基于UG的链条式抽油机的设计.

1、烟台大学毕业论文（设计）第一章绪论1.1 选题的目的和意义随着油田的开发，我国大多数油田已进入开发的后期，逐渐丧失自喷能力，需要 从自喷转向机采，而目前，我国开采石油耗电指标与国外先进水平相比， 还有很大差 距，我国抽油机的运行效率特别低，平均效率仅为25.96%，而国外平均水平为30.05%，年节能潜力可达几十亿千瓦时，尽管研制和应用了一些节能抽油机，但是由 于使用数量不多，其总耗电量还是很大的，近年来，我国研制的新型抽油机，几乎都 具有高效节能特点，目前，在用的抽油机系统效率一般在20%30弦间，因此，开展新型抽油机，替换常规机型是大势所趋，随着油田的不断开发，地层能量逐渐消耗， 为了保证

2、原油的稳产、高产，机械采油己经成为广泛采用的一种方法。 我国有机采油 井5万多口，占油井总数的80流右，抽油机井的耗电量占总耗电量的四分之一，由于抽油机井的系统效率较低，大量的能量（70%以上）在传递过程中 损失掉，如果将抽 油机井的系统效率提高5%，年节电20 x 10e8千瓦时，这不仅可节约大量资金，而 且，还可以缓解油田电力紧张状况。当今世界，资源日益匮乏，“节能减排”已成为已成为一个不可忽视的方面，也是为了人类的继续生存而思考的，“节能减排”将成为永远不变的一个主题。而我国广泛使用的游梁式抽油机虽然结构简单、操作方便和 可靠耐用，但机械效率和采油综合效率低、平衡度差、耗电量过高、机体过

3、重和冲程 的长度受到限制等不易克服的缺点。1.2 链条式抽油机的发展现状抽油机的产生和使用已有一百多年的历史。 应用最多，使用最广的属游梁式抽油 机。目前在世界产油国仍在大量使用。美国拥有40万台，我国拥有近三万台，一百多年来，游梁式抽油机的结构和原理没有实质性的变化。我国抽油机制造业已有50年的历史，经过进口修配、仿制试制、设计研制三个阶段。近几年我国的链条式抽油 机发展比较快，但游梁式抽油机还占有主要地位，根据国情，我国现在应该改造优良 式抽油机，研发新型节能抽油机。抽油机的发展及节能抽油机的发展趋势主要朝以下几个方向：（1）低能耗方向为了减少能耗，提高经济效益，近年来研制与应用了许多节能

4、型抽油机。如异相双驴头抽油机、摆杆抽油机、渐开线抽油机、摩擦换向抽油机、液压抽油机及各种节能装置和控制装置。（2）大型化方向随着世界油气资源的不断开发，开采油层深度逐年 增加，石油含水量也不断 增大，采用大泵提液采油工艺和开采稠油等，都要求采用 大型抽油机。所以，近年来国外出了许多大载荷抽油机，例如前置式气平衡抽油机最 大载荷213KN、气 囊平衡抽油机最大载荷227KN等，将来会有更大载荷抽油机出现。（3）朝着高适应性方向发展 现在抽油机应具备较高的适应性， 以便拓宽使用范围。例 如适应各种自然地 理和地质构造条件抽油的需要；适应各种成份石油抽汲的需要； 适应各种类型油井抽汲的需要；适应深井

5、抽汲的需要；适应长冲程的需要；适应节电 的需要；适 应精确平衡的需要；适应无电源和间歇抽汲的需要。（4）朝着长冲程无游梁式抽油机方向发展 近年来国内、外研制与应用了多种类型的长冲程抽油机，其 中包括增大冲程游梁式抽油机，增大冲程无游梁式抽油机和长冲程无游梁式抽油机。 实践与理论 表明，增大冲程无游梁式抽油机式增大冲程抽油机的发展方向，长冲程 无游梁式 抽油机是长冲程抽油机的发展方向。（5）朝着自动化和智能化方向发展近年来，抽油机技术发展的显著标志是自动化和智能化。BAKER提升系统 公司、DELIAO-X公司、APS公司等研制了自动化抽油机，具有保护和报警功能， 实时测得 油井运动参数及时显示

6、与记录，并通过综合计算分析，得出最优工况参数，进一步指导抽油在最优工况抽油。NSCO公司职能抽油机采用微处理机和自 适应电子控制器 进行控制与监测，具有抽油效率高、节电、功能多、安全可靠、经济性好、适应性强 等优点。总而言之，抽油机将朝着节能降耗并具有自动化、 智能化、长冲程、大载荷、 精确平衡等方向发展。抽油机节能技术目前主要从以下几个方面进行研究：（1）改进抽油机结构。这种方法主要是通过对抽油机四杆机构的优化设计和改变抽油机平衡方式来改变抽油机曲柄净扭矩曲线的形状和大小， 使扭矩波动平缓，从而减小抽油机的周期载荷系数， 提高电动机的工作效率，达到节能的目的。（2）采用节能驱动设备。这种方法

7、是从研究电机的特性入手，研究开发新型的电动机，使之与采油井井况相匹配，进而达到提高电动机的效率和功率因数的目的，即采用高转率的电动机（转差率8%13%）和朝高转差率电动机代替常规转差电动机（转差率V 5%）。另外，还有采用节能配电箱来实现节电的。（3）采用节能控制装置。如DCS系列抽油机多功能程控装置、间 抽定时控制。（4）采用节能原部件。如窄V型带传动或同步带传动等。（5）改进 平衡方式。如采用气动平衡或天平平衡等。（6）改进“三抽”系统部件。有采用抽油杆导向器、空心抽油杆、减震式悬件，都可提高三抽系统的工作效率，达到节能的目的。（7）采用高效节能泵，提高泵效，降低百米吨耗，实现节能46。

8、总之，近年来抽油机节能技术的研究己经成为科技攻关的方向。以上七种方法取得了显著的节能效果。抽油机有很多类型，优缺点也不尽相同：（1）卷筒式抽油机：高效节能、提高产 量、结构简单、跳参方便、经久耐。（2）游梁式抽油机：结构简单 操作方便和可 靠耐用，但机械效率和采油综合效率低、平衡度差、耗电量过高、机体过重和冲程 的长度受到限制等不易克服的缺点。（3）塔架式抽油机（包括摩擦式抽油机）：高效节能、结构简单 但负荷较大时滑转、自卸载和测示功图困难等缺点，另外抽油机不 易抽稠油。（4）链条式抽油机：结构简单、质量轻、耗能少、冲次低、冲程长、悬点 加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳，减速器额定扭矩小和易

9、于安装等特点但由于换向和平后机构不合理等原因， 现场使用中经常出现故障，需要经常停机维修，不 仅增加了修理费用，而且严重影响了原有的正常生产。根据当前石油工业发展的需要，以及近年来国内长冲程抽油机发展的状况， 再次 强调了发展长冲程抽油机的现实意义。发展长冲程抽油机不仅有利于减缓老油田高含 水开采后期原油产量递减速度，而且有利于开发稠油、低渗透等油田的“难动用储 量”，还有利于对沙漠油田深井及超深井的开采。 但是，对游梁式抽油机进行增大冲 程的工艺设计时存在着造价高昂、外形尺寸大、使用中功率消耗大等一系列的缺点。 按照工艺的要求，国内外都在研制长冲程、低冲次、大载荷、高效节能的抽油机。这 其中

10、，链条式抽油机具有结构简单，能耗少，质量轻，冲程长，冲次低，悬点加速度 变化小，惯性载荷小，运行平稳，等一系列优点，得到了普遍发展。1.3 本课题的内容本设计利用动链轮使行程加倍的原理， 改进链条式抽油机的设计，同时使用复合 天轮再次使冲程增加。从而达到整机结构合理、悬点载荷大、冲刺少、冲程长、悬点 加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳，减速器额定扭矩小和易于安装。这种抽油机 还具有以下特点：（1）换向结构简单可靠。采用曲柄滑块机构实现换向，滑块向下运 动为抽油机的上行程，滑块的向上运动为抽油机的下行程；（2）长冲程、低冲次。冲程是曲柄长度的四倍；（3）节能。采用滑块和曲柄平衡的方式，能达到最佳

11、的平衡 效果。抽油机的工作指标包括悬点载荷、冲程、冲次、减速器扭矩、单井机口产量等技 术参数。随着油田的不断开发，油井含水不断增大，泵挂深度不断不增加，动液面不 断下降，势必引起悬点负荷增大，同时引起减速器扭矩的增大，泵径、冲程冲次也要 根据工况的变化而经常调节。抽油机常年的连续运转，工况复杂多变，再加上无人护 理监管不便，因此要求其工作必须可靠。对于油矿设备来说，可靠性是非常重要的技 术指标，抽油机发生故障将会造成停产待修、油井破坏等重大事故和严重的经济损失。 加上游梁式抽油机改进设计有很多不利因素，针对上述实际情况，本次设计链条式抽油机改进方案是符合实际需求的。第二章总体方案设计2.1 方

12、案确定本设计利用天轮直径不同使行程加倍的原理， 改进链条式抽油机的设计，从而达 到整机结构合理、悬点载荷大、冲刺少、冲程长、悬点加速度变化小，惯性载荷小， 运行平稳，减速器额定扭矩小和易于安装，同时使用复动增距动滑轮随之往复运动， 利用动滑轮的倍增原理和动力传动系统实现复动增距。动力消耗低于游梁式抽油机， 且维护方便。加上游梁式抽油机改进设计有很多不利因素， 因此，本次设计链条式抽 油机改进方案是符合实际需求的。2.2 结构和工作原理2.2.1 结构草图10 11总装配草图中，各部件的名称1 电动机 2 底座 3 带轮传动机构 4 减速器 5 曲柄 6 连杆 7小车 8 链轮 9 链条 10

13、天轮 11 定位轮 12 钢丝绳 13 抽油杆 14桁架2.2.2 工作原理如上图所示，当抽油杆13在最低位置时，曲柄5转到最高点，与此同时，小车 7跟动链轮8也到达了最高位置，曲柄滑块机构处在上支点换向位置。此时，各部件 存储的势能最大，开启电机1后，动力经带轮传动机构3、减速器4带动曲柄滑块机 构逆时针运动和和动链轮下行，势能转化为动能做功，链条带动钢丝绳运动，并带动 抽油杆上行。当抽油杆13运行到最低位置时，曲柄5转到最低点，与此同时，小车 7跟动链轮8也到达了最低位置，曲柄滑块机构处在下支点换向位置。此时，各部件 存储的势能最小，在电动机1的带动下，动力经带轮传动机构3、减速器4带动曲

14、柄 滑块机构逆时针运动和和动链轮下行，动能转化为势能做功，链条带动钢丝绳运动， 并带动抽油杆下行，完成一个抽油工作循环。2.2.3 各构件的具体特点和作用（1）电动机采用丫全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘、 铁屑、或沙土等其 他杂物入侵电机内部等一系列特点， 增加抽油机的环境适应能力，满足西部地区环境 的要求。（2）减速器选用的起重机式减速器，因为设计要求的减速比大，故选用的结构形式为三级， 在设计中选用的名义中心距 450mm公称传动比是80,安装形式为水平放置于底座上， 也就是W型。（3）带传动组件带传动是一种挠性传动。基本组成零件为带轮（包括主动轮和从动轮）和传动带， 具有

15、结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸震等特点。正好适合抽油机的工作环境， 并且选用V型带，增大接触面积，有效防滑。受力比较大，因此带轮应该设计为多槽 的型式。（4）小车及其附件首先，小车的设计运动为往复运动，因此最好让小车在导轨上运动，所以，设计 中会在小车上放置八个轮子，轮子与小车体用的轴销连接的型式，轮子要直线运动， 才能满足小车往复运动的要求。因此在桁架上放置四个导轨，用于放小车轮，从而实 现小车的往复运动。（5）链轮及链轮轴链传动是一种挠性传动，它由链条跟链轮组成。通过链条链结跟链轮的啮合传动 来传递动力和运动。与摩擦型带传动相比，链传动无弹性滑动和整体打滑现象， 又因 链条不需向带传

16、动那样张的很紧，所以作用于轴上的径向压力比较小，同时链传动能 耐高温和潮湿的工作环境，环境适应能力强，满足我国大部分地区环境的要求，符合 我国未来的发展需求。（6）链轮轴链轮轴与链轮的链接是用的键链结， 与小车的链接使用的轴承链接，轴承根据需 要选择深沟球轴承，因为安装时两端放置轴承，故轴上需加上割槽，两端要加倒角， 与轴承的连接时过盈配合。（7）曲柄连杆机构曲柄一端与减速器的输出轴连接， 另一段与连杆连接，连杆一段与小车连接， 另 一段与曲柄连接。因为曲柄要实现整周转动，设计中曲柄与连杆位置放置是侧边放置 的。为了实现快进慢回，曲柄回转中心要设置一定偏矩，更加适合抽油机的现实要求。（8）天轮

17、机构天轮设计为两个轮的型式，从而实现冲程的加倍效果，为了更加坚固，天轮与天 轮轴是整体铸造在一起的。天轮两端放置轴承，轴承放置在桁架顶端的轴承架上。 因 为天轮是铸造出来的，因此边缘应该是有倒圆的。由于轴的两端放置轴承，因此在轴 上要设计一定宽的槽。（9）定位轮机构定位论槽放置钢丝绳，定位轮与定位轮轴也是是整体铸造在一起的。定位轮两 端放置轴承，轴承放置在桁架顶端的轴承架上。因为定位轮是铸造出来的，因此边缘 应该是有倒圆的。由于轴的两端放置轴承，因此在轴上要设计一定宽的槽。（10）桁架为了减轻重量，并且保证桁架的强度，选用角钢作为主体支撑。为了加强桁架的 强度，再在支撑之间加上的水平放置的角钢

18、， 为了进一步加强强度，还需加上斜置的 支撑，因为桁架是放在底座上的，为了使放置的稳固性，在四个支撑的最下端焊接上 一定形状的平板，用于桁架与底座的接触。因为桁架的上端需放置天轮更定位轮， 所 以在桁架的顶端放置一个一定厚的钢板用于放置天轮跟定位轮的支撑架。天轮跟定位轮的支撑架是用一定厚的钢板架做成。（11）底座底座用于放置电动机、减速器以及桁架。 为了满足强度需求，并使重量不至于过 大，底座用槽钢焊接成。由于减速器需要放置在一定的高度上， 所以在底座上设计一个方形空心平台，用于放置减速器9第三章抽油机的结构设计3.1选择电动机本抽油机所适用的工况条件如下：光杆最大冲程S=6m,冲次n=3|m

19、in,泵挂1800m, 泵径50mm，杆径22mm，油管直径62mm。根据经验公式油井计算载荷P= CX HX SX SFX f x 10图解法：以口匚=50西作图。3-1式中，H 液体有效举升高度，m,s 光杆冲程，m匚一一井液密度，t/mmm，C取决于泵径的系数，可查表 6-13，或由公式C=2.332 X 10-4 D23-2SF取决于冲次的系数，D泵径，mm在本设计中，取H=1800m,S=6mf f=0.9t/m 3,D=50mm查表得，油管直径为62mm, 抽油杆为 19mm,j =1.569, v1 =1.212, v2 =0.986，由公式得 C=2.332 X 10-4 X

20、502 =0.685。利用公式可求得P=73KN根据计算的P应使超高转差率电动机的负荷能力略大 于油井负荷 P,并尽可能选用较低的转矩型式。所以最终确定电动机型号为： YCHC280M1-8满荷电流l=42.6A,满载容量为29.1KVA,负荷能力为80KN同步转速n0=750r/min,额定转速nN =710r/min，效率91.7%,功率因数0.8。所以，电动机的额定功率45K0额定电压380V,额定电流93.4A，堵转转矩/额 定转矩2.1KN/m，重量442K3.2 曲柄滑块机构的长度设计1. 曲柄滑块机构的条件：曲柄长度+偏矩乞连杆长度（叶e知）滑块行程1500mm3- 3取行程速度

21、比K=1.2偏矩e=250mm则：极位夹角71 =180亠二=30K +1由叶 L=AC2 U|L-r=AC 2 u l图3-1曲柄滑块机构的长度设计图/口AC2 AO37 8.5得，r=u |=50=712.5mm2 2L= uAC2 AC,237 +8 5=50=1137.5mm23.3 带、减速器的选择带传动是一种挠性传动。基本组成零件为带轮（包括主动轮和从动轮）和传动带, 具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸震等特点。本次设计是把电机的转速通 过一定的传动比传给减速器，实现电机与减速器通过带间接连接在一起。 已知电机型 号 Y200L-8-B3, n=750r / min,满载转速

22、 n, =710 r / min, p=15kw,设计抽油机的冲 次 i 1 =3次 / min。3.3.1减速器的选择1.确定传动比电动机转速n=750r/min满载转速n 1 =710 r /min烟台大学毕业论文(设计)730i= -73o=81.1803 32.减速器的计算功率Pc=kAP=1.5 45=67.5kw其中：KA为工况系数，查表得KA=1.5查表得,载荷状态为Q，经常为额定负荷 K=0.63。名义功率 Ph = -pc = 67=107KW/K 0.63查表得，选用a=450mm，减速器的许用功率 Pp=45 更 =47.5kwp 710减速器型号为：QJS-D450-8

23、0- II PWJ/ T8905.2-1999其中：QJ 起重机减速器，S结构形式为三级，D450-名义中心矩(输出级)，80公称传动比，I 装配形式，P输出轴端型式，W-安装型式，JB / T8905.2-1999 标准号。3.3.2 V带的设计1. 传动比的确定查表得带的传动比一般为2 5，本次设计取i=3 ;2. 皮带的确定(1) 确定计算功率计算功率 巳玄是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的Pca= Ka P 3 - 4式中，Pea为计算功率，kW；KA为工作情况系数；P为所需传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功率，kw查表得KA=1.6。则电动机的计算功率 Pea=

24、KAP=1.6kw(2) 选择V带的型号根据计算功率Pea和小带轮转速n选择V带的型号为C型带型节宽bp顶宽b高度h楔角0C192213.540 o(3)确定带轮的基准直径dd并验算带速v1) 初选小带轮的基准直径d1根据V带的带型，查表得初选小带轮的直径为 d1 =200mm则大带轮的直径d2=id 1 =3X 200=600mm2) 验算带速v=7.6m/ sv 带=5 丿1420073060 1000 60000查表得符合推荐值525m/ s范围，故合适。(4)确定中心距a,并选择V带的基准长度Ld1) 根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合式 0. 7 ( d 1 + d 2

25、 ) a 0 ( d 1 + d 2 )3-5则代入数据有560mn a0 1600mm初取 a0=1000mm2) 计算相应的带长Ld0。L d0 - 2a。+二(d 1 + d2 ) +( 3- 624a。jiLd0 2a+(22；d1+ d 2) +(d2 -d1)=3296mm4a查表得取Ld=3150mm3) 计算中心距a及其变动范围 传动的实际中心距近似为3- 7I 一 I带入数得，a a0+=927mm2考虑到带轮的计算误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，给出中心距的变动范围14min=a-0.015Lmax = a + 0. 03L d3- 8得：am

26、in =879.75mm a max=1021.5mm(5)验算小带轮上的包角：1由于小带轮上的包角小于大带轮上的包角，小带轮上的总摩擦力相应的小于大带 轮上的总摩擦力。因此，打滑只能在小带轮上发生为了提高带传动的工作能力应是180 - （ d 2 -d 1 ） 573 _90a3-9代数可得“ =155.28满足条件(6) V带根数z的确定合格。KaPpz= pca =Pr（P。R）K：.Kl3-10查表得 P0 =3.8kw,也P=0.65kw, K a=0.88,l=0.97KaP则根数Z=（）KK=6.3取Z=6根(7)确定带的初拉力F0（F 0 ） min=500 空 K：）PcaK

27、qv2+qv3-11查表得q=0.3kg /m得（F。） min =500（2.K： ）PcaminK zv2+qv =502N对于新安装的V带，初拉力应为1.5(F 0)min 运转后的V带为1.3(F 0)min。(8)计算传动带的压轴力Fp3-1 21F p =2zF 0 sin p 2式中，：1为小带轮的包角。烟台大学毕业论文（设计）155 28 _得：Fp=2 6 502 sin=5884.4Np 23.3.3 V带轮的设计1. 带轮材料的选择选用的带轮材料为HT200（铸铁）;2. 带轮的结构形式的确定V带轮由轮缘、轮辐、轮毂组成18小带轮：腹板式3.V带轮轮槽大带轮：轮辐式工作表

28、面的粗糙度为 3.2图3-2大带轮二维图3.4 载荷计算3.4.1悬点最大载荷根据冲程、冲次及其结构其悬点最大载荷Wmax =45KN所以，钢绳的最大拉力为30KN从而，钢绳的承载能力45KN。悬点的最小载荷Wmin，根据经验值取Wmin =0.8 Wmax ,所以，平衡链条的拉力为F链-2 2342 链条抽油机的载荷分析1. 产生原因：抽油杆柱及液柱运动所产生的载荷（1）与整体有关的动载荷 W大小=a,方向与a相反（2）震动载荷用 W表示；注，w（wmax）发生于上、下冲程的静变形结束的一瞬间&为主动链轮（即下链轮的直径）2. 悬点静载荷分析（1）抽油杆柱自重：W=qL3-13kqr=7qr

29、i；i式中qi-第i级抽油杆柱每米自重，KN/m，i=1；i -第i级杆柱长度与总长之比值 Wr为抽油杆在液体中的自重。W =（ 1- 丁）W3-14r(1-0.127 4)W式中 亠-井液密度，t/m 3，6 -抽油杆密度，对钢抽油杆，=7.85 t/m 3。（2）作用于柱塞的液柱载荷： Wf = Pf g（ L-h） Ap=:g：0 Ap式中 Ap -柱塞面积，m2，g-重力加速度，g=9.81m/s2，h-泵的沉没深度，mH0油井动液面深度，m。（3）悬点静载荷计算Wj1 -上冲程悬点静载荷，Wj2 -下冲程悬点静载荷，Wjw+wfWj2 =wr假定上下冲程中套压和回压保持稳定，则静载荷

30、可以用下公式计算:Wj1=w+Wf + Ap （ P-Pc）- Arp P。3-15Wj2=W- Arp Po式中p0-井口回压，KPa ；烟台大学毕业论文（设计）Po -套管压力，KPa ；Arp光杆面积，m 。(4) 抽油杆和油管的变形量4为：t= W L；rWfL .-.r3-16匚1r =-. -.r式中，t-抽油杆柱静变形，m ;r 抽油杆截面积，2m ;E -抽油杆钢材弹性模量，2.12 X 108 KN/m2 ;上r抽油杆弹性常数,(KN，可查表得。静变形量t为:t= Wf L3-17EAt= ；twfL其中，；：t =1t式中，t-油管柱静变形，m上 t -油管截面积，m271

31、 t油管弹性常数，(KN 。总的静变形量：= r + t3-18=(!r +t )LW,1式中为变形分配系数，= r11 - ! - t / ! r根据油管直径62mm查表可得，At=11.7 X10” m2、油管流通面积宀=30.2 X 10, m2、；t=4.14 X 10* ( KN 1 ! -t / ! -rt= WfL上tWfLEAti-r =(KN J1卜.上r查表得打=0.961 X 10-544本设计参数 D=50mmL=1800m H0=1800mf=0.91t/m 3、油管直径为62mm下端不锚定，抽油杆柱为 25 X 22mm光杆冲程为S=3mm查表可知：qr1=4.09

32、 X 10，、qr2=3.14 X 10,qr = ；1 qr1 + 2 qr2=0.4 X 4.09 X 10工+0.6 X 3.14 X 10=3.52 X 10KN/mW=q丄=3.52 X 10 工 X 1500=63.36KNWr= (1-0.127 4 ) W=(1-0.127 X 0.91t/m 3)W=56.04 KN查表得Ap =24.63 X 10* m2Wf=0g Ap=0.91 X 9.81 X 1500X 24.63 X 10 鼻 m2=32.98KN3-19上冲程静载荷 ：Wj1=Wf + Wf=56.04+32.98=89.02下冲程静载荷 ：Wj2=W=56.0

33、4KN查表得 ； r1=0.961 X 10* (KN *! r2 =1.241 X 10 * (KN) *.r = 丫171 +；r2 -,r2=0.4 X 0.961 X 10 +0.6 X 1.241 X 10 =1.129 X 10-5 (KN /查表得! t =5.56 X 10 (KN r = ； r Wf L=1.129 X 10-5 X 32.98 X 1800 =0.670mt=； tWf L=4.14 X 10 X 32.98 X 1800=0.2458m=r + t =0.670+0.2458=0.9158mSp = S-=3-0.9158=2.0842m3. 悬点动载荷

34、分析（不考虑弹性震动）（1）抽油杆柱动载荷忽略抽油杆柱的弹性，将其视为一集中质量，则抽油杆柱动载荷就等于杆柱质量 乘以悬点加速度。aWrd = Wr3 -2 1g（2）液柱动载荷忽略液体的可压缩性，则液柱动载荷就等于液柱质量乘以液柱运动的加速度。但 是要注意：由于油管内径和抽油泵直径不同，故杆管环形空间内的速度和加速度也就 不等于抽油泵柱塞的运动速度和加速度 （忽略抽油杆柱弹性时，柱塞速度和加速度等 于选点速度和加速度），为此，引入加速度修正系数。Wfd = Wf -g.一 -p -r一-I jr式中.-.i 用油管内径计算的流通面积，m2，见表2-4 ;Wf作用于柱塞环形面积上的液柱质量，K

35、NWf 二 bgL（u_p -亠）（3）动载荷计算上冲程时的悬点动载荷等于抽油杆柱动载荷与液柱动载荷之和。Wdi=Wd Wfd = （ WWf ） a3-22g下冲程时，液体向上运动的速度和加速度很小，其动载荷可忽略不计3-23aWd2 =Wrd =Wr g3.4.3 小车和悬点运动规律曲柄滑块和悬点的运动分析：图像曲线依次代表位移s，速度V，加速度a位移s速度v加速度a图3-4 位移s、速度v、加速度a图图3-5一级链传动运动简图如图3.2 一级链传动运动简图。设：曲柄长度为 r,连杆长度为I,曲柄轴回转 中心距离导轨中心水平距离为e；曲柄转角二；曲柄初始相位角齐；曲柄和连杆夹角:-； 连杆

36、和机架垂直方向的夹角为1 ;平衡相位角为T。由前面的计算知：r=712.5mm l=1137.5mm e=250mm根据图中几何关系可得:t=arcs in(e )=arcs in250712.5 1137.5、5)=7.766 ；L1=rsin O + 3) =712.5sin U +7.766 )；H1 =rcos (二 +片)=712.5cos O +7.766 );1.小车和悬点的位移小车位移：X=(叶.(r l)2 -e2 )-(叶H)+lcos B =(712.5+ (712.5 1137.5)2 -2502 ) - (712.5+H)+1137.5cos B 悬点位移：Xa=4X

37、Xa=4叶 (r l)2 -e2 -(r+H)+lcosB =4 r+ - (r l)2 -e2 卜4(r+H)+lcosB =4 (712.5+ (712.5 1137.5) -2502 ) - (712.5+H)+1137.5cos B =4 (712.5+ (712.5 1137.5)2 - 2502 ) -4 (712.5+H)+1137.5cos B 2小车和悬点的速度滑块位移对时间求导，既得滑块的速度。V=dxdtV=3 rsin ()+ r) +cos O + R ) tan B =3712.5 sin (二 +7.766 ) + cos (二 +7.766 ) tan B 式中

38、：3 -曲柄转动的角速度(rad / min),悬点A的速度是滑块速度的4倍，Va=4VVa=4 3 rsin(二 + 片)+cos O + 片)tan B =43 712.5 sin O +7.766 ) + cos O +7.766 ) tan B 3.滑块和悬点的加速度将滑块速度对时间求导，即可得滑块的加速度:dV a=- dt2 ra=r 3 cos(5)+ 竿一-sin=712.5 3 2 cosU+7.766 ) +rcos27.766 )1137.5cos3 :-sinU+7.766 ) tan悬点的加速度aA=4a2aA= 4r 3 2 cos O + 哥)+r CS (专)-

39、sin ( r +y) tan 一：l cos P=4 712.5 3 2 cos O +7.766 ) + r C0S (7.66)-sin (二 +7.766 ) tan 打1137.5cos3 P3.5 链轮传动装置设计3.5.1 材料的选择链轮轮齿要有足够的耐磨性和强度，选择材料为20Cr,热处理方式为渗碳、淬火、回火、热处理后硬5060HBC3.5.2 链的平均速度v= 3 3m)/s=0.15 m /s60取齿数z=30。3.5.3 当量的单排链的计算功率Pca = KAKZP3-24Kp查表得：Ka=1.4 K z=1.27;选择单排链时，Kp=1,而P=45 0.96 0.95

40、 0.98 2 0.90 8=17kwPca=1.4 1.27 17=31kw3.5.4 链条的选择查表选链条型号为40A。查表得链条的参数如下：表3-1节距滚子直径内节内宽销轴直径套筒孔径63.5mm39.68mm37.85mm19.85mm19.87mm3.5.5 有效圆周力3-25=1000Pv得 Fe=1000 170.15=1.12 108N链轮水平布置时的压轴力系数Kfp=1.15,则压轴力 Fp :- Kfp Fe=1.15 1.12 108N=1.288 108N3.5.6 链节数的计算N=3+i+5=67-24取整67故： 链条具体型号为40A-1-67 GB/T1243-1

41、997其中：40A链号；1 排数；67 整链链节数;3.5.6 链轮各个尺寸的计算分度圆直径:d=sin(型)3-26Z163 5带入数得 d=607.49mm.J80.sin()30齿顶圆直径da：damin =d + P(1- 16 ) 1zdamax=d+1.25P-d3-27得：damin =627.92mmd amax=647.185mm齿根圆直径：df=d- d 13-28得：df=567.81mm130图3-5链轮二维图3.6 轴的计算及校核通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置以及外载荷和支反 力的作用位置已确定，轴上的载荷（婉拒和扭矩）已可以求得，可按弯扭合成强

42、度条件对轴进行强度校核计算。其计算步骤如下：（1）做出轴的计算简图轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时，将轴上的分布载荷简化为集中力， 作用点为载荷分布段的中点。（2）做出弯矩图按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按照计算结果分别做出水平面上的弯 矩Mh图和垂直面上的弯矩图Mv图；然后按下式计算总弯矩并做出 M图。（3）做出扭矩图（4）校核轴的强度对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力：3-29% = JcT 2 + 牛2轴的弯扭合成强度条件为：3-30_ Im2 +（5 2- max式中：匚ca 轴的计算应力，MPaM 轴所受的弯矩，N.mmT 轴所受的扭矩，N.

43、mmw- 轴的抗弯截面系数，mm，-1 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力3.6.1定位轮轴的计算校核3-311.定位轮轴的最小尺寸初算轴径的初算其中P为轴所传递的功率，n为轴的转速，C可查表得出，本次设计取 C=11QP=45=45 0.31=13.95kw。n= 36=14.33r/min3.14 0.8=110 3 13.95 =116mm 120mm14.332.定位轮轴的校核Ft= .452452 =63.64KNL 1=L2 =150mm由 F N1 +FN2=Ft解得：Fn1=31.82KNF N1 L1 =F N2 L2Fn2=31.82KNM= FN1 L1 31.82 150

44、mm=4772.97N.m轴的弯扭合成强度条件为：二ca = M T) =M =14.42Mpa - =60 Mpa WW所以，满足要求。F N1F N2TFtM图3-5定位轮轴的载荷分析图362天轮轴计算校核1.天轮轴的最小尺寸初算3- 32C=110轴径的初算d=C3 P其中P为轴所传递的功率，n为轴的转速，C可查表得出，本次设计取P=45=45 0.31=13.95kw。n=363.14 1=11.46r/min11.46从而得 d=C3/P =110%13.95 =117.5mm 120mm2.天轮轴的校核Ft2F N2i1FFtiF N1图3.5天轮轴的载荷分析图已知：Ft2=45K

45、NFt1=22.5KNL i =155mm ，L 2 =260mm.L 3=175mm从而(1)F N1 F N 2 + F t1 Ft2=FN1 155= Ft1 260 FN2 435(2) 由(1) (2)解得：Fn1=26.5KN , F n2 =4KNM1=26.5 155=4107.5N.mM 2 =26.5 41545 260= 702.5N.mM1J max =W4107.53 =12.39Mpa v :- =60 Mpa 二 0.1532所以，满足要求。363链轮轴计算校核1.链轮轴的最小尺寸初算3-33轴径的初算d=C 3 P其中P为轴所传递的功率，n为轴的转速，C可查表得

46、出，本次设计取 C=11QP=45 0.96 0.95 0.98 2 0.90 8=17kwn=9=5.68r/min3.14 0.612从而得 d=G P =110 3 17 =158.5mm tn 5.682.链轮轴的校核已知：Ft1 =Ft2=22.5N, F t =F t1 +Ft2=45KNL 1=L2 =175mm b=28mm， t=16mmFN1 +F N 2 =F t（ 1）F N1 . L 1 =FN 2 丄 2（ 2）由（1）（2）解得：Fn1=22.5KN, Fn2=22.5KNM= FN1 . L 1=22.5 175=3937.5N.mM = M 2=3393752

47、 =11MpaW dbt（d -t）2二0.153 0.028 0.016 （0.15 - 0.016）232 2d322 0.15 -1所以，满足要求M图3-6链轮轴的载荷分析图图3-7链轮轴的具体二维图3.6.4桁架悬出部分的强度校核Fi本次设计抽油机悬点载荷为45KN。现在对悬架进行校核，受力简图如图3-8所示:图3-8悬架的校核分析图1.受力分析(1)(2)水平方向F 1cos6 = F2cos45 ； 竖直方向 F 1sin6 + F 2sin45 = 45KN联立方程（1）（2）得：F 2=75.8KN2.对悬架的校核角钢的材料为Q235,查表得角钢的需用应力匚=120KN,截面面

48、积S=54.36cm2FnA3-34得：二=75營4 =13.96Mpa匚54.36cm 0故，此悬架满足要求烟台大学毕业论文(设计)第四章 抽油机的部分部件的建模4.1 UG的简介UG ( Unigraphics NX )是Siemens PLM Software 公司出品的一个产品工程解 决方案，它为用户的产品设计及加工过程提供了数字化造型和验证手段。 Unigraphics NX针对用户的虚拟产品设计和工艺设计的需求，提供了经过实践验证的解决方案。UG同时也是用户指南(user guide)和普遍语法(Universal Grammer )的缩写。UG是一个交互式CAD/CAM(计算机辅

49、助设计与计算机辅助制造)系统，它功能强大, 可以轻松实现各种复杂实体及造型的建构。它在诞生之初主要基于工作站，但随着PC硬件的发展和个人用户的迅速增长，在 PC上的应用取得了迅猛的增长，目前已 经成为模具行业三维设计的一个主流应用。UG NX主要功能：工业设计和风格造型；产品设计；仿真、确认和优化；NC加工；模具设计。4.2 零件的建模过程4.2.1 大带轮的建模过程利用UG软件完成大带轮的建模，现根据尺寸画出大带轮的轮廓草图，然后用回 转命令，生成带轮的六个轮槽和中心孔，为了使带轮的重量减小，在肋板上做出四个 孔，因为带轮是铸造出来的，因此边缘应该是有倒圆的。KATVATVUlI图4-1 大

50、带轮的草图容称 兀模型视图+ 熾眉 Drarig4 /耒便用的顶-疋歸頊型-題实体-甜庄虫btr口 朗)- 迤买俗+ 田鬧 Extrude-田申鱼jbtrxt门卄-总扇实传+ 宙畐 Extrude-Hp5dbtfKt (13)-遊巒+ 融总 ExtrudB-0 SubtrMt (12)-圧案体+ 冋廨 ExtrudB-S .PRhvoIvb (9)-If方肯+ 珂基准釉-任丈件-聯制面-Add Com：图4-2 大带轮+ nZ464.2.2 天轮的建模过程利用UG软件完成天轮的建模，现根据尺寸画出大带轮的轮廓草图，然后用回转 命令，生成天轮的大轮槽和小轮槽以及轴， 为了使天轮的重量减小，天轮的

51、大轮支撑 为80mm勺肋板并在肋板上做出四个直径为 门200的孔，小轮的支撑也是80mn的肋板, 因为天轮是铸造出来的，因此边缘应该是有倒圆的。由于轴的两端放置轴承，因此在 轴上画了 5mm宽的槽。天轮的草图如下：烟台大学毕业论文（设计）图4-3天轮的草图部件导航稱i+另模型视图+缶未歴用的顶-型-实体+Blend (33)* |_9 slend Subtract (15)+ :趨实悻-5ubtrct (14)+匕鑒实体-Subtract (13)+二鑒冥体-Subtract (12)+二鱼实体 +田冃陥朋 +Revolve (4)图4-4 天轮4.2.3 桁架的建模过程利用UG软件完成桁架的建模，为了减轻重量，并且保证桁架的强度，选用160 160 18的角钢作为主体支撑，先根据