常规式游梁抽油机设计说明书

塔里木大学毕业设计PAGE1常规式游梁抽油机设计说明书学生姓名学号所属学院机械电气化工程学院专业机械设计制造及其自动化班级指导教师XXX日期2012.05XXX大学教务处制

前言目前，采油方式有自喷采油法和机械采油法。在机械采油法中，有杆抽油系统是国内外油田最主要的，也是至今一直在机械采油方式中占绝对主导地位的人工举升方式。有杆抽油系统主要由抽油机、抽油杆、抽油泵等三部分组成，抽油机是有杆抽油系统最主要的升举设备。根据是否具有游梁，抽油机可以划分为游梁式抽油机和无游梁式抽油机。而常规游梁抽油机自诞生以来，历经百年使用，经历了各种工况和各种地域油田生产的考验，经久不衰。目前仍在国内外普通使用。常规游梁式抽油机以其结构简单、耐用、操作简便、维护费用低等明显优势，而区别于其他众多拍油机类型，一直占据着有杆系采油地面设备的主导地位。由于这里不能上传完整的毕业设计（完整的应包括毕业设计说明书、相关图纸CAD/PROE、中英文文献及翻译等），此文档也稍微删除了一部分内容（目录及某些关键内容）如需要其他资料的朋友，请加叩扣:二二壹五八玖一壹五一游梁式抽油机的主体结构为曲柄摇杆机构。根据驴头和曲柄摇杆机构相对于支架的位置，游梁式抽油机的机构形式可以划分为常规型和前置式两种；根据平衡方式的不同，游梁式抽油机可以划分为曲柄平衡、游梁平衡和复合平衡。常规型游梁式抽油机主要由发动机、三角皮带、曲柄、连杆、横梁、游梁、驴头、悬绳器、支架、撬座、制动系统及平衡重等组成。发动机安装在撬座上，其安装位置有两种，一种是将发动机置于整体尾部，另一种是将发动机放在支架下面。减速箱为二级齿轮传动减速箱，传动比为30左右．齿轮型式一般小功率用斜齿，大功率用人字齿。近年来推广使用点啮合双圆弧人字齿。曲柄一端与减速器输出轴固结，另一端与连杆铰接．连杆与横梁常见有两种型式：小型抽油机多为组焊结构，靠改变后臂长度来调节冲程．大型抽油机多为整体机构，靠改变曲柄与连杆铰接位置来调爷冲程。游梁由型钢组焊而成，也有用大型工字钢整体制造。驴头由钢板组焊而成，有上翻式、侧转式、拆继式几种形式。平衡重为金属块。小型抽油机多装于游梁尾部，大型抽油机多装于曲柄两翼．平衡重可根据需要而调整。本设计将对常规游梁式抽油机进行设计与计算，以达到对常规游梁式抽油机的优化设计的目的。 （5）（6）悬点下死点时曲柄初始角：（7）各杆长之间相对时间限制：，，，，若，可取，若。2.2杆长尺寸的设计计算由于最大冲程，所以各个杆长之间存在以下关系：

由于本设计的最大冲程，所以，在此取并且取，则其他杆长为：此外，式中：R——曲柄半径，m；——游梁后臂长度，m;——游梁前臂长度，m;——连杆长度，m；J——基杆长度（从曲柄旋转中心到游梁支点的距离）m；2.3平衡方式的确定目前，国内外采用的机械平衡方式主要有：曲柄平衡、游梁平衡和复合平衡。由于本抽油机是短冲程、变冲次的工况要求，所以采用曲柄平衡。而曲柄平衡较游梁平衡来说，调整更加方便。2.4安装尺寸与机构相关参数（1）游梁支撑到底座的高度3~6m（2）执行机构的行程速度比系数1.2（3）减速器输出轴中心到底座的高度0.6m（4）曲柄半径：0.5~1.2m2.5常规游梁式抽油机零部件关系常规游梁式抽油机零部件关系框图如图2-2：图2-2常规游梁式抽油机零部件关系框图3游梁抽油机基本参数的确定3.1游梁抽油机的运动分析将四杆机构简化为曲柄滑块机构时，作悬点的运动规律计算。其简化图如下当时，游梁与连杆的连接点处于上死点，相对应的悬点C处于下死点；当时，B处于上死点,相对应的悬点C处于上死点 图3-1悬点的运动规律简化图B点的冲程长度取B点的位移零点，向下为位移的正方向，则任意曲柄转角时B点的位移为：由三角形OAD可得：则（3-1）而所以，（3-2a）按二项式定理展开B点位移(3-2b)(3-3)(3-4)(3-5)(3-6)(3-7)(3-8)为了确定悬点最大加速度，可对对求导，并令其等于零，求得取得极值时的角及对应的及加速度值当，上面方程二无解，在此情况下，按方程一可得加速度极值在处，即上，下死点处。(3-9a)(3-9b)(3-10a)(3-10b)当悬点在也取得极值，对此不再讨论。3.2游梁式抽油机悬点载荷计算（一）悬点静载荷的计算在此，对上死点、下死点、上冲程和下冲程四种情况进行计算。（1）上冲程在此过程中，游动阀在柱塞上部油柱压力的作用下关闭，而固定阀在柱塞下面泵筒内、外压力差作用下打开。由于游动阀关闭，使得悬点承受抽油杆自重和柱塞上油柱重，这两个载荷方向都是向下。同时，因为固定阀打开，使得油管外一定沉没度的油柱对柱塞下表面产生方向向上的压力。所以，此过程中，悬点静载荷等于：（3-11）式中——抽油杆材料的密度，kg/m;——原油的密度,kg/m;A——抽油杆横截面面积,m;A——泵柱塞横截面面积,m;L——抽油杆长度或下泵深度,m;h——泵的沉没度,m;——油井中动液面以上（即L-L段液柱），断面积等于柱塞面积的油柱重，N.（2）下冲程游动阀由于柱塞上下压力差而打开，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有中重力。固定阀关闭，使得油柱重力移到固定阀和油管上。此时，其静载荷为（3-12）（3）下死点这时，油杆和连杆的载荷都发生了变化。油杆在这一瞬间，其载荷发生了变化，变化量，载荷增减，使得抽油杆拉长，其伸长量等于：式中E——钢材的弹性模量，油管在这一瞬时载荷也发生了变化，使得油管缩短，其油管柱缩短量等于：——油管管壁的横截面积这样一来，虽然悬点带着柱塞一起往上移动，但是由于油管柱的缩短，使油管柱的下端也跟着柱塞往上移动，柱塞对泵筒还是没有相对运动，即还不能抽油，一直到悬点经过一段距离等于以后，柱塞才开始抽油。经过上述分析，悬点从下死点到上死点虽然走过了冲程长度S，但是因抽油杆柱和油管柱的静力变形结果，使得抽油泵柱塞的有效冲程长度要比S小，所以（3-13）静变形的大小等于：（3-14）式中称为变形分配系数，一般可取0.6~0.9。（4）上死点上死点的情况恰与下死点相反。在此不做深入计算。经过分析计算，在上、下冲程内，悬点静载荷随着悬点位移的变化规律是一个平行四边形ABCD。图3-2静力示功图（二）悬点动载荷的大小和变化规律在井较深，抽油机冲数较大的情况下，必须考虑动载荷的影响，动载荷是由惯性载荷和振动载荷两部分组成的。（1）惯性载荷惯性载荷包括抽油杆和油柱两部分，即F和F，如果略去抽油杆柱和油柱的弹性影响，可以认为，抽油杆柱以及油柱各点的运动规律和悬点完全一致，所以F和F的大小和悬点加速度a大小成正比，而作用方向和后者相反。F=（3-15）F=——考虑油管过流断面扩大引起油柱加速度降低的系数（1）惯性载荷对悬点总载荷的影响上冲程时，柱塞（或抽油杆）带着油杆运动，所以上冲程的惯性载荷F为：F=F（3-16）式中m——表示油柱惯性载荷与抽油杆柱惯载荷的比值，利用式（3-15）可得m=(三)悬点的最大载荷和最小载荷悬点的最大载荷F和最小载荷F，特别是最大载荷F，特别是最大载荷F是正确设计和选择抽油机和抽油杆以及确定电动机功率的主要依据之一。（3-17）（3-18）3.3游梁式抽油机减速箱曲柄轴扭矩计算对计算时采用的符号作如下解释F——悬点载荷，N;——曲柄平衡块重力，N；——曲柄平衡块到曲柄旋转中心的距离，m；——曲柄自重，N；——曲柄重心到曲柄旋转中心的距离，m;——连杆所受的拉力，N；T——连杆力在曲柄切像上的分力，沿曲柄旋转的方向为正值，m;M——减速箱曲柄轴输出扭矩，沿曲柄旋转方向为正值，N.m.为了便于分析，将曲柄平衡块重力及曲柄自重折算至曲柄销处，这种折算要保证折算前后对曲柄旋转中心的力矩不变，折算后的等效载荷用来表示。首先取游梁为研究对象，将诸力对游梁旋转中心取力矩可得连杆力为：（3-20）则连杆力在曲柄切向上的分力T为；（3-21）取曲柄为研究对象，为提升油井内的抽油杆柱和油柱，减速箱曲柄轴输出扭矩M,曲柄平衡块重力与曲柄自重的等效载荷所产生的扭矩共同克服切向力T所产生的扭矩，由曲柄平衡条件；Rsin(2M=（3-22）=上式（3-22）中的第一项表示是悬点载荷F在曲柄上所产生的扭矩，称为油井负荷扭矩；（3-23）式（3-23）中的只取决于抽油机的几何尺寸和曲柄转角，其意义为单位悬点载荷在曲柄上所产生的扭矩，将其称之为扭矩因数，用表示；（3-24）式（3-22）中的为曲柄自重及曲柄平衡重在曲柄轴上所产生的扭矩，称之为曲柄平衡扭转，用表示；（3-25）式中——曲柄最大平衡处扭矩，即曲柄处于水平位置（）时曲柄自重及曲柄平衡重对曲柄轴所产生的扭矩。B为抽油机的结构不平衡重，其值等于连杆与曲柄销脱开时，为了保持游梁处于水平位置而需要加在光杆上的力。此力向下时B取正值，向上时取负值。B值可以实测，也可以根据抽油机部件的重力计算。对曲柄平衡抽油机可得如下公式；（3-26）扭矩因数；最大扭矩我们可以用勒玛柴诺夫经验公式计算（3-27）式中S——悬点的冲程长度，m；——曲柄的最大扭矩，N.m；——悬点的最大载荷，N；——悬点的最小载荷，N；3.4游梁抽油机的抽汲工况表3-1冲程长度和冲数的极值抽汲工况冲程长度冲程次数最大值最小值最大值最小值正常1.22.4515长冲程2.76.0515短冲程0.31.2515高冲次0.92.41525底冲次0.31.525目前，国内外游梁式抽油机的抽汲工况主要分为五种：正常的、长冲程、短冲程、高冲数的、低冲数的，五种工况的冲程长度和冲数的极值见表3-1。在我国油田上绝大多数都采用正常的抽汲工况，但在我国东部主要油田都处于油田开发中后期，油田含水量上升，因此目前长冲程抽汲工况增加，所以目前国内外抽油机采用的正常抽汲工况和短冲程抽汲工况还能够满足不同抽油井的实际要求。综上所述，我们在此次设计中还是以正常的为依据。3.5游梁式抽油机的电动机选择计算游梁式抽油机装置的特点（1）负荷是脉动的，而且变化大；（2）启动困难，要求有大的启动转矩；（3）所用的电动机功率不太大，一般不超过40kW，小的只有几千瓦，但总的数量大；（4）在露天工作，要求电动机维护简单、工作可靠。结合工作特点及工况，在此选择Y系列的三相异步封闭式鼠笼型电动机。电动机额定功率的确定：电动机功率与传递到减速箱从动轴（曲柄轴）上扭矩关系式为：（3-28）式中M——传到曲柄轴上的扭矩，N*m;——电动机的额定功率，kW;n——曲柄轴转数（悬点冲数）;——传动效率；——皮带传动效率；——减速箱传动效率。表3-2一般抽油机电动机选用表抽油机悬点载荷KN抽油机光杆最大冲程m减速器额定扭转矩KN.m电动机额定功率KW200.62.84301.2-2.16.5-135.5-7.5501.5-39-187.5-15601.8-313-1815-18.5802.52618.5-221002.1-318-3718.5-301103-4.237-5322-371203-4.848-5322-451303-553-7330-451403.6-5.47337-751604.8-6105901804.8-610690以上则电动机额定功率计算公式为：然而，一般抽油机电动机按表3-2选用：根据表3-2，将电动机的额定功率范围确定在=5.5~7.5kW。电动机转速的确定：一般抽油机选用的减速箱传动比为,带传动的传动比为，一般。这是抽油机冲数按最大冲数12r/min计算。则电动机的转速为：选用Y160L-44常规游梁是抽油机的平衡计算下冲程时，驴头悬点向下走完冲程长度S，游梁的后臂提高，把能力储存起来。游梁部件自重抬高的距离为，储存能量为，曲柄平衡重抬高的距离为，储存的能量为，曲柄自重抬高的距离为，储存的能量为。所以平衡装置储存能量Q为（3-29）5变速机构的传动比分配及其结构确定5.1变速机构的传动比分配电动机型号Y160L-8，其功率为P=7.5转速为N=720则电动机输出扭矩.=99.4796减速箱参数，主动齿轮轴齿数.斜齿轮齿数，中间齿轮轴齿数，人字齿轮齿数，电动机皮带轮，电动机皮带轮，电动机皮带轮，减速器大皮带轮减速器比：29.75皮带轮速比（电动机配有三个皮带轮，减速器主动轴上装有一个大皮带轮，故有三种速比抽油机的总速比在每一种速比下，减速箱被动输出扭矩。计算结果表明，其最大值输出扭矩低于26kN.m。因此，在设计该机时，选用Y132M-4电动机，计算结果其最大输出扭矩10.616KN.m。

该机的冲次分别为：6主要部件的设计6.1曲柄曲柄是传递减速器输出扭矩的主要部件，所以它必须具有一定的强度和传动可靠性。曲柄一般可用灰铸铁、球墨铸铁和铸钢制成。在曲柄平衡的抽油机上，两件曲柄共同承受的抽油机的全部载荷，因此要求曲柄有很高的承载能力，同时为了调整方便和安全，曲柄上没有导轨、挡块、刻度线，可以根据抽油机工作条件调整平衡块位置，使抽油机保持平衡。挡块可在紧固的情况下，防止平衡块不致落下而发生事故。此次，在一系列要求下，用QT700-2制成大尺寸常规普通型曲柄。如图6-1所示。6.2连杆每台抽油机有两根连杆，它是传递力矩的主要受力杆件，其主件可用管材，也可用其他型材如工字钢、槽钢等。但一般多用厚壁无缝钢管制成，在无缝钢管的两管端没有上、下接头，上、下接头通过焊接与无缝钢管连接在一起。上接头通过连接销与横梁连接在一起，下接头通过两个螺栓与轴承盒连接在一起，从而完成力矩的传递。因此，对于上下接头与钢管的焊缝是否能达到规定的强度而满足使用要求就显得尤为重要。如果两根连杆中有一根连杆失效，抽油机变成单臂传动，很有可能被拉翻，造成严重的生产安全事故。焊缝作为整个连杆的薄弱环节，都会引起设计人员高度重视，一般在设计中对焊缝的形式，焊接工艺条件，要求以及检验方法和标准都提出较高的要求和明确的规定。同时为了保证两侧连杆传动平稳和传递力矩的均衡一致，两连杆的工作长度必须完全一致，即达到一定的尺寸公差要求，这一要求通常用专用工艺装备来保证。所以，选用直径为80的热轧圆钢为主件，而上下接头均用QT700-2铸成。如图6-2所示。图6-1曲柄图6-2连杆6.3游梁游梁是抽油机的主要承载部件，承担着抽油机的全部工作载荷，因此必须要有足够的强度和一定的刚度。选用工字钢为主要部件，经过钢板加强后制成。其工字钢选材为，见图6-3。6.4驴头驴头用来将游梁前端的往复圆弧运动变为抽油杆的垂直直线往复运动，驴头的圆弧半径R应等于前臂长度，为了保证在一定冲程长度下，将圆弧运动变为悬点的直线运动