毕业设计（论文）-链条式抽油机的设计

塔里木大学毕业设计1前言链条抽油机是我国首创的一种性能优良、结构新颖的新型抽油机，较其它类型的抽油机有许多无可比拟的优点，如体积小，重量轻，耗能少，冲次低，冲程长，悬点加速度变化小，减速器扭矩小和易于安装等，特别适合于稠油、高凝油和深层油的开采。对游梁式抽油机进行增大行程的改进设计时，存在着造价高，外形尺寸大，使用中消耗功率多等问题。按照采油工艺的要求，国内外都在研制长冲程，大载荷，低冲次，高效节能的抽油机。其中链条抽油机具有结构简单，质量轻，耗能少，冲次低，冲程长，悬点加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳，减速器额定扭矩小和易于安装等特点本文阐述了一种新型的链条抽油机，利用增大转角机构原理、滑轮组增倍原理对现有抽油机进行了改进，对改进部分进行详细的设计，对零部件进行必要的强度校核。改进后的抽油机具有结构简单、质量轻、耗能少、冲次少、长冲程、悬点加速度变化小、惯性载荷小、运行平稳、减速器输出扭矩小、易于安装、维护使用方便等优点，能够满足抽油机一年365天无人看守连续工作的目的。目录1绪论 11.1选题的目的与意义 11.2发展的趋势 11.3本课题主要讨论的问题 12总体方案确定 22.1方案确定 22.2结构和工作原理 23传动装置设计 33.1带、减速器设计 33.1.1V带设计 43.1.2减速器设计 53.1.3减速器轴计算及轴承选择 123.1.4减速器轴的校核 143.2四杆机构设计 153.2.1四杆机构尺寸计算 153.2.2曲柄的设计 153.2.3连杆的设计 164桁架和底座设计 174.1底座设计 174.2桁架设计 174.3桁架悬出部分的强度校核 184.4链轮传动装置设计 194.4.1材料的选择 194.4.2齿数的确定 194.4.3当量的单排链的计算功率 194.4.4链条的型号和节距的确定 194.4.5中心距、链节数的计算 194.4.6链轮各个尺寸的计算 204.4.7具体结构的设计图 204.5滑轮设计 214.5.1滑轮设计 214.6支承座设计 224.6.1材料的选取 224.6.2具体结构和尺寸的设计 224.7增设失载保护装置 23小结 25致谢 26参考文献 27塔里木大学毕业设计PAGE21绪论1.1选题的目的与意义随着油田开发的转移，我国大多数油田都已进入开发的中后期，逐渐丧失自喷能力，基本上已从自喷转入机采。80年代初，我国拥有机采油井2万口，占油井总数的57.3%，机采原油产量占总产量的27%。到80年代末，我国拥有机采油井3万口，占油井总数的85%，机采原油产量占总产量的80%。在这些机采油井中，采用抽油机有杆式抽油占90%，采用电潜泵、水力活塞泵、射流泵、气举等其他无杆式抽油占10%。随着油田进一步开发，机采油井的比重将进一步加大，其中主要采用有杆式抽油。由此可见，抽油机在石油工业中具有举足轻重、非同小可的重要地位。抽油机的产生和使用由来已久，迄今已有百年的历史。应用最广，普及最广的应属游梁式抽油机，它结构简单、易损件少、可靠性高、耐久性好，操作维修方便。但是，在开采稠油、高凝油、深层油、特别是高含水油田时，使用常规游梁式抽油机已无法实现更经济、有效地开采。对游梁式抽油机进行增大行程的改进设计时，存在着造价高，外形尺寸大，使用中消耗功率多等问题。按照采油工艺的要求，国内外都在研制长冲程，大载荷，低冲次，高效节能的抽油机。其中链条抽油机具有结构简单，质量轻，耗能少，冲次低，冲程长，悬点加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳，减速器额定扭矩小和易于安装，设计改进发展空间大等特点，得到了普遍发展。1.2发展的趋势抽油机的产生和使用由来已久，迄今已有百年的历史。应用最广，普及最广的应属游梁式抽油机，早在120年前就诞生了，目前，在世界各个产油国仍在大面积的广泛应用。美国拥有40万台，我国拥有2.7万台，一百多年来，游梁式抽油机的结构和原理没有实质性变化。我国的抽油机制造业已有40年历史，经过了进口修配、仿制试制、设计研制三个阶段。50年代以进口为主，修配为辅。60-70年代在仿制的基础上进行试制，1975年制定国产抽油机基本形式与参数，1980年制定抽油机结构尺寸和技术条件。从此开始自行设计，研究制造国产抽油机，逐步实现国产化，不仅满足自给，而且还部分出口，目前，我国已有兰州石油机械厂、兰州通用石油机械厂、宝鸡石油机械厂、第二石油机械厂、等30多家抽油机制造厂，年生产抽油机上万台，兰州石油机械厂、兰州通用石油机械厂、宝鸡石油机械厂、第二石油机械厂等厂家先后获得API商标使用许可证，抽油机出口美国，从而使国产抽油机打入国际市场，跻身于世界先进行列。现有技术所提供的抽油机，主要有游梁式抽油机、异型抽油机、链条式抽油机等，其中游梁式抽油机是我国使用最早，用量最大的一种类型，它具有结构简单，运行可靠，使用寿命最长，维护方便等优点，它的不足之处在于驴头尺寸过大，因而自重大，能耗高，冲程短，随着油田开发的转移,我国大多数油田都已进入开发的中后期油井普遍出现稠油、高凝油、深层油、特别是高含水油田时，使用常规游梁式抽油机已无法实现更经济、有效地开采。对游梁式抽油机进行增大行程的改进设计时，存在着造价高，外形尺寸大等缺点。因此，国内外都在研制长冲程，大载荷，低冲次，高效节能的抽油机。其中链条抽油机以其结构简单，质量轻，耗能少，冲次低，冲程长，悬点加速度变化小，惯性载荷小，运行平稳、减速器额定扭矩小、易于安装，设计改进和发展空间大等诸多优点，受到各国研究者的亲眯，得到了普遍发展。1.3本课题主要讨论的问题本次设计利用增大转角机构原理，改进抽油机的设计，从而达到整机结构合理、悬点载荷大、冲程长、冲次少，减速机输出扭矩小，重量轻，动力传动系统带动链轮传动装置往复运动，同时复动增距滑轮组随之往复运动，利用滑轮组的增倍原理和动力传动系统实现复动增距动力消耗与同类机型相比降低10%，维护使用方便，满足抽油机一年365天连续工作的目的,结合实际，解决具体生产问题。抽油机的工作性能指标包括悬点载荷、冲程、冲次、减速机扭矩、单井井口产量等技术参数。随着油田不断开发，油井含水比不断增大，泵挂深度不断增加，动液面不断下降，势必引起悬点负荷增大，同时引起减速器扭矩的增大，泵径、冲程、冲次也要根据工况的变化而经常调节。抽油机常年连续运转，工况复杂多变，加之无人监护，管理不便，因而要求其工作必须可靠。对于油矿设备来说，可靠性是最重要的技术指标，抽油机发生故障将会造成停产待修、油井破坏等重大事故和严重经济损失。加之游梁式抽油机改进设计诸多不利因素，针对上述实际情况，本次设计链条抽油机改进方案是符合实际需求的。2总体方案确定2.1方案确定本次设计利用增大转角机构原理，改进抽油机的设计，从而达到整机结构合理、悬点载荷大、冲程长、冲次少，减速机输出扭矩小，重量轻，动力传动系统带动链轮传动装置往复运动，同时复动增距滑轮组随之往复运动，利用滑轮组的增倍原理和动力传动系统实现复动增距。改进费用，动力消耗低于游梁式抽油机，且维护方便。通过这次改进设计，使链条抽油机能够在较为苛刻的环境下良好的工作，满足抽油机一年365天无人看守、连续工作的目的，适应的工作范围面更宽。因此本方改进案符合实际需求。2.2结构和工作原理(1)、结构草图如图2.1及图2.2：图2.1总装草图主视图图2.2总装草图侧视图1.底座2.电机3.大带轮4.减速器5.曲柄6.连杆7.重力平衡块8.链条9.大链轮10.小链轮11.小滑轮12.定位轮机构13.轴承114.悬架15.推杆机构16.抽油杆17.桁架18.轴承219.小带轮(2)、工作原理如上两图所示，当悬绳器处在最低位置时，重力平衡机构7尾部处在上摆角的最高位置，浮动增距滑轮组和拉杆及平衡块处在最高位置，曲柄连杆机构处在上支点换向位置，此时，各部件储存的势能最大，开启电机2动力经带轮传动机构3、减速器4带动曲柄连杆机构6逆时针转动，各部件储存的势能变为动能做功，曲柄连杆机构6中的连杆牵动横轴17带动重力平衡块7绕着主轴承座转动下行，传动链条8在重力平衡块7的拉动下带动天轮机构13中的小直径滑轮逆时针缠绕传动钢丝绳8，再由小链轮11带动轴转动而使大链轮跟着转动同时由大链轮9带动小链轮10转动。此时，小链轮带动轴转动，通过定位滑轮14牵拉悬绳器带动抽油杆16上行抽油，当重力平衡块7带动复动增距滑轮组和拉杆下行到最低位置时，曲柄连杆机构6逆时针旋转至下止点换向位置，各部件储存的势能降到最小，悬绳器带动抽油杆16上行至最高位置，抽油工作行程结束，电动机2继续运行，通过前述的动力传动系统带动曲柄5继续逆时针转动，曲柄连杆机构转过下止点换向位置，通过曲柄连杆机构6中的连杆推动横梁17和重力平衡块7向上移动，这时通过抽油杆16的惯性作用带动定位轮12顺时针旋转，同时通过小链轮10带动大链轮9从而使小链轮11顺时针旋转，此时各部件将动能转变为势能储存起来，同时与悬绳器相连的抽油杆16从最高位置下落，将重力势能转化为动能对传动部件做功，曲柄连杆机构到达止点的换向位置，抽油机空载行程结束，电动机2连续运转，动力传动系统带动曲柄6继续逆时针转动。曲柄连杆机构转过上止点换向位置，连杆6牵拉横轴17和重力平衡块7带动复动增距滑轮组和拉杆绕着主轴承座转动下行，开始下一个抽油工作循环。3传动装置设计3.1带、减速器设计带传动是一种挠性传动。基本组成零件为带轮（主动轮和从动轮）和传动带，具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点。本次设计带传动是把电机的转速通过一定的传动比传给减速器，实现电机与减速器通过带间接连接起来。选电机的型号Y200L-8，查表的，设计抽油杆的冲次3.1.1V带设计1、传动比的确定查表得带得传动比一般推荐.本次设计取查表得则减速器的输入转速减速器的总的降速比2、皮带确定查表得则电动机的计算功率（1）带型号选择查表得选择V带的型号为C型查表得初选小带轮的直径为则大带轮的直径（2）带速计算查表得符合推荐值范围故合适（3）中心距及带长计算（3.1）则带入数据有初取（3.2）查表得取（3.3）则实际中心距中心距变换范围（4）带包角的验算符合（5）V带根数的确定查表得则根数取根4根4Z(6）初拉力得计算由《机械设计》P149表8-3的则实际(7)压轴力的计算(8)小带轮尺寸设计查表得电机Y200L-8输出轴的直径，长度键槽的宽，,则键槽的高度=.查表得带和轮连接时的各个参数(9)选带轮的材料为Q235,小带轮零件图如图3-1：图3-1小带轮零件图3.1.2减速器设计I级齿轮传动设计(1)传动比计算查表得本次设计取系数为1.4则(2)功率、转速计算有设计要求可得齿轮的转速不高，故选择八级精度。(3)齿轮材料的选择选择小齿轮的材料为，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45号钢，硬度为240HBS，两者相差40HBS(4)齿数的选择选小齿轮的齿数为取(5)齿轮具体的设计初选螺旋角，载荷系数，查表得选齿宽系数，查表得选区域系数。查表得材料的弹性影响系数查表得则小齿轮的转距查表得小齿轮的接触疲劳强度大齿轮的接触疲劳强度应力循环次数(3.4)查表得接触疲劳寿命系数取失效概率，安全系数（3.5）小齿轮的分度圆直径(3.6)计算圆周速度v计算齿宽b及模数齿高宽高比查表得使用系数，8级精度查表得得则纵向重合度查表得，，则载荷系数则校合分度圆直径计算模数齿跟弯曲强度设计动载系数纵向重合度查表得螺旋角影响系数则当量齿数查表得取齿型系数得查表得应力校合系数计算大小齿轮的查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限查表得取疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数则小齿轮大齿轮大齿轮的数值大则设计模数对计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，为了符合两者取，就可以满足强度，但为了同是满足强度，取分度圆直径则取，则取则中心距按圆整后的中心距修正螺旋角变化不大不需要修改，则大齿轮的分度圆直径为(6)齿轮几何要素的尺寸计算查表得得大齿轮的齿顶圆直径为大齿轮的齿根圆直径为小齿轮的齿顶圆直径为小齿轮的齿根圆直径为则小齿轮的宽度为取大齿轮的宽度为（7）小齿轮的具体结构和尺寸如图3-2图3-2小齿轮零件图II级齿轮传动设计(1)传动比的分配(2)功率和转速的计算由设计要求可得齿轮的转速不高，故选择八级精度。(3)齿轮材料的选择选择小齿轮的材料为40Cr，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45号钢，硬度为240HBS，两者相差40HBS(4)齿数的选择初选小齿轮的齿数为则大齿轮的齿数取(5)齿轮具体的设计初选螺旋角，载荷系数，查表得选齿宽系数，查表得选区域系数。查表得材料的弹性影响系数查表得得小齿轮的转距查表得得小齿轮的接触疲劳强度大齿轮的接触疲劳强度应力循环次数查表得取接触疲劳寿命系数取失效概率，安全系数由式10-12得由式得小齿轮的分度圆直径计算圆周速度V计算齿宽不b及模数齿高宽高比查表得使用系数，8级精度查表得得则纵向重合度查表得，，则载荷系数则校合分度圆直径计算模数齿跟弯曲强度设计动载系数由纵向重合度查表得螺旋角影响系数则当量齿数查表得取齿型系数得查取应力校合系数计算大小齿轮的查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限查表得疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数小齿轮大齿轮大齿轮的数值大则设计模数对计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，为了符合两者取，就可以满足强度，但为了同是满足强度，取分度圆直径则取，则取则中心距按圆整后的中心距修正螺旋角变化不大不需要修改，则大齿轮的分度圆直径为(6)齿轮几何要素的尺寸计算查表得大齿轮的齿顶圆直径为大齿轮的齿根圆直径为小齿轮的齿顶圆直径为小齿轮的齿根圆直径为则小齿轮的宽度为取大齿轮的宽度为3.1.3减速器轴计算及轴承选择1、减速器轴径的计算轴径的初算 （3.7）其中P为轴所传递的功率,n为轴的转速,C可由《机械设计课程设计》P18表3-1得出,本次设计取。抽油机长期连续工作，减速器作为动力输出，所以对减速器轴的要求较高查表选轴的材料为20Cr，许用弯曲应力，剪切疲劳极限弯曲疲劳极限屈服强度极限抗拉强度极限硬度56～62HBS由,由,由,2、具体结构和尺寸的计算根据前面带轮的宽度，减速器轴的宽度及轴承端盖厚度，及各部分间隙可算得减速器一轴的长度。由计算的，取与减速器相连轴的直径为d=42mm，为了满足轴向定位要求需要制出一轴肩查表可得r=1.6mm,取安装轴处的直径d=50mm，为了满足轴向定位要求需要制出一轴肩查表可得r=1.6mm，则此时轴的直径为d=56mm为了方便定位在齿轮安装处需设计一轴肩查表得r=2mm，则安装齿轮处的直径降为d=56mm，同样在安装轴承处设轴肩的高度r=1.6，安装轴处的直径降为d=50mm具体设计如图3-3图3-3减速器一轴零件图同样的方法可设计的轴二的具体尺寸和结构如如图3-4：图3-4减速器二轴零件图3、轴承的选取本次设计采用滚动轴承，滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支撑转动零件的。基本结构分为四部分：1、内圈2、外圈3、滚动体4、保持架。由设计可知减速器轴承既承受轴向力，又承受径向力。查表得选择圆锥滚子轴承机构代号30000，由轴一支撑处的直径选一轴选择轴承代号30210小径大径宽由轴二支撑处的直径选二轴的轴承型号为30216小径大径宽由轴三支撑处的直径选三轴的轴承型号为30228小径大径宽。4、键的选择本次设计减速器所使用的键全部选用平键，由设计图可得轴一安装齿轮处的直径d=56mm，查表可得键的基本尺寸b=16mm，h=10mm，选长度L=125mm.安装带轮处轴的直径为d=42mm，查表可得键的基本尺寸b=12mm，h=8mm，选长度L=110mm。轴二安装齿轮处的轴径均为d=86mm，查表可得键的基本尺寸b=25mm，h=14mm，选长度分别为L=160mm，L=90mm。3.1.4减速器轴的校核减速器轴的校核，减速器共有三轴，我们着重对一轴进行校核。1、轴上的功率、转速、转矩的计算由上面的计算可知轴上的功率，转速转矩2、齿轮上作用力的计算由上面的计算可知齿轮的分度圆直径则有,，式中，3、轴的尺寸设计如上面4、轴上载荷的计算从轴的结构图以及弯矩和扭矩中可以看出C截面为轴的危险面现在将C处的数据列于表3.1：表3-1载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩T5、校核轴的强度轴单向转动扭转切应力为脉动循环变应力取查表得其中W可查表得到查表15-1得因此轴是安全的。3.2四杆机构设计3.2.1四杆机构尺寸计算1、曲柄连杆机构的条件查表得曲柄连杆机构则杆长条件如下：(1)组成周转副的两杆中必有一杆为最短杆。(2)最短杆长度+最长杆长度其余两杆的长度之和。取曲柄的长度为L1=500mm，出设计其它的尺寸如图3-5：图3-52、转角的计算如上图所示L1为曲柄原动件，S2C,S2D分别为摇杆L3的两个极限位置出选择各个参数如图当四杆机构的L1,L2处在同一直线及S1BD在同一直线时则根据余弦公式其中a，b为相邻的边则有当四杆机构L1,L2重合时及AS1C在同一直线时则有则曲杆L3的转角初选转角，如最后有不合适的地方，稍加以调整3.2.2曲柄的设计由上面计算可得减速器三轴的直径为d=136.14mm取d=140mm曲柄的长度为L=500mm,选曲柄的材料为Q235A,具体结构和尺寸如如图3-6图3-6曲柄零件图3.2.3连杆的设计选连杆的材料为Q235A，具体的结构和尺寸如图3-7图3-7连杆零件图4桁架和底座设计4.1底座设计1、材料选择 底座一面固定在地面上，另一面是固定减速器和桁架的，通过底座来确保减速器与电机、桁架之间的距离，从而确定整个系统的运行。 所以底座的结构和所选的材料对整个系统是非常重要的。查表得选底座的材料为Q235的等边角钢和槽钢构成角钢号数10，厚度为d=12mm宽度为b=100mm，取槽钢的型号为20a高度H=200mm宽度b=70mm，根据前面减速器的宽度及长度,四杆机构可计算得底座的具体尺寸。2、具体结构和尺寸设计设计图4.1底座零件图图4-1底座4.2桁架设计1、材料选择桁架固定在底座上。保证减速器与四杆机构、四杆机构与天轮、天轮与滑轮的尺寸，几乎支撑整个系统的重量。本次设计桁架由不同的角钢焊接而成。查表得选角钢规格表分别选取桁架的材料Q235号角钢，角钢号数分别为11、18、16具体尺寸如下：12号钢尺寸，16号钢尺寸，18号钢尺寸，20号钢尺寸。根据曲柄连杆机、钢丝绳结构设计以及底座的尺寸得桁架的结构和尺寸如下2、具体结构和尺寸设计设计图如图4-2图4-2桁架零件图4.3桁架悬出部分的强度校核我国近几年现场使用的抽油机悬点载荷能力多为8O～120kN，本次设计为100KN.现在对悬架进行校核。受力简化图如图4.3所示：图4.3悬架的校核受力分析在水平方向有：在竖直方向有：联合方程可得悬架进行校核选择角钢的得材料为Q235查表得角钢的许用应力，截面面积（4.1）故此悬架架是安全的。4.4链轮传动装置设计4.4.1材料的选择链轮机构是将四杆机构和天轮连接器来的重要部件，同时也是将四杆机构所传递动力通过钢丝链条传送给小链轮，从而完成整个系统的运作。链轮为传递动力的重要部件，对材料的要求较高。小链轮为主动轮，查表得选小链轮的材料为20Cr，热处理的方式渗碳、淬火、回火，处理后硬度50～60HBC,齿数大链轮为从动轮选择材料为Q235,热处理的方式焊接后退火,热处理后的硬度为140HBS4.4.2齿数的确定已知传递的功率不大由查表得选择滚子链,链速最大的传动比本次设计取因为小链轮的齿数,取则大链轮的齿数由四杆机构可得大轮的相对转速则小链轮的速度为4.4.3当量的单排链的计算功率（4.2）查表得，选择三排链则4.4.4链条的型号和节距的确定根据和小链轮的转速查表得选择链的型号40A查表可得链条的节距，滚子直径排距，则可得链轮的宽度为4.4.5中心距、链节数的计算 （4.3）为了使结构紧凑，本次设计取中心距 （4.4）为了使得链条的过渡链接，将圆整为 （4.5）查表得则链传动的最大中心距4.4.6链轮各个尺寸的计算小链轮的尺寸查表可得分度圆直径（4.6）齿顶圆直径（4.7）齿根圆直径（4.8）同理的大链轮的尺寸参数分度圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径4.4.7具体结构的设计图小链轮图如如图3.9所示.图4-4小链轮零件图大链轮图如图4-5图4-5大链轮零件图4.5滑轮设计4.5.1滑轮设计1、材料的选择选择滑轮的材料为HT2502、滑轮的具体设计取滑轮的直径3、滑轮轴承的选取由结构可得滑伦轴承主要承受轴向力，所以我们也选深沟球轴承,由《机械设计》P309表13-1得结构代号为60000，选轴承的型号为6036内径外径宽,4、滑轮轴的设计本次设计采用轴轮连体式，具体的尺寸和结构如图4-6图4-6滑轮零件图4.6支承座设计支承座分为上下两个部，主要是用来支撑轴承。本次设计共有三处使用：1、四杆机构处支撑大链轮2、桁架上支撑天轮处3、悬架支撑滑轮处。4.6.1材料的选取因为支承座支撑轴承,故选择支承座的材料为HT200，桁架两处的轮使用的轴承相同，都选轴承的型号为6036，内径外径宽,4.6.2具体结构和尺寸的设计由上面轴承的选择可得出支撑座的内径为280mm,具体的结构和尺寸如设计如图4-7,4-8所示，支承座上图4-7轴承座上支承座下图4-8轴承座下4.7增设失载保护装置为了防止光杆或钢丝绳断裂而引起重达6t的往返架主体突然下落，进而撞击破坏机架，设计了电磁式失载保护装置。当发生失载时，主电源即自动切断使重锤下落，实施刹车。待故障处理后，按下控制箱内的复位按钮，使重锤复位。4.8改善润滑系统润滑不充分是造成机器零部件过早磨损的主要原因。链条抽油机原有的润滑系统不能对换向机构实施润滑，致使换向机构早期磨损，并产生换向噪音，甚至影响换向机构正常运转。为此，重新设计润滑系统，增加对换向机构及导轨的润滑，可明显减轻机件的磨损，降低换向噪音，从而提高了整机的使用寿命4.9气平衡改为重力平衡气平衡系统由于受磨损、漏气及其他因素的影响，使抽油机经常于不平衡状态下运转，从而导致整机过早损坏和可靠性变差。鉴于目前油田待修理的链条抽油机数量较多的状况，先从平衡原理上进行改进，采用较可靠的重力平衡代替气平衡，去掉平衡缸、平衡链轮和空气包，加固往返架主体，配挂放置平衡块的配重箱，最大平衡重达6500kg。根据悬点载荷的不同，选择相应的重力平衡。小结1.本次设计利用增大转角机构原理，改进抽油机的设计，从而达到整机结构合理、悬点载荷大、冲程长、冲次少，减速机输出扭矩小，重量轻。2.动力传动系统带动链轮传动装置往复运动，同时复动增距滑轮组随之往复运动，利用链轮轮组的增倍原理和动力传动系统实现复动增距动力消耗与同类机型相比降低10%。3.维护使用方便，满足抽油机一年365天连续工作的目的,