常规游梁式抽油机设计与仿真(毕业设计)

摘要

现在油田的采油方式有两种：一种是利用地层本身的能量来举升原油，称作自喷采油法；另一类是人为的利用机械设备将原油举升到地面，称作机械采油法。自喷采油法是最经济的方法，但是随着油田的开发，地层压力的降低，地层能量的消耗，油田不能再采用自喷采油法，就需要利用机械采油法。机械采油法，有杆抽油是国内外油田最主要的，也是至今在机械采油方式中占绝对主导地位的人工举升方式。有杆抽油系统主要由抽油机、抽油杆、抽油泵三部分组成，抽油机是有杆抽油系统最主要的升举设备。根据其是否有游梁，抽油机可以划分为游梁式抽油机和无游梁式抽油机。而常规游梁抽油机自诞生以来，历经百年，经历了各种工况和各种地域油田生产的考验，经久不衰。目前仍在国内外普通使用。常规游梁式抽油机以其结构简单、耐用、操作简便、维护费用低等明显优势，一直占据着有杆系采油地面设备的主导地位。所以研究有杆类采油设备是非常有意义的。

本文介绍了常规抽油机工作原理与节能原理，设计过程中对抽油机运动学和动力学分析与计算，阐述了常规游梁式抽油机运动规律。游梁式抽油机驴头的悬点载荷标志抽油机的工作能力的重要参数之一，而看它是否节能，其技术指标是抽油机的电动机实耗功率的大小及减速器的工作状态。本设计全面概述了常规性抽油机的发展概况，抽油机的优化设计及其节能原理，对抽油机得几何参数，运动参数，动力学参数进行了全面的分析计算，以对常规游梁式抽油机进行优化设计。

关键词：常规游梁式抽油机；结构设计计算；优化

Abstract

Method of oilfield exploitation of crude oil is divided into two kinds: one kind is uses

thehigh energy

to lift

crude

oil, known

as

the flowing

production method; another kind is the use of mechanical equipment for the crude oil

onto

the

ground, called

the mechanical

recovery method. Flowing

production method is the mosteconomical, but with the development of oil fields, lower formation pressure,formation energy consumption, oil field can not use the

flowing

production

method,need equipment

to from

use mechanical the mode

of

recovery method. Machinery production production can

be

divided into

two kinds: rod production equipment

the

and no rod production equipment, and rod production equipment for

main part,so the energy problem rod production equipment is very meaningful.

Beam pumping unit is the main equipment for the production of rod oil extraction equipment in oil field. In some oil fields in China try to use technology to replace

theconventional

beam pumping machine

is advanced, but

because

the cost is too high, the cost recovery period is too long, so in the field or in the beam pumping unit.

This paper introduces the conventional pumping unit working principle and theprinciple of energy saving pumping unit, the analysis and calculation of the kinematics

and

dynamics

of machine design

process, the conventional

beampumping oil machine movement law. One of the important parameters of the beampumping unit horsehead of the pumping unit horsehead load mark working ability,and to see whether it is energy saving, the technical indicators are motor pumping unit of the actual power consumption and the size of the reducer working state. The

design

of a

comprehensive

overview

of

the development

of

the conventionalpumping unit, optimizing design and energy-saving principle of oil drawing machine,the geometrical parameters, pumping motion parameters, the kinetic parameterswere analyzed to calculate.

目录

常规游梁式抽油机设计与仿真

第一章 绪论

1.1游梁式抽油机技术发展

抽油机产生和使用由来已久，已有百年的历史。游梁式抽油机是应用最早，普及最广的抽油机，在120年前就诞生了，目前，在各个产油国仍在大面积地广泛应用。一百多年，游梁式抽油机的结构和原理没有实质性的变化。结构简单，易损件减少。可靠性高，耐久性好，操作维修方便，是其百年经久不衰的根本原因。

1.1.1我国抽油机的现状

目前，国内抽油机主要制造厂有十几家，产品类型已多样化, 但游梁式抽油机仍处于主导地位，约占抽油机总数的98%至99%,30多种规格，并已形成了系列，前置式抽油机，前置气平衡抽油机，配有CJT型节能拖动装置的常规型抽油机，和用窄V带传动的常规型抽油机等基本满足了陆地油田开采的需要，并取得了显著的经济效益。长冲程、低冲次的无梁式抽油机的研制也取得了也一些进展，如胜利油田设计并并与有关厂家协作生产的链条式常3冲程抽油机，已有近千台在各油田投入使用，在低冲程抽油机和抽稠油方面已初见成效。此外，桁架结构的滑轮组增拘束抽油机，滚筒式长冲程抽油机进入了实用阶段；次轮增距式长冲程抽油机的研制工作也取得了新的进展。重量轻、成本低、便于调速和调整冲程的液压抽油机，经过几年的研制和工业性试采油也积累了一定的经验，其它形式的新颖抽油机加代传动游梁式抽油机，新型遥杆抽油机，大轮式游梁抽油机，留连干游梁式抽油机也正处于开发和研制过程中。

然而，游梁式抽油机的缺点是不容易实观长冲程、低冲次的要求，因而不能满足稠油井，深油井和含气井采油作业的需求。同时长冲程、低冲次的游梁式抽油机尚待完善，（如油田正在使用的链条式抽油机还存在链条寿命短，换向冲击载荷大河钢丝绳易断，导轨刚度不足容易变形等问题）而且品格还很少，不能适用于当前石油工业的发展，液压抽油机至今还处于研制阶段。

所以我国抽油机的发展方向是：改造现有常规型游梁式抽油机，加速开发新型节能抽油机；加速开发各类长冲程抽油机；继续加紧研制液压抽油机。

1.1.2国外抽油机的现状

目前，世界上生产抽油机的国家主要有美国、俄罗斯、法国、加拿大和罗马尼亚等。

为了减少能耗, 提高采油经济效益, 近年来国外研制与应用了许多节能型抽油机。例如异相型抽油机，前臵式气平衡抽油机，节轮式抽油机，大圈式抽油机，自动平衡抽油机，低矮型抽油机，ROTAFLEX 抽油机，智能抽油机。近年来国外很重视改进和提高抽油机的平衡效果, 使抽油机更精确平衡，在采油实践中, 取得较好的使用效果。如变平衡力矩抽油机,前臵式气平衡抽油机，双井抽油机。 近年来国外研制与应用了多种类型长冲程抽油机, 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。

1.2常规性游梁式抽油机的工作原理及节能原理

1.2.1工作原理

游梁式抽油机的工作过程是由动力机（电动机、柴油机或天然气发动机）经传动皮

带将高速旋转运动传递给减速器，经三轴两级减速后，由曲柄连杆机构将旋转运动变为游梁的上、下摆动。挂在驴头上的悬绳器通过抽油杆带动抽油泵柱塞作上、下往复运动，将井液抽汲至地面。

当抽油杆上冲程时，抽油杆柱带动油泵活塞上行，油泵的排出阀受阀自重和油管内液柱压力的作用而关闭，并提升柱塞上部的液体。与此同时柱塞下面的泵筒空间内里的压力降低，当其压力低于套管压力时，该空间的液体将顶开油泵吸入阀而进入抽油泵活塞上冲程所让开的泵筒空间；当柱塞下行时，油泵的吸入阀靠自重下落而关闭，泵筒内的液体受到压缩，在柱塞继续下行过程中，泵内的压力不断增高，当泵内压力增至超过油管内液柱压力时，将顶开油泵的排出阀是泵筒内的液体进入油管内。由于油泵柱塞在抽油机的带动下，连续做上下往复运动，因而油泵的吸入阀和排出阀也将交替地关闭与打开，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，原油就源源不断地被采出。

底座：有底盘、机座两部分组成、底盘由工字钢、槽钢组焊而成。机座由钢板焊成箱形结构、机座上安装减速器、底盘前端安装支架、后端安装电机装置、底座和机座两端各打有中心线标记，以安装找正时使用。

悬线器：是驴头与光杆相互联接的部件。是由光杆卡瓦、支架、钢丝绳组成。钢丝绳穿入锥套，并用锌浇结成一体，锥套承受全部载荷。

支架：由型钢组焊而成。支架下端与底座连接。支架配有梯子，供安装和检修使用。支架可根据用户要求提供塔式构架。三角支架或三点式支架。

驴头：由钢板组焊而成，撤掉左（或右）侧两个销轴时可使驴头向右（或左）侧转180度，是修井作业非常方便，也可以根据用户要求提供上翻悬挂，自让位等其它形式的驴头。

游梁：由钢板组焊而成，前端与驴头连接，后端与横梁连接；中部有四个长孔，固定在游梁支承上，靠四个调整螺栓对游梁进行微调，使驴头悬点对准井口中心。 横梁：由钢板组焊而成箱型截面梁，其上装有支座，由芯轴，轴承座和一个双列向心球面滚子轴承组成。

连杆装置：由无缝钢管和上、下接头组焊而成的连杆，连杆销，曲柄销及曲柄销轴承座组成。上端靠连杆销与横梁连结，下锥面配合有螺栓与轴承座相连，曲柄销用左右旋紧螺母紧固在曲柄上，曲柄销螺母可根据需要配备三棱梅花螺母。

曲柄装置：两个曲柄装置对称的固装在减速器的从动轴上，曲柄上有若干个直径相

同的曲柄销孔，将曲柄销 紧固在不同的曲柄销孔里，既可得到不同冲程长度。曲柄装配有齿条，用来调节平衡块在曲柄上的位置。

减速器：减速器为分流式两极圆弧齿轮传动机构，其技术规范如前所述。减速器由电机通过五根窄V带（6V--）带动，从动轴两端装有曲柄，通过连杆、横梁牵动游梁上下摆动。主动轴一端安装有大袋轮，另一端安装刹车装置，主动轴和中间轴为齿轮轴。齿轮采用键和过盈配合与轴相联接。从动轴每端开有两个互为90度的键槽，抽油机工作相当时期后，将曲柄转过90度与新的键槽配合，使最大负载移到磨损较小的齿上，从而延长使用寿命。由O型密封嵌入的轴承盖、挡尘圈、回油槽和孔等组成了减速器轴端密封结构。箱体部分涂有密封胶。

游梁支承：是由轴、轴承座和两个单列向心、短圆柱滚子轴承组成，轴承座与游梁相连结。

电机装置：电机装在导轨上，导轨紧固在电机底座上。电机相对底座可前后移动。前后左右四个方向调整距离，电机的轴端靠锥套或键可安装不同直径的小带轮，使抽油机获得不同的冲次。

刹车装置：刹车是外抱形式，也可根据用户要求提供内涨式。这两种形式都可平移可靠地刹住转轴。

2.3主要参数

悬点载荷：抽油机驴头悬点的实际载荷。

额定悬点载荷：抽油机正常工作允许的最大的悬点载荷。

光杆的最大冲程：调节抽油机的冲程调节机构使光杆获得的最大位移。 最高冲次：调节带传动的传动比最小时的冲次数。 减速器的扭矩：减速器输出轴允许的最大扭矩。

2.4建立动力模型示功图

在设计抽油机之前，首先要确立抽油系统的地面示功图，它是抽油机动力分析的起始条件。所谓的模拟示功图是指在抽油机正常的工作条件下，能包容该机型各种工况，使抽油机的各项动力性能指标受到最恶劣工况考验的示功图。以现场实际示功图为基础，运用多元统计分析理论，结合理论研究成果和现场试验，给出了一种能预测在正常

稀油工况下油井地面示功图参数的方法。

模拟示功图可以用最大悬点载荷P1，最小悬点载荷P2，下死点载荷P3，上死点载荷P4及上冲程抽油杆柱伸长量S4、下冲程抽油杆柱伸长量Sx六大参数组成一个近似的四边形。 模拟示功图：

图2-1 模拟示功图

抽油机模拟示功图参数

2.5常规型游梁式抽油机运动学分析

游梁式抽油机运动分析的主要任务是：求出驴头悬点的位移、速度和加速度随时间变化 的规律，以便为载荷分析和扭矩计算提供运动学数据。在曲柄角速度等于常数的情况下，问题也就归结为求解悬点位移速度和加速度随曲柄转角的变化规律

常规型游梁式抽油机运动简图

基本参数及意义表示如下：

A—游梁前臂长度，mm； C—游梁后臂长度，mm； P—连杆长度，mm； R—曲柄半径，mm；

I—游梁支承中心到减速器输出轴中心的水平距离，mm； H—游梁支承中心到底座底部的高度，mm； G—减速器输出轴到底座底部的高度，mm； H-G—曲柄回转中心至中心轴承的垂直距离，mm； ψ—C与K的夹角； S—抽油机的冲程； n—抽油机的冲次； P—额定悬点载荷；

K—极距，即游梁支承中心到减速器输出轴中心的距离，mm；

J—曲柄销中心到游梁支承中心之间的距离,mm；

θ—曲柄转角，以曲柄半径R处于12点钟位置作为零度，沿曲柄旋转

方向度量；

Φ—零度线与K的夹角，由零度线到K沿曲柄旋转方向度量； β—C与P的夹角，称传动角； x—C与J的夹角； ρ—K与J的夹角； ?k—K与R的夹角； ?—P与R的夹角。 由图可知：

???arctan??I?? H?G??式中正负号取决于曲柄旋转方向，曲柄旋转方向的判断为：面向抽油机，井口在右侧，顺时针旋转为“+”，逆时针旋转为“-”。

?k???? J?K2?R2?2KRcos?k

?C2?P2?J2??? ??arccos??2CP???C2?J2?P2?? ??arccos???2CJ?????arcsin??R?sin?k? ?J??????

?C2?K2??P?R?2??? ?b?arccos??2CK???C2?K2??P?R?2??? ?t?arccos??2CK????????????k

在有“?”式中，“+”用于曲柄顺时针旋转，“-”用于曲柄逆时针旋转。

2.5.1常规游梁式抽油机基础计算式

常规游梁式抽油机几何关系计算式：

?I???arctg??

H?G?? J2?K2?R2?2KRcos(???)

?C2?P2?J2??? ??arccos ??2CP???C2?J2?P2? ??arccos ????2CJ???Rsin?????? ??arcsin? ?J?? ??????(???) ?????

?C2?K2??P?R?2? ?t?arccos??

2CK???C2?K2??P?R?2??b?arccos??

2CK??

光杆（悬点）加速度计算式：

A??2?R?K?R? ??a?cos??sin??sin??sin??cos??sin???3??CC?sin??P??

悬点载荷计算式：

?a??Wn??W0?G??1??? g??

式中:Wn——悬点载荷，KN； W0——吊重，KN；

G——结构不平衡重，KN；常规性抽油机 G=0.

g——重力加速度， g?9.81m/s； 扭矩因数和光杆位置因数计算式：

2TF?A?Rsin? ?Csin?PR??b??

?b??t减速器净扭矩计算式：

?a?Mn?TF?W0?G???1?g???Msin?

??2-14

式中: TF——扭矩因数：给定曲柄转角时，由四杆机构尺寸决定的纯光杆扭矩与纯光杆载荷之比；

Wn——悬点载荷，KN； G——结构不平衡重，KN；

M——曲柄平衡重产生的最大力矩，KN?m；

注意：Mn值计算结果为负时，仅表示扭矩方向与规定的旋向相反。

将曲柄放在90?和270?位置，测出悬点载荷w1和w2。M1?TF90(w1?G).和

90?M2?TF(w2270270??G)。M?M1?M2 2抽油机扭矩因数几几何计算：

计算减速器净扭矩是，平衡率应在70%以上，平衡计算式如下：

?平???1??

?Mn1max?Mn2max???100% ?Mn1max? 式中：?平——平衡率；Mn1max——上冲程时，减速器最大净扭矩， KN?m；Mn2max

——下冲程时，减速器最大净扭矩， KN?m；

2.6设计原始参数

2.6.1参数

悬点最大载荷:30KN 减速器额定扭转矩为:37 冲程:3m 冲次:9

2.6.2抽油机几何结构尺寸

表2-1抽油机几何结构尺寸：（单位：m）

参数名称 游梁前臂长度 A 游梁后臂长度 C 连杆长度 P 曲柄半径 R 游梁支承中心到底座底部的高度 H 减速器输出轴到底座底部的高度 G 游梁支承中心到减速器输出轴中心的水平距离 I 数值 3.0 2.0 3.22 0.947 5.2 2.0 2.17

2.7运动学的运算

表2-2 抽油机各运动参数数值表

?/? 0 345 330 315 300 285 270 255 240 225 sinθ 0 -0.25882 -0.5 -0.70711 -0.86603 -0.96593 -1 -0.96593 -0.86603 -0.70711 PR -0.32416 -0.27187 -0.1867 -0.07979 0.039586 0.163713 0.285879 0.399867 0.499788 0.580356 a/m/s2 3.900596 -2.15759 -1.96144 -1.78437 -1.61859 -1.45797 -1.29735 -1.13194 -0.95705 -0.7683 ??TF -0.97874 -M*sinθ 0 Tn -43.5695723 -1.18341 -21.36552036 -31.35942316 -1.31331 -41.27500702 -17.20615384 -1.38774 -58.37167026 -3.255996202 -1.41879 -71.49040077 8.800124271 -1.41251 -79.73717877 17.79400144 -1.37035 -82.55 23.07571789 -1.29006 -79.73717534 24.49906549 -1.16637 -71.49039413 22.38787063 -0.99221 -58.37166088 -57.94171483

210 195 180 165 140 135 120 105 90 75 60 45 30 15 -0.5 -0.25882 5.36E-08 0.258819 0.5 0.707107 0.866025 0.965926 1 0.965926 0.866025 0.707107 0.5 0.258819 0.637531 0.669126 0.674869 0.65577 0.613202 0.548234 0.461462 0.353457 0.225954 0.083998 -0.06138 -0.1921 -0.28718 -0.33191 -0.56216 -0.33655 -0.09087 0.174595 0.459536 0.764209 1.089508 1.436425 1.804754 2.190868 2.584948 2.96983 3.325087 3.636164 -0.76115 -41.27499553 -36.42209565 -0.47135 -21.36550754 -22.4852609 -0.12939 4.42384E-06 -10.37184834 0.247374 21.36551609 -1.277823345 0.630815 41.27500319 10.29864583 0.983173 58.37166713 21.88893313 1.258768 71.49039856 29.98844613 1.407289 79.73717763 30.81027072 1.382017 82.55 21.86256894 1.157045 79.73717648 3.809347409 0.751679 71.49039635 -19.18268031 0.243286 58.371664 -43.81685232 -0.25975 41.27499936 -54.76265116 -0.67547 21.36551182 -51.61948829 求均方根扭矩：Te??Tini?1n2N，求得Te=29.85.

第三章 主要部件的设计

3.1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能力，同时为了调整方便和安全，曲柄上没有导轨、挡块、刻度线， 可以根据抽油机工作条件调整平衡块位置，使抽油机保持平衡。挡块可在紧固的情况下，防止平衡 块不致落下而发生事故。 此次，在一系列要求下，用 QT700-2 制成大尺寸常规普通型曲柄。

轴承盒连接在一起，从而完成力矩的传递。因此，对于上下接头与钢管的焊缝是否能达到规定的强 度而满足使用要求就显得尤为重要。如果两根连杆中有一根连杆失效，抽油机变成单臂传动，很有 可能被拉翻，造成严重的生产安全事故。焊缝作为整个连杆的薄弱环节，都会引起设计人员高度重 视，一般在设计中对焊缝的形式，焊接工艺条件，要求以及检验方法和标准都提出较高的要求和明 确的规定。同时为了保证两侧连杆传动平稳和传递力矩的均衡一致，两连杆的工作长度必须完全一 致，即达到一定的尺寸公差要求，这一要求通常用专用工艺装备来保证。 所以，选用直径为 80的热轧圆钢为主件，而上下接头均用 QT700-2 铸成。

3.2连杆

每台抽油机有两根连杆，它是传递力矩的主要受力杆件，其主件可用管材，也可用其他型材如 工字钢、槽钢等。但一般多用厚壁无缝钢管制成，在无缝钢管的两管端没有上、下接头，上、下接 头通过焊接与无缝钢管连接在一起。上接头通过连接销与横梁连接在一起，下接头通过两个螺栓与轴承盒连接在一起，从而完成力矩的传递。因此，对于上下接头与钢管的焊缝是否能达到规定的强 度而满足使用要求就显得尤为重要。如果两根连杆中有一根连杆失效，抽油机变成单臂传动，很有 可能被拉翻，造成严重的生产安全事故。焊缝作为整个连杆的薄弱环节，都会引起设计人员高度重 视，一般

图：游梁截面示意图

由《材料力学》知识可做剪力图(b)和弯矩图(c)：游梁横截面对中心轴对称，同一截面上的最大拉应力和最大压应力相等,计算最大 应力时，只计算一个即可。在截面O上的弯矩是负的，最大拉应力与最大压应力发生在O上边缘各点,且?max?中： Mmax?3922.212N?m，y?Mmaxy，（其IZ560。 ?280mm）

2下面求惯性矩Izc：下面求惯性矩IZ： 由上图形可得对IZ轴的惯性矩应为：

IZ?IZ?IZ?IZ其中：

IIIIII?IZ

IVIZI10.03????0.26?0.033?0.26?0.03??0.57??0.28??5.957?10?4m4 122??2IZIZIV?IZ?5.957?10?4m4

?13?0.036??0.57?2?0.036??0.036??0.57?2?0.036??0.0422?4.021?10?4m4 12IIIIIIZIII?IZ?4.021?10?4m4

IIIIIIIZ?IZ?IZ?IZ最大拉应力： ??max?

?IZIV??10?4?19.956?10?4m4 ?2??5.957?4.021Mmaxy3922.212?0.28??55.0MPa ?4IZ19.956?10

最大压应力：

??max???max?55.0MPa

4.4游梁支承的强度校核

轴的主要功能是支承旋转零件、传递力矩、力和运动。本设计的游梁支承轴主要功能是支承旋转零件。轴的主要材料是经过轧制或锻造而成的优质中碳钢和合金钢。其中最常用的是经调质处理的45号钢；不重要的或受力较小的轴，也可用Q235—A制造。对于受载较大的轴的尺寸和重量受到限制，或需要提高轴颈的耐磨性以及处于高温、低温、腐蚀等条件下工作的轴，可采用合金钢，所以只为了提高轴的刚度而选用合金钢是不经济的。球墨铸铁和一些高强度铸铁，由于它们铸造性能好，减振性能也好，应力集中敏感性能，适应于制造外形复杂的轴，如曲轴、凸轮等。为了提高轴的强度和耐磨性，可对轴进行热处理或化学处理，以及表面强化处理等。本设计中的游梁支承轴选用45号钢，调质处理，HBS为217MPa～255MPa。

图： 游梁支承的轴的示意图

轴的强度计算：

(1) 轴的结构：如图①所示（轴的尺寸、各处配合、表面粗糙度均标注在上） (2) 受力分析

图：受力分析图

①水平面受力分析:

图：水平面受力图

②对水平面受力分析所得弯矩图：

图：弯矩图

③垂直面内受力分析

图：垂直面内受力图

④对应垂直面内受力分析的弯矩：

图：对应垂直面内受力的弯矩图

⑤合成弯矩图：

图：合成弯矩图

(3) 作弯矩图：

水平弯矩图②，垂直弯矩图④，合成弯矩图⑤。 水平面最大弯矩：

MAx?MBx?Fx1?0.112?25.94729?0.112?103?2906.0965N?m 垂直面最大弯矩：

MAy?MAy?Fy1?0.112?116.5127?0.112?103?13049.4224N?m 合成最大弯矩：

MA?MAy?MAy?2906.09652?13049.42242?13369.09952N?m

22MB?MA?13369.09952N?m (4) 强度校核：

从合成弯矩图可知截面A、B处载荷最大，可能是危险截面，下面校核这个截面。

??max???max?Mmax13369.09952?32??27.718MPaW??0.173Mmax13369.09952?32??27.718MPa 3W??0.17

??max??????216MPa

??max??????216MPa

故轴的强度满足要求。

4.5滚动轴承的选择和寿命计算

游梁支承选用圆柱滚子轴承，此轴承只承受径向载荷，可单向限制外壳的轴向移动。根据上面的计算，以及轴承载荷大小、性质、转速及工作需要，初选圆柱滚子轴承。

表4-5圆柱滚子轴承型号2330圆柱滚子轴承参数

d 170mm D 360mm B 72mm Cr 715KN Cr0 952KN

(1) 计算轴承支反力： 由前面计算可知：

水平支反力： RAx?RBx??25.94729KN 垂直支反力： RAy?RBy?116.5127KN 合成支反力： RA?RAx?RAy?22??25.94729?2?116.51272?119.669599KN

RB?RA?119.669599KN (2) 计算当量载荷：

PA?fP?RA?1.5?119.669599?179.5043985KN PB?PA?179.5043985KN

(3) 计算轴承寿命（取温度系数ft?1）：

L10h106?ftC????? 60n?P??其中：C?Cr?715KN， P?179.5043985KN

游梁此位置时，通过速度分析可得出游梁支承处的速度v?1.2316m/s， ??0.6158rad/s

n?30???630?0.6158???5.88r/min

63L10h?1?715?103?10?ftC?10???179128???h ??3??60n?P?60?5.88?179.5043985?10? 预期工作寿命不应低于36000h（≈5年），显然179128＞36000，即轴承能达到预期使用要求。

第五章 抽油机的规范

为了确保抽油机使用中的安全，抽油机关键部件应遵守下列要求：

1）要求确认适用于井底泵的起重能力；

2)由于在油井的结构、摩擦和动态加载，潜在额外负荷；

3)对游梁式抽油机结构负荷能力的要求，以适应抽油杆的重量和额外负荷；

5.1 除游梁外所有构件的设计载荷

除非另有规定，抽油机的所有几何尺寸，都通过检查抽油机的上冲程，上述不敬爱呢在曲柄的每个15度位置时的载荷，确认为在不见上的最大载荷。

曲柄所有上冲程位置，应使用光杆载荷，PR。

对于具有双向旋转和非对称扭矩系数的抽油机，设计计算用的旋转方向应是其结果能在结构部件上产生最大载荷的方向。而且应适当考虑作用在所

有结构轴承和支承轴承的结构件上承载的方向。

5.2除游梁、轴承轴和曲柄外，所有结构件的设计应力

许用应力登记时一下考虑应力上升的简单应力为基础的。当发生应力上升时，适当的应使用应力集中系数。

所有结构件的设计应力，应是其材料屈服强度的函数，。

承受简单的拉伸、压缩和不可恢复的弯曲的部件应是具有0.3 Sy的极限应力。如拉伸部件在临界区发生应力上升，极限应力应为0.25 Sy。 承受可恢复弯曲的部件应具有0.2 Sy的极限应力。 下列公式（1）可用于所有起立柱作用的部件：

式中：P=W2

= Sy

W2 =作用于立柱上的最大载荷，lb； a =横截面积的面积，in2； Sy =材料的屈服强度，lb/ in2； n =端部限制常数，假设为1； E =弹性模量，lb/ in2； l =l立柱的无支承长度，in； r =截面回转半径，in；

（l/r）=应限定在对大为90，当（l/r）的值等于或小于30时，可以假设立柱处于简单的压缩状态。

5.3游梁额定设计载荷

一下公式（2）可以用来确定通常游梁的额定值，如图1所示：

W =光杆载荷的游梁额定值，lb；

fcb =弯曲时许用的压应力，lb/ in2（见表1最大许用应力）；

Sx =游梁的截面模数，in3。除了在临界区中的拉紧轮缘上不允许有孔或焊缝外可相型横梁的总截面（见图1）；

图解：

1.拉紧轮缘的临界区； 3.均衡器轴承； 2.支架轴承； 4.驴头

图 游梁的单元

A =从游梁支架轴承中心线到光杆中心的距离，in（见图1）。 式（2）是以使用单梁轧制钢材的通常游梁式结构为基础。对于轧制的游梁总截面可用于确定截面模量，但是，在拉紧轮缘的临界区上不允许有孔或焊缝（见图1）。

非通常的结构或构建的部件，应考虑到载荷的变化，以检查所有临界区的应力，而适当地方应包含应力集中系数。 图1游梁的单元

5.4游梁上的最大许用应力

在式（2）给出游梁的额定值计算，最大许用应力fcb可以从表1来确定。对于其横截面与水平中性轴线对称的标准轧制横梁，能把临界应力压入下轮缘中。该应力的最大值fcb是从表1中的第3和第4行较小的值确定的。

结构钢的抽油机游梁上的最大许用应力

行号 1 应力 材料规定的最小屈服强度 符号 Sy psi 11000p2 弯曲时极限纤维拉伸应力 弯曲时极限纤维压缩应力（不得3 超过第4行的值） 弯曲时最大压缩应力，第3行上4 公式限定的情况除外 式中： J1 =扭矩常数，in4； l = 游梁最长的横向不支撑长度，in{C或A的较大值（见图1）}； E =弹性模量，29000000psi; ly =惯性的弱轴线力矩，in4； Gr =剪切模量11200000和 Sx =截面模量，in3； fcb si 11000pfcb ftb si 数值 36.000

第六章 基于Pro / E的抽油机运动学分析仿真

对抽油机悬点做了运动学理论分析，得出悬点位移、速度和加速度计算公式。采用Pro / E软件中的模块对CYJY10—3—53HB型抽油机进行机构运动学仿真研究,得出抽油机悬点位移、速度和加速度随时间变化曲线。研究结果表明,这种抽油机1个冲程过程中,悬点速度时刻在发生变化，加速度也不断地跟随变化,运动规律复杂。从研究中可以看出,借助先进的计算机仿真技术,在抽油机开发初期就可对其结构进行优化,可大大缩短产品生产周期,降低成本。

抽油机是油田重要的地面设备,它的性能直接 关系到采油效率的高低。掌握抽油机悬点的位移、速度和加速度的变化规律是进行抽油机结构优化设计的基础。游梁式

抽油机主要由游梁2连杆2曲柄机构、减速器、动力设备和辅助装置等四大部分组成。工作时, 动力机将高速旋转运动通过胶带和减速器传给曲柄轴, 带动曲柄做低速旋转。曲柄通过 连杆经横梁带动游梁作上下摆动。

6.1 抽油机悬点运动学理论分析

游梁式抽油机是以游梁支点和曲柄轴中心的连 线做固定杆,以曲柄、连杆和游梁后臂为3个活动杆所构成的四连杆机构,如图所示

下面将抽油机简化为曲柄滑块机构计算假设条件:0

曲柄滑块机构简图

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