游梁式抽油機連桿機構尺度優(yōu)化及結構設計

1、1 緒論1.1 研究意義游梁式抽油機是國內外石油工業(yè)的傳統(tǒng)采油方式之一，在我國石油開采中有桿抽油系統(tǒng)一直占主導地位。在我國各油田中，大約80%以上的油井采用有桿抽油系統(tǒng)。游梁式抽油機以其結構簡單、制造容易、可靠性高、耐久性好、維修方便、適應現(xiàn)場工況等優(yōu)點，在采油機械中占有舉足輕重的地位。但游梁式抽油機也存在很多缺點，如系統(tǒng)的效率低、能耗大、抽油時間以及平衡性能差等。其中，游梁式抽油機的主要問題是能耗大，效率低。我國油田在用的常規(guī)型游梁式抽油機系統(tǒng)效率較低，其平均系統(tǒng)效率僅有16%23%。因此，有桿抽油系統(tǒng)的節(jié)能問題已成為國內外研究者關注的熱點和重點，油田推廣應用各種節(jié)能型抽油機、電機及電控箱，

2、雖然這些節(jié)能產品的使用提高了抽油機井系統(tǒng)效率，但也隨之產生一些問題，如它們能否組合使用,組合使用后的節(jié)能效果是否是單個節(jié)能產品節(jié)能效果的算術疊加等。因此，研究游梁式抽油機連桿機構尺度優(yōu)化及結構設計問題具有非常重要的經(jīng)濟效益和社會意義。游梁式抽油機是一種變形的四桿機構，它是以游梁支點和曲軸中心連線做固定桿，以曲柄、連桿和游梁后臂為3個活動件的曲柄連桿機構，該連桿機構各桿件尺寸的不同組合將會直接影響抽油機的動力性能，我們將就此連桿機構的尺度綜合問題展開談論，在其他設計參數(shù)一定的情況下，通過優(yōu)選桿長組合來討論抽油機的重要質量指標懸點加速度的變化情況，從而進一步判斷抽油機的性能優(yōu)劣。1.2 國內外抽油

3、機現(xiàn)狀、發(fā)展方向及節(jié)能技術1.2.1 抽油機主要存在的問題 游梁式抽油機有桿抽油泵系統(tǒng)的總效率在國內一般地區(qū)評價只有12%到23%。先進地區(qū)至今不到30%。美國的常規(guī)抽油機系統(tǒng)效率較高，但也僅有46%。系統(tǒng)效率低下，能耗大，耗電就多，以此，節(jié)能成為有桿抽油系統(tǒng)的一個急需解決的問題。此外，隨著老油田油井的注水開發(fā)，油田已經(jīng)開始進入高含水采油期。不斷提高產液量，以液保油，這是注水開采油田保證原油穩(wěn)產的必要趨勢。這種開采特點要求抽油機的沖程越長越好，使得在役的常規(guī)型游梁式抽油機型偏小，在一定程度上已經(jīng)不能滿足長沖程、低沖次生產的要求。系統(tǒng)效率低的原因究其原因，有桿抽油系統(tǒng)由電機地面?zhèn)鲃釉O備及井下抽油

4、設備組成，系統(tǒng)效率是各部分效率的連乘積，任何一環(huán)的效率低，都會失蹤效率變低，因此要提高抽油機系統(tǒng)效率的總效率實現(xiàn)節(jié)能是一個復雜的系統(tǒng)工程問題。能耗大的主要原因由于在同一工況、井況和同一時刻下，井下的能耗因地面游梁機型不同而會發(fā)生充滿度、光桿功率的變化。致使抽油機能耗大的主要原因有：（1）抽油機的負荷特性與異步電動機的轉矩特性不匹配，甚至出現(xiàn)“發(fā)動機”工況，出現(xiàn)二次能量轉化。一般電動機的負載率過低，約為30%。致使電動機以較低的效率運行。電動機在一個沖程中的某個時段下落的抽油桿返鄉(xiāng)拖動，運行于再生發(fā)電狀態(tài)，抽油桿下落鎖釋放的機械能有部分轉變成了電能回饋電網(wǎng)，但鎖回饋的電能不能全部被電網(wǎng)吸收，引起

5、附加能量損失，同時負扭矩的存在使減速器的齒輪經(jīng)常收反向載荷，產生背向沖擊，降低了抽油機的使用壽命。（2）常規(guī)抽油機的扭矩因數(shù)大，載荷波動系數(shù)CLF也大，故均方根扭矩大，能耗增加。（3）常規(guī)抽油機運行的懸點加速度，速度最大值過大，影響懸點載荷，動載荷增大。采用對稱循環(huán)工作制使充滿度下降，影響產量，泵效率降低，能耗也增大。1.2.2 抽油機的發(fā)展方向抽油機的發(fā)展趨勢主要朝著以下幾個方向：（1）朝著大型化方向發(fā)展隨著世界油氣資源的不斷開發(fā)，開采油層深度逐年增加，石油含水量也不斷增加，采用大泵提液采油工藝和開采稠油等，采用大型抽油機。所以，近年來國外出現(xiàn)了許多大載荷抽油機。例如前置式氣平衡抽油機最大載

6、荷213kN、氣囊平衡抽油機最大載荷227kN等，將來會有更大載荷抽油機出現(xiàn)。采用長沖程抽油方式，抽油效率高、抽油機壽命長、動載小、排量穩(wěn)定，具有較好的經(jīng)濟效益。如法國Mape公式抽油機最大沖程10m，WGCO公司抽油機最大沖程24.38m。（2）朝著低能耗方向發(fā)展為了減少能耗，提高經(jīng)濟效益，近年來研制與應用了許多節(jié)能型抽油機。如異相型抽油機、雙驢頭抽油機、擺桿抽油機、漸開線抽油機、摩擦換向抽油機、液壓抽油機及各種節(jié)能裝置和控制裝置。（3）朝著高適應性方向發(fā)展現(xiàn)在抽油機應具備較高的適應性，以便擴寬使用范圍。例如適應各種自然地理和地質結構條件抽油的需要；適應各種成分石油抽取的需要；適應各種類型油

7、井抽取的需要；適應深井抽取的需要；適應長沖程的需要；適應節(jié)電的需要；適應精確平衡的需要；適應無電源和間歇抽取的需要；適應優(yōu)化抽油的需要等。（4）朝著長沖程無游梁抽油機方向發(fā)展近年來國內、外研制與應用了多種類型的長沖程抽油機，其中包括增大沖程游梁抽油機，增大沖程無游梁抽油機和長沖程無游梁抽油機。實踐與理論表明，增大沖程無游梁抽油機是增大沖程抽油機的發(fā)展方向，長沖程無游梁抽油機是長沖程抽油機的發(fā)展方向。（5）朝著自動化和智能化方向發(fā)展近年來，抽油機技術發(fā)展的顯著標志是自動化和智能化。BVKER提升系統(tǒng)公司、DELTA-X公司、APS公司等研制了自動化抽油機，具有保護和報警功能，實時測得油井運動參數(shù)

8、及時顯示與記錄，并通過進行綜合計算分析，推得出最優(yōu)工況參數(shù)，進一步指導抽油機在最優(yōu)工況抽油。NSCO公司智能抽油機采用微處理機和自適應電子控制器進行控制與檢測，具有抽油效率高、節(jié)電、功能多、安全可能、經(jīng)濟性好、適應性強等優(yōu)點。總而言之，抽油機將朝著節(jié)能降耗并具有自動化、智能化、長沖程、大載荷、精確平衡等方向發(fā)展。1.2.3 抽油機節(jié)能技術及發(fā)展情況抽油機節(jié)能技術目前主要從以下幾個方面進行研究：（1）采用節(jié)能驅動設備這種方法是從研究電機的特性入手，研究開發(fā)新型的電動機，使之與采油井井況相匹配，進而達到提高電動機的效率和功率因數(shù)的母的，即采用高轉差率電動機（轉差率8%13%）和超高轉差率電動機代替

9、常規(guī)轉差率電動機（轉差率小于5%）。美國Baldor電器公司生產的高轉差率電動機驅動抽油機可提高功率因數(shù)74%，節(jié)電22.7%；在國內，超高轉差率電動機有功節(jié)電率為10.56%，綜合節(jié)電率為17.42%；還有采用同步電機、變頻器等，但因造價高，難以推廣；另外，還有采用節(jié)能配電箱來實現(xiàn)節(jié)電的。（2）采用節(jié)能控制裝置如DSC系列抽油機多功能程控裝置、間抽定時控制裝置。（3）采用節(jié)能元部件如窄V型帶帶傳動和同步帶傳動等。（4）改進平衡方式如采用氣動平衡或天平平衡等。（5）改進“三抽”系統(tǒng)部件有采用抽油機導向器、空心抽油機、減振式懸繩器等部件，都可提高三抽系統(tǒng)的工作效率，達到節(jié)能的目的。（6）采用高效

10、節(jié)能泵提高泵效，即降低了百米噸豪，實現(xiàn)節(jié)能。 總之，近年來抽油機節(jié)能技術的研究已成為科技攻關的方向。以上七種方法都已經(jīng)取得了顯著的節(jié)能效果，有的在原有抽油機的基礎上加以改造，簡單易行，改造費用低，但是不能從根本上解決抽油機的工作工況，使之與電動機的工作特性相匹配；有的改變了電動機的工作特性，使之與抽油機的工作工況相匹配，提高了電動機的工作效率和功率因數(shù)，達到節(jié)能的目的，但是改造費用太高，不利于大范圍的推廣。1.3 本文研究內容及方法步驟本論文設計需要解決的重點問題就是如何對游梁式抽油機連桿機構進行尺度優(yōu)化設計，使整個抽油機的結構合理，并能夠相應地降低能耗。主要內容包括：（1）認真查閱、收集資料

11、，深刻理解論文所要設計的內容，在此基礎上完成開題報告；（2）分析目前常規(guī)游梁式抽油機的缺點，提出連桿機構尺度優(yōu)化方案。建立尺度綜合優(yōu)選數(shù)學模型，并給出求解算法；（3）根據(jù)提供的原始數(shù)據(jù)和尺度優(yōu)化結果，對常規(guī)游梁式抽油機運動學及動力學進行分析，得到懸點速度、加速度的公式，計算抽油機懸點動載荷，根據(jù)研究結果說明該方法的優(yōu)越性；（4）設計該抽油機的機械結構，對主要零部件的性能進行校核；（5）畫出裝配圖及零件圖，設計圖紙量不得少于3張0號圖；（6）按照畢業(yè)設計規(guī)范，完成設計說明書（論文）的撰寫工作，要求設計說明書總量大于2萬字，并用計算機打??；（7）完成外文資料翻譯，要求不少于15000個印刷符號。本

12、次設計為游梁式抽油機連桿機構尺度優(yōu)化及結構設計，設計的步驟方法如下：（1）認真查閱、收集資料，做到深刻的理解本次論文所要設計的內容；（2）首先了解游梁式抽油機的工作原理、結構特點，分析目前常規(guī)游梁式抽油機的缺點，提出連桿機構尺度優(yōu)化方案。建立尺度綜合優(yōu)選數(shù)學模型，并給出求解算法；（3）根據(jù)提供的原始數(shù)據(jù)和尺度優(yōu)化結果，通過復合平衡式抽油機傳動原理的分析，推導懸點速度、加速度等參數(shù)和抽油機其它參數(shù)的運動學方程；（4）確定懸點的動載荷、靜載荷，減速箱曲柄軸扭矩的計算；（5）對抽油機的機械結構，對主要零部件的性能進行校核；（6）對抽油機連桿機構尺度優(yōu)化設計；（7）對游梁式抽油機結構設計；（8）對抽油

13、機零部件進行結構設計；（9）繪制游梁式抽油機連桿機構尺度優(yōu)化及結構設計的裝配圖；（10）繪制主要零部件的零件圖。 游梁式抽油機工作原理及運動學分析游梁式抽油機的優(yōu)化設計是一種以常規(guī)型游梁式抽油機為基礎模型，對其連桿機構尺度進優(yōu)化，使以此設計的抽油機運功更加平穩(wěn)，并具有一定的節(jié)能效果。因此，先介紹常規(guī)型游梁抽油機的工作原理及結構特點和其存在的問題，然后對常規(guī)型游梁式抽油機進行運動學分析。2.1 常規(guī)型游梁式抽油機工作原理及結構特點 圖2-1 常規(guī)游梁式抽油機結構圖1-底座；2-支架；3-懸繩器；4-驢頭；5-游梁；6-橫梁抽承座；7-橫梁；8-連桿；9-曲柄銷裝置；10-曲柄裝置；11-減速器；

14、12-剎車保險裝置；13-剎車裝置；14-電動機；15-配電箱。常規(guī)型游梁式抽油機由底座、支架、懸繩器、驢頭、游梁、橫梁軸承座、橫梁、連桿、曲柄銷裝置、曲柄裝置、減速器、剎車保險裝置、剎車裝置、電動機、配電箱組成。抽油機工作時，電動機（14）轉速通過三角皮帶帶動減速箱(11)減速后，由四連桿機構(曲柄(10)、連桿(8)、橫梁(7)、游梁(5)把減速箱輸出軸的旋轉運動變?yōu)橛瘟后H頭(4)的往復運動。用驢頭(4)帶動抽油桿做上下往復的直線運動。通過抽油桿再將這個運動傳給井下抽油泵的柱塞。在抽油泵泵筒的下部裝有固定閥(吸入閥)，而在柱塞上裝有游動閥(排出閥)，當抽油桿向上運動，柱塞做上沖程時，固定閥

15、打開，泵從井中吸入原油。同時，由于游動閥關閉，柱塞將上面的油管中的原油上舉到井口，這就是抽油泵的吸入過程。當抽油桿向下運動，柱塞做下沖程時，固定閥關閉而游動閥打開，柱塞下面的油通過游動閥排到它的上面。這就是抽油泵的排出過程。其結構簡圖如圖2-1。常規(guī)型游梁式抽油機結構特點：支架支撐在游梁中部，曲柄連桿機構和減速器位于支架的后面；曲柄軸中心基本位于游梁尾軸承的正下方。這樣，工作時上下沖程的時間（或曲柄轉角）相等。2.2 常規(guī)型游梁式抽油機存在的問題能耗大、效率低是抽油機系統(tǒng)存在的主要問題。由于在同一種工況、井況和同一時刻下，井下的能耗因地面游梁機型不同會發(fā)生差異。如示功圖會有所改變，表明泵的充滿

16、度、光桿功率的變化。致使抽油機能耗的主要原因有： 抽油機的負荷特性與異步電動機的硬的轉矩特性不像匹配，甚至出現(xiàn)“發(fā)電機”工況，出現(xiàn)二次能量轉化。一般電動機的負載率過低，約為30%致使電動機以低效率運行。 電動機在一個沖程中的某個時段下落的抽油桿反向拖動，運行于再生發(fā)電狀態(tài)，抽油桿下落所釋放的機械能有部分轉變成電能回饋電網(wǎng)，但所回饋的電能不能全部被電網(wǎng)吸收，引起附加能量損失，同時負扭矩的存在使減速器的齒輪經(jīng)常反向載荷，產生背向沖擊，降低了抽油機的使用壽命。 常規(guī)抽油機的扭矩因數(shù)大，載荷波動系數(shù)CLF亦大，故均方根扭矩大，能耗增加。 常規(guī)抽油機運行的懸點加速度、速度的最大值過大，影響懸點載荷，動載

17、增大。采用對稱循環(huán)工作制度使泵充滿度下降，影響產量。泵效率降低，能耗亦增大。系統(tǒng)總效率是系統(tǒng)在地面和井下近十個組成部分的分效率和相關反饋系數(shù)的乘積，任何一環(huán)的分效率較低都會造成總效率變低。在相同井況下，井下的損耗因地面抽油機型不同所產生的差異不會很大，因此提高抽油機的效率是解決抽油機系統(tǒng)效率低下的關鍵。常規(guī)型游梁式抽油機主要有以下不足：（1）抽油機在運行中傳動角波動較大，無法保證各位置的傳動角均接近90，造成曲柄軸受力很大且不均勻。（2）懸點載荷造成的曲柄軸扭矩峰值較大，且為非正弦規(guī)律，而曲柄軸平衡力矩是以正弦規(guī)律變化的，故二者無法相抵，造成曲柄軸上凈扭矩峰值較大，波動劇烈，甚至出現(xiàn)負扭矩。（

18、3）從能耗的角度來說凈扭矩波動大，必然加大輸入功率，增大能耗。（4）從裝機功率來說，由于扭矩峰值高，為了保證抽油機的正常運轉，勢必要選用較大功率的電機及大扭矩的減速器，這就是“大馬拉小車”現(xiàn)象。產生上述問題的原因有以下幾個方面: （1）常規(guī)型游梁式抽油機的懸點載荷狀況是影響其能耗的主要因素。懸點載荷特性與所用普通電動機的轉矩特性不相匹配，致使電機以較低的效率運行。（2）常規(guī)型游梁式抽油機的結構特點和抽油泵工作的特點，形成了抽油機特有的載荷特性:帶有沖擊的周期性交變載荷。抽油機運行一個周期包括兩個過程，上沖程和下沖程。上沖程時，懸點要提升沉重的抽油桿和油液柱需要減速器傳遞很大的正向轉矩，下沖程時

19、，輸出軸被懸點載荷(抽油桿自重)正向拖動，使主動軸反向做功，減速器要傳遞較大的反向轉矩。（3）電機在一個沖程中的某些時段被下落的抽油桿反向拖動，運行于再生發(fā)電狀態(tài)，抽油桿下落所釋放的機械能有部分轉變成了電能回饋電網(wǎng)，但所回饋的電能不能全部被電網(wǎng)吸收，引起附加能量損失。2.3 常規(guī)型游梁式抽油機運動學分析 游梁式抽油機運動分析的主要任務是：求出驢頭懸點的位移、速度和加速度隨時間變化的規(guī)律，以便為載荷分析和扭矩計算提供運動學數(shù)據(jù)。在曲柄角速度等于常數(shù)的情況下，問題也就歸結為求解懸點位移速度和加速度隨曲柄轉角的變化規(guī)律。2.3.1 常規(guī)型游梁式抽油機的幾何關系分析圖2-2 常規(guī)型游梁式抽油機運動簡圖

20、基本參數(shù)及意義表示如下：A游梁前臂長度，mm；C游梁后臂長度，mm；P連桿長度，mm；R曲柄半徑，mm；I游梁支承中心到減速器輸出軸中心的水平距離，mm；H游梁支承中心到底座底部的高度，mm；G減速器輸出軸到底座底部的高度，mm；H-G曲柄回轉中心至中心軸承的垂直距離，mm；C與K的夾角；S抽油機的沖程；n抽油機的沖次；P額定懸點載荷； K極距，即游梁支承中心到減速器輸出軸中心的距離，mm；J曲柄銷中心到游梁支承中心之間的距離,mm；曲柄轉角，以曲柄半徑R處于12點鐘位置作為零度，沿曲柄旋轉方向度量；零度線與K的夾角，由零度線到K沿曲柄旋轉方向度量；C與P的夾角，稱傳動角；xC與J的夾角；K與

21、J的夾角；K與R的夾角；P與R的夾角。由圖可知： （2-1）式中正負號取決于曲柄旋轉方向，曲柄旋轉方向的判斷為：面向抽油機，井口在右側，順時針旋轉為“+”，逆時針旋轉為“-”。 （2-2） （2-3） （2-4） （2-5） （2-6） （2-7） （2-8） （2-9） （2-10）在有“”式中，“+”用于曲柄順時針旋轉，“-”用于曲柄逆時針旋轉。2.3.2 懸點的位移根據(jù)以上幾何關系分析結果，對常規(guī)游梁式抽油機的運動學特性進行分析，推導相應公式，得到懸點位移、速度、加速度。本文以常規(guī)型游梁抽油機CYJ5-2.5-26HB為例進行研究，并對此抽油機的運動學關系進行計算編程，畫出相應的曲線圖。

22、圖2-2 懸點位移曲線圖以懸點處于最低位置（下死點）為計算位移的起點。游梁擺動的角位移為，最大角位移為。根據(jù)抽油機四桿結構的幾何關系： （2-11） （2-12）懸點位移 （2-13）懸點最大位移 （2-14）在抽油機的設計和使用中，常用的是與的比值，稱為位置因素，表示為： （2-15）顯然，。當懸點位于下死點時，=0；懸點位于上死點時，=1。其懸點位移的計算結果詳見表2-1，得到位移圖像如圖2-2： （a）驢頭 （b）連桿（c）減速器、電機及剎車裝置 （d）支架圖3-4 游梁式抽油機主要部件視圖4 游梁式抽油機的動力學分析4.1 游梁式抽油機懸點載荷分析圖4-1 游梁式抽油機結構簡圖懸點載荷

23、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，抽油機懸點上作用下列六項載荷：1.抽油桿自重，表示(它在油中用表示)，作用方向向下。2.油管內柱塞上的油柱重(即柱塞面積減去抽油桿面積的油柱重)，用表示，作用方向向下。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生的慣性載荷，相應的用和表示。它們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.油桿和油柱運動所產生的振動載荷，用表示，其大小和方向都是變化的。6.柱塞與泵筒間、抽油桿和油管的半干摩擦力，抽油桿柱與油柱間、油柱與油管間以及油

24、流通過抽油泵游動閥的液體摩擦力、和的作用方向與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、游動閥打開時產生，所以它的作用方向只向上。上述前三項載荷和抽油桿的運動無關，稱為靜載荷；4、5兩項載荷與抽油桿的運動有關，稱為動載荷；第6項載荷也與抽油桿的運動有關，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，一般可以不計。為了敘述簡單，先從靜載荷入手。抽油桿在空氣中的重量為 （4-1）油管內、柱塞上的油柱重為 （4-2）抽油桿在油中的重量為 （4-3）油井中動液面以上斷面積等于柱塞面積的油柱的重量為 （4-4）式中： 為抽油桿材料的密度，

25、；為抽汲液體的密度，；為抽油桿材料的重度，；為抽汲液體的重度，；F為泵柱塞的面積，；為抽油桿截面積，；L為抽油機長度或下泵深度，m。4.1.1 懸點靜載荷的大小和變化規(guī)律分別對上沖程、下沖程、上死點、下死點四種情況進行分析，見圖4-2、圖4-3。圖4-2 懸點載荷作用圖 圖4-3 抽油桿柱和油管柱變形過程（2）上沖程當懸點從下死點向上移動時，如圖4-2a所示，游動閥在柱塞上部油柱的壓力作用下關閉，而固定閥在柱塞下面泵筒內、外壓差的作用下打開。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向下。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生向上的壓力。

26、因此，上沖程時懸點的靜載荷為 + （4-5）（2）下沖程當懸點載荷由上死點向下移動時，如圖4-2b所示，游動閥在上、下壓力差作用下打開，而固定閥在泵筒內、外壓力差作用下關閉。游動閥打開，使懸點只承受抽油桿柱在液面中的重量，固定閥關閉，使油柱重量轉移到固定閥和油管上。因此，下沖程時懸點的靜載荷為= （4-6）（3）下死點對抽油桿來說，上死點懸點載荷瞬時發(fā)生變化，由下沖程的變到上沖程的，增加了其大小為，載荷增加使油桿伸長，伸長的大小為 （4-7）式中：E為鋼材的彈性模數(shù)， 。在伸長變形完成以后，載荷才全部加在抽油桿或懸點上。實際上，在抽油桿柱受載伸長的過程中，已經(jīng)進入上沖程階段。當懸點向上走了距離

27、時，由于同時產生的抽油桿柱伸長的結果，使柱塞還停留在原來的位置，即柱塞相對泵筒沒有運動，因而不抽油，如上圖4-3c所示。對油管柱來說，下沖程時，由于游動閥打開和固定閥關閉，整個油柱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的作用了。因此，在抽油柱加載的同時，油管柱卸載。卸載引起油管柱的縮短，直到縮短變形完畢以后，油管柱的載荷才全部卸掉。油管柱縮短的大小為 （4-8）式中：為油管管壁的斷面積，。這樣一來，雖然懸點帶著柱塞向上移動，但是由于油管柱的縮短，使油管柱的下端也跟著柱塞向上移動，柱塞相對泵筒沒有運動，還不能抽油，如圖4-3d所示。一直到懸點經(jīng)過一段距離以后，柱塞才開始抽油。懸點從

28、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比S小，故 （4-9）而靜變形為 （4-10）式中：稱為變形分配系數(shù)，一般可取0.60.9。（4）上死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，減小了油柱重，抽油桿因而縮短了。因此，當懸點向下走了時，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，在懸點再走完以前，柱塞和泵筒還不能產生相對運動，也不會排油。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小

29、了一個同樣的靜變形值。圖4-4 靜力示功圖上、下沖程中懸點載荷隨懸點位移的變化規(guī)律用圖4-4來表示，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線相當于柱塞與泵筒沒有發(fā)生相對運動時懸點上行的距離，即EB=。當全部載荷都作用到懸點以后，靜載荷就不再變化而成水平線BC，到達上死點C為止。CD段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A。4.1.2 基本參數(shù)的擬定計算現(xiàn)根據(jù)實際情況：下泵深度L（泵掛）為900m，動液面850m（沉沒度為50m），泵徑32mm，抽油桿直徑19mm，取，根據(jù)前面分析計算可得：1

30、. 上沖程 2. 下沖程 3. 下死點4. 上死點m5. 懸點最大沖程長度根據(jù)設計抽油機的情況，本機型的最大沖程長度設計為1.5m。6. 抽油泵柱塞的有效沖程長度 m7. 懸點最大沖程次數(shù)根據(jù)設計抽油機的情況，本機型的最大沖程次數(shù)設計為6。4.1.3 懸點動載荷的大小和變化規(guī)律在井較深，抽油機沖次較大的情況下，必須考慮動載荷的影響。動載荷由慣性載荷和振動載荷兩部分組成，下面將分別介紹。（1）慣性載荷慣性載荷是由抽油桿柱的慣性載荷和油柱的慣性載荷這兩部分組成的，分別用和表示。如果略去抽油桿柱和油柱的彈性影響，可以認為，抽油桿柱以及油柱的運動規(guī)律與懸點的完全一致。所以和的大小與懸點加速度大小成正比

31、，而作用方向與后者相反。 （4-11） （4-12） （4-13）式中：為考慮油管過流斷面擴大引起油柱加速度降低的系數(shù)；為懸點加速度，； 為油管過流斷面的面積，見表4-1。表4-1 油管過流斷面面積和橫截面積值油管直徑，油管過流斷面面積，油管管壁截面積，40.312.85.850.319.98.762.030.211.775.945.216.888.661.619.5100.379.024.0（2）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為 （4-14）式中：m為油柱慣性載荷對抽油桿柱慣性載荷的比值。利用式（4-14）可得 （4-15）（3）下沖程時，柱塞（或抽油桿）不帶油

32、柱運動，所以下沖程的慣性載荷為 （4-16）如上所述，慣性載荷大小的變化規(guī)律與懸點加速度的變化規(guī)律相類似，但是方向與后者相反。也就是說，在上沖程前半段，加速度向上，這時懸點的總載荷應該等于靜載荷減去慣性載荷。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）變成扭曲的四邊形，這種示功圖稱為動力示功圖，見圖4-5。圖4-5 功力示功圖（4）振動載荷抽油桿柱又細又長，彈性很大，像一根長彈簧，在長彈簧的下端突然加一重物或突然拿走一個重物，都會產生振動，抽油桿柱也一樣。當懸點開始向上運動時，在抽油桿柱和油管柱靜變形期內，油柱重量逐漸加到柱塞和抽油桿柱上，這是柱塞和泵

33、筒沒有相對移動，所以抽油桿柱不會產生振動。而當靜變形結束的一瞬間，懸點以一定的速度向上運動，這時，抽油桿柱和柱塞突然帶動油柱向上運動，抽油桿柱就會產生一次振動。當懸點開始向下運動時，在靜變形結束的一瞬間，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，懸點上下循環(huán)一次，發(fā)生兩次振動。由于井下存在各種阻力，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，即強迫振動頻率與抽油桿柱彈性系統(tǒng)的自振頻率相同或成整倍數(shù)時，就會產生共振現(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)象的發(fā)生，必須正確的選擇懸點的沖程S和沖次n。由于振動載荷很復雜，到目前為止還沒有較準確的經(jīng)驗公

34、式供參考，因此本論文中略去了振動載荷的影響，動載荷只考慮了慣性載荷。（5）摩擦力對懸點載荷的影響懸點載荷中摩擦力有兩部分組成：一部分是抽油桿(或接箍)和油管間、柱塞和泵筒間的半干摩擦力；另一部分是抽油桿柱和油柱間、油柱和油管間以及油流過泵游動閥的液體摩擦力。實驗證明：半干摩擦力不隨抽汲速度，即乘積Sn而變，因而它在泵的工作循環(huán)內是不變的。而液體摩擦力不僅隨抽汲速度變化，而且隨原油的粘度等因素變化。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和油管間的

35、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：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。也就是說，摩擦力增大了懸點的最大載荷，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的面積，這不僅給抽油機的工作帶來了不利的影響，而且使功率消耗增加。5 游梁式抽油機的主要零部件設計隨動復合游梁平衡抽油機主要零部件的設計包括減速器的選擇、電動機選擇、V 帶的選擇與設計、游梁設計與校核、中央軸承選擇與校核、曲柄銷校核和

36、其他主要零部件的設計。在進行主要零部件的設計前，須對隨動復合游梁平衡抽油機進行受力分析。5.1 游梁式抽油機受力分析圖5-1 游梁式抽油機游梁平衡受力示意圖游梁式抽油機游梁平衡受力示意圖如圖5-1。設連桿受力為 （5-1）設支架與游梁聯(lián)接處受力為、 （5-2） （5-3）設曲柄銷受力為，沿曲柄方向受力為，垂直曲柄方向為 （5-4） （5-5） （5-6）式中：為連桿（P）與曲柄（R）的夾角（1）最大連桿力最大連桿力是對連桿進行強度校核或穩(wěn)定校核的依據(jù)。但已知懸點的變化規(guī)律以后，可以利用公式（5-1）求出連桿力的變化規(guī)律，并確定一轉中的最大連桿力。由于設計中在計算連桿力上存在許多變量，如結構不平

37、衡B等等，并且懸點載荷的變化規(guī)律隨油井工況而變，究竟何種工況對連桿最不利，難以確定。實際上，最大懸點載荷在上沖程的任何時候都肯能發(fā)生。在求取作為設計依據(jù)用的時，由參考文獻16可知：對于游梁式抽油機 （5-7）式中：為上沖程中的偏離最遠的角（連桿與游梁的夾角）對于常規(guī)型游梁式抽油機，當曲柄逆時針旋轉，K與R成一條直線時，角偏離最遠。 （5-8）根據(jù)已知情況，可以計算，則5.2 減速器的選擇5.2.1 減速器曲柄軸的最大允許扭矩的計算及減速器的選定曲柄軸的最大允許扭矩與懸點載荷、懸點最大沖程長度以及懸點的最大沖程次數(shù)有著一定的關系。特別是和懸點最大沖程長度成正比。懸點沖程長度越大，曲柄軸上的最大允

38、許扭矩就越大。曲柄軸的最大允許扭矩也確定了減速箱的尺寸和重量。根據(jù)減速器曲柄軸的最大允許扭矩，抽油機可分為：小扭矩：中等扭矩：大扭矩：超大扭矩：本設計中采用勒瑪柴諾夫經(jīng)驗公式計算減速器曲柄軸上的最大允許扭矩。在分析抽油機使用的大量統(tǒng)計資料的基礎上得知：絕大數(shù)情況下，減速器曲柄軸的最大扭矩值和懸點的峰值載荷是同時產生的，因此得出下列經(jīng)驗公式： （5-9）得式中：S為懸點沖程長度，m； 為曲柄最大扭矩，； 為懸點的最大載荷，N； 為懸點的最小載荷，N。根據(jù)減速器曲柄軸最大扭矩，選玉門石油管理局機器廠生產的雙圓弧齒輪減速器，查采油技術手冊可知基本參數(shù)如下：型號：JLH-500 額定扭矩：6.5 大皮

39、帶輪直徑：650mm中心距：600mm 總傳動比：31.73 質量：795kg齒數(shù)：18 ：102 : 20 :112模數(shù)：3.0 ：3.0 : 4.0 : 4.05.2.2 減速器的潤滑與密封由于所選擇的減速器用于抽油機系統(tǒng)中，其工作條件惡劣，并且，減速器報廢的十分之一是由于潤滑和冷卻不良造成的，有別于一般的減速器的應用。所以，在此，將該抽油機中減速器的潤滑及密封簡要敘述一下。（1）潤滑方式抽油機齒輪減速器在重載，低速條件下運轉，從動齒輪的圓周速度小于3m/s，常采用浸油方式。通常只將減速器的低速齒輪，即大齒輪浸入油池。油池應具有足夠的容積，以保證減速器機殼的散熱。為使磨損屑沉淀在油池底部，

40、不至于因齒輪轉動而被帶起來，低速級大齒輪下緣至池底的距離不應小于3050mm。此外，為減少攪動時潤滑油起泡沫的現(xiàn)象，每級齒輪也可以采用單獨的油池。減速器中的滾動軸承潤滑不良時，將造成軸承元件的膠合，或因摩擦溫度過高引起滾動體回火而導致軸承失效。從潤滑和散熱效果看，抽油機減速器中的滾動軸承用潤滑油效果較好。當大齒輪圓周速度大于3m/s時，可利用齒輪飛濺到箱蓋上的油匯集到剖分面上的油溝中，然后流進軸承進行潤滑。而抽油機的減速器大齒輪轉速較低，飛濺的油量不能滿足軸承潤滑的需要，所以采用刮油潤滑。油池內的油面高低可利用圓形油標或長型油標來檢查。（2）潤滑油減速器的齒輪和滾動軸承都用油池中的油潤滑，所用

41、潤滑油類型及粘度主要按齒輪傳動的潤滑要求確定。但注意，在低溫下工作時，潤滑油應有足夠的流動性，使?jié)櫥湍芡ㄟ^油孔和油溝流入軸承中，以確保軸承的潤滑。封閉式齒輪傳動對潤滑油的基本要求是：有適當?shù)恼扯?；極壓性、油性和熱氧化安全性良好；防銹性、抗泡沫性及抗乳化性好。齒輪油的油性和極壓性是保證齒輪正常運轉的基本使用性能，對負荷下運轉的齒輪傳動潤滑尤其重要。工業(yè)齒輪潤滑油根據(jù)有無極壓劑及使用條件，分為非極壓型齒輪油，中等極壓型齒輪油和積壓型齒輪油三類。抽油機減速器的工作條件為重載、低速、有沖擊，嚙合齒面承受的比壓很高。為保證在嚙合齒面間形成一定厚度的油膜，并提高油膜的強度，應采用極壓型工業(yè)齒輪油。并且，

42、抽油機減速器常采用硫磷型極壓齒輪油。減速器內潤滑油的最低溫度通常是抽油機運轉地區(qū)的最低溫度，這是選擇冬季用油粘度的重要依據(jù)。在季節(jié)性氣溫變化不大的地區(qū)，可以選用一種牌號的潤滑油。若季節(jié)氣溫變化大，在夏季可采用粘度較大的極壓型工業(yè)齒輪油（如200號或250號），在冬季應選用粘度較小的齒輪油（如150號）。 （3）減速器的密封可靠的密封是減速器正常潤滑和運轉的重要保證。抽油機減速器在油田運轉一段時間后，常出現(xiàn)不同程度的滲漏現(xiàn)象。漏油不但造成潤滑油的浪費，而且，若漏油嚴重又未及時補充，將惡化潤滑條件，造成齒輪和軸承的早期失效。因此，對減速器的密封問題必須足夠重視。抽油機減速器中可能出現(xiàn)的漏油的部位主

43、要有：上、下箱體結合面；輸入軸及輸出軸的軸頭；軸承端蓋。裝配減速器時，在上下箱體結合面涂抹一層液態(tài)密封膠，上緊連接螺栓，一般都能達到理想的密封。但若箱體鑄件時效處理不好，使用一段時間后有可能發(fā)生變形，使結合面之間的縫隙增大而出現(xiàn)滲漏。因此，箱體在粗加工前，后必須進行嚴格的人工時效處理，以徹底消除鑄件的內應力。在軸承蓋端面與箱體結合面處出現(xiàn)滲漏油，可能是因為緊固螺釘未上緊或松動，或端蓋鑄件變形。所以，在軸承蓋與箱體配合孔之間加裝一道O型密封圈，可以改善此處的密封效果。減速器主動軸及從動軸外伸端的密封應可靠，以防止?jié)櫥蛷妮S承中泄漏，并防止外界灰塵侵入箱內。若軸頭潤滑密封結構設計不夠合理，潤滑軸承

44、的油路迂回，循環(huán)不良，也會導致軸頭處滲漏油。改進軸頭密封結構，合理設計進油孔與出油孔的位置和大小，以使?jié)櫥S承的油進出順暢；在輸出和輸入軸的軸頭處加裝擋油環(huán)等，可減少和防止軸頭漏油。減速器漏油還與通氣器有關。抽油機常年在野外運轉，油污和沙塵可能逐漸將減速器頂部的通氣器小孔堵住，致使箱內因溫升而氣壓增高，從而增加了滲漏油的可能性。因此，應改進通氣器的結構設計并注意維護保養(yǎng)。5.3 電動機的確定電動機功率與傳遞到減速器曲柄軸上的扭矩的關系為 （5-10） （5-11）式中：M為傳動曲柄軸上的扭矩，； N為電動機額定功率，kW； n為懸點沖次，； 為傳動效率；為皮帶傳動效率，?。粸闇p速器傳動效率，取

45、。所以電動機的額定功率 （5-12）由上式可以看出：抽油機工作時所需要電動機的功率是由在曲柄上所產生的扭矩M和沖次n決定的。但是在變載荷下，電動機的選擇就不能根據(jù)瞬時扭矩來計算，否則電動機在大部分時間不能滿載工作，其效率和功率因數(shù)都不高，電動機利用不充分。在變載荷條件下，電動機的選擇一般方法是根據(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。下面介紹根據(jù)均方根扭矩來計算電動機功率的方法： （5-13）式中：為需要電動機功率，kW； 5.4 V帶的確定與大帶輪的設計5.4.1 V帶的確定（1）確定計算功率 （5-15）式中：為工作情況系數(shù)，由(濮良貴，紀名剛主編的機械設計第八版

46、，下文簡稱機械設計)表8-7查得=1.2； P為電動機額定功率，P=5.5kW。故： （2）選擇V帶的帶型根據(jù)和電動機轉速，由機械設計書中圖8-11普通V帶選型圖確定選用A型V帶。（3）確定帶輪基準直徑并驗算帶速 1) 初選小帶輪的基準直徑 由本文中所選取減速器的相關數(shù)據(jù)可知，大帶輪直徑=650mm，V帶傳動比，由于，所以，根據(jù)機械設計書中表8-8和V帶的帶型，對圓整得，=180mm。 2) 驗算帶速 （5-16） 符合要求。（4）確定中心距a，并選擇V帶的基準長度 1) 根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距，結合以下式子初定中心距。 （5-17）則 初選。 5.5 游梁的設計游梁是主要

47、的動力傳輸件之一，是連桿機構中直接承受油井載荷的重要部件。它的主體可用鋼板或鋼組焊成方箱結構，也可組焊成“工”字或其它的截面結構。本設計中游梁的一端與前驢頭連接，中間與中央軸承總成連接，游梁尾部安裝一組滑輪滑桿裝置。所以游梁要有足夠的強度和剛度。游梁的材料一般都采用這樣的結構，即在工字鋼上加兩塊加強板，制造不太復雜，斷面近似等強度，金屬使用較合理。5.5.1 游梁的材料選擇和參數(shù)設計選擇游梁為熱軋普通工字鋼（GB706-88），翼板、側板材料為Q235鋼材。游梁的界面尺寸和材料數(shù)據(jù)如下：h=500mm，b=200mm，t=20mm，d=20mm，材料為A3，Mpa，游梁為組焊件。前臂長A=2.

48、5m工字鋼截面如下圖所示：圖5-3 工字鋼截面圖5.5.2 靜強度校核游梁危險截面內的正應力隨懸點載荷P作周期性變化，但由于一般大于0.25，應力幅比較小，應力集中系數(shù)也較小，故可不作疲勞強度校核?？紤]到短時間作用的最大懸點載荷有可能超過抽油機的額定懸點載荷W。例如柱塞瞬時卡住而驢頭繼續(xù)作運動，那么在懸點處產生的最大載荷有可能超過工作時懸，為點的最大允許載荷，短時間作用的懸點最大載荷 為 （5-23） （5-24）式中：為考慮在柱塞遇卡的特殊情況時的載荷增大倍數(shù)，一般取1.5-1.8；K為軸力與力偶等影響使正應力增大的系數(shù)，一般取為1.1-1.2；游梁截面系數(shù)，。為簡便起見，可將并入安全系數(shù)中，將安全系數(shù)適應放大，而應力則按額定懸點載荷計算。則有 （5-25）因為 （5-26）式中：為安全系數(shù)，；故游梁靜強度滿足要求。5.6 連桿的設計因為抽油機連桿較長，且受壓，所以對其進行靜強度和穩(wěn)定性校核。最大連桿力是對連桿進行強度校核或穩(wěn)定校核的依據(jù)。5.6.1 選材根據(jù)連桿受力狀態(tài)及結構尺寸特點，選其材料為45號鋼制成的無縫鋼管，查機械工程材料實用手冊其基本參數(shù)為：外徑D=80mm，臂厚t=10mm，單位長度理論重量為17.26，抗拉強度，屈服點。5.6.2 校核（1）連桿靜強度校核抽油機連桿質量較輕，其運動產生的慣性力及慣性力矩較小。如果忽