游梁式抽油机连杆机构尺度优化及结构设计

1、1 绪论1.1 研究意义游梁式抽油机是国内外石油工业的传统采油方式之一，在我国石油开采中有杆抽油系统一直占主导地位。在我国各油田中，大约80%以上的油井采用有杆抽油系统。游梁式抽油机以其结构简单、制造容易、可靠性高、耐久性好、维修方便、适应现场工况等优点，在采油机械中占有举足轻重的地位。但游梁式抽油机也存在很多缺点，如系统的效率低、能耗大、抽油时间以及平衡性能差等。其中，游梁式抽油机的主要问题是能耗大，效率低。我国油田在用的常规型游梁式抽油机系统效率较低，其平均系统效率仅有16%23%。因此，有杆抽油系统的节能问题已成为国内外研究者关注的热点和重点，油田推广应用各种节能型抽油机、电机及电控箱，

2、虽然这些节能产品的使用提高了抽油机井系统效率，但也随之产生一些问题，如它们能否组合使用,组合使用后的节能效果是否是单个节能产品节能效果的算术叠加等。因此，研究游梁式抽油机连杆机构尺度优化及结构设计问题具有非常重要的经济效益和社会意义。游梁式抽油机是一种变形的四杆机构，它是以游梁支点和曲轴中心连线做固定杆，以曲柄、连杆和游梁后臂为3个活动件的曲柄连杆机构，该连杆机构各杆件尺寸的不同组合将会直接影响抽油机的动力性能，我们将就此连杆机构的尺度综合问题展开谈论，在其他设计参数一定的情况下，通过优选杆长组合来讨论抽油机的重要质量指标悬点加速度的变化情况，从而进一步判断抽油机的性能优劣。1.2 国内外抽油

3、机现状、发展方向及节能技术1.2.1 抽油机主要存在的问题 游梁式抽油机有杆抽油泵系统的总效率在国内一般地区评价只有12%到23%。先进地区至今不到30%。美国的常规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，以此，节能成为有杆抽油系统的一个急需解决的问题。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。系统效率低的原因究其原因，有杆抽油系统由电机地面传动设备及井下抽油

4、设备组成，系统效率是各部分效率的连乘积，任何一环的效率低，都会失踪效率变低，因此要提高抽油机系统效率的总效率实现节能是一个复杂的系统工程问题。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充满度、光杆功率的变化。致使抽油机能耗大的主要原因有：（1）抽油机的负荷特性与异步电动机的转矩特性不匹配，甚至出现“发动机”工况，出现二次能量转化。一般电动机的负载率过低，约为30%。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下落的抽油杆返乡拖动，运行于再生发电状态，抽油杆下落锁释放的机械能有部分转变成了电能回馈电网，但锁回馈的电能不能全部被电网吸收，引起

5、附加能量损失，同时负扭矩的存在使减速器的齿轮经常收反向载荷，产生背向冲击，降低了抽油机的使用寿命。（2）常规抽油机的扭矩因数大，载荷波动系数CLF也大，故均方根扭矩大，能耗增加。（3）常规抽油机运行的悬点加速度，速度最大值过大，影响悬点载荷，动载荷增大。采用对称循环工作制使充满度下降，影响产量，泵效率降低，能耗也增大。1.2.2 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：（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，石油含水量也不断增加，采用大泵提液采油工艺和开采稠油等，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

6、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公式抽油机最大冲程10m，WGCO公司抽油机最大冲程24.38m。（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。如异相型抽油机、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。（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，以便扩宽使用范围。例如适应各种自然地理和地质结构条件抽油的需要；适应各种成分石油抽取的需要；适应各种类型油

7、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。（4）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。BVKER提升系统公司、DELTA-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

8、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检测，具有抽油效率高、节电、功能多、安全可能、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。1.2.3 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：（1）采用节能驱动设备这种方法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母的，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

9、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。（2）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）采用节能元部件如窄V型带带传动和同步带传动等。（4）改进平衡方式如采用气动平衡或天平平衡等。（5）改进“三抽”系统部件有采用抽油机导向器、空心抽油机、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。（6）采用高效

10、节能泵提高泵效，即降低了百米吨豪，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，达到节能的目的，但是改造费用太高，不利于大范围的推广。1.3 本文研究内容及方法步骤本论文设计需要解决的重点问题就是如何对游梁式抽油机连杆机构进行尺度优化设计，使整个抽油机的结构合理，并能够相应地降低能耗。主要内容包括：（1）认真查阅、收集资料

11、，深刻理解论文所要设计的内容，在此基础上完成开题报告；（2）分析目前常规游梁式抽油机的缺点，提出连杆机构尺度优化方案。建立尺度综合优选数学模型，并给出求解算法；（3）根据提供的原始数据和尺度优化结果，对常规游梁式抽油机运动学及动力学进行分析，得到悬点速度、加速度的公式，计算抽油机悬点动载荷，根据研究结果说明该方法的优越性；（4）设计该抽油机的机械结构，对主要零部件的性能进行校核；（5）画出装配图及零件图，设计图纸量不得少于3张0号图；（6）按照毕业设计规范，完成设计说明书（论文）的撰写工作，要求设计说明书总量大于2万字，并用计算机打印；（7）完成外文资料翻译，要求不少于15000个印刷符号。本

12、次设计为游梁式抽油机连杆机构尺度优化及结构设计，设计的步骤方法如下：（1）认真查阅、收集资料，做到深刻的理解本次论文所要设计的内容；（2）首先了解游梁式抽油机的工作原理、结构特点，分析目前常规游梁式抽油机的缺点，提出连杆机构尺度优化方案。建立尺度综合优选数学模型，并给出求解算法；（3）根据提供的原始数据和尺度优化结果，通过复合平衡式抽油机传动原理的分析，推导悬点速度、加速度等参数和抽油机其它参数的运动学方程；（4）确定悬点的动载荷、静载荷，减速箱曲柄轴扭矩的计算；（5）对抽油机的机械结构，对主要零部件的性能进行校核；（6）对抽油机连杆机构尺度优化设计；（7）对游梁式抽油机结构设计；（8）对抽油

13、机零部件进行结构设计；（9）绘制游梁式抽油机连杆机构尺度优化及结构设计的装配图；（10）绘制主要零部件的零件图。 游梁式抽油机工作原理及运动学分析游梁式抽油机的优化设计是一种以常规型游梁式抽油机为基础模型，对其连杆机构尺度进优化，使以此设计的抽油机运功更加平稳，并具有一定的节能效果。因此，先介绍常规型游梁抽油机的工作原理及结构特点和其存在的问题，然后对常规型游梁式抽油机进行运动学分析。2.1 常规型游梁式抽油机工作原理及结构特点 图2-1 常规游梁式抽油机结构图1-底座；2-支架；3-悬绳器；4-驴头；5-游梁；6-横梁抽承座；7-横梁；8-连杆；9-曲柄销装置；10-曲柄装置；11-减速器；

14、12-刹车保险装置；13-刹车装置；14-电动机；15-配电箱。常规型游梁式抽油机由底座、支架、悬绳器、驴头、游梁、横梁轴承座、横梁、连杆、曲柄销装置、曲柄装置、减速器、刹车保险装置、刹车装置、电动机、配电箱组成。抽油机工作时，电动机（14）转速通过三角皮带带动减速箱(11)减速后，由四连杆机构(曲柄(10)、连杆(8)、横梁(7)、游梁(5)把减速箱输出轴的旋转运动变为游梁驴头(4)的往复运动。用驴头(4)带动抽油杆做上下往复的直线运动。通过抽油杆再将这个运动传给井下抽油泵的柱塞。在抽油泵泵筒的下部装有固定阀(吸入阀)，而在柱塞上装有游动阀(排出阀)，当抽油杆向上运动，柱塞做上冲程时，固定阀

15、打开，泵从井中吸入原油。同时，由于游动阀关闭，柱塞将上面的油管中的原油上举到井口，这就是抽油泵的吸入过程。当抽油杆向下运动，柱塞做下冲程时，固定阀关闭而游动阀打开，柱塞下面的油通过游动阀排到它的上面。这就是抽油泵的排出过程。其结构简图如图2-1。常规型游梁式抽油机结构特点：支架支撑在游梁中部，曲柄连杆机构和减速器位于支架的后面；曲柄轴中心基本位于游梁尾轴承的正下方。这样，工作时上下冲程的时间（或曲柄转角）相等。2.2 常规型游梁式抽油机存在的问题能耗大、效率低是抽油机系统存在的主要问题。由于在同一种工况、井况和同一时刻下，井下的能耗因地面游梁机型不同会发生差异。如示功图会有所改变，表明泵的充满

16、度、光杆功率的变化。致使抽油机能耗的主要原因有： 抽油机的负荷特性与异步电动机的硬的转矩特性不像匹配，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30%致使电动机以低效率运行。 电动机在一个冲程中的某个时段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

17、增大。采用对称循环工作制度使泵充满度下降，影响产量。泵效率降低，能耗亦增大。系统总效率是系统在地面和井下近十个组成部分的分效率和相关反馈系数的乘积，任何一环的分效率较低都会造成总效率变低。在相同井况下，井下的损耗因地面抽油机型不同所产生的差异不会很大，因此提高抽油机的效率是解决抽油机系统效率低下的关键。常规型游梁式抽油机主要有以下不足：（1）抽油机在运行中传动角波动较大，无法保证各位置的传动角均接近90，造成曲柄轴受力很大且不均匀。（2）悬点载荷造成的曲柄轴扭矩峰值较大，且为非正弦规律，而曲柄轴平衡力矩是以正弦规律变化的，故二者无法相抵，造成曲柄轴上净扭矩峰值较大，波动剧烈，甚至出现负扭矩。（

18、3）从能耗的角度来说净扭矩波动大，必然加大输入功率，增大能耗。（4）从装机功率来说，由于扭矩峰值高，为了保证抽油机的正常运转，势必要选用较大功率的电机及大扭矩的减速器，这就是“大马拉小车”现象。产生上述问题的原因有以下几个方面: （1）常规型游梁式抽油机的悬点载荷状况是影响其能耗的主要因素。悬点载荷特性与所用普通电动机的转矩特性不相匹配，致使电机以较低的效率运行。（2）常规型游梁式抽油机的结构特点和抽油泵工作的特点，形成了抽油机特有的载荷特性:带有冲击的周期性交变载荷。抽油机运行一个周期包括两个过程，上冲程和下冲程。上冲程时，悬点要提升沉重的抽油杆和油液柱需要减速器传递很大的正向转矩，下冲程时

19、，输出轴被悬点载荷(抽油杆自重)正向拖动，使主动轴反向做功，减速器要传递较大的反向转矩。（3）电机在一个冲程中的某些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。2.3 常规型游梁式抽油机运动学分析 游梁式抽油机运动分析的主要任务是：求出驴头悬点的位移、速度和加速度随时间变化的规律，以便为载荷分析和扭矩计算提供运动学数据。在曲柄角速度等于常数的情况下，问题也就归结为求解悬点位移速度和加速度随曲柄转角的变化规律。2.3.1 常规型游梁式抽油机的几何关系分析图2-2 常规型游梁式抽油机运动简图

20、基本参数及意义表示如下：A游梁前臂长度，mm；C游梁后臂长度，mm；P连杆长度，mm；R曲柄半径，mm；I游梁支承中心到减速器输出轴中心的水平距离，mm；H游梁支承中心到底座底部的高度，mm；G减速器输出轴到底座底部的高度，mm；H-G曲柄回转中心至中心轴承的垂直距离，mm；C与K的夹角；S抽油机的冲程；n抽油机的冲次；P额定悬点载荷； K极距，即游梁支承中心到减速器输出轴中心的距离，mm；J曲柄销中心到游梁支承中心之间的距离,mm；曲柄转角，以曲柄半径R处于12点钟位置作为零度，沿曲柄旋转方向度量；零度线与K的夹角，由零度线到K沿曲柄旋转方向度量；C与P的夹角，称传动角；xC与J的夹角；K与

21、J的夹角；K与R的夹角；P与R的夹角。由图可知： （2-1）式中正负号取决于曲柄旋转方向，曲柄旋转方向的判断为：面向抽油机，井口在右侧，顺时针旋转为“+”，逆时针旋转为“-”。 （2-2） （2-3） （2-4） （2-5） （2-6） （2-7） （2-8） （2-9） （2-10）在有“”式中，“+”用于曲柄顺时针旋转，“-”用于曲柄逆时针旋转。2.3.2 悬点的位移根据以上几何关系分析结果，对常规游梁式抽油机的运动学特性进行分析，推导相应公式，得到悬点位移、速度、加速度。本文以常规型游梁抽油机CYJ5-2.5-26HB为例进行研究，并对此抽油机的运动学关系进行计算编程，画出相应的曲线图。

22、图2-2 悬点位移曲线图以悬点处于最低位置（下死点）为计算位移的起点。游梁摆动的角位移为，最大角位移为。根据抽油机四杆结构的几何关系： （2-11） （2-12）悬点位移 （2-13）悬点最大位移 （2-14）在抽油机的设计和使用中，常用的是与的比值，称为位置因素，表示为： （2-15）显然，。当悬点位于下死点时，=0；悬点位于上死点时，=1。其悬点位移的计算结果详见表2-1，得到位移图像如图2-2： （a）驴头 （b）连杆（c）减速器、电机及刹车装置 （d）支架图3-4 游梁式抽油机主要部件视图4 游梁式抽油机的动力学分析4.1 游梁式抽油机悬点载荷分析图4-1 游梁式抽油机结构简图悬点载荷

23、是标志抽油机工作能力的重要参数之一，也是抽油机设计计算和选择使用的主要根据。当抽油泵工作时，抽油机悬点上作用下列六项载荷：1.抽油杆自重，表示(它在油中用表示)，作用方向向下。2.油管内柱塞上的油柱重(即柱塞面积减去抽油杆面积的油柱重)，用表示，作用方向向下。3.油管外油柱对活塞下端的压力，用表示，的大小取决于泵的沉没度，作用方向向上。4.抽油杆柱和油柱运动所产生的惯性载荷，相应的用和表示。它们大小与悬点的加速度成正比，而作用方向与加速度方向相反。5.油杆和油柱运动所产生的振动载荷，用表示，其大小和方向都是变化的。6.柱塞与泵筒间、抽油杆和油管的半干摩擦力，抽油杆柱与油柱间、油柱与油管间以及油

24、流通过抽油泵游动阀的液体摩擦力、和的作用方向与抽油杆的运动方向相反，其中游动阀的液体摩擦力只在泵下冲程、游动阀打开时产生，所以它的作用方向只向上。上述前三项载荷和抽油杆的运动无关，称为静载荷；4、5两项载荷与抽油杆的运动有关，称为动载荷；第6项载荷也与抽油杆的运动有关，但是在直井、油管结蜡少和原油粘度不高的情况下，它们在总作用载荷中占的比重很小，约占2%5%左右，一般可以不计。为了叙述简单，先从静载荷入手。抽油杆在空气中的重量为 （4-1）油管内、柱塞上的油柱重为 （4-2）抽油杆在油中的重量为 （4-3）油井中动液面以上断面积等于柱塞面积的油柱的重量为 （4-4）式中： 为抽油杆材料的密度，

25、；为抽汲液体的密度，；为抽油杆材料的重度，；为抽汲液体的重度，；F为泵柱塞的面积，；为抽油杆截面积，；L为抽油机长度或下泵深度，m。4.1.1 悬点静载荷的大小和变化规律分别对上冲程、下冲程、上死点、下死点四种情况进行分析，见图4-2、图4-3。图4-2 悬点载荷作用图 图4-3 抽油杆柱和油管柱变形过程（2）上冲程当悬点从下死点向上移动时，如图4-2a所示，游动阀在柱塞上部油柱的压力作用下关闭，而固定阀在柱塞下面泵筒内、外压差的作用下打开。由于游动阀关闭，使悬点承受抽油杆自重和柱塞上油柱重，这两个载荷的作用方向都向下。同时，由于固定阀打开，使油管外一定沉没度的油柱对柱塞下表面产生向上的压力。

26、因此，上冲程时悬点的静载荷为 + （4-5）（2）下冲程当悬点载荷由上死点向下移动时，如图4-2b所示，游动阀在上、下压力差作用下打开，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液面中的重量，固定阀关闭，使油柱重量转移到固定阀和油管上。因此，下冲程时悬点的静载荷为= （4-6）（3）下死点对抽油杆来说，上死点悬点载荷瞬时发生变化，由下冲程的变到上冲程的，增加了其大小为，载荷增加使油杆伸长，伸长的大小为 （4-7）式中：E为钢材的弹性模数， 。在伸长变形完成以后，载荷才全部加在抽油杆或悬点上。实际上，在抽油杆柱受载伸长的过程中，已经进入上冲程阶段。当悬点向上走了距离

27、时，由于同时产生的抽油杆柱伸长的结果，使柱塞还停留在原来的位置，即柱塞相对泵筒没有运动，因而不抽油，如上图4-3c所示。对油管柱来说，下冲程时，由于游动阀打开和固定阀关闭，整个油柱重量都由柱塞和抽油杆柱承担，而油管柱上就没有这个载荷的作用了。因此，在抽油柱加载的同时，油管柱卸载。卸载引起油管柱的缩短，直到缩短变形完毕以后，油管柱的载荷才全部卸掉。油管柱缩短的大小为 （4-8）式中：为油管管壁的断面积，。这样一来，虽然悬点带着柱塞向上移动，但是由于油管柱的缩短，使油管柱的下端也跟着柱塞向上移动，柱塞相对泵筒没有运动，还不能抽油，如图4-3d所示。一直到悬点经过一段距离以后，柱塞才开始抽油。悬点从

28、下死点到上死点虽然走了冲程长度S，但是由于抽油杆柱和油管柱的静变形结果，使抽油泵柱塞的有效冲程长度比S小，故 （4-9）而静变形为 （4-10）式中：称为变形分配系数，一般可取0.60.9。（4）上死点它和下死点情况恰恰相反。这时对抽油杆柱来说，静载荷由上冲程的变到下冲程的，减小了油柱重，抽油杆因而缩短了。因此，当悬点向下走了时，由于抽油杆柱的缩短，柱塞在井下原地不动，它对泵筒不产生相对运动，因而不能排油。而对油管柱来说，因为加载而伸长了，油管（或泵筒）好像跟着柱塞往下走。所以，在悬点再走完以前，柱塞和泵筒还不能产生相对运动，也不会排油。因此，在排油过程中，柱塞的有效冲程长度比悬点冲程长度减小

29、了一个同样的静变形值。图4-4 静力示功图上、下冲程中悬点载荷随悬点位移的变化规律用图4-4来表示，这种图形称为静力示功图。图中AB斜线表示悬点上冲程开始时载荷由柱塞传递到悬点的过程。EB线相当于柱塞与泵筒没有发生相对运动时悬点上行的距离，即EB=。当全部载荷都作用到悬点以后，静载荷就不再变化而成水平线BC，到达上死点C为止。CD段表示抽油杆柱的卸载过程。卸载完毕后，悬点又以一个不变的静载荷向下运动，成为水平线DA而回到A。4.1.2 基本参数的拟定计算现根据实际情况：下泵深度L（泵挂）为900m，动液面850m（沉没度为50m），泵径32mm，抽油杆直径19mm，取，根据前面分析计算可得：1

30、. 上冲程 2. 下冲程 3. 下死点4. 上死点m5. 悬点最大冲程长度根据设计抽油机的情况，本机型的最大冲程长度设计为1.5m。6. 抽油泵柱塞的有效冲程长度 m7. 悬点最大冲程次数根据设计抽油机的情况，本机型的最大冲程次数设计为6。4.1.3 悬点动载荷的大小和变化规律在井较深，抽油机冲次较大的情况下，必须考虑动载荷的影响。动载荷由惯性载荷和振动载荷两部分组成，下面将分别介绍。（1）惯性载荷惯性载荷是由抽油杆柱的惯性载荷和油柱的惯性载荷这两部分组成的，分别用和表示。如果略去抽油杆柱和油柱的弹性影响，可以认为，抽油杆柱以及油柱的运动规律与悬点的完全一致。所以和的大小与悬点加速度大小成正比

31、，而作用方向与后者相反。 （4-11） （4-12） （4-13）式中：为考虑油管过流断面扩大引起油柱加速度降低的系数；为悬点加速度，； 为油管过流断面的面积，见表4-1。表4-1 油管过流断面面积和横截面积值油管直径，油管过流断面面积，油管管壁截面积，40.312.85.850.319.98.762.030.211.775.945.216.888.661.619.5100.379.024.0（2）上冲程时，柱塞（或抽油杆）带着油柱运动，所以上冲程的惯性载荷为 （4-14）式中：m为油柱惯性载荷对抽油杆柱惯性载荷的比值。利用式（4-14）可得 （4-15）（3）下冲程时，柱塞（或抽油杆）不带油

32、柱运动，所以下冲程的惯性载荷为 （4-16）如上所述，惯性载荷大小的变化规律与悬点加速度的变化规律相类似，但是方向与后者相反。也就是说，在上冲程前半段，加速度向上，这时悬点的总载荷应该等于静载荷减去惯性载荷。下冲程情况刚好相反。考虑了惯性载荷作用以后，示功图就由平行四边形ABCD（静力示功图）变成扭曲的四边形，这种示功图称为动力示功图，见图4-5。图4-5 功力示功图（4）振动载荷抽油杆柱又细又长，弹性很大，像一根长弹簧，在长弹簧的下端突然加一重物或突然拿走一个重物，都会产生振动，抽油杆柱也一样。当悬点开始向上运动时，在抽油杆柱和油管柱静变形期内，油柱重量逐渐加到柱塞和抽油杆柱上，这是柱塞和泵

33、筒没有相对移动，所以抽油杆柱不会产生振动。而当静变形结束的一瞬间，悬点以一定的速度向上运动，这时，抽油杆柱和柱塞突然带动油柱向上运动，抽油杆柱就会产生一次振动。当悬点开始向下运动时，在静变形结束的一瞬间，柱塞和抽油杆柱突然卸去油柱重量，又发生一次振动。就这样，悬点上下循环一次，发生两次振动。由于井下存在各种阻力，使振动的振幅在冲程进行过程中逐渐变小。但是当悬点的运动频率，即强迫振动频率与抽油杆柱弹性系统的自振频率相同或成整倍数时，就会产生共振现象，使振幅越来越大，对抽油杆柱工作很不利。为了避免共振现象的发生，必须正确的选择悬点的冲程S和冲次n。由于振动载荷很复杂，到目前为止还没有较准确的经验公

34、式供参考，因此本论文中略去了振动载荷的影响，动载荷只考虑了惯性载荷。（5）摩擦力对悬点载荷的影响悬点载荷中摩擦力有两部分组成：一部分是抽油杆(或接箍)和油管间、柱塞和泵筒间的半干摩擦力；另一部分是抽油杆柱和油柱间、油柱和油管间以及油流过泵游动阀的液体摩擦力。实验证明：半干摩擦力不随抽汲速度，即乘积Sn而变，因而它在泵的工作循环内是不变的。而液体摩擦力不仅随抽汲速度变化，而且随原油的粘度等因素变化。一般来说，这两种摩擦力对悬点载荷的影响是不一样的。在我国油田占相当数量的直井同时是粘油井，液体摩擦力对悬点载荷的影响极大，而半干摩擦力的影响很小；在斜井和定向井中抽油时，干摩擦力特别是抽油杆和油管间的

35、摩擦力将达到很大的数值。由于摩擦力的作用方向和抽油杆的运动方向相反，所以它对上、下冲程中悬点载荷的影响是不同的。上冲程时，抽油杆柱向上运动，摩擦力的作用方向向下，摩擦力增加了悬点载荷：下冲程时，抽油杆向下运动，摩擦力作用方向向上，摩擦力减小了悬点载荷。也就是说，摩擦力增大了悬点的最大载荷，减小了悬点的最小载荷，从而加大了载荷的变化幅度与不平衡性，同时也扩大了示功图的面积，这不仅给抽油机的工作带来了不利的影响，而且使功率消耗增加。5 游梁式抽油机的主要零部件设计随动复合游梁平衡抽油机主要零部件的设计包括减速器的选择、电动机选择、V 带的选择与设计、游梁设计与校核、中央轴承选择与校核、曲柄销校核和

36、其他主要零部件的设计。在进行主要零部件的设计前，须对随动复合游梁平衡抽油机进行受力分析。5.1 游梁式抽油机受力分析图5-1 游梁式抽油机游梁平衡受力示意图游梁式抽油机游梁平衡受力示意图如图5-1。设连杆受力为 （5-1）设支架与游梁联接处受力为、 （5-2） （5-3）设曲柄销受力为，沿曲柄方向受力为，垂直曲柄方向为 （5-4） （5-5） （5-6）式中：为连杆（P）与曲柄（R）的夹角（1）最大连杆力最大连杆力是对连杆进行强度校核或稳定校核的依据。但已知悬点的变化规律以后，可以利用公式（5-1）求出连杆力的变化规律，并确定一转中的最大连杆力。由于设计中在计算连杆力上存在许多变量，如结构不平

37、衡B等等，并且悬点载荷的变化规律随油井工况而变，究竟何种工况对连杆最不利，难以确定。实际上，最大悬点载荷在上冲程的任何时候都肯能发生。在求取作为设计依据用的时，由参考文献16可知：对于游梁式抽油机 （5-7）式中：为上冲程中的偏离最远的角（连杆与游梁的夹角）对于常规型游梁式抽油机，当曲柄逆时针旋转，K与R成一条直线时，角偏离最远。 （5-8）根据已知情况，可以计算，则5.2 减速器的选择5.2.1 减速器曲柄轴的最大允许扭矩的计算及减速器的选定曲柄轴的最大允许扭矩与悬点载荷、悬点最大冲程长度以及悬点的最大冲程次数有着一定的关系。特别是和悬点最大冲程长度成正比。悬点冲程长度越大，曲柄轴上的最大允

38、许扭矩就越大。曲柄轴的最大允许扭矩也确定了减速箱的尺寸和重量。根据减速器曲柄轴的最大允许扭矩，抽油机可分为：小扭矩：中等扭矩：大扭矩：超大扭矩：本设计中采用勒玛柴诺夫经验公式计算减速器曲柄轴上的最大允许扭矩。在分析抽油机使用的大量统计资料的基础上得知：绝大数情况下，减速器曲柄轴的最大扭矩值和悬点的峰值载荷是同时产生的，因此得出下列经验公式： （5-9）得式中：S为悬点冲程长度，m； 为曲柄最大扭矩，； 为悬点的最大载荷，N； 为悬点的最小载荷，N。根据减速器曲柄轴最大扭矩，选玉门石油管理局机器厂生产的双圆弧齿轮减速器，查采油技术手册可知基本参数如下：型号：JLH-500 额定扭矩：6.5 大皮

39、带轮直径：650mm中心距：600mm 总传动比：31.73 质量：795kg齿数：18 ：102 : 20 :112模数：3.0 ：3.0 : 4.0 : 4.05.2.2 减速器的润滑与密封由于所选择的减速器用于抽油机系统中，其工作条件恶劣，并且，减速器报废的十分之一是由于润滑和冷却不良造成的，有别于一般的减速器的应用。所以，在此，将该抽油机中减速器的润滑及密封简要叙述一下。（1）润滑方式抽油机齿轮减速器在重载，低速条件下运转，从动齿轮的圆周速度小于3m/s，常采用浸油方式。通常只将减速器的低速齿轮，即大齿轮浸入油池。油池应具有足够的容积，以保证减速器机壳的散热。为使磨损屑沉淀在油池底部，

40、不至于因齿轮转动而被带起来，低速级大齿轮下缘至池底的距离不应小于3050mm。此外，为减少搅动时润滑油起泡沫的现象，每级齿轮也可以采用单独的油池。减速器中的滚动轴承润滑不良时，将造成轴承元件的胶合，或因摩擦温度过高引起滚动体回火而导致轴承失效。从润滑和散热效果看，抽油机减速器中的滚动轴承用润滑油效果较好。当大齿轮圆周速度大于3m/s时，可利用齿轮飞溅到箱盖上的油汇集到剖分面上的油沟中，然后流进轴承进行润滑。而抽油机的减速器大齿轮转速较低，飞溅的油量不能满足轴承润滑的需要，所以采用刮油润滑。油池内的油面高低可利用圆形油标或长型油标来检查。（2）润滑油减速器的齿轮和滚动轴承都用油池中的油润滑，所用

41、润滑油类型及粘度主要按齿轮传动的润滑要求确定。但注意，在低温下工作时，润滑油应有足够的流动性，使润滑油能通过油孔和油沟流入轴承中，以确保轴承的润滑。封闭式齿轮传动对润滑油的基本要求是：有适当的粘度；极压性、油性和热氧化安全性良好；防锈性、抗泡沫性及抗乳化性好。齿轮油的油性和极压性是保证齿轮正常运转的基本使用性能，对负荷下运转的齿轮传动润滑尤其重要。工业齿轮润滑油根据有无极压剂及使用条件，分为非极压型齿轮油，中等极压型齿轮油和积压型齿轮油三类。抽油机减速器的工作条件为重载、低速、有冲击，啮合齿面承受的比压很高。为保证在啮合齿面间形成一定厚度的油膜，并提高油膜的强度，应采用极压型工业齿轮油。并且，

42、抽油机减速器常采用硫磷型极压齿轮油。减速器内润滑油的最低温度通常是抽油机运转地区的最低温度，这是选择冬季用油粘度的重要依据。在季节性气温变化不大的地区，可以选用一种牌号的润滑油。若季节气温变化大，在夏季可采用粘度较大的极压型工业齿轮油（如200号或250号），在冬季应选用粘度较小的齿轮油（如150号）。 （3）减速器的密封可靠的密封是减速器正常润滑和运转的重要保证。抽油机减速器在油田运转一段时间后，常出现不同程度的渗漏现象。漏油不但造成润滑油的浪费，而且，若漏油严重又未及时补充，将恶化润滑条件，造成齿轮和轴承的早期失效。因此，对减速器的密封问题必须足够重视。抽油机减速器中可能出现的漏油的部位主

43、要有：上、下箱体结合面；输入轴及输出轴的轴头；轴承端盖。装配减速器时，在上下箱体结合面涂抹一层液态密封胶，上紧连接螺栓，一般都能达到理想的密封。但若箱体铸件时效处理不好，使用一段时间后有可能发生变形，使结合面之间的缝隙增大而出现渗漏。因此，箱体在粗加工前，后必须进行严格的人工时效处理，以彻底消除铸件的内应力。在轴承盖端面与箱体结合面处出现渗漏油，可能是因为紧固螺钉未上紧或松动，或端盖铸件变形。所以，在轴承盖与箱体配合孔之间加装一道O型密封圈，可以改善此处的密封效果。减速器主动轴及从动轴外伸端的密封应可靠，以防止润滑油从轴承中泄漏，并防止外界灰尘侵入箱内。若轴头润滑密封结构设计不够合理，润滑轴承

44、的油路迂回，循环不良，也会导致轴头处渗漏油。改进轴头密封结构，合理设计进油孔与出油孔的位置和大小，以使润滑轴承的油进出顺畅；在输出和输入轴的轴头处加装挡油环等，可减少和防止轴头漏油。减速器漏油还与通气器有关。抽油机常年在野外运转，油污和沙尘可能逐渐将减速器顶部的通气器小孔堵住，致使箱内因温升而气压增高，从而增加了渗漏油的可能性。因此，应改进通气器的结构设计并注意维护保养。5.3 电动机的确定电动机功率与传递到减速器曲柄轴上的扭矩的关系为 （5-10） （5-11）式中：M为传动曲柄轴上的扭矩，； N为电动机额定功率，kW； n为悬点冲次，； 为传动效率；为皮带传动效率，取；为减速器传动效率，取

45、。所以电动机的额定功率 （5-12）由上式可以看出：抽油机工作时所需要电动机的功率是由在曲柄上所产生的扭矩M和冲次n决定的。但是在变载荷下，电动机的选择就不能根据瞬时扭矩来计算，否则电动机在大部分时间不能满载工作，其效率和功率因数都不高，电动机利用不充分。在变载荷条件下，电动机的选择一般方法是根据负载电流或扭矩的变化规律，按均方根求出等值电流或等值扭矩来计算。下面介绍根据均方根扭矩来计算电动机功率的方法： （5-13）式中：为需要电动机功率，kW； 5.4 V带的确定与大带轮的设计5.4.1 V带的确定（1）确定计算功率 （5-15）式中：为工作情况系数，由(濮良贵，纪名刚主编的机械设计第八版

46、，下文简称机械设计)表8-7查得=1.2； P为电动机额定功率，P=5.5kW。故： （2）选择V带的带型根据和电动机转速，由机械设计书中图8-11普通V带选型图确定选用A型V带。（3）确定带轮基准直径并验算带速 1) 初选小带轮的基准直径 由本文中所选取减速器的相关数据可知，大带轮直径=650mm，V带传动比，由于，所以，根据机械设计书中表8-8和V带的带型，对圆整得，=180mm。 2) 验算带速 （5-16） 符合要求。（4）确定中心距a，并选择V带的基准长度 1) 根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合以下式子初定中心距。 （5-17）则 初选。 5.5 游梁的设计游梁是主要

47、的动力传输件之一，是连杆机构中直接承受油井载荷的重要部件。它的主体可用钢板或钢组焊成方箱结构，也可组焊成“工”字或其它的截面结构。本设计中游梁的一端与前驴头连接，中间与中央轴承总成连接，游梁尾部安装一组滑轮滑杆装置。所以游梁要有足够的强度和刚度。游梁的材料一般都采用这样的结构，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。5.5.1 游梁的材料选择和参数设计选择游梁为热轧普通工字钢（GB706-88），翼板、侧板材料为Q235钢材。游梁的界面尺寸和材料数据如下：h=500mm，b=200mm，t=20mm，d=20mm，材料为A3，Mpa，游梁为组焊件。前臂长A=2.

48、5m工字钢截面如下图所示：图5-3 工字钢截面图5.5.2 静强度校核游梁危险截面内的正应力随悬点载荷P作周期性变化，但由于一般大于0.25，应力幅比较小，应力集中系数也较小，故可不作疲劳强度校核。考虑到短时间作用的最大悬点载荷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，那么在悬点处产生的最大载荷有可能超过工作时悬，为点的最大允许载荷，短时间作用的悬点最大载荷 为 （5-23） （5-24）式中：为考虑在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；游梁截面系数，。为简便起见，可将并入安全系数中，将安全系数适应放大，而应力则按额定悬点载荷计算。则有 （5-25）因为 （5-26）式中：为安全系数，；故游梁静强度满足要求。5.6 连杆的设计因为抽油机连杆较长，且受压，所以对其进行静强度和稳定性校核。最大连杆力是对连杆进行强度校核或稳定校核的依据。5.6.1 选材根据连杆受力状态及结构尺寸特点，选其材料为45号钢制成的无缝钢管，查机械工程材料实用手册其基本参数为：外径D=80mm，臂厚t=10mm，单位长度理论重量为17.26，抗拉强度，屈服点。5.6.2 校核（1）连杆静强度校核抽油机连杆质量较轻，其运动产生的惯性力及惯性力矩较小。如果忽