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。

图1-1工作原理图

1.2.2常规型游梁式抽油机存在的问题

抽油机在运行中传动角波动较大，无法保证各位臵的传动角均接近90°，造成曲柄轴受力大且不均匀。悬点载荷造成的曲柄轴扭矩峰值较大，且为非正弦规律，而曲柄轴平衡力矩是以正弦规律变化的，故二者无法相抵，造成曲柄轴上净扭矩峰值较大，波动剧烈，甚至出现负扭矩。从能耗的角度来说净扭矩波动大，必然加大输入功率，增大能耗。从装机功率来说，由于扭矩峰值高，为了保证抽油机的正常运转，势必要选用较大功率的电机及大扭矩的减速器，这就是“大马拉小车”现象。

1.2.3节能原理

作为一种采油设备是否节能可从两个方面表现出来，即在相同工况下，工作电耗的大小及产生液量的多少，用电动机驱动的抽油机，其输入的电能大 部分转化位举生液体的机械功，其余部分则消耗于热损失和摩擦损失。异相机与常规机相比，在相同工况下，如果忽略产液量增加的因素，他们举升液体所做的机械功是相等的。因此，是否节能则取决于热损失和摩擦损失的大小。对于有杆泵系统来说，热损失即使电动机平衡电流的函数，同时也是电流波动量的函数。热损失的大小可通过一个周期载荷系数CLF来反映它可用下是来表达：

I1+I2+I3+L+In

n 1-1 123n

n2222 CLF=

式中：I1～In—曲柄在位置1，2，3...,n处时电动机的瞬时电流，A ;n—电流测量

的次数。

由式1-1可以看出，电流的均方根值愈大愈接近平均电流值，CLF愈小 ，热损失也愈小；反之；电流值均方根之愈大；CLF愈大，热损失也愈大 ，因为Tn就是电动机负载，

Tn与I成正比例关系，所以Tn波动愈大，电流的均方根值也愈大；Tn波动愈小，电流的均

方根之愈接近平均电流值。异相机的热损失小于常规机，这说明了使用异相机时，有杆泵系统的地面效率比使用常规机要高。

有杆泵系统的井下效率是通过光杆功率PRHP来反映的，可用下式表达：

PRHP=HPh+HPf 1-2

式中：HPh—举升液体所需功率，称 “谁功率”；KW

HPf—克服井下摩擦阻力等损失的动力，称“摩擦功率”；KW

如前所述，在相同工况下，异相机和常规机相的HPh是相等的，但前者的HPf小于后者，因此，异相机的PRHP小于常规机，所以他的井下效率也较高。

有杆泵系统中，电动机实耗动力Px可按下式计算，即：

Px=

(PRHP)`(CLF) 1-3 h

式中：η—从电动机到悬点之间的地面传动效率；

在相同工况下，异相机的PRHP和CLF均小于常规机，而且当两种机型配用同一类型的电动机及传动带时，二者之间η的差别也很小，由此可见，使用异相机市教委省电的，其节电率ηe可由下式算出，即：

hc=RCX-RXP⨯100% 1-4 RCX

式中：RXC—常规抽油机的实耗动力，KW；

RXC—异相机的实耗动力，KW；

1.3节能型抽油机技术发展方向

1.3.1智能控制

智能化节能型游梁式抽油机是今后传统游梁式抽油机发展的的趋势和方向。变矩平衡原理和智能控制相结合，造就了一个新游梁式抽油机的新时代。

游梁式抽油机发展的最高阶段是智能化。也就是油井有多少油就抽多少油悬点载荷有多大其配重就自动调到多大。这无疑是最理想的智能型抽油机。但是做到这一点受到技术和财力的限制难以实现，即使研制成功也难以推广。因此，游梁式抽油机的智能化问题也就是通过电子装置和机械方式使游梁式抽油机尽可能工作在平衡状态下。

1.3.2基础材料的研究应用

长冲程、低冲次、大排量、重负载抽油机是国内外机械采油设备的发展方向。20世纪80年代以来，各种无游梁抽油机相继制成并投入使用，标志着我国有杆抽油机技术的发展有一个很大的提高。有关专家指出，今后我国10型以上抽油机，将大量采用无游梁抽油机在实现长冲程、大排量、重负载的同时，还具有体积小、重量轻、动负载小、冲次低、耗能少等一系列优点。当电气元件、材料、结构简单的问题得以解决以后，在10型以上抽油设备中将会出现一个立体抽油机时代。

1.3.3通用化和个性化

将抽油机的机型、零部件进行统一规范起来，特别是底座、基础（预埋件），这将节省大量的人力、物力和财力。在节能抽油机的推广中就可实现油井用机的互换。对实现抽油机品种的多样化，产品系列化、标准化、通用化，使用科学化极为有利。对特殊油田区块的特殊工况抽油机的研制，则应强调针对性强、个性突出的特点。

1.3.4艺术性

采油设备向艺术性发展应结合工业造型设计和人机工程学等相关知识理念，使采油社备切底摆脱傻，大，笨，粗的形象，以新颖的造型和宜人性的新姿态出现在人们面前。采油设备的造型设计，是具有实用工能的造型。不仅要满足工作的需求，提供人们使用，

而且要求其样式、形态、风格、气氛给人溢美的感觉和艺术享受，让人们看到它就是能接受它，爱惜它、不讨厌它。起到美化生产环境，满足人们审美要求的作用。

1.4游梁式抽油机数学模型

游梁式抽油机是油田应用最多的抽油机机型，也是油田的耗能、费用支出大项。因此以设计性能优良、满足油田要求、制造成本低、运动动力性能优、节能效果好的抽油机占领市场一直是抽油机生产厂家和研究单位追求的目标，许多学者进行抽油机结构参数优化设计研究就是为达到这一目标而展开的。从1984年开始经过近20年的研究，特别是近lO年的研究，人们对抽油机优化设计的数学模型已经有了较清楚的认识 ，这对促进抽油机设计水平的提高具有重要意义。首先，在进行抽油机优化设计时应该取抽油机的主参数作为优化设计变量，即设计变量除包含抽油机的杆长等结构参数外，还应包括平衡参数等，在选取寻优目标函数时，除考虑运动参数的优选外，还必须进行动力参数的优化。一般应按照“能耗要小、质量要轻、练台性能指标要合理 的多目标函数寻优准则进行。同时，人们的设计实践表明：选择不同的抽油机“模型示功图” 作为设计抽油机的标准，所设计出的抽油机结构尺寸和平衡参数，抽油机的运动、动力性能是有区别的，因此在进行抽油机的优化设计前，有必要先对所设计抽油机的应用场合进行调研，按照其主要应用油田的示功图特性，选择合理的设计模型示功图，再进行抽油机参数的优选。对于抽油机优化设计算法的选取，普遍认为：选用在非劣解中寻优解的算法较为台适。这主要是因为抽油机优化设计是一多目标优化设计问题，在按照某一个或少数几个目标确定的最优解，有可能使其他性能指标严重变形，这样首先确定若干非劣解，就为设计人员进行分析和优选创造了更为广泛的选择空问。利用上述方法和理论建立的优化算法所设计的抽油机，一般比采用常规技术设计的抽油机总质量可减轻5％ ，能耗下降10％左右，有着显著的社会、经济效益。因此，抽油机优化设计技术应该在抽油机生产厂家广泛推广。

第二章 计算部分

2.1设计原始数据

选取常规游梁式抽油机CYJ3—2.1—13HB

悬点最大负载：30KN

冲次：6，9，12/分

冲程：1.4，1.7，2.1m

2.2结构组成

CYJ3—2.1—13HB抽油机主要有底座,悬绳器，支架总成，驴头，游梁，横梁，连杆装置,曲柄装置，减速器，游梁支承，电机装置和刹车装置等部件组成。

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； θk—K与R的夹角； θ—P与R的夹角。 由图可知：

φ=±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“-”。

θk=θ-φ J=K2+R2-2KRcosθk

⎛C2+P2-J2⎫ ⎪ β=arccos ⎪2CP⎝⎭⎛C2+J2-P2⎫

⎪ χ=arccos ⎪2CJ⎝⎭

ρ=±arcsin

⎛R⎫

sinθk⎪ ⎝J⎭

ψ=χ-ρ

⎛C2+K2-(P+R)2⎫ ⎪ ψb=arccos ⎪2CK⎝⎭⎛C2+K2-(P-R)2⎫ ⎪ ψt=arccos ⎪2CK⎝⎭

α=±(β+ψ)-θk

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⎫

φ=arctg ⎪

H-G⎝⎭ J2=K2+R2-2KRcos(θ-φ)

⎛C2+P2-J2⎫

⎪ β=arccos ⎪2CP⎝⎭

⎛C2+J2-P2⎫

χ=arccos ⎪ ⎪2CJ⎝⎭

⎡Rsin(θ-φ)⎤ ρ=arcsin⎢ ⎥J⎣⎦

α=β+ϕ-(θ-φ) ϕ=χ-ρ

⎡C2+K2-(P-R)2⎤ ψt=arccos⎢⎥

2CK⎣⎦

⎡C2+K2-(P+R)2⎤

ψb=arccos⎢⎥

2CK⎣⎦

光杆（悬点）加速度计算式：

A⋅ω2⋅R⋅K⎡R⎤

()a=cosα⋅sinβ⋅sinψ+sinα⋅cosβ⋅sinθ-φ3⎢⎥CC⋅sinβ⋅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：

2

TF=

A⋅Rsinα

⨯

Csinβ

PR=

ψb-ψ

ψb-ψt

减速器净扭矩计算式：

⎛a⎫

Mn=TF(W0-G) 1+g⎪⎪-Msinθ

⎝⎭

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=TF

90

(w1-G).和

90︒

M2=TF

(w2270

270︒

-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：

η平= 1-

⎝

⎛

Mn1max-Mn2max⎫

⎪⨯100% ⎪Mn1max⎭

式中：η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）

2.7运动学的运算

表2-2 抽油机各运动参数数值表

求均方根扭矩：Te=

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

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。

3.2.1游梁

游梁是抽油机的主要承载部件，承担着抽油机的全部工作载荷，因此必须要有足够的强度和一 定的刚度。选用工字钢为主要部件，经过钢板加强后制成。

3.2.2驴头

驴头用来将游梁前端的往复圆弧运动变为抽油杆的垂直直线往复运动， 驴头的圆弧半径 R 应等 于前臂长度 前 L ，为了保证在一定冲程长度下，将圆弧运动变为悬点的直线运动，驴头的圆弧面长 度应为：

max ) 3 . 1 ~ 2 . 1 ( S S = 弧 max S 为驴头悬点的最大冲程。驴头采用腹板式结构焊接而成，并应用侧翻让位结构进行整 修时的让位

3.2.3横梁

为了使横梁和连杆的连接点与横梁和游梁的连接点在同一水平面上，常将横梁制作成弓形，这 样就增加了抽油机四连杆在工作中的刚性，改善了连杆与横梁连接销子的工作条件。横梁有三种制 造方法：一是用型钢直接制成；二是焊接，三是铸造。本设计横梁用 HT200 铸造而成

3.3传动装置的运动和动力参数的计算

0轴（即电动机的输出轴）:

P0=45KW,n=980r/min

T0=9.55

P045=9.55⨯=438.5N⋅m n0980

Ⅰ轴（减速器的高速轴）：

P1=P0⋅η01=P0⋅η带⋅η承=45⨯0.95⨯0.95=40.6125KW n1=

n0980==300r/min i带3.268

P40612.51

=9.55⨯=1292.83N⋅m n1300

T1=9.55

Ⅱ轴（减速器的低速轴）：

P2=P1⋅η12=P1⋅η齿⋅η承⋅η齿⋅η承

=40.6125⨯0.99⨯0.99⨯0.99⨯0.99=39.0KWn1300==12r/min i减25

P239.0

=9.55⨯=31.0375N⋅m n212

n2=

T2=9.55

Ⅲ轴（曲柄转轴）： P3=P2=39.0KW n3=n2=12r/min

T3=T2=31.0375N⋅m≤37KN⋅m

3.4带传动的设计

(1) 确定计算功率PC :由资料[1]120页查得KA=1.2，由资料[1]120页得：

PC=KA⨯P=1.2*4KW5=54KW.

(2) 选取V带型号：根据PC=54KW，n1=980r/min，由资料[1]121页选用SPB型窄V 带。

(3) 确定带轮基准直径dd1、dd2：

①选择小带轮直径dd1，由表3-1确定，由于占用空间限制不严，取dd1〉dmin，时传动有利，按表取标准值为dd1=400mm。 ②验算v :v=

π⨯dd1⨯n1

60⨯1000

=

π⨯400⨯980

60⨯1000

m/s=20.1m/s〈Vmax=35-40m/s

③确定从动轮基准直径dd2:dd2=i带*dd1=3.65*400=1460mm。

④定中心距a和带的基准长度Ld

0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

0.7⨯(400+1460)≤a0≤2⨯(400+1460) 1302mm≤a0≤3720mm。取a0为2800mm。 确定带的计算基准长度L0：由资料[1]122页得：

L0=2a0+

π

2

(dd1+dd2)

π

2

(d-dd1)+d2

4a0

2

=2⨯2800+

⨯(400+1460)+

(1460-400)

4⨯2800

2

=8620.5mm

取标准Ld=8000mm。（8000±80） 确定实际中心距a a≈a0+ ⑤a的调整范围。

安装时的所需的最小间距。

Ld-L08000-8620.5

=8000+=2489.75mm 22

amin=a-0.015Ld=2489.75-0.015*8000=2369.75mm 张紧或补偿伸长所需的最大的轴向间距。

amax=a+0.03Ld=2489.75+0.03*8000=2729.75mm 验算包角：

α1=180-

dd2-dd11460-400

⨯57.3=180-⨯57.3=155.6>120 a2489.5

⑥确定带的根数Z：

a) 单根V带传递的额定功率P1(KW)： 根据带型，dd1和n1查表的：

P1=10.91KW

b）传动比i≠1的额定功率增量P1(KW)

根据带规，n1和i查表得P1=0.85kw

c）确定V带根数z： 由资料[1]122页得：

PCPC

式中 z≥=

P0P0+∆P0⨯Kα⨯KL

kα 小带轮包角修正系数，查表的kα=0.96。 kl 带长的修正系数，kl=1.14

Z=

66

=5.249，取Z=6根

(10.91+0.58)*0.96*1.14

⑦单根V带的预紧力F0(N)：

q=0.20kg/m,根据资料[1]122由资料[1]111页查得SPB型窄V 带的每米长质量、

页得单根V带的预紧力F0为：

F0=

⎛2.5⎫

⨯ -1⎪+qv2⎝Kα⎭

500⨯66⎛2.5⎫=⨯ -1⎪+0.2⨯20.12=518.6N6⨯20.1⎝0.96⎭500PCzv

⑧计算作用在轴上的压力Fr(N)

⎛α⎫

Fr=2⨯F0⨯z⨯sin 1⎪

⎝2⎭

⎛155.6⎫

=2⨯518.6⨯6⨯sin ⎪=6028.65N

2⎝⎭ ⑨带轮的结构设计：

由Y250S—6 电动机轴外伸尺寸D⨯E=60mm⨯140mm，可得小带轮的孔

d0=60mm，轴毂长l≤110mm，且结构为辐板式。轮槽尺寸按资料[1]122页表8.6进

行设计

第四章 抽油机的各结构的强度校核

4.1连杆的应力分析与强度校核

抽油机的连杆连接曲柄装置与横梁。通常连杆为无缝钢管，连杆在抽油机工作时，承受拉力或压力。连杆在不同位置时，所受的力大小不同，根据示功图选悬点载荷最大位置时对连杆进行校核。此时抽油机的位置如下图所示:

图:抽油机结构示意图

曲柄销处的作用切线T，连杆作用力P连，曲柄平衡重折合力G曲，曲柄平衡质量造成的离心力G曲=ω2⋅r/g，游梁上作用力有悬点载荷P，连杆作用力P连，游梁支点O'的反作用力Rg(Rx,Ry)以及游梁重G。

根据游梁支点—的力矩平衡式：

P⋅A=P连⋅C⋅sinβ⇒P连=

A

⋅P

C⋅sinβ

引入结构不平衡重，则有：

其中A=3.0m，C=2.0m，P=80KN式中关于β的计算：

J=K2+R2-2KRcosθ-φ

代入θ=60 ，φ=34.14218 ，则J=3.04236m。 利用余弦定理则有：

⎛C2+P2-J2⎫⎛22+3.222-9.2559⎫ β=arccos ⎪=arccos ⎪=66.61

2CP2⨯2⨯3.22⎝⎭⎝⎭

P连=

A3⋅P=⨯80=130.7404KN

C⋅sinβ2⨯sin66.61

连杆的横截面积：取外径D=96mm，壁厚6mm的无缝钢管。

⎛D⎫⎛D-12⎫⎛96⎫⎛96-12⎫ A=π ⎪-π .46mm2 ⎪=π⨯ ⎪-π⨯ ⎪=1696

⎝2⎭⎝2⎭⎝2⎭⎝2⎭

2222

σ=

P连130.7404=⨯103=38.53MPa 2⋅A2⨯1696.46

许用应力：[σ]=

σs

S

=

225

=150MPa 1.5

式中：S——安全系数 σ≤[σ]

故：取连杆材料Q235即可满足强度要求

图：曲柄销的结构示意

4.2曲柄连接设计强度校核

CYJY8—3—37HB型抽油机曲柄连接图所示，已知曲柄销材料为：40Cr，曲柄销锥面大端直径：d1=66mm，曲柄销锥度：1:10，采用M72⨯2螺纹，锥套材料为：45号钢，锥套材料为：45号钢，锥套外径：D=105mm，材料的弹性模量：E=2⨯105MPa ，泊松比：ν=0.27，曲柄销与锥套的实际配合长度：l=114mm，曲柄销悬臂长：

l0=60mm。

强度校核：

(1) 求A-A截面的最大弯矩M：

Mmax=

1AP连max⨯l0⇒P连=⋅P 2C⋅sinβ

其中:A=3.0mm，C=2.0mm，P=80KN，R=0.947mm，P=3220mm 此时:θ=60

J=K2+R2-2KRcosθ-φ=3.04236m

⎛C2+P2-J2

β=arccos 2CP⎝

⎫⎛22+3.222-9.255961911⎫

⎪⎪=66.6137 ⎪=arccos ⎪2⨯2⨯3.22⎭⎝⎭

P连=

A3

⋅P=⨯80=130.7404KN

C⋅sinβ2⨯sin66.613711

P连max⨯l0=⨯130.7404⨯60=392.212N⋅m 22

Mmax=

(2) 求最小结合压力Pfmin： J1= J2= s1= s2=

πd14

64

=

π⨯0.0664

64

=0.9314⨯10-6m4

4

4

-6

πD4-d14

64

(

)=π⨯(0.105-0.066)=5.0352⨯10

64

4

=3.4212⨯10-3m2

2

m4

πd12

4

=

π⨯0.0662

πD2-d12

4

(

)=π⨯(0.105

-0.0662

4

)=5.2378⨯10

-3

m2

G11===0.3937 E21+ν21+0.27取K1=K2=1得：

1111++-6-6GJ1J220.9314⨯105.0352⨯10=0.3937⨯=1036.57 α=⋅

11E11

++-3s1s23.4212⨯105.2378⨯10-3

α=32.20

eαl-e-αl

=19.629 shαl=

2

取μ=0.17，r1=

Pfmin=

d1

=33mm， 2

Mmax⋅J⋅2α4μr14J1+J2shαl

3922212⨯5.0352⨯10-6⨯3220

=

4⨯0.17⨯0.0334⨯0.9314+5.0352⨯10-6⨯19.629=6.733081794⨯10-6

(3) 求螺纹预紧力：

⎡⎛β⎫⎤

QP=πd1lPfmin⎢tg ⎪+ν⎥Qp

⎣⎝2⎭⎦

⎛β⎫1

式中：μ=0.17，tg ⎪=，β为锥角1:10。

220⎝⎭

⎛1⎫

QP=π⨯0.066⨯0.114⨯6.733081794⨯106 +0.17⎪=35⋅01347622⨯103KN

⎝20⎭

(4) 求拧紧力矩T：

T≈0.2Q2Pd=0.⨯

3

m35.0134⨯7622⨯10=0.072KN50⋅4.194

(5) 校核螺纹根部的静强度：

采用M72⨯2螺纹，螺纹小径d1=68.923mm，材料为40Cr，抗拉强度为

σb=940MPa，根据资料[2]，取S=2，则有：

σb4⨯1.3⨯35.01347622⨯106

=12.2MPa≤=470MPa σ=2

Sπ⨯0.068923 显然螺纹根部强度足够。

4.3游梁的应力分析及强度校核

游梁是常规抽油机的重要承载构件。游梁是国产热轧钢板焊接的工字形截面。根据《石油机械》第24卷96—增刊“组焊式抽油机游梁有限分析”中所建力学模型。常规型抽油机游梁的工作应力最大点发生在悬点载荷最大s=0.87m时。游梁处于此位置时，在游梁上作用力有悬点载荷P，连杆作用力P连，游梁支点O'的反作用力R平，以及游梁重量G。

此时抽油机的受力分析简图如下： 其中：P=80KN； G=m游⋅g；

R垂=P+G+P连⋅sinβ；

s R平=-P连coβ

式中：m=0.26⨯5.531⨯235.5⨯2+0.51⨯5.531⨯282.6⨯2=2271.648072Kg（查《机械设计手册》型钢的质量），代入Q的计算公式，

O

图：游梁受力分析简图

则有：G=m游⋅g=2271.648072⨯9.81=22284.86759N≈22.285KN

关于β的计算:J=K2+R2-2KRcosθ-φ.代入θ=60 ，φ=34.14218 ，J=3.04236m。

利用余弦定理则有：

β=arccos⎛ C2+P2-J2⎫⎪⎛ ⎪22+3.222-9.⎝

2CP⎭=arccos 2559611⎫⎝2⨯2⨯3.22⎪⎪9⎭

=166.61

3 7 P连=

AC⋅sinβ⋅P=3

2⨯sin66.6137

⨯80=130.7404KN

R垂=P+G+P连⋅sinβ=80+22.285+130.7404=233.0254KN

R平=-P连cosβ=-130.7404⨯cos66.6137=-51.895KN

危险截面发生在O1截面处,游梁的横截面如下图所示：

则

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σmax=中： Mmax=3922.212N⋅m，y=

Mmaxy

，（其IZ

560

。 =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

IV

IZ

I

10.03⎛⎫=⨯0.26⨯0.033+0.26⨯0.03⨯ 0.57--0.28⎪=5.957⨯10-4m4 122⎝⎭

2

IZ

IZ

IV

=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 12

II

I

II

IZ

III

=IZ=4.021⨯10-4m4

I

II

III

IZ=IZ+IZ+IZ最大拉应力： σ+max=

+IZ

IV

)⨯10-4=19.956⨯10-4m4 =2⨯(5.957+4.021

Mmaxy3922.212⨯0.28

==55.0MPa -4

IZ19.956⨯10

最大压应力：

σ-max=σ+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

2

2

MB=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。

σ+max=σ-max=

Mmax13369.09952⨯32

==27.718MPaWπ⨯0.173Mmax13369.09952⨯32

==27.718MPa 3

Wπ⨯0.17

σ+max≤[σ+]=216MPa

σ-max≤[σ-]=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

(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=

2

2

-25.947292+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）：

L10h

106⎛ftC⎫

=⋅ ⎪ 60n⎝P⎭

ε

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， ω=0.6158rad/s

n=

30ω

π

=

6

30⨯0.6158

π

ε

=5.88r/min

6

3

L10h

⎛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

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

曲柄滑块机构简图当φ=0 °时,游梁与连杆的连接点B在B'点,为距曲柄轴心最远的

位置,相应于悬点 A 下死点。

当φ=180 °时, 游梁与连杆的连接点B点在B''点处,为距曲柄轴心近的位置,相应于

悬点A为上死点。

B点的最大位移 SBmax = 2r。

B点在任意时刻的位移 (从φ = 0° 算起 ) XB为

由 △O′ DB得

:

则

式中λ= r/ l。

由 △O′ DB , 利用正弦定律 , 可找到ψ与φ的

而将上式代入得

度, 即为 B 点位移与曲柄转角

可将该式进一步简化 , 取其实用上足够准确的近似式。将上式所

含按二项

式定理展开取其前2项可

得

B点位移公式可简化

为

B点的速

度

B点的加速

度

知道 B 点的位移、速度和加速度后 , 则可由

下面的关系式求得 A点的相应值

A点位

移

A点速

度

A点加速

度

由上述公式可见 , 游梁式抽油机悬点的速度曲线为一“ 歪曲 ”的正弦曲线 , 加

速度曲线变化为一被 “ 歪曲 ”的余弦曲线。抽油机在一个冲程中,悬点的速度和加

速度不仅大小在变化 , 而且方向也要发生改变。上冲程的前半冲程为加速运动, 加速

度为正 (加速度方向与运动方向都向上 ) ; 后半冲程为减速运动 (加速度方向与运动

方向相反 )。

6.2 抽油机悬点运动学 Pro /E分析

Pr o /EngineerWildfire是美国 PTC公司研制的套由设计到制造一体化的三维设计

软件 , 是新一代的产品造型系统。应用该软件不但可以建立零件模型 , 还可以轻松

建立部件、整机的装配模型, 还可以对设计产品在计算机上预先进行运动仿真。Pr o

/EngineerWildfire软件中的 Mechanis m模块是专用于进行机构运动学分析和仿真的 ,

可以对抽油机驴头悬点运动规律进行精确的计算分析。现针对CYJY10—3—53HB型

抽油机进行机构运动学仿真研究。该游梁抽油机几何尺寸参数[ 2 ]如下。

游梁前臂长度: a = 3 000 mm;

游梁后臂长度: b = 1 860 mm;

连杆长度: l = 3 200 mm;

支架轴承中心至底座之高度: H = 5 210 mm;

减速器输出轴中心至支架轴承中心之水平距离: I = 2 400 mm;

减速器输出轴中心至底座底面之高度 : G =2 010 mm;

曲柄旋转半径: r = 597 mm;

驴头曲率半径: R = 3 000 mm;

该抽油机冲程 118 m, 冲次 6 min- 1

。

图为根据上述尺寸在 Pr o /EngineerWildfire

环境中建立的抽油机简化模型。

由于该抽油机冲次为 6 min- 1, 则该抽油机驱电动机角速度应为 0163 rad / s, 选

择该抽油机驱动器为曲柄的伺服电动机 ,故定义驱动轴处伺服电动机角速度为 0163

rad / s。设置完驱动装置,再进相应计算参数的设置, 包括计算时间、初始条件等。本

算例以抽油机横梁处于水平位置,且向下运动作为计算的零时刻位置, 进行计算后,可

得如下结果曲线。图为悬点位移随时间的变化曲线。由图中可见,抽油机驴头悬点随时

间的位移关系曲线基本为正弦规律。

图：悬点位移随时间变化曲线

图为抽油机悬点速度与时间关系曲线。由图中可见,抽油机的悬点速度随时间按照

类似正弦曲线变化。

图：悬点速度随时间变化曲线

图为抽油机悬点加速度随时间关系曲线。由图可见,抽油机的悬点加速度随时间按

照类似余弦曲线变化。

图：悬点加速度随时间变化曲线

图为抽油机悬点位移、速度、加速度在一个冲程中随时间变化的关系曲线,由图可

清晰地对比出抽油机悬点的位移、速度和加速度之间的关系。

图：悬点位移、速度和加速度在1个冲程中随时间变化的关系曲线

(1) 通过上面对游梁式抽油机驴头悬点运动规律的研究可以看出,1个冲程过程

中 , 悬点速度时刻在发生变化 , 悬点加速度也不断地跟随变化,运动规律复杂。

(2) 可以看出借助于先进的计算机仿真技术,在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。

结论

时光飞逝，岁月如梭，接近3个月的毕业设计即将结束，也意味着大学的学习生活

即将落下帷幕。

在设计开始的初期，我认真的阅读了老师发给我的关于常规型抽油机的材料。并在

图书馆查阅了有管于常规型抽油机的资料。了解了一些有关于抽油机的结构的问题，还

看了一些有关于抽油机节能方面的书，为以后的常规型抽油机的设计做好了准备。

在设计过程中，我增强了自己发现问题，分析问题并解决问题的能力。首先，按照

指导老师给定的课题，设计参数。我开始搜集了一些有关抽油机的书目，并对其进行了

认真的分析。其次，我对抽油机的各杆长尺寸进行了优化设计，并认真分析了抽油机的

工作原理和节能原理。我还对抽油机的几何参数，运动学参数及传动参数等问题进行了

全面的分析和计算。再次，选择了合理的连杆及油梁的截面尺寸和材料，并验算了轴的

强度和寿命。最后，按照所设计的各部分零，部件的尺寸绘制出抽油机的总装备图和部

分零、部件图。

本次设计的内容和整个设计过程为我们今后的工作打下了良好的基础。此次设计得

到了广大老师和同学的支持、指导及帮助，尤其是得到了我的指导老师高老师的大力指

导，我在此由衷地表示感谢！

参考文献

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sapplication to modeling and control.IEEE Trans,1985,15(1):116～132

致谢 为期一个学期的毕业设计结束了，我的大学四年生涯也即将圈上一个句号。毕业设

计是我对这四年的来的大学生活进行的总结，是对我们知识的一个测试，也是一个自我

的检验。

一个好的设计，仅仅依靠自己的力量是很难完成的，因为你总会遇见困难，或许老

师、同学的一个简单的提示就可以让你豁然开朗、让你茅塞顿开，在此次设计过程中，

我深刻体会到了这一点的重要性，同时我也深深的领悟到团队精神的重要，互助精神的

必要。

最后感谢我的导师的亲切关怀和悉心教导。四年的求学生涯在师长、亲友的大力支

持下，走得辛苦却也收获满囊，在论文即将付梓之际，思绪万千，心情久久不能平静。

伟人、名人为我所崇拜，可是我更急切地要把我的敬意和赞美献给一位平凡的人，我的

导师。我不是您最出色的学生，而您却是我最尊敬的老师。您治学严谨，学识渊博，思

想深邃，视野雄阔，为我营造了一种良好的精神氛围。授人以鱼不如授人以渔，置身其

间，耳濡目染，潜移默化，使我不仅接受了全新的思想观念，树立了宏伟的学术目标，

领会了基本的思考方式，从论文题目的选定到论文写作的指导,经由您悉心的点拨,再经

思考后的领悟,常常让我有“山重水复疑无路,柳暗花明又一村”。她严肃的科学态度，

严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。我还要感谢在一起愉

快的度过毕业论文小组的同学们，正是由于你们的帮助和支持，我才能克服一个一个的

困难和疑惑，直至本文的顺利完成。