毕业设计（论文）-气动平衡式抽油机机械系统设计

气动平衡式抽油机机械系统设计摘要气动平衡式抽油机是一种采用气压平衡技术的油井抽油机，它能够在油井中产生稳定的下拉力和顶升力，从而实现油井的稳定、高效生产。气动平衡式抽油机采用气压平衡技术，可以减小抽油杆和井筒之间的摩擦力，从而减少能量损失，提高油井生产效率。传统的油井抽油机需要经常更换零部件，而气动平衡式抽油机的结构简单、零部件少，因此可以降低维护成本。本课题对气动平衡式抽油机机械系统进行设计，阐述气动平衡式抽油机的工作原理、运动学分析、整体方案架构；对气动平衡式抽油机机械结构进行设计，主要包括游梁、驴头、横梁、支架、连杆和平衡装置等；进行气动平衡式抽油机气动阻尼装置设计，包括电动机的选择计算、计算传动比及减速器的选择以及带传动的设计。研究结果可知该设计方案具有较好的运动学特性，可以适应多种工况环境，更有利于节能。关键词：气动平衡式抽油机；结构设计；控制系统

AbstractPneumaticbalancepumpingunitisakindofoilwellpumpingunitwhichadoptsairpressurebalancetechnology.Itcanproducestabledownpullforceandliftforceinoilwell,soastorealizestableandefficientproductionofoilwell.Pneumaticbalancedpumpingunitsuseairpressurebalancingtechnologytoreducefrictionbetweentherodandwellbore,therebyreducingenergylossandimprovingwellproductivity.Whiletraditionaloilwellpumpingunitsrequirefrequentreplacementofcomponents,pneumaticbalancedpumpingunitshaveasimplestructureandfewercomponents,thusreducingmaintenancecosts.Inthispaper,themechanicalsystemofpneumaticbalancedpumpingunitisdesigned,andtheworkingprinciple,kinematicsanalysisandoverallschemeframeworkofpneumaticbalancedpumpingunitareexpounded.Themechanicalstructureofpneumaticbalancingpumpingunitisdesigned,includingbeam,donkeyhead,beam,bracket,connectingrodandbalancingdevice,etc.Aerodynamicdampingdevicedesignofpneumaticbalancepumpingunit,includingtheselectionofmotorcalculation,calculationoftransmissionratioandreducerselectionandbeltdrivedesign.Theresultsshowthatthedesignschemehasgoodkinematiccharacteristics,canadapttoavarietyofworkingconditions,moreconducivetoenergysaving.Keywords:Pneumaticbalancedpumpingunit;Structuredesign;Controlsystem

目录TOC\o"1-3"\h\u223551绪论 绪论1.1研究背景与意义近年来，随着全球范围内石油价格的下跌，在石油开采中降低能耗减少开采成本成为必须考虑的问题。进行石油开采的配套设备众多，其中最主要的设备是抽油机。目前世界范围内气动平衡式抽油机是应用量最多的抽油设备。气动平衡式抽油机的机械结构简单，在工作过程中故障率低，使用寿命长，日常维修保养简单方便，但是该抽油设备也存在不容忽视的缺点：能耗大、开采效率低。在整个石油开采行业中，石油开采采用机械采油和自喷采油两种开采方式。随着大规模的石油开采以及经济发展所带来的石油资源的大量耗用，造成了石油原油资源的减少，以及特殊地质构造的影响限制，机械采油成为适用最多的采油方式。在我国机械采油是最主要的采油方式，使用机械采油方式进行开采的油井占比超过85%，机械采油的开采产量占我国原油开采总量的80%。机械采油根据油井工况的不同多采用有杆采油和无杆采油两种方式，有杆采油是应用最多的机械采油方式，在有杆采油方式中90%是采用气动平衡式抽油机进行开采。无杆采油有电潜泵、水力活塞泵、射流聚、气举等多种技术，但在机械采油中应用较少，大约占比10%。普通常规式游梁抽油机在现场运作中，虽然皮实可靠，但它存在体大笨重，平衡效果差，耗能多等缺陷。气动平衡式比常规抽油机的平衡效果好，受力状况好，整机负载能力大，噪音小，自重、动力配备及能耗小，用于采油机械前景广阔。拟以现有的气动平衡式机械系统设计技术为基础，开展新型抽油机设计，以提高抽油机的工作效率。1.2国内外研究现状目前，世界上生产抽油机的国家主要有美国、俄罗斯、法国、加拿大和尼亚等。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，在很大限度上加快了抽油机技术发展的速度，催生出多种类型，产品类型已多样化，但游气动平衡式抽油机仍处于主导地位，其中最具代表性的为双驴头抽油机（如图1-1）和常规型游气动平衡式抽油机（如图1-2）图1-1双驴头抽油机图1-2常规型游气动平衡式抽油机近年来，国外除了减少能耗，提高采油经济效益之外，同时也重视改进和提高抽油机的平衡效果。在采油实践中，取得较好效果的使用效果的有前置式气动平衡式抽油机、气囊平衡抽油机、气动平衡式链条抽油机和气驱动气平衡抽油机，气动平衡式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35%，动载荷较小，受力均匀，运转平稳，节约电耗35%。20世纪90年代以来，我国东部各主要油田相继进入高含水开发期，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。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，还有很大提升空间，具有非常诱人的前景。1987年，兰州石油机械研究所经过三年多的研究，与陕西洋县燎原机械厂共同开发，研制出我国第一台前置式气动平衡式抽油机（如图1-3），该机经过实验室内2000多小时的各种性能试验，取得了令人满意的效果。同时又与青海第一机床厂合作，制造了两台冲程为5m的大型气动平衡式抽油机，也进行了厂内的性能试验和测试（第一台前置式气动平衡抽油机冲程为2.5m）。图1-3前置式气动平衡式抽油机前置式气动平衡抽油机是一种采用铰链四杆机构，游梁气动平衡，前置式有杆采油装置，它采用前置式和游梁气动的平衡方式，比常规抽油机的平衡效果和受力状况好，整机负载能力大，噪音小，自重、动力配备及能耗小。国内前置式气动平衡式抽油机是根据我国油田开发的具体情况，并借鉴国外同型机的设计经验研制的。与青海第一机床厂设计的14型（5m）抽油机，负载能力大，冲程长，节能，运转平稳。辽河石油勘探局于1984年底在高升采油厂安装了第一台天津通用机械厂生产的12型气平衡链条抽油机（如图1-4），该机具有冲程长、冲次低、耗电少、重量轻、结构紧凑、占地面积小和运输安装方便等优点，比较适应开采稠油所需的长冲程、低冲次、大泵、强杆和深下的工艺要求，截至1993年底，已有12型和14型气平衡链条抽油机600余台用于稠油开采。但是在实际使用中也暴露出很多问题，主要有断链条、断绳辫子、气平衡系统漏气、机体漏油等。图1-4气平衡式链条抽油机从节能上看，气平衡抽油机比常规抽油机降低能耗1/3，从减轻重量上看，气平衡抽油机比常规抽油机节约钢材1/3以上，这对发展重型抽油机是很重要的。从整体性能上看，气平衡抽油机其可靠性虽比后置式抽油机差，但其另外特点大大高于其它类型抽油机，因此在大型抽油机中，它已成为油田的首选机型。目前，我国东部大部分老油田经过长期开发后进入高含水开采阶段，需要大排量提液稳产。一些不能注水或注水效果差的油田，需要加深泵挂深轴。近年来新发现的油田大多数为稠油低渗透油藏和高凝油油藏，需采用长冲程、低冲刺的抽汲方式，气动平衡抽油机即可满足这类油田开发变化的需要。

2气动平衡式抽油机总体设计2.1抽油机工作原理如图2-1所示，是整个抽油装置示意图，系统分为抽油机和抽油泵两部分，下面我们根据示意图，来分析一下抽油机系统的整个工作过程的原理。图2-1抽油装置示意图抽油机的工作原理是电动机将其高速旋转运动传递给减速箱的输入轴，并经中间轴带动输出轴、输出轴带动曲柄作低速旋转运动。同时，曲柄通过连杆经横梁拉着游梁后端上下摆动或者是连杆直接拉着游梁后端。游梁前端装有驴头，活塞以上液柱及抽油杆等载荷均通过悬绳器悬挂在驴头上，由于驴头随同游梁一起上下摆动，结果驴头带动活塞作上下的垂直往复运动，就将油抽出井筒。当活塞上行时游动凡尔受油管内液柱压力作用而关闭并排出活塞冲程的一段液体。与此同时，活塞下面泉筒空间里压力降低，在环形空间的液柱压力作用下，井中液体顶开固定凡尔，进入泵内活塞所让出的空间。活塞下行时，泵筒内液体受压缩，压力增高，当此压力等于环形空间液柱压力时，固定凡尔靠自重而关闭。在活塞继续下行中泵内压力继续升高，当泵内压力超过油管内液柱压力时，栗内液体即顶开游动凡尔并进入油管内。这样，在活塞不断地上下运动中，固定凡尔和游动凡尔也不断地交替关闭和打开，结果油管内液面不断上升，一直到井口排入出油管线。综上所述，泵的工作原理可概括为：活塞上行时吸液入泵，排液出井；活塞下行时泵内液体转入油管，并排液出井。在理想情况下，当泵充满很好时，是上下冲程都出油。当不考虑液体运动的滞后现象，从井口观察排油时，应当是光杆上行时排油忽大，光杆下行时排油忽小，这一忽大忽小是周期性的变化。实际上，由于原油中混有天然气，有压缩性，使液体运动滞后于活塞运动，同时泵受多种因素影响，所以井口实际排油时呈复杂状况。2.2抽油机运动学分析抽油机的运动学分析也即悬点运动规律的分析，是研究抽油机动力学及进行抽油机装置设计的基础，也是平衡分析的前提。而分析抽油机悬点的运动规律一般采用精确分析法的矢量法，该方法计算结果较为准确且简单。图2-2抽油机运动机构简图在图2-2抽油机的运动机构简图中，四杆机构的四个杆件曲柄半径R、连杆长度P、游梁后臂C、基杆长度K可以用向量R、P、c、r表示，为便于分析规定：（1）曲柄转角θ以12点钟为起始位置，沿顺时针为正；（2）各杆件的参考角θ2、θ2、0a等角度以基杆001为基准，沿逆时针为正。（4）悬点位移以下死点为基准，向上为正。由图2-2中几何关系：由图2-2可得矢量关系式:用复变矢量可表示为:其中:两边求导可得:由两边的实虚部分别对应相等可得：联立上式可得：分别对时间求导可得:由于曲柄匀速转动，故可得：则悬点的速度:县点的加速度:任意时刻悬点的位移为:当悬点处于最高点和最低点两极限位置时，游梁后臂和基杆间的夹角分别为：悬点冲程长度为:根据上面的悬点运动的公式，在MATLAB软件中编程，得到悬点的位移、速度和加速度曲线，如图2-3所示。图2-3悬点运动规律曲线由图2-3可以看出，在一个冲程内，悬点的速度与加速度的大小和方向都在不断变化，悬点速度的变化呈近似正弦规律，悬点加速度的变化呈近似余弦规律，且加速度在上下死点附近达到最大。另外从图中可以看出悬点冲程为4.35m，与设计要求的4.2m相差3.5%，相差较少，可通过机构尺寸的优化进行改进。2.3抽油机总体结构设计气动平衡式抽油机的气动平衡方式主要是在气包和气缸中通过压缩气体来储存和释放能量，再使能量转换为机械能达到平衡载荷和抽油载荷的一致，可根据油井工况不停机调解平衡。方案一：气包悬挂在游梁上，气缸活塞杆用球铰固定在底座上（如图5-1）。通过气缸活塞杆在气包内进行压缩空气，让能量转化为上下往复的机械能从而达到平衡效果。图5-1前置式气动平衡式方案二：设置一储气罐，将气体的压缩能通过气缸转换成上下往复运动的机械能，气缸活塞杆联接抽油杆带动井下抽油泵完成抽汲工作（如图5-2）。图5-2气驱动气动平衡式对方案一和方案二传动机构进行比较，见下表1。表1气动平衡式机械系统方案对比方案一：前置式气动平衡式方案二：气驱动式气动平衡式优点节能，不停机调节平衡，负载能力达，冲程长，安装方便，重量轻，减速器的负扭矩较小，减速器的扭矩峰值趋于平缓重量轻，能在任意位置停机，能在某一方向单独供气，冲次调节方便缺点可靠性相比后置式抽油机较差不能安装示功仪，系列化的气动元件不能满足抽油机的工作要求，气缸和活塞杆加工难度大结论综上所述方案一更为合理，因此选择方案一抽油杆悬挂绳部分主要需要驴头支撑，驴头制成弧形是为了抽油时保证光杆始终对准井口中心，同时承担井下各种载荷的作用。游梁装在支架轴上，前端安装驴头承受井下载荷，后端连接横梁、连杆、曲柄，作用是绕支架轴承上下摆动来传递动力。四杆机构中在曲柄上开有大小冲程的孔眼叫冲程孔，专门为调节冲程所用。气动平衡系统、驴头、四杆机构均位于支架前面，上冲程气体膨胀，帮助抽油机做功；下冲程气体被压缩，储存能量。图2.4气动平衡式抽油机简图

3气动平衡式抽油机机械机构设计3.1游梁游梁通过轴承座安装在支架上，工作时以支架轴承为中心做摇摆运动。前端连接驴头，受悬点载荷的作用，后端与横梁相连，受到连杆力的作用，是主要的承载构件，因此设计时应考虑其强度和刚度是否满足要求。在美国，抽油机的游梁一般采用宽翼工字钢，而我国缺少这种型钢，故大中型抽油机游梁一般采用钢板焊接而成，其结构形式主要有三种，箱型、工字钢型和双腹板型等截面游梁体。后两种结构在游梁耗材和侧向稳定性方面均优于工字钢等截面游梁体，工字钢等截面游梁体侧向稳定性满足要求，另外双腹板结构不需另外设置人行走道，且方便增加加强筋，提高强度。同时这种结构可以使用较短的螺栓安装支架轴承座和横梁轴承座，增加螺栓的刚性，故综合情况下选择H型钢，结构尺寸参照工字钢尺寸，即游梁高700mm，宽300mm，顶板与底板厚30mm，侧板12mm，筋板厚16mm。其结构如图3-1所示。图3-1游梁结构3.2驴头驴头的作用是将游梁的上下摆动变为抽油杆的垂直直线往复运动，其圆弧半径应等于前臂长度，为满足冲程，驴头的圆弧面长度应为：根据MATLAB中间数据可求得，游梁的上摆角上,下摆角为上=19.87°。由图3-2可以看出，当游梁由水平位置旋转到上止点时，悬绳与驴头的接触点由M变为C点，悬绳绕过驴头的下半部分圆弧，即驴头的下半部分圆弧所对应的角度为游梁的上摆角，同理驴头的上半部分圆弧所对应的角度为游梁的下摆角。图3-2驴头接触点的运动轨迹驴头的结构型式选用侧转式，可使驴头沿垂直轴侧转，操作方便而安全。其结构采用钢板焊接而成，侧板使用Q235的钢板，其厚度为12mm。为承受中间载荷需要加强板将二者连接在一起，防止载荷突然变大使两侧板分开。同时为保证有足够的修井空间，驴头的宽度必须大于500mm，本次取700mm。与游梁连接部位的高度取决于游梁的高度及垫板的厚度，高度取860mm，宽度取440mm，其结构如图3-3所示。图3-3驴头结构3.3横梁横梁与连杆将游梁与曲柄平衡装置的连接起来，是气动平衡式抽油机的关键部位，主要受到连杆力的作用。而连杆力可根据下式进行计算。式中：A——为游梁前臂长度，mm；C——为游梁后臂长度，mm；β——为C与P的夹角，当K与R成一条直线时连杆力最大，此时β=P——悬点载荷值，kN；Q游——游梁平衡块重量，kN：K——游梁平衡块重心到游梁旋转中心的距离，mm；R——曲柄半径，mm；L——连杆长度，mm；K——减速器输出轴到游梁旋转中心的距离，mm。将数据代入公式可得：Pmax=5kN本文取两连杆之间的距离为2200mm，则横梁受到的最大弯矩小于游梁所受的最大弯矩。横梁采用型钢、吊耳与加强板焊接而成，并采用直型横梁。此结构较为简单、耗材少、成本低，且避免了直接将轴套与横梁体焊接，引起轴套变形较大问题的出现，其结构如图3-4所示。图3-4横梁结构3.4支架支架与游梁、连杆、曲柄及底座一起构成抽油机的四连杆机构，其高度须满足抽油机的正常工作需要。支架轴承中心距底座底平面的距离为6.2m，本次设计中底座高度取0.5m，则支架高度为5.7m，结构采用由角钢焊接而成的四腿支架结构，其结构刚度大，制造方便。由于主腿承受主要载荷，采用型号为∠160×160×12的角钢，横撑和斜撑起连接和抵抗弯曲变形的作用，采用∠125×125×10的角钢。其结构如图3-5所示。图3-5支架结构3.5连杆连杆是传递力矩的主要受力杆件，一般采用厚壁无缝钢管制成，两管端焊有上下接头。连杆主要受到连杆拉力的作用，但由于是两根，故其计算载荷为最大连杆力的一半，但两根连杆的受力可能不均匀，其影响在安全系数中考虑。本文中连杆的材质选用20号钢的无缝钢管，屈服极限=245MPa，其最小内外直径平方差可根据下式进行计算。式中：s——连杆的截面积，m2；——连杆材料的最小屈服强度，MPa；D——无缝钢管的外径，mm；d——无缝钢管的内径，mm；[ns]——静强度的许用安全系数，[ns]=4~5；代入数据可得：D2-d2≥3570mm2。连杆与上下接头采用对接环焊，为保证焊接强度，壁厚取8=20mm，则可计算得D≥79.25mm。本次取无缝钢管的外径D=121mm，壁厚20mm。连杆的结构如图3-6所示。图3-6连杆结构3.6平衡装置曲柄负责将减速器输出扭矩传递给其他的部件，其强度和可靠性要求较高。设计的曲柄与游梁平衡扭矩分别为200kN∙m和100kN∙m。而曲柄最大回转半径Rmax取决于减速器输出轴中心线距底座底平面的距离，一般取G−Rmax≥0.25~0.35，则最大回转半径Rmax≤2700−(25~35)=2665~2675mm，故取2670mm。曲柄宽度取500mm。由于平衡块与曲柄体通过T型槽用螺栓连接，为保证足够的刚度与强度，曲柄的厚度取350mm。同时，曲柄上设有导轨、挡块和刻度线，方便根据抽油机工作条件的变化调整平衡块，其结构如图3-7所示。图3-7曲柄平衡结构3.6.1活塞杆的结构尺寸（1）活塞杆大致可分为实心和两种不同的结构，下图就是应用最多的实心活塞杆，它的强度高，制造也比较简单，本次气动平衡式抽油机的活塞杆的设计就选这种。如下图所示：图3-8实心活塞杆（2）活塞杆基本尺寸的计算根据不同的要求，活塞杆的外径应按不同的方法进行计算。对于气动平衡式抽油机气缸活塞杆的计算我们可根据前面求的速比Φ来求，公式如下：d=D[（Φ-1）/Φ]1/2上式中d——活塞杆直径（m）；D——缸筒内径（m）；Φ——往返速比。有D=360mm，Φ=2我们可以求得d=256mm。圆整后根据上图取活塞杆直径标准值d=260mm。3.6.2活塞杆应力的计算气缸在满载荷状况下工作时，活塞杆产生的应力按下式计算：б=A1P/A2=D2P/d2≦[б]上式б——活塞杆产生的应力（N/㎡）；P——气压力（Pa）；D——活塞直径（m）；而[б]取决于活塞杆的材料，故我们还要先确定活塞杆的材料。3.6.3活塞杆的材料活塞杆常使用35、45钢等材料。对于冲击振动很大的活塞杆，也可以使用55钢或40Cr钢。要求耐腐蚀或在海水中工作的活塞杆，有必要采用不锈钢。活塞杆一般用棒料。如果采用冷拉棒材，可以大大减少加工余量，甚至可以不加工。冷拉棒材的规格及允差见（GB905—66）。活塞杆可使用无缝钢管（参见YB231—70）。用于冲击振动条件下的活塞杆，也可以用锻造毛坯，以提高机械性能。但它不适用于长活塞杆。对于气动平衡式抽油机的活塞杆我们采用的材料为45号钢，再调质处理及可。3.6.4活塞杆的技术要求（1）活塞杆与导向套之间一般才用H7/g8、H7/f8级的配合，光洁度一般为▽8～▽9；在气动平衡式抽油机油缸的设计中我们根据具体情况在活塞杆与导向套中采用的是H7/f7、H7/n6的配合；而活塞与活塞杆的配合则采用H8/f7的配合； （2）活塞杆外径的圆度、圆柱度误差不大于直径d误差的一半。轴线的直线度误差在500mm长度上不大于0.03mm。（3）活塞杆外径d与安装活塞轴颈的外径d1圆跳动不大于0.01mm，轴肩T面跳动在直径100mm上不大于0.02～0.04m。活塞杆的技术要求示意图如下：图3-9活塞杆的技术要求示意图（4）热处理调质硬度HB229～285。必要时高频淬火，硬度HRC45～55；（5）外径可镀铬0.05mm，并进行抛光或磨削加工。3.6.5活塞杆纵向弯曲强度的计算与校核气缸承受纵向压力，达到或超过纵向弯曲强度极限时，将处于不平稳工作状态，活塞杆容易引起弯曲或纵向弯曲破坏，这是不允许的。特别是活塞杆直径与气缸长度之比达到1：10时，就更需要进行纵向弯曲强度的计算。式中：σ——活塞杆轴肩挤压应力（Pa）；P——活塞推力（N）；d——活塞杆直径（m）；d2——活塞孔径（m）；c1——活塞杆肩部倒角（m）；c2——活塞孔口部例角（m）。按照欧拉公式，在气缸作用力和活塞杆直径一定时，活塞杆不发生纵向弯曲的最大长度约为1400mm。3.6.6活塞杆稳定性的计算与校核因为活塞杆的纵向弯曲强度不仅与活塞杆的直径、长度有关，而且与气缸的安装形式、缸筒的内径、外径、缸盖和缸底高度以及气缸的计算长度有关，所以活塞杆纵向弯曲强度也可以待气缸的有关参数确定之后，最后进行气缸稳定性的总校核。目前普遍使用的校核方法欧拉公式、拉金公式等截面计算方法，其次是非等截面的查表法。本次气缸属于等截面，故用下面的方法计算：等截面校核的方法如下：此法使用欧拉公式和拉金公式，将气缸视为截面完全相等的整体杆进行纵向稳定极限力计算，因而称为等截面计算法。由于计算是按活塞杆截面进行的，所以得到的稳定极限力趋于保守。（1）欧拉公式当细长比l/k=≥m/n1/2时（w为柔性系数，n为末端系数），用欧拉公式计算：Pb=nπ2EJ1/l2（N）采用钢材作活塞杆时，上式又可直接写为：Pk=1.02πd4×106/l2（N）（2）拉金公式当细长比l/k=<m/n1/2时（w为柔性系数，n为末端系数），用拉金公式计算：式中：Pk——气缸稳定极限力；l——活塞杆安装长度（m）；J1——活塞杆截面转动的惯量（m4）；E——材料弹性系数（Pa）；A——活塞杆截面积（m2）；f0——材料强度实验值；a——实验常数；d——活塞杆直径（mm）；k——活塞杆截面回转半径。3.6.7活塞杆结构及头部连接形式主要连接方式有：螺纹连接、耳环连接、半耳环头连接。采用螺纹连接时，活塞缸螺纹型式和尺寸符合表之标准。表3-1活塞杆螺纹型式和尺寸系列（GB2350-80）螺纹短型长型螺纹短型长型M3X0.3569M36X25072M4X0.5812M42X25684M4X0.7812M48X26396M5X0.51015M56X275112M6X0.751216M64X385128M6X11216M72X385128M8X11220M80X395140M8X1.251220M90X3106140M10X1.251422M100X3112--M12X1.251624M110X3112--M14X1.51828M123X4125--M16X1.52232M140X4140--M18X1.52536M160X4160--M20X1.52840M180X4180--M22X1.53044M200X4200--M24X23248M220X4220--M27X23654M250X6250--M30X24060M280X6280--M33X24566（2）活塞杆接头活塞杆连接运动部件的接头形式很多，可根据需要设计，最常见的有两种，如图所示。图3-10活塞接头形式一图3-11活塞接头形式二（3）活塞杆密封主要形式有O形圈密封、J形密封圈、Yq形密封圈、V形密封圈、Yx形密封圈、防尘装置。3.6.8气包的设计与校核气动平衡式抽油机的机械系统中，气包是一个重要的组成部分。气包的设计与校核需要考虑多个因素，包括气包的尺寸、压力、温度、材料等。以下是气包的设计与校核的一些基本步骤：确定气包的尺寸和形状：气包的尺寸和形状需要根据具体的工作条件进行设计，包括所需的气体容积、工作压力范围、温度变化范围等。通常情况下，气包的形状为圆柱形或球形。确定气包的材料：气包的材料需要具有良好的弹性和耐磨性能，通常选用橡胶或合成橡胶材料。同时，材料的选择还需要考虑气体的种类和工作环境的条件。计算气包的承压能力：气包的承压能力需要满足系统的最大压力要求，同时还需要考虑气包的安全系数。一般情况下，气包的承压能力计算需要考虑材料的弹性模量、气包的尺寸、气袋内气体的压力等因素。计算气包的气体容积：气包的气体容积需要满足系统的工作要求，包括气体的流量、抽油机的节拍等。一般情况下，气包的气体容积计算需要考虑气袋的尺寸和形状、材料的弹性模量、气袋内气体的压力等因素。校核气包的泄漏率：气包的泄漏率需要满足系统的要求，通常要求泄漏率小于0.01%。校核气包的泄漏率需要考虑气袋的尺寸和形状、气袋内气体的压力、材料的弹性模量、气袋表面的润滑程度等因素。

4气动平衡式抽油机气动阻尼装置设计4.1电动机的选择气动平衡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。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4-1一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以上则电动机额定功率计算公式为：然而，一般抽油机电动机按表4-1选用：根据表4-1，将电动机的额定功率范围确定在=5.5~7.5kW。电动机转速的确定：一般抽油机选用的减速箱传动比为，带传动的传动比为，一般。这是抽油机冲数按最大冲数12r/min计算。则电动机的转速为：因此选用Y160L-4型电动机。4.1.1各轴转速计算根据所选电动机的转速以及各级传动比可以计算得到如下的各轴的转速。先进行规定：电动机的轴暂定为，高速级轴为，中间轴为轴2，低速级轴为。则：=730r/min4.1.2各轴功率计算规定P为功率，则各轴的功率情况计算如下：4.1.3各轴扭矩计算规定扭矩为T，则各轴的扭矩情况计算如下：4.2减速器4.2.1高速级齿轮传动设计计算（1）运动和动力参数的确定圆柱齿轮，高速级传动比，高速级转速182.5r/min，传动功率P=11.27kW。（2）计算过程1）选择材料以及确定许用应力小齿轮选用40表面淬火，表面硬度，查表得到，。大齿轮用表面淬火，表面硬度，查表得，。选取2）按齿面接触强度设计设齿轮按八级精度制造，取载荷系数，齿宽系数选择硬齿面选0.5。小齿轮上的转矩计算为：取齿数选取，则：则实际传动比=齿宽因此可选取取，实际的中心距：3）验算轮齿弯曲强度齿形系数4）齿轮的圆周速度对照表选八级精度合适。（1）运动和动力参数的确定圆柱齿轮，高速级传动比，高速级转速29r/min，传动功率P=10.71kW（2）计算过程1）选择材料以及确定许用应力小齿轮选用40表面淬火，表面硬度，查表得到，。大齿轮用表面淬火，表面硬度，查表得，。根据表11-5选取2）按齿面接触强度设计设齿轮按八级精度制造，取载荷系数，齿宽系数选择硬齿面选0.5。小齿轮上的转矩：取齿数选取，则则实际传动比=齿宽因此可选取按照表4-1取，实际的中心距3）验算轮齿弯曲强度齿形系数4）齿轮的圆周速度对照表选八级精度合适4.2.2结论及运动简图图4.1高速级齿轮传动示意图根据计算可得高速级传动齿轮数据如下齿数模数齿宽直径中心距a=468mm图4.2低速级齿轮传动示意图根据计算可得低速级传动齿轮数据如下齿数模数齿宽直径中心距a=561mm4.3带传动4.3.1带链传动的方案比较目前选择电机和减速器输入端进行传动的装置，有链传动和带传动两种方式，由于气动平衡式抽油机属于野外作业型，所以在过载时很难保证安全，虽然链传动可以保证较好的传动比，但在过载状态下不会出现打滑现象，无法保证其他零件的安全。一旦发生事故则会导致较大的损失，因此为了保证电机的安全，本设计选择带传动为带链传动方案，其优点是适合于中心距较大的传动；具有良好的挠性，可减轻冲击，吸收振动；过载时，带轮与带轮之间会出现打滑现象，避免了其它部件的损坏；结构简单，成本低，通常用于高速级。综上所述，本设计选用的传动部件为带传动。4.3.2带传动设计计算（1）运动和动力参数的确定电动机转速，减速器输入端转速，输入功率（2）计算过程1）求计算功率查表13-8得到故2）选择V带型号选择普通V带，根据，，由图13-15可查出该点在C处，现暂时选C型V带3）求大小带轮基准直径查得最小为200mm，取=200mm，由式取，误差小于5%，故允许4）验算带速v节速在范围合适5）求V带基准长度和中心距a初步选区中心距取，符合由式得带长对C型带，再由式6）盐酸小带轮包角由上式得到，所以包角满足条件7）求V带根数z由上式得得现在，查表13-3由上式得传动比查表13-5得到由查表13-7得查表13-2得由此得所以化整为4根求作用在带轮上的压力查表13-1得根据式13-17得到V带的初拉力作用在轴上的压力4.3.3结论及运动简图图4.3V带结构所选V带的规格确定选择普通V带，带数为4，小轮直径200mm，大轮直径800mm，中心距为1476mm。4.4轴系部件设计计算4.4.1各轴初算轴径根据之前算出的数值初算轴径根据公式材料初选45钢，因此选取一轴轴径二轴轴径三轴轴径4.4.2轴的结构设计（1）轴的径向尺寸的确定将最初确定的轴径作为最小轴径，根据各部位受力、安装固定和加工要求，确定各部位径向尺寸。在轴肩定位的轴上零件的直径一般相差5~10mm。在对滚动轴承进行轴肩定位时，由标准中确定其轴肩直径。为便于拆装或加工轴上零件，相邻轴的端径差应在1~3mm之间。安装在轴上的滚动轴承、传动件和密封圈登出的轴端直径应符合相应的标准值。（2）轴的轴向尺寸的确定安装在轴上的部件的长度，是根据相应部件的轮毂宽度和其它结构需要来确定的。根据主轴的对应位置，可以确定非安装件各轴段的长度。采用套筒或挡油环等零件固定轴上零件时，轴端面与套筒端面或轮毂端面之间应有2~3mm的间隙，即轴端面长度小于轮毂宽度2~3mm，避免加工误差使零件轴向固定不牢靠，当连轴器、带轮、链轮安装在轴的外伸部时，要保证轴向固定不牢靠。轴段在轴承座孔内的结构和长度与轴承的润滑方式有关，轴承用轴润滑，轴承的端面距箱体内壁的距离为3到5mm。轴上的平键的长度应短于该轴段长度5到10mm，键长要整合到标准值。键端距零件装入侧轴端距离一般为2到5mm。（1）轴一的设计根据轴的最小轴径55mm，初步选择轴一的轴承选择为滚动轴承6211，轴承内径55mm，外径100mm，轴承宽度25mm。轴上零件装配图如图所示：图4.4轴一的装配图根据装配图设计的杆的相关尺寸如图4.5所示：图4.5轴一的尺寸图（2）轴二的轴承选择根据轴的最小轴径80mm，初步选择轴二的轴承选择为滚动轴承6216，轴承内径80mm，外径140mm，轴承宽度30mm图4.6轴二的装配图根据装配图各处尺寸