CYJY12-4.8-73HB型游梁式抽油机设计
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CYJY12-4.8-73HB型游梁式抽油机设计,CYJY12,4.8,73,HB,型游梁式,抽油机,设计
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毕业设计(论文)开题报告题 目 名 称 CYJY12-4.8-73HB型抽油机设计 题 目 类 别学 院 （系）专 业 班 级学 生 姓 名指 导 教 师辅 导 教 师开题报告日期开题报告CYJY12-4.8-73HB型抽油机设计一、题目来源本题目来源于生产/社会实践。二、研究目的和意义 抽油机性能优劣的评价方法的研究是近几年国内抽油机研究的重点之一，抽油机性能的优劣可以从以下几个方面来评价： a.传动系统的转速变化； b.整机质量和结构尺寸； c.运动机构的可靠性； d.费用指标； e.运动和动力性能。 按照上述指标对抽油机进行考察，人们发现，游梁式抽油机在中、低冲程时具有可靠性高，价格低和维护工作方便等优点，而且该机结构简单，使用和制造方便，因此，抽油机虽然品种较多，但真正在油田大面积使用的还是常规型游梁式抽油机，它是油田中、低冲程，中、高冲次抽油机的主力机型。但是，常规机的耗能大，费用支出较高。据统计，我国在役常规型抽油机占抽油机总数的50%60%，其耗电量约占油田总耗电量的20%30%，是油田的主要耗电大户。 随着我国市场经济不断发展和加入WTO，市场开放程度越来越大，这导致了国外大量的廉价石油石化产品进入，竞争更加激烈，市场价格下降，严重影响了我国石油石化工业的经济效益。为提高市场竞争力，油田企业必须加大资金投入，采用新型节能型抽油机，或者降低各种成小抽油机的周期载荷系数，提高抽油机的工作效率，同样达到节能的目的。同时，利用计算机仿真技术，可以求得抽油机在任意位置的悬点载荷、速度、加速度和减速器输出轴扭矩以及抽油机构件各关键点的位移、速度、加速度和受力，从而可以动态地分析抽油机的运动和受力变化情况，不仅大大减少了设计时间，而且在设计阶段就可预知抽油机的结果，避免了浪费大量的人力、物力和时间，减少了设计成本、试验成本和生产成本。所有这些，都将可以获得很可观的经济效益和社会效益，这是近阶段提高我国石油市场竞争能力的一条现实的也是行之有效的途径。三、主要参考文献及资料名称1 冯耀忠，李光，韩炜，国外抽油机技术的新发展（一），石油机械，2000，28（10）：58602 冯耀忠，李光，韩炜，国外抽油机技术的新发展（二），石油机械，2000，28（10）：58603 张连山, 国外抽油机发展趋势， 国外石油机械,1996，7（3）：28354 张连山, 我国抽油机的发展趋势，钻采工艺,1996，19（6）：4146 5 Hamacher H W,Nickel S. Rest ricted planar location problems andapplicationsJ . Naval Research Logistics ,1995 ,42 (8) :967O992。6 齐俊林，郭方元，黄伟，孙应民，游梁式抽油机分析方法，石油学报，2006.6,27（6）：1161247 郭登明，艾薇等，抽油机设计计算软件的开发，石油机械，2003，增刊（31）：26288 万邦烈，采油机械的设计计算，北京：石油工业出版社，1988：1012，47609 汤淑文, 谭英杰。 游梁抽油机动平衡精确分析 J 。 石油学报,1994。10 王常斌,陈涛平,郑俊德。 游梁式抽油机运动参数的精确解J 。 石油学报。11 王尚元,唐卫军,李志诚,等。 新型摆杆式游梁抽油机J 。 石油矿场机械。12 姜道民,王素玲,李运福,等。 新型摆杆式游梁抽油机的性能分析J 。 大庆石油学院学报,2003。13 邬亦炯,刘卓钧,赵贵祥,等， 抽油机M。 北京:石油工业出版社,1994。14 董世民,张士军。 抽油机设计计算与计算机实现M。 北京:石油工业出版社。15 张学鲁,季祥云,罗仁全。 游梁式抽油机技术与应用M。 北京:石油工业出版社,2001。16 李绪炎，李环，前置式游梁抽油机的设计计算方法，江汉石油学院学报，198910，11（3）：8392四、国内外现状和发展趋势与研究的主攻方向4.1 国外抽油机的发展概况在国外，研究开发与应用抽油机已有100多年的历史。在这一百多年的采油实践中，抽油机发生了很大的变化，特别是近20年来，世界抽油机技术发展较快，先后研究开发了多种新型抽油机。起特性主要有以下九个方面：(1) 为了适应各种地质油藏条件和采油的工况, 研制与应用了液压缸式抽油机、气压缸式抽油机、长冲程低冲次抽油机和螺杆泵采油系统等。(2) 为了满足陆地、城市、农村水利喷灌区、山区、沼泽、森林地带、沙漠地区、浅海和海滩、海洋地区和更复杂地区抽油的需要, 研制与应用了低矮型抽油机、城市抽油机、前置式抽油机、前置式气平衡抽油机、紧凑型抽油机、两点式抽油机和井架型抽油机等。(3) 为了适应垂直井、斜井、丛式井和水平井抽油工况, 研制了斜井抽油机、丛式井抽油机、双驴头抽油机和高效能丛式井抽油机等。(4) 为了满足稠油和深井开采的需要, 研制与应用了各种大型抽油机。例如常规型抽油机最大载荷160kN，前置式抽油机最大载荷193kN ；前置式气平衡抽油机最大载荷213kN。(5) 为了提高抽油系统效率, 减少抽油机动载荷与振动载荷, 研制了增大冲程游梁抽油机和增大冲程无游梁抽油机及长冲程无游梁抽油机(分立式和卧式两种)。(6) 为了提高采油经济效益, 降低能源消耗,减少抽油成本, 研制与应用了各种新型节能抽油机和节能部件。例如异相型抽油机、前置式抽油机、前置式气平衡抽油机、大圈式抽油机、轮式抽油机、全胶带传动抽油机、井架型抽油机、滚筒式抽油机、缸体式抽油机、玻璃钢抽油杆用抽油机、自动化抽油机和智能抽油机等。节能部件有: 高转差率电动机、天然气发动机、抽油机节能控制柜、窄V 联组胶带、同步胶带、齿型胶带等。上述抽油机和部件能节电10%50%。(7) 为了提高抽油机精确平衡效果, 达到节电和提高抽油机运动平稳性与使用寿命, 研制与应用了各种平衡方式抽油机。例如变平衡力矩抽油机、气平衡抽油机、气囊平衡抽油机、双井平衡抽油机和自动平衡抽油机等。(8) 为了满足边远地区没有电源的抽油井试油或采油以及间歇抽油的需要, 研制与应用了车装式抽油机, 采用天然气发动机或汽油机、柴油机驱动抽油机, 具有使用移动灵活等特点。(9) 为了提高采油效率, 实现自动化开采石油, 研制与应用了各种自动化抽油机和智能抽油机, 采用先进的微机系统控制、检测和诊断抽油机运行与故障, 以确保高效安全经济抽油。4.2 国内抽油机的发展概况我国游梁式抽油机的制造虽然只有40多年的历史，但发展很快。目前已有生产厂家三十多个，抽油机的规格有十余种。国内抽油机按起传动、换向系统和平衡方式分类，主要有以下几种：（1）常规游梁式抽油机及其改型抽油机常规游梁式抽油机是油田生产的主力机型，最大的冲程为6米。该机构简单，机械换向简单，机械换向平稳；同时在传动件中很少使用寿命较短、可靠性较差的扰性构件，因此使用和维护都比较简单，可靠性也高，是现有各抽油机中最成熟的机种，且适用于全天候工作，至今在众多有杆式抽油机的应用中仍占据主导地位。（2）四杆传动机构抽油机这类抽油机主要是以曲柄滑块机构为主机够的增程式、浮动轮式等几种。但该抽油机结构复杂，安装维护困难，目前在油田应用很少。（3）六杆机构的抽油机为了克服四杆机构抽油机的缺点，有研制了数种采用六杆传动机构的抽油机。但这种机型结构复杂，可靠性不高，动力性改善并不明显。（4）筒式抽油机 滚筒式抽油机是利用换向机构驱动滚筒正、反转，并带动柔性见饶国天轮驱动悬点做上、下往复运动的抽油机。这类抽油机没能在油田大面积推广，原因是换向系统的可靠性和寿命较低，而且冲击和噪音大，平衡困难。（5）链条式抽油机链条式抽油机是利用轨迹链条上的特殊链节，带动往返架往复运动，从而驱动悬点上、下运动的抽油机。平衡方式主要是气平衡和重块平衡。但前者存在密封和失载保护等问题，故障率高；后者惯性载荷大，链条和特殊链节的受力情况恶化，故障率较高。而且该类抽油机维修费用大大高于常规型游梁式抽油机。（6）液压式抽油机它是以液压传动技术为特征的抽油机。它可以最大限度地发挥油井产能，延长地面和井下设备的使用寿命，具有很好的产油经济性。但在国内，由于液压元件制造水平的制约，液压抽油机可靠性不高，维护比较困难，故起发展比较迟缓。 综上所述，目前国内的抽油机虽然品种较多，但真正在油田大面积使用的也只有常规型游梁式抽油机。 今后，国内外抽油机主要向以下几个方面发展： a.朝着大型化方向发展b.朝着低能耗方向发展c.朝着精确平衡方向发展d.朝着高适应性方向发展e.朝着长冲程无游梁方向发展f.朝着自动化和智能化方向发展五本文主要研究的工作5.1 主要研究内容： CYJY12-4.8-73HB型抽油机的设计5.2 需要重点研究的关键抽油机运动学设计；抽油机动力学设计；抽油机主要零部件强度校核。5.3 解决思路从抽油机的基本原理入手，在弄懂其抽油基本原理后对其所需的各种参数做全面的分析。然后，了解此抽油机在设计过程中所需克服的技术困难和复杂因素，清楚此抽油机的应用情况和其经济价值。最后通过对此抽油机的工作原理，设计过程和应用价值有了充分的了解后，完成此CYJY12-4.8-73HB型抽油机的设计方案，设计方案和部分结构的设计。然后在根据所设计的抽油机画图。六 完成毕业设计(论文)所必须具备的工作条件及解决的办法1查询与游梁抽油机技术相关的参考书及近几年的中英文资料，了解近几年国内外所使用的各种抽油机技术和最新研究的抽油机。2.计算机绘制抽油机设计装配图和主要零部件图。3.老师的一些安排和辅导。七、工作的主要阶段，进度与时间安排根据毕业设计时间总体的安排，我将毕业设计的工作任务分为以下十个阶段：第一阶段, 初步了解毕业设计的各个方面并查阅有关抽油机技术的相关资料及文献，了解抽油机技术的特点、方式、方法，控制过程和国内外使用和最新研究的抽油机。第二阶段，详细综述游梁式抽油机在国内外的现状及发展趋势。(3月26-4月5)第三阶段，完成CYJY12-4.8-73HB型抽油机运动学设计。（4月6号-4月21号）第四阶段，完成CYJY12-4.8-73HB型抽油机动力学设计。（4月22号-5月7号）第五阶段，完成CYJY12-4.8-73HB型抽油机主要零部件强度校核。（5月8号-5月22号）第六阶段，编制CYJY12-4.8-73HB型抽油机辅助计算软件。（5月23号-5月7号）第七阶段，绘制CYJY12-4.8-73HB型抽油机总装配图及零部件图（6月8号-6月18号）。第八阶段，写毕业设计论文。（6月19号-5月28号）第九阶段，详细修改毕业设计论文；打印并装订。第十阶段，毕业答辩。八 指导教师审查意见 第 8 页 （共 8 页）目录CYJY12-4.8-73HB型抽油机设计11 绪 论11.1抽油机的应用11.2 国内外抽油机的发展概况21.2.1 国外抽油机的发展概况21.2.2 国内抽油机的发展概况31.3抽油机存在的主要问题41.4抽油机的发展趋势61.5本论文的主要研究内容72 游梁式抽油机的运动分析82.1游梁式抽油机的运动学分析92.1.1 几何尺寸分析1092.1.2 悬点的位移、速度、加速度的分析112.2 计算结果13上冲程的最大加速度位置：15（度）附近 ；133 抽油机动力分析153.4 计算最大下泵深度254 主要零部件强度计算304.1 连杆强度计算 16304.2 曲柄销强度计算17314.2.1 曲柄的静强度计算314.2.2 曲柄销疲劳强度校核324.3 游梁强度计算324.3.1 游梁的受力分析17334.3.2 强度校核1734参考文献35致谢36绪论目录CYJY12-4.8-73HB型抽油机设计11 绪 论11.1抽油机的应用11.2 国内外抽油机的发展概况21.2.1 国外抽油机的发展概况21.2.2 国内抽油机的发展概况31.3抽油机存在的主要问题41.4抽油机的发展趋势61.5本论文的主要研究内容72 游梁式抽油机的运动分析82.1游梁式抽油机的运动学分析92.1.1 几何尺寸分析1092.1.2 悬点的位移、速度、加速度的分析112.2 计算结果13上冲程的最大加速度位置：15（度）附近 ；133 抽油机动力分析153.4 计算最大下泵深度254 主要零部件强度计算304.1 连杆强度计算 16304.2 曲柄销强度计算17314.2.1 曲柄的静强度计算314.2.2 曲柄销疲劳强度校核324.3 游梁强度计算324.3.1 游梁的受力分析17334.3.2 强度校核1734参考文献35致谢36CYJY12-4.8-73HB型抽油机设计1 绪 论1.1抽油机的应用 油田开采原油的方法分为两类：一类是利用地层本身的能量来举升原油，称为自喷采油法，常见于新开发且储量大的一些油田；另一类是到了油田开发的中后期，地层本身能量不足以使原油产生自喷，必须人为地利用机械设备将原油举升到地面，称为人工举升采油法或机械采油法1。 上述采油方法中不利用抽油杆传递能量的抽油设备统称为无杆抽油设备，利用抽油杆上下往复进行驱动的抽油设备统称为有杆抽油设备。利用抽油杆旋转运动驱动井下单螺旋泵装置，虽然也有抽油杆，但习惯上不列入有杆抽油设备3。有杆泵采油技术是应用最早也最为广泛的一种人工举升机械采油方法。有杆抽油系统主要有三部分组成：一是地面驱动设备即抽油机，它由电动机、减速器和四连杆机构(包括曲柄、连杆和游梁)等组成：二是井下的抽油泵(包括吸入阀、泵筒、柱塞和排出阀等)，安装于油管的下端：三是抽油杆，它把地面驱动设备的运动和动力传给井下抽油泵。抽油机是一种把原动机的连续圆周运动变成往复自线运动，通过抽油杆带动抽油泵进行抽油的机械设备。游梁式抽油机是机械采油设备中问世最早的抽油机机种，1919年美国就开始批量生产这种抽油机。目前我国大多数油田己相继进入了开发的中后期，油井逐渐丧失自喷能力，基本上己从自喷转入机采。80年代初，我国拥有机采油井2万口，占总油井数的57.3%，机采原油产量占总产量的27 %， 2000年我国油气田共有抽油机采油井约8万口，占油田总井数的90%。在这些机采油井中，采用抽油机有杆式抽油的占90%，采用电潜泵、水力活塞泵、射流泵、气举等其它无杆式抽油的只占10%。近几年，随着稳油控水和节能的要求不断提高，各种型式的节能型抽油机和长冲程抽油机的数量不断增加。由此可见，抽油机在各油田的生产中有着举足轻重的地位，并且随着油田的进一步开发，各种新型节能抽油机将会得到广泛地推广和应用。1.2 国内外抽油机的发展概况1.2.1 国外抽油机的发展概况在国外，研究开发与应用抽油机已有100多年的历史4。在这一百多年的采油实践中，抽油机发生了很大的变化，特别是近20年来，世界抽油机技术发展较快，先后研究开发了多种新型抽油机。起特性主要有以下九个方面：(1) 为了适应各种地质油藏条件和采油的工况， 研制与应用了液压缸式抽油机、气压缸式抽油机、长冲程低冲次抽油机和螺杆泵采油系统等。(2) 为了满足陆地、城市、农村水利喷灌区、山区、沼泽、森林地带、沙漠地区、浅海和海滩、海洋地区和更复杂地区抽油的需要， 研制与应用了低矮型抽油机、城市抽油机、前置式抽油机、前置式气平衡抽油机、紧凑型抽油机、两点式抽油机和井架型抽油机等。(3) 为了适应垂直井、斜井、丛式井和水平井抽油工况， 研制了斜井抽油机、丛式井抽油机、双驴头抽油机和高效能丛式井抽油机等。(4) 为了满足稠油和深井开采的需要， 研制与应用了各种大型抽油机。例如常规型抽油机最大载荷160kN，前置式抽油机最大载荷193kN ；前置式气平衡抽油机最大载荷213kN。(5) 为了提高抽油系统效率， 减少抽油机动载荷与振动载荷， 研制了增大冲程游梁抽油机和增大冲程无游梁抽油机及长冲程无游梁抽油机(分立式和卧式两种)。(6) 为了提高采油经济效益， 降低能源消耗，减少抽油成本， 研制与应用了各种新型节能抽油机和节能部件。例如异相型抽油机、前置式抽油机、前置式气平衡抽油机、大圈式抽油机、轮式抽油机、全胶带传动抽油机、井架型抽油机、滚筒式抽油机、缸体式抽油机、玻璃钢抽油杆用抽油机、自动化抽油机和智能抽油机等。节能部件有： 高转差率电动机、天然气发动机、抽油机节能控制柜、窄V 联组胶带、同步胶带、齿型胶带等。上述抽油机和部件能节电10%50%。(7) 为了提高抽油机精确平衡效果， 达到节电和提高抽油机运动平稳性与使用寿命， 研制与应用了各种平衡方式抽油机。例如变平衡力矩抽油机、气平衡抽油机、气囊平衡抽油机、双井平衡抽油机和自动平衡抽油机等。(8) 为了满足边远地区没有电源的抽油井试油或采油以及间歇抽油的需要， 研制与应用了车装式抽油机， 采用天然气发动机或汽油机、柴油机驱动抽油机， 具有使用移动灵活等特点。(9) 为了提高采油效率， 实现自动化开采石油， 研制与应用了各种自动化抽油机和智能抽油机， 采用先进的微机系统控制、检测和诊断抽油机运行与故障， 以确保高效安全经济抽油。1.2.2 国内抽油机的发展概况我国游梁式抽油机的制造虽然只有40多年的历史，但发展很快。目前已有生产厂家三十多个，抽油机的规格有十余种。国内抽油机按起传动、换向系统和平衡方式分类，主要有以下几种：(1)常规游梁式抽油机及其改型抽油机常规游梁式抽油机是油田生产的主力机型，最大的冲程为6米。该机构简单，机械换向简单，机械换向平稳；同时在传动件中很少使用寿命较短、可靠性较差的扰性构件，因此使用和维护都比较简单，可靠性也高，是现有各抽油机中最成熟的机种，且适用于全天候工作，至今在众多有杆式抽油机的应用中仍占据主导地位。(2)四杆传动机构抽油机这类抽油机主要是以曲柄滑块机构为主机够的增程式、浮动轮式等几种。但该抽油机结构复杂，安装维护困难，目前在油田应用很少。(3)六杆机构的抽油机为了克服四杆机构抽油机的缺点，有研制了数种采用六杆传动机构的抽油机。但这种机型结构复杂，可靠性不高，动力性改善并不明显。(4)筒式抽油机 滚筒式抽油机是利用换向机构驱动滚筒正、反转，并带动柔性见饶国天轮驱动悬点做上、下往复运动的抽油机。这类抽油机没能在油田大面积推广，原因是换向系统的可靠性和寿命较低，而且冲击和噪音大，平衡困难。(5)链条式抽油机链条式抽油机是利用轨迹链条上的特殊链节，带动往返架往复运动，从而驱动悬点上、下运动的抽油机。平衡方式主要是气平衡和重块平衡。但前者存在密封和失载保护等问题，故障率高；后者惯性载荷大，链条和特殊链节的受力情况恶化，故障率较高。而且该类抽油机维修费用大大高于常规型游梁式抽油机。(6)液压式抽油机它是以液压传动技术为特征的抽油机。它可以最大限度地发挥油井产能，延长地面和井下设备的使用寿命，具有很好的产油经济性。但在国内，由于液压元件制造水平的制约，液压抽油机可靠性不高，维护比较困难，故起发展比较迟缓。1.3抽油机存在的主要问题1999年我国抽油机井采油年耗电总量1.051010kWh，占油气生产总用电比例的49.2%，年电费支出达42亿；每台在用的抽油机平均年维护费用约3000元，全国抽油机年维护费用约2.25亿元，而因维护设备影响油井产量约相当1.2亿元，两项合计3.45亿元；全国抽油机采油操作成本总额45.65亿元。抽油机井是油田生产量大面广、投入较大的项口，因此，降低抽油机井的生产成本、提高原油生产效率，将是油田实现挖潜增效的主战场。若每口抽油井(其中90%以上为常规游梁式抽油机)实用功率按10kW计， 5104台抽油机每天耗电近12106kWh，年耗电近4.4109 kWh5。若我们将抽油机的系统效率平均提高15 %，就全国而言每年可节电近1.575 109 kWh，节约费用6.3亿元。这不仅.丁以节约大量能源，还可以缓解油田用电紧张状况，既有经济效益又有社会效益。常规游梁式抽油机自诞生以来，历经百年使用，经历了各种上况和各种地域油田的考验，经久不哀，目前仍在国内外油田普遍使用。常规机以其结构简单、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。但是由于常规机的结构特征，决定了它平衡效果差，曲柄净扭矩脉动大，存在负扭矩、载荷率低、上作效率低和能耗大等缺点。在采油成本中，抽油机电费占30%左右，年耗电量占油田总耗电量的2030%，为油田电耗的第二位，仅次于注水。常规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，只有16%23%，先进的地区至今也不到30%，美国的常规型抽油机系统效率较高，但也仅为46%。究其原因，在于系统总效率是系统在地面和井下近个组成部分的分效率和相关反馈系数的乘积，显然要提高抽油机系统的总效率实现节能是一个复杂的系统上程问题，任何一环的分效率变低，都会是总效率变低，由此可见降低系统高能耗的迫切性和难度。但由于在同一工况、井况和同一时刻下，井下的损耗因地面游梁机型不同而发生的差异不会很大，因此本文仅从游梁机的地面效率角度，研究其节能问题。抽油机能耗大的主要原因：抽油机的悬点载荷状况是影响抽油机能耗的主要因素。人们普遍认为，游梁机上作效率不高的主要原因是其载荷特性与所用普通三相异步电动机的转矩特性不相匹配，电机的负载率过低致使电机以较低的效率运行。 抽油机的结构和抽油泵上作的特点，形成了抽油机特有的负荷特性：带有冲击的周期交变载荷。在抽油机运行的一个周期内：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，输出轴被下落的悬点负荷(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。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。抽油机工作时，电机所受的负荷变化极大，在每一冲程的末尾，减速器输出轴上往往出现负转矩，在这种情况下，电机会处于发电运行状态。(特别是当抽油机平衡不良时，其电机输出功率甚至可能在20%120%额定功率值的范围内变化)，目前游梁式抽油机主要采用曲柄平衡，即使在平衡良好的情况下，减速器输出轴仍然存在较大正峰值转矩和较大的负转矩。平衡程度越差，其正、负转矩的峰值越大，抽油机的能耗也就反之增加。负转矩的存在必然导致电动机运行于再生发电状态，电能回馈电网造成电力系统的附加能量损失，这样一来实际上使异步电机的运转参与了抽油机的平衡运动，因为抽油杆下落时所释放的机械能能除了部分转变成平衡重的位能，还有部分通过电机的再生发电状态转化成了电能，但所产生电能又不能被电网全部吸收，造成了能量的浪费。同时负转矩的存在又加速了曲柄销的破坏，使减速器的齿轮经常受反向负荷，降低了抽油机的使用寿命。继常规机后，各种类型抽油机不断涌现，但其发展还是受到一定限制。国产数控抽油机采用了完全不同于传统游梁式抽油机的机架、传动系统和电动机，对游梁式抽油机没有任何继承，但因价格昂贵不能推广使用。链条式抽油机存在换向冲击载荷大和钢丝绳易断，道轨刚度不足容易变形等缺点。液压抽油机漏油发热可靠性差，且液压抽油机的维护保养比游梁式抽油机复杂的多，影响其进一步的推广使用。新型抽油机的投入使用比对在用抽油机进行节能改造需要更多的投入，且其中大多数新机种在可靠性和操作的方便性方面与常规游梁式抽油机相比存在着许多问题，加之受现场操作人员文化技术水平限制，对节能所带来的经济效益不十分关心等诸多因素，使大部分新型抽油机得不到良好的推广和应用。因此，研制开发新型节能型抽油机和对油田在用的游梁式抽油机进行节能研究具有很大的现实意义。1.4抽油机的发展趋势今后，国内外抽油机主要向以下几个方面发展69： a.朝着大型化方向发展b.朝着低能耗方向发展c.朝着精确平衡方向发展d.朝着高适应性方向发展e.朝着长冲程无游梁方向发展f.朝着自动化和智能化方向发展1.5本论文的主要研究内容近几年来，抽油机节能问题己日益引起人们的重视，国内的许多生产厂家正在不断地应用新技术，通过进行结构优化设计和改进平衡方式等，实现抽油机节能的目的，己经有一大批新型的抽油机相继投入油田开采。在开发新产品的同时，也要对现有抽油机实施节能技术改造，不断地推广节能技术。而在研究节能抽油机的同时，系统的可靠性、经济性和使用维护方便是生产厂家和用户所特别关注的问题，因此研究经济、可靠耐用、节能效果显著的抽油机是一个具有现实意义的课题。进入二十世纪九十年代，许多科研人员、各大科研院所、抽油机制造厂家做了大量的研究上作，研制出10多种不同类型的新型抽油机。数控抽油机虽然采用了全新的技术，属于机电一体化产品，但其对游梁式抽油机没有任何继承，因而价格昂贵，且控制系统的可靠性还存在一定问题，不能推广使用。链条式抽油机存在换向冲击载荷大和钢丝绳易断，道轨刚度不足容易变形等缺点。液压抽油机存在漏油、发热可靠性差等缺点，且维护保养复杂，影响其进一步的推广使用。另外，齿轮抽油机、气平衡抽油机、增矩式抽油机等一些抽油机从理论上都是可行的，可是经不起长时间的现场考验而中途夭折。以偏轮抽油机为代表的几种六连杆抽油机，虽然节能效果显著，但其活动件较多，制造、安装、调整、维护复杂，现己基本停止了生产，摆杆抽油机的节能效果也较明显，但由于采用了开式滚轮传动，钢轨磨损严重，而且与常规机相比增加大量钢材和多个活动关节，可靠性大打折扣，其发展前景也不容乐观。双驴头抽油机采用柔性四连杆结构，节能效果较好，结构上与常规抽油机相比，减少了尾轴承座连接，增加了后驴头和软连接，重量增加较少。其主要问题就是钢丝绳的折断问题，但通过合理选用材料和弧面参数，这一问题将得到解决。随着数控切割设备的出现，其制造难度降低，成本下降，其发展前景看好，目前国内节能型抽油机的应用上也证明了这一点。为此，本文在分析目前国内外在用抽油机的情况基础上，对异相曲柄抽油机进行优化设计，一方面提高其节能效果，另一方面提高其系统的可靠性，进一步进行抽油机优化设计研究。本文的主要研究内容如下： 1、对包括抽油机在内的有杆采油系统悬点载荷计算进行研究，对抽油机的电机功率的选择。 2、根据游梁式抽油机四连杆机构的几何关系和运动特点，对游梁式抽油机的几何结构、运动参数、动力特性等进行分析。3、对CYJY12-4.8-73HB型抽油机主要零部件（游梁、连杆、曲柄）强度校核。2 游梁式抽油机的运动分析游梁式抽油机驴头悬点载荷是标志抽油机工作能力的重要参数之一，是抽油机四杆机构力学分析的基础，是抽油机设计计算和选择使用的主要依据。抽油机工作时，抽油机悬点载荷及平衡重在曲柄轴上造成的扭矩与电机输给曲柄的扭矩相平衡。因此通过悬点载荷及平衡来计算曲柄轴扭矩，不仅可以检查减速箱是否在超过扭矩条件下工作，而且可以用来检查和计算电动机功率及功率利用情况11。在一定参数(悬点载荷、冲程长度和冲程次数)和一定使用范围条件下，抽油机各杆件和各节点的受力大小和方向的确定是抽油机设计计算的基本任务之一。只有在受力分析的基础上，才能正确地计算零件的主要尺寸，以保证足够的强度、耐久性和高效率。为此，首先对游梁式抽油机的悬点载荷等动力学参数进行详细的分析，然后再对抽油机四杆机构进行力学分析。2.1游梁式抽油机的运动学分析游梁式抽油机的运动学分析的目的：游梁式抽油机运动分析的目的是：对应于抽油机某一曲柄旋转角速度，求出驴头及各铰接点的位移、速度和加速度随时间或曲柄旋转角的变化规律，为进行载荷、扭矩等的动力学分析和计算提供数据。2.1.1 几何尺寸分析10从图2-1可的如下关系 （式2-1） （式2-2） （式2-3）在三角形和中分别运用余弦定理和正弦定理可得： （式2-4）第 39 页(共 39 页)抽油机的运动分析图2-1 抽油机运动机构示意图 （式2-5） （式2-6） （式2-7） （式2-8）式中：曲柄转角，以曲柄处于铅垂向上作为零度，沿顺时针方向度量；各杆件的参考角，各角均从基杆算起，并且沿逆时针方向取正值；曲柄半径；连杆长度；游梁后臂长度；基杆长度；游梁前臂长度；基杆的水平投影；与线的夹角；与线的夹角；由上图还可的到如下关系： （式2-9） （式2-10） （式2-11）式中：与线的夹角；悬点处于下死点位置时，游梁后臂和基杆之间的夹角；悬点处于上死点位置时，游梁后臂和基杆之间的夹角；2.1.2 悬点的位移、速度、加速度的分析从上图还可以看出，对应任一时的悬点位移Si(以下死点作为况的起始点)为：Si=Ai=A（） （式2-12）式中：游梁前臂长度；i对应任一时的游梁位置与悬点处于下死点时游梁位置的夹角。悬点冲程为：（） （式2-13）式中：对应于悬点处于上、下两死点位置时游梁两位置的夹角。图2-1中各矢量有如下关系： (式2-14）上述矢量方程用复变量可表示为： （式2-15）将上式两边对时间求导可的： （式2-16）或 （式2-17）令方程两边实部和虚部对应相等，则可的如下方程组： （式2-18） （式2-19）求解上述联立方程，可求得连杆及游梁运动的角速度、为： （式2-20） （式2-21）由于=，所以连杆和游梁的角速度为： （式2-22） （式2-23）式中曲柄旋转的角速度，rad/s （式2-24）式中曲柄的转速，r/min将上式对时间t求导，可的连杆及游梁运动的角加速度、为：（式2-25）（式2-26）式中=当曲柄匀速转动时，则、为 （式2-27） （式2-28）当曲柄匀速转动时，则悬点速度及加速度可有下式计算 （式2-29） （式2-30）已知：数据如下：单位（mm）表2-1 CYJY12-4.8-73型抽油机机构尺寸曲柄半径R连杆长度P游梁后臂C游梁前臂A水平距离I垂直距离H-G102942002840480035004200冲次数n减速器额定扭矩悬点冲程9 734.8m2.2 计算结果根据上面的推导公式以及上表的已知数据，通过计算机计算可得出悬点位移、速度、加速度、及扭矩因素曲线如下图（图2-2）。 通过计算机计算可得出如下结果：游梁最大摆角：52.29（度）；上冲程的最大加速度：2.436m/s2；上冲程的最大加速度位置：15（度）附近 ；图2-2 悬点位移、速度、加速度、及扭矩因素曲线3 抽油机动力分析3.1游梁式抽油机悬点载荷计算 当抽油机工作时，抽油机的驴头悬点上作用有下列几种载荷11：(1)油杆柱自重，用P杆.表示(它在油中的重量用P杆表示)，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上的油柱重)，用P油表示，作用方向也向下。 (3)油管外油柱对柱塞下端的压力，用P压表示，其大小取决于抽油泵的沉没度，作用方向向上。 (4)抽油杆柱和油柱运动所产生的惯性载荷，相应地用P杆惯 和 P油惯表示。它们的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)抽油杆柱和油柱运动所产生的振动载荷，用P振表示，其大小和方向都是变化的。 (6)柱塞和泵筒间、抽油杆和油管间的半干摩擦力，用P摩干表示。还有抽油杆和油柱间、油柱和油管间以及油流通过抽油泵游动阀(排出阀)的液体摩擦力，用P摩液表示。P摩干和P摩液的作用方向和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、游动阀打开时产生的，所以它的作用方向只向上。上述(1) 、 (2) 、 (3)三项载荷和抽油杆的运动无关，称为静载荷。(4) 、（5）两项的载荷和抽油杆的运动有关，称为动载荷。但是在直井、油管结蜡少和原油粘度不高情况下，它们在总作用载荷中占的比重很少，约占2%- 5%左右，一般可忽略不计。为叙述方便，这里先讨论静载荷的大小和变化规律，再讨论动载荷的大小和变化规律。3.1.1悬点静载荷的大小和变化规律 分别对上冲程、下冲程、下死点和上死点进行分析（如下图3-1）(l)上冲程当悬点从下死点向上运动时，如图3-1a所示，游动阀在柱塞上部油柱压力作用下关闭，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，使悬点承受抽油杆柱自重P杆和柱塞上油柱重P油，这两个载荷的作用方向都是向下的。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方向向上的压抽油机动力分析力P压。因此，上冲程时，悬点的静载荷尺P静上为： （式3-1）式中抽油杆材料的密度，kg/m3 ；原油的密度，kg/m3 ；抽油杆横截面面积，m2 F泵柱塞截面积，m2； L抽油杆长度或下泵深度，m；泵的沉没度，米； (2)下冲程 当悬点从上死点向下运动时，如图3-1b所示，游动阀由于柱塞上、下压力差打开，而固定阀在泵筒内、外压力差作用下关闭。前者使悬点只承受抽油杆柱在油中重量P杆。而固定阀关闭，使油柱重量移到固定阀和油管上这样，下冲程时悬点的静载荷P静下为： （式3-2） 上冲程 下冲程 图3-1 悬点载荷作用图(3)下死点(从下冲程到上冲程的转折点) 此时，对抽油杆柱或油管柱来说，载荷都发生了变化： 1)对抽油杆柱来说，在这一瞬间悬点载荷发生了变化，由下冲程的P静下变到上冲程的P静上，增加了一个载荷P=P静上P静下P油 (油柱重)，载荷增加就使抽油杆伸长，伸长的大小杆等于： （式3-3）式中钢的弹性模量，等于2.11011N/m2(或Pa) 在伸长变形完毕以后，载荷P才全部加到抽油杆或悬点上。实际上，在抽油杆柱受载伸长的过程中，驴头已开始上冲程。当悬点往上走了一个距离杆时，由于同时产生的抽油杆柱伸长的结果，使柱塞还在原地不动，就是柱塞对泵筒没有相对运动，因而不抽油，如图3-2c所示。 作2)对油管柱来说，下冲程时，由于游动阀打开和固定阀关闭，油柱重P油压在固定阀上，即压在泵筒和油管的下部。而当转到上冲程时，游动阀关闭，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作用。因此，在抽油杆柱加载的同时油管柱却卸载。卸载引起油管长度的缩短，并且一直到缩短变形完毕以后，油管柱的载荷才全部卸掉。油管柱的缩短的大小管等于： （式3-4）式中 油管管壁的横截面面积，m2；这样一来，虽然悬点带着柱塞一起往上走，但是由于油管柱的缩短，使油管柱的下端也跟着柱塞往上走，柱塞对泵筒还是没有相对运动，还不能抽油(如图3-2d所示)。一直到悬点走完一段距离等于管以后，柱塞才开始抽油。上面所进行的分析表明：悬点从下死点到上死点虽然走了冲程长度，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长度S效，要比小。所以 （式3-5）而静变形的大小等于 （式3-6）式中称为变形分配系数，一般可取.。 (a) (b) (c) (d) (f) 图3-2 抽油杆柱和油管柱变形过程图解 (4)上死点(从上冲程到下冲程的转折点) 它和下死点的情况恰恰相反。这时，对抽油杆柱说，静载荷由上冲程的P静上，变到下冲程的P静下，减少了油柱重P油，抽油杆因而缩短杆。因此，当悬点往下走了杆时，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P油而伸长了管，油管(或泵筒)好象跟着柱塞往下走。因此，在悬点再走完管以前，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S效比悬点最大冲程长度S减少了一个同样的静变形入值。 现在把上、下冲程中悬点静载荷随它的位移变化规律利用图形来表示(图3-3)，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线相当于柱塞和泵筒没有发生相对运动时悬点上行时的距离，即EB= 。当全部载荷作用到悬点以后，静载荷就不再变化而成水平线BC，到达上死点C为止。CD线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而回到下死点A。这种静力示功图，只有在浅井，而且抽油机冲次较低时才能用动力仪测得。 图3-3 静力示功图图3-3表明，在上、下冲程内，悬点静载荷随悬点位移的变化规律是一个平行四边形ABCD。3.1.2悬点动载荷的大小和变化规律 在井较深、抽油机冲程次数较大的情况下，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。为简化起见，本文只讨论惯性载荷。 惯性载荷包括抽油杆柱和油柱两部分，即P杆惯和P油惯。如果忽略抽油杆和油柱的弹性影响，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，P杆惯和P油惯的大小和悬点加速度ac大小成正比，而作用方向和后者相反。 （式3-7） （式3-8）式中：考虑油管过流断面扩大引起油柱加速度降低的系数(见图3-4)，其大小为： （式3-9）式中的F管表示油管过流断面的面积，它和上式中采用的符号f 管是不同的，后者表示油管管壁的截面积。图3-4 油管过流断面扩大图1)惯性载荷对悬点总载荷的影响上冲程时，柱塞(或抽油杆)带着油柱运动，所以冲程的惯性载荷P惯上等于： （式3-10）式中 m一表示油柱惯性载荷与抽油杆柱惯性载荷的比值。利用上式可得 （式3-11）下冲程时，柱塞(或抽油杆)不带油柱运动，所以下冲程的惯性载荷P惯下等于： （式3-12）考虑了惯性载荷作用以后，悬点的总载荷为： 上冲程： 下冲程：这样，示功图就由平行四边形ABCD(静力示功图)变成扭曲的四边形A B C D，这种示功图，称为动力示功图，如图3-5所示。 图3-5 动力示功图从图中可以看出，悬点的最大载荷Pmax发生在上冲程静变形期结束后一瞬间，如图中的B点。最大载荷Pmax等于静载荷加上动载荷(绝对值)；悬点的最小载荷Pmin。发生在下冲程静变形期结束后一瞬间，如图中的D点。其大小等于静载荷减去动载荷(绝对值)。3.1.3悬点的最大载荷和最小载荷悬点的最大载荷和最小载荷，特别是最大载荷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，所以目前有很多计算公式，有些先从理论上来推导，在引如实验校正系数，有些是纯粹的经验公式；有些只考虑惯性载荷，而另一些除了考虑惯性载荷外还考虑振动载荷的影响。在惯性载荷方面，有些考虑了柱塞上的油柱的惯性，有些则略去了油柱的的惯性。但是，应特别指出的是，在所有的计算公式中都没有考虑摩擦力的影响。在实际计算，可通过下式进行计算悬点的最大载荷和最小载荷： （式3-13）3.1.4 摩擦力对悬点载荷的影响定性分析表明，摩擦力增加了悬点的最大载荷，减少了悬点的最小载荷，加大载荷的变化幅度与不平衡性以及扩大了示功图面积，这不但给抽油机的上作带来了很不利的影响，而且使电机功率消耗大大增加。对于低粘度井液的油井，液体摩擦力(抽油杆柱和油柱间，油柱和油管间，油流通过泵游动阀的摩擦力均为液体摩擦力)的数值小，只有100200N，完全.丁以忽略不计，但是，当油井中原油的粘度很大，从0.1 PaS到l0PaS时，抽油杆和油柱间或油柱和油管间的液体摩擦力有时可达10000N20000N，对悬点载荷影响很大。特别是在下冲程时，和抽油杆运动方向相反的液体摩擦力如果在数值上超过抽油杆柱在油中重量，就会产生驴头悬点运动大大超前抽油杆运动的现象，也就是驴头往下走时，抽油杆还没有往下走。(甚至驴头己走到下死点，抽油杆都不运动，辽河油田曾出现类似现象)这样，当抽油杆和泵柱塞还没有达到下死点时驴头就开始上冲程。其结果是一方面缩短了柱塞的有效冲程长度，降低了抽油泵排量，另一方面山于上冲程时油柱重力和摩擦力突然加到抽油机驴头上，造成冲击载荷，影响抽油机的使用寿命。所以在粘油井抽油时，应该采取措施避免下冲程时驴头超前油杆运动的现象，如向油井中注热稀油或地层水，增加油管自径，采用加重抽油杆等方法，此外，非常重要的方法就是采用加大冲程长度、降低冲次（23次/分）的抽汲方式，因此，在稠油区的辽河油田，长冲程，低冲次的链条抽油机得到了推广应用。在丛式井(上自、下斜)和斜井中抽油时，山抽油杆接箍和油管间，柱塞和泵筒间产生的半干摩擦力，将达到很大的数值，也应采取相应的措施。为了提高机泵系统效率，口前，从克服和减少摩擦力方面，采取的措施有：(1)采用连续抽油杆(抽油杆之间没有接箍的单根抽油杆)。减少液体摩擦力。(2)采用滚轮接箍。减少半干摩擦力。(3)采用调心石墨盘根盒。减少半干摩擦力。(4)用光杆联接悬绳器和井下抽油杆。减少井口的半干摩擦力。(5)采用玻璃纤维抽油杆(连续抽油杆的一种)。旨在减轻抽油杆重量，减少液体摩擦力。3.2游梁式抽油机减速器曲柄轴净扭矩的计算 为了使悬点以一定的载荷P和一定的抽汲方式(S和n)工作，减速箱曲柄轴就需要给出一定的扭矩，因此减速箱曲柄轴扭矩是游梁式抽油机的基本参数之一。实践证明：减速箱曲柄轴扭矩大小和悬点载荷、各杆件长度的比值和抽油机的平衡情况有密切的关系。它的合理确定对减速箱的设计、电动机功率的选择和抽油设备的正常工作有非常重要的意义。下面就来讨论减速箱曲柄轴扭矩的大小和变化规律。 减速箱曲柄轴扭矩Tn等于曲柄半径R和作用在曲柄销的切线力T的乘积 （式3-14） 在工作过程中，曲柄半径R是不变的，所以减速箱曲柄轴扭矩Tn的变化规律和切线力T的变化规律是一样的。为了计算Tn值，必须首先求出T值。下面以曲柄平衡的抽油机(图2-2)为例进行计算。在曲柄销处的作用力有切线力T，连杆作用力P连，曲柄平衡重折合力Q曲，曲柄轴轴承沿曲柄的反作用力P柄以及曲柄平衡重质量造成的离心力Q离(Q离=)。 对曲柄轴中心O作力矩平衡方程式： （式3-15）移项整理的 （式3-16） 从上式可见，为了计算T值，需要先求出P连值，应将游梁上各作用力对游梁支点O1作力矩平衡方程式。在游梁上的作用力有悬点载荷P，连杆作用力P连，以及由驴头、游梁、横梁和连杆组件的重力，折合到驴头悬点处的折合力B(称为结构不平衡重力)。，游梁支点O1的反作用力R平和R垂。现在对游梁支点O1作力矩平衡方程式： （式3-17）图3-6 抽油机受力示意图移项得： （式3-18）所以 （式3-19）因此减速箱曲柄轴扭矩Tn为： （式3-20） 式中：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，将其称为扭矩因数，用表示： （式3-21）为曲柄自重及曲柄平衡重在曲柄上所产生的扭矩，称之为曲柄平衡扭矩。3.3游梁式抽油机电机功率的确定(1)抽油机设计时，由于悬点最大载荷，最大冲程，最高冲次均己确定下来，即已知了Pmax Smax nmax ，可根据上式（式3-14）求出减速器最大输出扭矩Mmax，然后确定减速器输出轴的最大轴功率Nmax： （式3-22）由于抽油机抽汲工况的差别，上式确定的减速器输出轴功率是个极限，一般情况下达不到，这样配电机，电机功率肯定偏大，具体使用时，大马拉小车，造成不合理现象，因此还需考虑功率系数，一般取K=0.60.8，这样，配用电机功率可用下式确定： （式3-23）3.4 计算最大下泵深度(1)初步确定上冲程的静载荷P静上 （式3-24）式中： 上冲程的最大加速度，m/s，向上为正。(2) 计算抽油杆的当量截面积 （式3-25）式中：各抽油杆的面积；各抽油杆的比例；可通过下表2确定。表3-1 抽油杆有关尺寸和比例type泵径抽油杆1直径dgan2dgan3dgan4比例dbgan2dbgan3dbgan4CYJ12-4.8-732810.8750.750.6250.160.180.210.45CYJ12-4.8-733210.8750.750.6250.170.20.230.4CYJ12-4.8-733810.8750.750.6250.20.230.260.31CYJ12-4.8-734410.8750.750.6250.230.260.290.22CYJ12-4.8-735110.8750.7500.260.290.440CYJ12-4.8-735610.8750.7500.290.330.380CYJ12-4.8-735710.8750.7500.290.330.380CYJ12-4.8-736310.8750.7500.330.370.30CYJ12-4.8-737010.8750.7500.360.410.230CYJ12-4.8-738310.875000.430.5700CYJ12-4.8-739510001000(3) 计算最大下泵深度 （式3-26）将计算的圆整到一个偏小值（最小圆整单位为50m），确定L。3.5计算结果通过上面对抽油机动力公式的分析，及已知数据通过计算机分析可得出如下结果：最大下泵深度H为：2632.861（米）；最大平衡扭矩为： 179.973(千牛米)；最大净扭矩N ：73.435千牛米)；计算电机功率为： 35.701(千瓦)；实际冲程为： 4.418(米)；均方根扭矩：35.8 (千牛米)；最大悬荷为： 119.378(公斤)。表3-2 抽油机动力数据表曲柄转角悬点载荷平衡扭矩曲柄净扭矩0108.64328.158-17.86315113.986-18.8159.82530114.981-64.50642.09845114.903-105.80165.57560114.983-139.86673.43575117.158-164.43869.93590117.837-177.78454.460105114.845-179.01431.491120113.521-168.04418.599135112.862-145.62316.088150112.019-113.27821.628165110.215-73.21330.836180106.674-28.15837.797195101.14918.81536.89221098.33164.50624.87422594.473105.8015.0424093.051139.886-11.21625590.719164.438-15.95527085.747177.784-6.81028588.099179.014-11.90930092.208168.044-21.96831596.301145.623-31.004330100.576113.278-36.329345104.92673.213-33.331360108.64328.158-17.863表3-3 抽油机受力分析数据表转角悬点载荷连杆力垂直梁水平力垂直力0108.643180.734.2177.4-38.215113.986192.551.7168.4-26.530114.981197.861.3188.0-11.545114.903197.862.2187.73.660114.983195.654.9187.715.775117.158195.741.1191.323.490117.837193.521.0192.425.3105114.845187.4-3.2187.421.2120113.521187.7-29.7185.313.2135112.862193.6-51.9184.31.2150112.019204.7-91.5183.1-15.0165110.215220.0-126.4108.2-35.5180106.674231.7-160.0174.3-59.3195101.149249.7-187.3165.1-82.721098.331259.7-204.3160.3-102.822594.473247.9-194.6153.6-108.724093.051226.1-168.4151.0-103.725590.719197.4-132.0146.8-91.027085.747167.2-94.0138.2-75.228588.099150.6-68.3142.0-67.630092.208155.9-45.3149.1-62.331596.301157.8-22.7156.2-57.0330100.576163.6-0.6163.6-51.3345104.926172.320.7171.1-44.1360108.643180.734.2177.4-38.2图3-7 示功图及扭矩曲线第四章 主要零部件强度校核4 主要零部件强度计算游梁式抽油机零部件主要包括：连杆、游梁、曲柄销、游梁尾轴承、游梁支架轴承、支架、减速箱的零件等。本文章主要计算连杆、游梁、曲柄销三个部分的强度。4.1 连杆强度计算 16 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。如果忽略连杆运动所产生的惯性力和惯性力矩，则可认连杆为二力杆，连杆力PL为： （式4-1）4.1.1连杆的静强度校核与稳定性校核选材为20钢的无缝钢管。屈服极限 。最大的连杆力是对连杆进行强度校核和稳定校核的依据。连杆力由两根连杆共同承受，计算载荷等于最大连杆力的一半。两根连杆可能受力不均，其影响在安全系数中考虑。(1)强度校核 强度校核时，把连杆看作压杆，其计算公式为： （式4-2） （式4-3） （式4-4） 式中 S 连杆的截面积 ，； 连杆材料的最小屈服强度，Pa； 无缝钢管的外径 cm 无缝钢管的内径 cm 静强度许用安全系数，=45。(2)杆件尺寸确定可取连杆的各部分尺寸为： D=120 d=80代入上式可求的连杆的最大应力为： max=21.78 Mpa由于连杆的材料为钢，钢的许用应力为： =70 Mpamax所以上述尺寸能够满足连杆的强度要求4.2 曲柄销强度计算17曲柄销是游梁式抽油机的关键零件，也是抽油机易损零件之一。在抽油机工作过程中，经常发生曲柄销损坏的现象，给油田生产造成很大的损失。导致曲柄销损坏的原因有很多，除少数是因为材料本身缺陷或原始裂纹引起的破坏外，大多数属于疲劳破坏。曲柄销的主要失效形式有：在螺纹及其退刀槽处、圆锥面退刀槽处以及凸肩两侧处断裂,圆锥配合面损坏或锥套被挤碎，螺母松动或脱落。4.2.1 曲柄的静强度计算除了防止曲柄销配合的松动以外，当然还必须保证曲柄销本身有足够的强度。假设曲柄销与锥套的配合是紧密配合接触良好,则将其看成为一端固定的悬臂梁。由石油天然气行业标准查得CYJY12-4
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