a256-js抽油机设计计算书

C320D256120型抽油机设计计算书C320DJS陕西宝深集团石油机械制造有限公司C320D256120抽油机设计计算书第1页共15页目录1、技术规范22、抽油机的结构221游梁222抽油机的旋转方向323游梁之外的结构件的设计载荷324悬绳器1125制动装置1226曲柄的极限应力1327轴承14参考文献15C320D256120抽油机设计计算书第2页共15页1、技术规范型号320256120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KNM3616总传动比20807中心距950电动机型号Y250M8三角皮带型5根C6300整机外形尺寸928122697760整机重量KG209002、抽油机的结构21游梁211常规型游梁额定值见图一所示W1见API11E中32XCBSAF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XC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3250MMG剪切模量081105MPA弯曲时的压应力7579106N/M2，即11200000IB/IN2见11E中的表1CBF由公式（1）取7579105得497103M3CBF63105793CBXFWS通过计算，我们选择用HN7003002413/16MN，其截面模数为55710XS3M3576103M3497103M3可以满足API11E规范的设计要求。XSXSC320D256120抽油机设计计算书第3页共15页700132424300图二游梁用HN7003002413截面图212游梁极限工作应力的计算用选定的槽钢计算W1见API11E中32XCBSAF弯曲时的压应力2见API11E中表1CBFLSJGEIFXTYCB式中弹性模量E211011PAE惯性的弱轴线力矩IY108104M4YIJT惯性距扭转常数JT331106M4由API11E中表1有1317LSGIFXYCB2531076510881026MPA757911000PSIMPA故取较小值，代入公式（1）有W12989KN116KN3XCB75AF23107即所选槽钢强度满足。22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。23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。231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C320D256120抽油机设计计算书第4页共15页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，A3250MM；C从游梁支架轴承中心到平衡器轴承中心的距离,C2490MM；G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,P3445MM；R曲柄最大半径，R1125MM；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12点位置和K之间的角度曲柄角，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C和P之间的角度R和P之间的角度，从R到P顺时针测量C和K之间的角度C和J之间的角度K和J之间的角度在计算320256120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。当时连杆受力见图四0C320D256120抽油机设计计算书第5页共15页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）GAW10式中悬点载荷IB吊挂重物重量IB0重力加速度G2/89SM悬点运动加速度A（5）SINCOIINCOSSIN32CRPCKRA曲柄角速度此时5/RAD/60SRAD/12当时，代入公式（5）得0530SIN76CO21SIN495381SIN721COS4367492813NSIAM2/80代入公式（4）得KN310891W此时连杆受的拉力为（杠杆原理）KN42031LPC320D256120抽油机设计计算书第6页共15页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）00000WKNL1MML2MMPKN067217610812135281103148163229224299187714398511562441634680343528105925755122158428921591382564306038143127773528107423220421693828315181402109456056122527128352811009346942176852841268143696260634510334642135281147822235929183411498157756828865743528117639387823238530331351535453907551702550535281234606939240942314482316114341058221564143533528119574693924764932323641560713120902644323838352812109926532500853264159158061213598453334342135281222367755247085322500315954591501065223233133528119791306123904431200515635416511420133528473528120268326522782629736311569767C320D256120抽油机设计计算书第7页共15页1801204134827383528120599755121489928049051574092从以上计算分析得出当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。232连杆强度计算根据231的计算连杆的最大拉力为1611434KNP2321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6SK式中材料的屈服强度S295MPA材料的安全系数K根据API11E中362我们取4S0252597375S250P7FP式中P连杆拉力F连杆的截面积；连杆选用11412的热轧无缝钢管设计给定82690354102142MDD39583569FPMPA安全系数达到18633（安全系数N一般为1520）87N用11412热轧无缝钢管能满足要求。2322连杆焊缝的拉应力根据API11E中362我们取4焊接技术规范为焊条为E4301SK4300251075S250MPA焊缝为开坡口对接焊缝，总焊缝截面积为（9）269035410214MDDA3958安全系数P23569A7125038N233曲柄销的强度校核曲柄销40CR受力分析见图五MPAB980代入本计算书公式（6）49003PA总面积5361422RF2M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74125964NM12094/MAXLWC320D256120抽油机设计计算书第8页共15页图五曲柄销受力分析图1017（13）07295641MAXWMWMPA式中000007293308D3M490强度足够P234横梁强度校核横梁受力分析见图六。图六横梁受力分析图2341横梁额定值由公式（1）WXCBSAF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C320D256120抽油机设计计算书第9页共15页P两连杆承载能力为1611434KNW单连杆载荷时横梁额定值805717KN弯曲时的压应力0269MPA（见API11E）CBFYF122103M3125103M3710968520YXASXS根据以上计算，我们选择H型钢HN350250，通过查表得出125103M3XS符合设计要求。236立柱类最大载荷2361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）PQWR横游垂式中主架支点在垂直方向上受的力垂R游梁自重13000N设计给定游Q抽油机的最大悬点载荷12346KN见计算书231节W抽油机连杆最大拉力1611434KN见计算书231节P横梁总成重量5063N设计给定横13000123460161143450633026664N垂R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05长度设计给定MSIN67841038L材料选用16MNAH型钢HN250175711前腿承受力F1N23051846TAN2T后腿承受力F29430T7单根前腿承受力为（20518423SIN786）210468583C320D256120抽油机设计计算书第10页共15页图八主架受力分析图由API11E中364有W215ASY4221RLENSYW2后腿的最大载荷IBSY材料屈服强度235MPAA横截面面积A55491032MN端部限制系数，取N1E弹性模量21105MPAL立柱的松弛长度L3730MMR截面回转半径R0104M（16）IX式中604105XI4由于90835107RLW2ASY4212882350431051324RLENY316827N9748217N根据计算,我们选定的H型钢满足强度要求。此时412333即为符合11E规范。ASY261035YS02362前腿最大载荷W2根据图九前腿受力分析图有C320D256120抽油机设计计算书第11页共15页图九前腿受力分析图两端固定05长度5360MM设计给定L材料选用Q235A工字钢22A前腿承受力F1N230518467TN4302T单根前腿承受垂直力为（20518423SIN786）210468583N单根前腿承受轴力为10468583/SIN84410510626由API11E中364有W2ASY422RLENSYW2前腿的最大载荷IBSY材料屈服强度235MPAA横截面面积A421032MN端部限制系数，取N1E弹性模量21105MPL立柱的松弛长度L5360MMR截面回转半径R0089M式中34107XI4由于6022089365RLW2ASY42126362045140213512RLENY2213594N10510626C320D256120抽油机设计计算书第12页共15页此时4459333即为符合11E规范。AWSY261035YS3024悬绳器241钢丝绳强度校核由API11E中38，驴头用钢丝绳的安全系数应5我们选用的钢丝绳型号GB/T89181996187281670查得钢丝绳的最小破断拉力为455KN455000NNP由于驴头上的最大悬点载荷由两根钢丝绳承担故910000N4502该抽油机最大悬点载荷为116000N1160005580000（设计给定）58000安全系数为为78591NP满足设计要求。242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0005M2S232MPA03345031035MPAAF0516S满足设计要求。25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。15400N13650N平衡锤Q曲柄QAA处由于连杆产生的扭矩M连P连L80571710685406NM由减速箱输出扭矩有曲柄装置的平衡力矩36160218080NM减额MC320D256120抽油机设计计算书第13页共15页抗弯矩截面模数3579103M3（26）W则最大正应力2891MPA（27）3AXMAX10579846M根据APISPEC11E的要求“曲柄上的所有组合应力应限定015SY的最大值”（即安全系数为6667）。曲柄材料选用HT200，有B195有SY015SY0151952925MPA2891MPA27轴承271中央轴承座总成轴承NJ2228（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6721WCKRB式中轴承的负载比1K10670000NB3026664/2151333N114321R53670满足要求。272横梁轴承22326（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6721WCKRB式中K101250000NB1611434506312651674714N11074621R467250满足要求273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6721WCKRB式中K10610000NB15461755N122470COS16393501039521R467满足要求281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980B05490，挤压强度110MPABMPAPMPAC320D256120抽油机设计计算书第14页共15页1剪切强度计算93149024DF2105378MPAPA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667PDB150487PA式中D为销的截面直径。B为接触面最小长度。020211022667符合API11E要求。YSPMMPA282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，MPA挤压强度110。受力如图所示，主要受力为剪应力和压应力。PMPAC320D256120抽油机设计计算书第15页共15页1剪切强度计算142649024DF2103461436MPAPA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1444PDB093146PA式中D为销的截面直径。B为接触面最小长度。0202110221444符合API11E要求。YSPMMPA284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110P。MPA图AC320D256120抽油机设计计算书第16页共15页图B1剪切强度计算267849024DF210346MPAPA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2102PDB120436PA式中D为销的截面直径。B为接触面最小长度。020222222102符合API11E要求。YSPMMPA3弯曲应力计算BW式中，为弯曲。为截面模数。3026664050121815999NM01D30127441033M66180202980294符合API11E要求BM41072985MPABMPA29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，B计算公式如下见API11EWLDTSST2HSTC1式中SX键的剪应力C320D256120抽油机设计计算书第17页共15页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4515000PSI10342见API11E表9DTSST220457036MPASMPA826530000PSI20684见API11ELHSTC11表93减速器扭矩计算1、结构不平衡重B773KN2、扭矩因数TFACRSINSINSINSIN146837SINSIN1254933、游梁与水平线之间夹角2RADIANS0950722234、载荷扭矩TWNBWBCOSTF085W773COSTF5、配重扭矩TPMGRPCOSRADIANSXPMRP2ATFGL曲柄G其中M、RP（配重力臂曲率半径）、曲柄重量、L曲柄中心到曲柄G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M1540KG,RP20M,得TP3080（98COSXP2A）TFGL曲柄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0945476210366732460911970805048030108227153881973455325870367128608770851104642833085799199842271812126235269707246101162745122784313