毕业设计（论文）-常规式游梁抽油机设计.doc

常规式游梁抽油机常规式游梁抽油机 设计说明书设计说明书 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 2012.05 xxx 大学教务处制 前言前言 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。 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。 目目 录录 1 1 设计任务书设计任务书.1 1.1 课题内容.1 1.2 设计内容:.1 2 2 总体方案的设计总体方案的设计1 2.1 抽油机设计原理的确定.1 2.2 杆长尺寸的设计计算.2 2.3 平衡方式的确定.2 2.4 安装尺寸与机构相关参数.2 2.5 常规游梁式抽油机零部件关系.3 3 3 游梁抽油机基本参数的确定游梁抽油机基本参数的确定.3 3.1 游梁抽油机的运动分析.3 3.2 游梁式抽油机悬点载荷计算.6 3.3 游梁式抽油机减速箱曲柄轴扭矩计算.9 3.4 游梁抽油机的抽汲工况.11 3.5 游梁式抽油机的电动机选择计算.12 4 4 常规游梁是抽油机的平衡计算常规游梁是抽油机的平衡计算.13 5 5 变速机构的传动比分配及其结构确定变速机构的传动比分配及其结构确定.13 5.1 变速机构的传动比分配.13 6 6 主要部件的设计主要部件的设计14 6.1 曲柄.14 6.2 连杆.14 6.3 游梁.15 6.4 驴头.16 6.5 横梁.17 6.6 常规游梁抽油机装配体.17 参考文献参考文献.18 致谢致谢19 塔里木大学毕业设计 0 1 设计任务书设计任务书 1.1 课题内容 （1）主要参数：型号：cyj32.113hb （2）最大载荷：30kn （3）冲程长度： 1.4，1.7，2.1（单位：m） （4）冲程次数：6，9，12 (单位：） 1 min 1.2 设计内容: （1）总体方案设计（总体尺寸，四杆机构） ； （2）运动分析（计算位移、速度、加速度） ； （3）动力分析及平衡计算； （4）主要部件结构设计、计算； （5）电机选择与油井匹配参数的确定； 2 总体方案的设计总体方案的设计 2.1 抽油机设计原理的确定 目前，常规式游梁抽油机采用的是四杆机构原理。国内外使用的游梁式抽油机四杆机构的循 环主要有一下三种：对称循环、近似对称循环和非对称循环。采用近似对称循环四杆机构。 图 2-1 游梁式抽油机四杆机构原理图 近似对称循环四杆机构主要参数参考范围： （1）传动角 ： 最大传动角和最小近似对称于，故 ， max min o 90 oo 150145 max 。 oo 3530 min （2）极位夹角： oo 54 （3）游梁最大摆角： oo 4643 max （4）基杆倾斜角:可取 h-g= oo 4232 22 ij （5）5-0 下上 （6）悬点下死点时曲柄初始角： oo 54一般小于 塔里木大学毕业设计 1 （7）各杆长之间相对时间限制：， ， 35 . 0 2 . 0 j r 85 . 0 7 . 0 j ll 7 . 04 . 0 j l后 ，若，可取，若 0 . 2 l 0 . 1 后 前 l ms2 . 4 max 8 . 10 . 1 后 前 l l mms62 . 4 max 。0 . 25 . 1 后 前 l l 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： ms3 max please contact q 3053703061 give you more perfect drawings 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 36m （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：0.51.2m 2.5 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： 5 . 045 . 0 4 . 035 . 0 4 . 11 后 后 前 小 l r c l r b l l a l 塔里木大学毕业设计 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， o 0 1 b o 180 b 处于上死点,相对应的悬点 c 处于上死点 2 b mmmrlob mmmlrob l l 2 . 18 . 00 . 2 8 . 20 . 28 . 0 2 1 塔里木大学毕业设计 3 图 3-1 悬点的运动规律简化图 b 点的冲程长度mmrsb6 . 18 . 022 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： b s oblrobobbbs lb 11 由三角形 oad 可得： cos0 . 2cos8 . 0 coscos l lr dbodob 则 )coscos( llb lrrls )cos1 ()cos1 ( l lr （3-1）)cos1 ( 1 )cos1( r 4 . 0 0 . 2 8 . 0 l l r 式中 中得知，由 oab)(sinsin正弦定理 l l r 而 2 sin1cos 22 sin1 所以， （3-2a）)sin11 ( 1 cos1 22 rsb 塔里木大学毕业设计 4 按二项式定理展开 2 2 22 sin 2 1sin1 b 点位移 (3-2b) 2 sin 2 )cos1 (rrsb 2 sin16 . 0 )cos1 (8 . 0 ，srad d d t /256. 1 60 212 (3-3)点速度则b)2sin 2 (sin rvb )2sin2 . 0(sin0048 . 1 (3-4)为点的加速度 b ab)2cos(cos 2 rab cc avs c 和加速度速度悬点的位移 (3-5)sin11 ( 1 )cos1( 22 r l l sc 后 前 sin 2 )cos1( 2 r l l 后 前 sin2 . 0)cos1(05 . 1 sin2 . 0)cos1(8 . 0 6 . 1 1 . 2 2 2 (3-6)2sin 2 (sin r l l vc 后 前 ）（2sin2 . 0sin256. 105. 1 (3-7)2cos(cos 2 r l l ac 后 前 :) 为移悬点冲程长度（最大位s (3-8)r l l s2 后 前 1 . 28 . 02 6 . 1 1 . 2 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 maxc a c a maxc a 塔里木大学毕业设计 5 角及对应的及加速度值 )(0sin41)(0sin 0cos41 sin 2sin2sin 2 2 1 方程二，方程一则 后 前 后 前 l l r l l r d ad c 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 4 1 o 180 上，下死点处。 (3-9a) 2 max (1) l ar l 前 后 (3-9b) 2 max (1) 2 s 2 2.1 1.256(1 0.4) 2 2.319 (3-10a) 2 min (1) l ar l 前 后 (3-10b) 2 max (1) 2 s 2 2.1 1.256(1 0.4) 2 0.994 当悬点在也取得极值，对此不再讨论。时 4 1 ) 4 1 (cos) 4 1 (cos- 11 及 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 杆 f 油 f 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： 压 f 静上 f 压油杆静上 ffff ghlagla alga 油沉油杆杆 沉油杆油杆杆 )()-( gh-)la-g(a 塔里木大学毕业设计 6 （3-11） 油杆 pp 式中 抽油杆材料的密度，kg/m ; 杆 3 原油的密度, kg/m; 油 3 a抽油杆横截面面积, m ; 杆 2 a泵柱塞横截面面积, m ; 2 l抽油杆长度或下泵深度,m; h泵的沉没度, m; 沉 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. 油 p 沉 （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， 杆 f 其静载荷为 静下 f （3-12） 杆静下 ff （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 油静下静上 ffff 油杆拉长，其伸长量等于： 杆 杆 油 杆 杆 ea lf ea fl 式中 e钢材的弹性模量，).(101 . 2 211 mnpae或 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： 管 管 油 管 ea lf 油管管壁的横截面积 管 a 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。 管 塔里木大学毕业设计 7 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 效 s （3-13） ss效 静变形的大小等于： （3-14） 杆 管 杆 杆 油 管 油 杆 油 管杆 )1 ( a a ea lp ea lp ea lp 式中 称为变形分配系数，一般可取 0.60.9。 管 杆 a a 1 1 （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， 杆惯油惯 塔里木大学毕业设计 8 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 杆惯油惯 加速度 a大小成正比，而作用方向和后者相反。 c f= （3-15） 杆惯c a g f杆 f= 油惯 c a g f油 考虑油管过流断面扩大引起油柱加速度降低的系数 1 1 杆 管 杆 杆管 杆 a a a a aa ae （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： 惯上 f=f （3-16） 惯上c a g f mf f f f 杆 杆惯 杆惯 油惯 油惯杆惯 ）（）（11 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= 1 1- )( 2 杆 管 杆 杆 油 杆 管 杆 杆杆 杆油 杆 油 杆惯 油惯 ）（ a a a a a a a a lga laag p p p p (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 maxminmaxmax 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）) 1790 1)( 2 max sn ppp 油杆 （3-18）（ 杆 1790 -1 2 max sn pp 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； 平 g 曲柄平衡块到曲柄旋转中心的距离，m； 曲 r 塔里木大学毕业设计 9 曲柄自重，n； 曲 g 曲柄重心到曲柄旋转中心的距离，m; 曲 r 连杆所受的拉力，n； l f 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; l p 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 平 g 曲 g 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。 e g 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： l p （3-20） 1 1 sin l l ff l 前 后 1 1 2.11 30000 1.6sin 1 39375 sin 则连杆力在曲柄切向上的分力 t 为； l p （3-21） 1 1 1 1 sin sin 39375 sin sin 后 前 l l ft 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； e q rsin(2trm e g0) m= （3-22） sing sin sin 1 1 r l l f e 后 前 = sing sin sin 39375 1 1 r e 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）f sin sin 1 1 r l l mp 后 前 塔里木大学毕业设计 10 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 1 1 sin sin r l l 后 前 载荷在曲柄上所产生的扭矩，将其称之为扭矩因数，用表示；tf （3-24） 1 1 sin sin r l l tf 后 前 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sinrge 衡扭转，用表示； c m （3-25）sinsin maxcec mrgm 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 maxc m oo 27090 和 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）sjinmbptfm cmax )( 扭矩因数； c v tf 最大扭矩我们可以用勒玛柴诺夫经验公式计算 （3-27）)(236. 0300 minmaxmax ppssm 式中 s悬点的冲程长度，m； 曲柄的最大扭矩，n.m； max m 悬点的最大载荷，n； max p 悬点的最小载荷，n； min p 3.4 游梁抽油机的抽汲工况 表表 3-1 冲程长度和冲数的极值冲程长度和冲数的极值 冲程长度冲程次数 抽汲工况 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 塔里木大学毕业设计 11 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） 21 9550 n p m 额 式中 m传到曲柄轴上的扭矩，n*m; 电动机的额定功率，kw; 额 p n曲柄轴转数（悬点冲数）; 传动效率； 皮带传动效率； 1 减速箱传动效率。 2 表表 3-23-2 一般抽油机电动机选用表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 kw 200.62.84 301.2-2.16.5-135.5-7.5 501.5-39-187.5-15 601.8-313-1815-18.5 802.52618.5-22 1002.1-318-3718.5-30 1103-4.237-5322-37 1203-4.848-5322-45 1303-553-7330-45 1403.6-5.47337-75 1604.8-610590 1804.8-6106 90 以上 塔里木大学毕业设计 12 则电动机额定功率计算公式为： 9550 mn p 额 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=5.57.5kw。 额 p 额 p 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3928 2 i7 2 1 1 d d i 。这是抽油机冲数按最大冲数 12r/min 计算。则电动机的转速为：54 1 i 2340r/min134439285412）（）（ 电 n 选用 y160l-4 4 常规游梁是抽油机的平衡计算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 后 游 l l r2 游 后 游 g2 l l r ，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 曲 r2 平曲g r2 曲 r2 曲曲g r2 置储存能量 q 为 （3-29） ) 2 ( 1 曲曲 后 前油 杆 曲 平 rgr l l b f f r g 5 变速机构的传动比分配及其结构确定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. please contact q 3053703061 give you more perfect drawings ，电动机皮带轮224 3 皮 d ，减速器大皮带轮864 大皮 d 减速器比：29.75 sf iii 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 85714 . 3 i 58683 . 2 i 94595 . 1 3 2 1 皮 皮 皮 i 塔里木大学毕业设计 13 892.57 1 总 i 9448.76 2 总 i 7174.106 3 总 i 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10.616 kn.m。 max m 该机的冲次分别为： 67174.106/720 99448.76/720 12892.57/720 3 2 1 n n n 6 主要部件的设计主要部件的设计 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。 mknm mknm mknm .616.10 .654. 7 .59. 5 3 2 1 塔里木大学毕业设计 14 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