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攀枝花学院本科毕业设计目录前言3第1章 选题背景51.1研究目的和意义51.2国内外抽油机的发展概况51.2.1 国外抽油机的发展概况51.2.2 国内抽油机的发展概况61.3游梁式抽油机的特点、现状和发展趋势7第2章 总体方案设计92.1抽油机的基本工作原理92.2抽油机的基本简图102.3抽油机设计原理的确定112.4抽油机总传动方案：132.5平衡方式的确定142.6安装尺寸与机构相关参数14第3章 基本参数的确定163.1游梁式抽油机的运动学分析163.1.1 几何尺寸分析10163.1.2 悬点的位移、速度、加速度的分析183.2游梁式抽油机悬点载荷计算193.2.2悬点动载荷的大小和变化规律243.2.3悬点的最大载荷和最小载荷263.2.4 摩擦力对悬点载荷的影响273.2.5游梁抽油机的抽汲工况283.3游梁式抽油机减速器曲柄轴净扭矩的计算283.4游梁式抽油机扭矩特性参数303.5游梁式抽油机电机功率的确定323.6游梁式抽油机的平衡计算34第4章 变速机构的传动比分配及其结构确定354.1变速机构的传动比分配35第5章 主要部件的设计375.1曲柄375.2 连杆375.3 游梁385.4 驴头395.5 横梁395.6常规游梁抽油机装配体40参考文献41致谢4259攀枝花学院本科毕业设计前言油田开采原油的方法分为两类：一类是利用地层本身的能量来举升原油，称为自喷采油法，常见于新开发且储量大的一些油田；另一类是到了油田开发的中后期，地层本身能量不足以使原油产生自喷，必须人为地利用机械设备将原油举升到地面，称为人工举升采油法或机械采油法1。上述采油方法中不利用抽油杆传递能量的抽油设备统称为无杆抽油设备，利用抽油杆上下往复进行驱动的抽油设备统称为有杆抽油设备。利用抽油杆旋转运动驱动井下单螺旋泵装置，虽然也有抽油杆，但习惯上不列入有杆抽油设备3。有杆泵采油技术是应用最早也最为广泛的一种人工举升机械采油方法。有杆抽油系统主要有三部分组成：一是地面驱动设备即抽油机，它由电动机、减速器和四连杆机构(包括曲柄、连杆和游梁)等组成：二是井下的抽油泵(包括吸入阀、泵筒、柱塞和排出阀等)，安装于油管的下端：三是抽油杆，它把地面驱动设备的运动和动力传给井下抽油泵。抽油机是一种把原动机的连续圆周运动变成往复自线运动，通过抽油杆带动抽油泵进行抽油的机械设备。游梁式抽油机是机械采油设备中问世最早的抽油机机种，1919年美国就开始批量生产这种抽油机。游梁式抽油机，也称梁式抽油机、游梁式曲柄平衡抽油机，指含有游梁，通过连杆机构换向，曲柄重块平衡的抽油机，俗称磕头机。对于本次研究的抽油机设计，主要是通过自我认识和学习的知识，对抽油机设计有个全方位的了解和认识，在设计中不仅要完成抽油机的设计，同时也是通过对抽油机设计，了解设计的基本常识。本次抽油机的设计，主要包含抽油机的整体设计：抽油机的四杆机构、电动机选取、运动分析、V带的选择以及各种工作参数的选择等。对包括抽油机在内的有杆采油系统悬点载荷计算进行研究，对抽油机的电机功率的选择。根据游梁式抽油机四连杆机构的几何关系和运动特点，对游梁式抽油机的几何结构、运动参数、动力特性等进行分析。对抽油机的主要零部件（游梁、连杆、曲柄）强度校核。本次设计不仅是一次抽油机设计，对以后的设计也有这很大的帮助。攀枝花学院本科毕业设计第1章 选题背景1.1研究目的和意义游梁式抽油机是国内外石油工业的传统采油方式之一，在我国石油开采中有杆抽油系统一直占主导地位。在我国各油田中，大约80%以上的油井采用有杆抽油系统。游梁式抽油机以其结构简单、制造容易、可靠性高、耐久性好、维修方便、适应现场工况等优点，在采油机械中占有举足轻重的地位。但游梁式抽油机也存在很多缺点，如系统的效率低、能耗大、抽油时间以及平衡性能差等。其中，游梁式抽油机的主要问题是能耗大，效率低。我国油田在用的常规型游梁式抽油机系统效率较低，其平均系统效率仅有16%23%。因此，有杆抽油系统的节能问题已成为国内外研究者关注的热点和重点，油田推广应用各种节能型抽油机、电机及电控箱，虽然这些节能产品的使用提高了抽油机井系统效率，但也随之产生一些问题，如它们能否组合使用,组合使用后的节能效果是否是单个节能产品节能效果的算术叠加等。因此，研究游梁式抽油机连杆机构尺度优化及结构设计问题具有非常重要的经济效益和社会意义。游梁式抽油机是油田目前主要使用的抽油机类型之一，主要由了驴头游梁连杆曲柄机构、减速箱、动力设备和辅助装备等四大部分组成。工作时，电动机的传动经变速箱、曲柄连杆机构变成驴头的上下运动，驴头经光杆、抽油杆带动井下抽油泵的柱塞作上下运动，从而不断地把井中的原油抽出井筒。游梁式抽油机是一种变形的四杆机构，它是以游梁支点和曲轴中心连线做固定杆，以曲柄、连杆和游梁后臂为3个活动件的曲柄连杆机构，该连杆机构各杆件尺寸的不同组合将会直接影响抽油机的动力性能，我们将就此连杆机构的尺度综合问题展开谈论，在其他设计参数一定的情况下，通过优选杆长组合来讨论抽油机的重要质量指标悬点加速度的变化情况，从而进一步判断抽油机的性能优劣。为了判断游梁式抽油机的动力性能优劣，提出了游梁式抽油机连杆机构尺度综合优选方法。建立尺度综合的数学模型，对尺度进行综合的优选。并据此对抽油机的运动特性进行分析。根据悬点的系列位移、速度及加速度曲线，对抽油机的运动特性进行分析。用最优尺度综合产生的抽油机悬点最大加速度曲线变化更加平稳，峰值更小；以此设计的抽油机运动更加平稳，有一定的节能效果，该方法也可用于类似四连杆机构的设计。1.2国内外抽油机的发展概况1.2.1 国外抽油机的发展概况在国外，研究开发与应用抽油机已有100多年的历史。在这一百多年的采油实践中，抽油机发生了很大的变化，特别是近20年来，世界抽油机技术发展较快，先后研究开发了多种新型抽油机。起特性主要有以下九个方面：(1) 为了适应各种地质油藏条件和采油的工况，研制与应用了液压缸式抽油机、气压缸式抽油机、长冲程低冲次抽油机和螺杆泵采油系统等。(2) 为了满足陆地、城市、农村水利喷灌区、山区、沼泽、森林地带、沙漠地区、浅海和海滩、海洋地区和更复杂地区抽油的需要， 研制与应用了低矮型抽油机、城市抽油机、前置式抽油机、前置式气平衡抽油机、紧凑型抽油机、两点式抽油机和井架型抽油机等。(3) 为了适应垂直井、斜井、丛式井和水平井抽油工况，研制了斜井抽油机、丛式井抽油机、双驴头抽油机和高效能丛式井抽油机等。(4) 为了满足稠油和深井开采的需要，研制与应用了各种大型抽油机。例如常规型抽油机最大载荷160kN，前置式抽油机最大载荷193kN；前置式气平衡抽油机最大载荷213kN。(5) 为了提高抽油系统效率，减少抽油机动载荷与振动载荷，研制了增大冲程游梁抽油机和增大冲程无游梁抽油机及长冲程无游梁抽油机(分立式和卧式两种)。(6) 为了提高采油经济效益，降低能源消耗，减少抽油成本，研制与应用了各种新型节能抽油机和节能部件。例如异相型抽油机、前置式抽油机、前置式气平衡抽油机、大圈式抽油机、轮式抽油机、全胶带传动抽油机、井架型抽油机、滚筒式抽油机、缸体式抽油机、玻璃钢抽油杆用抽油机、自动化抽油机和智能抽油机等。节能部件有： 高转差率电动机、天然气发动机、抽油机节能控制柜、窄V 联组胶带、同步胶带、齿型胶带等。上述抽油机和部件能节电10%50%。(7) 为了提高抽油机精确平衡效果，达到节电和提高抽油机运动平稳性与使用寿命， 研制与应用了各种平衡方式抽油机。例如变平衡力矩抽油机、气平衡抽油机、气囊平衡抽油机、双井平衡抽油机和自动平衡抽油机等。(8) 为了满足边远地区没有电源的抽油井试油或采油以及间歇抽油的需要， 研制与应用了车装式抽油机，采用天然气发动机或汽油机、柴油机驱动抽油机， 具有使用移动灵活等特点。(9) 为了提高采油效率，实现自动化开采石油，研制与应用了各种自动化抽油机和智能抽油机，采用先进的微机系统控制、检测和诊断抽油机运行与故障， 以确保高效安全经济抽油。1.2.2 国内抽油机的发展概况我国游梁式抽油机的制造虽然只有40多年的历史，但发展很快。目前已有生产厂家三十多个，抽油机的规格有十余种。国内抽油机按起传动、换向系统和平衡方式分类，主要有以下几种：(1)常规游梁式抽油机及其改型抽油机常规游梁式抽油机是油田生产的主力机型，最大的冲程为6米。该机构简单，机械换向简单，机械换向平稳；同时在传动件中很少使用寿命较短、可靠性较差的扰性构件，因此使用和维护都比较简单，可靠性也高，是现有各抽油机中最成熟的机种，且适用于全天候工作，至今在众多有杆式抽油机的应用中仍占据主导地位。(2)四杆传动机构抽油机这类抽油机主要是以曲柄滑块机构为主机够的增程式、浮动轮式等几种。但该抽油机结构复杂，安装维护困难，目前在油田应用很少。(3)六杆机构的抽油机为了克服四杆机构抽油机的缺点，有研制了数种采用六杆传动机构的抽油机。但这种机型结构复杂，可靠性不高，动力性改善并不明显。(4) 滚筒式抽油机滚筒式抽油机是利用换向机构驱动滚筒正、反转，并带动柔性见饶国天轮驱动悬点做上、下往复运动的抽油机。这类抽油机没能在油田大面积推广，原因是换向系统的可靠性和寿命较低，而且冲击和噪音大，平衡困难。(5)链条式抽油机链条式抽油机是利用轨迹链条上的特殊链节，带动往返架往复运动，从而驱动悬点上、下运动的抽油机。平衡方式主要是气平衡和重块平衡。但前者存在密封和失载保护等问题，故障率高；后者惯性载荷大，链条和特殊链节的受力情况恶化，故障率较高。而且该类抽油机维修费用大大高于常规型游梁式抽油机。(6)液压式抽油机它是以液压传动技术为特征的抽油机。它可以最大限度地发挥油井产能，延长地面和井下设备的使用寿命，具有很好的产油经济性。但在国内，由于液压元件制造水平的制约，液压抽油机可靠性不高，维护比较困难，故起发展比较迟缓。1.3游梁式抽油机的特点、现状和发展趋势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。游梁式抽油机具有性能可靠、结构简单、操作维修方便等特点。技术参数符合中华人民共和国行业标准SY/T 5044游梁式抽油机和美国石油协会API标准，技术成熟。主要特点：1、整机结构合理、工作平稳、噪音小、操作维护方便；2、游梁选用箱式或工字钢结构，强度高、刚性好、承载能力大；3、减速器采用人字型渐开线或双圆弧齿形齿轮，加工精度高、承载能力强，使用寿命长；4、驴头可采用上翻、上挂或侧转三种形式之一；5、刹车采用外抱式结构，配有保险装置，操作灵活、制动迅速、安全可靠；6、底座采用地脚螺栓连接或压杠连接两种方式之一。抽油机的发展趋势主要朝以下几个方向69：（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，石油含水量也不断增加，采用大泵提液采油工艺和开采稠油等，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。例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，将来会有更大载荷抽油机出现。采用长冲程抽油方式，抽油效率高、抽油机寿命长、动载小、排量稳定，具有较好的经济效益。如法国Mape公式抽油机最大冲程10m，WGCO公司抽油机最大冲程24.38m。（2）朝着低能耗方向发展为了减少能耗，提高经济效益，近年来研制与应用了许多节能型抽油机。如异相型抽油机、双驴头抽油机、摆杆抽油机、渐开线抽油机、摩擦换向抽油机、液压抽油机及各种节能装置和控制装置。（3）朝着高适应性方向发展现在抽油机应具备较高的适应性，以便扩宽使用范围。例如适应各种自然地理和地质结构条件抽油的需要；适应各种成分石油抽取的需要；适应各种类型油井抽取的需要；适应深井抽取的需要；适应长冲程的需要；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取的需要；适应优化抽油的需要等。（4）朝着长冲程无游梁抽油机方向发展近年来国内、外研制与应用了多种类型的长冲程抽油机，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。实践与理论表明，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。（5）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。BVKER提升系统公司、DELTA-X公司、APS公司等研制了自动化抽油机，具有保护和报警功能，实时测得油井运动参数及时显示与记录，并通过进行综合计算分析，推得出最优工况参数，进一步指导抽油机在最优工况抽油。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检测，具有抽油效率高、节电、功能多、安全可能、经济性好、适应性强等优点。目前我国大多数油田己相继进入了开发的中后期，油井逐渐丧失自喷能力，基本上己从自喷转入机采。80年代初，我国拥有机采油井2万口，占总油井数的57.3%，机采原油产量占总产量的27 %， 2000年我国油气田共有抽油机采油井约8万口，占油田总井数的90%。在这些机采油井中，采用抽油机有杆式抽油的占90%，采用电潜泵、水力活塞泵、射流泵、气举等其它无杆式抽油的只占10%。总而言之，抽油机将朝着节能降耗并具有自动化、智能化、长冲程、大载荷、精确平衡等方向发展。攀枝花学院本科毕业设计第2章 总体方案设计2.1抽油机的基本工作原理抽油机是从井下举把原油抽取到地面的主要采油设备之一。经常用到的有杆抽油设备一般由三部分组成：一是地面驱动设备即抽油机；二是井下的抽油泵，它悬挂在油井油管的下端；三是抽油杆，它将地面设备的运动和动力传递给井下抽油泵。抽油机主要是由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统（将转动变换为往复移动）带动抽油杆及抽油泵柱塞作上下往复移动，从而实现从井下把原油抽取到地面的目的。抽油机的基本工作原理图如下：图2-1抽油机的基本工作原理图当悬点（抽油杆）在上冲程的时候，抽油杆柱将带动油栗活塞向上，油泵的游动阀（排出阀）受到阀自重和油管内液柱压力的作用从而关闭，同时提升柱塞上部的液体。此时柱塞下面的泵筒空间内里的压力降低了，当它的压力比套管压力小时，这个空间的液体会把油泵固定阀（吸入阀）顶开而进入抽油泵活塞上冲程所让开的泵筒空间；当柱塞向下时，油泵的固定阀靠着自身重量下落而关闭，泵筒内的液体被压缩，在柱塞继续向下行进的过程中，泵内的压力在不断增加，当泵内压力比油管内液柱压力高时，就将顶开油泵的游动阀使泵筒内的液体进入油管内。由于油泵柱塞在抽油的带动下，连续做上下往复运动，因而油泵的固定阀和游动阀也将交替完成抽油泵的抽吸工作循环。概括地说：柱塞上行时，将柱塞之上的液体排入输油管线，将泵外的液体吸入泵内；柱塞下行时，将柱塞之 下油泵内的液体吸入柱塞之上的油管内。这样周而复始地工作时候，原油就将被源源不断的采出。2.2抽油机的基本简图电动机由皮带和减数器带动曲柄作匀速圆周运动，曲柄则通过连杆带动四连杆机构的游梁以支架上中央轴承为支点，做上下的摆动，使得带动游梁前端的驴头悬点连接抽油杆柱、油泵柱塞做上下往复直线运动，实现机械采油。抽油机设计的基本原理图如下：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-皮带轮；13-V带；14-电动机。图2-2抽油机的基本简图抽油机整体动力传动顺序确定为：由电动机（14）转速通过V带（13）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。2.3抽油机设计原理的确定目前，常规的游梁抽油机一般都采用的是四杆机构原理。现在国内外游梁式抽油机使用的四杆机构的循环主要有三种：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。游梁式抽油机四杆机构简单示意如图2-3和原理图2-4：图2-3 简单示意图图2-4 原理图P点表示悬点位置； AB杆表示输入端，与减速器输出端相连，逆时针方向旋转； CD表示输出端； AD 表示机架； e 为悬臂长度，通常取e/c=1.35；行程S等于CD相对于AD转过的角度与e的乘积。选择近似对称循环四杆机构它主要的参考参数范围如下：（1）传动角：最大传动角和最小近似对称于，故 ，。（2）极位夹角：（3）游梁最大摆角：（4）基杆倾斜角:可取 H-G=（5）（6）悬点下死点时曲柄初始角：（7）各杆长之间相对时间限制：， ， ，若，可取，若 。由于最大冲程，所以各个杆长之间存在以下关系： 由于本设计的最大冲程，所以，在此取并且取，则其他杆长为：此外，式中：R曲柄半径，m；游梁后臂长度，m;游梁前臂长度，m;连杆长度，m；J基杆长度（从曲柄旋转中心到游梁支点的距离）m；2.4抽油机总传动方案：常用传动机构的一般布置原则：（1）带传动具有结构简单、传动平稳、缓冲吸振能力强、价格低廉等特点，宜布置在高速级。（2）链传动运转不平稳，有冲击，宜布置在低速级。我们可以根据抽油机抽油杆的上下往返直线运动特征、冲程次数、冲程大小、悬点最大负荷、安装件等要求和抽油机工作原理，可分析出游梁式抽油机的运动系统方案有三大组成部分：1.动力部分即电动机；2.传动部分，采用V带传动的多级减速器；3.执行部分，类似于一种变形的四连杆机构。由于抽油机功率大，冲次小，传动比大等特点，决定采用以下总体方案，如框图所示：初步的设计传动方案选择如图2-5： 图2-5传动方案根据游梁式抽油机的工作要求和特点：抽油机长期在野外工作，且为24小时连续运转；抽油机要求运动平稳、使用寿命长、效率高等。最终选择的传动方案二级圆柱斜齿轮减速器。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率12340.940.980.980.980.9920.867；1为V带的效率，2为第一对轴承的效率，3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率，5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为6级精度，稀油润滑）。2.5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。1游梁平衡：在游梁的尾部装设一定重量的平衡板，这是一种简单的平衡方式，适用于3吨以下的轻型抽油机。2曲柄平衡：这是一种在油田上常用的平衡方式。顾名思义是将平衡块装在曲柄上，适用于重型抽油机。这种平衡方式减少了游梁平衡引起的抽油机摆动，调整比较方便，但是，曲柄上有很大的负荷和离心力。 3复合平衡：在一台抽油机上同时使用游梁平衡和曲柄平衡。特点：小范围调整时，可以调整游梁平衡：大范围调整时，则调整曲柄平衡。这种平衡方式适用于中深井。4气动平衡：利用气体的可压缩性来储存和释放能量达到平衡的目的，可用于10吨以上重型抽油机。这种平衡方式减少了抽油机的动负荷及震动，但其装置精度要求高，加工复杂。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。2.6安装尺寸与机构相关参数（1）游梁支撑到底座的高度26m（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常规游梁式抽油机零部件关系框图如图2-6：图2-6常规游梁式抽油机零部件关系框图第3章 基本参数的确定3.1游梁式抽油机的运动学分析游梁式抽油机的运动学分析的目的：对应于抽油机某一曲柄旋转角速度，求出驴头及各铰接点的位移、速度和加速度随时间或曲柄旋转角的变化规律，为进行载荷、扭矩等的动力学分析和计算提供数据。3.1.1 几何尺寸分析10图3-1 抽油机运动机构示意图从图3-1可的如下关系 （式3-1） （式3-2） （式3-3）在三角形和中分别运用余弦定理和正弦定理可得： （式3-4） （式3-5） （式3-6） （式3-7） （式3-8）式中：曲柄转角，以曲柄处于铅垂向上作为零度，沿顺时针方向度量；各杆件的参考角，各角均从基杆算起，并且沿逆时针方向取正值；曲柄半径；连杆长度；游梁后臂长度；基杆长度；游梁前臂长度；基杆的水平投影；与线的夹角；与线的夹角；由上图还可的到如下关系： （式3-9） （式3-10） （式3-11）式中：与线的夹角；悬点处于下死点位置时，游梁后臂和基杆之间的夹角；悬点处于上死点位置时，游梁后臂和基杆之间的夹角；3.1.2 悬点的位移、速度、加速度的分析从上图还可以看出，对应任一时的悬点位移Si(以下死点作为况的起始点)为：Si=Ai=A（） （式3-12）式中：游梁前臂长度；i对应任一时的游梁位置与悬点处于下死点时游梁位置的夹角。悬点冲程为：（） （式3-13）式中：对应于悬点处于上、下两死点位置时游梁两位置的夹角。图3-1中各矢量有如下关系： (式3-14）上述矢量方程用复变量可表示为： （式3-15）将上式两边对时间求导可的： （式3-16）或 （式3-17）令方程两边实部和虚部对应相等，则可的如下方程组： （式3-18） （式3-19）求解上述联立方程，可求得连杆及游梁运动的角速度、为： （式3-20） （式3-21）由于=，所以连杆和游梁的角速度为： （式3-22） （式3-23）式中曲柄旋转的角速度，rad/s （式3-24）式中曲柄的转速，r/min将上式对时间t求导，可的连杆及游梁运动的角加速度、为：（式3-25）（式3-26）式中=当曲柄匀速转动时，则、为 （式3-27） （式3-28）当曲柄匀速转动时，则悬点速度及加速度可有下式计算 （式3-29） （式3-30）3.2游梁式抽油机悬点载荷计算 当游梁式抽油机通过抽油杆的上下往复运动带动井下抽油泵工作时，在抽油机的驴头悬点上作用有下列几类载荷： (1)静载荷 包括抽油杆自重以及油管内外的液体静压作用于抽油泵柱塞上的液柱静载荷。 (2)动载荷 由于抽油杆柱和油管内的液体作非匀速运动而产生的抽油杆柱动载荷以及作用于抽油泵柱塞上的液柱动载荷。 (3)各种摩擦阻力产生的载荷 包括光杆和盘根盒间的摩擦力、抽油杆和油液间的摩擦力、抽油杆(尤其是接箍)和油管间的摩擦力、油液在杆管所形成的环形空间中的流动阻力、油液通过泵阀和柱塞内孔的局部水力阻力，还有柱塞和泵筒之间的摩擦阻力。图3-2抽油机有杆泵运动1个周期内的4个阶段1抽油杆; 2油管; 3泵筒有杆泵的具体运行过程： 1.电机提供动力给齿轮箱。齿轮箱降低输出角速度同时提高输出转矩。 2.曲柄逆时针转动同时带动配重块。曲柄是通过联接杆连接游梁的，游梁提升和沉降活塞。驴头在最低位置的时候，标志着下冲程的止点。可以注意到曲柄和连接杆此时在一条直线上。 3.上冲程提升驴头和活塞，随之油背举升。在上止点，所有的铰链在一条直线。这种几种结构局限了连接杆的长度。 4.活塞和球阀。球阀是液体流动驱动开闭的。 上冲程中，动阀关闭静阀开启。活塞上部的和内部的液体从套管中被提升出去，同时外部液体补充进来。下冲程，动阀开启阀法关闭。液体流入活塞而且没有液体回流油井。3.2.1悬点静载荷的大小和变化规律 分别对上冲程、下冲程、下死点和上死点进行分析（如下图3-3）(l)上冲程当悬点从下死点向上运动时，如图3-3a所示，游动阀在柱塞上部油柱压力作用下关闭，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，使悬点承受抽油杆柱自重P杆和柱塞上油柱重P油，这两个载荷的作用方向都是向下的。同时，由于固定阀打开，使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P压。因此，上冲程时，悬点的静载荷尺P静上为： （式3-31）式中抽油杆材料的密度，kg/m3 ；原油的密度，kg/m3 ；抽油杆横截面面积，m2 F泵柱塞截面积，m2； L抽油杆长度或下泵深度，m；泵的沉没度，米； (2)下冲程 当悬点从上死点向下运动时，如图3-3b所示，游动阀由于柱塞上、下压力差打开，而固定阀在泵筒内、外压力差作用下关闭。前者使悬点只承受抽油杆柱在油中重量P杆。而固定阀关闭，使油柱重量移到固定阀和油管上这样，下冲程时悬点的静载荷P静下为： （式3-32） 上冲程 下冲程 图3-3 悬点载荷作用图(3)下死点(从下冲程到上冲程的转折点) 此时，对抽油杆柱或油管柱来说，载荷都发生了变化：1)对抽油杆柱来说，在这一瞬间悬点载荷发生了变化，由下冲程的P静下变到上冲程的P静上，增加了一个载荷P=P静上P静下P油 (油柱重)，载荷增加就使抽油杆伸长，伸长的大小杆等于： （式3-33）式中钢的弹性模量，等于2.11011N/m2(或Pa) 在伸长变形完毕以后，载荷P才全部加到抽油杆或悬点上。实际上，在抽油杆柱受载伸长的过程中，驴头已开始上冲程。当悬点往上走了一个距离杆时，由于同时产生的抽油杆柱伸长的结果，使柱塞还在原地不动，就是柱塞对泵筒没有相对运动，因而不抽油，如图3-4c所示。 2)对油管柱来说，下冲程时，由于游动阀打开和固定阀关闭，油柱重P油压在固定阀上，即压在泵筒和油管的下部。而当转到上冲程时，游动阀关闭，整个油柱重量都由柱塞和抽油杆柱承担，而油管柱上就没有这个载荷作用。因此，在抽油杆柱加载的同时油管柱却卸载。卸载引起油管长度的缩短，并且一直到缩短变形完毕以后，油管柱的载荷才全部卸掉。油管柱的缩短的大小管等于： （式3-34）式中 油管管壁的横截面面积，m2；这样一来，虽然悬点带着柱塞一起往上走，但是由于油管柱的缩短，使油管柱的下端也跟着柱塞往上走，柱塞对泵筒还是没有相对运动，还不能抽油(如图3-3d所示)。一直到悬点走完一段距离等于管以后，柱塞才开始抽油。上面所进行的分析表明：悬点从下死点到上死点虽然走了冲程长度，但是由于抽油杆柱和油管柱的静变形结果，使抽油泵柱塞的有效长度S效，要比小。所以 （式3-35）而静变形的大小等于 （式3-36）式中称为变形分配系数，一般可取.。(a) (b) (c) (d) (f)图3-4 抽油杆柱和油管柱变形过程图解 (4)上死点(从上冲程到下冲程的转折点)它和下死点的情况恰恰相反。这时，对抽油杆柱说，静载荷由上冲程的P静上，变到下冲程的P静下，减少了油柱重P油，抽油杆因而缩短杆。因此，当悬点往下走了杆时，由于抽油杆柱的缩短，柱塞在井下原地不动，它对泵筒不产生相对运动，因而不能排油。而对油管柱来说，因为加载P油而伸长了管，油管(或泵筒)好象跟着柱塞往下走。因此，在悬点再走完管以前，柱塞和泵筒还不能产生相对运动，也不会排油。因此，在排油过程中，柱塞的有效冲程长度S效比悬点最大冲程长度S减少了一个同样的静变形入值。 现在把上、下冲程中悬点静载荷随它的位移变化规律利用图形来表示(图3-5)，这种图形称为静力示功图。图中AB斜线表示悬点上冲程开始时载荷由柱塞传递到悬点的过程。EB线相当于柱塞和泵筒没有发生相对运动时悬点上行时的距离，即EB= 。当全部载荷作用到悬点以后，静载荷就不再变化而成水平线BC，到达上死点C为止。CD线表示抽油杆柱的卸载过程。卸载完毕后，悬点又以一个不变的静载荷向下运动，成为水平线DA而回到下死点A。这种静力示功图，只有在浅井，而且抽油机冲次较低时才能用动力仪测得。图3-5静力示功图图3-5表明，在上、下冲程内，悬点静载荷随悬点位移的变化规律是一个平行四边形ABCD。3.2.2悬点动载荷的大小和变化规律在井较深、抽油机冲程次数较大的情况下，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。为简化起见，本文只讨论惯性载荷。惯性载荷包括抽油杆柱和油柱两部分，即P杆惯和P油惯。如果忽略抽油杆和油柱的弹性影响，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，P杆惯和P油惯的大小和悬点加速度ac大小成正比，而作用方向和后者相反。 （式3-37） （式3-38）式中：考虑油管过流断面扩大引起油柱加速度降低的系数(见图3-6)，其大小为： （式3-39）式中的F管表示油管过流断面的面积，它和上式中采用的符号f 管是不同的，后者表示油管管壁的截面积。图3-6 油管过流断面扩大图1)惯性载荷对悬点总载荷的影响上冲程时，柱塞(或抽油杆)带着油柱运动，所以冲程的惯性载荷P惯上等于： （式3-40）式中 m一表示油柱惯性载荷与抽油杆柱惯性载荷的比值。利用上式可得 （式3-41）下冲程时，柱塞(或抽油杆)不带油柱运动，所以下冲程的惯性载荷P惯下等于： （式3-42）考虑了惯性载荷作用以后，悬点的总载荷为： 上冲程： 下冲程：这样，示功图就由平行四边形ABCD(静力示功图)变成扭曲的四边形A B C D，这种示功图，称为动力示功图，如图3-7所示。图3-7 动力示功图从图中可以看出，悬点的最大载荷Pmax发生在上冲程静变形期结束后一瞬间，如图中的B点。最大载荷Pmax等于静载荷加上动载荷(绝对值)；悬点的最小载荷Pmin。发生在下冲程静变形期结束后一瞬间，如图中的D点。其大小等于静载荷减去动载荷(绝对值)。3.2.3悬点的最大载荷和最小载荷悬点的最大载荷和最小载荷，特别是最大载荷是正确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，所以目前有很多计算公式，有些先从理论上来推导，在引如实验校正系数，有些是纯粹的经验公式；有些只考虑惯性载荷，而另一些除了考虑惯性载荷外还考虑振动载荷的影响。在惯性载荷方面，有些考虑了柱塞上的油柱的惯性，有些则略去了油柱的的惯性。但是，应特别指出的是，在所有的计算公式中都没有考虑摩擦力的影响。在实际计算，可通过下式进行计算悬点的最大载荷和最小载荷： （式3-43）3.2.4 摩擦力对悬点载荷的影响定性分析表明，摩擦力增加了悬点的最大载荷，减少了悬点的最小载荷，加大载荷的变化幅度与不平衡性以及扩大了示功图面积，这不但给抽油机的上作带来了很不利的影响，而且使电机功率消耗大大增加。对于低粘度井液的油井，液体摩擦力(抽油杆柱和油柱间，油柱和油管间，油流通过泵游动阀的摩擦力均为液体摩擦力)的数值小，只有100200N，完全.丁以忽略不计，但是，当油井中原油的粘度很大，从0.1 PaS到l0PaS时，抽油杆和油柱间或油柱和油管间的液体摩擦力有时可达10000N20000N，对悬点载荷影响很大。特别是在下冲程时，和抽油杆运动方向相反的液体摩擦力如果在数值上超过抽油杆柱在油中重量，就会产生驴头悬点运动大大超前抽油杆运动的现象，也就是驴头往下走时，抽油杆还没有往下走。(甚至驴头己走到下死点，抽油杆都不运动，辽河油田曾出现类似现象)这样，当抽油杆和泵柱塞还没有达到下死点时驴头就开始上冲程。其结果是一方面缩短了柱塞的有效冲程长度，降低了抽油泵排量，另一方面山于上冲程时油柱重力和摩擦力突然加到抽油机驴头上，造成冲击载荷，影响抽油机的使用寿命。所以在粘油井抽油时，应该采取措施避免下冲程时驴头超前油杆运动的现象，如向油井中注热稀油或地层水，增加油管自径，采用加重抽油杆等方法，此外，非常重要的方法就是采用加大冲程长度、降低冲次（23次/分）的抽汲方式，因此，在稠油区的辽河油田，长冲程，低冲次的链条抽油机得到了推广应用。在丛式井(上自、下斜)和斜井中抽油时，山抽油杆接箍和油管间，柱塞和泵筒间产生的半干摩擦力，将达到很大的数值，也应采取相应的措施。为了提高机泵系统效率，口前，从克服和减少摩擦力方面，采取的措施有：(1)采用连续抽油杆(抽油杆之间没有接箍的单根抽油杆)。减少液体摩擦力。(2)采用滚轮接箍。减少半干摩擦力。(3)采用调心石墨盘根盒。减少半干摩擦力。(4)用光杆联接悬绳器和井下抽油杆。减少井口的半干摩擦力。(5)采用玻璃纤维抽油杆(连续抽油杆的一种)。旨在减轻抽油杆重量，减少液体摩擦力。3.2.5游梁抽油机的抽汲工况表3-1冲程长度和冲数的极值抽汲工况冲程长度冲程次数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。3.3游梁式抽油机减速器曲柄轴净扭矩的计算减速器扭矩指的是游梁式抽油机在减速器输出轴(也称曲柄轴)上实际产生的扭矩。其大小和悬点载荷、冲程长度、抽油机四杆机构杆长比值以及抽油机的平衡状况有关。现以曲柄平衡的游梁式抽油机为例来推导曲柄轴扭矩的一般计算公式(见下图所示)。按照习惯，当曲柄连杆机构施加于输出轴上的扭矩方向与曲柄轴的旋转方向一致时(主动力矩)，扭矩为负值;相反时，扭矩为正值(阻力矩)。为了使悬点以一定的载荷P和一定的抽汲方式(S和n)工作，减速箱曲柄轴就需要给出一定的扭矩，因此减速箱曲柄轴扭矩是游梁式抽油机的基本参数之一。实践证明：减速箱曲柄轴扭矩大小和悬点载荷、各杆件长度的比值和抽油机的平衡情况有密切的关系。它的合理确定对减速箱的设计、电动机功率的选择和抽油设备的正常工作有非常重要的意义。下面就来讨论减速箱曲柄轴扭矩的大小和变化规律。减速箱曲柄轴扭矩Tn等于曲柄半径R和作用在曲柄销的切线力T的乘积 （式3-44）在工作过程中，曲柄半径R是不变的，所以减速箱曲柄轴扭矩Tn的变化规律和切线力T的变化规律是一样的。为了计算Tn值，必须首先求出T值。下面以曲柄平衡的抽油机(图2-2)为例进行计算。在曲柄销处的作用力有切线力T，连杆作用力P连，曲柄平衡重折合力Q曲，曲柄轴轴承沿曲柄的反作用力P柄以及曲柄平衡重质量造成的离心力Q离(Q离=)。对曲柄轴中心O作力矩平衡方程式： （式3-45）移项整理的 （式3-46）从上式可见，为了计算T值，需要先求出P连值，应将游梁上各作用力对游梁支点O1作力矩平衡方程式。在游梁上的作用力有悬点载荷P，连杆作用力P连，以及由驴头、游梁、横梁和连杆组件的重力，折合到驴头悬点处的折合力B(称为结构不平衡重力)。，游梁支点O1的反作用力R平和R垂。现在对游梁支点O1作力矩平衡方程式： （式3-47）图3-8 抽油机受力示意图移项得： （式3-48）所以 （式3-49）因此减速箱曲柄轴扭矩Tn为： （式3-50） 式中：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，将其称为扭矩因数，用表示： （式3-51）为曲柄自重及曲柄平衡重在曲柄上所产生的扭矩，称之为曲柄平衡扭矩。3.4游梁式抽油机扭矩特性参数可以用一组数据来描述游梁式抽油机减速器的扭矩特性，称为扭矩特性参数。主要的扭矩特性参数有以下几个:平均扭矩；最大扭矩；最小扭矩；均方根扭矩和周期载荷系数。(1).平均扭矩曲柄转动一周中的平均扭矩可以用下式求得:其中，-等分区间数; -瞬时扭矩值。由于曲柄平衡扭矩在曲柄旋转一周中的平均值为零，所以它对平均扭矩不发生丝毫影响，也就是说，曲柄平衡抽油机的减速器平均扭矩与抽油机的平衡程度无关，是一个不变量(当抽油机工况一定时)。不论是上冲程还是下冲程，其起始状态和终了状态的速度均为零，因摆动体的惯性所产生的惯性扭矩在一个冲程内的平均扭矩亦必然等到于零，所以曲柄轴的平均扭矩与惯性扭矩无关。这样，曲柄轴的平均扭矩可用下列式计算:(2). 最大扭矩曲柄转动一周中净扭矩的最大值称为最大扭矩。与平均扭矩几不同，最大扭矩一般发生在上冲程或下冲程的中部。但由于载荷扭矩变化规律的复杂性，最大扭矩也可能发生在冲程的其它任一位置上。没有一般的分析表达式可以计算各种不同平衡程度下的及其所处的曲柄转角，只能根据数据表或净扭矩曲线确定。是一个很重要的扭矩特性参数。无论是进行游梁式抽油机选型，还是在运转过程中对抽油机进行诊断都要用到这个参数。(3). 最小扭矩曲柄转动一周中净扭矩的最小值称为最小扭矩。它同样既受载荷扭矩的影响，也受到平衡扭矩的影响。在许多情况下，往往小于零。小于零的净扭矩称为负扭矩。负扭矩一般出现在冲程的末尾。的数值及其发生时的曲柄转角也只能根据数据表或净扭矩曲线来确定。负扭矩的存在意味着能量传递发生倒流，即能量不是由电动机向曲柄轴传输，而是由曲柄轴向电动机传输，使电动机处于发电运行状态。负扭矩一方面使电动机的平均效率和功率因数降低，另一方面使齿轮传动产生冲击载荷，所以，在设计和使用抽油机时，应力求加大，避免或减小负扭矩(绝对值)。(4). 均方根扭矩和周期载荷系数当假定电动机的电流与其轴上扭矩成正比关系时，用均方根扭矩代替变化的实际扭矩作用于电动机轴上，可保持电动机的发热状态相同。所以，均方根扭矩是选择电机额定功率的依据，是一个重要的扭矩参数。影响Tmax的各种因素如平衡扭矩、抽油机机构几何关系以及油井工况等都同样影响。均方根扭矩与平均扭矩之比称为抽油机的周期载荷系数。亦是表示抽油机减速器扭矩变化均匀程度的一个参数。越接近于1，表示扭矩变化越均匀。油井工况、抽汲参数、抽油机四连杆机构的几何关系以及平衡程度等都会影响的大小。3.5游梁式抽油机电机功率的确定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。抽油机设计时，由于悬点最大载荷，最大冲程，最高冲次均己确定下来，即已知了Pmax、Smax、nmax ，可求出减速器最大输出扭矩Mmax，然后确定减速器输出轴的最大轴功率Nmax： （式3-52）由于抽油机抽汲工况的差别，上式确定的减速器输出轴功率是个极限，一般情况下达不到，这样配电机，电机功率肯定偏大，具体使用时，大马拉小车，造成不合理现象，因此还需考虑功率系数，一般取K=0.60.8，这样，配用电机功率可用下式确定： （式3-53）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： （式3-54）式中 M传到曲柄轴上的扭矩，N*m;电动机的额定功率，kW;n曲柄轴转数（悬点冲数）;传动效率；皮带传动效率；减速箱传动效率。表3-2 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KW200.62.84301.2-2.16.5-135.5-7.5501.5-39-187.5-15601.8-313-1815-18.5802.52618.5-221002.1-318-3718.5-301103-4.237-5322-371203-4.848-5322-451303-553-7330-451403.6-5.47337-751604.8-6105901804.8-610690以上根据表32，将电动机的额定功率P额范围确定在P额=7.515kW。 电动机转速的确定： 一般抽油机选用的减速箱传动比为2839，带传动的传动比为，一般i=4 5。这是抽油机冲数按最大冲数9 r/min计算。则电动机的转速为：n电=9（45）（2839）=10081755r/min 选用Y160L83.6游梁式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，储存的能量为，曲柄自重抬高的距离为，储存的能量为。所以平衡装置储存能量Q为 （式3-55） 第4章 变速机构的传动比分配及其结构确定4.1变速机构的传动比分配电动机型号Y160L8，其功率为P=11KW，转速为N=730 r/min则电动机输出扭矩M电=9550P/n=955011/730=143.90411减速箱参数：Z1=30 ，主动齿轮轴齿数Z2=170 .斜齿轮齿数Z3=24 ，中间齿轮轴齿数Z4=126 ，人字齿轮齿数d皮1=444，电动机皮带轮d皮2=334，电动机皮带轮d皮3=224，电动机皮带轮d大皮=864，减速器大皮带轮 减速器比： i=isif=29.75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 i皮1=1.94595i皮2=2.58683i皮3=3.85714抽油机的总速比i总1=57.892i总2=76.9448i总3=106.7174在每一种速比下，减速箱被动输出扭矩M1=5.59 KN.mM2=7.654 KN. mM3=10.616 KN. m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Y132M4电动机，计算结果其最大输出扭矩M max=10.616KN.m。 该机的冲次分别为：n1=730/57.892= 12n2=730/76.9448=9n3=730/106.7174=6第5章 主要部件的设计5.1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
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