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几何计算 K 0(上） 下 角度 弧度 J 0 86785 86785 5 86785 0 86785 5 86785 0 86785 5 86785 0 86785 05 86785 20 86785 35 86785 50 86785 65 86785 80 86785 95 86785 86785 10 86785 25 86785 40 86785 55 86785 70 86785 85 86785 00 86785 15 86785 30 86785 45 86785 60 度 弧度 角度 t b 42 度 弧度 角度 弧度 弧度 b= c c= 257 0 75 120 度） 加速度 运动计算a=58981 60384 69908 85663 92252 05666 6754 63263 7322 81982 90405 90008 257486240 285 330加速度 加速度 角度 弧度 弧度 弧度 W y 34715 69623 50375 32338 q 128825 51 64 6 5 9 80368 8 150018 128736 L Q 000 60 弧度 弧度 弧度 w 34715 125510 148235 157818 156132 144472 122979 0 135 180 210 255 300 杆 i 度 度 度 度 80 60 5 7 9 11 13 15 17 19 21 23 25 27加速度 n X 182 97 9532 482 5 7 9 11 13 15 17 19 21 23 25 以下是计算结果表 曲柄半径 () 为: 米)连杆长 （）为: ）为: ）为: ）为: ）为: = ) 为: 度)冲程 () 为: 米) 冲次 () 为: 转/分)泵径 () 为: 米)最大下泵深度为: )日产油量为: 方米)平衡扭矩 牛米)最大净扭矩 N 牛米)计算电机功率为: 瓦)实际冲程 ) 实际产量 方米)均方根扭矩N 牛米)最大挂重 Q 为: 斤)最大悬荷 为: 斤)冲程 () 为: 米) 冲次 () 为: 转/分)泵径 () 为: 米)最大下泵深度为: )日产油量为: 方米)平衡扭矩 牛米)最大净扭矩 N 牛米)计算电机功率为: 瓦)实际冲程 )实际产量 方米)均方根扭矩N 牛米)最大挂重 Q 为: 斤)最大悬荷 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要】抽油机是构成采油设备重要组成部分。在抽油机驱动下，带动其它设备运转，实现油井的机械式开采。偏置型抽油机是在常规型抽油机基础上发展的，通过对曲柄的改造和尺寸的优化获得。本文介绍了偏置型抽油机工作原理、节能原理以及设计过程。首先，根据已知的参数，对抽油机的连杆机构在几何、运动、和动力学进行了系列的分析与计算，阐述了这种设备的运动规律。其次、对抽油机进行了工艺参数计算和主要部件材料的强度校核分析，及对配套设备，如电动 机、减速器的分析与选用，说明了该型设备在性能方面同其它种类设备的差异。最后，进行工况分析和结构草图设计。中间过程的有关计算部分，利用 【关键词】偏置型抽油机 曲柄 强度 特性 置抽油机的设计： 2 页 (共 59 页 ) of in by in to of is by of of In of be of to to of of of of of as up in In of to 【 买后包含有 咨询 言 第 3 页 （共 59 页） 置抽油机的设计： 4 页 (共 59 页 ) 购买后包含有 咨询 言 第 5 页 （共 59 页） 置抽油机的设计： 6 页 (共 59 页 ) 购买后包含有 咨询 言 第 7 页 （共 59 页） 目 录 任务书 开题报告 指导教师审查意见 评阅教师评语 答辩会议记录 中文摘要 外文摘要 前言 1 1 概述 2 题背景 2 究的目的和意义 2 内外现状和发展趋势及研究方向 2 梁式抽油机节能技术分析和指导思想 3 案论证 4 2 偏置型抽油机工作原理与节能原理 6 作原理 6 置型游梁抽油机特点 6 油机的尺寸规划及结构 6 3 抽油机的尺寸规划及结构 7 头 8 梁 9 梁及连杆 10 柄平衡装置 11 速箱 12 车机构 12 架 13 座 14 带传动装置 15 丝绳和悬绳器 15 动机 15 置抽油机的设计： 8 页 (共 59 页 ) 承座 15 4 游梁抽油机的基本参数和分类 17 头悬点（挂抽油杆处）的最大允许载荷 17 点最大冲程长度 17 点的最大冲程次数 18 速箱曲柄最大允许扭矩 18 5 偏置抽油机的设计计算 20 油机的计算参数 20 何计算 21 动计算 22 艺计算 24 要构件的受力计算 30 带传动设计 32 6 主要承载构件的校核计算 34 梁的强度计算 34 梁的校核计算 35 杆的强度计算 35 架轴承校核 35 座轴承校核 36 柄销轴承校核 37 7 总结 39 参考文献 39 致谢 40 附录 41 41 42 43 44 45 46 47 48 购买后包含有 咨询 言 第 9 页 （共 59 页） 49 置抽油机的设计： 10 页 (共 59 页 ) 置抽油机设计 :言 目前，采油方法有自喷采油法和机械采油法。自喷采油法的特点是利用地层本身的能量来举升原油。随着油田的不断开发，地层能量逐渐消耗。为了保 证原油的稳产、高产，这些油井不能继续用自喷法开采 。同时，有一些油井一开始就不能自喷。对于上述这些不能自喷的油井，就必须用机械采 油法进行开采。机械采油法又分为气举法和抽油法两种。气举法的特点是利用压缩气体的能量，把原油提升到地面；而抽油法的特点是将各种结构的泵放到井下抽油，所以抽油法又叫泵法。从国外石油最发达的国家来看，用抽油法开采的井数占绝对多数，约 80%左右，而抽油法所开采的原油占半数以上。由于我国油田的发展特点（处于开发初期和中期，采用注水 措施），目前，无论在生产井数方面还是在原油总产量方面，自喷法都 占相当大的比重。但从原油的发展趋势来看，采用机械采油法，特别是使用抽油法的井数和产量都在增加，在一些老油井，几乎全用抽油法采油。 用抽油法开采，国内外应用最广泛的抽油设备是游梁式抽油机或称作有杆抽油设备。 国石油协会）抽油机规范（ 1E） 中游梁式抽油机的种类有四种，它们分别是：常规型抽油机、异相曲柄平衡抽油机、前置式气平衡抽油机、前置式曲柄平衡抽油机。它的结构简单、制造容易、维修方便。游梁式抽油机有以下几部分组成：电动机、减速箱、四连杆机构。电动机通过三角皮带传动带动减速箱。减速后，由四连杆机构（曲柄、连杆、游梁、横梁）把减速箱的输出轴的旋转运动变为游梁驴头的往复运动。 抽油机在油田的开采作业中具有不可替代的作用，是构成“三抽”即：抽油机 油机的工作条件比较恶劣，全天候常年野外连续运转，而且绝大多数时间处于无人监护状态。因此要求抽油机具有良好的可靠性 、 耐久性；同时还要具有性能领域宽 、 调节范围大 、 能源消耗低 、 易损件少 、 维护保养方便，对环境适应性强的特点。 近年来抽油机正在向低能耗、 长冲程 、 高精度 、 自动化和智能化方向发展。特别是由于油井动液面的下降，长冲程 、 低 冲次的抽油机更是得到了推广与发展。 购买后包含有 咨询 言 第 11 页 （共 59 页） 1 概述 题背景 游梁式抽油机结构简单、可靠性高、使用维护方便、适应现场工况等优点 有举足轻重的地位。在今后相当长的时间内仍将是油田的首选设备 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、工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 20% 30%，为油田电耗的第一位，仅次于注水。自从 1985 年第一台异相曲柄平衡游梁抽油机 (简称异相机 )应用以来，国内 各大油田开始重视抽油机的节能工作。 究目的及其意义 常规型抽油机受到四杆机构的限制，游梁摆角不能过大，导致整机质量偏重，体积偏大。偏置式游梁抽油机是在常规型抽油机的基础上经过优化四连杆机构的几何尺寸，优化了平衡重的夹角，改变了平衡重的相位角而产生的一种新型的抽油机。通过平衡重在曲柄轴上产生的扭矩与悬点负载在曲柄轴上产生的扭矩相平衡，使抽油机运转时峰值扭矩和峰值电流都有较大幅度的降低，从而达到节能的目的。 内外现状和发展趋势与研究的主攻方向 游梁式抽油机的产生和使用由来已久，早在 120 年前 就诞生了，目前，世界各个产油国仍在大面积的广泛应用。美国拥有 40 万台，前苏联拥有 4 万台，我国拥有 2. 7万台，仅大庆油田，在用的游梁式抽油机就有一万余台。一百多年来，游梁式抽油机的结构和原理没有实质性变化。结构简单，易损件少，可靠性高，耐久性好，操作维修方便，这些优点是游梁式抽油机历经百年而经久不衰的原因。 美国生产游梁式抽油机的公司有十几家，品种复杂，型式繁多，其中技术先进、实力雄厚的 司为权威。前置式抽油机主要由 司生产，该公司生产的马克型前置式抽油机共有八个系列 46 个品种。马克 型前置式抽油机上冲程曲柄转角 195度，下冲程为 165度，从而降低扭矩峰值。该机上冲程开始比油井负荷扭矩滞后 冲程开始扭矩比油井负荷提前 而提高平衡效果，该机较同级常规型抽油机节能 此外， 司还生产前置式气平衡抽油机，该置抽油机的设计： 12 页 (共 59 页 ) 机比同级常规抽油机外形尺寸小 35%，整机重量轻 40%，共有 26种规格。 公概述 第 13 页 （共 59 页） 司生产偏置式抽油机，偏置式抽油机又称异向曲柄抽油机，或称后置式抽油机，或称托马斯特 (油机，简称 油机。这种抽油机的技术经济指标优越，深受用户欢迎。该机特点在于 连杆与游梁之间夹角始终为 90度，曲柄转角上冲程为 192度，下冲程为 168度，惯性负荷小，峰值扭矩小，比同级常规抽油机小 60%，该机游梁支架与减速器底座直接连接，改善了整体受力。 加拿大主要生产抽油机的厂商是雷姆斯有限公司，该公司主要生产常规式、前置式、偏置式游梁抽油机。前苏联游梁式抽油机共有 9 个系列 22 种型号，平衡方式全部采用复合平衡或曲柄平衡，重型采用气动平衡。为缩小尺寸，近年来将曲柄半径与驴头摆动半径比从 大到 我国的抽油机制造业已有 40 多年的历史，经过了进口修配，仿制试制，设计研制三个阶 段。 1980 年开始自行设计，研究制造国产抽油机，逐步实现国产化，不仅自给自足，而且还部分出口。兰石厂是我国生产抽油机的主要厂家，按国内技术生产的常规游梁式抽油机共 11 种规格，兰石厂和宝石厂是我国生产前置式抽油机批量最大的厂家，目前已生产该机 500 万余台。 1986 年兰石所研制成功 置式气动平衡抽油机，它是我国第一台前置式气平衡抽油机，试验结果表明，该机比同级常规抽油机节能 泵效提高 10% 20%。同年与四川钻采设备厂共同研究成功 偏置式抽油机，它 是我国第一台偏置式抽油机，目前共有 6种规格。然后又研制成功了 、 和偏置式抽油机。 试验表明 :这种抽油机比同级常规型抽油节能 11% 生产能力提高 27%。江汉石油学院和第四石油机械厂经过优化设计，将常规抽油机改造成偏置式抽油机，该机缩短了曲柄半径和游梁后臂，使极位夹角大于 0度，并将对称曲柄改成后置曲柄，同时改变抽油机减速器的旋转方向，试验结果表明，这种抽油机比改造前节能 10%17%，产液能力提高 6%。 梁式抽油机节能技术分析和指导思想 由于常规游梁式抽油机的上述优势，使得它能在国内外各油田广泛使用。但是，在长期的生产使用中，油田的经营者发现，它无法解决 :平衡效果差、载荷率低、工作效率低、“大马拉小车”、能耗高的缺点。为了追求开采效益最大化，以最少的投入置抽油机的设计： 14 页 (共 59 页 ) 来换取最大的回报，开发节能高效的新型抽油设备就成了油田生产经营者和抽油机设备生产厂致力追求的目标，这就是其发展的动力。国内在节能抽油机的研制开发上，20 世纪 80、 90 年代出现了高峰。 游梁式抽油机是一种变形的四连杆机构，其整机结构特点像一架天平，一端是抽油载 荷，另一端是平衡配重载荷。对于支架来说，如果抽油载荷和平衡载荷形成的扭矩大小基本相等或方向变化相反，那么用很小的动力就可以使抽油机连续不间断地工作。也就是说抽油机的节能技术取决于平衡的好坏。平衡率越低，则需要电动机提供的动力越大。正因为抽油载荷每时每刻都在变化，而平衡重不可能和抽油载荷作完全一致的变化，才使得游梁式抽油机的节能技术变得很复杂。在游梁式抽油机的平衡技术方面，传统的方法有三种 :一是在曲柄上加上平衡块，即曲柄平衡；二是在游梁尾端加上平衡块，即游梁平衡 ;三是在曲柄和游梁尾端都加上平衡块，即复合平衡。 这三种平衡方式形成的平衡扭矩曲线都是规则曲线，而抽油载荷扭矩曲线是非规则曲线，其叠加曲线存在较大的峰值和负扭矩。克服这一难题，就是游梁式抽油机节能技术所要攻克的对象 案论证 随着我国油田的进一步开发，由于采油成本的不断提高和电价的上调，如何降低抽油机的能耗已引起人民的高度重视。各种研究抽油机的节能途径归纳起来可分为两种： 一是改变抽油机的结构直接降低抽油机的扭矩因数，已降低抽油机的工作扭矩及其波动，实现节能，如偏置式抽油机、双驴头抽油机等；另一种是改变抽油机的平衡方式，以降低减速器输出轴的扭矩，达 到节能的目的，如大轮式抽油机，二次平衡抽油机。 抽油机节能工作的开展大致包括两个方面：一是开发设计新型技能抽油机；二是对抽油机进行节能改造。 目前，油田非自喷井采油广泛使用游梁式曲柄平衡抽油机。游梁式抽油机因有结构简单、工作平稳、性能可靠等优势而在各油田广泛应用 , 但其能耗大、工作效率低 , 所以降低抽油机能耗 , 提高抽油机的工作效率具有重要意义。 目 前，油田非自喷井采油广泛使用游梁式曲柄平衡抽油机。 游梁式抽油机因有结构简单、工作平稳、性能可靠等优势而在各油田广泛应用 , 但其能耗大、工作效率低 , 所以降低抽油机 能耗 , 提高抽油机的工作效率具有重要意义。为了减小抽油机的功率，更进一步的节约能源，需要一种替代抽油机来应用于油田上的采油生产。为此，概述 第 15 页 （共 59 页） 本设计针对这样的特点，对一般的游梁式抽油机做了改进设计。偏置型游梁式抽油机同常规型抽油机主要有二方面不同： 1减速器背离支架后移，增大减速器输出轴中心与游梁摆动中心之间水平距离，形成较大的极位夹角（即驴头上、下死点与连杆中心线之间夹角）； 2平衡块重心与曲柄轴中心连线和曲柄销中心与曲柄轴中心连线之间有个平衡相位角 ，这种抽油机曲柄均为顺 时针转动，因此平衡重总是滞后一个角 。由于有较大的极位夹角，一般 12度左右，使得抽油机上冲程时曲柄转过角度增加 12度为 192 度，下冲程减小 12 度为 168 度，当曲柄转速不变时，悬点上冲程时间就大于下冲程时间，因此悬点上冲程的加速度和动载荷减小，由于平衡相位角改变了平衡效果，从而使减速器的最大扭矩峰值降低，扭矩变化较均匀，电动机所需功率较小，在一定情况下有节能效果 本设计的特点是根据常规型抽油机的特点，设计了偏置型曲柄平衡式抽油机。所设计的抽油机有原始的数据和给定的几 何参数，还有参考资料和图例，在这基础上对常规型抽油机进行了改进并对抽油机的四连杆机构进行几何、运动、动力学上的计算和对主要部件进行校核计算。 置抽油机的设计： 16 页 (共 59 页 ) 2 偏置型抽油机工作原理与节能原理 作原理 抽油机的电动机通过 柄 连杆 游梁 支承架四杆机构将这一运动转化为驴头的变速上下往复运动，通过钢丝绳和抽油杆带动抽油泵柱塞做变速的上下往复运动，实现油井开采。 置型游梁抽油机特点 （ 1） 曲柄中心线和平衡重中心线偏离一个相位角 。 （ 2） 曲柄轴中心线至中央轴承座中心水平距离 I 大于游梁后臂长度 C，两者差接近于曲柄半径 R，即 。结构上看，加大了力臂减小了连杆拉力，增大抽油机最大承载能力，扭矩因数下降。这种结构特点使游梁在上下死点时，连杆两个位置之间存在一个相位夹角，这种机构具有急回特性。 （ 3） 曲柄顺时针方向 旋 转，保证上冲程时间长 能原理 （ 1） 抽油机的负载状况影响抽油机的能耗。常规型抽油机加在曲柄的净扭矩成周期变化，有时对电机做功，这样的负载不利于普通电动机的正常工作，是电机高能耗原因。 （ 2） 普通异步电动 机具有硬特性，适宜拖动均匀负载。常规型抽油机的负载状况不理想，就形成了它能耗高特性，而 偏置 型抽油机在这方面得到改进。 （ 3） 抽油机工作时曲柄净扭矩的波动由悬点载荷与加速度变化引起。通过改变抽油机杆件尺寸的配比，使运动规律改变，减小工作扭矩曲线的峰值。在保证冲次不变的情况下，加长上冲程时间，减少上冲程前半段的加速度变化幅度，使扭矩峰值减小；同理可以使工作下峰值加大。同时可以改变工作扭矩的形状。 偏置 型抽油机通过在曲柄上的偏置角的引入，有利于减少电动机的额定功率，达到二者更好的匹配，也可以改善杆件受力情况 。抽油机的尺 寸规划及结构 第 17 页 （共 59 页） 3 抽油机的尺寸规划及结构 游梁式抽油机四连杆机构的尺寸决定了其运动性能、动力性能及其能耗。长期以来，游梁式抽油机四连杆机构尺寸的确定成为许多学者和设计人员的研究对象。 图 1 为游梁式抽油机四连杆机构的尺寸示意图，在图中， H 为抽油机底座底平面至支架轴承中心的高度，它取决于抽油机的最大冲程长度，并决定抽油机的高度，其具体计算方法是： H=S H c H h （ m） 式中， S 最大冲程长度 （ m）； H c 井口装置高度 （ m），一般为： m） ； H h 悬 绳器高度 （ m），一般为： m） 。 A 为游梁前臂长度，其大小取决于冲程长度和游梁的摆角，值得说明的是，前苏联和我国都是采用大摆角（约 1 弧度），而美国则是采用小摆角（一般为 44 46），大摆角抽油机的特点是结构紧凑，但动力性能差，扭矩特性差，能耗高；大小摆角抽油机的特点是结构庞大，但动力性能好，扭矩特性好，能耗低。在本次设计中，采用游梁小摆角设计。具体来说，当冲程长度小于 ，游梁的摆角为 4446；当冲程长度大于 ，游梁的摆角为 51 53。 G 为减速器输 出轴中心线至底座底平面的距离，其大小决定了抽油机曲柄的长短，从而影响平衡块的重量， G 越大，曲柄长度越长，在同一平衡扭矩的条件下，平衡块越轻。曲柄连杆机构其尺寸的大小及分配决定了抽油机的运动性能、动力性能及其能耗。 置抽油机的设计： 18 页 (共 59 页 ) 目前，最常用的游梁式抽油机采用机械方式，它具有前、后臂。它主要有游梁、驴头、横梁、连杆、曲柄、减速箱、制动机构、支架、撬座、悬绳器以及平衡重等组成。总的说来，游梁式抽油机的结构较简单，下面着重分析它的主要组成部分。 头 驴头 的作用是将游梁的往复摆动转化为吊绳的上下直线运动。从机构学来讲，它是一种绳轮机构。我国抽油机驴头常用的结构型式有上翻式、侧转式及重力式三种，国外抽油机的驴头多采用悬挂式驴头。这种驴头的结构特点是制作比较简单，易于安装，可靠性高，最大的缺点是在修井作业时，必须将整个驴头卸下，操作工作量大。本次设计采用侧转式驴头结构型式。它是用钢板组焊而成的一个箱形结构，其厚度为464板使用 钢板，钢板的厚度为 12m。 抽油机的尺 寸规划及结构 第 19 页 （共 59 页） 图 2 驴头结构工程图 梁 游梁是一种扛杆，它是抽油机的主要承载 构件，也是抽油机最大应力出现的构件，对游梁的设计主要考虑其强度和稳定性。国内在常规抽油机的设计过程中，游梁的结构只有两种，一种是箱形结构（用于重型抽油机），另一种 H 型结构（用于中型或轻型抽油机），对于重型抽油机，其游梁结构设计成如图（ a） 所示，对于轻型或中型抽油机，其游梁结构设计成如图（ b） 所示，本次设计采用箱形结构。游梁的高度为翼板、侧板使用 钢板 . 钢板厚度分别为 各游梁一般焊有加强板和吊耳等附件。 置抽油机的设计： 20 页 (共 59 页 ) 图 3 游梁结构工程图 梁及连杆 梁的结构 横梁及连杆可分为两种结构：一种是将横梁和连杆制造在一起，其特点是连接件少，结构简单，用在小型抽油机中，它由改变后臂长度来调节冲程长度。另一种结构是单独横梁，用于一般大型抽油机中，它由改变曲柄和连杆的连接点位置来调节冲程长度。 横梁是连杆和游梁连接的中间部件。动力经过横梁才能带动游梁作摇摆运动，横抽油机的尺 寸规划及结构 第 21 页 （共 59 页） 梁的形式有三种：直形横梁、船形横梁和翼形横梁。其中船形横梁的横梁和连杆连接点与横梁和游梁连接点 在同一水平线上，增加了连杆和横梁的刚性，并改善了连接销轴的工作条件。翼形横梁连杆弯曲与横梁成为一体，直接与游梁连接，它结构简单，连接零件少，多用在轻型游梁式抽油机上。 杆 连杆一般都用无缝钢管制成，两端焊有连杆头。正常工作时，上端连杆头和横梁无转动，用销子相连。下端连杆头和曲柄用曲柄销子连接，在连杆销处安有滚动轴承。曲柄销子和曲柄间一般用圆锥面相连，在销子头上用螺母固死销子和曲柄，在曲柄上有 34 个锥孔，用以改变冲程长度。 柄平衡装置 抽油机的平衡历来是被许多学者和现场工作人员所关注 ，因为平衡的好坏直接影响抽油机的能耗和寿命。对于游梁式抽油机而言，平衡可分为机械平衡和气动平衡，机械平衡也有曲柄平衡、游梁平衡及复合平衡之分。从平衡效果来看，游梁平衡最好，复合平衡次之，曲柄平衡最差，但从安全性来考虑，则正好相反。从现场使用的情况来看，轻型抽油机使用游梁平衡，中型抽油机使用曲柄平衡，重型抽油机则使用复合。平衡重，装在曲柄上，类型较多，目前广泛使用的有两种，一种为一般偏心重结构，另一种为扇形结构。偏心重结构制造容易，但调整较困难，而扇形结构调整较方便，当需将偏心块调整到某位置时，可将圆曲柄旋转 ，使要调的位置在最下方，松开固紧螺钉后，扇形平衡重沿导轨自动落到要调的位置。为了调整方便及安全，在两种曲柄上都有导轨及挡块，固紧螺钉即使松开，也不会是偏心重落下。本次设计中采用的是偏心重结构的曲柄。 本次设计按照此原则进行，只是在重型抽油机设计的过程中尽量多采用曲柄平衡，主要是因为简化结构，便于各个模块之间的相互组装，以最少的模块来组装出最多的抽油机，从而工装夹具的设计，降低生产成本，提高产品的出口竞争力。 曲柄的宽度为 550柄的长度则取决于减速器输出轴中心线至底座底平衡的高度，平衡块的重量主要是取决于 抽油机的承载能力。 置抽油机的设计： 22 页 (共 59 页 ) 图 4 曲柄平衡装置结构工程图 速箱 一般使用的减速箱多数为两极齿轮式，传动比 i=25 40 左右，在个别情况下也有使用一级齿轮减速箱或链轮减速箱。由于工作载荷大，一般小功率时采用斜齿，大功率时采用人字齿，并开始使用圆弧齿轮。减速箱采用圆弧齿轮后，其承载能力比相同参数的渐开线齿轮减速箱体积有所减少，这样也给抽油机其它部件尺寸的缩小创造了条件。本次设计中选用的减速箱 就是这种类型。其型号为： 1000。减速器的额定扭矩为 105 m 车机构 刹车装 置安装在减速器的高速轴上，起制动作用。它的结构型式有内涨式和外抱式两种，内涨式刹车装置结构复杂，但制动力矩大，外抱式则正好相反。刹车机构是一个传动机构，将人力传递给刹车装置，并进行必要的放大，使之符合制动力矩的要求。本次设计采用外抱式刹车装置。 抽油机的尺 寸规划及结构 第 23 页 （共 59 页） 架 支架的主要作用是支承游梁，其高度必须满足抽油机的冲程长度、井口高度及悬绳器的正常工作需要。支架与游梁、连杆、曲柄及底座一起构成抽油机的四连杆机构，保证抽油机的正常工作。支架的结构型式有两种，一种是四腿支架，它主要由角钢焊接而成，其特点是制造方便，刚度大 ，但体积大，运输困难，国内的常规抽油机和部分偏置抽油机采用这种结构的支架；（对于重型油机尤其突出），另一种是三腿支架，它是用工字钢和槽钢组焊而成，它的特点是开度大，运输方便，但安装困难；其另一个优点是当它的后腿与减速器座相联时，使底座不受弯曲应力的作用，从而保证底座不会出现断裂的情况。国内的部分偏置抽油机采用这种结构的支架，国外的常规抽油机和偏置抽油机均使用三腿支架。本次设计的支架采用的是三腿结构 , 支架前面的两个主腿和后腿均采用两个槽钢对焊，并间断补强，制作时，将前腿和后腿分开，现场安装时将支架后腿按要求 组装并锁紧即可。 图 5 支架结构工程图 置抽油机的设计： 24 页 (共 59 页 ) 座 底座的作用是承受整个抽油机及悬点载荷的全部重量，并使抽油机的支架、减速器及电动机装置连成一体。底座有门型和 内常规抽油机和部分偏置抽油机采用门型底座，部分偏置抽油机采用 次设计采用 种底座的优点是稳定性能好，尤其是超重型抽油机，必须采用这种结构的底座。底座上焊有减速器座和电动机座，一般来说，电动机座有两种布置方式，一种是直接在底座的主梁上焊接电动机导轨，它的特点是抽油机运转平稳，但耗材多；另一种是用不同的型钢 单独制作一个电动机座，然后将该座焊接或铆接在主座上，它的特点是节省材料。对于雨多的地区，还应当防止电动机淹水的现象产生，为此，本次设计将电动机座抬高 500 1000 ，对于少雨地区，可将电动机座放置到与主底座对齐的位置。 图 6 底座结构工程图 带传动装置 皮带传动装置的作用是将电动机的高速运动传递给减速器，并作适当的减速，主抽油机的尺 寸规划及结构 第 25 页 （共 59 页） 要有大皮带轮、小皮带轮及三角胶带组成。选用皮带时，本设计用普通 于三角胶带的根数则视其传递的功率而定，长度则根据电动机装置的结构确定，每一种型 号的抽油机配备有三个不同直径的小皮带轮，以满足抽油机三个不同冲次数的需要，大皮带轮则是每一种型号的减速器配备一个。 丝绳和悬绳器 悬绳器是连接光杆的吊绳的部件，钢丝绳是用多层股（不旋转）钢丝绳，规格为32公称抗拉强度为 1550 N/ 动机 抽油机的动力源有：柴油机、电动机、天然气发动机等，其中柴油机和天然气发动机主要用于电力供应紧张或电力难以送达的边缘或偏辟地区，大多油田均使用电动机。本次设计的抽油机动力源使用电动机，其型号为 540 承座 每一台抽油机有三个轴承座，即中央轴承座、尾轴承座和曲柄销轴承座，根据抽油机的不同型号，共有 5 种同一型号、不同规格的轴承座，具体型号见 5795 93游梁式抽油机安装尺寸、易损件配合尺寸标准。 置抽油机的设计： 26 页 (共 59 页 ) 图图 8 规型抽油机结构示意图 1 驴头； 2 游梁； 3 横梁； 4 连杆； 5 曲柄装置； 6 减速器； 7 电动机装置； 8 刹车机构； 9 底座； 10 支架； 11 悬绳器； 12光杆卡瓦； 13 吊绳 游梁抽油机的基本参数和分类 第 27 页 （共 59 页） 4 游梁抽油机的基本参数和分类 抽油设备的功用就是从一定的井深抽出一定数量的原油，所以，井深和产量就标志着抽油设备的工作范围。为了达到这两个指标，对游梁式抽油机的工作能力提出了各方面的要求，这就是游梁式抽油机的基本参数： 抽油机的的参数主要是：悬点额定载荷、冲次数和光杆冲程，由于这三个参数是独立的，分别代表抽油机主要性能指标，故我们称之为基本参数；另外，抽油机减速器的额定扭矩、电动机的装机功率，也是其重要的技术参数，但它们不是独立的，而是由抽油机的基本参数决定的，故我们称之为 总体参数。在规划这些参数的过程中，额定悬点载荷根据 准提供的公称尺寸数据，进行公制转换、圆整即可；对于一台抽油机而言，一般有三到四个冲程，其中最大的光杆冲程可以依照 准提供的公称尺寸数据，进行公制转换、圆整，其它几个冲程则要根据计算求得。计算的论据是既要符合制造要求，又要满足冲程梯度的变化，即符合不同型号的抽油机最大冲程的变化规律。单一的冲次数决定了抽油机运动速度，同时决定了抽油机各运动构件的动载荷，在规划抽油机的冲次数时，主要是考虑抽油机的平均抽吸速度，其值在一个较小的范围内变化，并且随着冲程 的增加而增大。减速器的额定扭矩依照 准提供的公称尺寸数据，进行公制转换、圆整，并且符合 梁式抽油机的要 求。 头悬点（挂抽油杆处）的最大允许载荷 它主要取决于抽油杆柱和油柱的重量，实际上的它表明在一定的抽油杆和抽油泵泵径组合时的最大下泵深度（或井深）。目前，悬点的最大允许载荷从 58150280 根据悬点最大允许载荷 Q 的变化范围，可将抽油机分为以下几种： 轻型 . 0中型 0030m a x 重型 . 00点最大冲程长度油矿场上，应用的置抽油机的设计： 28 页 (共 59 页 ) 悬点最大冲程长度 10 米，而用的最广泛的在六米以下。 根据悬点最大冲程将抽油机分为以下几种： 短冲程 . 中等冲程 . 1m 长冲程 . 3m 超长冲程 . 点的最大冲程次数最大冲程次数确定了抽油机的最 大产量 (当泵径一定时 )。目前，实际应用的悬点最大冲程次数从 24 到20 。因为，抽油杆的折断系数和冲程次数成正比，所以限制了冲次的进一步提高。 根据悬点的最大冲程次数将抽油机分为以下几种： 低冲次 . 1 . 1m a x1 m . 1m ax 速箱曲柄最大允许扭矩别是和悬点最大冲程时，曲柄的最大允许扭矩 根据减速箱曲柄最大允许扭矩将抽油机分为以下几种： 小扭矩 10m . 3010m a . 6030m a 60m a 可得到抽油机单位时间（一分钟内）所需的功率。所以，也可根据抽油机所需的功率 小功率 . 中等功率 . 55m a x 游梁抽油机的基本参数和分类 第 29 页 （共 59 页） 大功率 . 0 025m a x 超大功率 . 00上面，我们根据抽油机的四个基本参数和最大功率对它进行分类，以便于抽油机的设计计算。此外，抽油机按其结构可分为：前置式和后置式。按平衡方式的不同可分为：机械平衡和气动平衡。机械平衡需要金属多，调整不方便，但结构很简单，是目前应用最多的一种。气动平衡重量轻，调整方便，但结构复杂，多用于重型长抽油机。 为了能对游梁式抽油机正确的进行设计计算和改进，首先必须研究上述的四个基本参数的大小和变化规律；最后，根据油田生产实际给定的条件对抽油机进行设计计算和改进。 偏置抽油机各字母和数字所代表的意义： 游梁抽油机的代号， 偏置型， D 双圆弧齿轮减速器， 365/160 驴头悬点的最大载荷为 3650060192 光杆最大 冲程长度， 912 减速箱曲柄最大允许扭矩为 912000105 ， H 减速箱为点啮合圆弧齿轮传动型， B 曲柄平衡。它属于重型、长冲程、中等冲次、超大扭矩型的抽油机。 置抽油机的设计： 30 页 (共 59 页 ) 5 偏置抽油机的设计计算 油机的计算参数 曲柄半径 (R)为： ) 连杆长 (P)为： 米 ) 游梁前臂 (A)长 为： (米 ) 游梁后臂 (C)长为： (米 ) 曲柄回转中心至中心轴承的垂直距离（ H G）为： (米 ) 曲柄回转中心至中心轴承的水平距离（ I）为： 米 ) 游梁的最大摆角： =度） 冲程： s= )； 冲次： 8（ /分）；泵径： 38（厘米） 偏置角（）： 度 ) 悬点载荷： 190（千牛）；电动机的额定功率： 55（千瓦） 偏置型抽油机的机构运动简图如下所示，其中已知条件为：曲柄半径 R，连杆长度 P，游梁后臂长度 C，游梁前臂长度 A，减数器输出中心到支架轴承中心的水平距离 I，减数器输出中心到支架轴承中心的垂 直距离（ 冲次数 n，减速器的额定扭矩 电动机的额定功率 图 9 偏置型抽油机结构运动简图 偏置抽油机的设计计算 第 31 页 （共 59 页） 何计算 根据图中的符号定义，则有： 算 )c 2c （ 1） 式中： )(1 （ 2） )c o s (222 22 )( （ 3） 算 s P s （ 4） )s s )s s （ 5） 090 （ 6） 算 )()( （ 7） 算o)(2)(co s 22210 （ 8） 算 )(2)(co s 2221 （ 9） 算冲程长度 S 置抽油机的设计： 32 页 (共 59 页 ) AS )( （ 10） 其中： )(c o （ 11） )(c o （ 12） 动计算 算悬点的速度 ； V . （ 13） s 80s . 0 （ 14） （ 15） s in)s . （ 16） （ 17） 算悬点的加速度 22 ./ （ 18） 22222s s 19） 22222s （ 20） s ).c o sc o s( （ 21） s i n c i ns i nc i n )(s i ns i 22） 偏置抽油机的设计计算 第 33 页 （共 59 页） 作表 1,其内容为 , 。 表 1 抽油机具体参数值 度 度 度 度 80 5 0 5 0 5 0 05 20 35 50 65 80 置抽油机设计 : 生： 指导老师： 【摘 要】抽油机是构成采油设备重要组成部分。在抽油机驱动下，带动其它设备运转，实现油井的机械式开采。偏置型抽油机是在常规型抽油机基础上发展的，通过对曲柄的改造和尺寸的优化获得。本文介绍了偏置型抽油机工作原理、节能原理以及设计过程。首先，根据已知的参数，对抽油机的连杆机构在几何、运动、和动力学进行了系列的分析与计算，阐述了这种设备的运动规律。其次、对抽油机进行了工艺参数计算和主要部件材料的强度校核分析，及对配套设备，如电动 机、减速器的分析与选用，说明了该型设备在性能方面同其它种类设备的差异。最后，进行工况分析和结构草图设计。中间过程的有关计算部分，利用 件进行了编程调试。 【关键词】偏置型抽油机 曲柄 强度 特性 【 of in by in to of is by of of In of be of to to of of of of of as up in In of to 【 机械工程学院 毕业设计外文翻译资料 题 目： 学 生： 学 院： 专业班级： 指导教师： 辅导教师： 时 间： 社会石油工程 39800 关于杆式抽油泵中紊流摩擦的预测 美国塔尔萨社会石油工程成员 社会石油工程成员 1998年著 这篇文章是通过一个作者简述的社会石油工程计划选择二叠纪。现在，社会石油工程成员还没有回顾、作者还没有修正文章的内容。现在这份材料没有必要 细想任何社会石油工程成员，办公室成员 或职员的地位。也许现在社会石油工程编辑在公开回去社会石油工程会议。禁止电子再现，分类或为商业目的不顾社会石油工程成员所写内容精简这篇文章的任何部分。允许复印，但不允许缢离 300个词语。图表可能不能够复制。摘要必须包括出自哪里和作者姓名的著作。社会石油工程 真： 972介 有杆抽油泵中摩擦力对检测和分析有杆泵系统装置有重大影响，该摩擦力是由活塞杆在流体中做往复运动产生的。现在有 关 管道中流量的研究都受到包含运动杆和联轴对层流平流的限制。由于低黏度流体和杆周围的联结使流体呈涡流状，所以在近期的研究中关于静止管壁和运动杆 /联轴环形区域，简易模块使用混合长度方法相比流体动力学的计算编码计算效率更高，流体动力学的计算编码使用 模型标准去检测有运动杆和联结环面的紊流摩擦系数，简化模型已发展到可去检测带有 运动杆环面的紊流摩擦系数，这些模型结果彼此进行比较后得到有用数据，另外，在杆 /联轴和流体间的摩擦系数按照以下 4 个参数可以描述为杆与管道半径的比值，联 轴与管道半径的比值流体的雷诺值和相对杆的速度。 绪论 有杆泵体系早已有历史记录，在最有名和最有影响力的石油开采中的人工举升方法，直到 20世纪 50年代末，在动态数学模型方面才做出了足够努力并并取得了发展，该模型能够在检测有杆泵系统的性能中得到使用，先前的努力仍受到杆和流体的动态限制 ，流体的动态性不仅对层状流体有限制，而且受到臆测着的严格把握，紊流的粘性摩擦和库仑摩擦都在先前的研究中被忽略。 在泵作用和低黏度流体的共同作用下，在管道系统和杆共同组成的环面中的流体是十分紊乱的（尤其是在泵作用系统中杆速度最大部分） 。当然，联轴分布沿杆部分增加液体或气体的紊乱。根据实验的迹象和和理论的分析表明紊流的粘性摩擦在有杆中 分布式的摩擦与杆的联轴是薄片状摩擦的几倍。因而，有必要说明杆式抽油泵系统的紊流摩擦模型在设计和方针方面的问题。 在当今的工作中，计算流体动力学是用来分析管道系统和杆共同组成的环面中的紊流体问题。这个方法被用来预测杆、管道系统和联轴的摩擦系数。另外，一个简化的模型被用来预测杆和管道系统中的摩擦系数。 数学模型 图 1阐述一个由固定环形系统、运动杆和联轴组成的环形区域的示意图。杆和联轴贯穿上部和下部，而流体主要流过 上部。因此，在环面中的流体是自然复杂并且瞬时的。如同上述 ，计算流体动力学可以被用来预测流体瞬时的液压，但是计算很容易和现在计算机的性能完全混淆，所以，一些简单的设想用于发展对分析流体有效的解决方法。例如，假设流体既不以恒速向上或向下运动。这种假设非常简化计算流体动力学方法并促进了简化模型的发展。 计算流体动力学方法用于验证简化模型的建议，同时用于评价连接杆因外形复杂而很困难完成的几何分析法的影响。由于验证数据与这相关问题都被限制，仅仅就是在这些特殊的情况可用，计算流体动力学使用的工具固定杆可提供低成本的可靠 分析。 简化 方法和综合的计算流体动力学都被认为是种突破。 综合计算流体动力学方法 现今研究把商业中有用的计算流体动力学编码称为 计算流体动力学编码解决特殊领域中的调节流体平衡，流体在环形系统中形成紊流，需要紊流模型去检测流体区域。有些紊流模型可用于 11括标准 模型、低雷诺值的 模型、 模型和雷诺压力模型。当今工作标准 模型和 低雷诺值翻译模型都被用来解决紊流或旋涡粘性。标准 紊流模型使用动力学的能量 且被用来解决许多工程问题和复杂的几何问题。良种紊流模型都可以用来预测在移动杆和联合所组成的复杂的几何图形所在的几何区域中的紊流问题。 低雷诺值紊流模型与 紊流模型相比要求更多的格子要点 ，而且效率更低。因此， 低雷诺值紊流模型被应用在这里仅仅是检验 标准模型结果的精确性。 计算流体动力学编码可以产生用数字表示的解决方法解决许多流体问题。为了保证数据的好的收敛性和格子不受约束的解决方法，应用流体动力学编码是该十分小心的。有效的模拟标准通过模拟预测和已知的文献（例如流体和管道流体）得到的实物实验数据比较容易掌握。 流体环面是轴对称的，两个空间的格子用来仿真。简单的说，只 考虑两个虚拟模型的连接。图 2表述流体范围和格子的示意性在模拟中被考虑进去。例如一个模拟情况的杆和联轴的尺寸如下： 杆长 =25半径 =道半径 =联轴半径 =指定边界的情况下，简言之，管道系统被认为是运动的杆而联轴认为是静止的，流体的流速（或物体的速度）在指定范围内。 计算流体动力学方法用于计算平均管壁的剪切力和不同杆速的压力变化、环面几何学、联轴尺寸流体雷诺值。 为了获得有用数据的集中和独立网格的解决方法，残余数据，所以所有变化都要小于 510 ，另外， y 作为第一个网格点在管壁附近，管道大于 30，由于标准 法选择 5到 20统一的交叉网格和 150到 200不统一的网格半径方向作为 低雷诺值方法，轴向长度取管道直径的 200 倍（在里面充分发展水力流动的环境）。使用这些数字化条件将导致在使用不同的网格空间所获得的数据结果和使用不同的紊流模型方法检测获得的数据结果没有评估差异。 简化模型 计算流体动力学方 法是合理灵活多变的，但他要求广泛的计算做支持。为了工程设计更有效的方法被采纳。 一些工作存在于与我们目标相关的文献中，经验的综合为摩擦因素从特定的运动杆和联轴的薄片状流体实验数据中得到发展， 戈赤）发表了有关在铁路轨道中紊流和热传递的分析解决方案，通过 梵 使用修改的混合长度原始的紊流模型的建议。这个模型从基本的理论原理方面 被发展，他还能应用于解决一个简单数学模型的杆式泵中的摩擦因数。 模型的基本方程起源于简化的平均时间 维斯筹克 斯 )方程和假设涡流粘性。一个简单修改过的混合长度模型用于涡流流体，这个模型要求分配涡流的动力扩散率或者涡流粘性，速度 v。方法是分配涡流粘性然后计算侧面的速度和管壁的剪切力就像管道中或者同中心的环形区中充满流体。但像这样先前的努力就像 et 戈赤） et 型依靠一侧面的速度的假设造成一个 0剪切力的粗糙的中段在管道与杆之间。这样的设想有效仅仅决定于轴向流体压力变化是否足够大或者杆的速度是否相对的小。 在杆式泵系统中，要求流体要求流体压力变化慢是可能的但杆的速度却很高，这样的条件可能要求 产生流体速度的侧面有个变形点（例如不是没有剪切力）而不是速度的侧面有个最小值（例如剪切力为 0），这些条件可能导致先前的方法失败。出于这种考虑，一种新方法就是基于使用特定区域最小剪切力能使速度分布图有个变形点。这种方法可以用于克服在环形区域中所有可能产生速度分布的流体。作为一种新方法，当这个最小剪切力接近 0 时，速度分布图将产生一最小值（例如剪切力为 0） ，这种方法与现在和以前的方法都一致。 一些简化的设想被应用就是为了发展简化模型，例如杆的联轴没有包含在内。在摩擦系数中杆的联轴的影响的评价通过使用计算流体动力学 模拟。简言之，这些假设应用于简化模型结构如下所述： 1管道和运动杆都是同中心和圆柱坐标代替几何学。 2管道和杆的表面都是光滑的。 3环形区域的流体是完全的紊流流体。 4流体所在的环境是稳定的。 5流体的物理特性包括一个不可压缩的具有持续的物理理论的牛顿流体。 6 用流体剪切压力或一个最小化的剪切压力可以将管道系统和杆组成的环形区域分成里面和外面的区域。 7为简化起见，所有的系数都源自于无量纲形式。 上面的一些假设， 1， 2， 3， 4和 5也被用于计算流体动力学仿真。 精确发展了的、空间的、结合的、平均时间的模型， 维斯筹克斯 )公式可以写成： . (1a) 通过介绍旋涡扩散率动力 )10(/1/ (1b) 式中定义值 j=0 符合外部流体区域， j=1 符合内部流体区域。图 3 阐述了物体内部和外部区域位置。 无量纲的剪切力在等式（ 1b）， /，在内部和外部流体区域之间加一简单的平衡力如图 4所示 ： 11121111 (2) 式中定义值 j=0（外部流体区域）用 表示， j=1（内部流体区域）用 +表示。 管道表面的相对运动，杆表面和流体都影响紊流的发展，但不同情形在内部和外部会有不同的反应，如果轴向力倾斜度相对 杆的运动足够大，则速度分布就是最小值（相当于没有剪切力）在内部和外部流体区域相互转换。另一方面，轴向流体压力倾斜度相对杆的运动足够小，而流体速度分布变化适合于创造一个变形点在内部和外部流体区域相互转换处，（相当于最小剪切力）。所以改变剪切力与 0相当时： 0/ （ 3） 改变剪切力最小时： 22222/ （ 4） 同样，当 j=0（外部流体区域）用 表示， j=1（内部流体区域）用 +表示。 涡流扩散率动力梵 模型被应用于亚表层和瑞查得（ 型被应用于全面发展的紊流层。亚表层和全面发展 的紊流层的物理位置见图 4 所示，涡流扩散率动力 ex .(5) 这个公式适用于 0时， 涡流扩散率动力 224326 （ 6） 这个公式适用于 1时。 边界情况的方程式（ 1b） : 无量纲的速度相当于杆在内壁和固定管道在外壁： u 0| 0| 00 u (7) 连续条件。流体模型作为精确的描述将流体通道划分为两个独立区域：一个外部区域紊流中的机械装置非常相似在那有个圆形管，一个内部区域标准的侧面速度不再有根据模型假设涡流扩散侧面都是在内部和外部流体区域连续的变换。所以梵 数值了保证涡流扩散持续在过度位置（ 10 i）： 00 (8) 式中梵 常数在外部区域假设为 像速度和剪切力通过过度期的特定区域都应保持连续性（ 10 i）。 因而，为了完善模型就需要下面的公式。与无量纲的剪切压力相应的零点剪切压力模型是： 2 111 (9) 与无量纲的剪切压力相应的最小化剪切压力模型是： 222111 (10) 流体速率连续性公式是： (11) 然 后，通过同时地解决公式 （ 1b） 和 （ 11） 可以掌握速率和剪切压力的分配。雷诺兹数字被定义 为： 雷诺编码和摩擦因数 详细说明雷诺兹数 2 (12) 使用精确的平均流体速度和介绍我们的无量纲参数，上面的公式可以写成如下形式： 000100011410 (13) 摩擦系数被定义为： 2 (14) 通过掌握公式（ 14）和一个 力平衡可以完成一个无量纲的形式摩擦系数： 182aa (15) 当无量纲的半径比率 杆和管道系统相应的摩擦系数将可以被计算： 2222220 (16) 上式中“ +/-”符号在剪切力为 0 的模型情况下为正，在剪切力为最小值的模型时为负。 方程（ 11）和（ 13）用于解决无量纲变量 和 。将方程（ 2）和（ 10）代入方程（ 1b），方程（ 1b）可用西朴深（ 方法 迭代法求解，去获取速度分布图。剪切力分布和 3个参数 和取不同值时，考虑两种情况的典型结果的摩擦系数。 因为表面粗糙度在该研究中没有被考虑，所以在杆 /联轴和流体间的紊流摩擦系数能用以下四个参数表示：相对杆速 * ，杆与管道半径比 联轴与管道半径比e。 结果 许多不同情况都是使用计算流体动力学的方法和简化模型法去获取结果。通过简化模型，摩擦系数都用方程（ 15），（ 16）计算。杆和管道的摩擦系数都基于平均剪切力的分布，用计算流体动力学的方法得到。流体动力学的方法获得的结果靠改变流量雷诺值，相对杆速 * ，上下冲程范围和两个不同杆，联轴和管道的几何尺寸来实现。所有模拟结果都列在表格 1中。 杆、联轴和管道的层流平流和紊流的摩擦系数也 同样可用以下四个参数来表示。相对杆速 * ，杆与管道半径比 联轴与管道半径比e（表面粗糙度不考虑）。联轴的摩擦系数计算基于作用在联轴上的作用力（或压力）的比例关系 f (17) 使用简化模型检测 情况（ 1）：图 5表示在环形区域内不同杆速检测到的速 度分布。无论杆速下降还是流量下降或者杆的向上速度相对流体的向上速度不足够大，那样剪切力为0的模型是有根据的，除此之外情形，速度分布检测在图 5中有个最大值相当于剪切力为 0，在这些情况下
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