A256-JS抽油机设计计算书31

C320D-256-120抽油机设计计算书PAGE第12页共15页C320D-256-120型抽油机设计计算书C320D-JS陕西宝深集团石油机械制造有限公司目录1、技术规范…………22、抽油机的结构……………………22.1游梁……………22.2抽油机的旋转方向………………32.3游梁之外的结构件的设计载荷…………………32.4悬绳器…………112.5制动装置………………………122.6曲柄的极限应力………………132.7轴承……………14参考文献……………151、技术规范：型号320-256-120悬点额定载荷KN116光杆冲程㎜213025903005光杆冲次次/分6912平衡方式曲柄平衡减速器额定扭矩KN·m36.16总传动比20.807中心距㎜950电动机型号Y250M-8三角皮带型(5根)C-6300整机外形尺寸㎜9281×2269×7760整机重量Kg209002、抽油机的结构:2.1游梁2.1.1W=(1)(见API11E中3.2)式中:W：光杆载荷的游梁额定值116KN(由设计给定)A：从游梁支架轴承中心到光杆中心线的距离3250mm(由设计给定)：截面模数C：从游梁支架轴承中心到平衡器轴承中心的距离2490mmL：游梁最长的横向支撑(取C或A的较大值3250mm)G：剪切模量0.81×105MPa：弯曲时的压应力7.579×106N/m2，即11200000Ib/in2(见11E中的表1)由公式（1）取=75.79×105得：=4.97×10-3m3通过计算，我们选择用HN700×300×24×13/16Mn，其截面模数为5.57×10-3m=5.76×10-3m3＞[]=4.97×10-3m3可以满足图二游梁用HN700×300×24×13截面图2.1.2游梁极限工作应力的计算：用选定的槽钢计算W=(1)(见API11E中3.2)：弯曲时的压应力(2)(见API11E中表1)式中：：弹性模量(E=2.1×1011Pa)：惯性的弱轴线力矩Iy=1.08×10-4m4JT：惯性距扭转常数JT=3.31×10-6由API11E中表1有==131.7＞75.79(11000psi)故取较小值，代入公式（1）有：W=129.89KN＞116KN()即所选槽钢强度满足。2.2抽油机的旋转方向该抽油机曲柄的旋转方向可以完成顺时针旋转方向(由设计给定)。2.3游梁之外的结构件的设计载荷根据APISpec11E的要求：除非另行规定，抽油机的所有几何尺寸都通过检查在抽油机上行程时上述零部件在曲柄每隔150时作用在零部件上的最大载荷作为设计载荷。2.3.1抽油机上行程时曲柄每隔150时的光杆载荷和连杆上的载荷的计算：图三抽油机几何关系图图中术语含义为：A:从游梁支架轴承中心到光杆中心线的距离，A=3250mmC:从游梁支架轴承中心到平衡器轴承中心的距离,C=2490mmG:从曲柄轴中心到底座梁底面的高度H:从游梁支架轴承中心到底座梁底面的高度P:游梁拉杆的有效长度(从平衡器轴承中心到曲柄销轴承中心),P=3445mmR:曲柄最大半径，R=1125mm；I:从游梁支架轴承中心和曲柄销中心线之间的水平距离J:从曲柄销轴承中心到游梁支架轴承中心的距离K:从曲柄轴中心到游梁支架轴承中心的距离φ：12点位置和K之间的角度θ：曲柄角，井口处于右侧看，曲柄中心线从时钟的12点位置开始，按顺时针方向的转动角度β：C和P之间的角度α：R和P之间的角度，从R到P顺时针测量ψ：C和K之间的角度χ:C和J之间的角度ρ:K和J之间的角度在计算320-256-120抽油机上行程时曲柄每隔150时的光杆载荷和连杆上的载荷时，我们按抽油机“三高”状态即：最高冲程、最高冲次、最大悬点载荷来考虑。此时连杆曲柄销装在曲柄的最远处，曲柄半径为1125（设计给定），吊重即为额定载荷25600Ib，冲次为9冲/分。当时连杆受力见图四：图四连杆受力示意图图中L1：主架中心到连杆拉力的距离（力臂）L2：主架中心到光杆载荷即悬点载荷的距离（力臂）P：连杆拉力悬点载荷：（4）式中：：悬点载荷Ib吊挂重物重量Ib：重力加速度：悬点运动加速度（5）:曲柄角速度此时当时，代入公式（5）得代入公式（4）得:KN此时连杆受的拉力为：（杠杆原理）KN以下数据为电脑放样得出，当曲柄角每转动150时其数据见下表:（其运算过程相同）θ0β0α0ψ0φ0W(KN)L1(mm)L2(mm)P(KN)067°2′176°10′81°21′35°28′110.31481632292.242991.877143.98511562°44′163°46′80°34′35°28′105.92575512215.842892.159138.25643060°38′143°12′77°7′35°28′107.42322042169.382831.518140.21094560°56′122°52′71°28′35°28′110.09346942176.852841.268143.69626063°45′103°34′64°21′35°28′114.7822235.92918.341149.81577568°28′86°57°4′35°28′117.63938782323.853033.135153.54539075°51′70°25′50°5′35°28′123.46069392409.423144.823161.143410582°21′56°41′43°53′35°28′119.57469392476.493232.364156.071312090°26′44°32′38°38′35°28′121.09926532500.853264.159158.061213598°45′33°34′34°21′35°28′122.23677552470.853225.003159.5459150106°52′23°23′31°3′35°28′119.79130612390.443120.05156.354165114°20′13°35′28°47′35°28′120.26832652278.262973.631156.9767180120°41′3°48′27°38′35°28′120.59975512148.992804.905157.4092从以上计算分析得出当θ=90°时，驴头上的悬点载荷和连杆上的拉力最大，此时抽油机的几何尺寸按此数据计算。2.3.2连杆强度计算根据2.3.1的计算连杆的最大拉力为：=161.1434(KN)2.3.2.1连杆的拉伸强度：连杆的拉伸(材料为30钢管；设计给定)共两件根据第三强度理论(6)式中:：材料的屈服强度：材料的安全系数根据API11E中3.6.2我们取=4=0.25×259=73.75σ=(7)式中:P:连杆拉力F:连杆的截面积；连杆选用φ114×12的热轧无缝钢管(设计给定)(8)39.58安全系数达到1.8633（安全系数n一般为1.5~2.0）用(φ114×12)热轧无缝钢管能满足要求。2.3.2.2连杆焊缝的拉应力根据API11E中3.6.2我们取=4焊接技术规范为焊条为E4301=430×0.25=107.5焊缝为开坡口对接焊缝，总焊缝截面积为（9）σ==39.58安全系数2.3.3.曲柄销的强度校核：曲柄销(40Cr)受力分析见图五代入本计算书公式（6）490总面积受载荷为连杆最大载荷的一半悬臂长92mm(设计给定)根部最大弯矩=7412.5964Nm(12)图五曲柄销受力分析图101.7（13）式中：0.0000729=490强度足够 2.3.4横梁强度校核：横梁受力分析见图六。图六横梁受力分析图2.3.4.1横梁额定值由公式（1）W=其中:Sx：材料的截面模数A：两连杆中心距的一半为1052mm(由设计给定)P：两连杆承载能力为161.1434KNW：单连杆载荷时横梁额定值80.5717KN：弯曲时的压应力0.269MPa（见API11E）1.22×10-3m3＜[]1.25×根据以上计算，我们选择H型钢HN350×250，通过查表得出1.25×10-3符合设计要求。2.3.6立柱类最大载荷2.3.6.1后腿最大载荷根据游梁的受力图，我们可以算出在支架支点处垂直方向上的力。图七游梁受力图根据力的平衡原理（14）式中:：主架支点在垂直方向上受的力：游梁自重13000N(设计给定)：抽油机的最大悬点载荷123.46kN(见计算书2.3.1节)：抽油机连杆最大拉力161.1434kN(见计算书2.3.1节)：横梁总成重量5063N(设计给定)13000+123460+161143.4+5063=302666.4N根据后腿的受力图,我们可求出后腿上所承受的载荷:两端固定μ=0.5长度;(设计给定)材料选用16MnAH型钢HN250×175×7×11前腿承受力F1=N后腿承受力F2=单根前腿承受力为（205184.23÷sin78.6）÷2=104685.83图八主架受力分析图由API11E中3.6.4有W2=(15)W2：后腿的最大载荷(Ib)Sy：材料屈服强度235MPaa：横截面面积a=5.549×10-3n：端部限制系数，取n=1E：弹性模量2.1×105l：立柱的松弛长度l=3r：截面回转半径r=0.104m（16）式中:6.04×10-5由于＜90W2==316827N＞97482.17N根据计算,我们选定的H型钢满足强度要求。此时=4.12＞3.33(即为)符合11E规范。2.3.6.2前腿最大载荷W2根据图九前腿受力分析图有图九前腿受力分析图两端固定μ=0.5长度5360mm(设计给定)材料选用Q235-A工字钢22a前腿承受力F1=N单根前腿承受垂直力为（205184.23÷sin78.6）÷2=104685.83单根前腿承受轴力为104685.83/sin84.4°=105106.26由API11E中3.6.4有W2=W2：前腿的最大载荷(Ib)Sy：材料屈服强度235MPaa：横截面面积a=4.2×10-3n：端部限制系数，取n=1E：弹性模量2.1×105l：立柱的松弛长度l=5360r：截面回转半径r=0.089m式中:=3.4×10-7由于=60.22W2==221359.4N＞105106.26此时=4.459＞3.33(即为)符合11E规范。2.4悬绳器2.4.1钢丝绳强度校核：由API11E中3.8，驴头用钢丝绳的安全系数应≥5我们选用的钢丝绳型号GB/T8918-199618×7-28-1670查得钢丝绳的最小破断拉力为455kN455000N由于驴头上的最大悬点载荷由两根钢丝绳承担故：910000N该抽油机最大悬点载荷为116000N116000×5=580000（设计给定）＞58000安全系数为为7.8＞5满足设计要求。 2.4.2牛头体强度校核牛头体材质为ZG45Cr，正火处理，屈服强度为345MPa,抗拉强度为630MPa牛头体受最大载荷为：抽油机的最大载荷116KN，受力截面积为0.005M[S]===23.2MPa＜0.3×[]=345×0.3=103.5MPa满足设计要求。2.5曲柄的极限应力由曲柄受力图有：图十一曲柄受力图当曲柄工作时，由输出轴产生扭矩使曲柄带动连杆运动，曲柄受悬臂梁弯矩，同时又以曲柄销将力传递到连杆上。=15400N=13650NA-A处由于连杆产生的扭矩M连=P连L=80571.7×1.06=85406Nm由减速箱输出扭矩有曲柄装置的平衡力矩:=36160÷2=18080Nm抗弯矩截面模数3.579×10-3m-3则最大正应力28.91MPa（27）根据APISpec11E的要求“曲柄上的所有组合应力应限定0.15Sy的最大值”（即安全系数为6.667）。曲柄材料选用HT200，有σb=195有[Sy]=0.15Sy=0.15×195=29.25MPa＞28.91MPa2.7轴承2.7.1中央轴承座总成轴承NJ对于承受摆动或转动的轴承，可使用轴承负载比公式(见API11E中6.7.2)：式中：=轴承的负载比K=1.0=670000N=302666.4/2=151333N=1×=4.3＞2满足要求。2.7.2横梁轴承223对于承受摆动或转动的轴承，可使用轴承负载比公式(见API11E中6.7.2)：式中：K=1.0=1250000N=161143.4+5063+1265=167471.4N=1.0×=7.46＞2满足要求.2.7.3曲柄轴承22318（设计给出）对于承受摆动或转动的轴承，可使用轴承负载比公式(见API11E中6.7.2)：式中：K=1.0=610000N==154617.55N=1.0×=3.95＞2满足要求.2.8.1连杆销校核计算由于连杆销在整个机构运动过程中几乎不动处于静态连接，从图受力可知，其主要受到剪切和挤压应力。选用材质为40Cr，进行淬火处理后，其抗拉强度为[]=980[]=0.5=490，挤压强度[]=110剪切强度计算==9.31＜[]=490其式中：d为销的直径。（有设计给出）F为最大受力。符合要求挤压强度计算===6.67式中：d为销的截面直径。b为接触面最小长度。[]=0.2[]=0.2×110=22＞6.67符合API11E要求。游梁尾销计算游梁尾销选用材质为40Cr，进行调质处理后，,其抗剪强度为[]=490，挤压强度[]=110。受力如图所示，主要受力为剪应力和压应力。1剪切强度计算===14.26＜[]=490其式中：d为销的直径。（有设计给出）F为最大受力。符合要求2挤压强度计算===14.44式中：d为销的截面直径。b为接触面最小长度。[]=0.2[]=0.2×110=22＞14.44符合API11E要求。2.8.4游梁支撑轴承轴计算对于游梁支撑轴，其主要受到压应力、剪应力和弯曲应力，受力图可简化为图所示。选用材质为40Cr，进热处理后，,其抗剪强度为[]=490，挤压强度[]=110。图A图B1剪切强度计算==26.78＜[]=490其式中：d为销的直径。（有设计给出）F为最大受力。符合要求×2挤压强度计算===21.02式中：d为销的截面直径。b为接触面最小长度。[]=0.2[]=0.2×22=22＞21.02符合API11E要求。3弯曲应力计算=式中，为弯曲。为截面模数。=302666.4×0.5×0.12=18159.99Nm=0.1d3=0.1×2.744×10-3===66.18＜0.2[]=0.2×980=294(符合API11E要求)键的校核计算由于安装在减速器轴上的键主要受剪应力和压应力。键的材质为AISI1045钢(即45钢),[]=600,[]=300，计算公式如下见API11E：式中:Sx键的剪应力Sc键的压应力Tt传递的轴扭矩ds轴的直径w键的宽度L键的长度h1键的高度==45＜[]=15000psi=103.42(见API11E表9)==82.65＜[]=30000psi=206.84(见API11E表9)3.减速器扭矩计算1、结构不平衡重：B=7.73kN2、扭矩因数：=R=×=1.468373、游梁与水平线之间夹角：δ'=ψ-(-Radians(φ))=-0.950722234、载荷扭矩：Twn=ηb(W+Bcosδ')=0.85(W-7.73cosδ')5、配重扭矩：Tp=-(m×g×Rp×cos(δ'-radians(Xp))-m×Rp2×a)+×g×L其中m、Rp（配重力臂曲率半径）、曲柄重量、L曲柄中心到减速器轴心的距离、Xp（配重重心与O连线与游梁中心线夹角）可以调整平衡，其中Rp与Xp之间有函数关系。根据设计，取m=1540Kg,Rp=2.0m,得Tp=-3080（9.8cos(δ'-Xp)-2a）+×g×L具体计算数据如下表减速器扭矩平衡数据表角度°载荷扭矩(KNm)曲柄及配重扭矩(KNm)减速器轴净扭矩(KNm)加速度扭矩系数09.45476210.36673246-0.911970805-0.48030.1082271538.8197345.53258703-6.712860877-0.85110.