10型,12型游梁式抽油机用53型双圆弧齿轮减速器设计说明

1、10型，12型游梁式抽油机用 53型双圆弧齿轮减速器设计摘要本文阐述了常规游梁式抽油机结构组成、工作原理及特点。中的双圆弧齿轮对游梁式抽油机53型双圆弧齿轮减速器进行的设计计算。并结合设计对系统进行了动态校正和设计工作过 程中图文分析。游梁式抽油机采用四连杆机构进行传动，对于减速器齿轮的转动， 以及齿轮之间的传动进行了数字运算，对于 53型双圆弧齿轮减速器的内部结构进行了设计。关键字：抽油机工作原理，悬点载荷，双圆弧齿轮 目录1234绪论随着原油和油气的产出，贮存压力减小。最终在某一点，贮存压力达到小的必需用人工举开的方式才可以产油。游梁式抽油机，是一个借鉴了水井工业的理想应用。自从 1925

2、年Trout设计的油泵演变到现今的具有统治地位游梁是人工举开设备。在石油采油过程中对常规游梁式抽油机的应用已有上百年的历史， 由于其结构简单，平衡 性、稳定性突出等特点而被延用至今。历经多年的发展和完善，主要是提高其可 靠性和零件的设计方法上。随着科技的发展，游梁式抽油机出现了好多的类型。如下分类：(1)传统型 传统的曲柄配重型 被广泛的接受和认可，是久经考验的油田“战士”。支点前面是负载，后面是配重。(2)前置配重型 由于其独特的几何结构和配重特征，低转矩峰值和低动 力需求。运行特点是是快速的下冲程，慢速的上冲程。减小重型负载上冲程的加 速载荷。降低峰值转矩延长油杆寿命。(3)结构紧凑型 紧

3、凑结构的设计防使用于经常移动的工作方式或者城区的 应用，很多部件在工厂已经完成安装(4)气压配重型 应用压缩气体替代沉重的铸铁配重块并且可以更精确得 控制配重。大大的减轻了系统地重量，运输和安装费用明显降低。气压配重独特 的优点在于更大的增大冲程，而对于铸铁配重结构来说将是非常庞大难于实现。(5)游梁配重型 配重块安装在游梁的另一端，是一种适合浅井应用的经济 型。我国生产的抽油机按照抽油机承受的悬点额定载荷主要分为2、3、5、8、10、12、14、16等型，每种型式的抽油机又按照不同冲程、曲柄轴额定扭矩分为多种规格的机型。近几年随着计算机应用技术的不断提高，优化设计方法也 被广泛应用于抽油机的

4、设计中，使得抽油机设计周期大大缩短，设计精度大大提 高，抽油机的规格和类型也更加多样化。抽油机减速器是一种承受重复交变载荷、长期连续运转的减速装置。双圆弧齿轮减速器是根据机械工业部和石油工业部通过的JB2677-80 常规型游梁式抽油机结构尺寸规定设计的，现今已经设计了很多型号，如 CYJ2-0.6-2.5Y 等，并已陆续投入产和现场使用。本文我们要研究53型双圆弧齿轮减速器的设计制造，并对其内部结构进行设计计算。游梁式抽油机的工作原理游梁式抽油机是有杆抽油系统的地面驱动装置，它由动力机、减速器、机架和连杆机构等部分组成。减速器将动力机的高速旋转运动变为曲柄轴的低速旋转 运动;曲柄轴的低速旋转

5、圆周运动由连杆机构变为驴头悬绳器的上下往复直线运 动，从而带动抽油泵进行抽油工作。游梁式抽油机是机械采油设备中问世最早的 抽油机机种，基本结构如图1所示：图1常规游梁式抽油机基本机构图1刹车装置2 一电动机3 一减速器皮带轮4 一减速器5 一动力输入轴6 一中 间轴7 一输出轴8 一曲柄9 一曲柄销10 一支架11 一曲柄平衡块12 一连杆13横梁轴14 一横梁15 一游梁平衡块16 一游梁17 一支架轴18 一驴头19悬绳器20 底座前臂长:a=3.0m;后臂长:b=2.4m;连杆长:L=3.350m;支架高:H=5.290m;减速器输出轴中心高：G=2.020m;水平中距：I=2.300m

6、;常规53型游梁式抽油机结构尺寸示意图曲柄旋转半径:OR=1.15Om常规游梁式抽油机的悬点载荷计算一、抽油机悬点载荷简介当游梁式抽油机通过抽油杆的上下往复运动带动井下抽油泵工作时，在抽油机的驴头悬点上作用有下列几类载荷：静载荷包括抽油杆自重以及油管内外的液体静压作用于抽油泵柱塞上的 液柱静载荷。动载荷由于抽油杆柱和油管内的液体作非匀速运动而产生的抽油杆柱动 载荷以及作用于抽油泵柱塞上的液柱动载荷。(3)各种摩擦阻力产生的载荷包括光杆和盘根盒间的摩擦力、抽油杆和油液间的摩擦力、抽油杆(尤其是接箍)和油管间的摩擦力、油液在杆管所形成的环形空间 中的流动阻力、油液通过泵阀和柱塞内孔的局部水力阻力，

7、还有柱塞和泵筒之间 的摩擦阻力。二、悬点载荷计算W Wj WdWj-悬点静载荷；Wd-悬点动载荷；(1)悬点静载荷1.抽油杆自重计算是一个不变的载在上下冲程中，抽油杆自重始终作用于抽油机驴头悬点上， 荷，它可以用下列式子计算： )W,AgLp/1000 qrLp四-抽油杆自重，kN; Lp-抽油杆总长度，m; Ar-抽油杆的截面积，m2;g重 力加速度，9.81N/kg 2;r-抽油杆的密度，kg/m 3；qr-每米抽油杆自重，kN/m 。 对于组合杆柱，如果级数为K,则可用下式计算：k qr= qri i i 1qri -第i级抽油杆住每米自重,KN/m;i-第i级杆柱长度与总长之比值;由于

8、抽油杆全部沉没在油管内的液体之中，所以在计算悬点静载荷时，要考虑液体浮力的影响。用Wr代表抽油杆柱在液体中的自重，则它可以用下式计算：f 'Wf ( rf)ArLpg (1 一)Wr =(1-0.127 f)*q*Lpr其中，f-井液密度,t/ m3;Wr-液体中抽油杆自重；2 .作用于柱塞的液柱静载荷计算作用于柱塞上的液柱载荷随着抽油泵阀门开闭状态的不同而变化。下冲程时，柱塞上的游动阀是打开的，柱塞上下连通。若不计井液通过游动阀和柱塞孔 的阻力，则柱塞上下的井液压力相等，作用于柱塞上的液柱载荷等于零。 上冲程 时，游动阀关闭而固定阀打开，柱塞上下不再连通。柱塞上面的液体压力等于油 管

9、内液体静压力，而柱塞下面的液体压力，忽略液体通过固定阀时的阻力，等于 油管外动液面以下液柱的静压力。这一压力差在柱塞上产生液柱载荷Wf (单位kN ):Wf = f*g*( Lp-h)* Ap = f*g*H0* Ap式中，Wf -作用于柱塞的液柱载荷；f -井液密度，t/ m3 ;g-重力加速2度,g=9.81m/ s ; Lp-抽油杆总长或挂泵深度,m;h-泵的讥没深度，m; H0-油井动放面2深度,m Ad -泵的枉塞面积，mp3 .悬点静载荷计算上冲程时，悬点静载荷等于上述两项载荷之和，则有 ：Wj = Wr+Wf下冲程时，悬点静载荷等于抽油杆柱在液体中的自重，则有：Wj = Wr(2

10、)悬点动载荷1 .抽油杆柱动载荷抽油杆和液柱在非匀速运动过程中产生惯性力而作用于抽油机悬点上的载 荷称为动载荷。惯性力的方向与加速度方向相反。在抽油机系统中，我们规定取向上加速度为正，即取向下的载荷为正。忽略抽油杆的弹性，将其视为一集中质 量，则抽油杆柱动载荷就等于抽油杆质量与加速度的乘积。a W.2 dTF 一 dWrdWj x a= -x (2*-*TF * )= rLpArag gddWrd -抽油杆柱动载荷；Wj -悬点静载荷；a-悬点加速度(驴头圆弧切向加速度);g-重力加速度，g=9.81m/ s2;曲柄角速度;曲柄转角；Lp-抽油杆总长度，m; Ar-抽油杆的截面积，m2; r-

11、抽油杆的密度，kg/m 3;TF -扭矩因数,m;代表单位悬点载荷在曲柄轴上产生的扭矩 v悬点速度；曲柄角速度；2 .油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与液柱运动加速度的乘 积。但由于油管内径与抽油泵直径不同， 故抽油杆与油管形成的环形空间中液体 的运动速度和加速度不等于抽油泵柱塞的运动速度和加速度（当忽略抽油杆的弹 性时，柱塞泵的运动速度和加速度等于悬点运动速度和加速度 ），为此引入加速 度修正系数。WfdWfa/g其中Ap Ar , Ap-泵的柱塞面积，m2; A-抽油杆的截面积，m2; A 一A Arp用油管内径计算的流通面积，m2;Wf'一作用下柱塞环形

12、面积上的液柱重量，kN; ）WffgLp（Ap A）3 .悬点动载荷计算上冲程时悬点的动载荷等于抽油杆的动载荷和液柱动载荷之和。Wd Wd Wfd （Wr Wf ）a/g下冲程时，液体的运动速度和加速度很小，其动载荷可以忽略不计，故Wd Wrd Wra/g常规游梁式抽油机减速器扭矩计算一、抽油机减速器扭矩计算减速器扭矩指的是游梁式抽油机在减速器输出轴（也称曲柄轴）上实际产生的 扭矩。其大小和悬点载荷、冲程长度、抽油机四杆机构杆长比值以及抽油机的平 衡状况有关。现以曲柄平衡的游梁式抽油机为例来推导曲柄轴扭矩的一般计算公 式（见下图所示）。按照习惯，当曲柄连杆机构施加于输出轴上的扭矩方向与曲柄 轴

13、的旋转方向一致时（主动力矩），扭矩为负值；相反时，扭矩为正值（阻力矩）。抽油机扭矩计算图为便于计算，现将下列符号设定为：Q0 一摆动部件自重（游梁、驴头、横梁等），kN;lo 摆动部件重心至游梁支承的距离，m;Jb摆动部件的转动惯量，103kg - m 2;W 一作用于驴头悬点的载荷，kN;'一游梁与水平线之间的夹角;b一游梁转动的角加速度，S 2；M 一曲柄处于水平位置时平衡重与曲柄自重对减速器输出轴中心的力矩,kN gm;一平衡相位角，即曲柄轴中心到平衡重重心之连线与曲柄半径R的夹角,由R到连线按旋转方向度量；b一四杆机构的传动效率，b=0.92 0.96。摆动部件自重可以转化为作

14、用于悬点处的载荷B, B称为游梁式抽油机的结构不 平衡重。Qol 0B A在抽油机中规定：当摆动部件重心位于游梁后臂上时，B为正值;重心位于 前臂上时，B为负值。B值可以用以下方法测定：将连杆曲柄销从曲柄上脱开， 在悬点处施加一铅垂方向的力，使游梁保持水平位置；测量所施加的力，即为B值，单位是kN如果该力向下，B为正值;该力向上，B为负值。悬点载荷与结 构不平衡重的差值W Bcos '称为纯光杆载荷。根据虚位移原理，当忽略四连 杆中的摩擦损失以及摆动部件的转动惯性时， 纯光杆载荷在曲柄轴上产生的扭矩 Twn 为：Twn W Bcos ' v/wW Bcos ' TF式中

15、，Twn一纯光杆载荷扭矩，kN - m;v ziBc；点速度，m/S;w 一曲柄角速度，1/s;TF一扭矩因数，m;代表单位悬点载荷在曲柄上产生的扭矩。v ARsinIF C sin因=常数，TF故随曲柄转角 的变化规律与悬点速度的变化规律一致。 如 果计及四连杆机构的摩擦损失和摆动部件的转动惯性， 再加上曲柄平衡扭矩，则 在曲柄上的净扭矩Tn的一般计算公式为：Tn ： W Bcos ' Jb-± TF M sin A式中:m 为指数；TF>0 时，m=-1; TF<0 时，m=l。上式虽是针对曲柄平衡的游梁式抽油机的,但也可适用于复合平衡梁平衡和 曲柄平衡组合）

16、以及纯油梁平衡抽油机。对于复合平衡抽油机，可将游梁平衡重的效应纳入结构不平衡重之中。口 Qblb Qolo B A A式中，Qb一游梁平衡重重量，kN;lb一游梁平衡重重心到游梁支承中心的距离，m 。对于纯游梁平衡重,可令式中的 M =0 。利用公式计算Tn时，需要知道转动惯量Jb的数据。实际计算时，动惯量在曲柄轴上产生的扭矩对净扭矩的影响不大，工程计算时可以忽略。在大多数有关抽油机的文献中，均不计四连杆机构摩擦的影响而取b=1；净扭矩的计算公式进一步简化为：TnW B TF M sin但是，四杆机构的效率b,对净扭矩的影响相当大。b=0.93与b=1相比较，最大扭矩增加了 21%。因此，在计

17、算减速器扭矩时，还是考虑抽油机四连 杆机构效率为好。由减速器扭矩计算的一般公式可知：在曲柄旋转一周的过程中，减速器扭矩 随曲柄转角 作周期性的变化，具变化规律可用扭矩曲线来表示。曲柄平衡的游 梁式抽油机的减速器净扭矩是由载荷扭矩与曲柄平衡扭矩两部分组成，所以在扭矩曲线图上往往绘有3条扭矩曲线:载荷扭矩曲线、平衡扭矩曲线及净扭矩曲线。 对于纯游梁平衡的游梁式抽油机，由于在扭矩计算的一般公式中没有曲柄平衡扭矩Msin这一项，在扭矩曲线上只有一条净扭矩曲线。、抽油机扭矩特性参数可以用一组数据来描述游梁式抽油机减速器的扭矩特性，称为扭矩特性参数。主要的扭矩特性参数有以下几个：平均扭矩Tm ；最大扭矩T

18、max ；最小扭矩Tmin ；均方根扭矩Te和周期载荷系数1 .平均扭矩Tm曲柄转动一周中的平均扭矩可以用下式求得T 12 T,1 n TTm厂 o TndNj 1Tm其中，N-等分区间数；Tni-瞬时扭矩值由于曲柄平衡扭矩 M sin（）在曲柄旋转一周中的平均值为零，所以它对 平均扭矩不发生丝毫影响，也就是说，曲柄平衡抽油机的减速器平均扭矩与抽油 机的平衡程度无关，是一个不变量（当抽油机工况一定时）。不论是上冲程还是下冲程，其起始状态和终了状态的速度均为零， 因摆动体 的惯性所产生的惯性扭矩在一个冲程内的平均扭矩亦必然等到于零， 所以曲柄轴 的平均扭矩与惯性扭矩无关。这样，曲柄轴的平均扭矩可

19、用下列式计算 ：12mTm 2- 0 m（W Bcos '）TFd2 .最大扭矩Tmax曲柄转动一周中净扭矩的最大值称为最大扭矩 Tmax。与平均扭矩几不同，最 大扭矩一般发生在上冲程或下冲程的中部。但由于载荷扭矩变化规律的复杂性， 最大扭矩也可能发生在冲程的其它任一位置上。没有一般的分析表达式可以计算 各种不同平衡程度下的Tmax及其所处的曲柄转角，只能根据Tn数据表或净扭矩曲线确定。Tmax是一个很重要的扭矩特性参数。无论是进行游梁式抽油机选型， 还是在运转过程中对抽油机进行诊断都要用到这个参数。3 .最小扭矩Tmin曲柄转动一周中净扭矩的最小值称为最小扭矩 Tmin。它同样既受载

20、荷扭矩的 影响，也受到平衡扭矩的影响。在许多情况下， Tmin往往小于零。小于零的净扭 矩称为负扭矩。负扭矩一般出现在冲程的末尾。 Tmin的数值及其发生时的曲柄转 角也只能根据Tn 数据表或净扭矩曲线来确定。负扭矩的存在意味着能量传递发生倒流，即能量不是由电动机向曲柄轴传负扭矩一方面使输，而是由曲柄轴向电动机传输，使电动机处于发电运行状态电动机的平均效率和功率因数降低，另一方面使齿轮传动产生冲击载荷，所以, 在设计和使用抽油机时，应力求加大 Tmin,避免或减小负扭矩(绝对值)通过以上计算设计，可了解53型抽油机技术参数如下表所示:技术参数规定参数悬点取人裁何(kN )100冲程(m)3,4

21、,5冲次(min -1)4,5,6减速器额定扭矩(kN.m )53动力驱动功率(kw)45平衡方式曲柄平衡曲曲柄异相角(°)0结结构/、平衡重(kN)3.5曲柄旋转力问(井口在右侧)逆日卅曲柄旋转半径(m)1.150 , 0.985 , 0.820电动机转速(转/min )743由公式Pmax= Tmax来确定电动机转速，其中Pmax为驱动功率，为角速度，Tmax代表减速器额定扭矩。双圆弧齿轮减速器的设计两级圆弧齿轮减速器分为展开式，分流式，同轴线式，同轴分流式，53型双圆弧齿轮采取分流式齿轮，高速级为对称左右璇斜齿轮，低速级为人字齿。齿轮 和轴承对称布置。载荷沿齿宽分布均匀，轴承受

22、载平均，中间轴危险截面上的转矩相当于轴所传递转矩之半。但这种结构不可避免的要产生轴向窜动，影响齿面载荷的均匀性。结构上应保证有轴向窜动的可能。通常低速级大齿轮做轴向定位，中间轴齿轮和高速小齿轮可以轴向窜动。推荐传动比范围i=7.1-50。三.电动机的选择1选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用 Y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的容量1 ）减速器输出功率P :T出院9.55 106=27.749kw抽油机输出转速nw等于抽油机的冲程nw =5r/min2）电动机至减速器之间传动装置的总效率为刀：3 2123其中1, 2, 3分别为皮带，轴承及齿轮传动的效率，1=0.96 , 2 =

23、0.98 , 3=0.97323212 30.96 0.98 0.96 =0.83273）确定电动机的额定功率Ped电动机的输出功率为PdPd = R/ r=6.6/0.8327=33.3kw确定电动机的额定功率P3d选定电动机的额定功率Rd =35 kw3、选择电动机的转速nw =5 r/min该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为i ii i2=860则总传动比可取8至60之间则电动机转速的可选范围为 'nd1 =8 nw =8 X 57.32=458.56r/min'%2 =60 nw =60 x 57.32=3439.2r/min 可见同步转速为

24、1000r/min, 1500r/min, 3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min, 1500r/min, 3000r/min的三种电动机进行比较，如下表：由参考文献1中表16-1查得:电动机型额定功电动机转速堵转转矩最大转矩质方号率n/(r/min额定转矩额定转矩量案(KW)/k同步g转速转速1Y160M1-235300029302.02.21172Y160M-435150014602.22.21233Y160L-63510009702.02.01474Y180L 8357507401.72.0184由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总

25、传动比，即选定方案3四.总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文献1中表16-1查得：满载"圻S nm=740 r / min ；总传动比 i=n m / nw =740/5=1484.2 分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表23各级传动中分配各级传动比；取高速级的圆柱齿轮传动比 i2 = J(1.31.4)i3 =6.10，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 i3=4.78五.计算传动装置的运动和动力参数1 .各轴转速电动机轴为电机轴 0,减速器高速级轴为轴 1,中速轴为轴2低速级轴为轴3,则n° = 740 r/minninoii740, 八,.r

26、/ min =145.78r / min5.0762按电动机额定功率nii2i323.89r/min5r/ minFL计算各轴输入功率FPd 1 33.3 0.96 31.97 KWF1Pl2 3 31.97 0.98 0.97kw 30.68kwPhPI2 3=10.89 X 0.96 X 0.97 kw=28.30kw2 .各轴转矩P31973T1 95509550Ngm 2.094 10 N gmn1145.78. P?T2 9550 x 30.68/23.89=12.2610 N mn2P，3 -T3 9550 9550 (28.30 /5) 53.9 103N ?mN3将轴的运动参数汇总于下表以备差用;轴名功率P (kw )转矩T(N.mm )转速n(r/min )传动比i效率电机轴33.307405.0760.961轴31.972.10 106145.786.100.942轴30.6812.2610623.894.780.943轴28.3053.9 1065.00六、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计(1)选择材料、精度及参数a .按图1所示传动方案，选用斜齿圆