弯游梁式抽油机设计毕业论文.doc

弯游梁式抽油机设计毕业论文目 录1 绪论11.1 概述11.2 国内研究现状12 整体设计与计算32.1 整体方案的确定32.2 机构尺寸设计33 抽油机的运动分析63.1 抽油机的运动分析方法63.2 原理部分63.3 悬点位移分析73.3 悬点速度73.4 悬点加速度84 抽油机运动部件的受力分析114.1 抽油机悬点载荷的计算114.1.1 悬点静载荷114.1.2 悬点动载荷164.1.3 悬点最大载荷与最小载荷的计算184.2 四连杆机构的受力分析194.2.1 连杆力195 抽油机的平衡分析215.1 平衡重的设计215.1.1 游梁式抽油机的平衡原理215.1.2 平衡准则21513 机械平衡重的计算2252 减速器扭矩计算236 抽油机动力装置的选择2661 电动机的选择2662 抽油机的传动设计27621 减速器的设计27622 齿轮的设计计算29623 带传动设计387 主要零部件的设计407.1驴头407.2 游梁407.3 横梁407.4 连杆和曲柄销407.5 曲柄和平衡块417.6 支架417.7 制动装置417.8 钢丝绳和悬绳器418 抽油机主要零件强度校核4281 游梁42811 选择游梁的材料42812 强度校核4382 连杆的强度计算44821 连杆静强度计算44822 连杆疲劳强度计算4483 曲柄销强度校核45831 曲柄销材料选择45832 强度校核4684 支架轴承校核47结论48I1 绪论1.1 概述机械采油是世界石油工业中应用最广泛的开采技术和方法，其中以游梁式抽油机为主要采油设备，常规游梁式抽油机出现最早、应用最广，但受其结构限制，该机平衡效果不佳，能耗大，冲程短，泵效低。随着市场经济的迅猛发展，特别是近年来对节能、深抽油等方面的要求日益迫切，常规游梁式抽油机越来越不适应田生产的需要，为此，国内外许多石油科技人员在常规抽油机的基础上进行了大量的研究，退出了一些节能型、长冲程等新型抽油机。同时，根据我国油田的具体情况，原油含水率的不断上升，油层压力和油井动液面的逐渐下降，为了保持原油稳产，即原油产量不随含水率的升高而递减，必须加大采液量，这样采油成本也相应提高。因此，要求采油设备不仅能满足“深抽、大排量”提液的工艺要求，而且要求抽油机有长冲程，大负荷，耗能低，体积小，重量轻等性能特点来满足日益发展的油田开发的需要，这就需要选用高效节能的抽油机。然而大量正在使用的抽油机的主流品种仍然是常规抽油机和异相曲柄平衡抽油机，这些数以万计的游梁式抽油机完成了80以上的采油量，如果将这些抽油机进行简单的改造，使之成为节能更好的抽油机，将会给油田带来可观的经济效益。1.2 国内研究现状目前，国内外油田大多数用的是游梁式抽油机.常规游梁式抽油机以其结构简单耐用、操作方便、维修费用低等明显优势,而区别于其它抽油机类型,一直以来占据着有杆泵采油地面设备的主导地位。但它也有缺点：高能耗；驴头悬点运动的加速度较大、平衡效果差、效率较低。作为开采石油的主要结构抽油机为中国石油的产量的提高而服务的，在很大程度上可以促进国民经济发展，抽油机性能的好坏，在很大程度上决定着抽油效率，产量，间接的影响着国民经济收入，因此抽油机的性能好坏就显的很重要。弯游梁式抽油机是在常规抽油机的基础上开发出的一种新的节能型游梁式抽油机。与双驴头抽油机相比，虽然弯游梁式抽油机的节能性略低，但减少了由于柔性驱动绳的疲劳寿命限制和变径圆弧游梁制造和安装困难造成的较高维护使用成本。它具有结构简单、能耗低等优点，特别适合于“小泵深抽” 的油井工况。对于重型抽机的设计与制造，采用“弯游梁平衡”技术，不仅可以降低抽油机的能耗，还可以减小连杆、曲柄销的受力，改善抽油机运行状况。自从弯游梁抽油机问世以后，迅速在新46疆、吐哈及华北油田等推广应用。该项是一种适合于油田石油开采的新型采油设备，也可以应用在其它行业作为抽水和提液作业的机械设备使用。是一种综合性能优良的节能型新产品。它以常规游梁式油机为基础模型，对其进行了关键性的技术变革，把游梁尾部制造成弯曲形状，并在其上增加位置和数量均可以调整的游梁平衡和曲柄平衡。从而降低动力机配置，达到节能目的；同时平衡效果的提高，也改善了整机的受力状况，消除了交变载荷幅度大对部分结构件的严重影响。2 整体设计与计算 2.1 整体方案的确定目前，我国有些油田进入中后期开发阶段，随着原油含水率的不断上升，油层压力和油井动液面的逐渐下降，为了保持原油稳产，即原油产量不随含水率的升高而递减，必须加大采液量，这样采油成本也相应提高。因此，要求采油设备不仅能满足“深抽、大排量”提液的工艺要求，而且要具有能耗低、可靠性高等特点，这就需要选用高效节能的抽油机。然而大量在用抽油机的主流品种仍然是常规抽油机和异相曲柄平衡抽油机，这些数以万计的游梁式抽油机完成了80以上的采油量，如果将这些抽油机进行简单的改造，使之成为节能更好的抽油机，将会给油田带来可观的经济效益。弯游梁式抽油机是一种新的节能型游梁式抽油机。与双驴头抽油机相比，虽然弯游梁式抽油机的节能性略低，但减少了由于柔性驱动绳的疲劳寿命限制和变径圆弧形游梁制造和安装困难造成的较高维护使用成本。与同类型抽油机相比，其主要结构件和易损件受力方式有很大的不同，游梁和尾轴承座的可靠性更高。弯游梁式抽油机结合双驴头抽油机的节能优势和特点，通过对常规游梁式抽油机四杆参数和游梁结构的优化改进，使游梁和曲柄平衡得以科学配置，达到了节能、简单、牢靠、实用的目的。其实践结果表明：1、结构紧凑、性能可靠。采用减速器前置驱动可实现长冲程，较常规机相比结构紧凑。同样为四杆机构游梁抽油机，因此性能依然可靠耐用。2、节约能耗、降低采油成本,主要是因为：取消常规抽油机的大回转半径的曲柄平衡方式，采用游梁下偏平衡。经现场使用证明，节能效果为：(1)较常规游梁式抽油机节能20-40%;(2)减速器输出扭矩较常规抽油机小20%-35%;3、操作简便、使用方便、维护费用低。2.2 机构尺寸设计从游梁式抽油机的工作原理可以看出，游梁式抽油机的核心部分是四杆机构，所以说游梁抽油机的设计最重要的是四杆机构，四杆机构设计是否合理，无论是对游梁式抽油机的工作性能还是对抽油机轮廓尺寸和整机重量都有重大影响。四连杆机构的设计：类比设计是机械产品设计中经常采用的一种方法。目前，游梁式抽油机四杆机构的杆长设计基本上采用类比设计，这一方法的有点是可以借鉴国内外已经生产的游梁抽油机的成熟经验，设计工作简单迅速可靠；缺点是难以对机构杆长设计作较大的改进。悬挂式偏置型游梁抽油机的运动简图如图2-1所示，图中各参数的含义表示如下：A游梁前臂长度，mm;B游梁后臂长度，P连杆长度，R曲柄长度，I游梁支撑中心到减速器输出轴中心的水平距离，H游梁支撑中心到底座底部的高度，G减速器输出轴到底座底部的高度，K极距，即游梁支撑中心到减速器输出轴的中心距离，J曲柄销中心到游梁支撑中心之间的距离，曲柄转角，以曲柄半径R处于6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夹角，称传动角；C与J的夹角K与J的夹角；C与K的夹角；P与R的夹角。类比国内同类型的抽油机基本参数，经适当圆整后，吧本次设计的抽油机的基本尺寸暂时定为以下数值。A=3400mm；C=1860mm；P=3100mm；I=2400mm；H=5100mm；G=2100mm；R=850mm。机架: K= = =3842四连杆机构尺寸验算由于抽油机的基本尺寸是直接类比得到的，因此需要对尺寸进行验算，以确保所确定的尺寸能满足任务书中抽油机光杆冲程要求。根据前置式抽油机的运动规律可知，抽油机的悬点最大位移与游梁摆角存在以下关系： (2-1)式中 S光杆冲程； 光杆在最高位置时的角； 光杆在最低位置时的角；分析图2-1中四连杆机构的几何关系，可得下列表达式：arccos（） (2-2) =arccos（） (2-3) (2-4) 当R=1250mm时，将各参数值带入求得： = 光杆冲程为： 设计尺寸能满足设计参数要求。所以，设计尺寸能满足要求。3 抽油机的运动分析3.1 抽油机的运动分析方法抽油机是以游梁支点和曲柄轴中心的连线做固定杆，以曲柄，连杆和后臂为三个活动杆件所构成的曲柄摇杆机构。研究悬点的运动规律,首先了解抽油机四杆机构的循环特性目前，国内外使用的抽油机四杆机构的循环主要有以下三种形式：(1)对称循环型(2)近似对称循环型(3)非对称循环型由于与常规型抽油机相比，异相曲柄平衡抽油机的游梁后臂长度缩短，减速箱相对于支架的位置后移，从而使四连杆机构的极位夹角增大。目前，异相机的机构极位夹角为，行程速比系数在1.051.20之间，因此，异相曲柄平衡抽油机具有较快的下冲程，上冲程平均速度低，下冲程平均速度增大，从而使悬点上冲程的最大加速度低，有利于减少悬点惯性负荷和减速箱输出扭矩，因而有较好的节能效果。所以此弯游梁抽油机为非对称循环型。3.2 原理部分原理阐述: (3-1) (3-2) (3-3) (3-4) (3-5) (3-6) (3-8) (3-9) (3-10)3.3 悬点位移分析以光杆处在最低位置时（即下死点）作为计算位移的起始点。游梁摆动角位移为，最大角位移称为游梁摆角。 (3-11) (3-12)悬点位移为： (3-13)悬点最大位移即光杆冲程长度为： (3-14)3.3 悬点速度利用速度瞬心法可得： (3-15)式中 曲柄旋转角速度， 抽油机冲次， 游梁摆动的角速度为： (3-16)悬点速度为： (3-17)3.4 悬点加速度游梁摆角的角速度为： (3-18)悬点加速度就是驴头圆弧面上与悬绳切点的切向加速度，用表示。说明:由于上冲程的悬点载荷比下冲程时的悬点载荷要大得多，所以一般来说，总是希望上冲程时的速度和加速度尽可能小一些。因此，对于异相型抽油机，当曲柄顺时针方向旋转时，上冲程时的速度和加速度都比较小，因此，顺时针旋转时合理的。上面的计算过程也是这样计算的。表3-1 位移，速度，加速度表（）S()V()a(m/)（）s()v()a(m/)00.167-0.6441.0751803.1250.595-0.355100.058-0.3961.1841903.2350.451-0.347200.046-0.1141.2412003.3120.276-0.344300.0110.1851.2332103.3480.062-0.345400.0820.4861.1532203.336-0.190-0.344500.2150.7641.0032303.266-0.470-0.339600.4010.9970.7942403.138-0.746-0.326700.6301.1680.5502502.955-0.987-0.302800.8871.2720.2972602.726-1.174-0.264901.1601.3130.0642702.465-1.302-0.2081001.4371.306-0.1282802.182-1.378-0.1321101.7071.262-0.2702901.889-1.409-0.0341201.9661.194-0.3593001.592-1.4020.0881302.2091.113-0.4043101.301-1.3600.2331402.4331.023-0.4153201.022-1.2860.3971502.6390.928-0.4063300.762-1.1800.5741602.8230.827-0.3873400.528-1.0380.7541702.9860.718-0.3693500.328-0.8610.9263600.167-0.6441.075VB编程程序部分编程见附录 抽油机位移图像 抽油机速度图像 抽油机加速度图像4 抽油机运动部件的受力分析4.1 抽油机悬点载荷的计算抽油机驴头悬点载荷是标志抽油机工作能力重要参数之一，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，抽油机驴头悬点上作用有下列六项载荷：(1)抽油杆柱自重，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），作用方向也向下。(3)油管外油柱对活塞下端的压力，压力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。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，其大小和方向都是变化的。(6)柱塞和泵筒间、抽油杆（接箍）和油管间的半干摩擦力。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。它们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、游动阀打开时才产生，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)，(6)两项载荷和抽油杆的运动有关，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26左右，一般可忽略不计。由于我国油田上粘油的开采问题相当突出，第(6)项的液体摩擦力对悬点载荷的影响很显著，有时不能忽略。这里为了叙述方便起见，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，在此基础上来确定最大悬点载荷。4.1.1 悬点静载荷(1) 抽油杆自重在上下冲程中，抽油杆柱自重始终作用于抽油机驴头悬点上，是一个不变化的载荷，它可以用下式计算： (4-1)式中 抽油杆柱自重，; 抽油杆柱总长或挂泵深度，； 每米抽油杆柱自重，各种直径抽油机杆柱的见表4-2。对于组合杆柱，如组数为k，则可用下式计算： (4-2)式中第i级抽油杆柱每米自重; ； 第i级杆柱长度与总长之比值。由于抽油杆全部沉没于油管内的液体中，所以在计算静载荷时，要考虑液体浮力的影响。用代表抽油杆液体的自重，它用下式计算：= (4-3)式中 井液密度，； 抽油杆密度，对钢抽油杆，.由抽油杆选择 由表4-1得 抽油杆柱总长L取1800m。则抽油杆自重 表4-1抽油杆直径抽油杆截面积每米抽油杆自重抽油杆弹性常数162.011.672.347192.842.351.664223.803.141.241254.914.090.961286.165.150.776考虑液体浮力的影响(2) 作用于柱塞的液柱载荷作用于柱塞的液柱载荷随抽油泵泵阀启闭状态的不同而变化。下冲程时，柱塞上的游动阀使开启着的，柱塞上下连通。假定不计液体通过游动阀和柱塞内孔的阻力，则柱塞上下的液体压力相等。因此，柱塞上的液柱载荷为零。上冲程时，游动阀关闭而固定阀打开，柱塞上下不在连通。柱塞上面的液体压力等于油管内液柱静压力，柱塞下面的液体压力等于油管外动液面以下液体液柱的静压力（忽略固定阀的阻力）。这一压力差在柱塞上产生液柱载荷 (4-4)式中 柱塞面积，见表4-1； 重力加速度，； 泵的沉没深度， ； 油井动液面深度， ；选择 ,选择 300m,取； (3) 悬点静载荷悬点载荷等于上述两项载荷之和，令代表上冲程悬点载荷，代表下冲程悬点载荷，则： (4-5) (4-6)上述静载荷计算公式没有考虑井口回压和套管压力的影响。(4)静力示功图在由下冲程转为上冲程时，悬点静载荷由变为，增加了载荷，使抽油杆柱伸长。在由上冲程转为下冲程时，悬点静载荷由变为，减少了载荷由，使抽油杆柱缩短。伸长或缩短的变形量为： (4-7) (4-8)其中抽油杆柱静变形， ；抽油杆截面积， ；抽油杆钢材弹性模量，；抽油杆弹性常数，可查得。对于组合杆柱，有 (4-9) 对于组合杆柱 如果油管底部不锚定（我国绝大多数油井属于这种情况）。在由下冲程转为上冲程时，随着游动阀关闭、固定阀打开，在抽油杆柱增加载荷，使油管柱缩短。同样，在由上冲程转为下冲程时，油管柱又要增加载荷，使油管柱伸长。其静变形量为： 式中，油管柱静变形， ； 油管截面积， ； 油管弹性常数， ；查表得 静变形量为 总的静变形量为抽油杆柱静变形量与油管柱静变形之和。 (4-10)式中，为变形分配系数，。则总的静变形量为 (4-11) 则变形分配系数为 则抽油机的有效冲程长度为 m4.1.2 悬点动载荷抽油杆柱和液柱在不等速运动过程中产生惯性力而作用于悬点的载荷称为动载荷。惯性力的方向与加速度方向相反。在抽油系统中，习惯取向上的加速度为正，取向下的载荷为正。(1)抽油杆柱动载荷忽略抽油杆柱的弹性，将其视为已集中质量，则抽油杆柱动载荷就等于杆柱质量乘以悬点加速度。 (4-12)(2)液柱动载荷忽略液体的可压缩性，则液柱动载荷就等于液柱质量乘以液柱运动的加速度，但要注意：由于油管内径和抽油泵直径不同，故杆柱环形空间内的液体运动速度和价速度也就不等于抽油泵柱塞的运动速度和加速度(忽略抽油杆柱弹性时，柱塞速度和加速度等于悬点速度和加速度)，为此，引入加速度修正系数。 (4-13) (4-14)式中用油管内径计算的流通面积， ； 作用于柱塞环形面积上的液注重量， 。 (4-15)对于组合杆柱，应分段计算和，然后求和。 (4-16) (4-17) (4-18)式中 第i段杆柱面积， ； 第i段杆柱长度， ； 最下部杆柱面积， 。查表得 表4-2 悬点动载荷总载荷05.7852.19180-2.2465.42106.3752.78190-2.1965.47206.6853.09200-2.1765.48307.7775.43210-2.1765.49407.2774.93220-1.8544.55506.3273.99230-1.8244.59605.0172.66240-1.7544.66703.4671.13250-1.6244.99801.8769.54260-1.4245.28900.4368.06270-1.1245.70100-0.8166.85280-0.7246.88110-1.7165.96290-0.1847.66120-2.2765.393000.4746.23130-2.5565.123101.2547.66140-2.6265.043202.1348.59150-2.5665.103303.0849.50160-2.4465.223404.0550.46170-2.3365.343504.9851.393605.7852.194.1.3 悬点最大载荷与最小载荷的计算悬点最大载荷是合理选择抽油机的主要依据之一；悬点最小载荷也影响到整个抽油系统能否正常工作；与一起影响到抽油杆注的应力幅，影响到减速器输出轴的最大扭矩以及电动机的功率。所以，准确地计算悬点最大载荷与最小载荷是一个十分重要的问题。以下采用威尔诺夫斯基阿道宁公式以及简化计算公式来计算悬点最大载荷与最小载荷。（1）威尔诺夫斯基阿道宁公式 (4-19) (4-20) (4-21) (4-22) (4-23)式中 抽油杆柱静变形， ； 抽油杆柱弹性常数， ，对组合杆柱，有： ； 油管弹性常数， ； 变形分配系数； 悬点最大动载荷， ； 泵径，； ； ； ； 抽油杆注， ；对于组合杆柱，有： (2-24) kN4.2 四连杆机构的受力分析考虑到游梁的惯性效应以后，计算连杆力的一般公式为: (4-25)式中 游梁与水平线夹角； 游梁转动惯量， 悬点加速度， ； 悬点瞬时载荷， 结构不平衡重， (4-26)在忽略游梁惯性效应并认为时，则上式可简化为： (4-27)则连杆力在平行于游梁方向及垂直于游梁方向的分力为分别： (4-28) (4-29)其中，主要用于横梁轴承座与游梁之间的连接螺栓的计算。4.2.1 连杆力水平分力 (4-30)垂直分力 (4-31)表5-1sinsin00989964196028581800826148.93-10.07-147.6510097698.7996.8719371900773154.72-31.73-150.32200961100.9096.2127242000721165.92-48.47-157.71300948145.43137.6245682100676176.97-64.20-163.87400938145.97136.4146132200664126.32-50.74-115.33500934144.78135.5247232300631129.10-45.56-116.62600936141.83137.4531412400638127.80-38.32-117.11700944137.62135.9516922500665122.99-30.73-118.43800957134.53133.5314832600633129.84-10.33-110.70900972130.72128.40-19.732700758109.194.18-108.911000986123.91117.04-37.842800811102.9217.72-101.331100996121.8298.25-51.26290086397.8932.82-89.651201119.5394.18-72.73300090994.2453.97-73.961300995119.0678.32-90.47310094692.7064.80-58.781400980121.2164.52-101.32320097491.1376.80-45.931500955123.3547.11-113.62330099291.6976.72-33.721600921128.7925.20-124.75340099992.2784.52-24.361700877137.6210.19-136.62350099894.1290.07-18.75360098996.4193.89-4.515 抽油机的平衡分析5.1 平衡重的设计从抽油机悬点载荷的变化规律，可以得出：游梁式抽油机在整个工作循环内载荷是不均匀的。对静载荷来说，上冲程时，驴头悬点需提起抽油机和油柱，这时电动机要付出很大的能量。到下冲程时，抽油杆依靠自重就可以下落，不但不需要电动机付出能量，反而对电动机做功，使电动机处于发电机运行状态。因此，电动机在上、下冲程中的载荷是非常不均匀的，而悬点运动速度和加速度的变化又剧了这种不均匀性，载荷的不均匀性严重地影响了四连杆机构、减速器和电动机的寿命，也恶化了抽油杆的工作条件，使抽油杆断裂次数显著增加，所以，在游梁式抽油机抽油泵装置中必须合理地解决平衡问题，尽可能消除负功，使电动机、减速箱的载荷变均匀，以避免上述种种缺点。5.1.1 游梁式抽油机的平衡原理目前，游梁式抽油机的平衡采用机械平衡和气动平衡两种方式，而应用最广泛的游梁式抽油机是机械平衡式抽油机。而在机械平衡中，按照平衡重的位置不同又可分为游梁平衡、曲柄平衡和复合平衡三种。游梁平衡就是把平衡重装在游梁的尾部，平衡重的位置不变，大小可调；曲柄平衡是将平衡重装在曲柄上，平衡重的位置可调而大小不变；复合平衡的平衡重装在游梁和曲柄两处，综合了上面两种平衡重的特点。采用复合平衡的游梁式抽油机在游梁尾端和曲柄上都装了平衡重。在悬点下冲程时，要把这些平衡重从低处抬到高处，从而增加了平衡重的位能。为了抬高平衡重，除了依靠抽油杆柱下落所放出的位能外，还要电动机付出部分能量，所以消除了下冲程时电动机反而接受能量的现象。而上冲程时平衡重由高处下落，把下冲程时存储的位能释放出来，帮助电动机去提升抽油杆柱和油柱，这就减小了电动机在上冲程时给出的能量等于下冲程时给出的能量，也就是电动机在悬点上、下冲程所做的功相等。5.1.2 平衡准则在设计计算抽油机的平衡时，必须首先讨论抽油机的平衡准则，即：抽油机究竟怎样才算平衡，目前应用的有三种平衡准则，分别介绍如下。准则一 抽油机电动机上、下冲程做功相等首先根据抽油机电动机上、下冲程做功峡谷氖灯这一准则求出下冲程时机械平衡或气动平衡装置应存储能量的大小或上冲程时抽油机下落所应释放能量的大小。下冲程时，平衡装置存储的能量应等于电动机下冲程所做的功与下冲程抽油杆柱下落所做的功之和 (5-1)上冲程时，平衡装置释放的能量（等于下冲程时贮存的能量）加上电动机冲程所做的功等于冲程提升抽油杆柱和油柱所做的功 (5-2)根据平衡准则，电动机下冲程做的功等于电动机上冲程做的功即，则由上式得 (5-3)准则二 悬点上下冲程中减速箱曲柄轴峰值扭矩相等。准则三 整个冲程中减速箱曲柄轴扭矩均方根值最小。在抽油机设计时，利用准则一设计平衡装置比较简单易行，面且利用准则一设计的最大平衡扭矩值比准则三设计的结果大，这样，也便于现场应用准则三检验及调整抽油机的平衡。所以在本次设计中，我选用的是准则一。5.1.3 机械平衡重的计算对于弯游梁抽油机，采用游梁和曲柄复合平衡的方式,平衡重计算公式为： (5-4)游梁平衡重重力，N离支点的距离，m曲柄平衡重重力，N的平衡半径,m游梁部件的自重，N重心到支架支点的距离，m曲柄自重，N重心半径，m悬点上冲程开始时，曲柄与12点钟之间的夹角，即上冲程开始时曲柄的初始角；机构的极位夹角；悬点上死点时，游梁前臂与水平线之夹角；悬点下死点时，游梁前臂与水平线之夹角；曲柄平衡重重心线与曲柄中心线之夹角。 代入数值得： =2.3t =3t5.2 减速器扭矩计算复合平衡抽油机曲柄销计算时采用如下符号（在平衡中出现的不在说明）：P悬点载荷，N；游梁平衡重重心得到游梁旋转中心的距离，m；连杆所受的拉力，N；T连杆力在曲柄切向上得分力，沿曲柄旋转方向为正值，m；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，将曲柄平衡重力Q曲及曲柄自重折算至曲柄销处，这种折算要保证折算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。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：Pc= (5-5)则连杆力在曲柄切向上的分力T为:T= (5-6)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: (5-7)则 M= (5-8)上式中的第一项表示悬点载荷P在曲柄上产生的扭矩，称为油机负荷扭矩： 上式中的 只取决于抽油机的几何尺寸和曲柄转角，其意义为单位悬点载荷在曲柄上所产生的扭矩，将其称之为扭矩因数，用表示： = 式中的QeRsin为曲柄自重及曲柄平衡平衡重在曲柄轴上所产生的扭矩，称之为曲柄平衡扭矩，用MC表示，而 则为游梁平衡重在曲柄上产生的扭矩，用My表示，则MC,My为：MC=QeRsinMCmaxsinMy= (5-9)式中，MCmax曲柄最大平衡扭矩，即曲柄处于水平位置时曲柄自重及曲柄平衡重对曲柄所产生的扭矩。由上式简化后，上式可写成：M= 在上式中未考虑抽油机游梁，驴头，连杆和横梁等结构部件的自重。当考虑抽油机本身的结构不平衡重时，可写成：M= 式中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。在式中，由于考虑了游梁摆角的影响及游梁平衡重的惯性力矩，因此公式比较复杂。为了简化计算，可以忽略上述两项的影响。则公式可简化为：对于复合平衡抽油机扭矩计算公式： M= 表 5-10-0.77-19.261800.7126.9910-0.47-18.731900.5427.0120-0.13-16.552000.3325.49300.22-8.232100.0721.82400.583.50220-0.2320.59500.9213.8230-