API偏置抽油机设计【13张CAD图纸与说明书全套资料】
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前言API偏置抽油机设计:RM912D-427-144前言目前，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。API（美国石油协会）抽油机规范（API SPEC 11E） 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.抽油杆和抽油泵的一部分。抽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。1 概述1.1 选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.在采油机械中，具有举足轻重的地位。在今后相当长的时间内仍将是油田的首选设备.但是由于常规型抽油机机本身的结构特征。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、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。1.2 研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。1.3 国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LUFKIN公司为权威。前置式抽油机主要由LUFKIN公司生产，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7.5度，下冲程开始扭矩比油井负荷提前7.5度，从而提高平衡效果，该机较同级常规型抽油机节能34.99%。此外，LUFKIN公司还生产前置式气平衡抽油机，该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。CM工公第 47 页 （共 55 页）概述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(TM)抽油机，简称TM抽油机。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0.4增大到0.6。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CYJS-2.5-26HB前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28.15%。泵效提高10%20%。同年与四川钻采设备厂共同研究成功CYJY3-1.4-7HB型偏置式抽油机，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CYJY12-46-73HB型、CYJY12-42-73HB型和CYJY10-3-53HB型偏置式抽油机。试验表明:这种抽油机比同级常规型抽油节能11%19.4%，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%。1.4 游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1.5 方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，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。游梁抽油机的基本参数和分类2 偏置型抽油机工作原理与节能原理 2.1 工作原理 抽油机的电动机通过V带和减速器带动曲柄做旋转运动。曲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。2.2 偏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I-CR。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.下冲程时间短。2.3 节能原理（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 maxH cH h 0.20.25 （m）式中， S max最大冲程长度 （m）；H c井口装置高度 （m），一般为：1.21.5（m）；H h悬绳器高度 （m），一般为：0.350.4（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4446），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4.2m（含4.2m）时，游梁的摆角为4446；当冲程长度大于4.2m时，游梁的摆角为5153。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。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。3.1 驴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464mm；侧板使用Q235的钢板，钢板的厚度为12m。图2 驴头结构工程图3.2 游梁游梁是一种扛杆，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Q235的钢板. 钢板厚度分别为和.各游梁一般焊有加强板和吊耳等附件。图3 游梁结构工程图3.3 横梁及连杆3.3.1 横梁的结构 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。3.3.2 连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。3.4 曲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550mm。曲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。 图4 曲柄平衡装置结构工程图3.5 减速箱一般使用的减速箱多数为两极齿轮式，传动比i=2540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：ZLH1000。减速器的额定扭矩为105 KN .m3.6 刹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。3.7 支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3.8 底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T型两种，国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T型底座。本次设计采用T型底座，这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5001000，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3.9 皮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D型三角胶带，至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。3.10 钢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32mm，其公称抗拉强度为1550 N/mm2。 3.11 电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Y315S-8(55KW 740rpm)。 3.12 轴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SY/T 579593游梁式抽油机安装尺寸、易损件配合尺寸标准。 图图8 API常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API标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API标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API标准提供的公称尺寸数据，进行公制转换、圆整，并且符合SY5044-2000游梁式抽油机的要求。4.1 驴头悬点（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58KN到150280KN。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.中型重型.4.2 悬点最大冲程长度它主要决定于抽油机的产量以及抽油机的基本尺寸和重量。石油矿场上，应用的悬点最大冲程长度从0.3到10米，而用的最广泛的在六米以下。根据悬点最大冲程的变化范围，可将抽油机分为以下几种：短冲程 . 中等冲程 . 长冲程 . 超长冲程 .4.3 悬点的最大冲程次数它表明抽油机的抽汲工况.最大冲程次数和最大冲程长度一起,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24min到20 min。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的变化范围，可将抽油机分为以下几种：低冲次.中等冲次.高冲次.4.4 减速箱曲柄最大允许扭矩它和上述三个基本参数间存在一定的关系，特别是和悬点最大冲程长度成正比。即越大，也越大。同时，曲柄的最大允许扭矩确定了减速箱的尺寸和重量。根据减速箱曲柄最大允许扭矩的变化范围，可将抽油机分为以下几种：小扭矩中等扭矩 .大扭矩. 超大扭矩 如果将扭矩和冲程次数两个基本参数相乘，就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把它分为以下几种：小功率.中等功率.大功率.超大功率.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。 CYJRM912D-365-192HB型偏置抽油机各字母和数字所代表的意义：CYJ游梁抽油机的代号，RM偏置型，D双圆弧齿轮减速器，365/160驴头悬点的最大载荷为36500LbS/160KN，192In/光杆最大冲程长度，912减速箱曲柄最大允许扭矩为912000InLbs/，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。偏置抽油机的设计计算5 偏置抽油机的设计计算5.1 CYJRM912D-365-192抽油机的计算参数曲柄半径(R)为：1.145(米) 连杆长(P)为：4.345 (米) 游梁前臂(A)长为：4.360 (米) 游梁后臂(C)长为：3.000 (米) 曲柄回转中心至中心轴承的垂直距离（HG）为：4.140 (米)曲柄回转中心至中心轴承的水平距离（I）为：4.140 (米)游梁的最大摆角：=48.173 （度）冲程：s=3.666(米)；冲次：8（/分）；泵径：38（厘米）偏置角（）：-9 (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（H-G），冲次数n，减速器的额定扭矩T，电动机的额定功率。图9 偏置型抽油机结构运动简图5.2 几何计算根据图中的符号定义，则有：5.2.1 计算 （1）式中： （2）， （3）5.2.2 计算 （4） （5） （6）5.2.3 计算 （7）5.1.4 计算 （8）5.2.5 计算 （9）5.2.6 计算冲程长度S （10）其中： （11） （12）5.3 运动计算5.3.1计算悬点的速度 ； （13） （14） （15） （16） （17）5.3.2 计算悬点的加速度 （18） （19） （20） （21） （22）作表1,其内容为。表1 抽油机具体参数值度度度度Aa0558.260422.2103080586.108280.77316214.5499818023.098274181.513970.83925515179.431323.0974056381.396160.83998730160.42722.0784421878.405740.80647945141.568919.2335180377.378830.65557460123.285214.9023208978.405740.4222875106.00349.60655727781.396160.1783759090.026523.89435633686.10828-0.01601710575.46694-1.79244422792.21459-0.1414712062.26096-7.1645882799.36247-0.21105513550.22515-12.059067107.2048-0.25009915039.10951-16.38294556115.3976-0.28459716528.62531-20.0538022123.5686-0.34001718018.44431-22.94057224131.2578-0.4438051958.174399-24.80117046137.8319-0.617074206.4258360-25.29109801141.563-0.778291210357.3393-25.24183452142.425-0.824171225345.4464-23.81353431144.1038-0.90711240332.2149-20.34938501142.425-0.740597255317.7343-15.20791665137.8319-0.446329270302.2976-9.038028473131.2578-0.178964285286.166-2.44913774123.56860.028336300269.49534.079684292115.39760.197088315252.355910.15849409107.20480.350563330234.767615.4343273399.362460.501277345216.730619.5626471892.214580.64818360198.260322.2103080586.108270.773162图10 加速度随变化的曲线图悬点的理想加速度曲线类似于余旋函数，悬点实际加速度随曲柄转角变化的曲线与理想的加速度曲线基本一致。5.4 工艺计算5.4.1 假设条件、载荷或力的单位均按KN或N计算; 、抽油杆的密度取7850；油液的密度为850； 、泵的沉没度； 、不考虑抽油杆工作中的弹性伸长； 、不考虑由于油管内径与柱塞直径的不同而引起的加速度变化。5.4.2 符号定义1、 抽油杆的名义载荷值，单位为“吨力”；2、 上冲程静载荷（KN）;3、 下冲程静载荷（KN）;4、 抽油杆的截面积（）;5、 抽油泵的截面积（）;6、 油液的密度;7、 抽油杆的密度;8、 d抽油泵的直径（cm）;9、 抽油杆的直径（cm）;10、 L下泵深度（m）;11、 Q单井日产液量（t/d）;5.4.3 计算过程中常用的数据表表2 泵径及其截面积泵径(mm)28323845515763708395面积6.168.0411.3415.9020.4325.5231.1738.4854.1070.88表3 抽油杆的直径及其截面积抽油杆的直径（英寸）5/83/47/811.125截面积1.982.853.885.076.41表4 API抽油杆尺寸组合表泵径cm抽油机型号CYJ5-4-26CYJ8-3-37CYJ10-2-53CYJ12-4.8-73CYJ14-5.4-89抽油杆的尺寸几配比287/83/40.280.7217/83/40.200.230.57327/83/40.350.6517/83/40.230.260.51387/83/417/83/40.350.650.260.300.44457/83/40.410.5917/83/40.310.350.34517/817/80.400.605711163111701111831111195111115.4.4 计算在给定的泵径、冲程和冲次下的最大下泵深度（1）初步确定上冲程的静载荷 （23）式中：上冲程的最大加速度，向上为正（2）计算抽油杆的当量截面积 （24）式中：各抽油杆的面积；各抽油杆的比例；（3）计算最大下泵深度 （25）将计算的圆整到一个偏小值（最小圆整单位为50m），确定L。（4）重新计算，计算 （26） （27）5.4.5 计算单井理论日产液量Q t/d （28）5.4.6 计算工作扭矩、平衡扭矩、净扭局及偏置角TNTWTR （29）由于： （30） （31）故有： （32）式中：扭矩因素；其值为： （33）悬点载荷值； 上冲程 （34） 下冲程 （35）M平衡扭矩，调试值；偏置角，调试值；在计算过程中，通过调试M及，使计算出来的净扭矩TN满足下述约束条件：、的正、负最大值均小于减速器的额定扭矩值；、的负值应尽量小些；、上下冲程分别出现两个的正峰值，其大小应相等；、的均方根最小。如果计算出来的最大净扭矩TN大于选定减速器的额定扭矩TE，则令：，重复上述步骤，直到满足要求为止。5.4.7 算实际冲程和实际产量 （36） （37） （38） t/d （39）式中： ，5.4.8 计算电动机的功率 （40）式中：净扭矩的均方根值，可按下式计算： （41）电动机的总效率，可取0.6如果计算出的电动机功率P大于选定电动机的额定功率，则令 （42） （43）重复上述步骤，直到满足要求为止。作表5其内容为值。表5 以下是各扭矩计算结果度TwTrTnTf0-5765.585-4025.965-1739.62-0.52261714.54998-0.0182489.013-2489.031-0.00000115317.3612690.123-2372.7620.0167043010778.969222.8821556.0820.5690884519795.9315127.124668.8111.059956025940.6120000.465940.1451.4200517528861.0423510.815350.2241.6177829029187.0725418.9443768.1331.66791310527854.6425594.812259.8321.61202612025610.9224026.431584.4861.149271113522879.4720820.692058.7821.33885115019787.116196.063591.0391.16200516516199.6610467.695731.9770.95678918011730.284025.9647704.3150.7003421955796.412-2690.1228486.5340.352458206.42580.004-7707.097707.0940210-1190.333-9222.8868032.553-0.12668225-6640.828-15127.128486.293-0.713187240-12061.9-20000.467938.567-1.272084255-16310.71-23510.817200.106-1.667192270-18818.02-25418.946600.918-1.871112285-19698.49-25594.815896.313-1.918171300-19234.87-24026.434791.563-1.842028315-17595.7-20820.693224.99-1.660067330-14814.24-16196.051381.814-1.377591345-10859.93-10467.68-392.246-0.955944360-5765.573-4025.962-1739.612-0.522616图11 工作扭矩、平衡扭矩、净扭矩图以下是重要计算结果游梁的最大摆角为： 48.173（度）理论冲程： 3.6(米)实际冲程： 1.1324 (米)上冲程的最大加速度Aa为： 0.839987（米/秒2）上冲程最大加速度位置： 15.0（度）附近最大下泵深度H为： 4164.36（米）日产油量为： 47.894 (t/d)实际产量为： 14.794 (t/d)最大挂重： 14903.3（公斤）计算电机功率为： 55.000（千瓦）最大载荷： 17128.8（公斤）最大平衡扭矩为 230.60 （千牛米）最大净扭矩为： 70.87 （千牛米）均方根扭矩为： 39.39 千牛米）5.5 主要构件的受力计算5.5.1 建立力学模型图12 偏置式抽油机受力分析简图5.5.2 计算 （44） （45） （46） （47） （48） （49） （50）5.5.3 计算工作扭矩 即： （51）从上面的一系列受力计算公式中可以看出：1）悬点载荷是对各杆件和节点受力大小影响最大的因数。因为悬点载荷是变化的，所以各个杆件和节点的受力也是变化的。2）因为在受力计算公式中包括各个杆件长度和转角及悬点的加速度，所以，各杆件和节点的受力大小在一定程度上取决于抽油机的运动。作表6,其内容为。表6 各杆件及节点的受力值度WFLFXFYFq011032.1516070.455035.4430237.33-15259.814.5499818998.2227916.387013.2952922.17-27916.41518999.527926.896959.9252951.99-27925.53018940.7728100.635085.7153563.96-26474.74518676.2827814.97318253254.93-21780.26018267.3827101.581553.0752123.08-14856.27517839.8826222.39459.250666.98-7205.839017499.1625490.911.849438.5613.4703410517279.2825131.32204.8148771.236329.10912017157.3125271.9599748771.021178013517088.8825999.212367.7449427.0616644.2415017028.4227395.664337.3350690.3321261.4416516931.28295326956.952476.9825920.6418016749.3732380.9810244.7954587.0330712.3719516445.6735603.6814011.1656553.0235237.26206.42589443.422077.239825.2133595.8922077.212109396.4122394.4710284.8533682.9122371.652259311.4823080.7611695.7733590.9122348.94240948222598.4412047.1532891.7420009.082559783.3421180.2111453.0831739.8415694.2627010057.1319443.1110388.7930465.910409.328510269.4217912.199269.9129435.825005.73330010442.2216799.668271.3428824.28-132.3931510599.3916126.037410.1728660.33-4875.833010753.7315839.756635.8728906.92-9129.6234510904.1615859.235871.7629481.8-1270636011032.1516070.455053.4330237.33-15259.85.6 带传动的设计（1）V带传动比为：i=3.19 i为减速器减速比。（2）确定计算功率 式中为工况系数，为电机输出功率（3）选择带型号根据 ，查表初步选用D型带。 （4）选取带轮基准直径 、查表选取小带轮基准直径，则大带轮基准直径 式中为带的滑动率，通常取（1%2%）,查表后取 。（5）验算带速Vm/s在1020m/s范围内，带充分发挥。（6）确定中心距a和带的基准长度在范围内，初定中心距所以带长 =6164.75mm查图选取D型带的基准长度，得实际中心距=1667.625mm.取a=1668mm（7）验算小带轮包角 包角合适。（8）确定V带根数Z因 ，带速v=16.65m/s，传动比i=3.19,查表得单根V带所能传递的功率，功率增量，包角修正系数，带长修正系数则由公式得故选6根带。（9）确定带的初拉力单根普通带张紧后的初拉力为（10）计算带轮所受压力利用公式具体带与带轮的主要参数见下图：至此，机械平衡偏置式抽油机的计算全部结束。主要承载构件的校核计算6 主要承载构件的校核计算常规抽油机的运动机构为曲柄、连杆、游梁、横梁、支架及底座组成的四连机构，其主要的承载构件有：驴头、游梁、横梁、曲柄、连杆、支架及底座，还有连接它们的轴承（三大轴承）及销、螺栓等受力件。在进行校核计算时，按照下列原则进行：1、 对于游梁和横梁，将进行强度计算；2、 对于轴承，进行静强度和寿命计算；3、 对于支架，进行稳定性计算；4、 对于悬点载荷、光杆冲程及冲次所组成的不同工况而言，就以最大载荷、最大冲程及最高冲次所组成的工况进行计算，如果不满足“三个最大”则按照依次递减的方法进行。5、 由于冲程长度决定抽油机的体积，故，在同样条件下，选择最大冲程长度的抽油机进行校核计算。6.1 游梁的强度计算游梁的截面尺寸为900350，其上下翼板的厚度为，侧板厚度为，根据材料力学原理和游梁的受载情况，从而可以确定游梁中心截面的应力最大，考虑到垫板的作用，只对游梁的本体进行计算，这种计算是偏于安全的，另外，由于游梁的结构为方形，其柔度一般不超过10，故不作稳定性和疲劳计算。游梁抗弯刚度为：游梁所承受的最大弯矩为：游梁的最大应力为： 满足API规定的要求。6.2横梁的校核计算横梁体的结构的主要尺寸为：总长为，两连杆销孔之间的距离为2562mm，螺栓孔的跨度为670mm；连杆主体材料为H型钢，规格为：400200，相应的抗弯刚度为：，即WN=。根据横梁的工作特点，可将其简化为两端简支的纯弯梁计算模型，其中间受纯弯矩作用，这样，可选取相应的危险截面进行校核计算，即螺栓外孔处为最危险截面。根据横梁的载荷谱及结构尺寸，横梁危险截面所受的最大弯矩为：MY=；其最大弯曲应力为：由于校核计算只考虑了横梁本体，还没有考虑加强板的作用，故，我们认为其强度是足够的。同样，对于横梁结构不作稳定性计算和疲劳计算。6.3 连杆的强度计算API常规抽油机的连杆只受拉力，可将其简化为二力杆，一般情况下，连杆上下接头的尺寸比连杆体大，强度也认为是足够的，因此，只须对连杆体强度进行计算即可。本连杆体的尺寸为7610，其所受的最大拉力为：323.8kN；连杆体的截面积为： 2；连杆的拉应力为： Mpa77.7MPa由此可见连杆的强度满足使用要求6.4 支架轴承校核支架轴承作低速摆动，其摆动范围在053之间变化，承受的是非稳定的周期变化载荷，最大值受力为56553.02N，最小受力为28660.33N，则有： kg由于该处安装了两付轴承，故，每一付轴承的受力为： 查机械设计手册，单列短圆柱滚子轴承（42244）的基本性能参数为：Cr=668kN ，Cor=618 kN，同时，由于Fa=0，故有：1、 静强度校核根据其工作特点，取瞬时动载系数为=1.5，静安全系数，则有：由此可见，支架轴承的静强度足够。2、 寿命计算查机械设计手册，轴承寿命的计算公式为： 根据此轴承的工作条件，取 ，n
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