采用硫－磷型极压齿轮油。减速器内润滑油的最低温度通常是抽油机运转地区的最低温度，这是选择冬季用油粘度的重要依据。在季节性气温变化不大的地区，可以选用一种牌号的润滑油。若季节气温变化大，在夏季可采用粘度较大的极压型工业齿轮油（如200号或250号），在冬季应选用粘度较小的齿轮油（如150号）。（3）减速器的密封可靠的密封是减速器正常润滑和运转的重要保证。抽油机减速器在油田运转一段时间后，常出现不同程度的渗漏现象。漏油不但造成润滑油的浪费，而且，若漏油严重又未及时补充，将恶化润滑条件，造成齿轮和轴承的早期失效。因此，对减速器的密封问题必须足够重视。抽油机减速器中可能出现的漏油的部位主要有：上、下箱体结合面；输入轴及输出轴的轴头；轴承端盖。59\n装配减速器时，在上下箱体结合面涂抹一层液态密封胶，上紧连接螺栓，一般都能达到理想的密封。但若箱体铸件时效处理不好，使用一段时间后有可能发生变形，使结合面之间的缝隙增大而出现渗漏。因此，箱体在粗加工前，后必须进行严格的人工时效处理，以彻底消除铸件的内应力。在轴承盖端面与箱体结合面处出现渗漏油，可能是因为紧固螺钉未上紧或松动，或端盖铸件变形。所以，在轴承盖与箱体配合孔之间加装一道O型密封圈，可以改善此处的密封效果。减速器主动轴及从动轴外伸端的密封应可靠，以防止润滑油从轴承中泄漏，并防止外界灰尘侵入箱内。若轴头润滑密封结构设计不够合理，润滑轴承的油路迂回，循环不良，也会导致轴头处渗漏油。改进轴头密封结构，合理设计进油孔与出油孔的位置和大小，以使润滑轴承的油进出顺畅；在输出和输入轴的轴头处加装挡油环等，可减少和防止轴头漏油。减速器漏油还与通气器有关。抽油机常年在野外运转，油污和沙尘可能逐渐将减速器顶部的通气器小孔堵住，致使箱内因温升而气压增高，从而增加了渗漏油的可能性。因此，应改进通气器的结构设计并注意维护保养。5.2电动机的确定电动机功率与传递到减速器曲柄轴上的扭矩的关系为（5-8）（5-9）式中：M为传动曲柄轴上的扭矩，；N为电动机额定功率，kW；n为悬点冲次，；为传动效率；为皮带传动效率，取；为减速器传动效率，取。所以电动机的额定功率（5-10）由上式可以看出：抽油机工作时所需要电动机的功率是由在曲柄上所产生的扭矩和冲次决定的。但是在变载荷下，电动机的选择就不能根据瞬时扭矩来计算，否则电动机在大部分时间不能满载工作，其效率和功率因数都不高，电动机利用不充分。在变载荷条件下，电动机的选择一般方法是根据负载电流或扭矩的变化规律，按均方根求出等值电流或等值扭矩来计算。下面介绍根据均方根扭矩来计算电动机功率的方法：59\n（5-11）式中：为需要电动机功率，kW；为曲柄轴上的均方根扭矩，。所谓均方根扭矩就是一个不变化的固定扭矩代替变化的实际扭矩，使电动机的发热条件相同，则此固定扭矩即为实际变化扭矩。它可由瞬时扭矩来计算。（5-12）式中：M为曲柄瞬时扭矩（随曲柄转角变化），；为曲柄转角。计算时取得时间间隙越小，计算越准确。本设计中令，所以取：。根据电动机功率同时由于抽油机用电动机的工作环境基本上在室外，一般Y系列（）封闭式异步电动机就可以防止风沙、灰尘、雨水等侵入电动机内部，即它能满足户外条件下的要求。选Y160M2-8型电动机，基本参数如下：额定功率转速功率因数效率(%)5.5kW7200.74855.2V带的确定与大带轮的设计5.4.1V带的确定（1）确定计算功率计算功率是根据传递的功率和带的工作条件确定的（5-13）式中：为工作情况系数，由(濮良贵，纪名刚主编的《机械设计》第八版，下文简称《机械设计》)P156表8-7查得=1.2；P为电动机额定功率，P=5.5kW。故：（2）选择V带的带型59\n根据和电动机转速，由《机械设计》图8-11普通V带选型图知，确定选用A型V带。（3）确定带轮基准直径并验算带速1)初选小带轮的基准直径由本文中所选取减速器的相关数据可知，查《采油技术手册》得大带轮直径=650mm，V带传动比，由于，所以，根据《机械设计》表8-8和V带的带型，对圆整得，=180mm。2)验算带速（5-14）符合要求。（4）确定中心距a，并选择V带的基准长度1)根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合以下式子初定中心距。（5-15）则初选。2)计算相应的带长（5-16）根据由《机械设计》表8-2选取带的基准长度=3150mm。3)计算中心距（5-17）59\n（5）验算小带轮上的包角（5-18）符合要求。（6）确定带根数Z由=180mm和，在《机械设计》书中查表8-4a得，根据，和A型带，查表8-4b得，查表8-5得，查表8-2得，于是（5-19）所以V带根数为4。5.4.2大带轮的设计图5-2大带轮减速器输入直径为d=40mm。根据上面已知大带轮直径d=650mm，所以大带轮结构采用轮辐式。材料选用HT250。具体的结构图见《机械设计》V带轮设计。本设计尺寸如下（单位：mm）：节宽=11基准线下槽深=9槽间距=15轮槽角基准线上槽深=3第一槽对称面至端面的距离=959\n带轮宽根据以下公式：（5-20）式中：P为传递的功率，kW；n为大带轮的转速，；为轮辐数，取=4。又因为解得于是解得各尺寸如下（单位：mm）：其结构如图5-2所示，具体结构见零件图。5.2游梁的设计游梁是主要的动力传输件之一，是连杆机构中直接承受油井载荷的重要部件。它的主体可用钢板或钢组焊成方箱结构，也可组焊成“工”字或其它的截面结构。本文中游梁的一端与前驴头连接，中间与中央轴承总成连接，游梁尾部安装轴承装置，用于联接折梁结构。所以游梁要有足够的强度和刚度。游梁的材料一般都采用这样的结构，即在工字钢上加两块加强板，制造不太复杂，断面近似等强度，金属使用较合理。5.5.1游梁的材料选择和参数设计选择游梁为热轧普通工字钢（GB706-88），翼板、侧板材料为Q235钢材。游梁的界面尺寸和材料数据如下：h=500mm，b=400mm，t=20mm，d=20mm，材料为，，游梁为组焊件。前臂长A=2.10m，中臂长C=1.78m工字钢截面如下图所示。59\n图5-3工字钢截面图5.5.2静强度校核游梁危险截面内的正应力随悬点载荷P作周期性变化，但由于一般大于0.25，应力幅比较小，应力集中系数也较小，故可不作疲劳强度校核。考虑到短时间作用的最大悬点载荷有可能超过抽油机的额定悬点载荷[W]。例如柱塞瞬时卡住而驴头继续作运动，那么在悬点处产生的最大载荷有可能超过工作时悬，为点的最大允许载荷，短时间作用的悬点最大载荷为（5-21）（5-22）式中：为考虑在柱塞遇卡的特殊情况时的载荷增大倍数，一般取1.5-1.8；K为轴力与力偶等影响使正应力增大的系数，一般取为1.1-1.2；游梁截面系数，。为简便起见，可将并入安全系数中，将安全系数适应放大，而应力则按额定悬点载荷计算。则有（5-23）因为（5-24）59\n式中：为安全系数，故游梁静强度满足要求。5.2连杆的设计因为抽油机连杆较长，且受压，所以对其进行静强度和稳定性校核。最大连杆力是对连杆进行强度校核或稳定校核的依据。5.6.1选材根据连杆受力状态及结构尺寸特点，选其材料为45号钢制成的无缝钢管，查《机械工程材料实用手册》其基本参数为：外径D=70mm，臂厚t=10mm，单位长度理论重量为17.26，抗拉强度，屈服点。5.6.2校核（1）连杆静强度校核抽油机连杆质量较轻，其运动产生的惯性力及惯性力矩较小。如果忽略连杆运动所产生的惯性力矩，则可认为连杆为二力杆，连杆力为为：（5-25）其中：对不同曲柄转角下的进行计算，求出的最大值，则连杆的最大应力及强度条件为（5-26）式中：为连杆的横截面面积，；为连杆材料的许用应力，Mpa；为连杆材料的屈服极限，Mpa；n为安全系数，n=1.5~2.0。59\n在5.1节中，通过估算得：，且，代入公式（5-26）得故静强度满足要求。（2）连杆稳定校核受压连杆可按两端铰支处理。（5-27）当长细比时，（5-28）当>90时，（5-29）式中：为连杆长度，m；为连杆惯性半径，m；对于管状截面，；D是外径，t为臂厚；由于D=70mm，t=10mm。故连杆稳定性满足要求。59\n5.2中央轴承的校核5.7.1中央轴承的校核根据抽油机的使用情况，选用圆柱滚子轴承，查《机械设计手册》轴承型号为：N1022，这一轴承能承受少量单向轴向负荷，可以限制一个方向的轴向位移、刚性好。其截面形状如图5-4所示：图5-4圆柱滚子轴承截面图它的有关性能参数如下：d=110，D=170，B=26，。基本额定负荷：，；极限转速：脂润滑时为1800；油润滑时为2000。下面对它进行校核计算：对支架的作用力为，作用在轴承上的径向力和轴向力分别为、。由于远远小于，所以令：==70.2kN。因为对支架的作用力由两个轴承承受，所以根据当量动载荷公式：（5-30）式中：为载荷系数，取=1.4。将数据代入公式（5-30），解得根据滚动轴承的基本寿命公式（5-31）式中：为基本额定动载荷，N；为当量动负荷，N；59\n为寿命指数，对于滚子轴承，取；为轴承转速，且。将数据代入公式（5-31），解得设由于抽油机的工况条件，抽油机为连续工作的机械，每天工作24小时，一年工作365天，则其使用寿命为：年。一般抽油机设其实际使用寿命为10年左右，所以该轴承符合实际的强度要求。5.7.2轴承使用的注意事项（1）轴承压入轴承后应转动灵活无阻滞感。如有明显转动不灵活，则表明轴的尺寸太大了，公差要下调。如轴承压入轴后用手转动有明显“沙沙”感，则可能是轴的公差太大或轴的圆度不好。所以在控制好轴和轴承室公差时也要控制好圆度，目前国内很多厂家只对公差进行控制，没有对圆度进行控制。（2）因为轴承是高精度产品，如装配不当很容易对轴承沟道造成损伤，导致轴承损坏。轴承在装配时应有专用的模具，不能随意敲打，在压入轴时只能小圈受力，压大圈时只能大圈受力。装配时要求采用气压或液压，在压装时上下模要外于水平状态，如有倾斜会导致轴承沟道因受力损坏，而使轴承产生导响。（3）轴承在装到转子上做动平衡时很容易将动平衡时产生的铁屑进入轴承内部，因此最好是装轴承前做动平衡。有一些厂家为了装配方便，装配时在轴承室内涂上一些油或油脂起润滑效果，但往往操作人员很难将量控制好，如果油或油脂在轴承室内积留较多，在轴承转动时很容易沿着轴进入轴承内部。轴承室最好是不要涂油或油脂，如非涂不可则要控制不得在轴承室内有积留。（4）漆锈的特征是多发在封密式的电机，电机在装配时声音很好，但在仓库内放了一些时间后，电机异响变的很大，拆下轴承有严重生锈现象。以前很多厂家都会认为是轴承的问题，经过我们的不断宣传，现在电机厂已经意识到主要是绝缘漆的问题。该问题主要是因为绝缘漆挥发出来的酸性物质在一定的温度、湿度下形成腐蚀性的物质，把轴承沟道腐蚀后导致轴承损坏。该问题目前只能是选用好的绝缘漆，并在烘干后通风一段时间后装配。5.2曲柄销的强度校核曲柄销是游梁抽油机的一个关键零件，一旦损坏断脱，抽油机就不能正常工作，严重影响油井生产，甚至会发生重大事故，59\n所以应精心设计。由于曲柄销的工作特点，要求它和曲柄体之间的连接既要十分牢固可靠，又要便于拆装以便调整冲程。一般采用锥面配合、螺栓拉紧的连接结构。曲柄销的主要失效形式有：在螺纹及其退刀槽处、圆锥面退刀槽处以及凸肩两侧处断裂，圆锥配合面损坏或锥套被挤碎，螺母松动或脱落。其断裂大多属于产生于上述几个应力集中部位的疲劳破坏。5.8.1防止曲柄销配合松动的措施1.配合锥面的锥度设计从1：8改为1：10，并确保接触斑点达到精度要求，以加大结合面的摩擦力；2.锥型套应采用弹性套；3.采用可靠的螺母防松结构；4.连杆大小头两个轴孔，必须有合格的垂直度，连杆大头轴承座要具有足够的刚性，防止在连杆力的作用下产生变形。提高装配质量，合理拧紧螺母；5.增设曲柄销防转装置。5.8.2曲柄销材料的选择曲柄将力矩传递给连杆是通过曲柄销总成来实现的，曲柄销总成在整个抽油机的零部件中是一个受载较大的关键受力件，所以对曲柄销的材料要有良好的综合机械性能，选用黑色金色材料50；查《机械工程材料实用手册》，得：，，。5.8.3曲柄销的校核图5-5曲柄销力学模型图已知：，，，。（1）曲柄销剪切强度校核59\n根据切应力计算公式（5-32）式中：d为曲柄销的公称直径，且取d=50mm；为最大连杆作用力，即最大剪切力。将数据代入公式（5-32），解得故剪切强度满足要求。（2）曲柄销疲劳强度校核根据公式：（5-33）代入数据，解得在锥面配合大端处可以看成是过盈配合，比压101Mpa，，。查表可得：于是，由公式：（5-34）代入数据，解得故其疲劳强度足够。综上所述，曲柄销的强度满足要求。5.2其他主要零部件设计5.9.1支架与底座59\n支架是架高游梁、驴头的桁架构件，采用型钢或钢板焊接而成。支架由螺丝紧固在抽油机的底座上。在支架的顶板上可安装中轴承座总成，在支架顶部的两侧可安装平台。底座是支撑抽油机的主要构件，俗称底盘或船形底座。底座采用型钢或钢板组焊而成，要有足够的强度和刚度。在抽油机安装时，用紧固件把底座固定在专用的混凝土基础上。底座与混凝土基础紧固的方式很多，常用的有地脚螺丝紧固和压杠紧固。压杠紧固方式比较便于抽油机的安装和调整找下，但对抽油机固定的牢靠程度欠佳，且容易被拆卸和破坏，这也是造成有些抽油机翻机的原因；地脚螺丝紧固方式紧固牢靠程度高，且不易被人为地拆卸和破坏，但在抽油机安装和调整找正时，比较麻烦。5.9.2滑轮与多块平衡重图5-6滑轮滑轮的结构示意图如图5-6所示。折梁式抽油机是在常规型游梁式抽油机的基础上改进而来，抽油机尾部增加了一个折梁装置（通过轴承与主游梁链接），折梁装置上增加了滑轮装置，其通过钢丝绳，悬挂着装在铁箱里多块平衡重，抽油机工作时，多块平衡重通过滑轮上下移动，这样在相同游梁摆角下,平衡重的力臂变化较大,获得了异形游梁力臂变化的效果,但却没有受钢丝绳寿命制约的问题,因为滑轮上的钢丝绳不承受变应力,而且计算和实践都表明折梁上的平衡重重心虽然有2m左右(12型)的水平位移,但悬吊的平衡重却只有很小的水平惯性力(除启动和制动有较大摆动外)。在游梁尾部安装有轴承座，来链接折梁，滑轮以键连接方式安装在折梁上。滑轮上主要受折梁的压力和多块平衡重运动时钢丝绳与滑轮的摩擦力，作用力相对比较小，所以滑轮的材料选择要求较低，选择45钢。滑轮采用孔板式设计，达到减轻重量目的。由于折梁与滑轮相接触，长期受摩擦力的作用。所以在生产加工滑轮时，应对滑轮与折梁接触面进行喷丸处理，提高表面的耐磨性。59\n5.9.3刹车装置及刹车安全装置刹车装置是一套由刚性杆件连接的刹车操纵机构和制动机构的组合体。刹车操纵机构是一套具有位置锁定功能的人力或机、电力操作的刹车力的发出装置，它通常安装在抽油机底座上便于人力或机、电力操作的地方；制动机构是安装在减速器输入轴端的完成刹车功能的刹车执行装置。制动机构按其结构可分为外抱式和内胀式两种。外抱式刹车结构简单、造价较低，但是在社会环境不太好的地方容易被人为地拆卸和破坏；内胀式刹车结构较复杂，制动效果好并且不容易被破坏，但造价较高。抽油机是一个运动惯性比较大的机械，在进行刹车时一定要平缓，切勿急刹！刹车操纵力不大于150N。切记！刹车安全装置是为了保证在抽油机安装、调整和停机作业时的绝对安全而设置的保险装置。该装置形似一个挂钩，安装在减速器的中间轴的端盖或外抱式刹车的固定销处，在停机后除拉紧刹车外，一定要将刹车安全装置的挂钩（即保险锁块）放入刹车毂外缘的缺口内。5.9.4驴头驴头是把游梁的摆动变成悬点往复直线运动的装置，是一个用来转换运动形式的并且以中央轴承旋转中心为圆心的圆弧体。前驴头可用钢板或型钢组焊而成。驴头根据其让开口井口的方式不同分为：侧转式驴头、下翻式驴头、悬挂式驴头和自让位式驴头等多种结构形式。驴头与游梁的结构也将根据驴头的具体结构形式而定。驴头圆弧面的半径（即抽油机游梁的前臂长）不宜过小，过大势必导致抽油机的结构庞大，过小又会引起悬吊绳的短期疲劳。具体确定时一般应根据抽油机的结构和悬点载荷等因素综合考虑。驴头圆弧面的长度应大于该抽油机的最大冲程长度，以防抽油机在最大冲程工况工作时，驴头圆弧面的端口切毛辫子。5.9.5折梁铰接装置折梁铰接装置是用于连接主游梁和折梁的装置，是由铰接轴承座总成和工字型焊架来结合实现它们的连接。折梁式铰接装置在折梁式抽油机的平衡调节中具有重要的作用。深入发掘折式游梁的“折”所产生变矩的结构效果,可进一步把它拓展成折梁铰接装置，通过在工字型焊架上插入不同直径的圆柱销，就可改变折梁的折角来取得不同的变矩效果,使抽油机将更适应不同井况的载荷特性,这在一般抽油机的平衡装置是不易做到的。此外,游梁下折使高悬在游梁上的平衡重下移,并且由于平衡重的多块组合方式使得平衡重很容易得到增减,从而方便了平衡的调节。如下图5-7所示。59\n图5-7折梁铰接装置59\n6结论目前，游梁式抽油机是国内外石油工业的传统采油方式之一，在我国石油开采中有杆抽油系统一直占主导地位。虽说游梁式抽油机是一种优秀的机械采油装置，但游梁式抽油机也存在许多缺点，如系统的效率低、能耗大、抽油时间以及平衡性能差等。另外，由于游梁式抽油机配置了与其抽汲油量所折算成的能量不相对应的大功率电动机和大扭矩的减速器，形成了“大马拉小车”的耗能结构。为此，游梁抽油机都设有平衡装置，但由于其悬点载荷在一个运转周期里极不均匀，仍然不能获得较平直的净扭矩曲线。鉴于此，开展对新型抽油机——折梁式抽油机的研究。本文主要介绍了：1、折梁式抽油机的工作原理和总体结构；2、详细分析了折梁式抽油机的运动学和动力学，对平衡重、连杆力和净扭矩进行了推导；3、主要设计了折梁式抽油机的后梁、连杆、折梁支承和皮带轮以及其它的其他辅助装置等，并且对主要部件进行了强度校核；4、经计算，与纯曲柄平衡游梁抽油机比较可知，折梁式抽油机的平衡净扭矩下降了48.9%。由此可见，折梁式抽油机的最大净扭矩值及最大净扭矩值与最小净扭矩值之差明显低于常规纯曲柄的平衡方式，从而大大改善了减速器的工作条件。折式游梁由于平衡效果好，其净扭矩曲线变化比较平稳，且最大净扭矩值很小，显然所需电动机的功率最小，而这正是它节能的基础，并且节能效果显著。总之，折梁式抽油机是一种新型的节能抽油机。它大大改善了减速器的工作条件，具有显著的节能效果。由于本人所学知识有限，加之搜集资料不够全面和时间仓促，在设计过程中有时感觉力不从心，可能会存在不合理之处，恳请导师和答辩老师给予批评指正。59\n参考文献[1]孙恒，陈作模，葛文杰.机械原理[M].第七版，高等教育出版社.2006.5，109~150.[2]刘鸿文.材料力学[M].第七版，高等教育出版社.1991.5，378~113.[3]成大先.机械设计手册[M].化学工业出版社.1993.12.[4]兆文清.抽油机及其节能技术[M].北京科学技术出版社.1990.02.[5]张连山.国外抽油机的技术发展[J].石油机械.1999，27(4)：54-56.[6]崔振华等.游梁式抽油机的优化设计及节能效果分析[J].石油机械.1988，6.[7]刘登明.异型双驴头游梁式抽油机的应用[J].机械.2003，30(增刊)：102-103.[8]戴扬，陆玲等.双驴头抽油机的运动与动力学分析[J].机械计.2004.21(1)：26-28.[9]罗胜国，李平林.机械设计课程设计指导书究[M].高等和教育出社.2006.11.[10]王鸿勋，张琪等.采油工作原理（第一版）[J].石油工业出版社.1989.[11]周广厚.计算常规游梁式抽油机悬点速度和加速度的新公式[J].石油机械.1990，7.[12]张自学，兆文清，王钢.国内外新型抽油机[M].北京：石油工业出版社，1994.[13]万邦烈.采油机械的设计计算[M].北京：石油工业出版社，1988.[14]甘永立.几何量公差与检测[M].上海：上海科学技术出版社，2003.[15]李继志，陈荣振.石油钻采机械概论[M].中国石油大学出版社，2006.[16]邬亦炯，刘卓钧.抽油机[M].北京：石油工业出版社，1994.[17]崔振华，余国安，安锦高.有杆抽油系统[M].北京：石油工业出版社，1994.[18]冯永泉，李晓明，孙培国.采油技术手册[J].北京：石油工业出版社，1999.[19]OrlovP.FundamentalsofMachineDesign.Moscow:MirPub,1987.59\n致谢光阴似箭，转眼间七月份就要到来了，毕业设计也即将结束。作为一个本科生做这次毕业设计，由于经验匮乏，难免有许多考虑不周全的地方。由于此次设计所设计的内容较多，并且这是本人第一次做这样的大型设计，难免会出现一些不妥之处。刚开始在机构设计时，由于对Matlab软件的基本操作和编程掌握得不够，好几周研究后才将所有需要使用的程序调试好了。在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到设计的完成，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。在这里首先要感谢我的导师魏航信老师。魏老师在我做毕业设计的每个阶段，从开题报告到文献翻译，中期检查，后期的作图等整个过程中都给予了我悉心的指导。除了敬佩魏老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。其次要感谢学院的领导和我的辅导员王治国老师。王老师平时对我们的学习生活关怀备至，不遗余力的帮助我们解决各个方面的困难。不仅是我们学习上良师，更是我们生活中的益友。为我能够圆满的完成这次的毕业设计提供了良好的生活基础，如果没有他的帮助，此次设计的完成将变得非常困难。然后还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下机械设计制造激情自动化专业知识的基础；同时还要感谢所有的同学们，正是因为有了你们的支持和鼓励，此次毕业设计才会顺利完成。最后感谢我的母校—西安石油大学，大学四年来对我的大力培养每学期都安排了课程设计或者实习，一次像的课程设计能与此次相比，设计限定了长，而且是一人课题要求更为，任务繁多、细致、要求、设计要求的独立性高。要在校期间所学的课程的专业知识理解、和运用的灵活度。在此谨表谢意。59\n附录A基于Matlab的悬点参数计算程序计算程序如下：A=2.100;C=1.780;R=0.700;P=1.737;I=1.620;K=sqrt(2.100^2+1.620^2);phi=atan(I/2.100);theta=linspace(0,2*pi,73);theta1=theta-phi;J=sqrt(K^2+R^2-2*K*R*cos(theta1));beta=acos((C^2+P^2-J.^2)/(2*C*P));chi=acos((C^2+J.^2-P^2)./(2*C*J));rho=asin((R*sin(theta1)./J));psi=chi-rho;psi1=acos((C^2+K^2-(P+R)^2)/(2*C*K));psi2=acos((C^2+K^2-(P-R)^2)/(2*C*K));alpha=(beta+psi)-theta1;S=A*(psi1-psi);Smax=A*(psi1-psi2);n=6;omega=pi*n/30;v=(A*R*omega.*sin(alpha))./(C*sin(beta));n1=(A*R*K*omega^2)/(C*P);n2=sin(beta).*cos(alpha).*sin(psi);n3=(R.*sin(alpha).*cos(beta).*sin(theta1))/C;n4=sin(beta).^3;a=n1*((-n2-n3)./(n4));plot(theta,S,'r')holdonplot(theta,v,'*m')holdon59\nplot(theta,a,'+')holdoffgridonxlim([02*pi]);xlabel('弧度值rad/s')ylabel('函数值')legend('悬点位移m','悬点速度m/s','悬点加速度m/s2')59\n附录B基于Matlab的折梁式抽油机和纯曲柄平衡抽油机的净扭矩曲线对比图程序计算程序如下：A=2.100;C=1.780;R=0.700;P=1.737;I=1.620;K=sqrt(2.100^2+1.620^2);phi=atan(I/2.100);theta=linspace(0,pi,36);theta1=theta-phi;J=sqrt(K^2+R^2-2*K*R*cos(theta1));beta=acos((C^2+P^2-J.^2)/(2*C*P));chi=acos((C^2+J.^2-P^2)./(2*C*J));rho=asin((R*sin(theta1)./J));psi=chi-rho;psi1=acos((C^2+K^2-(P+R)^2)/(2*C*K));psi2=acos((C^2+K^2-(P-R)^2)/(2*C*K));alpha=(beta+psi)-theta1;S=A*(psi1-psi);Smax=A*(psi1-psi2);n=6;e=1.162;omega=pi*n/30;v=(A*R*omega.*sin(alpha))./(C*sin(beta));n1=(A*R*K*omega^2)/(C*P);n2=sin(beta).*cos(alpha).*sin(psi);n3=(R.*sin(alpha).*cos(beta).*sin(theta1))/C;n4=sin(beta).^3;a=n1*((-n2-n3)./(n4));Pg1=18117;Py1=3541;59\nPjs=Pg1+Py1;Pg=20159;Py=3749;Pjx=Pg1;Pgg=(Pg.*a)./10;Pyg=(Py*e.*a)./10;Pgx=Pgg;Pgs=Pgg+Pyg;Ps=Pjs+Pgs;Px=Pjx+Pgx;TF=(A*R.*sin(alpha))./(C.*sin(beta));Tn=Ps.*TF-1868.7.*TF.*(sin(psi)-(a.*C)./(9.8*A))./sin(psi);plot(theta,Tn)gridonxlim([02*pi]);xlabel('曲柄转角弧度值（rad/s）')ylabel('净扭矩Tn（N）')legend('折式游梁平衡','曲柄平衡')59