抽油機在機械采油設備應用論文

石油工程畢業(yè)論文PAGE石油工程畢業(yè)論文摘要機械采油設備是油田的主要耗能設備，而機械采油設備中的抽油機占90%左右,因此抽油機能耗的高低對油田節(jié)能降耗影響甚大。針對目前抽油機存在平衡效果差，裝機功率過高，效率低這一問題，設計一種游梁隨動游梁平衡抽油機，以達到減小減速箱曲柄軸峰值扭矩，降低能耗，節(jié)約運行成本的目的，提高抽油機地面效率。游梁隨動平衡抽油機的設計特點是：在游梁上安裝一個滑塊,該滑塊通過副連桿與抽油機的連桿相連,在游梁抽油機的后部加一個類似與變矩平衡裝置的滑軌,在滑軌上安裝平衡塊。在游梁的末端安裝一個支架上面放置滑輪，鋼絲繩繞在滑輪上將滑塊和平衡塊相連。通過在下沖程過程中，調節(jié)力臂的大小，同時游梁上的平衡塊上升，儲存一定的位能，避免了對電動機做負功。在上沖程過程中，調節(jié)力臂的大小，同時將下沖程儲存的位能釋放，用來提升抽油桿和油柱。實現(xiàn)上下沖程運動的平衡。該設計結構簡單，而且可靠性強。便于加工和維修。本文對新型6型抽油機驢頭懸點運動規(guī)律進行精確分析，通過懸點沖程長度，計算四連桿尺寸，并著重對減速箱曲柄軸扭矩進行計算，編寫了相應的計算程序，將不同尺寸時四連桿機構得到的扭矩曲線進行比較，選擇扭矩曲線比較平穩(wěn)，峰值小且無負扭矩的一組作為設計參數(shù)，對主要零部件進行結構設計，力學分析計算及強度校核。關鍵詞：抽油機；新型結構；設計獨特；扭矩曲線AbstractMachineryoilfieldproductionequipmentisthemainenergy-consumingequipment,machineryandequipmentofoilpumpingunitrepresented90%Pumpingenergythereforethelevelofenergyconsumptionoilfieldgreatimpact.Pumpinglightofthepresentbalanceexistspoorresults,highpowergenerators,lowefficiencyofthisproblem,thedesignofabeamwiththedynamicbalancebeampumpstoreducethecrankshaftgearboxpeaktorque,lowerenergyconsumption,savingthepurposeofoperatingcosts,improveefficiencyPumpingground.Balancebeampumpingunitdesignfeaturesare:Youbeaminstalledaslider,Slidethestickthroughthepumpingunitandtheconnectingrodconnected,beampumpingunitintherearplusasimilarchangewiththemomentbalancedeviceslide,slideblockinstalledonbalance.Thebeamattheendoftheinstallationofapulley,thepulleyropearoundthesliderandthebalancewillbeconnectedtotheblock.Throughthecourseofthenextstroke,regulatingthesizeofthearm,whilethebalancebeamYoublockup,apotentialenergystorage,therighttoavoidnegativeelectricalworkdone.Strokeintheprocess,regulatingthesizeofthearm,whileunder-strokestoredpotentialenergyrelease,rodandusedtoenhanceoilcolumn.Upper-strokemovementbalance.Thedesignofsimplestructure,andreliability.Facilitatetheprocessingandmaintenance.Forthenewsix-horseheadpumpingunitheadmovementforaccurateanalysisofthelaw,throughtherodstrokelength,thefour-barlinkageestimatedsize,andstressestherightgearboxcrankshafttorque,thepreparationofthecorrespondingcomputerprogram,rightunderfourdifferentsizesandlinkdonkeyhead,boxbeamdecelerationhasbeentheweightofthetorquecurve,thechoiceoftorquecurverelativelystable,Thereisnosmallpeaktorqueofanegativegroupasdesignparameters,themaincomponentsofthestructuraldesign,mechanicalanalysisandstrengthcheck.Keywords:Pumpingunit;NewStructure;Uniquedesign;Torquecurve石油工程畢業(yè)論文PAGEPAGE37目錄TOC\o"1-2"\h\z\u第1章緒論 1第2章6型游梁隨動平衡抽油機總體方案確定及基本理論 42.16型游梁隨動平衡抽油機的結構方案的確定 42.26型游梁隨動平衡抽油機運動分析 62.36型游梁隨動平衡四桿機構尺寸計算 102.46型游梁隨動平衡抽油機懸點載荷計算 112.56型游梁隨動平衡抽油機減速箱及曲柄扭矩計算 222.6新型6型抽油機減速箱的選擇及電動機功率的計算方法 24第3章6型游梁隨動平衡抽油機強度校核 273.16型游梁隨動平衡抽油機所受外力 273.26型游梁隨動平衡抽油機零件強度計算 28第4章6型游梁隨動平衡抽油機與常規(guī)6型抽油機進行比較 324.1扭矩曲線及計算結果 324.2周期載荷系數(shù)CLF 33結論 34參考文獻 35致謝 36第1章緒論常規(guī)游梁抽油機自誕生以來，歷經(jīng)數(shù)百年使用，經(jīng)歷了各種工況和各種地況。常規(guī)游梁抽油機隸屬于有桿泵抽油裝置，該裝置是由地面的抽油機、井下的抽油泵及抽油桿柱所組成。抽油機是有桿泵采油裝置的重要地面設備，把動力機的連續(xù)圓周運動變成抽油桿柱及抽油泵柱塞的往復直線運動，從而將地下的原油開采出來的機械設備。目前仍在國內(nèi)外普遍使用，常規(guī)游梁式抽油機以其結構簡單，耐用，操作簡便，維護費用低等明顯優(yōu)勢，而區(qū)別于其他眾多抽油機類型，一直占據(jù)著有桿抽油泵采油地面設備的主導地位。但是，由于它受交變載荷的作用，曲柄平衡效果差，減速器輸出軸峰值扭矩大，增加了裝機功率，效率低。但由于其結構上的不合理性，使得常規(guī)游梁抽油機無法解決“大馬拉小車”的局面。因此，針對常規(guī)抽油機的這種弱點出現(xiàn)了大量的特種抽油機,例如偏置式節(jié)能抽油機、雙驢頭異型抽油機等與常規(guī)機相比都有一定有節(jié)能的效果,但也存在著各自的缺點：（1）偏置式節(jié)能抽油機國內(nèi)油田目前使用最多的抽油機的節(jié)能型抽油機是偏置型抽油機，該機保持了常規(guī)型抽油機的基本結構。如圖1.1所示，與常規(guī)型抽油機相比偏置是抽油機的游梁后臂長度縮短，減速箱相對于支架的位置后移。曲柄中心至中央軸承座中心的水平距離I大于游梁后臂。當游梁處于水平位置時。曲柄亦處于水平位置，連桿與游梁及曲柄間的的夾角接近。該型抽油機節(jié)能主要有二方面原因：一是該型抽油機的平衡重的中心線與曲柄中心線間有一個偏置，圖1.1偏置式節(jié)能抽油機這種結構使得平衡塊扭矩曲線的相位提前，從而使得懸點載荷通過連桿在曲柄軸上產(chǎn)生的扭矩疊加后的凈扭矩曲線比較平坦，因而使電動機電流波動減小，抽油機地面系統(tǒng)效率提高；二是由于極位夾角的存在降低了上沖程懸點加速度，降低了上沖程懸點的慣性載荷。不足之處是限制桿件長度，不具有增程功能。（2）雙驢頭異型節(jié)能抽油機異型抽油機是我國1996年研究開發(fā)的一種新型節(jié)能抽油機。該機以常規(guī)型抽油機為基礎模型，對四連桿機構進行了關鍵性變革。如圖1.2所示，它是在常規(guī)機的游梁后臂上增加一個具有變徑弧形的后驢頭，游梁與橫梁之間采用柔性連接件進行連接。由于柔性件和驢頭圓弧始終相切，即它與游梁的之間的夾角始終90度，從而允許游梁作大擺角擺動，以獲得長沖程。該型抽油機隨著曲柄的轉動，特殊連桿（柔性連接件）與游梁后臂弧形輪廓的切點上下移動，即連桿長度與游梁后臂有效長度均隨曲柄轉動而圖1.2雙驢頭異型節(jié)能抽油機變化。這種參數(shù)四連桿機構的作用改變了抽油機扭矩因數(shù)的變化規(guī)律，使其懸點載荷作用到曲柄軸扭矩變化接近正弦規(guī)律，與曲柄旋轉平衡扭矩的正弦規(guī)律相對應，從而使凈扭矩波動幅度減小，降低減速器的額定扭矩及所配的電動機額定功率，從而達到節(jié)能的目的。不足之處是柔性連接件的壽命較短，常出現(xiàn)柔性繩斷頭現(xiàn)象，影響正常的生產(chǎn)，后驢頭的變徑弧形加工難度大。所以考慮到以上問題，將考慮在游梁上安裝隨動的平衡塊。鑒于以往的裝置有在游梁上制成滑軌形狀，在其上放置一個可以隨游梁擺動而滑動的平衡塊。該裝置在一定程度上解決了游梁抽油機上下沖程的平衡問題，但是該裝置對游梁的要求比較高，要求游梁和平衡塊良好的接觸且平衡塊不滑落，加工制作較復雜，工作平穩(wěn)性較差，不能很好的調節(jié)游梁抽油機的上下沖程的平衡。本設計的游梁隨動型抽油機是在游梁式抽油機曲柄平衡方式的基礎上增加隨動平衡重形成的一新型復合平衡方式。它可以隨著抽油機懸點載荷和變化,自動調整游梁隨動平衡重的位置，實現(xiàn)了變矩平衡，與雙驢頭的平衡方式有異曲同工之效。同時因為基本繼承了常規(guī)機的四連桿結構所以可以作為常規(guī)機節(jié)能改造的結構模型。改造后不僅可以節(jié)約電能，而且還可以改善抽油機的工作狀況和受力特性，提高抽油機的穩(wěn)定性，延長工作壽命。同時改造成本低廉，可產(chǎn)生良好的經(jīng)濟效益和社會效益，具有廣闊的應用前景。本設計是針對以上優(yōu)缺點，設計一款游梁抽油機的隨動平衡裝置。主要設計思路為在游梁隨動平衡抽油機是在游梁上安裝一個滑塊,該平衡塊通過副連桿與抽油機的連桿相連,在游梁抽油機的后部加一個類似與變矩平衡裝置的滑軌,在滑軌上安裝平衡塊。在游梁的末端安裝一個支架，上裝滑輪，鋼絲繩繞在滑輪上將滑塊和平衡塊相連。通過在下沖程過程中，調節(jié)力臂的大小，同時游梁上的平衡塊上升，儲存一定的位能，避免了對電動做負功。在上沖程過程中，調節(jié)力臂的大小，同時將下沖程儲存的位能釋放，用來提升抽油桿和油柱。實現(xiàn)上下沖程運動的平衡。第2章6型游梁隨動平衡抽油機總體方案確定及基本理論2.16型游梁隨動平衡抽油機的結構方案的確定6型游梁隨動平衡抽油機的結構特點簡單可靠。以下內(nèi)容分析其各組成部分及其作用。驢頭驢頭用來將游梁前端的往復圓弧運動變?yōu)槌橛蜅U的垂直直線往復運動。為了保證在一定沖程長度下，將圓弧運動變?yōu)橹本€運動，圓弧面長度應為：=(1.2～1.3)式中—驢頭懸點（掛抽桿處）的最大沖程程長度。驢頭用鋼板焊成。新型6型抽油機采用側轉式驢頭，這種結構操作方便而安全。另外，驢頭的寬度應保證在修井時讓開的位置可使大鉤上下自由起吊。2.游梁游梁采用在工字鋼上加兩塊加強板，其優(yōu)點是制造不太復雜，斷面近似等強度，金屬使用較合理。3.橫梁及連桿橫梁和連桿均是抽油機的動力傳輸構件。新型6型游梁式抽油機采用的是單獨橫梁，如圖1.1所示，它由改變曲柄和連桿的連接點位置來調節(jié)沖程長度。連桿是把曲柄的連續(xù)圓周運動變?yōu)榻喼C運動的主要構件之一。連桿采用無縫鋼管與連桿大小頭組焊而成，其組焊焊縫應進行探傷檢驗。正常工作時，上端連桿頭和橫梁無轉動，用銷子相連。下端連桿頭和曲柄用曲柄銷子連接，在連桿銷處安有滾動軸承。曲柄銷子和曲柄間一般用圓錐面相連，在銷子頭上用一螺母固死銷子和曲柄，在曲柄上有3個錐孔，用以改變沖程長度。因為連桿是完成力矩的傳遞，因此，對于上、下接頭與鋼管的焊縫是否能達到規(guī)定的強度而滿足使用要求就顯得尤為重要。如果連桿中有一根連桿失效，抽油機變成單臂傳動，很有可能被拉翻，造成嚴重的生產(chǎn)安全事故。焊縫作為整個連桿的薄弱環(huán)節(jié)，都會引起設計人員高度重視，一般在設計中對焊縫的形式、焊接工藝條件、要求以及檢驗方法和標準都提出較高的要求和明確的規(guī)定。連桿的結構如圖1.2所示。1—橫梁2—軸承架3—橫梁軸1—上連桿頭2—連桿體3—下連桿頭圖1.1抽油機的橫梁圖1.2連桿結構示意圖4.減速器減速器是把動力機的高速轉動變?yōu)槌橛蜋C所需要轉速的裝置。在抽油機中，它有減速和增扭矩的作用?？梢猿橄鬄檫@樣的一個模型：動力機減速箱工作機構根據(jù)減速比的要求，6型游梁隨動型抽油機采用兩級雙圓弧人字齒輪傳動。減速箱的潤滑油多采用極壓型工業(yè)齒輪油，考慮到氣溫的影響，一般在冬季采用標號小一些的齒輪油，夏季采用標號大一些的齒輪油。減速器中，大齒輪靠油池浸油潤滑，小齒輪靠大齒輪所帶的油進行潤滑；高速軸（如主動軸）的軸承靠齒輪油的飛濺潤滑，低速軸（如被動軸、中間軸）的軸承則靠刮油板供油潤滑。電動機電動機是抽油機的動力源，它的運行是否可靠是整機正常運行的根本保證。6型游梁隨動型抽油機的驅動電機，安裝在抽油機游梁上的專用滑軌上，該專用滑軌可使電動機在前后左右方向上調整、移動，以便于采用不同型號電動機時，對正和脹緊傳動皮帶。6.剎車裝置及剎車安全裝置為了保證抽油機的安全運行，就必須有一套操作方便、動作靈敏、安全可靠的剎車制動裝置。該裝置是一套由剛性桿件連接的剎車操縱機構和制動機構的組可以安放示功儀，測懸點示功圖。制動機構是安裝在減速器輸入軸端的完成剎車功能的剎車執(zhí)行裝置。6型游梁隨動型抽油機采用外包式剎車裝置，此裝置由剎車瓦、剎車輪、定位軸、剎桿、死剎桿、連塊等組成。其特點是防風沙性能較好，但防油性能較差。這種剎車裝置結構簡單，造價較低，安裝調試、維護保養(yǎng)方便，剎車效果一般，但是在社會環(huán)境不太好的地方容易被人為地拆卸和破壞。剎車安全裝置是為了保證在抽油機安裝、調整和停機作業(yè)時的絕對安全而設置的保險裝置。該裝置形似一個掛鉤，安裝在減速器的中間軸的端蓋或外抱式剎車的固定銷處，在停機后除拉緊剎車外，一定要將剎車安全裝置的掛鉤（即保險鎖塊）放入剎車轂外緣的缺口內(nèi)。7.支架與底座支架是架高游梁、驢頭的桁架構件，采用型鋼焊成。支架由螺絲緊固在抽油機的底座上。底座是支撐抽油機的主要構件，俗稱底盤或船形底座。底座采用型鋼焊成，有足夠的強度和剛度。在抽油機安裝時，用緊固件把底座固定在專用的混凝土基礎上。8.懸繩器由卡瓦牙、上下支撐板及頂絲等組成，將鋼絲繩及光桿連成一體。懸繩器上可以安放示功儀，測懸點示功圖。9.隨動滑塊及隨動游梁平衡塊隨動滑塊是一個圓柱型的滾輪，在其前端安裝固定鋼絲繩用的轂，同時在游梁上安裝一個固定類似于蓋的裝置用來固定該滑塊，保證其不脫離游梁運動。而平衡塊安裝于游梁副后臂裝置上，作成小車的形式，當平衡塊重量不夠時可以在上面加平衡重。10.附加連桿在原有的連桿上再增加一個連桿，下端與連桿相聯(lián)接，上端與隨動滑塊聯(lián)接，來實現(xiàn)連桿對隨動滑塊的驅動。保證下上沖程時滑塊能一直保持相驢頭方向移動，在下沖程向遠離驢頭方向移動。2.26型游梁隨動平衡抽油機運動分析6型抽油機的基本參數(shù)是設計計算抽油機及合理選擇使用抽油機的基礎，本章主要研究四個基本參數(shù)（懸點載荷、沖程長度、沖程次數(shù)和減速箱曲柄軸扭矩）的大小和變化規(guī)律；其次討論驅動抽油機的電動機的額定功率的選擇方法。掌握抽油機懸點的運動規(guī)律（懸點的位移、速度和加速度）是研究抽油裝置動力學、確定抽油裝置的基本參數(shù)及進行抽油裝置設計的基礎，因此首先分析其運動規(guī)律。新型6型抽油機是以游梁中軸和尾軸中心的連線作固定桿，以曲柄、連桿和游梁后臂為三個活動桿件所構成的曲柄搖桿機構（圖2.1）。本節(jié)在研究抽油機四桿機構循環(huán)特性的基礎上，研究懸點的運動規(guī)律。圖2.1抽油機機構簡圖2.2.1抽油機四桿機構的循環(huán)特性目前，國內(nèi)外使用的游梁式抽游機四桿機構的循環(huán)主要有以下三種形式（1）對稱循環(huán)型；（2）近似對稱循環(huán)型;（3）非對稱循環(huán)型。6型游梁隨動型抽油機的四桿機構為非對稱循環(huán)。6型機的機構極位夾角取12度。2.2.2懸點運動規(guī)律的精確分析在精確分析抽油機的運動規(guī)律時，用復變矢量法，這是一種比較簡單的方法，首先介紹復變矢量法的有關基礎知識。設在xy平面內(nèi)的任意矢如圖2.2，矢量可以用一個復數(shù)來表示，式中xA和yA代表A點在x、y軸上的投影，而則是虛數(shù)單位．這一矢量在x軸和y軸上的分量xA、分別為圖2.2矢量表示方法示意圖以及式中R——矢量的模。按Euler的關系式，，所以矢量可以寫成(2–1)這種矢量的復變數(shù)表達式比較簡明扼要，而且也比任何其它的矢量表達式更易于求導，將(2-1)式兩邊對θ求導得圖2.3隨動型抽油機結構示意圖圖2.3為游梁隨動型抽油機運動機構示意圖，四桿機構的四個連桿R、C、K、P可以用、、、四個矢量來表示，為便于分析，對圖中各角度正方向規(guī)定如下：（1）曲柄轉角θ在12點位置算起，并且沿順時針方向時取為正值；（2）各桿件的參考角、、等角度均從基桿算起，并且沿逆時針方向取為正值。（3）各桿件的幾何尺寸規(guī)定為：—曲柄長度；—連桿長度；—游梁后臂長度；—基桿長度；—游梁前臂長度；—基桿的水平投影；——基桿的豎直投影。圖中的幾何關系為：圖2.3中各矢量有如下關系式上述矢量方程用復變矢量可表示為將上式兩邊對時間求導可得或令方程兩邊實部和虛部對應相等，則可得如下方程組求解上述聯(lián)立方程，可求得連桿及游梁運動的角速度、為(2-2)將上式對時間t求導,可得游梁運動的角加速度為(2-3)由于曲柄勻速運動，所以式中；，則為(2-4)懸點速度及加速度可由下式計算(2-5)當懸點處于下死點及上死點兩極限位置時，游梁后臂和基桿之間的最大夾角及最小夾角分別為(2-6) (2-7)懸點沖程長度S為(2-8)以下死點為位移的零點，向上為位移正方向，則任意時刻懸點的位移為(2-9)懸點的位移與懸點的最大沖程長度關系(2-10)2.36型游梁隨動平衡四桿機構尺寸計算確定四桿長（1）懸點的最大沖程長度和限制桿長，根據(jù)式（2-6）、（2-7）、（2-8）計算。-1.5-1.5-1-0.500.511.522.533.5125497397121145169193217241265289313337361圖2.4懸點位移、速度及加速度變化曲線（2）根據(jù)圖2.3，有公式；（3）懸點處于下死點及上死點兩極限位置時，四桿機構有兩個運動的極限位置：處于下死點時、、三邊要滿足三角形關系；處于上死點時、、三邊要滿足三角形關系。（4）根據(jù)經(jīng)驗估算新型6型游梁式抽油機的四桿機構、總機重和總體積。在滿足上述四個條件的前提下，優(yōu)化設計四桿機構，得出四桿長=1375，=2870，=2400，=3984（2-11）根據(jù)以上推導的公式和上述計算得出的四桿桿長，編程計算出懸點運動到任意位置的位移、速度及加速度，并用曲線圖表示出其變化規(guī)律，如圖2.4所示。2.46型游梁隨動平衡抽油機懸點載荷計算新6型游梁式抽油機驢頭懸點載荷是標志抽油機工作能力的重要參數(shù)之一，也是抽油機設計計算和選擇使用的主要根據(jù)。當抽油泵工作時，抽油機驢頭懸點上作用有下列六項載荷：（1）抽油桿柱自重，用表示（它在油中重量用表示），作用方向下。（2）油管內(nèi)、柱塞上的油柱重（即柱塞面積減去抽油桿面積上的油柱重），用表示，作用方向也向下。（3）油管外油柱對活塞下端的壓力，用表示，的大小取決于泵的沉沒度，作用方向向上。（4）抽油桿柱和油柱運動所產(chǎn)生的慣性載荷，相應的用和表示。它們的大小與懸點的加速度成正比，而作用方向與加速度方向相反。（5）抽油桿柱和油柱運動所產(chǎn)生的振動載荷，用表示，其大小和方向都是變化的。（6）柱塞和泵筒間、抽油桿（接箍）和油管間的半干摩擦力，用表示。還有抽油桿和油柱間、油柱和油管間以及油流通過抽油泵游動閥（排出閥）的液體摩擦力，用表示。和的作用方向和抽油桿的運動方向相反。其中游動閥的液體摩擦力只在泵下沖程、游動閥打開時才產(chǎn)生，所以它的作用方向只向上。上述（1）、（2）、（3）三項載荷和抽油桿的運動無關，稱為靜載荷。（4）兩項載荷和抽油桿的運動有關，但是在直井、油管結蠟少和原油粘度不高的情況下，它們在總作用載荷中占的比重很小，約占2%-5%左右，但是由于研究的是常規(guī)抽油機的隨動平衡，所以該項必須考慮。由于（5）涉及的運動規(guī)律較為復雜，且對整機的運動而言，其作用較小，在新型6型游梁式抽油機設計中，將在總作用載荷中占比重很小的第（5）、（6）項忽略。這里為了敘述方便起見，先討論靜載荷的大小和變化規(guī)律，再根據(jù)公式計算懸點最大載荷和最小載荷，最后定性分析一下第（4）項中的摩擦力對懸點載荷的影響問題。2.4.1懸點靜載荷的大小和變化規(guī)律分別對上沖程、下沖程、下死點和上死點四種情況進行分析（圖2.5）。1.上沖程當懸點從下死點往上移動時，如圖2.5a所示，游動閥在柱塞上部油柱壓力作用下關閉，而固定閥在柱塞下面泵筒內(nèi)、外壓力差作用下打開。由于游動閥關閉，使懸點承受抽油桿自重和柱塞上油柱重，這兩個載荷的作用方向都是向下的。同時，由于固定閥打開，使油管外一定沉沒度的油柱對柱塞下表面產(chǎn)生方向向上的壓力。因此，上沖程時，懸點的靜載荷等于====（2-12）aba—上沖程b—下沖程圖2.5懸點載荷作用式中——抽油桿材料的密度，kg/m；——原油的密度，kg/m；——抽油桿橫截面面積，m；——泵柱塞橫截面面積，m；——抽油桿長度或下泵深度，m；——泵的沉沒度，m；——油井中動液面以上（即段液柱），斷面積等于柱塞面積面積的油柱重。2．下沖程當懸點從上死點往下移動時，如圖（2.5b）所示，游動閥由于柱塞上、下壓力差打開，而固定閥在泵筒內(nèi)外壓力作用下而關閉。游動閥打開，使懸點只承受抽油桿柱在油中重量。而固定閥關閉，使油柱重量移到固定閥和油管上。這樣一來，下沖程時懸點的靜載荷等于（2-13）3．下死點（從下沖程到上沖程的轉折點）這時，對抽油桿柱或油管柱來說，載荷都發(fā)生了變化：（1）對抽油桿來說，在這一瞬間，懸點載荷發(fā)生了變化，由下沖程的變到上沖程的，增加了一個載荷（油柱重），載荷增加就使抽油桿伸長，伸長的大小等于：（2-14）式中E——鋼的彈性模數(shù)，等于N/m（或）。在伸長變形完畢以后，載荷才全部加到抽油桿或懸點上。實際上，在抽油桿柱受載伸長的過程中，驢頭已開始上沖程。當懸點往上走了一個距離時，由于同時產(chǎn)生的抽油桿柱伸長的結果，使柱塞還停留在原來位置，即柱塞對泵筒沒有相對運動，因而不抽油，如圖2.6c所示（2）對油管柱來說，下沖程時，由于游動閥打開和固定閥關閉，油柱重壓在固定閥上，也就是壓在泵筒和油管的下部。而當轉到上沖程時，游動閥關閉，整個油柱的圖2.6抽油桿柱和油管柱變形過程圖解重量都由柱塞和抽油桿柱承擔而油管柱上就沒有這個載荷作用。因此，在抽油桿柱加載的同時，油管柱卻卸載。卸載引起油管長度的縮短，直到縮短變形完畢以后，油管柱的載荷才全部卸掉。油管柱縮短的大小等于（2-15）式中——油管管壁的橫截面積，m。這樣一來，雖然懸點帶著柱塞一起往上移動，但是由于油管柱的縮短，使油管柱的下端也跟著柱塞往上移動，柱塞對泵筒還是沒有相對運動，即還不能抽油。如圖2.6中d所示。一直到懸點經(jīng)過一段距離等于以后，柱塞才開始抽油。上面所進行的分析表明：懸點從下死點到上死點雖然走了沖程長度S，但是由于抽油桿柱和油管柱的靜變形結果，使抽油泵柱塞的有效沖程長度要比S小。所以（2-16）而靜變形的大小為（2-17）式中稱為變形分配系數(shù)，一般可取0.6～0.9。4．上死點（從上沖程到下沖程的轉折點）它和下死點情況恰恰相反。這時，對抽油桿柱來說，靜載荷由上沖程的變到下沖程的，減少了油柱重，抽油桿因而縮短。因此當懸點往下走了時，由于抽油桿柱的縮短，柱塞在井下原地不動，它對泵筒不產(chǎn)生相對運動，因而不能排油。而對油管柱來說，因為加載而伸長了，油管（或泵筒）好像跟著柱塞往下走。所以，當選點走完以前，柱賽和泵筒還不能產(chǎn)生相對運動，也不會抽油。因此，在排油過程中，柱塞的有效沖程長度比懸點沖程長度減少了一個同樣的靜變性值?，F(xiàn)在把上、下沖程中懸點靜載荷隨它的位移變化規(guī)律利用圖形來表示，如圖2.7所示，這種圖形稱為靜力示功圖，圖中AB斜線表示懸點上沖程開始時載荷由柱塞傳遞到懸點的過程。EB線相當于柱塞和泵筒沒有發(fā)生相對運動時懸點上行時的距離，即EB=λ。當全部載荷都作用到懸點以后，靜載荷就不再變化而成為水平線BC，到達上死點C為止。CD線表示抽油桿柱的卸載過程。卸載完畢后，懸點又以一個不變的靜載荷向下運動，成為水平線DA而回到下死點A。這種靜力示功圖，只有在淺井，而且抽油機的沖次較低時才能用動力儀測得。上面靜力示功圖中表明，在上、下沖程內(nèi)，懸點靜載荷隨懸點位移的變化規(guī)律是一平行四邊形ABCD。2.4.2懸點動載荷的大小和變化規(guī)律在井較深、抽油機沖程次數(shù)較大的情況下，必須考慮動載荷的影響，動載荷是由慣性載荷和振動載荷兩部分組成的?，F(xiàn)在先討論慣性載荷，再討論振動載荷。1.慣性載荷慣性載荷包括抽油桿柱兩部分，即和。如果略去抽油桿和油柱的彈性影響，可以認為，抽油桿柱以及油柱各點的運動規(guī)律和懸點完全—致。所以，和得大小和懸點加速度大小成正比，而作用方向和后者相反。（2-18）圖2.7靜力示功圖（2-19）式中——考慮油管過流斷面擴大引起油柱加速度降低的系數(shù)（2-20）上式中的表示油管過流斷面的面積，它和前面式（2-17）中用到的式不同的，時表示油管管壁的橫截面面積。（1）慣性載荷對懸點總載荷的影響上沖程時，柱塞(或抽油桿)帶著油柱運動，所以上沖程的慣性載荷等于=（2-21）式中m——表示油柱慣性載荷與抽油桿柱慣性載荷的比值?？傻酶鶕?jù)其中的關系，利用計算公式開始如下推導，再與靜力示功圖相比較從而得出相關關系式。（2-22）下沖程時，柱塞（或抽油桿）不帶動液柱運動，所以得出下沖程的慣性載荷，慣性載荷大小的變化規(guī)律和懸點加速度的大小變化規(guī)律相類似，但方向和后者相反。就是說，在上沖程前半段，加速度向上，慣性載荷就向下，這時懸點的總載荷應該等于靜載荷加上慣性載荷。而到上沖程后半段，加速度向下，慣性載荷就變?yōu)橄蛏希赃@時懸點的總載荷應慣性載荷。下沖程情況剛好相反?？紤]了慣性載荷作用以后，示功圖就由平行四邊形ABCD(靜力示功圖)變成扭歪的四邊形，這種示功圖，稱為動力示功圖，如圖2.8所示。圖2.8動力示功圖圖2.8動力示功圖（2）慣性載荷對抽油泵柱塞有效沖程長度的影響從上面的分析可以看出，最大慣性載荷發(fā)生在上死點和下死點。而且在上死點，即上沖程的終點處，慣性載荷向上，減小抽油桿柱重量，使抽油桿柱受壓縮，柱塞因而產(chǎn)生附加沖程長度。在下死點即下沖程的終點處，慣性載荷向下，增加抽油桿的重量，抽油桿柱伸長，又給柱塞一個附加沖程長度。因此柱塞的有效沖程長度就由式（2-16）變?yōu)橄率剑?-24）變形e1和e2的計算公式和λ相類似，所不同的是e1和e2是慣性載荷產(chǎn)生的。慣性載荷是沿抽油桿均勻分布的質量力，可以將它看作作用在抽油桿柱重心的集中力。抽油桿柱重心對單級桿柱來說，就是在抽油桿柱長度的中心點處，所以（2-25）上式中的和指的是在上死點和下死點處的最大慣性載荷。為了簡便起見，我們略去油柱慣性載荷的影響，利用式（2-22），（2-23），（2-24），并代入相應的常數(shù)(，kg/m，N/m)式(2-25)就成為下列形式：（2-26）將上式代入式（2-23），就可得到考慮慣性載荷作用后，柱塞有效沖程長度的表達式（2-27）式中—沖程增加系數(shù)，。當采用普通抽汲工況時，K值一般很小，和1僅有1.5％～2.6％的差別，但隨著下泵深度L和沖程次數(shù)n的增加，K值迅速增加，因為在K值的表達式中L和n都是2次方的關系。例如，當=800m和=5min-1時，=1．0052，而當=1500m和=10min-1時，=1.0467。振動載荷抽油桿柱又細又長，彈性很大，很像一根長彈簧。在長彈簧下端突然拿去一重物，都會產(chǎn)生振動。抽油桿柱也一樣。當懸點開始向上時，在抽油桿柱和油管柱靜變形期內(nèi)，油柱重量逐漸加到柱塞和抽油桿柱上，這時柱塞和泵筒沒有相對移動，所以抽油桿柱不會產(chǎn)生振動。而當靜變形終了一瞬間，懸點以一定速度運動，這時，抽油桿柱和柱塞突然帶動油柱運動，抽油桿柱就會產(chǎn)生一次振動。當懸點開始向下時，在靜變形結束后，柱塞和抽油桿柱突然卸去油柱重量，又發(fā)生一次振動。就這樣上下循環(huán)一次，發(fā)生兩次振動。由于井下存在著各種阻力，使振動的振幅在沖程進行過程中逐漸變小。但是，當懸點的運動頻率，即強迫振動頻率和抽油桿柱——油柱彈性系統(tǒng)的自振頻率相同或成整數(shù)倍時，就會產(chǎn)生共振現(xiàn)象，使振幅越來越大，對抽油桿柱工作很不利。為了避免共振現(xiàn)象的產(chǎn)生，必須正確的選擇懸點的沖程次數(shù)。考慮到振動載荷的影響后，示功圖變?yōu)槿鐖D2.8所示的。但是，在新型6型游梁式抽油機設計中，由于振動載荷在總作用載荷中占得比重很小，又由于設計時間倉促，條件不允許，不能實地測量，所以不考慮振動載荷對整個系統(tǒng)的影響。2.4.3懸點的最大載荷和最小載荷從圖2.8所示的動力示功圖中可以看出，懸點的最大載荷發(fā)生在上沖程靜變形期結束后一瞬間，如圖2.8中的點。最大載荷等于靜載荷加上動載荷（慣性載荷和振動載荷），懸點的最小載荷發(fā)生在下沖程靜變形期結束后一瞬間，如圖2.8中的點。最小載荷等于靜載荷減去動載荷。懸點的最大載荷和最小載荷，特別是最大載荷是正確設計和選擇抽油機和抽油桿以及確定電動機功率的主要依據(jù)之一，所以目前有許多計算公式，有些是先從理論上推導出，再引進試驗校正系數(shù)，有些是純粹的經(jīng)驗公式；有些只考慮慣性載荷，而另一些除了考慮慣性載荷外還考慮振動載荷的影響。但無論是哪種公式，都只是用來作為設計過程中的粗算，或是在某些情況下作為估算的依據(jù)。在本設計中，采用如下公式2.4.4摩擦力對懸點載荷的影響懸點載荷中的摩擦力是由兩部分組成的：一部分是抽油桿和油管間、柱塞和泵筒間的半干擦力；另一部分是抽油桿柱和油柱間、油柱和油管間以及油流通過泵游動閥的液體摩擦力。試驗證實：半干摩擦力不隨抽汲速度，即乘積而變，因而它在泵的工作循環(huán)內(nèi)是不變的。而液體摩擦力不僅隨抽汲速度而變化，而且隨原油的粘度等因素而變化。一般來說，這兩種摩擦力對懸點載荷的影響是不一樣的。在我國油田上占相當數(shù)量的直井同時是粘油井，液體摩擦力對懸點載荷的影響極大，而半干摩擦力的影響很小；在斜井和定向井中抽油時，干摩擦力特別是抽油桿（或接箍）和油管間的摩擦力將達到很大的數(shù)值。由于摩擦力的作用方向和抽油桿的運動方向相反，所以它對上、下沖程中懸點載荷的影響是不同的。上沖程時，抽油桿柱向上運動，摩擦力的作用方向向下，摩擦力增加了懸點載荷，所以這時懸點載荷等于（2-28）式中——上沖程時所產(chǎn)生的摩擦力。等于下列三項總和：抽油桿和油管間的半干摩擦力；柱塞和泵筒間的半干摩擦力；由于上沖程時游動閥關閉，抽油桿柱和柱塞往上舉油，在油柱和油管間引起的液體摩擦力。下沖程時，抽油桿向下運動，摩擦力作用方向向上，摩擦力減小了懸點載荷，所以這時懸點載荷等于（2-29）式中——下沖程時所產(chǎn)生的摩擦力。等于下列四項總和：抽油桿和油管間半干摩擦力；柱塞和泵筒間的半干摩擦力；抽油桿和油柱間的液體摩擦力；由于下沖程時游動閥打開，油流通過游動閥所產(chǎn)生的液體摩擦力。上面分析表明，摩擦力增加了懸點的最大載荷，減小了懸點的最小載荷，從而加大了載荷的變化幅度與不平衡性，同時也擴大了示功圖面積，這不但給抽油機的工作帶來了很不利的影響，而且使功率消耗大大增加。在新型3型游梁式抽油機設計中，根據(jù)經(jīng)驗公式等于（2-30）式中——泵柱塞直徑，mm；——泵筒和柱塞間的間隙，查表（《采油技術手冊》）得=0.04。2.4.5新型6型游梁式抽油機載荷計算實際工況參數(shù)的提取：m，m，kg/m，kg/m，mm，抽油桿直徑mm油管外徑mm，油管內(nèi)徑mm。懸點上沖程時，參照式（2-12）、式（2-21）和式（2-30），懸點載荷等于（2-31）懸點下沖程時，參照式（2-13）、式（2-23）和式（2-30），懸點載荷等于（2-32）新型6型游梁式抽油機有效沖程長度的計算：m上沖程靜載荷：2.下沖程靜載荷：=15.2 kN3.懸點的最大、最小載荷：=25.63kN=16.44kN考慮上述影響懸點載荷的因素,通過計算得出結論,其中最大載荷畫出游梁隨動型抽油機的靜力示功圖（圖2-9）圖2.9靜力示功圖考慮上述影響懸點載荷的因素，通過計算編程得出結論，并作出新型6型梁式抽油機的動力示功圖（2.9），其中最大載荷2.56型游梁隨動平衡抽油機減速箱及曲柄扭矩計算抽油機工作時，由于懸點載荷、驢頭自重、及前、后游梁自重在曲柄軸（減速箱輸出軸）上造成的扭矩與電動機輸給曲柄的扭矩相平衡。因此，通過懸點載荷及平衡來計算曲柄軸扭矩，不僅可以檢查減速箱是否在超扭矩條件下工作，而且可以用來檢查和計算電動機功率及功率利用情況。一定型號的抽油機所配減速箱都有允許的最大扭矩。在一定條件下，它既限制著油井生產(chǎn)時所采用的最大抽油參數(shù)，同時又限制著為了保證大參數(shù)生產(chǎn)所需要的電動機功率。例如，對于6型抽油機，一般選用的電動機功率最大不要超過30～45kW，否組則會出現(xiàn)兩種情況：一是電動機過大，而功率利用不充分（電動機效率和功率因素都低）；或者電動機在滿載條件下工作，但抽油機必然在超載荷或超扭矩的條件下工作。下面討論6型游梁隨動抽油機減速箱曲柄軸扭矩的大小和變化規(guī)律。6型游梁隨動型抽油機采用游梁平衡，受力分析如圖2.10所示。計算時采用如下符號——懸點載荷，N；——曲柄所受的力，N； ——減速箱曲柄軸輸出扭矩，沿曲柄旋轉方向為正值，N·m； ——曲柄平衡塊重量，N；——游梁隨動平衡重重量，N；PL ——連桿受到的拉力，N。Kc ——游梁平衡重重心到游梁旋轉中心的中離，m；除隨動塊的運動分析其他與普通抽油機相同,利用幾何關系得出隨動重塊運動方程。6型游梁隨動型抽油機可參考常規(guī)抽油機的力學模型。圖2.10抽油機受力示意圖首先為了便于分析，將平衡塊的重量Q曲及曲柄自重折算到曲柄銷處，這種折算保證了前后對曲柄旋轉中心的力距不變，折算后的等效載荷用Qe來表示。首先取連桿為研究對象，通過對游梁旋轉中心取力距然后對應到連桿方向可得懸點對連桿的力游梁隨動平衡連桿隨動平衡塊對曲柄軸的扭矩曲柄重對曲柄軸的扭矩隨動塊對曲柄的扭矩其中平衡塊的力臂Kc是一個變量（通過附加連桿和游梁之間的幾何關系可得）見程序。通過程序調試可求。2.6新型6型抽油機減速箱的選擇及電動機功率的計算方法游梁式抽油機傳動裝置的作用是實現(xiàn)從電動機到曲柄的動力傳遞和減速，采用V帶傳動、齒輪傳動及鏈傳動等，其組合形式有如下三種：V帶傳動加齒輪減速器；V帶傳動加鏈條減速器；全V帶傳動。目前最常用的是第一種組合型式。8型游梁隨動抽油機的減速箱采用兩級雙圓弧人字齒輪分流式傳動。雙圓弧齒輪形式的減速器在傳動的過程中工作比較平穩(wěn)，比較適合抽油機這種常年在液外作業(yè)、工作條件較為艱苦的機械傳動；人字齒輪沒有了中間的推刀槽，使減速器緊湊，攜油潤滑效果較好。這樣能給油田系統(tǒng)能加很多經(jīng)濟效益；分流式使齒輪軸受力均勻，尤其使用于抽油機這種載荷變動比較大的機械上。查《采油設計手冊》第四卷可得出抽油機的具體型號為CYJ6-2.5-26HB,對應的減速器型號JLH-750。根據(jù)相應的數(shù)據(jù)得出如圖2.11所示的曲柄隨轉角變化的扭矩圖。-15000-15000-10000-500005000100001500020000250001265176101126151176201226251276301326351圖2.11減速箱曲柄扭矩隨曲柄轉角的變化曲線2.6.2電機的選擇雖然國外有些油田用天然氣發(fā)動機作抽油機動力，但大多數(shù)抽油機則以電動機作為動力。因此，在抽油井較多的油田上，用于抽油的電能消耗量很大。抽油裝置電動機的選擇，一方面關系到電能的利用效率；另一方面將關系到能否發(fā)揮抽油設備和油層生產(chǎn)能力的問題。游梁式抽油裝置的特點是：（1）負荷是脈動的，而且變化大；（2）啟動困難，要求有大的啟動轉矩；（3）所用電動機功率不太大，一般不超過40kW，小的只有幾千瓦，但總的數(shù)量大；（4）在露天工作，要求電動機維護簡單、工作可靠。所以，抽油機所用電動機都是封閉式鼠籠異步電動機。它的構造簡單、堅固、易維修。八十年代以前國產(chǎn)抽油機所選配的電動機大多數(shù)是或（高啟動轉矩）系列，之后，其替代產(chǎn)品Y系列的三相異步封閉式鼠籠型電動機，是我國研制成功的節(jié)能新型電機，現(xiàn)在已基本上取代了和系列，成為新的基本系列電機。電動機的選擇除了確定適合于抽油機工作的類型之外，還要確定適合各型抽油機工作的電動機的容量（即電動機的額定功率）。利用均方根扭矩選擇新型6型游梁式抽油機電動機的額定功率電動機功率與傳遞到減速箱從動軸上扭矩的關系式為（2-35）式中M——傳至曲柄軸上的扭矩，Nm；N——電動機額定功率，kW；n——曲柄軸轉數(shù)（懸點沖次數(shù)），；——傳動效率，；——皮帶傳動效率，0.92～0.95；——減速箱傳動效率，。由式（2-35）就可得到根據(jù)曲柄軸上的扭矩確定所需要的電動機額定功率的計算公式為：(2-36)由式（2-36）可看出：抽油機工作時，實際在去柄軸上所產(chǎn)生的扭矩和沖數(shù)決定著需要的電動機功率。但是曲柄扭矩在整個工作過程中是變化的，而只在上、下沖程的某一瞬間達到最大值。在變負荷條件下，電動機的選擇就不能根據(jù)瞬時最大扭矩來計算。否則動機在大部分時間不能滿載工作，其效率和功率因素都不高，電動機功率利用就不充分。在變負荷條件下，電動機選擇的一般方法是根據(jù)負載電流或扭矩的變化規(guī)律，按均方根求出等值電流或等值扭矩來計算，則（2-37）式中——需要的電動機功率（即需要選用的電動機額定功率），kWn——沖數(shù)，；——傳動效率，計算得0.85～0.89，取0.87；——曲柄軸上的均方根扭矩,Nm。所謂均方根扭矩，就是用一個不變化的固定扭矩代替變化的實際扭矩。使其電動機的發(fā)熱條件相同，則此固定扭矩即為實際變化扭矩的等值扭矩。計算得到的扭矩曲線或測得的瞬時扭矩來計算：（2-38）式中M——曲柄軸瞬時扭矩（隨曲柄轉角而邊）,Nm；——曲柄轉角計算時取的間隙越小，則計算越準確。取編程計算得到的一組扭矩數(shù)據(jù)根據(jù)式（2-38）計算出=Nm；再利用前面已計算數(shù)據(jù)和已知數(shù)據(jù)，根據(jù)式（2-37）計算出kW。在《機械設計手冊》查得可采用電動機型號為Y225M-8。第3章6型游梁隨動平衡抽油機強度校核抽油機各桿件和各節(jié)點的受力分析是抽油機設計計算的基本任務之一。只有在受力分析的基礎上，才能正確的設計計算零件的尺寸，以保證零件具有足夠的強度和可靠性，下面首先對6型游梁隨動型抽油機的受力進行分析。3.16型游梁隨動平衡抽油機所受外力圖3.1抽油機受力示意圖圖3.1為作用于6型游梁隨動型抽油機的外力，對各力解釋如下：——懸點載荷，N；——隨動平衡重，N；——驢頭自重，N；——游梁隨動平衡重，N。3.26型游梁隨動平衡抽油機零件強度校核游梁式抽油機零件主要包括:連桿、游梁、曲柄銷、游梁尾軸承、游梁支架軸承、支架、減速箱的零件等。游梁式抽油機的支架屬于空間剛架結構，可用結構力學的方法進行內(nèi)力分析和強度計算；在已知各軸承反力以后，軸的強度計算及軸承的使用壽命校核比較容易；減速箱計算工作量比較大，包括齒輪傳動的設計計算，軸的強度計算及軸承的使用壽命等。通過對對曲柄的受力分析及減速箱傳遞扭矩的計算，可確定作用于減速箱有關零件上的外負荷，通過對零件的受力分析便可知道其內(nèi)力，并進行強度計算。下面僅就抽油機連桿、曲柄銷等主要部件的強度計算進行研究。抽油機主要零件都承受交變載荷的作用，因此其強度計算包括靜強度和疲勞強度計算兩個部分。當靜強度計算時，假定抽油泵柱塞瞬時卡住(如在柱塞和泵筒間落入砂粒，即砂卡)而驢頭繼續(xù)工作，那么在懸點處產(chǎn)生的最大載荷有可能超過工作時懸點的最大允許載荷Pmax。短時間作用的懸點最大載荷為式中——懸點短時間作用的最大載荷，即在計算抽油機零件的靜強度時，懸點計算負荷P取為；——考慮到柱塞瞬時卡住時懸點載荷的增加倍數(shù)，=1.5-2.0。當進行疲勞強度計算時，由于決定疲勞強度的不是最大應力的大小，而是應力幅值，故在疲勞強度計算時，懸點計算負荷P不能取為常數(shù)，而必須用懸點示功圖確定懸點瞬時計算負荷P。由于在抽油機使用范圍內(nèi)，不同的下泵深度和不同的抽汲參數(shù)直接影響抽油機懸點負荷大小及示功圖形狀，因此也直接影響抽油機零件的應力狀態(tài)。因此當確定抽油機零件的應力以進行疲勞強度計算時，應該討論在該型抽油機使用范圍內(nèi)的三種下泵深度情況——最小的、最大的和平均的下泵深度。一般可考慮以下兩種抽汲工況：（1）在給定的最小下泵深度條件下，用最大的沖程長度和最大沖程次數(shù)以及盡可能小的泵徑抽汲所需的產(chǎn)量。（2）在給定的最大或平均下泵深度條件下，用最大沖程長度，盡可能小的沖程次數(shù)和泵徑抽汲所需的產(chǎn)量。在利用以上兩種抽汲工況確定懸點示功圖時，還應遵循以下的基本原則：調節(jié)下泵深度及沉沒度等參數(shù)，使抽油機工作時的懸點最大負荷(即示功圖上載荷最大值)達到抽油機懸點的最大允許負荷Pmax。3.2.1連桿強度校核抽油機的連桿比較輕，運動產(chǎn)生的慣性力及慣性力矩較小。如果忽略連桿運動所產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩，連桿上的小的隨動連桿受力較連桿兩端的受力小得多也可以忽略。因此可認為連桿近似為二力桿。連桿力為(1)連桿的靜強度按公式進行校核。

連桿承受拉力，在靜強度計算時，連桿所用材料為20號鋼，其屈服極限。連桿采用無縫鋼管，計算連桿的橫截面積得連桿的工作應力為許用應力為，取安全系數(shù)，所以。由于，故連桿在靜載荷作用下工作安全可靠。(2)連桿的疲勞強度校核。連桿承受的拉力P也是交變載荷，連桿所受的最大載荷，材料被拉伸時的，對20號鋼，，取安全系數(shù)，故強度校核公式為，式中—有效應力集中系數(shù)，取K=1.4—材料的影響系數(shù)，對低合金鋼和碳鋼取=0.2；時的極限應力；代入得由于，故連桿在交變載荷作用下工作安全可靠。3.2.2曲柄銷強度校核曲柄銷是游梁式抽油機的關鍵零件，也是抽油機易損件之一。在抽油機工作過程中，經(jīng)常發(fā)生曲柄銷損壞現(xiàn)象，給油田生產(chǎn)造成很大損失。它的作用是把曲柄和連桿聯(lián)系起來，一方面是起到傳遞動力和運動的作用；另一方面，又使曲柄和連桿之間可以產(chǎn)生相對轉動。曲柄銷是在長期的非對稱循環(huán)交變應力下工作，因此用靜強度計算確定初步尺寸以后，還必須對曲柄銷進行疲勞強度校核。1、曲柄銷在靜載荷作用下的強度校核曲柄銷所選用的材料為30CrMo合金鋼，危險截面的直徑=80mm，作用在曲柄銷上的最大工作載荷，最大彎矩為：