液壓抽油機設計 畢業(yè)設計

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1、 液壓抽油機設計 摘 要 一種液壓傳動式石油開采抽油機，由包括液壓泵、馬達、控制閥、管路輔件在內的液壓元件及相關機械零件裝配組連為一個整體構成液壓傳動部件，通過其中的液壓傳動部件中的液壓馬達傳動輪的輪面式或者齒式或者槽式傳動結構與相對應的一端與采油油井的抽油泵連接桿相接的帶式或者鏈式或者繩索式柔性傳動件相配合，構成該機的往復工作機構。 通過由機、電、液元器件裝配組連所構成的工作沖程和沖次調整控制系統(tǒng)來調整和控制該機往復工作機構，牽引石油油井的抽油泵按設定的沖程和沖次連續(xù)往復工作。電動機的動力輸出軸端與液壓泵的轉子軸端直接或者經由連軸構件實現配合連接，經由液壓控制閥、工作液

2、過濾器、管路、附件將工作液容箱和液壓泵之間組連成液壓控制和工作回路，構成該液壓傳動部件的液壓動力源部分。 一種滑塊式盤傳動低速大扭矩液壓馬達的傳動盤的外周直接裝配輪面?zhèn)溆信c繩或者帶或者鏈式柔性傳動件相對應配合的傳動結構的傳動輪，即構成該部件的動力轉換和傳動部分。其特點是:結構簡單,制造、使用、維護成本低，明顯節(jié)能。 關鍵詞：液壓泵，液容箱，控制閥，傳動輪 Hydraulic pumping unit design ABSTRACT A hydraulic drive type oil pumping unit, by including hydraulic

3、pumps, motors, control valves, piping accessories, including hydraulic components and mechanical parts associated with the assembly as a whole constitutes a group of hydraulic components, through which the hydraulic parts of the hydraulic motor drive wheel or gear wheel surface, or trough-type struc

4、ture corresponding to the transmission side and the oil wells pump connecting rod connecting the belt or chain or rope-style flexible transmission parts matched to form reciprocating machine working bodies. Through the mechanical, electrical, hydraulic components, the assembly constituted by the

5、work group with stroke and rushed revision control system to adjust and control the aircraft reciprocating body traction pump oil wells set by the stroke and the rushing back and forth consecutive working . Motor power output shaft and the pump rotor shaft directly or through a coupling component to

6、 achieve with the connection, via the hydraulic control valve, the working fluid filters, piping, accessories will be the working fluid between the tank and pump together into groups and work-loop hydraulic control, hydraulic components that make up the hydraulic power source part. One kind of sli

7、der-style disk drive low speed high torque hydraulic motor drive plate assembly wheel peripheral surface with a direct and flexible rope or belt or chain drive transmission parts corresponding with the structure of the drive wheel, which constitute the components of the power conversion and transmis

8、sion parts. It features: simple structure, manufacture, use, maintenance costs low, clear energy. KEY WORDS： hydraulic pump , the tank liquid , the control valve , wheel drive III 目　錄 前　言 一種液壓傳動式石油開采抽油機，由包括液壓泵、馬達、控制閥、管路輔件在內的液壓元件及相關機械零件裝配組連為一個整體構成液壓傳動部件，該部件與底座、支架及其連接構件裝配組合構成的機架部分一道構成該機的

9、主體結構，通過其中的液壓傳動部件中的液壓馬達傳動輪的輪面式或者齒式或者槽式傳動結構與相對應的一端與采油油井的抽油泵連接桿相接的帶式或者鏈式或者繩索式柔性傳動件相配合，構成該機的往復工作機構，通過由機、電、液元器件裝配組連所構成的工作沖程和沖次調整控制系統(tǒng)來調整和控制該機往復工作機構牽引石油油井的抽油泵按設定的沖程和沖次連續(xù)往復工作，其特征是:通過連接底座將一種滑塊式具有變排量、變流向結構和功能的液壓泵與相匹配的動力電動機裝配組合，電動機的動力輸出軸端與液壓泵的轉子軸端直接或者經由連軸構件實現配合連接，工作液容箱安裝于連接底座的上部，經由液壓控制閥、工作液過濾器、管路、附件將工作液容箱和液壓泵之

10、間組連成液壓控制和工作回路，構成該液壓傳動部件的液壓動力源部分；于一種滑塊式盤傳動低速大扭矩液壓馬達的傳動盤的外周直接裝配輪面制備有與繩或者帶或者鏈式柔性傳動件相對應配合的傳動結構的傳動輪，即構成該部件的動力轉換和傳動部分；將此兩個部分安裝于裝配有升降導向輪、配置有用于安放由數塊配重塊疊加組合構成的組合體托架的架體之上，通過液壓管路溝通這兩部分之間的液壓回路，即構成該傳動部件的完整結構；在其內部結構中，所采用的液壓泵是一個由變量、換向液壓泵與組合配流閥一體化的泵、閥組合體，其組合配流閥的具體結構是，于泵的殼體的體內沿殼體內腔軸心線方向平行設置有兩閥腔，兩閥腔的中部，各有一徑向通液孔與殼體內腔溝

11、通，與工作液進、回液管路相接的進、回油口沿水平方向、平行、并列、垂直于兩閥腔軸線的方向設置于閥腔壁的外部，兩油口的底孔分別將兩閥腔垂直交匯貫通，閥腔的內置件的構成及由內向外的裝配順序依次是，由內閥體、內閥芯、內壓縮彈簧、內腔依次裝配中心閥芯和外壓縮彈簧再由限位卡環(huán)限定的中間閥體和外端部設置有液壓管路接口的外閥體構成；該組合配流閥在泵的工作過程中的配流規(guī)律是，當一閥腔的徑向通液孔溝通的是泵的吸液工作腔，則該閥腔的內閥芯被吸外移，開通進液油口與該吸液工作腔的液流通道，中間閥體連同內腔處于關閉狀態(tài)的中心閥芯一道整體被吸內移，開通回液油口經由外閥體的徑向通液孔和外端管路接口與所連接管路之間的通道；與此

12、同步，另一閥腔的徑向通液孔溝通的必定是泵的排液工作腔，此時該閥腔的內閥芯關閉、中間閥體封閉外閥體的徑向通液孔，即進、回液油口與泵工作腔的通路同時關閉，中間閥體內腔的中心閥芯被工作液推動外移，開通泵的排液工作腔與外閥體外端的管路接口所連接管路之間的通路；該泵的工作液排量和流向的變換是通過其體內變位定子零件的軸心線相對于轉子回轉軸線的徑向位移量的變化實現的，即，徑向位移量增大，則排量增大，徑向位移量減小，則排量減小，徑向位移由轉子回轉軸線的一側移動至另一側，則該泵改變工作液流向；變位定子的徑向位移是通過徑向相對裝配于該泵的殼體上的兩只平衡液缸的活塞桿受到控制液交替往復推動實現的，位移量值的確定，即

13、泵工作排量的調定是通過調整液缸蓋上的限位螺釘限定活塞復位位置來實現的，平衡液缸的液壓動力是由液壓系統(tǒng)中的控制回路提供的；在總體上，液壓傳動部件的整個液壓系統(tǒng)是一個開式泵控馬達容積調速及換向的液壓系統(tǒng)，由液壓動力傳動工作回路和液壓控制回路兩部分構成；液壓動力傳動工作回路的基本構成是，工作液自工作液容箱經由供液管路、進液油口、組合配流閥進入液壓泵的工作腔加壓后，再經由組合配流閥、液壓管路進入液壓馬達的工作腔，驅動馬達旋轉后，再經由液壓管路、組合配流閥、工作液回液油口、工作液回液管路、回液過濾器過濾后返回工作液容箱，完成整個工作循環(huán)；液壓控制回路的基本構成是，于泵的端蓋上裝配有工作液壓力繼電器、手動

14、節(jié)流閥和二位四通電磁換向閥，端蓋的體內設置有閥腔、裝配有梭閥芯、預制有相關通液孔道、設置有兩端和中間這三個油口構成梭閥結構，經由控制管路將組合配流閥的兩只外閥體外端管路接口處分別與梭閥兩端油口接通，梭閥的中間油口經由端蓋的體內孔道分別與壓力繼電器的控制液接口和電磁換向閥進液口接通，該換向閥的兩控制液油口經由蓋體體內孔道、控制管路分別與徑向相對裝配于泵的殼體上的兩平衡液缸的油路接口接通，該換向閥的回液口經由端蓋體內孔道與節(jié)流閥的一端口接通，該節(jié)流閥的另一端口經由端蓋的體內孔道與泵的工作泄漏液容腔接通，由此構成本系統(tǒng)的控制回路；該控制回路在工作狀態(tài)下的適時控制狀態(tài)是，分別自液壓動力傳動工作回路中與

15、液壓馬達進、排油口相通的液壓管路引入的工作液至梭閥的兩端接口，經梭閥調控后，由梭閥中間接口輸出壓力控制液，該控制液一路至壓力繼電器，根據該控制液的實際工作壓力相對于壓力繼電器設定的工作液壓力額定值的超、欠狀況自動控制動力電動機的運轉或者停止；該控制液另一路至電磁換向閥，當電磁換向閥受電控換向，則與該閥相通的兩平衡液缸中的工作液壓力狀態(tài)同時轉換，即高壓變低壓、低壓變高壓，變?yōu)楦咭簤毫ζ胶庖焊椎幕钊麠U推動泵的變位定子向變?yōu)榈鸵簤毫顟B(tài)下的平衡液缸的方向移動，直到變?yōu)榈鸵簤浩胶庖焊椎幕钊艿较尬宦葆數南拗仆Ｖ?，移動的速度取決于節(jié)流閥對變?yōu)榈蛪旱钠胶庖焊椎墓ぷ饕夯亓魇┬泄?jié)流強度的大小，當節(jié)流強度大，則

16、移動速度小，與之相應的是液壓馬達的轉換旋轉方向的過程平滑緩慢，當節(jié)流強度小，則移動速度大，與之相應的是液壓馬達的轉換旋轉方向的過程相對迅速。 第1章 液壓傳動的發(fā)展概況和應用 1.1 液壓傳動的發(fā)展概況 液壓傳動和氣壓傳動稱為流體傳動，是據17世紀帕斯卡提出的液體靜壓力傳動原理發(fā)展起來的一門新興技術，是工農業(yè)生產中廣為應用的一門技術。當今，流體傳動技術水平的高低已成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標志。 20世紀50年代我國的液壓工業(yè)才開始，液壓元件初用于鍛壓和機床設備上。六十年代有了進一步的發(fā)展，滲透到了各個工業(yè)部

17、門，在工程機械、冶金、機床、汽車等工業(yè)中得到廣泛的應用。如今的液壓系統(tǒng)技術向著高壓、高速、高效率、高集成等方向發(fā)展。同時，新元件的應用、計算機的仿真和優(yōu)化等工作，也取得了卓有的成效。 工程機械主要的配套件有動力元件、傳動元件、液壓元件及電器元件等。內燃式柴油發(fā)動機是目前工程機械動力元件基本上都采用的；傳動分為機械傳動、液力機械傳動等。液力機械傳動時現在最普遍使用的。液壓元件主要有泵、缸、密封件和液壓附件等。 當前，我國的液壓件也已從低壓到高壓形成系列。我國機械工業(yè)引進并吸收新技術的基礎上，進行研究，獲得了符合國際標準的液壓產品。并進一步的優(yōu)化自己的產業(yè)結構，得到性能更好符合國際標準的產

18、品。國外的工程機械主要配套件的特點是生產歷史悠久、技術成熟、生產集中度高、品牌效應突出。主機和配套件是互相影響、互相促進的。當下，國外工程機械配套件的發(fā)展形勢較好。 最近，這些年國外的工程機械有一種趨勢，就是：主機的制造企業(yè)逐步向組裝企業(yè)方向發(fā)展，配套件由供應商提供。美國的凱斯、卡特彼勒，瑞典的沃爾沃等是世界上實力最強的主機制造企業(yè)，其配套件的配套能力也是非常強的，數量上也是逐年大幅的增長，配套件主由零部件制造企業(yè)來提供。 在科技大爆炸的今天，計算機技術、網絡技術、通信技術等現代信息技術對人類的生產生活產生了前所未有的影響。這也為今后制造業(yè)的發(fā)展，設計方法與制造技術模式的改變指明了方向

19、，為數字化的設計資源與制造資源的遠程共享，提高產品效率奠定了基礎。目前，在液壓領域中，特別是中小企業(yè)在進行液壓傳動系統(tǒng)的設計時，存在零部件種類繁多、系統(tǒng)集成復雜、參考資料缺乏等一系列困難，而遠程設計服務可以解決這些問題。 1.2 液壓傳動的特點及在機械行業(yè)中的應用 1、液壓傳動的優(yōu)點： （1）單位功率的重量輕，即在相同功率輸出的條件下，體積小、重量輕、慣性小、結構緊湊、動態(tài)特性好。 （2）可實現較大范圍的無級調速。 （3）工作平穩(wěn)、沖擊小、能快速的啟動、制動和頻繁換向。 （4）獲得很大的力和轉矩容易。 （5）操作方便，調節(jié)簡單，易于實現自動化。 （6）易于實現過載保護，安全

20、性好。 （7）液壓元件以實現了標準化、系列化和通用化，便于液壓系統(tǒng)的設計、制造和使用。 2、液壓系統(tǒng)的缺點： （1）液壓系統(tǒng)中存在著泄漏、油液的可壓縮性等，這些都影響運動的傳遞的準確性，不宜用于對傳動比要求精確地場合。 （2）液壓油對溫度敏感，因此它的性能會隨溫度的變化而改變。因此，不宜用于問短變化范圍大的場合。 （3）工作過程中存在多的能量損失，液壓傳動的效率不高，不宜用于遠距離傳送。 （4）液壓元件的制造精度要求較高，制造成本大，故液壓系統(tǒng)的故障較難診斷排除。 3液壓系統(tǒng)在機械行業(yè)中的應用： 工程機械——裝載機、推土機、抽油機等。 汽車工業(yè)——平板車、高空作業(yè)等。

21、 機床工業(yè)——車床銑、床刨、床磨等。 冶金機械——軋鋼機控制系統(tǒng)、電爐控制系統(tǒng)等。 起重運輸機械——起重機、裝卸機械等。 鑄造機械——加料機、壓鑄機等。 第2章 液壓傳動的工作原理和組成 液壓傳動是以液體為工作介質來傳遞動力（能量）的，它又分為液壓傳動和液力傳動兩種形式。液壓傳動中心戶要是以液體壓力能來進行傳遞動力的，液力傳動主要是以液體動能來傳遞動力。液壓系統(tǒng)是利用液壓泵將原動機的機械能轉換為液體的壓力能，g經各種控制閥、管路和液壓執(zhí)行元件將液體的壓力能轉換成為機械能，來驅動工作機構，實現直線往復運動和會回轉運動。油箱液壓泵溢流閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸及連接這些

22、元件的油管、接頭等組成了驅動機床工作臺的液壓系統(tǒng)。 2.1 工作原理 液油在電動機驅動液壓泵的作用下經濾油器從油箱中被吸出，加油后的液油由泵的進油口輸入管路。再經開停閥節(jié)流閥換向閥進入液壓缸，推動活塞而使工作臺左右移動。液壓缸里的油液經換向閥和回油管排回油箱。 節(jié)流閥用來調節(jié)工作臺的移動速度。調大節(jié)流閥，進入液壓缸的油量增多，工作臺的移動速度就增大；調小節(jié)流閥，進入液壓缸的油量就減少，工作臺的移動速度減少。故速度是由油量決定的，液壓系統(tǒng)的原理圖見圖2。 2.2 液壓系統(tǒng)的基本組成 （1）動力元件：液壓缸——將原動機輸入的機械能轉換為壓力能，向系統(tǒng)提供壓力介質。 （2）執(zhí)

23、行元件：液壓缸——直線運動，輸出力、位移；液壓馬達——回轉運動，輸出轉矩 轉速。執(zhí)行元件是將介質的壓力能轉換為機械能的能量輸出裝置。 （3）控制元件：壓力、方向、流量控制的元件。用來控制液壓系統(tǒng)所需的壓力、流量、方向和工作性能，以保證執(zhí)行元件實現各種不同的工作要求。 （4）輔助元件：油箱、管路、壓力表等。它們對保證液壓系統(tǒng)可靠和穩(wěn)定工作具有非常重要的作用。 （5）工作介質：液壓油。是傳遞能量的介質。 第3章 傳動裝置設計 3.1 帶、減速器設計 帶傳動是一種撓性傳動。基本組成零件為帶輪（主動輪和從動輪）和傳動帶，具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉和緩沖吸振等特點。本次設計

24、帶傳動是把電機的轉速通過一定的傳動比傳給減速器，實現電機與減速器通過帶間接連接起來。選電機的型號Y200L-8，查表的，設計抽油桿的沖次。 3.1.1 V帶設計 1、傳動比的確定 查表得帶得傳動比一般推薦.本次設計取 查表得 則減速器的輸入轉速 減速器的總的降速比 2、皮帶確定 查表得 則電動機的計算功率 （1）帶型號選擇 查表得選擇V帶的型號為C型 查表得初選小帶輪的直徑為則大帶輪的直徑 （2）帶速計算 查表得符合推薦值范圍故合適 （3）中心距及帶長計算 （式3.1） 則帶入數據有 初取

25、 （式3.2） 查表得取 （式3.3） 則實際中心距 中心距變換范圍 （4）帶包角的驗算 符合 （5）V帶根數的確定 查表得 則根數 取 (6）初拉力得計算 由《機械設計》P149表8-3的 則實際 (7)壓軸力的計算 (8)小帶輪尺寸設計 查表得電機Y200L-8輸出軸的直徑，長度鍵槽的寬，,則鍵槽的高度=. 查表得帶和輪連接時的各個參數 (9)選帶輪的材料為Q235,小帶輪零件圖如圖3.1： 圖3.1 小帶輪零件圖 3.1.2 減速器設計 I級齒

26、輪傳動設計 (1)傳動比計算 查表得 本次設計取系數為1.4則 (2)功率、轉速計算 有設計要求可得齒輪的轉速不高，故選擇八級精度。 (3)齒輪材料的選擇 選擇小齒輪的材料為，硬度為280HBS，大齒輪的材料為45號鋼，硬度為240HBS，兩者相差40HBS (4)齒數的選擇 選小齒輪的齒數為 取 (5)齒輪具體的設計 初選螺旋角，載荷系數， 查表得選齒寬系數， 查表得選區(qū)域系數。 查表得材料的彈性影響系數 查表得 則小齒輪的轉距 查表得小齒輪的接觸疲勞強度 大齒輪的接觸疲勞強度 應力循環(huán)次數

27、（式3.4） 查表得接觸疲勞壽命系數 取失效概率，安全系數 （式3.5） 小齒輪的分度圓直徑 （式3.6） 計算圓周速度v 計算齒寬不b及模數 齒高 寬高比 查表得使用系數，8級精度 查表得得 則縱向重合度 查表得，， 則載荷系數 則校合分度圓直徑 計算模數 齒跟彎曲強度設計 動載系數 縱向重合度 查表得螺旋角影響系數 則當量齒數 查表得取齒型系數得 查表得應力校合系數 計算大

28、小齒輪的 查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 查表得取疲勞壽命系數取彎曲疲勞安全系數 則 小齒輪 大齒輪 大齒輪的數值大 則設計模數 對計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于齒跟彎曲疲勞強度計算的模數，為了符合兩者取，就可以滿足強度，但為了同是滿足強度，取分度圓直徑 則 取，則取 則中心距 按圓整后的中心距修正螺旋角 變化不大不需要修改，則大齒輪的分度圓直徑為 (6)齒輪幾何要素的尺寸計算 查表得得 大齒輪的齒頂圓直徑為 大齒輪的齒根圓直徑為 小齒輪的齒頂圓直徑為 小齒輪的齒

29、根圓直徑為 則小齒輪的寬度為 取 大齒輪的寬度為 （7）小齒輪的具體結構和尺寸如圖3.2 圖3.2 小齒輪零件圖 II級齒輪傳動設計 (1)傳動比的分配 (2)功率和轉速的計算 由設計要求可得齒輪的轉速不高，故選擇八級精度。 (3)齒輪材料的選擇 選擇小齒輪的材料為40Cr，硬度為280HBS，大齒輪的材料為45號鋼，硬度為240HBS，兩者相差40HBS (4)齒數的選擇 初選小齒輪的齒數為則大齒輪的齒數 取 (5)齒輪具體的設計 初選螺旋角，載荷系數， 查表得選齒寬系數， 查表得選區(qū)域系數。 查表得材料的彈性影響系數 查表得得

30、小齒輪的轉距 查表得得小齒輪的接觸疲勞強度 大齒輪的接觸疲勞強度 應力循環(huán)次數 查表得取接觸疲勞壽命系數 取失效概率，安全系數由式10-12得 由式得小齒輪的分度圓直徑 計算圓周速度V 計算齒寬不b及模數 齒高 寬高比 查表得使用系數，8級精度 查表得得 則縱向重合度 查表得，， 則載荷系數 則校合分度圓直徑 計算模數 齒跟彎曲強度設計 動載系數 由縱向重合度 查表得螺旋角影響系數 則當量齒數 查表得取齒型系數得 查取應力校合系數 計算大小齒輪的 查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲

31、疲勞強度極限 查表得疲勞壽命系數 取彎曲疲勞安全系數 小齒輪 大齒輪 大齒輪的數值大 則設計模數 對計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于齒跟彎曲疲勞強度計算的模數，為了符合兩者取，就可以滿足強度，但為了同是滿足強度，取分度圓直徑 則 取，則取 則中心距 按圓整后的中心距修正螺旋角 變化不大不需要修改，則大齒輪的分度圓直徑為 (6)齒輪幾何要素的尺寸計算 查表得 大齒輪的齒頂圓直徑為 大齒輪的齒根圓直徑為 小齒輪的齒頂圓直徑為 小齒輪的齒根圓直徑為 則小齒輪的寬度為 取 大齒輪的寬度為 3.1.

32、3 減速器軸計算及軸承選擇 1、減速器軸徑的計算 軸徑的初算 （式3.7） 其中P為軸所傳遞的功率,n為軸的轉速,C可由《機械設計課程設計》P18表3-1得出,本次設計取。 抽油機長期連續(xù)工作，減速器作為動力輸出，所以對減速器軸的要求較高查表選軸的材料為20Cr，許用彎曲應力，剪切疲勞極限彎曲疲勞極限屈服強度極限抗拉強度極限硬度56～62HBS 由, 由, 由, 2、具體結構和尺寸的計算 根據前面帶輪的寬度，減速器軸的寬度及軸承端蓋厚度，及各部分間隙可算得減速器一軸的長度。 由計算的，取與減速器相連軸的直徑為d=42mm，

33、為了滿足軸向定位要求需要制出一軸肩查表可得r=1.6mm,取安裝軸處的直徑d=50mm，為了滿足軸向定位要求需要制出一軸肩查表可得r=1.6mm，則此時軸的直徑為d=56mm為了方便定位在齒輪安裝處需設計一軸肩查表得r=2mm，則安裝齒輪處的直徑降為d=56mm，同樣在安裝軸承處設軸肩的高度r=1.6，安裝軸處的直徑降為d=50mm具體設計如圖3.3 圖3.3 減速器一軸零件圖 同樣的方法可設計的軸二的具體尺寸和結構如如圖3.4： 圖3.4 減速器二軸零件圖 3、軸承的選取 本次設計采用滾動軸承，滾動軸承是現代機器中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支

34、撐轉動零件的?；窘Y構分為四部分：1、內圈2、外圈3、滾動體4、保持架。 由設計可知減速器軸承既承受軸向力，又承受徑向力。查表得選擇圓錐滾子軸承機構代號30000， 由軸一支撐處的直徑選一軸選擇軸承代號30210小徑大徑寬 由軸二支撐處的直徑選二軸的軸承型號為30216小徑大徑寬 由軸三支撐處的直徑選三軸的軸承型號為30228小徑大徑寬。 4、鍵的選擇 本次設計減速器所使用的鍵全部選用平鍵，由設計圖可得軸一安裝齒輪處的直徑d=56mm，查表可得鍵的基本尺寸b=16mm，h=10mm，選長度L=125mm.安裝帶輪處軸的直徑為d=42mm，查表可得鍵的基本尺寸b=12mm，h=8mm

35、，選長度L=110mm。軸二安裝齒輪處的軸徑均為d=86mm，查表可得鍵的基本尺寸b=25mm，h=14mm，選長度分別為L=160mm，L=90mm。 3.1.4 減速器軸的校核 減速器軸的校核，減速器共有三軸，我們著重對一軸進行校核。軸一簡化圖如如圖3.5： 圖3.5 軸一簡化圖 1、軸上的功率、轉速、轉矩的計算 由上面的計算可知 軸上的功率，轉速 轉矩 2、齒輪上作用力的計算 由上面的計算可知齒輪的分度圓直徑 則有, ， 式中， 3、軸的尺寸設計如上面 4、軸上載荷的計算 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩中可以看出C截面為軸的危險面現在將C處的數據列于表3.1

36、： 表3.1 載 荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 5、校核軸的強度 軸單向轉動扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力取 查表得 其中W可查表得到 查表15-1得 因此軸是安全的。 3.2 四桿機構設計 3.2.1 四桿機構尺寸計算 1、曲柄連桿機構的條件 查表得曲柄連桿機構則桿長條件如下： (1)組成周轉副的兩桿中必有一桿為最短桿。 (2)最短桿長度+最長桿長度其余兩桿的長度之和。 取曲柄的長度為L1=500mm，出設計其它的尺寸如圖3.6：圖3.6 2、轉角的計算 如上圖所示 L1

37、為曲柄原動件，S2C,S2D分別為搖桿L3的兩個極限位置 出選擇各個參數如圖 當四桿機構的L1,L2處在同一直線及S1BD在同一直線時 則根據余弦公式 其中a ，b為相鄰的邊 則有 當四桿機構L1,L2重合時及AS1C在同一直線時 則有 則曲桿L3的轉角 初選轉角，如最后有不合適的地方，稍加以調整 3.2.2 曲柄的設計 由上面計算可得減速器三軸的直徑為d=136.14mm取d=140mm曲柄的長度為L=500mm,選曲柄的材料為Q235A,具體結構和尺寸如如圖3.7 圖3.7 曲柄零件圖 3.2.3 連桿的設計 選連桿的材料為Q235A，具

38、體的結構和尺寸如圖3.8 如圖3.8連桿零件圖 3.3 鏈輪傳動裝置設計 3.3.1 材料的選擇 鏈輪機構是將四桿機構和天輪連接器來的重要部件，同時也是將四桿機構所傳遞動力通過鋼絲繩傳送給天輪，從而完成整個系統(tǒng)的運作。鏈輪為傳遞動力的重要部件，對材料的要求較高。 小鏈輪為主動輪，查表得選小鏈輪的材料為20Cr，熱處理的方式滲碳、淬火、回火，處理后硬度50～60HBC,齒數 大鏈輪為從動輪選擇材料為Q235,熱處理的方式焊接后退火,熱處理后的硬度為140HBS 3.3.2 齒數的確定 已知傳遞的功率不大由查表得選擇滾子鏈, 鏈速最大的傳動比 本次設計取因為小鏈輪的齒數,取

39、則 大鏈輪的齒數 由四桿機構可得大輪的相對轉速 則小鏈輪的速度為 3.3.3 當量的單排鏈的計算功率 （式3.8） 查表得 ， 選擇三排鏈則 3.3.4 鏈條的型號和節(jié)距的確定 根據和小鏈輪的轉速查表得選擇鏈的型號40A 查表可得鏈條的節(jié)距，滾子直徑 排距，則可得鏈輪的寬度為 3.3.5 中心距、鏈節(jié)數的計算 （式3.9） 為了使結構緊湊，本次設計取中心距 （式3.10） 為了使得鏈條的過渡鏈接，將圓整為 （式3.11） 查表得則鏈傳動的最大中心距 3.3.6 鏈輪各個尺寸的計算

40、 小鏈輪的尺寸 查表可得 分度圓直徑 （式3.12） 齒頂圓直徑 （式3.13） 齒根圓直徑 （式3.14） 同理的大鏈輪的尺寸參數 分度圓直徑， 齒頂圓直徑， 齒根圓直徑 3.3.7 具體結構的設計圖 小鏈輪圖如如圖3.9所示 . 圖3.9 小鏈輪零件圖 大鏈輪圖如如圖3.10 圖3.10 大鏈輪零件圖 3.4 天輪及滑輪設計 3.4.1 天輪設計 1、材料的選擇 選天輪的材料為ZG45 2、天輪的具體幾何尺寸的設計 設計沖程為5.0米，

41、則曲柄連桿機構從最低點到最高點滑輪所轉過的周長為L=2.5米。取大天輪的直徑為，則天輪所轉過的弧度，大小天輪同軸則小天輪的所轉過的角度 取大鏈輪距天輪的距離為兩米，則可算出曲柄連桿機構從最低點到最高點時小天輪所轉過的鋼絲長度L 草圖如如圖3.11所示 圖3.11 由圖可知根據余弦公式 其中a、b為相鄰的邊 當四桿機構處在最低點時有 則3594mm 當四桿機構處在最高點時有 則 則 根據，可得小天輪的直徑 為了設計的方便取小鏈輪一體的滑輪的直徑. 具體的分布是大天輪在中間，兩個小天輪對稱分布在大天輪的倆邊 3、天輪軸承的選取 由結構可得天輪軸承主要承受軸

42、向力，所以我們選深溝球軸承, 查表得結構代號為60000，選軸承的型號為6036內徑外徑寬, 4、天輪軸的設計 本次設計采用軸輪一體式具體的尺寸和結構圖如圖3.12 圖3.12 天輪零件圖 3.4.2 滑輪設計 1、材料的選擇 選擇滑輪的材料為HT250 2、滑輪的具體設計 取滑輪的直徑 3、滑輪軸承的選取 由結構可得滑倫軸承主要承受軸向力，所以我們也選深溝球軸承,由《機械設計》P309表13-1得結構代號為60000，選軸承的型號為6036內徑外徑寬, 4、滑輪軸的設計 本次設計采用軸輪連體式，具體的尺寸和結構如圖3.13 圖3.13 滑輪零件圖 3.

43、5 支承座設計 支承座分為上下兩個部，主要是用來支撐軸承。本次設計共有三處使用：1、四桿機構處支撐大鏈輪2、桁架上支撐天輪處3、懸架支撐滑輪處。 3.5.1 材料的選取 因為支承座支撐軸承,故選擇支承座的材料為HT200，桁架兩處的輪使用的軸承相同，都選軸承的型號為6036，內徑外徑寬, 3.5.2 具體結構和尺寸的設計 由上面軸承的選擇可得出支撐座的內徑為280mm,具體的結構和尺寸如設計如圖3.14、 3.15所示， 支承座上 圖3.14 軸承座上 支承座下 圖3.15 軸承座下 第4章 抽油機—深

44、井泵抽油裝置及基礎理論計算 機械舉升采油方式是目前大慶油田的最主要的、也是應用最為廣泛的是采油方式。在機械舉升工藝中，抽油機—深井泵采油是應用井數最多的舉升工藝。在本章節(jié)中，重點介紹抽油機—深井泵采油的基礎理論、技術發(fā)展、測試技術以及節(jié)能新技術的應用。 4.1 抽油機—深井泵抽油裝置 抽油機—深井泵抽油裝置 是指由抽油機、抽油桿、深井泵組成的抽油系統(tǒng)。它借助于抽油機曲柄連桿機構的運動，將動力機（一般為電動機）的旋轉運動轉變?yōu)楣鈼U的上下往復運動，用抽油桿帶動深井泵柱塞進行抽油。 4.1.1 抽油機 抽油機是抽油機—深井泵抽油系統(tǒng)中的主要地面設備。游梁式抽油機主要由游梁-連桿-曲柄機

45、構、減速箱、動力設備、輔助設備等四大部份組成。工作時，動力機將高速旋轉動動通過皮帶和減速箱傳給曲柄軸，帶動曲柄軸做低速旋轉運動，曲柄通過連桿經橫梁帶動游梁作上下往擺動，掛在驢頭上的懸繩器便帶動抽油桿作上下往復動動。 游梁式抽油機按照結構主要分為兩大類：即普通式游梁式抽油機和前置式游梁式抽油機。 隨著抽油機制造技術的不斷發(fā)展進步，自20世紀90年代后，陸續(xù)開發(fā)了不同形式的以節(jié)能為目的的抽油機，節(jié)能抽油機仍然屬于普通式游梁式抽油機結構。關于節(jié)能型抽油機的結構特點，將在節(jié)能技術中加以介紹。 普通式游梁式抽油機和前置式游梁式抽油機兩者的主要組成部分相同，只是游梁與連桿的連接位置不同。普通抽油機一

46、般采用機械平衡，而前置式抽油機最初多采用氣動平衡，但由于技術上的不完善，后來使用機械平衡的方法，目前在我廠使用的前置式抽油機均為機械平衡。前置式抽油機上沖程曲柄轉角為195，下沖程曲柄轉角165，使得上沖程較下沖程慢。 我國已制定了游梁式抽油機系列標準，其型號表示方法如下： CYJ 10 – 3 – 53 H B F---復合平衡 平衡方式代號 Y---游梁平衡

47、 B---曲柄平衡 Q---氣動平衡 減速箱形式代號：H為點嚙合雙圓弧齒輪；漸開線人字齒輪省略 減速箱曲柄軸最大允許扭矩，KN.m 光桿最大沖程 m 懸點最大載荷 10KN

48、 CYJ-常規(guī)型 游梁式抽油機系列代號 CYJQ-前置型 CYJY-偏置型 4.1.2 抽油泵 1 抽油泵是抽油機—深井泵抽油系統(tǒng)中的井下設備。由于它的工作環(huán)境復雜，條件惡劣，而且它工作的好壞直接關系到油井的產量，因而應滿足以下一般要求： （1）結構簡單，強度高，質量好。連接部分密封可靠； （2）制造材料耐磨，抗腐蝕性好，使用壽命長； （3）規(guī)格能滿足排量要求，適應

49、性強； （4）便于起下。 抽油泵主要由工作筒、柱塞及固定凡爾、游動凡爾組成。按照抽油泵在油管中的固定方式分為桿式泵和管式泵。在我廠主要應用管式泵。 我國已制定了抽油泵系列標準，其型號表示方法如下： CYB 38 R H A M 4.5-1.5-0.6 加長短節(jié)長度 m 柱塞長度 m 泵筒長度 m

50、 定位部件形式：C-皮碗式；M-機械式 定位部位：A-定筒式、頂部定位 B-定筒式、底部定位 T-動筒式、頂部定位 泵筒形式：H-金屬柱塞厚壁筒 L-金屬柱塞組合泵筒

51、 W-金屬柱塞薄壁筒 S-軟柱塞薄壁筒 P-軟柱塞厚壁筒 抽油泵形式：R-桿式泵；T-管式泵 公稱直徑 mm 抽油泵代號 抽油泵柱塞和泵筒配合分為三個等級，其間隙值見下表 間隙等級

52、 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 直徑上的間隙（μm） 20~70 >70~120 >120~170 抽油泵的等級與試壓時的漏失量有關，管式泵不同等級漏失量推薦值見下表： 公稱直徑 （mm） 試驗壓力 （MPa） 間隙等級 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 最大漏失量（L/min） 32 10 105 451 1196 38 125 535 1421 44 145 620 1645 56 184 789 2094 57 187 803 2131 70 230 986 2617 83 272 1169 3103 95 312 1338 35

53、52 4.1.3 抽油桿 我國生產的抽油桿從級別上分有C、D、K三種級別。C級抽油桿用于輕、中型負荷的抽油機井；D級抽油桿用于中、重負荷的抽油機井；K級抽油桿用于輕、中負荷有腐蝕性的抽油機井。大慶油田使用的抽油桿為C級和D級抽油桿。由于各個抽油桿生產廠家采取的加工工藝不一，使用的加工材料不一，抽油桿的機械性能也各不相同。 4.2 抽油泵的工作原理 4.2.1 泵的抽汲過程 1、上沖程 抽油桿帶動柱塞向上運動，柱塞上的游動凡爾受管柱內液柱的壓力而關閉。此時泵內壓力降低，固定凡爾在環(huán)形空間液柱壓力與泵內壓力之差（即沉沒壓力）的作用下而打開。如果油管內已充滿液體，在井口將排相當于柱塞沖程

54、長度的一段液體，同時泵內吸入液體。造成泵吸入液體的條件是泵內壓力低于沉沒壓力。 2、下沖程 抽油桿帶動柱塞向下運動，固定凡爾立即關閉，泵內壓力升高到大于柱塞以上液柱壓力時，游動凡爾打開，柱塞下部的液體通過游動凡爾進入柱塞上部，使泵排出液體。所以下沖程是泵向油管排液的過程，條件是泵內壓力高于柱塞以上液柱壓力。 4.2.2 泵的理論排量 泵的工作過程由三個基本環(huán)節(jié)組成，即：柱塞在泵內讓出容積、井內液體進泵內和從泵內排出液體。理想情況下，柱塞上、下沖程進入和排出的液體體積都等于柱塞讓出的體積V。 式中：fp－柱塞面積，，m2 s－光桿沖程 m D－泵徑 m 每分鐘排量Vm

55、 每日排量： 4.3 抽油機懸點載荷的計算 抽油在不同抽汲參數下工作時，懸點所承受的載荷是選擇抽油設備及分析設備工作狀況的重要依據。為此了解懸點承受哪些載荷和怎樣計算這些載荷是十分必要的。 4.3.1 懸點承受的載荷 1、靜載荷 （1）抽油桿柱載荷 驢頭帶動抽油桿運動過程中，抽油桿柱的載荷始終作用于驢頭上。但在下沖程時，游動幾爾打開，油管內液體的浮力作用于抽油桿柱上，所以，下沖程中作用在懸點上的抽油桿柱的重力減去液體的浮力，即它在液體中的重力作用在懸點上的載荷。而在上沖程中，游動凡爾關閉，抽油桿柱不受油管內液體浮力的影響，所以上沖程中作用在懸點上的抽油桿柱的載荷是抽油桿在

56、空氣中的重力。 上沖程作用在懸點上的抽油桿柱的載荷： 式中：Wr－抽油桿在空氣中的重力，N； g－重力加速度，m/s2； fp－抽油桿截面積，m2； ρs－抽油桿材料（鋼）的密度，ρs=7850Kg/m3； L－抽油桿長度m； qr－每米抽油桿的質量，Kg/m。 下沖程作用在懸點上的抽油桿柱的載荷： 式中：Wr‘－抽油桿在空氣中的重力，N； ρl－液體的密度，kg/m3。 為了便于計算，我們在表中列出不同直徑抽油桿在空氣中的每米重量。 直徑d(m) 截面積（cm2） 空氣中每米抽油桿重量（Kg

57、/m） 16 19 22 25 2.00 2.85 3.80 3.91 1.64 2.30 3.07 3.17 （2）作用在柱塞上的液柱載荷 在上沖程時，由于游動凡爾關閉，液柱載荷作用在柱塞上；而下沖程時，由于游動凡爾打開，液柱載荷作用在油管上，因而懸點只在上沖程承受液柱載荷。 （3）沉沒壓力對懸點載荷的影響 上沖程時，在沉沒度壓力的作用下，井內液體克服泵的入口設備的阻力進入泵內，此時液流所具有的壓力稱吸入壓力，此壓力作用在柱塞底部產生向上的載荷： 式中：Pi－吸入壓力pi作用在柱塞底部產生的載荷 N pi－吸入壓力 P

58、a fp－柱塞截面積 m2 pn－沉沒壓力 Pa Δpi－液流通過泵固定凡爾產生的壓力降 Pa 而在下沖程時，吸入閥（固定凡爾）關閉，沉沒壓力對懸點載荷沒有影響。 其中，Δpi的確定比較復雜，計算公式如下： 式中：vf-液體通過固定凡爾閥孔的流速，m/s; fp－柱塞截面積，m2； f0－固定凡爾閥孔截面積，m2； vp－柱塞運動速度，m/s； ξ－由實驗確定的閥流量系數。對于標準型閥可查圖。 但在查圖之前需計算雷諾數NRe： 式中：d0－固定凡爾閥

59、孔徑，m； vf－液流速度，m/s； ν－液體運動粘度，m2/s。 （4）井口回壓對懸點載荷的影響 液流在地面管線流動阻力所產生的井口回壓對懸點產生附加載荷。其性質與液體產生的載荷相同，特點是上沖程增大懸點載荷，下沖程減小抽油桿柱載荷。 上沖程時： 下沖程時： 式中：Ph－井口回壓 Pa 由于沉沒壓力和井口回壓在上沖程時產生的懸點載荷變化方向相反，故此在近似計算中將其忽略。 2、動載荷 （1）慣性載荷 抽油機運轉時，驢頭帶抽油桿和液柱做變速運動，因而產生抽油桿和液柱的慣性力。如果忽略抽油桿和液柱的的彈性影響，則可以認為抽油桿和液柱的各點與抽油

60、機懸點運動完全一致，產生的慣性力除與抽油桿和液柱的質量有關外，還與懸點加速度的大小成正比。 抽油桿的慣性力Ir為： 液柱的慣性力Il為： 式中：ε-考慮油管過流斷面變化引起液柱加速度變化的系數： ftf-油管過流斷面面積 如果結合抽油機懸點運動規(guī)律，最大加速度將發(fā)生的上死點和下死點，其加速度值分別為： 上死點時 下死點時 以此可求得上沖程時抽油桿柱引起的懸點最大慣性載荷Iru為： 下沖程時液柱引起的懸點最大慣性載荷Ird為

61、： 上沖程時液柱引起的懸點最大慣性載荷Ilu為： 下沖程時液柱不隨懸點運動，因而沒有液柱慣性載荷。 實際上由于受抽油桿柱和液柱的彈性影響，抽油桿柱和液柱各點的運動與懸點的運動并不相同，所以按上述懸點最大加速度計算的慣性載荷將大于實際數值，在液柱中含氣和沖次較低的情況下，計算點最大載荷時可忽略液柱慣性載荷。 （2）振動載荷 抽油桿柱作為一彈性體，由于抽油桿柱作變速運動和液柱載荷周期性地作用在抽油桿上，從而引起抽油桿的彈性振動，它所產生的振動載荷也作用于懸點上，其數值與抽油桿的長度、載荷變化周期及抽油機結構有關。在一般情況下的理論計算時，忽略抽油桿柱的振動載荷。 3、摩擦載荷

62、 抽油機井工作時，作用在懸點上的摩擦載荷受以下五部份的影響： （1）抽油桿柱與油管之間的摩擦力：在直井內通常不超過抽油桿柱重量的1.5%。 （2）柱塞與襯套之間的摩擦力：當泵徑不超過70mm時，其值小于1717N。 （3）液柱與抽油桿之間的摩擦力：除與抽油桿長度和運動速度有關外，主要取決于液體的粘度。 （4）液柱與油管之間的摩擦力：除與液流速度有關外，主要取決于液體的粘度。 （5）流體通過游動凡爾的摩擦力：除與固定凡爾的結構有關外，主要取決于液體的粘度。 上沖程中作用在懸點上的摩擦載荷主要受（1）（2）及（4）三項影響，其方向是向下，增加懸點載荷。下沖程中作用在懸點上的摩擦載荷主要

63、受（1）（2）（3）及（5）四項影響，其方向是向上，減小懸點載荷。 在直井中無論稠油還是稀油，抽油桿柱與油管、柱塞與襯套之間的摩擦力數值都不大，均可忽略，但在稠油井內，液柱摩擦引起的摩擦載荷則是不可忽略的，但對于大慶油田而言，原油的性質不屬于稠油，因而液柱摩擦引起的摩擦載荷可以忽略。 4、抽汲過程中的其它載荷 一般情況下，抽油桿柱載荷、作用在柱塞上的液柱載荷及慣性載荷是構成懸點載荷的三項基本載荷，在稠油井內的摩擦載荷及大沉沒度井中的沉沒壓力對載荷的影響也是不可忽略的。 除上述載荷外，在抽油過程中尚有其它一些載荷，如在低沉沒度井內由于泵的充滿程度差，會發(fā)生柱塞與泵內液面的撞擊，產生較大的

64、沖擊載荷，從而影響懸點載荷。各種原因產生的撞擊，雖然可能會造成較大的懸點載荷，是抽油中的不利因素，但在進行設計計算時尚無法預計，故在計算中都不考慮。 4.3.2 懸點最大、最小載荷 1．計算懸點最大和最小載荷的一般公式 根據對懸點所承受的各種載荷的分析，抽油機工作時，上、下沖程中懸點載荷的組成是不同的。最大載荷發(fā)生在上沖程中，最小載荷發(fā)生在下沖程中，其值分別如下： 式中：Pmax、Pmin—懸點最大和最小載荷； Wr、Wr’—上、下沖程中作用在懸點上的抽油桿柱載荷； Wl—作用在柱塞上的液柱載荷； Iu、Id—上、下沖程中作用在懸點上的慣性

65、載荷； Phu、Phd—上、下沖程中井口回壓造成的懸點載荷； Fu、Fd—上、下沖程中的最大摩擦載荷； Pv—振動載荷； Pi—上沖程中吸入壓力作用在活塞上產生的載荷。 在下泵深度及沉沒度不很大、井口回壓及沖數不甚高的稀油直井內，在計算最大和最小載荷時，通?？梢院雎訮v、Fu、Fd 、Phu、Pi i及液柱慣性載荷。此時可得： 如果按將抽油機懸點運動規(guī)律簡化為簡諧運動時，則可忽略r/l的影響。 2、計算懸點最大載荷的其它公式 抽油桿在井下工作時，受力情況是相當復雜的，所有用來計算懸點最大載荷的公式都只能得到近似的結果?，F將國內外所用的一些

66、比較簡便的公式列在下面，供計算時參考： 公式Ⅰ 公式Ⅱ 公式Ⅲ 公式Ⅳ 公式Ⅴ 公式Ⅰ可用于一般井深及低沖數油井。 公式Ⅲ是式的另一種表達形式，本質上是完全相同的。 公式Ⅱ、Ⅳ和V都是把懸點運動簡化為簡諧運動，取r／l＝0。公式Ⅳ只考慮了抽油桿柱產生的慣性載荷，公式Ⅱ和V同時考慮了抽油桿柱和液柱的慣性載荷?？紤]到摩擦力的影響，在公式Ⅱ和工中的液柱載荷采用W’(即作用在柱塞整個截面積上的液柱載荷)，而公式V中采用W1(即作用在柱塞環(huán)形面積人一人上的液柱載荷)。所以，公式V的計算結果較公式Ⅱ小。 第5章 抽油機井系統(tǒng)效率及節(jié)能技術 抽油機井的耗能占全廠總能耗的三分之一以上，是全廠能耗占有比例最大的一個部份，因而采取節(jié)能降耗技術措施，提高機采井系統(tǒng)效率是降低我廠維護成本，實現油田可持續(xù)發(fā)展的重要手段，這與每