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游梁式抽油机文献综述前言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举升设备。根据是否具有游梁，抽油机可以分为游梁式抽油机和无游梁式抽油机。由于游梁式抽油机具有结构简单、工作可靠等优点，游梁式抽油机一直是国内外油田应用最广泛的举升设备。游梁式抽油机井数量多，其工作性能，特别是节能性能直接影响采油的成本。因此，完善和发展游梁式抽油机设计理论，研制节能效果显著的节能型游梁式抽油机对于抽油机井的节能降耗、提高举升系统的经济效益具有重要的实际意义。第一章 抽油机功能及国内外研究现状1.1抽油机功能在石油液气的开采过程中，抽油机是重要的举升设备。除了利用底层本身的能量进行自喷采油外，目前所用一切人工举升采油设备基本都是抽油机。人工举升采油法称之为机械采油法。典型的机械采油法包括无杆抽油和有杆抽油两种。有杆抽油设备对应的采油机械由地面驱动设备（各种抽油机）、井下工作设备（各类抽油泵）和能量传递装置（抽油杆或油液举升机构）等组成。有杆抽油设备按照抽油泵运行方式又分为抽油杆往复运动类和旋转运动类，前者是通过下入井内的抽油杆带动井下的抽油泵柱塞上下往复运动，将油液送至地面。有杆抽油设备的地面驱动设备主要有游梁抽油机和无游梁抽油机两种。无杆抽油设备是各种不采用抽油杆传递动力的抽油设备的总称，此类设备由水电活塞机、电力离心沉没泵和振动泵、电动潜油离心泵、液压驱动类和气举采油设备组成。游梁式抽油机是有杆抽油设备系统的地面装置，它由动力机、减速器、机架和四连杆机构等部分组成。减速器将动力机的高速旋转运动变为曲柄轴的低速旋转运动。曲柄轴的旋转运动经由四连杆机构变为悬绳器的往复运动。悬绳器下面连接抽油杆柱，由抽油杆柱带动抽油泵柱塞（或活塞），在泵筒内作上下往复直线运动，从而将油井内的油液举升到地面。1.2国内抽油机研究现状抽油机是有杆抽油系统中最主要举升设备。根据是否有游梁，可分为游梁式抽油机和无游梁式抽油机。经过一百多年的实践和不断的改进创新，抽油机不管是结构形式还是在使用功能上，都产生了很大的变化。特别是近几十年来，世界对原油的需求量不断加大，对油田深度开采的能力有了更进一步的要求，在很大程度上加快了抽油机技术发展的速度，催生出多种类型。目前, 国内抽油机制造厂有数十家, 产品类型已多样化, 但游梁式抽油机仍处于主导地位。根据公开发表的资料统计, 我国现有6 大类共45 种新型抽油机1 , 并且每年约有30 种新型抽油机专利, 十多种新试制抽油机2 , 已形成了系列, 基本满足了陆地油田开采的需要。各种新型节能游梁式抽油机如双驴头式抽油机、前置式抽油机、异相曲柄平衡抽油机、前置式气平衡抽油机、下偏杠铃系列节能抽油机 3和用窄V 形带传动的常规抽油机等均已在全国各个油田推广应用, 并取得了显著的经济效益。长冲程、低冲次的无游梁式抽油机的研制也取得了一些进展, 如由胜利油田研制的无游梁链条抽油机, 经过国内十几个油田稠油及丛式井的推广使用4, 在低冲次抽油和抽稠油方面已初见成效。此外, 桁架结构的滑轮组增距式抽油机、滚筒式长冲程抽油机已在某些油田进行了工业试验5; 齿轮增距式长冲程抽油机的研制工作也取得了新的进展; 质量轻、成本低、便于调速和调整冲程的液压抽油机经过几年的研制和工业性试采油, 也积累了一定的经验6。其他型式新颖的抽油机如数控抽油机、连续抽油杆抽油机、车载抽油机、磨擦式抽油机、六连杆游梁式抽油机和斜直井抽油机等也正处于不断改造和试生产过程中7。然而，游梁式抽油机的缺点是不容易实现长冲程低冲次的要求，因而不能满足稠油井、深抽井和吉气井采油作业的需要。同时，长冲程低冲次的无游梁式抽油机的性能尚有待完善 (如油田正在使用的链条式抽油机还存在链条寿命短、换向冲击载荷大和钢丝绳易断、导轨刚度不足容易变形等问题)，而且品种规格还很少，不能适应当前石油工业的发展8。 液压抽油机至今仍处在研制阶段9。1.3国外抽油机研究现状目前，世界上生产抽油机的国家主要有美国、俄罗斯、法国、加拿大和罗马尼亚等10。为了减少能耗, 提高采油经济效益, 近年来国外研制与应用了许多节能型抽油机。例如异相型抽油机节电15%-35%; 前置式抽油机节电36.8% ;前置式气平衡抽油机节电35% ; 轮式抽油机节电50%-80% ; 大圈式抽油机节电30%; 自动平衡抽油机节电30% -50%; 低矮型抽油机节电5% -20%; ROTAFLEX 抽油机节电25% ; 智能抽油机节电17.4%; 螺杆泵采油系统节电40%-50% 11。近年来国外很重视改进和提高抽油机的平衡效果, 使抽油机得到更精确平衡。近年来, 为了节约能耗、提高采油经济效益, 国外研制与应用了许多节能型抽油机, 在采油实践中, 取得较好的使用效果。如变平衡力矩抽油机, 可使上冲程平衡力矩大于下冲程力矩。前置式气平衡抽油机, 由于可在动态下调节气平衡, 平衡效果较好。气囊平衡抽油机有90% 以上载荷得到平衡12。双井抽油机可利用两口油井抽油杆柱合理设计得到更精确的平衡。自动平衡抽油机可保证在上下冲程每一瞬间得到较精确的平衡效果13。近年来国外研制与应用了多种类型长冲程抽油机, 其中包括增大冲程游梁抽油机、增大冲程无游梁抽油机和长冲程无游梁抽油机14。1 、前置式气平衡抽油机 美国工Jufkin 公司生产的A 系列前置式气平衡抽油机具有较好的技术经济指标, 抽油机重量减轻40 %, 尺寸缩小3 5 % , 动载荷较小, 受力均匀, 运转平稳, 节约电耗35 %。 2 、无游梁长冲程抽油机 美国R O T A F L E x 宽带传动抽油机实践表明: 抽油机系统效率为5 % , 而常规抽油机只有40 %。提升液体能耗比常规抽油机减少25 % , 可使用29. 4 kw 电动机, 而同级常规抽油机须用只kw 电动机。美国Western G e a : 有限公司研制的液压驱动无游梁长冲程抽油机占地面积较小, 可节约电耗10 % 一1 5 % 。美国National Supply 有限公司研制的无游梁长冲程抽油机节约电耗10 %一20%3 、智能抽油机 美国National Supply 有限公司研制的智能抽油机减速器峰值扭矩减少34. 7 %, 电动机功率减少1 7. 4 % , 产量增加19 % , 抽油机系统效率平均提高47.8% , 投资费用减少20 % , 成本利用率提高20.7 %。天然气发动机驱动抽油机 美国生产的天然气发动机驱动抽油机可比电动机功率减少30 % , 动力费用与采油成本均较低。4 、变平衡力矩抽油机 美国Pionner 公司研制了变平衡力矩抽油机, 利用抽油机连杆运动以及新增加的连杆摆动机构作用原理, 使得上冲程时平衡力矩大于下冲程时的平衡力矩, 实现更精确地平衡抽油机载荷、减少抽油机电力消耗的目的。1.4今后抽油机的发展方向抽油机的发展趋势主要朝着以下几个方向。1.4.1国内抽油机发展趋势20世纪9O年代以来，我国东部各主要油田相继进入中高含水开发期17。为确保高效生产，对抽油机的要求呈现两个特点：一是急需采用长冲程抽油机，以增加油井的产液量；二是为了降低油井的单位生产成本，对抽油机的节能性提出了更高的要求18。其次就目前抽油机耗电量大，工作效率、能量利用率低这一现状仍是我国抽油机研究的重点之一，在抽油机效率和节能方面，还有很大的提升空间，具有非常诱人的前景19。 长冲程抽油机的研制应用能力不足一直是我国抽油机发展的瓶颈，长冲程抽油机具有减小冲程损失、提高系统效率、延长机杆泵的使用寿命、减少故障及提高整机运行质量等优点20。因此, 发展长冲程抽油机对当前我国老油田高含水井后期开采, 减缓产量递减速度, 开采稠油、低渗透油田以及沙漠油田深井及超深井的机械开采, 都具有重要的现实意义21。游梁式抽油机的局限性十分突出，多方面事实说明，长冲程、低冲次、低功耗的无游梁式抽油机是今后抽油机发展的主要方向22。为适应油田采油需要, 在适当发展游梁式长冲程抽油机的同时, 应加速开发各类无游梁式长冲程抽油机23。 开发无游梁曲柄摇杆轮式斜井抽油机和大型斜直井抽油机将对我国油气资源开采有重要意义24。根据我国实际情况, 发展无游梁大冲程、低能耗、具有高适应性的直井抽油机和斜井抽油机, 将是我国今后抽油机发展的主要方向25。 近年来，变频技术在抽油机上得到了广泛应用。利用变频控制系统实时调整工作参数，提高电机功率因数，减小供电电流，还可以实现电机的软起动，减小冲击，并可根据油井供液能力实时调整冲次频率，实现增产节能效果26；另外研究开发机电一体化抽油装置，根据抽油机井特性实时控制和改变抽油状态，实现高效智能化采油27。如美国NSCO公司智能抽油机，采用微处理器和自适应电子控制器进行控制与监测，具有功能多、抽油效率高、自动化程度高、经济性好、安全可靠、适应性强等优点28。 研发大型、高适应性的丛式井抽油机，随着世界油气资源的不断开发，油层开采深度逐年加大，油田含水量的增多，大泵提液采油工艺和稠油开采等都要求采用大型抽油机29。现代大型抽油机应具备有高适应性，以适应多种恶劣环境和地层油层的变化，如开发一种机型能适应不同自然气候与地貌环境的差异、地层油层的迁移改变、冲程冲次的改变、油气层性状的改变、连续与间歇抽油的调整等30。另外，由于现代大型抽油机的结构和控制的复杂性，体积的庞大，其工作面积也相应增大，同一抽油机可以对多口相邻油井同时抽油作业，采用综合平衡方式和节能方式，达到最好的作业效果31。1.4.2国外抽油机发展趋势如前所述, 世界范围内抽油机技术发展的总趋势是向着多样化、超大载荷、长冲程、节能型、无游梁式和自动化、智能化方向发展32。 1.朝着大型化方向发展随着世界油气资源的不断开发，开采油层深度逐年增加，石油含水量也在不断增多，采用大泵提液采油工艺和开采稠油等，都要求采用大型抽油机，所以近年来，国外出现了许多大载荷抽油机，如前置式气平衡抽油机最大载荷213kN，气囊平衡抽油机最大载荷227kN等33。还会出现更大载荷新型抽油机34。采用长冲程抽油方式，抽油效率高，抽油机寿命长，动载荷小，排量稳定，具有较好的采油经济效益，所以近年来国外出现了许多长冲程抽油机，如法国Mape公司抽油机，最大冲程10m35；美国WGCO公司抽油机最大冲程24.38m，NSCO公司抽油机最大冲程27.48m；原苏联钢带式超长冲程抽油机最大冲程1500m。长冲程抽油机全部采用低冲次抽油方式，Mape公司抽油机最大冲次5min，GDCO公司抽油机最大冲次为3min36。 2.朝着低能耗方向发展朝着低能耗方向 为了减少能耗，提高采油经济效益，近年来国外研制与应用了许多节能型抽油机。例如异相型抽油机节电15%35%；前置式抽油机节电36.8%；前置式气平衡抽油机节电35%；轮式抽油机节电50%80%；大圈式抽油机节电30%；自动平衡抽油机节电30%50%；低矮型抽油机节电5%20%；ROTAFLEX抽油机节电25%；智能抽油机节电17.4%；螺杆泵采油系统节电40%50%37。 3.朝着精确平衡方向发展 近年来国外很重视改进和提高抽油机的平衡效果，使抽油机得到更精确平衡。例如变平衡力矩抽油机，可使上冲程平衡力矩大于下冲程力矩。前置式气平衡抽油机，由于可在动态下调节气平衡，平衡效果较好。气囊平衡抽油机有90%以上载荷得到平衡。双井抽油机可利用两口油井抽油杆柱合理设计得到更精确的平衡。自动平衡抽油机可保证在上下冲程每一瞬间得到较精确的平衡效果38。4.朝着高适应性方向发展 现代抽油机应具有较高的适应性，以便拓宽使用范围39。例如适应各种自然地理和地质构造条件抽油的需要；适应各种成分石油抽汲的需要；适应各种类型油井抽汲的需要；适应深井抽油需要；适应长冲程抽油的需要；适应节电的需要；适应精确平衡的需要；适应无电源和间歇抽油的需要；适应优化抽油的需要等40。5.朝着长冲程无游梁方向发展 近年来国外研制与应用了多种类型长冲程抽油机，其中包括增大冲程游梁抽油机、增大冲程无游梁抽油机和长冲程无游梁抽油机41；实践与理论分析表明，增大冲程游梁抽油机是常规游梁抽油机的发展方向；增大冲程无游梁抽油机是增大冲程抽油机的发展方向；长冲程无游梁抽油机是长冲程抽油机的发展方向42。 6.朝着自动化和智能化方向发展 近年来抽油机技术发展的显著标志是自动化和智能化。美国Baker提升系统公司、Delta-X公司、APS公司等均研制了自动化抽油机，具有保护和报警功能，实时测得油井运行参数，及时显示与记录并通过计算机进行综合计算分析，推出最优工况参数，进一步指导抽油机以最优工况抽油。美国NSCO公司智能抽油机，采用微处理机和自适应电子控制器进行控制与监测，具有抽油效率高、节电、功能多、安全可靠、自动化程度高、经济性好、适应性强等优点43。第二章 常规游梁式抽油机原理、问题及运动分析2.1 常规型游梁式抽油机工作原理及结构特点图2-1 游梁式抽油机结构图1-底座；2-支架；3-悬绳器；4-驴头；5-游梁；6-横梁抽承座；7-横梁；8-连杆；9-曲柄销装置；10-曲柄装置；11-减速器；12-刹车保险装置；13-刹车装置；14-电动机；15-配电箱。常规型游梁式抽油机由底座、支架、悬绳器、驴头、游梁、横梁轴承座、横梁、连杆、曲柄销装置、曲柄装置、减速器、刹车保险装置、刹车装置、电动机、配电箱组成。抽油机工作时，电动机（14）转速通过三角皮带带动减速箱(11)减速后，由四连杆机构(曲柄(10)、连杆(8)、横梁(7)、游梁(5)把减速箱输出轴的旋转运动变为游梁驴头(4)的往复运动。用驴头(4)带动抽油杆做上下往复的直线运动。通过抽油杆再将这个运动传给井下抽油泵的柱塞。在抽油泵泵筒的下部装有固定阀(吸入阀)，而在柱塞上装有游动阀(排出阀)，当抽油杆向上运动，柱塞做上冲程时，固定阀打开，泵从井中吸入原油。同时，由于游动阀关闭，柱塞将上面的油管中的原油上举到井口，这就是抽油泵的吸入过程。当抽油杆向下运动，柱塞做下冲程时，固定阀关闭而游动阀打开，柱塞下面的油通过游动阀排到它的上面。这就是抽油泵的排出过程。其结构简图如图2-1。常规型游梁式抽油机结构特点：支架支撑在游梁中部，曲柄连杆机构和减速器位于支架的后面；曲柄轴中心基本位于游梁尾轴承的正下方。这样，工作时上下冲程的时间（或曲柄转角）相等。2.2常规型游梁式抽油机存在的问题能耗大、效率低是抽油机系统存在的主要问题。由于在同一种工况、井况和同一时刻下，井下的能耗因地面游梁机型不同会发生差异。如示功图会有所改变，表明泵的充满度、光杆功率的变化。致使抽油机能耗的主要原因有： 抽油机的负荷特性与异步电动机的硬的转矩特性不像匹配，甚至出现“发电机”工况，出现二次能量转化。一般电动机的负载率过低，约为30%致使电动机以低效率运行。 电动机在一个冲程中的某个时段下落的抽油杆反向拖动，运行于再生发电状态，抽油杆下落所释放的机械能有部分转变成电能回馈电网，但所回馈的电能不能全部被电网吸收，引起附加能量损失，同时负扭矩的存在使减速器的齿轮经常反向载荷，产生背向冲击，降低了抽油机的使用寿命。 常规抽油机的扭矩因数大，载荷波动系数CLF亦大，故均方根扭矩大，能耗增加。 常规抽油机运行的悬点加速度、速度的最大值过大，影响悬点载荷，动载增大。采用对称循环工作制度使泵充满度下降，影响产量。泵效率降低，能耗亦增大。系统总效率是系统在地面和井下近十个组成部分的分效率和相关反馈系数的乘积，任何一环的分效率较低都会造成总效率变低。在相同井况下，井下的损耗因地面抽油机型不同所产生的差异不会很大，因此提高抽油机的效率是解决抽油机系统效率低下的关键。常规型游梁式抽油机主要有以下不足：（1）抽油机在运行中传动角波动较大，无法保证各位置的传动角均接近90，造成曲柄轴受力很大且不均匀。（2）悬点载荷造成的曲柄轴扭矩峰值较大，且为非正弦规律，而曲柄轴平衡力矩是以正弦规律变化的，故二者无法相抵，造成曲柄轴上净扭矩峰值较大，波动剧烈，甚至出现负扭矩。（3）从能耗的角度来说净扭矩波动大，必然加大输入功率，增大能耗。（4）从装机功率来说，由于扭矩峰值高，为了保证抽油机的正常运转，势必要选用较大功率的电机及大扭矩的减速器，这就是“大马拉小车”现象。产生上述问题的原因有以下几个方面: （1）常规型游梁式抽油机的悬点载荷状况是影响其能耗的主要因素。悬点载荷特性与所用普通电动机的转矩特性不相匹配，致使电机以较低的效率运行。（2）常规型游梁式抽油机的结构特点和抽油泵工作的特点，形成了抽油机特有的载荷特性:带有冲击的周期性交变载荷。抽油机运行一个周期包括两个过程，上冲程和下冲程。上冲程时，悬点要提升沉重的抽油杆和油液柱需要减速器传递很大的正向转矩，下冲程时，输出轴被悬点载荷(抽油杆自重)正向拖动，使主动轴反向做功，减速器要传递较大的反向转矩。（3）电机在一个冲程中的某些时段被下落的抽油杆反向拖动，运行于再生发电状态，抽油杆下落所释放的机械能有部分转变成了电能回馈电网，但所回馈的电能不能全部被电网吸收，引起附加能量损失。2.3型游梁式抽油机运动学分析 游梁式抽油机运动分析的主要任务是：求出驴头悬点的位移、速度和加速度随时间变化的规律，以便为载荷分析和扭矩计算提供运动学数据。在曲柄角速度等于常数的情况下，问题也就归结为求解悬点位移速度和加速度随曲柄转角的变化规律。图2-2 常规型游梁式抽油机运动简图基本参数及意义表示如下：A游梁前臂长度，mm；C游梁后臂长度，mm；P连杆长度，mm；R曲柄半径，mm；I游梁支承中心到减速器输出轴中心的水平距离，mm；H游梁支承中心到底座底部的高度，mm；G减速器输出轴到底座底部的高度，mm；H-G曲柄回转中心至中心轴承的垂直距离，mm；C与K的夹角；S抽油机的冲程；n抽油机的冲次；P额定悬点载荷； K极距，即游梁支承中心到减速器输出轴中心的距离，mm；J曲柄销中心到游梁支承中心之间的距离,mm；曲柄转角，以曲柄半径R处于12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的夹角，称传动角；xC与J的夹角；K与J的夹角；K与R的夹角；P与R的夹角。由图可知： （2-1）式中正负号取决于曲柄旋转方向，曲柄旋转方向的判断为：面向抽油机，井口在右侧，顺时针旋转为“+”，逆时针旋转为“-”。 （2-2） （2-3） （2-4） （2-5） （2-6） （2-7） （2-8） （2-9） （2-10）在有“”式中，“+”用于曲柄顺时针旋转，“-”用于曲柄逆时针旋转。第三章 应力和强度计算本章介绍了材料在发生基本变形时的应力计算，材料的力学性能，以及基本变形的强度计算。3.1拉伸与压缩变形1、横截面上的正应力拉压杆件横截面上只有正应力，且为平均分布，其计算公式为 (3-1)式中为该横截面的轴力，A为横截面面积。正负号规定 拉应力为正，压应力为负。公式（3-1）的适用条件：（1）杆端外力的合力作用线与杆轴线重合，即只适于轴向拉（压）杆件；（2）适用于离杆件受力区域稍远处的横截面；（3）杆件上有孔洞或凹槽时，该处将产生局部应力集中现象，横截面上应力分布很不均匀；（4）截面连续变化的直杆，杆件两侧棱边的夹角时，可应用式（3-1）计算，所得结果的误差约为3%。2、斜截面上的应力（如图3-1）图3-1拉压杆件任意斜截面（a图）上的应力为平均分布，其计算公式为全应力 (3-2)正应力 （3-3）切应力 （3-4）式中为横截面上的应力。正负号规定：由横截面外法线转至斜截面的外法线，逆时针转向为正，反之为负。 拉应力为正，压应力为负。 对脱离体内一点产生顺时针力矩的为正，反之为负。两点结论：（1）当时，即横截面上，达到最大值，即。当=时，即纵截面上，=0。（2）当时，即与杆轴成的斜截面上，达到最大值，即。3.2应变和胡克定律1、变形及应变杆件受到轴向拉力时，轴向伸长，横向缩短；受到轴向压力时，轴向缩短，横向伸长。如图3-2。图3-2轴向变形 轴向线应变 横向变形 横向线应变 正负号规定 伸长为正，缩短为负。2、胡克定律当应力不超过材料的比例极限时，应力与应变成正比。即 （3-5）或用轴力及杆件的变形量表示为 (3-6)式中EA称为杆件的抗拉（压）刚度，是表征杆件抵抗拉压弹性变形能力的量。公式(3-6)的适用条件：(a)材料在线弹性范围内工作，即；(b)在计算时，l长度内其N、E、A均应为常量。如杆件上各段不同，则应分段计算，求其代数和得总变形。即 (3-7)3、泊松比 当应力不超过材料的比例极限时，横向应变与轴向应变之比的绝对值。即 3.3 材料在拉（压）时的力学性能1、低碳钢在拉伸时的力学性能应力应变曲线如图3-3所示。图3-3 低碳钢拉伸时的应力应变曲线卸载定律:在卸载过程中，应力和应变按直线规律变化。如图3-3中dd直线。冷作硬化：材料拉伸到强化阶段后，卸除荷载，再次加载时，材料的比例极限升高，而塑性降低的现象，称为冷作硬化。如图4-3中ddef曲线。图3-3中，of 为未经冷作硬化，拉伸至断裂后的塑性应变。df 为经冷作硬化，再拉伸至断裂后的塑性应变。四个阶段四个特征点，见表1-1。表1-1 低碳钢拉伸过程的四个阶段阶 段图1-5中线段特征点说 明弹性阶段oab比例极限弹性极限为应力与应变成正比的最高应力为不产生残余变形的最高应力屈服阶段bc屈服极限为应力变化不大而变形显著增加时的最低应力强化阶段ce抗拉强度为材料在断裂前所能承受的最大名义应力局部形变阶段ef产生颈缩现象到试件断裂表1-1主要性能指标，见表1-2。表1-2 主要性能指标性能性能指标说明弹性性能弹性模量E当强度性能屈服极限材料出现显著的塑性变形抗拉强度材料的最大承载能力塑性性能延伸率材料拉断时的塑性变形程度截面收缩率材料的塑性变形程度2、 低碳钢在压缩时的力学性能图3-4 低碳钢压缩时的应力应变曲线应力应变曲线如图3-4中实线所示。低碳钢压缩时的比例极限、屈服极限、弹性模量E与拉伸时基本相同，但侧不出抗压强度3、铸铁拉伸时的力学性能图3-5 铸铁拉伸时的应力应变曲线应力应变曲线如图3-5所示。应力与应变无明显的线性关系，拉断前的应变很小，试验时只能侧得抗拉强度。弹性模量E以总应变为0.1%时的割线斜率来度量。5、铸铁压缩时的力学性能应力应变曲线如图3-6所示。图3-6 铸铁压缩时的应力应变曲线铸铁压缩时的抗压强度比拉伸时大45倍，破坏时破裂面与轴线成。宜于做抗压构件。6、塑性材料和脆性材料延伸率5%的材料称为塑性材料。延伸率5%的材料称为脆性材料。7、屈服强度对于没有明显屈服阶段的塑性材料，通常用材料产生0.2%的残余应变时所对应的应力作为屈服强度，并以表示。3.4 强度计算许用应力 材料正常工作容许采用的最高应力，由极限应力除以安全系数求得。塑性材料 = ； 脆性材料 =其中称为安全系数，且大于1。强度条件：构件工作时的最大工作应力不得超过材料的许用应力。对轴向拉伸（压缩）杆件 （3-9）按式（3-9）可进行强度校核、截面设计、确定许克载荷等三类强度计算。3.5许用应力、安全系数和强度条件由脆性材料制成的构件，在拉力作用下，当变形很小时就会突然断裂，脆性材料断裂时的应力即强度极限b；塑性材料制成的构件，在拉断之前已出现塑性变形，在不考虑塑性变形力学设计方法的情况下，考虑到构件不能保持原有的形状和尺寸，故认为它已不能正常工作，塑性材料到达屈服时的应力即屈服极限s。脆性材料的强度极限b、塑性材料屈服极限s称为构件失效的极限应力。为保证构件具有足够的强度，构件在外力作用下的最大工作应力必须小于材料的极限应力。在强度计算中，把材料的极限应力除以一个大于1的系数n（称为安全系数），作为构件工作时所允许的最大应力，称为材料的许用应力，以表示。对于脆性材料，许用应力 （3-10）对于塑性材料，许用应力 （3-11）其中、分别为脆性材料、塑性材料对应的安全系数。安全系数的确定除了要考虑载荷变化，构件加工精度不同，计算差异，工作环境的变化等因素外，还要考虑材料的性能差异（塑性材料或脆性材料）及材质的均匀性，以及构件在设备中的重要性，损坏后造成后果的严重程度。安全系数的选取，必须体现既安全又经济的设计思想，通常由国家有关部门制订，公布在有关的规范中供设计时参考，一般在静载下，对塑性材料可取；脆性材料均匀性差，且断裂突然发生，有更大的危险性，所以取，甚至取到59。为了保证构件在外力作用下安全可靠地工作，必须使构件的最大工作应力小于材料的许用应力，即 （3-12）上式就是杆件受轴向拉伸或压缩时的强度条件。根据这一强度条件，可以进行杆件如下三方面的计算。1强度校核 已知杆件的尺寸、所受载荷和材料的许用应力，直接应用（3-12）式，验算杆件是否满足强度条件。2截面设计 已知杆件所受载荷和材料的许用应力，将公式（3-12）改成，由强度条件确定杆件所需的横截面面积。3许用载荷的确定 已知杆件的横截面尺寸和材料的许用应力，由强度条件确定杆件所能承受的最大轴力，最后通过静力学平衡方程算出杆件所能承担的最大许可载荷。第四章 抽油机的规范 为了确保抽油机使用中的安全，抽油机关键部件应遵守下列要求：1）要求确认适用于井底泵的起重能力；2)由于在油井的结构、摩擦和动态加载，潜在额外负荷；3)对游梁式抽油机结构负荷能力的要求，以适应抽油杆的重量和额外负荷；4.1 除游梁外所有构件的设计载荷 除非另有规定，抽油机的所有几何尺寸，都通过检查抽油机的上冲程，上述不敬爱呢在曲柄的每个15度位置时的载荷，确认为在不见上的最大载荷。 曲柄所有上冲程位置，应使用光杆载荷，PR。 对于具有双向旋转和非对称扭矩系数的抽油机，设计计算用的旋转方向应是其结果能在结构部件上产生最大载荷的方向。而且应适当考虑作用在所有结构轴承和支承轴承的结构件上承载的方向。4.2除游梁、轴承轴和曲柄外，所有结构件的设计应力 许用应力登记时一下考虑应力上升的简单应力为基础的。当发生应力上升时，适当的应使用应力集中系数。 所有结构件的设计应力，应是其材料屈服强度的函数，。 承受简单的拉伸、压缩和不可恢复的弯曲的部件应是具有0.3 Sy的极限应力。如拉伸部件在临界区发生应力上升，极限应力应为0.25 Sy。 承受可恢复弯曲的部件应具有0.2 Sy的极限应力。下列公式（1）可用于所有起立柱作用的部件： 式中：P=W2 = Sy W2 =作用于立柱上的最大载荷，lb； a=横截面积的面积，in2； Sy =材料的屈服强度，lb/ in2； n=端部限制常数，假设为1； E =弹性模量，lb/ in2； l=l立柱的无支承长度，in； r=截面回转半径，in； （l/r）=应限定在对大为90，当（l/r）的值等于或小于30时，可以假设立柱处于简单的压缩状态。4.3游梁额定设计载荷 一下公式（2）可以用来确定通常游梁的额定值，如图1所示：式中： W =光杆载荷的游梁额定值，lb； fcb =弯曲时许用的压应力，lb/ in2（见表1最大许用应力）； Sx =游梁的截面模数，in3。除了在临界区中的拉紧轮缘上不允许有孔或焊缝外可以使异相型横梁的总截面（见图1）；图解：1.拉紧轮缘的临界区； 3.均衡器轴承；2.支架轴承； 4.驴头 图1 游梁的单元 A =从游梁支架轴承中心线到光杆中心的距离，in（见图1）。 式（2）是以使用单梁轧制钢材的通常游梁式结构为基础。对于轧制的游梁总截面可用于确定截面模量，但是，在拉紧轮缘的临界区上不允许有孔或焊缝（见图1）。 非通常的结构或构建的部件，应考虑到载荷的变化，以检查所有临界区的应力，而适当地方应包含应力集中系数。图1游梁的单元4.4游梁上的最大许用应力 在式（2）给出游梁的额定值计算，最大许用应力fcb可以从表1来确定。对于其横截面与水平中性轴线对称的标准轧制横梁，能把临界应力压入下轮缘中。该应力的最大值fcb是从表1中的第3和第4行较小的值确定的。表1 结构钢的抽油机游梁上的最大许用应力（见图1）行号应力符号数值1材料规定的最小屈服强度Sy36.000psi2弯曲时极限纤维拉伸应力ftb11000psi3弯曲时极限纤维压缩应力（不得超过第4行的值）fcb4弯曲时最大压缩应力，第3行上公式限定的情况除外fcb11000psi式中： J1 =扭矩常数，in4； l = 游梁最长的横向不支撑长度，inC或A的较大值（见图1）； E =弹性模量，29000000psi; ly =惯性的弱轴线力矩，in4； Gr =剪切模量11200000和 Sx =截面模量，in3；第五章pro/e建模和ansysy有限元计算计算机辅助设计（Computer Aided Design）是由计算机完成产品设计中的计算、分析、模拟、制图、编制技术文件等工作,由计算机辅助设计人员完成产品的全部设计过程,最后输出满意的设计结果和产品图纸的一种机械设计方法。它是最近几十年来迅速发展起来并得到广泛应用的多学科综性的新技术。计算机辅助设计技术的应用适应了当前产品需提高设计质量,快速更新换代的需求。计算机辅助设计技术从上世纪50年代末，伴随着计算机的发展、计算机运算能力的增强和储存管式图形显示技术的出现而产生。如今CAD技术已经发展了60多年，并且正以强大的冲击力，影响改变着工业生产，直至社会的各个方面，使传统的设计流程、工业技术方法发生了深刻的变革。常见的计算机辅助设计软件可以分为二维软件与三维软件两种，它们在功能与效率上相差很大。Pro/e和ansys软件作为计算机辅助设计系统中非常重要的三维设计软件，它所具有的功能是计算机发挥辅助设计功能、提高设计效率的重要基础。5.1 pro/e在机械制造中的应用经过漫长的发展岁月，产品设计手段在不断地提高，不断进步，不断成熟。从最早的手工绘图，到现在的广泛的使用计算机辅助设计来进行产品的设计，并且以后还会有更先进的设计手段出现。为了提高计算机辅助设计的效果和节约设计成本和加工时间，我们做了这个关于PRO/ENGINEER技术在产品设计当中的应用的毕业设计，主要从PRO/ENGINEER的参数化设计，有限元分析，动态仿真，逆向工程等方面阐述了PRO/ENGINEER在机械产品设计当中的应用价值及应用前景。本文介绍与应用了PRO/ENGINEER造型设计中的参数化设计方式，涉及到了孔特征、倒圆角、螺旋扫描、阵列特征等的设计方法。然后通过PRO/ENGINEER的组件的应用程序里的机构功能实现动态仿真，实现了产品的设计，模拟装配，模拟运行等过程，充分体现了PRO/ENGINEER在机械产品设计当中的应用价值及应用前景，并且结合了相关的资料讨论了一下三维设计的发展趋势。1、Pro/e软件与传统二维计算机辅助软件的比较传统的计算机辅助设计系统主要是提供方便的设计工具和手段来辅助设计, 缺乏分析问题和解决问题的能力, 适用于解决算法型或确定型的任务问题。近几年来, 为了克服传统计算机辅助设计的不足, 人们将人工智能和专家系统技术应用于计算机辅助设计系统, 进行了智能计算机辅助设计系统的研究。众所周知, 机械产品设计不但涉及到一系列的计算公式、许多的设计标准和规范以及制图技术, 而且还要用到许多非数值的经验性知识, 如开始的概念设计和产品的初步设计则要求设计专家凭借知识和经验来思考、推理和判断； 而设计过程最一个从“设计- 评价- 再设计直到产生最优设计结果”的反复过程, 这就更需要设计专家具有一定的知识性经验, 也就驱使着专家系统和计算机辅助设计进行结合。很显然, 概念设计是整个设计过程中最重要的一个阶段, 这一阶段是设计创造性最为集中的部分, 这一部分与问题的表达和理解的正确与否, 所提方案的优劣以及评价和决策的适当与否等有关, 它决定了最终设计的特色、水平和效益。传统的二维CAD系统起源于计算机图形学，其智能定位于图样绘制，没有从本身的需求来考虑，大多数停留在电子图版的水平。设计者用二维CAD系统来记录设计结果，设计活动只活动在设计者的头脑之中，当设计者应用二维CAD系统的时候，设计差不多已经结束。其局限性表现如下：(1) 只是一个绘图工具而并非设计工具，不能帮助设计者定义设计关系和设计约束，更不能储存和保持设计关系。(2) 没有可变型的产品模型。(3) 不支持设计的全过程，只能完成绘图等对提高企业竞争力不很重要的工作。(4) 缺乏智力性，只记录几何数据，缺乏语义信息，不能有效表达设计意图。(5) 对产品缺乏完善的分析系统和检索机制。由于概念设计的重要性, 一些学者提出了基于决策的概念设计过程模型, 并且用超文本做了技术实现。与过去的设计方法学模型相比, 决策模型并不规定设计过程应该怎样,设计师自始至终控制着设计的流程, 具有更大的灵活性； 与形式化模型相比, 决策模型并不被动地模拟设计过程, 而是抽取关键的语义和联系, 用以描述和支持设计过程, 与传统的计算机辅助设计方法相比, 它不仅记录设计的结果, 更强调记录和表达设计的过程。总之, 智能化是机械计算机辅助设计中极具有前途的研究领域。Pro/Engineer能较好地完成挖掘机零部件的三维造型，三维造型时常用以下方法: 对形状比较规则的简单零件，利用三维软件自带的标准几何体（方形、圆柱、圆管、圆锥和球、沟槽）库，直接生成零件实体，如方板、光轴、轴套等。 绘制最能反映零件基本特征的几何草图，经拉伸、旋转生成三维实体。 沿路径配置的二维几何图形经扫描，蒙皮生成曲面形实体。 从草图入手建模 设计者根据设计的要求用手勾画出理想的结构形状，然后赋予每一条曲线以尺寸约束或几何约束，使曲线按照设计者的意图去更新交换，生成参数化特征的实体建模。从草图入手建模很容易实现参数化、标准化、系列化设计，是挖掘机最理想的建模方式。 利用三维实体间的布尔运算（交、并、补），将多个简单零件组合成一体，生成新的实体等等，且生成的实体模型均采用参数化特征造型。2、基于特征及参数化的设计参数化技术是指设计对象的结构形状比较定型, 可以用一组参数来约定尺寸的关系。多数与设计对象的控制尺寸有显然的对应, 设计结果的修改受到尺寸驱动, 所以也称为参数化尺寸驱动, 参数化设计技术以其强有力的草图设计、尺寸驱动修改图形的功能, 成为初始设计、产品建模及修改系列化设计、多方案比较和动态设计的有效手段。参数化技术的研究工作可追溯到Sutherland早期的 Sketchpad系统, 当时已经提出并利用了基于几何约束进行设计与修改的思想。近几年参数化技术已有不少种方法, 如变动几何法、几何推理法及参数化操作法等。变动几何法将几何约束转变为一系列以特征点为变元的非线性方程组, 通过数值法解非线性方程组确定出几何细节, 该方法必须用户输入充分且一致的几何约束才能求出约束方程的解, 对不一致的约束模型则以进行有效的判别与处理, 也难以有效地将局部变动限制在局部范围求解； 几何推理法是建立在专家系统的基础上, 采用谓词表示几何约束, 通过推理机导出几何细节, 这种方法可以检查约束模型的有效性, 并具有局部修改功能, 但存在着推理速度馒、系统庞大等问题； 参数化操作法采用参数化操作表示与处理几何约束, 并通过与参数化操作对应的几何计算程序逐步确定出精确几何模型, 该方法简单、实用, 但难以表示与处理复杂的几何约束。工程设计人员利用参数化技术, 可以大大计提高只有几何尺寸发生变化的零件的设计效率, 避免繁琐的重复性工作。因此, 参数化技术已成为pro/e设计中重要的研究内容。以下是基于特征及参数化的设计的实例，从中我们可以加深PRO/E在产品构件中的优势的直观了解。3、pro/e与动态仿真产品装配与机构仿真是pro/e的一项重要功能。当设计师进行产品组装与机构仿真时，能将设计师的设计意图直观的进行表达，可以以动态的方式将产品进行模拟的运行，也能从中检验机构是否存在不合理的像干涉、自由度不满足等缺陷。总之该项功能对设计师提供重要帮助。 产品组装与机构仿真的一般方法：在pro/e的装配模块中，对产品组装与机构仿真提供了两种不同的装配方法。1产品装配的两种方法（1） 约束装配 当进行普通产品装配中，不考虑机构运动，或某些元件是固定不动的，那么在装配时可采用约束条件进行装配。（2） 连接装配当进行机构运动仿真时，其机构组装必须考虑到哪些元件是运动的，哪些元件是固定不动的，对运动的元件要采用连接条件进行装配。 其中约束装配仅仅时按系统提供的方式，将机构各元件按一定的连接方式进行组装。这样得到的只是一个相对直观的产品外观的展示。而要想实现机构的动态仿真，各元件的连接方式就必须采用“连接装配”。因为系统中所提供的连接方式具有不同的自由度，在装配过程中就要按照自己的装配关系意图，再采用相应的连接方式。这样“应用程序”中的“机构”分析模块中才能定义各种伺服电机的参数，得到预期的动态仿真过程。5.2 ansys在石油机械设计中的应用在现代化的石油机械与压力容器设计工业中，产品的设计愈来愈精细、复杂，市场竞争要求石油机械与压力容器设备的性能指标大幅度提高，而ANSYS这样的CAE工具，在许多方面为石油石化企业保持竞争优势提供了强有力的技术保证。ANSYS软件是第一个通过ISO9001质量认证的大型分析设计类软件，是美国机械工程师协会（ASME）、美国核安全局（NQA）及近二十种专业技术协会认证的标准分析软件。在国内第一个通过了中国压力容器标准化技术委员会的认证并在国务院十七个部委推广使用。 1、抽油机设计 对于抽油机设计中诸如：抽油机总成、支架、游梁曲柄连杆机构、动力装置以及各个零部件的设计等，ANSYS 都可以发挥出其分析计算优势，使得设计的各部件尺寸合适、性能最佳，达到提高抽油机产品性能，降低生产成本的目的。 图3 采用ANSYS 的静力及屈曲分析功能对游梁式抽油机支架的强度、刚度与稳定性进行分析 2、高压阀门结构优化设计 ANSYS 程序提供了两种优化的方法：零阶和一阶方法。零阶方法是一个很完善的处理方法，可以很有效地处理大多数的工程问题。一阶方法基于目标函数对设计变量的敏感程度，因此更加适合于精确的优化分析。这两种方法可以处理绝大多数的优化问题。 对于这两种方法，ANSYS 程序提供了一系列的分析评估修正的循环过程。就是对于初始设计进行分析，对分析结果就设计要求进行评估，然后修正设计。这一循环过程重复进行直到所有的设计要求都满足为止。除了以上两种优化方法，ANSYS 程序还提供了一系列的优化工具以提高优化过程的效率。例如，随机优化分析的迭代次数是可以指定的。随机计算结果的初始值可以作为优化过程的起点数值。 油田生产中使用的一种大通径高压阀门，其设计通径达82mm，使用内压16MPa，为保证安全，根据设计方要求，针对该阀门的设计原型进行了三维有限元强度分析与结构形状优化设计，通过ANSYS 分析使得优化后的阀门最大应力降低达20。下图给出ANSYS 计算结果。 图4 井口高压阀门应力分析与优化3、恒流量往复泵凸轮传动机构凸轮副接触应力计算 ANSYS 的疲劳与蠕变分析功能能解决常值载荷或常值位移作用下元器件的非线性变形或松弛，确定在周期载荷、随机载荷以及变化的热场作用下部件或整体结构的疲劳寿命，程序提供了超弹性、多线性、Anand 模型、粘弹性、超塑性等材料模式。某型号油田钻井泵传动机构的凸轮副曾经一度出现短期损坏，严重影响了油田生产，采用ANSYS 仿真分析技术对凸轮传动机构以及凸轮副的接触应力进行了分析，并对凸轮副进行相应的形状优化设计，有效地解决了凸轮副短期失效问题。图5 凸轮副接触应力。 图5 凸轮副接触应力4、真空过滤器扬子石化设计的真空过滤器长度为2774mm，最大外经1700mm，过滤器之上分布3570个28mm 的滤孔。结构为薄壳网状筒形，过滤器在自重、物料重及真空度作用下承受扭矩。为保证过滤器安全，由石油大学采用ANSYS 对过滤器进行变形与刚度分析，为改进设计提供参考依据。分析模块：结构分析。单元类型：典型薄壳，选择SHELL93、SHELL63 单元。图6-6 给出建模与计算结果。 图6 真空过滤器建模与计算结果5、同轴式反应再生器催化两器反应再生器是炼厂关键设备之一，近几年来催化两器曾发生过多起裂纹引起的失效案例。为了降低两器设计应力水平，提高安全度，采用ANSYS 的热分析与结构分析以及耦合模块，对同轴式反应再生器的整体结构、封头、筒体、裙座、封头、人孔与接管等部位进行了全面温度场模拟与结构应力分析，并进行了适当结构尺寸改变，达到了减低工作应力的目的。以下给出计算结果。 图7、ANSYS 同轴式反应再生器分析结果6、预处理塔应力及疲劳分析 ANSYS 对预处理塔进行应力与疲劳分析的计算结果见下图。 图8 ANSYS 预处理塔应力及疲劳分析7、换热器应力分析 ANSYS 对换热器的管板、封头、波纹管等部件进行温度与应力分析，分析结果见下图。 图9、ANSYS换热器应力分析8、焊接过程残余应力分析机械装备与压力容器多用焊接结构连接，ANSYS的“单元死活技术”、和“相变分析技术”为焊接过程的模拟提供了完善的解决方案。单元死活技术可以模拟材料的去除与添加过程，随焊缝中焊料的不断加入，可不断激活相应的部分单元，使其参与传热承载相变分析可准确地模拟焊料由液相到固相的过程，待计算到焊缝中的焊料全部冷却凝固，即可以得到焊接件的残余应力和变形；改变单元激活的步骤及时间，即可得到不同的焊接工艺的焊接结果，从而为焊接过程的优化提供依据。 图10ANSYS进行的焊缝应力分析，分析中采用了“死活单元”技术9、疲劳与剩余强度分析 ANSYS 具有功能强大的疲劳分析能力，疲劳分析具有以下特点：方便的用户操作面板丰富的材料数据库多种的载荷历史组合方式考虑多种影响疲劳寿命的因素丰富的疲劳分析模型分析结果的3D 显示 图11
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