液压式抽油机的设计 毕业论文

液压式抽油机的设计摘要：本文根据液压抽油机的基本参数和机构性能特点，以常规游梁式抽油机为基础模型，对其进行技术性改进，而得到具有新型节能特点的液压式式抽油机。该机具有无极调节冲程长度、冲次，悬点震动载荷小，控制灵活、方便等优点，可以适应不同的油井状态，同时在最大限度内保持了常规游梁式抽油机结构简单、操作、维修方便的优势，适合在各种工况的原油开采，是一种综合性能比较好的液压抽油机。文章在液压式抽油机基本理论的基础上，做了以下计算：液压式抽油机驴头悬点载荷的计算、液压系统原理图的设计、液压缸的设计和电动机的功率计算等。最后介绍的是各零部件设计的尺寸计算与校核，液压式抽油机通过液压系统驱动抽油杆上下往复运动；平衡系统主要用于控制和调节工作行程换向和抽油杆柱运动的平衡，是电机的负载均匀，达到节省能源的目的。，并且有利于改善构件的受力状况，减少抽油机事故的发生，从而提高抽油机的综合效益。对平衡的配置进行分析和优化设计，满足所要求的工况需要。关键词：液压抽油机；液压系统；液压缸Thedesignofhydraulicpumpingunit

Abstract:Accordingtothebasicparametersofhydraulicpumpingunitsandagenciesoftheperformancecharacteristicsofaconventionalbeampumpingunitforthebasemodel,itstechnicalimprovements,andgetanewenergy-savingfeaturesofthehydraulicpumpingunit.Themachinehaslimitlessadjustmentstrokelength,stroke,shocksuspensionpointloadofsmall,flexiblecontrolandeasy,wellyoucanadapttodifferentstates,whilethemaximumextentpossibletomaintaintheconventionalbeampumpingunitofsimplestructure,operation,theadvantagesofeasymaintenance,suitableforavarietyofworkingconditionsincrudeoilproduction,isarelativelygoodoverallperformancehydraulicpumpingunit.Articleinthehydraulicpumpingunitbasedonthebasictheory,dothefollowingcalculation:thefirstasshydraulicpumpingrodloadcalculations,schematicdesignofthehydraulicsystem,hydrauliccylinderdesignandmotorpowercalculation.Finally,thedesignisthesizeofthepartscalculationandcheck,hydraulicpumpingunitdrivenbythehydraulicsystemoftheupperandlowerreciprocatingrod;balancesystemismainlyusedtocontrolandadjusttheworkscheduleformovementtoandsuckerrodbalancetheelectricalloadevenly,tosaveenergypurposes.Andcomponentswillhelptoimprovethesituationbyforce,toreducetheoccurrenceofpumpingunits,therebyimprovingtheoverallefficiencyofpumpingunits.Theconfigurationofthebalancedanalysisandoptimaldesign,tomeettheneedsoftherequiredconditions.

Keywords:hydraulicpumpingunit;hydraulicsystem;hydrauliccylinder

PAGEII目录1绪论 11.1前言 11.2国外液压抽油机的发展概况 21.3国内液压抽油机的发展概况 21.4抽油机的现状～发展方向及其节能技术 31.4.1现有抽油机主要存在的问题 31.4.2今后抽油机的发展方向 41.4.3抽油机节能技术及发展情况 51.5液压抽油机设计方案及基本原理 62液压抽油机总体尺寸的确定 72.1公式推导 72.1.1几何关系公式 72.1.2行程计算公式 82.1.3力矩计算公式 82.1.4单位功计算公式 82.1.5油缸最大摆角公式 82.2方案计算 82.2.1分别计算SKIPIF1<0和S。 92.2.2分别计算SKIPIF1<0和SKIPIF1<0 92.2.3计算SKIPIF1<0及SKIPIF1<0。 92.2.4计算单位功 92.2.5 计算油缸行程 92.2.6计算油缸最大摆角SKIPIF1<0 103运动分析 103.1原理阐述 103.2液压缸中活塞运动的规律 113.3驴头悬点的运动特性分析 133.4驴头悬点运动分析结果 143.4.1驴头悬点运动速度分析 144液压系统的设计和液压元件的选择 174.1液压系统的设计 174.2液压元件的设计和选择 184.2.1液压缸的设计 184.2.2确定液压泵的实际流量以及泵的选型 194.2.3蓄能器的选择与计算 194.2.4所需功率的计算与电机的选型 194.2.5其他液压元件的选择 204.3密封装置的设计 214.3.1密封装置的简介和分类 214.3.2密封装置的选择 224.3.3密封圈在使用中的注意事项 225 液压抽油机载荷分布及平衡分析 245.1悬点载荷 245.1.4 悬点静载荷 255.1.2悬点动载荷的简化计算 265.1.3悬点最大载荷和最小载荷计算 275.2平衡计算 285.2.1平衡的定义及判断 285.5.2平衡度的计算 286主要部件结构的设计校核计算 306.1主要部件强度计算、校核 306.1.1游梁的强度计算校核 306.1.2游梁轴承的校核 326.2其余部件的设计和选择 336.2.1驴头的设计 336.2.2横梁的设计 346.2.3 支架的设计 346.2.4钢丝绳和悬绳器 347与常规型抽油机比较优缺点 347.1常规型游梁抽油机简介 347.2与常规型抽油机比较 358 结论 36参考文献 37致谢 38PAGE381绪论1.1前言一百多年前，以石油制成品为动力的机器诞生以后，对石油的飞速发展，为石油工业的崛起提供了发展的契机。伴随石油开采业的发展，人们不同的油田、不同的油井，产量有大有小，有些也不能自流到地面。为此产生了解决油井生产举升的设备抽油机。液压抽油机是有杆采油装置中的地面动力传动装置，其作用是通过液压驱动系统驱动曲柄连杆或其他连杆结构等，其动力是由动力机变为液压泵和抽油泵的往复运动，实现抽油泵的吸油和排油过程，并悬挂抽油杆，承受荷重。随着采油设备技术研究的深入，设计和制造水平的提高，抽油机在最初的雏形上得到了长足的发展，其技术发明有数百种。近年来，有余制造工艺及元件质量的不断提高，特别是采油工艺的需要，又引起人们的重视。尽管抽油机的种类很多，结构形式各异，但是，由于不同油田对抽油机的要求不同，近几年来，随着我国各油田越来越多地需要长冲程、低冲次的抽油机来提高产量，以研究开发出多种节能型液压抽油机。液压抽油机主要由液压驱动系统、平衡系统组成。液压驱动系统主要用于驱动抽油杆，带动抽油油泵作上、下往复运动；平衡系统主要用于控制和调节工作行程换向和抽油杆柱运动的平衡，是电机的负载均匀，达到节省能源的目的。平衡方式有启动平衡、机械平衡、两井互相平衡和用油管柱平衡等4种。液压式抽油机的主要优点是：具有无极调节冲程长度、冲次，悬点震动载荷小，控制灵活、方便等优点，可以适应不同的油井状态。液压式抽油机的主要缺点是：存在装机功率大、能耗高、自适应能力差等缺点。近些年来，我国石油装备总水平已有很大提高，特别是采油工程中，机械采油井已超过90%以上，其中有感冲、有杆抽油油井又占机械采油的90%以上。目前，抽油机、抽油杆、抽油泵自给率100%。对保持原油总产量稳定，起了决定性作用。为了追求开采效益最大化，以最少的投入换来最大的回报，开发节能高效的抽油设备，成为了油田经营者和抽油机设备生产厂家致力追求的目标。因此，对抽油机的结构尺寸进行合理的设计是十分必要的。1.2国外液压抽油机的发展概况国外抽油机的研制起步较早，到50-60年代，随着液压技术的迅速发展，液压抽油机的结构和液压系统得到了较好的优化改进，在此基础上出现了各种形式的性能优良的液压抽油机。1961年美国Axelson公司研制成功了Hydrox长冲程CB型液压抽油机，其冲程长度为1.2-7.95m，适用井深为670-2032m，并在美国几大油田获得了成功的应用性试验；965年前苏联国立石油机械制造科学院研制成功了ArH型油管平衡是液压抽油机，并在哈迪局石油管理局的两口井深为700-1100m的敬重进行了工业性实验，经一年半的试用后，证明该机重量轻、易安装、性能可靠，此后该机便投入了小批量生产和使用；1977年加拿大CanadianFormostLtd,研制成功了一种技术先进的HEP型液压抽油机，该机最大的特点是上下冲程的速度可以分开调节，该机的冲程长度为1.625-4.267m，在加拿大埃尔伯塔省冷湖地区成功的进行了小批量实验，目前该机型已形成产品系列；法国Mape公司研制成功了Mape型长冲程液压抽油机，其最大冲程长度为10m，最高冲次为5次每分，悬点最大载荷为34.23-195.64KN，目前Mape型液压抽油机已有6中规格的产品。美国WGCO公司研制成功的整体低矮型长冲程液压抽油机更具特点，滚筒由俩组马达交替驱动实现柔性驱动滞后滚筒的正反向旋转，整机装配的功率为147KW，最大冲程次数为3米每分，该机的液压系统和其它部分的易损件可以满足40000h的使用寿命要求。此外，加拿大CurtisHooverInc。也相继研制成功了低机架型和高机架型两种型的液压抽油机，该液压抽油机的最大悬点载荷为222，26KN，最大冲程长度为5.08m，最大冲程次数可达12次每分。总之，为了适应油田生产的需要，并在此基础上提高设备的工作可靠性和采油效益，国外已研制成功了各种形式的液压抽油机，这些抽油机已相继在石油开采中得到了推广应用，发挥了良好作用，取得了良好的经济效益，目前国外液压抽油机已形成系列产品并以推向市场。1.3国内液压抽油机的发展概况随着油田开发的推移，我国大多数油田都已进入开发的中后期，逐渐丧失自喷能力.基本上已从自喷转入机采。80年代初.我国拥有机采油井2万口，占油井总数的57.3%.机采原油产量占总产量的27%。到80年代束，我国拥有机采油井3万口，占油井总数的85%，机采原油产量占总产量的80%.在这些机采油井中，来用抽油机有杆式抽油占90%，采用电潜泵、水力活塞泵、射流泵、气举等其它无杆式抽油只占10%。1.4抽油机的现状～发展方向及其节能技术1.4.1现有抽油机主要存在的问题游梁式抽油机——有杆抽油泵全系统的总效率在国内一般地区平均只有12％～23％，先进地区至今也不到3O％。美国的常规型抽油机系统效率较高，但也仅有46％。系统效率低下，能耗大，耗电就多，因此，节能成为有杆抽油系统的一个亟需解决的问题。此外，随着老油田油井的注水开发，油田已经开始进入高含水采油期。不断提高产液量，以液保油，这是注水开采油田保证原油稳产的必要趋势。这种开采特点要求抽油机的冲程越长越好，使得在役的常规型游梁式抽油机机型偏小，在一定程度上已经不能满足长冲程、低冲次生产的要求。1）系统效率低的原因究其原因，有杆抽油系统是由电机、地面传动设备及井下抽油设备组成，系统效率是各部分效率的连乘积，任何一环的效率变低，都会使总效率变低，因此要提高抽油机系统的总效率实现节能是一个复杂的系统工程问题。2）抽油机能耗大的主要原因由于在同一工况，井况和同一时刻下，井下的能耗因地面游梁机型不同而会发生差异。如示功图会有所改变，表明泵的充满度光杆功率的变化。致使抽油机能耗大的主要原因有：抽油机的负荷特性与异步电动机的硬的转矩特性不相匹配，甚至出现“发电机”工况，出现二次能量转化。一般电动机的负载率过低，约为3O％，致使电动机以较低的效率运行。电动机在一个冲程中的某个时段被下落的抽油杆反向拖动，运行于再生发电状态，抽油杆下落所释放的机械能有部分转变成了电能回馈电网，但所回馈的电能不能全部被电网吸收，引起附加能量损失，同时负扭矩的存在使减速器的齿轮经常受反向载荷，产生背向冲击，降低了抽油机的使用寿命。常规抽油机的扭矩因数大，载荷波动系数CLF亦大，故均方根扭矩大，能耗增加。常规抽油机运行的悬点加速度、速度的最大值过大，影响悬点载荷，动载增大。采用对称循环工作制使泵充满度下降，影响产量，泵效降低，能耗亦增大。1.4.2今后抽油机的发展方向抽油机的发展趋势主要朝着以下几个方向。2．1朝着大型化方向发展随着世界油气资源的不断开发，开采油层深度逐年增加，石油含水量也不增加，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，近年来国外出现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。采用长冲程抽油方式，抽油效率高、抽油机寿命长、动载小、排量稳定，具有较好的经济效益。如法国Mape公司抽油机最大冲程10m，WGCO公司抽油机最大冲程24．38m。2．2朝着低能耗方向发展为了减少能耗，提高经济效益，近年来研制与应用了许多节能型抽油机。如异相机、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。2．3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；适应各种成分石油抽取的需要，适应各种类型油井抽取的需要；适应深井抽取的需要，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取的需要；适应优化抽油的需要等。24朝着长冲程无游梁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抽油机，增大冲程无游梁抽油机和长冲程无游梁抽油机。实践与理论表明，增大冲程无游梁抽油机是增大冲程抽油机的发展方向，长冲程无游梁抽油机是长冲程抽油机发展方向2．5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、DELTAX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与记录，并通过进行综合计算分析，推得出最优工况参数，进一步指导抽油机在最优工况抽油。NSCO公司智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。1.4.3抽油机节能技术及发展情况抽油机节能技术目前主要从以下几个方面进行研究。3．1改进抽油机的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轴净扭矩曲线的形状和大小，减小负扭矩，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。例如：美国CMI公司研究开发TORQM—AsTER异相型抽油机，其最大扭矩减小6O％节电l5％～35％l美国Lufilin公司开发的MARKⅡ型前置式抽油机，平均节电36．8％；自2O世纪8O年代中后期我国油田使用最多的节能型抽油机是偏置式节能抽油机，该机系统效率提高3．68％，单耗下降14．87％；1991年由华北油田采油一厂开发的双驴头节能抽油机与常规机相比，该机的系统效率提高了8．22％，单耗下降24．5％。‘3．2采用节能驱动设备这种方法是从研究电机的特性人手，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，即采用高转差率电动机(转差率8％～13％)和超高转差率电动机代替常规转差率电动机(转差率小于5％)。美国Baldor电器公司生产的高转差率电动机驱动抽油机可提高功率因数74％，节电22．7％；在国内，超高转差率电动机有功节电率为10．56％，综合节电率为17．42％；还有采用同步电机、变频器等，但因造价高，难以推广；另外，还有采用节能配电箱来实现节电的。3．3采用节能控制装置如DSC系列抽油机多功能程控装置、间抽定时控制装置3．4采用节能元部件如窄V型带传动和同步带传动等。3．5改进平衡方式如采用气动平衡或天平平衡等。3．6改进“三抽”系统部件有采用抽油杆导向器、空心抽油杆，减振式悬绳器等部件，都可提高三抽系统的工作效率，达到节能的目的。3．7采用高效节能泵提高泵效，即降低了百米吨耗，实现节能。总之，近年来抽油机节能技术的研究已成为科技攻关的方向。以上七种方法都已经取得了显著的节能效果，有的在原有抽油机的基础上加以改造，简单易行，改造费用低，但是不能从根本上解决抽油机的工作工况，使之与电动机的工作特性相匹配；有的改变了电动机的工作特性，使之与抽油机的工作工况相匹配，提高了电动机的工作效率和功率因数，达到了节能的目地。1.5液压抽油机设计方案及基本原理图1-1液压抽油机原理图该液压抽油机采用常规的游梁式，由液压泵驱动液压缸继而经游梁带动驴头上下移动，从而完成整个运动过程。液压抽油机主要由液压驱动系统、平衡系统组成。液压驱动系统主要用于驱动抽油杆，带动抽油油泵作上、下往复运动；平衡系统主要用于控制和调节工作行程换向和抽油杆住运动的平衡，是电机的负载均匀，达到节省能源的目的。平衡方式有启动平衡、机械平衡、两井互相平衡和用油管柱平衡等4种2液压抽油机总体尺寸的确定设计的该液压抽油机选择第二种硬接方式，其特点是油缸与游梁连接点的上下俩极限位置A,B与油缸上下支点SKIPIF1<0在一条直线上。显然，此时ACB弧的弦长SKIPIF1<0即是油缸的行程S,当油缸的最大旋转角度SKIPIF1<0固定时（一般为一个弧度），S只与旋转半径r有关，与其他参数无关。此时的S既是第一种硬连接方式的油缸行程的极限值。2.1公式推导2.1.1几何关系公式图2-1第二种硬连接方式的几何关系图SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<02.1.2行程计算公式SKIPIF1<02.1.3力矩计算公式SKIPIF1<0SKIPIF1<02.1.4单位功计算公式SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<02.1.5油缸最大摆角公式SKIPIF1<02.2方案计算此方案的计算参照图2其计算步骤如下：2.2.1分别计算SKIPIF1<0和S。由集合关系公式得SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<02.2.2分别计算SKIPIF1<0和SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<02.2.3计算SKIPIF1<0及SKIPIF1<0。由力矩计算公式计算2.2.4计算单位功计算SKIPIF1<0SKIPIF1<0计算SKIPIF1<0；SKIPIF1<0可见功率未受损。计算油缸行程计算SKIPIF1<0SKIPIF1<02.2.6计算油缸最大摆角SKIPIF1<0由式得出油缸最大摆角SKIPIF1<0将SKIPIF1<0和SKIPIF1<0二曲线一并画入图2-2中。图2-2第二种硬连接方式的特性曲线3运动分析3.1原理阐述由该液压抽油机的原理图可知：驴头悬点的运动规律取决与液压缸中活塞的运动规律。因为从结构上看，俩者之间的关系是正比例关系，因此，研究驴头悬点的运动规律与研究活塞的运动规律是一致的。图3-1液压抽油机的原理图3.2液压缸中活塞运动的规律在设计中，活塞的运动规律除在上下冲程开始和结束时是匀加速运动，在上下冲程交替时，有一短暂的静止时间，其他时间内均为匀速运动。其正半周期的函数表示为：SKIPIF1<0式中：SKIPIF1<0为最大速度，SKIPIF1<0为加速时间，SKIPIF1<0为半停止时间，T为冲程周期。由于抽油机冲次为6次/min；故活塞运动的周期为：SKIPIF1<0=10s设计活塞运动过程中加速时间为：SKIPIF1<0上下死点位置停顿时间各为：SKIPIF1<0故半周期内活塞匀速运动时间为：SKIPIF1<0=5-1-1=3s则：SKIPIF1<0SKIPIF1<0而活塞的冲程长度为：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0所以可得活塞的加速度为：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0活塞的最大速度为：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0所以可得液压缸活塞杆速度的特性曲线图如下：图3-2工作液压缸活塞杆的速度特性曲线3.3驴头悬点的运动特性分析驴头悬点的运动规律取决于液压缸中活塞的运动规律。从结构上看，两者之间的关系是正比例关系。因此，研究驴头悬点的运动规律与研究活塞的运动规律是一致的。所以驴头悬点速度规律其半周期函数表达式为：SKIPIF1<0式中：SKIPIF1<0为最大速度，SKIPIF1<0为加速时间，SKIPIF1<0为半停止时间，T为冲程周期。将上式积分一次，得到驴头悬点位移-时间函数为：SKIPIF1<0式中：SKIPIF1<0为最大位移，积分常数由初始位置确定。将速度半周期函数微分一次，的驴头悬点加速度-时间函数为：SKIPIF1<0式中：SKIPIF1<0，为最大加速度。YCYJ8-3-6型液压抽油机基本参数为悬点最大载荷为80KN，冲程长度3m，冲刺6SKIPIF1<0。由于驴头悬点的运动规律与液压缸活塞的运动关系是正比例关系，因此：驴头悬点最大位移为：SKIPIF1<0SKIPIF1<0=2.876m悬点最大加速度为：SKIPIF1<0悬点最大速度为：SKIPIF1<03.4驴头悬点运动分析结果3.4.1驴头悬点运动速度分析图3-3驴头悬点运动位移曲线图3-4驴头悬点运动的位移特性图驴头悬点运动加速度曲线图3-5驴头悬点运动的加速度特性曲线4液压系统的设计和液压元件的选择4.1液压系统的设计图4-1液压系统原理图该液压原理图为全状态调控式液压抽油机的液压系统。它是包括一套油泵组合，既有电机29手动变量轴向柱塞泵30、粗油滤31和单向阀26等4部分组成。高压油依次经过精油滤32、电液换向阀18、两个液控单向阀17和17A，分别与油缸12的中间两腔管路12，15相通。油缸12上腔13A由管路13分别经过高压截止阀40，41，42和43与蓄能器20、油源B点和油箱相通，其中40，41两阀通径为40mm，而42和43的通径为16mm。电接点压力45的两个电接点Kg和Kd分别感受油路负载压力。它可将点信号送至电路控制中心加以判断和处理后，才能发出停机与否命令。电磁溢流阀23做安全阀适用，远程调压阀25起调节作用。此外，二位三通电磁换向阀19、蓄能器22和单向阀27组成液控单向阀17与17A的控制回路。显然，液控单向阀17与17A的启闭只与换向阀19的电路通断有关，与泵源有无压力无关。因为蓄能器22经常保持有足够的压力与流量，显然，此时液控单向阀变成了电控单向阀。此外，由蓄能器21、溢流阀24与单向阀28组成系统的补油回路8.压力表45，46，47，分别表示油源压力、蓄能器20的瞬时压力与补油回路48的充放压力。全状态调控式液压抽油机包括九个回路，分别为：1.启动回路；2.换向回路；3.平衡回路；4.过载与断载保护回路；5.补油回路；SKIPIF1<0SKIPIF1<06.刹车回路；7.消震回路；8.液位控制与油温控制回路；9.电机热保护回路。4.2液压元件的设计和选择4.2.1液压缸的设计油缸的主要参数为行程SKIPIF1<0，活塞杆半径R和中间腔杆半径SKIPIF1<0等四个参数，其中SKIPIF1<0由抽油机最大行程S和前后驴头力臂来决定。其中力臂比为4：1，故SKIPIF1<0；活塞杆半径r取决于悬点最大载荷SKIPIF1<0,在4SKIPIF1<0拉力作用下，根据拉伸强度可算出r；缸半径R与中间杆径SKIPIF1<0分别与蓄能器平均压力SKIPIF1<0和负载压力平均值SKIPIF1<0有关。一般SKIPIF1<0选取范围为14-20MPa为宜，过高蓄能器寿命降低，过低会增大油缸尺寸和蓄能器容量。SKIPIF1<0选取范围也应在14-20MPa为宜。确定r，Ｒ和SKIPIF1<0这里μ=0.03/0.08=0.375,初选SKIPIF1<0=18MPa，则可由下式得出SKIPIF1<0若选SKIPIF1<0，则SKIPIF1<0若选SKIPIF1<0，则SKIPIF1<0SKIPIF1<0求SKIPIF1<0，SKIPIF1<0选SKIPIF1<0，由式得到SKIPIF1<0故SKIPIF1<0因而SKIPIF1<0取SKIPIF1<0，则SKIPIF1<0此时SKIPIF1<0变成SKIPIF1<04.2.2确定液压泵的实际流量以及泵的选型由式得知SKIPIF1<0若选排量为40Ml/r的手动轴向柱塞泵，其型号为40SCY14-1B.则当电机转速为1460r/min时的流量为SKIPIF1<0因此冲刺n可达到SKIPIF1<04.2.3蓄能器的选择与计算由式算出SKIPIF1<0今选蓄能器一个为80L，即NXQ-L80/31.5A,则SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<04.2.4所需功率的计算与电机的选型此时所需功率由式可得出SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0若扔设SKIPIF1<0,或者冲次为SKIPIF1<0，或者冲成为SKIPIF1<0则SKIPIF1<0这里选电机功率为15KW，其型号为Y160L-4。4.2.5其他液压元件的选择1油箱的选择油箱的用途是储油和散热，此外还能沉淀油中的杂志和分离油气等。油箱的容量主要根据散热的要求确定，同时也要考虑液压系统工作时的油箱内液面的最低高度，又要顾及到停机时负载与管路中的油返回油箱不至溢出。另外，还要考虑到油中所含的杂志能够有机会沉淀，所含空气也能够排除。一般油箱的有效容积每分钟流量的2-6倍大小则SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0现选取油箱容量为200L，壁厚3mm。2油管的选择油管是用来连接各元件，是整个液压系统彼此沟通的连接件。由于橡胶管可以随意弯曲，并允许在工作中有一定的相对运动，另外其抗震性好、装配方便，并能吸收液压系统中一定的压力。所以选取橡胶管，但是其成本高，寿命短。油管截面积计算油管的内径应与要求的流通能力相适应，若管径太小、液压油流速太高会增加沿途压力损失，使油温过高，而会引起震动和噪声；若管径太大，不便于安装，而且体积大，造价增高，但对于大功率系统，尤其冷却困难的系统相当的重要。管内径计算公式：SKIPIF1<0式中Q通过油管的最大流量V油管中的最大流速一般对于吸油管v<1.5m/s,对于高压管v<5m/s;对于回油管v<2.5m/s。管接头是用来连接油管与液压元件的部分，分为焊接式、法兰式、卡套式与扩口式。滤油器选择液压系统的故障，往往是由于液压油中含有杂志而引起的。油中含有杂质会使运动零件划伤、磨损甚至坏死，或者常使截流小孔堵死等，因此液压系统中油的清洁是非常重要的。除了油箱、管件和液压元件干净外，这里还得引入滤油器。安装在油管上用网状粗滤油器有效的保护这真个液压系统；任何液压系统都要在液压泵的出口管路上装精滤油器以保护所有的液压元件；在重要液压元件钱安装滤油器。蓄能器的选择蓄能器的用途是一种高压油的压力容器，在液压系统中起着非常重要的作用，其主要用途：1.用作补油2.吸收冲击3.起滤波作用4.用作保压源或应急源选择气囊式蓄能器。5.冷却器和加热器选择冷却器选用蛇形管冷却器即在回油上串联一个类似弹簧行的管子，并将其放在水箱中，水可以不断的流进流出用以散掉热量。当液压油在过冷的地方工作时，如-40摄氏度以下时就应启动将油温加热到15摄氏度以上，否则泵易吸空，而出口压力会过高，此时需要增设加热器，一般加热器都采用电热管丝式并有加温控制线路，在加热时可以预先设定温度值。4.3密封装置的设计4.3.1密封装置的简介和分类密封是防止流体或固体微粒从相邻结合面间泄漏以及防止外界杂质如灰尘与水分等侵入机器设备内部的零部件或措施。密封是解决液压系统泄漏问题的有效手段之一。当液压系统的密封不好时会因外泄漏污染环境，还会造成空气进入液压系统而影响液压泵的工作性能和液压执行元件运动的平稳性;当内泄漏严重时，造成系统容积效率过低及油温升过高，导致系统不能正常工作。密封可分为静密封和动密封两大类。静密封主要有垫密封、密封胶密封和直接接触密封三大类。根据工作压力，静密封又可分为中低压静密封和高压静密封。中低压静密封常用材质较软宽度较宽的垫密封，高压静密封则用材质较硬接触宽度很窄的金属垫片。动密封可以分为旋转密封和往复密封两种基本类型。按密封件与其作相对运动的零部件是否接触，可分为接触式密封和非接触式密封；按密封件和接触位置又可分为圆周密封和端面密封，端面密封又称为机械密封。动密封中的离心密封和螺旋密封，是借助机器运转时给介质以动力得到密封，故有时称为动力密封。4.3.2密封装置的选择对密封装置的要求：在工作压力和一定温度范围内，应具有良好的密封性能，并随着压力的增加能自动提高密封性能。密封装置和运动件之间的摩擦要小，摩擦系数要稳定。抗腐蚀能力强，不易老化，工作寿命长，耐磨性好，磨损后在一定程度上能自动补偿。结构简单，使用、维护方便，价格低廉。间隙密封是靠相对运动见配合面之间的微小间隙来进行密封的。间隙密封常用与柱塞、活塞或圆柱配合副中。O型密封圈一般用耐由橡胶制成，其横截面呈圆形，它具有良好的密封性能，内外侧和断面都能其密封作用。它具有结构紧凑、运动件的摩擦阻力小、制造容易、装拆方便、成本低、高低压均可用等特点，在液压系统中得到广泛的应用。唇形密封圈根据截面的形状可分为Y形、V形、U形、L行等，其工作原理：液压力将密封圈的两唇边压向形成间隙的两个零件的表面。这种，密封作用的特点是随着工作压力的变化自动调整密封性能，压力越高则唇边被压的越紧，密封性越好，当压力降低时唇边压紧程度也随之降低，从而减少了摩擦阻力和功率消耗。此外，还能自动补偿唇边的磨损。组合式密封装置包括密封圈在内的二元以上元件的组合密封装置。充分发挥了橡胶密封圈和滑环各自的长处，不紧工作可靠，摩擦力低、稳定性好，而且使用寿命比普通橡胶密封提高近百倍，在工程上得到了广泛应用。回转轴的密封装置这种密封圈主要用作与液压泵、液压马达和回转式液压缸的伸出轴的密封，以防止油液漏到壳外部，它的工作压力一般不超过0.1MPa，最大允许线速度为4-8m/s。4.3.3密封圈在使用中的注意事项(1)不能装错方向和破坏唇边。唇边若有50μm以上的伤痕，就可能导致明显的漏油。

(2)防止强制安装。不能用锤子敲入，而要用专用工具先将密封圈压入座孔内，再用简单圆筒保护唇边通过花键部位。安装前，要在唇部涂抹些润滑油，以便于安装并防止初期运转时烧伤，要注意清洁。

(3)防止超期使用。动密封的橡胶密封件使用期一般为3000～5000h，应该及时更换新的密封圈。

(4)更换密封圈的尺寸要一致。要严格按照说明书要求，选用相同尺寸的密封圈，否则不能保证压紧度等要求。

(5)避免使用旧密封圈。使用新密封圈时，也要仔细检查其表面质量，确定无小孔、凸起物、裂痕和凹槽等缺陷并有足够弹性后再使用。

(6)安装时，应先严格清洗打开的液压系统各部位,最好使用专用工具，以防金属锐边将手指划伤。

(7)更换密封圈时，要严格检查密封圈沟槽，清除污物，打磨沟槽底。

(8)为防止损坏导致漏油，必须按规程操作，同时，不能长时间超负荷或将机器置于比较恶劣的环境中运转。液压抽油机载荷分布及平衡分析5.1悬点载荷抽油机通过抽油杆带动井下抽油泵工作时，在抽油机驴头悬点上作用有三类载荷：静载荷：包括抽油杆自重以及油管外静压力作用于抽油泵柱塞上的液压静载荷。动载荷：由于抽油杆柱和油管内的液体不等速运动而产生的杆柱动载荷以及作用于柱塞上的液柱动载荷。各种摩擦力产生的载荷：由于油井中影响摩擦力的因素特别复杂，例如，杆柱与油管的偏心杆柱速度与液体流速在油井的深度方向上的变化，液体粘度在油井深度方向上的变化等因素。到目前为止还没有一套公认的比较可靠的计算方法，并在通常情况下摩擦力忽略不计。在抽油机驴头悬点上下往复运动的过程中，静载荷和动载荷是随之作周期性变化的。因此在抽油机驴头悬点上下往复运动的过程中，研究静载荷和动载荷是非常必要的。先设已知所设计的条件为：井深为2000m，抽油液体密度为SKIPIF1<0；动液面深度为：SKIPIF1<0。因此可以由此初步定下泵深度为SKIPIF1<0，并选取抽油杆为高强度杆，采用的泵径为：SKIPIF1<0。查《抽油机技术手册四》71页可得：抽油杆为二级杆柱，每级杆柱直径为：SKIPIF1<0SKIPIF1<0每级杆柱占总下泵深度的百分比为：SKIPIF1<0SKIPIF1<0悬点静载荷在下冲程中，抽油杆自重始终作用于抽油机驴头悬点上，是一个不变的载荷，它可以用下式计算：SKIPIF1<0式中SKIPIF1<0抽油杆柱自重L抽油杆总长SKIPIF1<0每米抽油杆自重查《抽油机》表22，4页得：每米抽油杆自重为：SKIPIF1<0SKIPIF1<0所以，该组合抽油杆的等效每米抽油杆自重为：SKIPIF1<0SKIPIF1<0抽油杆自重为：SKIPIF1<0其中SKIPIF1<0井深密度，为SKIPIF1<0则SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0作用于柱塞的液柱载荷随抽油泵泵阀启闭状态下的不同而变化。下冲程时，柱塞上的游动阀是开启，柱塞上下连通。假如不计液体通过游动阀和柱塞内孔的阻力，则柱塞上下的液体压力相等。因此，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内液柱静压力，柱塞下面的液体压力油管外面液压柱以下液柱静压力。这一压力差在柱塞上产生液柱静压力。压差在柱塞上产生的液柱载荷SKIPIF1<0（KN）。SKIPIF1<0其中：SKIPIF1<0柱塞面积，SKIPIF1<0g重力加速度，SKIPIF1<0SKIPIF1<0油井动液面深度，m由于泵径D=44mm，所以查《抽油机》55页表23得：抽油泵柱塞面积为：SKIPIF1<0所以SKIPIF1<0=14.82KN悬点静载荷：设SKIPIF1<0为上冲程悬点静载荷SKIPIF1<0为下冲程悬点静载荷SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0注：上述静载荷公式没有考虑井口回压和套管压力的影响。5.1.2悬点动载荷的简化计算抽油杆柱动载荷为：SKIPIF1<0液柱动载荷为：SKIPIF1<0SKIPIF1<0式中：SKIPIF1<0用油管内径计算的流通面积，SKIPIF1<0SKIPIF1<0作用于柱塞环形面上的液柱重量，SKIPIF1<0对于组合杆柱，应分段计算SKIPIF1<0和SKIPIF1<0，然后求和。SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0式中：SKIPIF1<0第i段杆柱面积，SKIPIF1<0SKIPIF1<0第i段杆柱长度，mSKIPIF1<0最下部杆柱面积，SKIPIF1<0查《抽油机》55页，有：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0注意：当冲程最长时，冲刺最小。查《采油技术手册》21页，SKIPIF1<0上冲程时的悬点动载荷等于抽油杆动载荷与液柱动载荷之和。SKIPIF1<0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。SKIPIF1<05.1.3悬点最大载荷和最小载荷计算其简化计算公式为：SKIPIF1<0查《抽油机》45页，有SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<05.2平衡计算5.2.1平衡的定义及判断液压抽油机平衡概念是这样定义的，上行功率的平均值与下行功率的平均值相近的程度，或着将两者之比定义为平衡度，并用SKIPIF1<0来表示。若两者相等平衡度为1，这是理想情况，对于液压抽油机此指标是可以做到的。但考虑到其他指标，如果这样做会使上行时的负载压力SKIPIF1<0或下行时的负载压力SKIPIF1<0的最大压力变大，影响油泵及液压元部件的寿命，而且令平衡度为1也十分重要，实际上平衡度的概念是希望抽油机在一个冲程中运行平稳，受力均匀和效率高。对于液压抽油机一般只要平衡度在70%-90%之间已足够用。因为电机在70%以内的功率和因素功率都很高。该液压抽油机的平衡方式则采用液压平衡回路来实现整机的平衡的。5.5.2平衡度的计算为了简化平衡度的计算可采用数字积分法即SKIPIF1<0SKIPIF1<0该液压抽油机的冲程为3m，冲次为SKIPIF1<0。由上式可得该液压抽油机的平衡度为：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0

6主要部件结构的设计校核计算6.1主要部件强度计算、校核6.1.1游梁的强度计算校核游梁是连杆机构中直接承受油井载荷的重要部件。必须保证足够的强度和刚度。游梁的材料一般多采用这样的结构，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。选择游梁为50b型热轧普通工字钢(GB706-88)，材料为Q235钢材。选择游梁的材料为50b型的热轧普通工字钢(GB706-88)，材料为Q235。根据《机械工程材料实用手册》和《常用钢材手册》确定工字钢的基本参数为：基本尺寸为：h=300mm,b=200mm,t=20mm,L=3500mm,SKIPIF1<0=20mm，截面积为：132.00SKIPIF1<0，Wy=1860SKIPIF1<0。工字钢的结构为下图所示：图6-1工字钢的截面图游梁重为：Q游=5.6KN；Q235的机械性能为：屈服强度：235MPa；抗拉强度：375-460Mpa。强度校核游梁危险截面内的正应σ随悬点载荷ω作周期性变化，但由于σmin/σmax一般大于0.25，应力幅σa比较小，应力集中系数也较小，故可不作疲劳强度校核。1.静强度校核考虑到短时作用的最大悬点载荷Wmax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Wmax=μj[W]kN（6-1）σmax=KμjSKIPIF1<0kPa（6-2）式中，μj为考虑到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；为简便期间，可将Kμj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：σmax=SKIPIF1<0（6-3）Wy游梁断面系数Wy=1.86×10-3σmax=[W]A/Wy=(50×2.1)/（1.86×10-3）=540.3Mpans=216/54..03=4[ns]=3.3—4.0查《机械工程材料实用手册》得：屈服强度：235MPa。静强度安全系数完全满足要求。游梁的弯矩图见图6-2。图6-2游梁的弯矩图2.侧向稳定性校核游梁截面的高度尺寸一般均大于其宽度尺寸，以便在截面积相同的情况下，获得较大的截面系数，提高抗弯曲能力。但如果高度过大，游梁有可能发生侧向失稳，在设计组焊的工字钢形游梁时尤其应该注意。即使采用型钢，如果游梁无支撑长度（一般是前臂长A）过长，也可能发生侧向失稳。因此，游梁除做静强度校核外，还须对其进行侧向稳定性校核。不产生侧向失稳的临界应力σc为：σc=SKIPIF1<0（6-4）代入数值计算得：σc=78.6Mpa对于工字形截面的游梁，API推荐的稳定许用应力公式为：[σc]=SKIPIF1<0KPa（6-5）式中t—工字钢上下