CYJY12-4.8-73HB型游梁式抽油機設(shè)計,cyjy12,73,hb,型游梁式,抽油機,設(shè)計 緒論 目錄 CYJY12-4.8-73HB型抽油機設(shè)計 1 1 緒 論 1 1.1抽油機的應(yīng)用 1 1.2 國內(nèi)外抽油機的發(fā)展概況 2 1.2.1 國外抽油機的發(fā)展概況 2 1.2.2 國內(nèi)抽油機的發(fā)展概況 3 1.3抽油機存在的主要問題 4 1.4抽油機的發(fā)展趨勢 6 1.5本論文的主要研究內(nèi)容 7 2 游梁式抽油機的運動分析 8 2.1游梁式抽油機的運動學分析 9 2.1.1 幾何尺寸分析[10] 9 2.1.2 懸點的位移、速度、加速度的分析 11 2.2 計算結(jié)果 13 上沖程的最大加速度位置：15（度）附近 ； 13 3 抽油機動力分析 15 3.4 計算最大下泵深度 25 4 主要零部件強度計算 30 4.1 連桿強度計算 [16] 30 4.2 曲柄銷強度計算[17] 31 4.2.1 曲柄的靜強度計算 31 4.2.2 曲柄銷疲勞強度校核 32 4.3 游梁強度計算 32 4.3.1 游梁的受力分析[17] 33 4.3.2 強度校核[17] 34 參考文獻 35 致謝 36  CYJY12-4.8-73HB型抽油機設(shè)計 1 緒 論 1.1抽油機的應(yīng)用 油田開采原油的方法分為兩類：一類是利用地層本身的能量來舉升原油，稱為自噴采油法，常見于新開發(fā)且儲量大的一些油田；另一類是到了油田開發(fā)的中后期，地層本身能量不足以使原油產(chǎn)生自噴，必須人為地利用機械設(shè)備將原油舉升到地面，稱為人工舉升采油法或機械采油法[1]。 上述采油方法中不利用抽油桿傳遞能量的抽油設(shè)備統(tǒng)稱為無桿抽油設(shè)備，利用抽油桿上下往復(fù)進行驅(qū)動的抽油設(shè)備統(tǒng)稱為有桿抽油設(shè)備。利用抽油桿旋轉(zhuǎn)運動驅(qū)動井下單螺旋泵裝置，雖然也有抽油桿，但習慣上不列入有桿抽油設(shè)備[3]。 有桿泵采油技術(shù)是應(yīng)用最早也最為廣泛的一種人工舉升機械采油方法。有桿抽油系統(tǒng)主要有三部分組成：一是地面驅(qū)動設(shè)備即抽油機，它由電動機、減速器和四連桿機構(gòu)(包括曲柄、連桿和游梁)等組成：二是井下的抽油泵(包括吸入閥、泵筒、柱塞和排出閥等)，安裝于油管的下端：三是抽油桿，它把地面驅(qū)動設(shè)備的運動和動力傳給井下抽油泵。 抽油機是一種把原動機的連續(xù)圓周運動變成往復(fù)自線運動，通過抽油桿帶動抽油泵進行抽油的機械設(shè)備。游梁式抽油機是機械采油設(shè)備中問世最早的抽油機機種，1919年美國就開始批量生產(chǎn)這種抽油機。 目前我國大多數(shù)油田己相繼進入了開發(fā)的中后期，油井逐漸喪失自噴能力，基本上己從自噴轉(zhuǎn)入機采。80年代初，我國擁有機采油井2萬口，占總油井數(shù)的57.3%，機采原油產(chǎn)量占總產(chǎn)量的27 %， 2000年我國油氣田共有抽油機采油井約8萬口，占油田總井數(shù)的90%。在這些機采油井中，采用抽油機有桿式抽油的占90%，采用電潛泵、水力活塞泵、射流泵、氣舉等其它無桿式抽油的只占10%。近幾年，隨著穩(wěn)油控水和節(jié)能的要求不斷提高，各種型式的節(jié)能型抽油機和長沖程抽油機的數(shù)量不斷增加。由此可見，抽油機在各油田的生產(chǎn)中有著舉足輕重的地位，并且隨著油田的進一步開發(fā)，各種新型節(jié)能抽油機將會得到廣泛地推廣和應(yīng)用。 1.2 國內(nèi)外抽油機的發(fā)展概況 1.2.1 國外抽油機的發(fā)展概況 在國外，研究開發(fā)與應(yīng)用抽油機已有100多年的歷史[4]。在這一百多年的采油實踐中，抽油機發(fā)生了很大的變化，特別是近20年來，世界抽油機技術(shù)發(fā)展較快，先后研究開發(fā)了多種新型抽油機。起特性主要有以下九個方面： (1) 為了適應(yīng)各種地質(zhì)油藏條件和采油的工況， 研制與應(yīng)用了液壓缸式抽油機、氣壓缸式抽油機、長沖程低沖次抽油機和螺桿泵采油系統(tǒng)等。 (2) 為了滿足陸地、城市、農(nóng)村水利噴灌區(qū)、山區(qū)、沼澤、森林地帶、沙漠地區(qū)、淺海和海灘、海洋地區(qū)和更復(fù)雜地區(qū)抽油的需要， 研制與應(yīng)用了低矮型抽油機、城市抽油機、前置式抽油機、前置式氣平衡抽油機、緊湊型抽油機、兩點式抽油機和井架型抽油機等。 (3) 為了適應(yīng)垂直井、斜井、叢式井和水平井抽油工況， 研制了斜井抽油機、叢式井抽油機、雙驢頭抽油機和高效能叢式井抽油機等。 (4) 為了滿足稠油和深井開采的需要， 研制與應(yīng)用了各種大型抽油機。例如常規(guī)型抽油機最大載荷160kN，前置式抽油機最大載荷193kN ；前置式氣平衡抽油機最大載荷213kN。 (5) 為了提高抽油系統(tǒng)效率， 減少抽油機動載荷與振動載荷， 研制了增大沖程游梁抽油機和增大沖程無游梁抽油機及長沖程無游梁抽油機(分立式和臥式兩種)。 (6) 為了提高采油經(jīng)濟效益， 降低能源消耗，減少抽油成本， 研制與應(yīng)用了各種新型節(jié)能抽油機和節(jié)能部件。例如異相型抽油機、前置式抽油機、前置式氣平衡抽油機、大圈式抽油機、輪式抽油機、全膠帶傳動抽油機、井架型抽油機、滾筒式抽油機、缸體式抽油機、玻璃鋼抽油桿用抽油機、自動化抽油機和智能抽油機等。節(jié)能部件有： 高轉(zhuǎn)差率電動機、天然氣發(fā)動機、抽油機節(jié)能控制柜、窄V 聯(lián)組膠帶、同步膠帶、齒型膠帶等。上述抽油機和部件能節(jié)電10%～50%。 (7) 為了提高抽油機精確平衡效果， 達到節(jié)電和提高抽油機運動平穩(wěn)性與使用壽命， 研制與應(yīng)用了各種平衡方式抽油機。例如變平衡力矩抽油機、氣平衡抽油機、氣囊平衡抽油機、雙井平衡抽油機和自動平衡抽油機等。 (8) 為了滿足邊遠地區(qū)沒有電源的抽油井試油或采油以及間歇抽油的需要， 研制與應(yīng)用了車裝式抽油機， 采用天然氣發(fā)動機或汽油機、柴油機驅(qū)動抽油機， 具有使用移動靈活等特點。 (9) 為了提高采油效率， 實現(xiàn)自動化開采石油， 研制與應(yīng)用了各種自動化抽油機和智能抽油機， 采用先進的微機系統(tǒng)控制、檢測和診斷抽油機運行與故障， 以確保高效安全經(jīng)濟抽油。 1.2.2 國內(nèi)抽油機的發(fā)展概況 我國游梁式抽油機的制造雖然只有40多年的歷史，但發(fā)展很快。目前已有生產(chǎn)廠家三十多個，抽油機的規(guī)格有十余種。 國內(nèi)抽油機按起傳動、換向系統(tǒng)和平衡方式分類，主要有以下幾種： (1)常規(guī)游梁式抽油機及其改型抽油機 常規(guī)游梁式抽油機是油田生產(chǎn)的主力機型，最大的沖程為6米。該機構(gòu)簡單，機械換向簡單，機械換向平穩(wěn)；同時在傳動件中很少使用壽命較短、可靠性較差的擾性構(gòu)件，因此使用和維護都比較簡單，可靠性也高，是現(xiàn)有各抽油機中最成熟的機種，且適用于全天候工作，至今在眾多有桿式抽油機的應(yīng)用中仍占據(jù)主導(dǎo)地位。 (2)四桿傳動機構(gòu)抽油機 這類抽油機主要是以曲柄滑塊機構(gòu)為主機夠的增程式、浮動輪式等幾種。但該抽油機結(jié)構(gòu)復(fù)雜，安裝維護困難，目前在油田應(yīng)用很少。 (3)六桿機構(gòu)的抽油機 為了克服四桿機構(gòu)抽油機的缺點，有研制了數(shù)種采用六桿傳動機構(gòu)的抽油機。但這種機型結(jié)構(gòu)復(fù)雜，可靠性不高，動力性改善并不明顯。 (4)筒式抽油機 滾筒式抽油機是利用換向機構(gòu)驅(qū)動滾筒正、反轉(zhuǎn)，并帶動柔性見饒國天輪驅(qū)動懸點做上、下往復(fù)運動的抽油機。這類抽油機沒能在油田大面積推廣，原因是換向系統(tǒng)的可靠性和壽命較低，而且沖擊和噪音大，平衡困難。 (5)鏈條式抽油機 鏈條式抽油機是利用軌跡鏈條上的特殊鏈節(jié)，帶動往返架往復(fù)運動，從而驅(qū)動懸點上、下運動的抽油機。平衡方式主要是氣平衡和重塊平衡。但前者存在密封和失載保護等問題，故障率高；后者慣性載荷大，鏈條和特殊鏈節(jié)的受力情況惡化，故障率較高。而且該類抽油機維修費用大大高于常規(guī)型游梁式抽油機。 (6)液壓式抽油機 它是以液壓傳動技術(shù)為特征的抽油機。它可以最大限度地發(fā)揮油井產(chǎn)能，延長地面和井下設(shè)備的使用壽命，具有很好的產(chǎn)油經(jīng)濟性。但在國內(nèi)，由于液壓元件制造水平的制約，液壓抽油機可靠性不高，維護比較困難，故起發(fā)展比較遲緩。 1.3抽油機存在的主要問題 1999年我國抽油機井采油年耗電總量1.05×1010kWh，占油氣生產(chǎn)總用電比例的49.2%，年電費支出達42億；每臺在用的抽油機平均年維護費用約3000元，全國抽油機年維護費用約2.25億元，而因維護設(shè)備影響油井產(chǎn)量約相當1.2億元，兩項合計3.45億元；全國抽油機采油操作成本總額45.65億元。抽油機井是油田生產(chǎn)量大面廣、投入較大的項口，因此，降低抽油機井的生產(chǎn)成本、提高原油生產(chǎn)效率，將是油田實現(xiàn)挖潛增效的主戰(zhàn)場。若每口抽油井(其中90%以上為常規(guī)游梁式抽油機)實用功率按10kW計， 5×104臺抽油機每天耗電近12×106kWh，年耗電近4.4×109 kWh[5]。若我們將抽油機的系統(tǒng)效率平均提高15 %，就全國而言每年可節(jié)電近1.575 ×109 kWh，節(jié)約費用6.3億元。這不僅.丁以節(jié)約大量能源，還可以緩解油田用電緊張狀況，既有經(jīng)濟效益又有社會效益。 常規(guī)游梁式抽油機自誕生以來，歷經(jīng)百年使用，經(jīng)歷了各種上況和各種地域油田的考驗，經(jīng)久不哀，目前仍在國內(nèi)外油田普遍使用。常規(guī)機以其結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、可靠性高、耐久性好、維修方便、適應(yīng)現(xiàn)場工況等優(yōu)點，在采油機械中占有舉足輕重的地位。但是由于常規(guī)機的結(jié)構(gòu)特征，決定了它平衡效果差，曲柄凈扭矩脈動大，存在負扭矩、載荷率低、上作效率低和能耗大等缺點。在采油成本中，抽油機電費占30%左右，年耗電量占油田總耗電量的20～30%，為油田電耗的第二位，僅次于注水。 常規(guī)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，只有16%～23%，先進的地區(qū)至今也不到30%，美國的常規(guī)型抽油機系統(tǒng)效率較高，但也僅為46%。究其原因，在于系統(tǒng)總效率是系統(tǒng)在地面和井下近個組成部分的分效率和相關(guān)反饋系數(shù)的乘積，顯然要提高抽油機系統(tǒng)的總效率實現(xiàn)節(jié)能是一個復(fù)雜的系統(tǒng)上程問題，任何一環(huán)的分效率變低，都會是總效率變低，由此可見降低系統(tǒng)高能耗的迫切性和難度。但由于在同一工況、井況和同一時刻下，井下的損耗因地面游梁機型不同而發(fā)生的差異不會很大，因此本文僅從游梁機的地面效率角度，研究其節(jié)能問題。 抽油機能耗大的主要原因： 抽油機的懸點載荷狀況是影響抽油機能耗的主要因素。人們普遍認為，游梁機上作效率不高的主要原因是其載荷特性與所用普通三相異步電動機的轉(zhuǎn)矩特性不相匹配，電機的負載率過低致使電機以較低的效率運行。 抽油機的結(jié)構(gòu)和抽油泵上作的特點，形成了抽油機特有的負荷特性：帶有沖擊的周期交變載荷。在抽油機運行的一個周期內(nèi)：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(zhuǎn)矩：下沖程時，輸出軸被下落的懸點負荷(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(zhuǎn)矩。 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(zhuǎn)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。 抽油機工作時，電機所受的負荷變化極大，在每一沖程的末尾，減速器輸出軸上往往出現(xiàn)負轉(zhuǎn)矩，在這種情況下，電機會處于發(fā)電運行狀態(tài)。(特別是當抽油機平衡不良時，其電機輸出功率甚至可能在－20%～120%額定功率值的范圍內(nèi)變化)，目前游梁式抽油機主要采用曲柄平衡，即使在平衡良好的情況下，減速器輸出軸仍然存在較大正峰值轉(zhuǎn)矩和較大的負轉(zhuǎn)矩。平衡程度越差，其正、負轉(zhuǎn)矩的峰值越大，抽油機的能耗也就反之增加。負轉(zhuǎn)矩的存在必然導(dǎo)致電動機運行于再生發(fā)電狀態(tài)，電能回饋電網(wǎng)造成電力系統(tǒng)的附加能量損失，這樣一來實際上使異步電機的運轉(zhuǎn)參與了抽油機的平衡運動，因為抽油桿下落時所釋放的機械能能除了部分轉(zhuǎn)變成平衡重的位能，還有部分通過電機的再生發(fā)電狀態(tài)轉(zhuǎn)化成了電能，但所產(chǎn)生電能又不能被電網(wǎng)全部吸收，造成了能量的浪費。同時負轉(zhuǎn)矩的存在又加速了曲柄銷的破壞，使減速器的齒輪經(jīng)常受反向負荷，降低了抽油機的使用壽命。 繼常規(guī)機后，各種類型抽油機不斷涌現(xiàn)，但其發(fā)展還是受到一定限制。國產(chǎn)數(shù)控抽油機采用了完全不同于傳統(tǒng)游梁式抽油機的機架、傳動系統(tǒng)和電動機，對游梁式抽油機沒有任何繼承，但因價格昂貴不能推廣使用。鏈條式抽油機存在換向沖擊載荷大和鋼絲繩易斷，道軌剛度不足容易變形等缺點。液壓抽油機漏油發(fā)熱可靠性差，且液壓抽油機的維護保養(yǎng)比游梁式抽油機復(fù)雜的多，影響其進一步的推廣使用。新型抽油機的投入使用比對在用抽油機進行節(jié)能改造需要更多的投入，且其中大多數(shù)新機種在可靠性和操作的方便性方面與常規(guī)游梁式抽油機相比存在著許多問題，加之受現(xiàn)場操作人員文化技術(shù)水平限制，對節(jié)能所帶來的經(jīng)濟效益不十分關(guān)心等諸多因素，使大部分新型抽油機得不到良好的推廣和應(yīng)用。因此，研制開發(fā)新型節(jié)能型抽油機和對油田在用的游梁式抽油機進行節(jié)能研究具有很大的現(xiàn)實意義。 1.4抽油機的發(fā)展趨勢 今后，國內(nèi)外抽油機主要向以下幾個方面發(fā)展[6]～[9]： a.朝著大型化方向發(fā)展 b.朝著低能耗方向發(fā)展 c.朝著精確平衡方向發(fā)展 d.朝著高適應(yīng)性方向發(fā)展 e.朝著長沖程無游梁方向發(fā)展 f.朝著自動化和智能化方向發(fā)展 1.5本論文的主要研究內(nèi)容 近幾年來，抽油機節(jié)能問題己日益引起人們的重視，國內(nèi)的許多生產(chǎn)廠家正在不斷地應(yīng)用新技術(shù)，通過進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計和改進平衡方式等，實現(xiàn)抽油機節(jié)能的目的，己經(jīng)有一大批新型的抽油機相繼投入油田開采。在開發(fā)新產(chǎn)品的同時，也要對現(xiàn)有抽油機實施節(jié)能技術(shù)改造，不斷地推廣節(jié)能技術(shù)。而在研究節(jié)能抽油機的同時，系統(tǒng)的可靠性、經(jīng)濟性和使用維護方便是生產(chǎn)廠家和用戶所特別關(guān)注的問題，因此研究經(jīng)濟、可靠耐用、節(jié)能效果顯著的抽油機是一個具有現(xiàn)實意義的課題。 進入二十世紀九十年代，許多科研人員、各大科研院所、抽油機制造廠家做了大量的研究上作，研制出10多種不同類型的新型抽油機。數(shù)控抽油機雖然采用了全新的技術(shù)，屬于機電一體化產(chǎn)品，但其對游梁式抽油機沒有任何繼承，因而價格昂貴，且控制系統(tǒng)的可靠性還存在一定問題，不能推廣使用。鏈條式抽油機存在換向沖擊載荷大和鋼絲繩易斷，道軌剛度不足容易變形等缺點。液壓抽油機存在漏油、發(fā)熱可靠性差等缺點，且維護保養(yǎng)復(fù)雜，影響其進一步的推廣使用。另外，齒輪抽油機、氣平衡抽油機、增矩式抽油機等一些抽油機從理論上都是可行的，可是經(jīng)不起長時間的現(xiàn)場考驗而中途夭折。以偏輪抽油機為代表的幾種六連桿抽油機，雖然節(jié)能效果顯著，但其活動件較多，制造、安裝、調(diào)整、維護復(fù)雜，現(xiàn)己基本停止了生產(chǎn)，擺桿抽油機的節(jié)能效果也較明顯，但由于采用了開式滾輪傳動，鋼軌磨損嚴重，而且與常規(guī)機相比增加大量鋼材和多個活動關(guān)節(jié)，可靠性大打折扣，其發(fā)展前景也不容樂觀。雙驢頭抽油機采用柔性四連桿結(jié)構(gòu)，節(jié)能效果較好，結(jié)構(gòu)上與常規(guī)抽油機相比，減少了尾軸承座連接，增加了后驢頭和軟連接，重量增加較少。其主要問題就是鋼絲繩的折斷問題，但通過合理選用材料和弧面參數(shù)，這一問題將得到解決。隨著數(shù)控切割設(shè)備的出現(xiàn)，其制造難度降低，成本下降，其發(fā)展前景看好，目前國內(nèi)節(jié)能型抽油機的應(yīng)用上也證明了這一點。 為此，本文在分析目前國內(nèi)外在用抽油機的情況基礎(chǔ)上，對異相曲柄抽油機進行優(yōu)化設(shè)計，一方面提高其節(jié)能效果，另一方面提高其系統(tǒng)的可靠性，進一步進行抽油機優(yōu)化設(shè)計研究。 本文的主要研究內(nèi)容如下： 1、對包括抽油機在內(nèi)的有桿采油系統(tǒng)懸點載荷計算進行研究，對抽油機的電機功率的選擇。 2、根據(jù)游梁式抽油機四連桿機構(gòu)的幾何關(guān)系和運動特點，對游梁式抽油機的幾何結(jié)構(gòu)、運動參數(shù)、動力特性等進行分析。 3、對CYJY12-4.8-73HB型抽油機主要零部件（游梁、連桿、曲柄）強度校核。 2 游梁式抽油機的運動分析 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，是抽油機四桿機構(gòu)力學分析的基礎(chǔ)，是抽油機設(shè)計計算和選擇使用的主要依據(jù)。抽油機工作時，抽油機懸點載荷及平衡重在曲柄軸上造成的扭矩與電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過扭矩條件下工作，而且可以用來檢查和計算電動機功率及功率利用情況[11]。在一定參數(shù)(懸點載荷、沖程長度和沖程次數(shù))和一定使用范圍條件下，抽油機各桿件和各節(jié)點的受力大小和方向的確定是抽油機設(shè)計計算的基本任務(wù)之一。只有在受力分析的基礎(chǔ)上，才能正確地計算零件的主要尺寸，以保證足夠的強度、耐久性和高效率。為此，首先對游梁式抽油機的懸點載荷等動力學參數(shù)進行詳細的分析，然后再對抽油機四桿機構(gòu)進行力學分析。 2.1游梁式抽油機的運動學分析 游梁式抽油機的運動學分析的目的：游梁式抽油機運動分析的目的是：對應(yīng)于抽油機某一曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，求出驢頭及各鉸接點的位移、速度和加速度隨時間或曲柄旋轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律，為進行載荷、扭矩等的動力學分析和計算提供數(shù)據(jù)。 2.1.1 幾何尺寸分析[10] 從圖2-1可的如下關(guān)系 （式2-1） （式2-2） （式2-3） 在三角形ＡＯＯ１和ＡＢＯ１中分別運用余弦定理和正弦定理可得： （式2-4） 第 39 頁(共 39 頁) 抽油機的運動分析 圖2-1 抽油機運動機構(gòu)示意圖 （式2-5） （式2-6） （式2-7） （式2-8） 式中： ——曲柄轉(zhuǎn)角，以曲柄處于鉛垂向上作為零度，沿順時針方向度量； 　　——各桿件的參考角，各角均從基桿ＯＯ１算起，并且沿逆時針方向取正值； Ｒ——曲柄半徑； Ｐ——連桿長度； Ｃ——游梁后臂長度； Ｋ——基桿長度； Ａ——游梁前臂長度； Ｉ——基桿的水平投影； ——ＢＯ１與ＡＯ１線的夾角； ——ＯＯ１與ＡＯ１線的夾角； 由上圖還可的到如下關(guān)系： φ＝χ＋β （式2-9） （式2-10） （式2-11） 式中： φ——ＢＯ１與ＯＯ１線的夾角； ——懸點處于下死點位置時，游梁后臂和基桿之間的夾角； ——懸點處于上死點位置時，游梁后臂和基桿之間的夾角； 2.1.2 懸點的位移、速度、加速度的分析 從上圖還可以看出，，對應(yīng)任一時的懸點位移Si(以下死點作為況的起始點)為： Si=A·δi=A·（－φ） （式2-12） 式中： 　　Ａ——游梁前臂長度； 　　δi——對應(yīng)任一時的游梁位置與懸點處于下死點時游梁位置的夾角。 懸點沖程為： 　　　　?。樱剑痢う模剑痢ぃǎ? （式2-13） 式中： 　δ——對應(yīng)于懸點處于上、下兩死點位置時游梁兩位置的夾角。 圖2-1中各矢量有如下關(guān)系： 　　　　　 (式2-14） 上述矢量方程用復(fù)變量可表示為： 　　　　 （式2-15） 將上式兩邊對時間求導(dǎo)可的： 　　　　 （式2-16） 或 （式2-17） 令方程兩邊實部和虛部對應(yīng)相等，則可的如下方程組： （式2-18） （式2-19） 求解上述聯(lián)立方程，可求得連桿及游梁運動的角速度、為： （式2-20） （式2-21） 由于=－ω，所以連桿和游梁的角速度為： 　 （式2-22） （式2-23） 式中－曲柄旋轉(zhuǎn)的角速度，rad/s 　　　　　 （式2-24） 式中?。霓D(zhuǎn)速，r/min 將上式對時間t求導(dǎo)，可的連桿及游梁運動的角加速度、為： （式2-25） （式2-26） 式中　=－ω　?。剑? 當曲柄勻速轉(zhuǎn)動時，＝０，則、為 （式2-27） （式2-28） 當曲柄勻速轉(zhuǎn)動時，則懸點速度ＶＣ及加速度αＣ可有下式計算 　　　　　　　 ＶＣ＝·Ａ （式2-29） αＣ＝·Ａ （式2-30） 已知：數(shù)據(jù)如下：單位（mm） 表2-1 CYJY12-4.8-73型抽油機機構(gòu)尺寸 曲柄半徑 R 連桿長度 P 游梁后臂 C 游梁前臂 A 水平距離 I 垂直距離H-G 1029 4200 2840 4800 3500 4200 沖次數(shù)n 減速器額定扭矩 懸點沖程 9 73 4.8m 2.2 計算結(jié)果 根據(jù)上面的推導(dǎo)公式以及上表的已知數(shù)據(jù)，通過計算機計算可得出懸點位移、速度、加速度、及扭矩因素曲線如下圖（圖2-2）。 通過計算機計算可得出如下結(jié)果： 游梁最大擺角：52.29（度）； 上沖程的最大加速度：2.436m/s2； 上沖程的最大加速度位置：15（度）附近 ； 圖2-2 懸點位移、速度、加速度、及扭矩因素曲線 3 抽油機動力分析 3.1游梁式抽油機懸點載荷計算 當抽油機工作時，抽油機的驢頭懸點上作用有下列幾種載荷[11]： (1)油桿柱自重，用P桿.表示(它在油中的重量用P‘桿表示)，作用方向向下。 (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P油表示，作用方向也向下。 (3)油管外油柱對柱塞下端的壓力，用P壓表示，其大小取決于抽油泵的沉沒度，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(yīng)地用P桿慣 和 P油慣表示。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P振表示，其大小和方向都是變化的。 (6)柱塞和泵筒間、抽油桿和油管間的半干摩擦力，用P摩干表示。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P摩液表示。P摩干和P摩液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、游動閥打開時產(chǎn)生的，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(guān)，稱為靜載荷。(4) 、（5）兩項的載荷和抽油桿的運動有關(guān)，稱為動載荷。但是在直井、油管結(jié)蠟少和原油粘度不高情況下，它們在總作用載荷中占的比重很少，約占2%- 5%左右，一般可忽略不計。為敘述方便，這里先討論靜載荷的大小和變化規(guī)律，再討論動載荷的大小和變化規(guī)律。 3.1.1懸點靜載荷的大小和變化規(guī)律 分別對上沖程、下沖程、下死點和上死點進行分析（如下圖3-1） (l)上沖程 當懸點從下死點向上運動時，如圖3-1a所示，游動閥在柱塞上部油柱壓力作用下關(guān)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(guān)閉，使懸點承受抽油桿柱自重P桿和柱塞上油柱重P油，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 抽油機動力分析 力P壓。因此，上沖程時，懸點的靜載荷尺P靜上為： （式3-1） 式中—抽油桿材料的密度，kg/m3 ； —原油的密度，kg/m3 ； —抽油桿橫截面面積，m2 F—泵柱塞截面積，m2； L—抽油桿長度或下泵深度，m； —泵的沉沒度，米； (2)下沖程 當懸點從上死點向下運動時，如圖3-1b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)、外壓力差作用下關(guān)閉。前者使懸點只承受抽油桿柱在油中重量P‘桿。而固定閥關(guān)閉，使油柱重量移到固定閥和油管上·這樣，下沖程時懸點的靜載荷P靜下為： （式3-2） 上沖程 下沖程 圖3-1 懸點載荷作用圖 (3)下死點(從下沖程到上沖程的轉(zhuǎn)折點) 此時，對抽油桿柱或油管柱來說，載荷都發(fā)生了變化： 1)對抽油桿柱來說，在這一瞬間懸點載荷發(fā)生了變化，由下沖程的P靜下變到上沖程的P靜上，增加了一個載荷ΔP=P靜上－P靜下＝P‘油 (油柱重)，載荷增加就使抽油桿伸長，伸長的大小λ桿等于： （式3-3） 式中?。牛摰膹椥阅Ａ浚扔?.1×1011N/m2(或Pa) 在伸長變形完畢以后，載荷△P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λ桿時，由于同時產(chǎn)生的抽油桿柱伸長的結(jié)果，使柱塞還在原地不動，就是柱塞對泵筒沒有相對運動，因而不抽油，如圖3-2c所示。 作 2)對油管柱來說，下沖程時，由于游動閥打開和固定閥關(guān)閉，油柱重P‘油壓在固定閥上，即壓在泵筒和油管的下部。而當轉(zhuǎn)到上沖程時，游動閥關(guān)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，并且一直到縮短變形完畢以后，油管柱的載荷才全部卸掉。油管柱的縮短的大小λ管等于： （式3-4） 式中 ——油管管壁的橫截面面積，m2； 這樣一來，雖然懸點帶著柱塞一起往上走，但是由于油管柱的縮短，使油管柱的下端也跟著柱塞往上走，柱塞對泵筒還是沒有相對運動，還不能抽油(如圖3-2d所示)。一直到懸點走完一段距離等于λ管以后，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(jié)果，使抽油泵柱塞的有效長 度S效，要比Ｓ小。所以 （式3-5） 而靜變形λ的大小等于 （式3-6） 式中　稱為變形分配系數(shù)，一般可?。?６～０.９。 (a) (b) (c) (d) (f) 圖3-2 抽油桿柱和油管柱變形過程圖解 (4)上死點(從上沖程到下沖程的轉(zhuǎn)折點) 它和下死點的情況恰恰相反。這時，對抽油桿柱說，靜載荷由上沖程的P靜上，，變到下沖程的P靜下，減少了油柱重P‘油，抽油桿因而縮短λ桿。因此，當懸點往下走了λ桿時，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P‘油而伸長了λ管，油管(或泵筒)好象跟著柱塞往下走。因此，在懸點再走完λ管以前，柱塞和泵筒還不能產(chǎn)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S效比懸點最大沖程長度S減少了一個同樣的靜變形入值。 現(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(圖3-3)，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，而且抽油機沖次較低時才能用動力儀測得。 圖3-3 靜力示功圖 圖3-3表明，在上、下沖程內(nèi)，懸點靜載荷隨懸點位移的變化規(guī)律是一個平行四邊形ABCD。 3.1.2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。為簡化起見，本文只討論慣性載荷。 慣性載荷包括抽油桿柱和油柱兩部分，即P桿慣和P油慣。如果忽略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)律和懸點完全一致。所以，P桿慣和P油慣的大小和懸點加速度ac大小成正比，而作用方向和后者相反。 （式3-7） （式3-8） 式中：ε——考慮油管過流斷面擴大引起油柱加速度降低的系數(shù)(見圖3-4)，其大小為： （式3-9） 式中的F管表示油管過流斷面的面積，它和上式中采用的符號f 管是不同的，后者表示油管管壁的截面積。 圖3-4 油管過流斷面擴大圖 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，所以沖程的慣性載荷P慣上等于： （式3-10） 式中 m一表示油柱慣性載荷與抽油桿柱慣性載荷的比值。利用上式可得 （式3-11） 下沖程時，柱塞(或抽油桿)不帶油柱運動，所以下沖程的慣性載荷P慣下等于： （式3-12） 考慮了慣性載荷作用以后，懸點的總載荷為： 上沖程： 下沖程： 這樣，示功圖就由平行四邊形ABCD(靜力示功圖)變成扭曲的四邊形A' B' C' D'，這種示功圖，稱為動力示功圖，如圖3-5所示。 圖3-5 動力示功圖 從圖中可以看出，懸點的最大載荷Pmax發(fā)生在上沖程靜變形期結(jié)束后一瞬間，如圖中的B`點。最大載荷Pmax等于靜載荷加上動載荷(絕對值)；懸點的最小載荷Pmin。發(fā)生在下沖程靜變形期結(jié)束后一瞬間，如圖中的D`點。其大小等于靜載荷減去動載荷(絕對值)。 3.1.3懸點的最大載荷和最小載荷 懸點的最大載荷和最小載荷，特別是最大載荷是正確設(shè)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，所以目前有很多計算公式，有些先從理論上來推導(dǎo)，在引如實驗校正系數(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。在慣性載荷方面，有些考慮了柱塞上的油柱的慣性，有些則略去了油柱的的慣性。但是，應(yīng)特別指出的是，在所有的計算公式中都沒有考慮摩擦力的影響。 在實際計算，可通過下式進行計算懸點的最大載荷和最小載荷： （式3-13） 3.1.4 摩擦力對懸點載荷的影響 定性分析表明，摩擦力增加了懸點的最大載荷，減少了懸點的最小載荷，加大載荷的變化幅度與不平衡性以及擴大了示功圖面積，這不但給抽油機的上作帶來了很不利的影響，而且使電機功率消耗大大增加。對于低粘度井液的油井，液體摩擦力(抽油桿柱和油柱間，油柱和油管間，油流通過泵游動閥的摩擦力均為液體摩擦力)的數(shù)值小，只有100～200N，完全.丁以忽略不計，但是，當油井中原油的粘度很大，從0.1 Pa·S到l0Pa·S時，抽油桿和油柱間或油柱和油管間的液體摩擦力有時可達10000N～20000N，對懸點載荷影響很大。特別是在下沖程時，和抽油桿運動方向相反的液體摩擦力如果在數(shù)值上超過抽油桿柱在油中重量，就會產(chǎn)生驢頭懸點運動大大超前抽油桿運動的現(xiàn)象，也就是驢頭往下走時，抽油桿還沒有往下走。(甚至驢頭己走到下死點，抽油桿都不運動，遼河油田曾出現(xiàn)類似現(xiàn)象)這樣，當抽油桿和泵柱塞還沒有達到下死點時驢頭就開始上沖程。其結(jié)果是一方面縮短了柱塞的有效沖程長度，降低了抽油泵排量，另一方面山于上沖程時油柱重力和摩擦力突然加到抽油機驢頭上，造成沖擊載荷，影響抽油機的使用壽命。所以在粘油井抽油時，應(yīng)該采取措施避免下沖程時驢頭超前油桿運動的現(xiàn)象，如向油井中注熱稀油或地層水，增加油管自徑，采用加重抽油桿等方法，此外，非常重要的方法就是采用加大沖程長度、降低沖次（2～3次/分）的抽汲方式，因此，在稠油區(qū)的遼河油田，長沖程，低沖次的鏈條抽油機得到了推廣應(yīng)用。 在叢式井(上自、下斜)和斜井中抽油時，山抽油桿接箍和油管間，柱塞和泵筒間產(chǎn)生的半干摩擦力，將達到很大的數(shù)值，也應(yīng)采取相應(yīng)的措施。 為了提高機泵系統(tǒng)效率，口前，從克服和減少摩擦力方面，采取的措施有： (1)采用連續(xù)抽油桿(抽油桿之間沒有接箍的單根抽油桿)。減少液體摩擦力。 (2)采用滾輪接箍。減少半干摩擦力。 (3)采用調(diào)心石墨盤根盒。減少半干摩擦力。 (4)用光桿聯(lián)接懸繩器和井下抽油桿。減少井口的半干摩擦力。 (5)采用玻璃纖維抽油桿(連續(xù)抽油桿的一種)。旨在減輕抽油桿重量，減少液體摩擦力。 3.2游梁式抽油機減速器曲柄軸凈扭矩的計算 為了使懸點以一定的載荷P和一定的抽汲方式(S和n)工作，減速箱曲柄軸就需要給出一定的扭矩，因此減速箱曲柄軸扭矩是游梁式抽油機的基本參數(shù)之一。實踐證明：減速箱曲柄軸扭矩大小和懸點載荷、各桿件長度的比值和抽油機的平衡情況有密切的關(guān)系。它的合理確定對減速箱的設(shè)計、電動機功率的選擇和抽油設(shè)備的正常工作有非常重要的意義。 下面就來討論減速箱曲柄軸扭矩的大小和變化規(guī)律。 減速箱曲柄軸扭矩Tn等于曲柄半徑R和作用在曲柄銷的切線力T的乘積 （式3-14） 在工作過程中，曲柄半徑R是不變的，所以減速箱曲柄軸扭矩Tn的變化規(guī)律和切線力T的變化規(guī)律是一樣的。為了計算Tn值，必須首先求出T值。 下面以曲柄平衡的抽油機(圖2-2)為例進行計算。在曲柄銷處的作用力有切線力T，連桿作用力P連，曲柄平衡重折合力Q曲，曲柄軸軸承沿曲柄的反作用力P柄以及曲柄平衡重質(zhì)量造成的離心力Q離(Q離=)。 對曲柄軸中心O作力矩平衡方程式： （式3-15） 移項整理的 （式3-16） 從上式可見，為了計算T值，需要先求出P連值，應(yīng)將游梁上各作用力對游梁支點O1作力矩平衡方程式。 在游梁上的作用力有懸點載荷P，連桿作用力P連，以及由驢頭、游梁、橫梁和連桿組件的重力，折合到驢頭懸點處的折合力B(稱為結(jié)構(gòu)不平衡重力)。，游梁支點O1的反作用力R平和R垂。 現(xiàn)在對游梁支點O1作力矩平衡方程式： （式3-17） 圖3-6 抽油機受力示意圖 移項得： （式3-18） 所以 （式3-19） 因此減速箱曲柄軸扭矩Tn為： （式3-20） 式中： 只取決于抽油機的幾何尺寸和曲柄轉(zhuǎn)角，其意義為單位懸點載荷在曲柄上所產(chǎn)生的扭矩，將其稱為扭矩因數(shù)，用表示： （式3-21） 為曲柄自重及曲柄平衡重在曲柄上所產(chǎn)生的扭矩，稱之為曲柄平衡扭矩。 3.3游梁式抽油機電機功率的確定 (1)抽油機設(shè)計時，由于懸點最大載荷，最大沖程，最高沖次均己確定下來，即已知了Pmax Smax nmax ，可根據(jù)上式（式3-14）求出減速器最大輸出扭矩Mmax，然后確定減速器輸出軸的最大軸功率Nmax： （式3-22） 由于抽油機抽汲工況的差別，上式確定的減速器輸出軸功率是個極限，一般情況下達不到，這樣配電機，電機功率肯定偏大，具體使用時，大馬拉小車，造成不合理現(xiàn)象，因此還需考慮功率系數(shù)，一般取K=0.6～0.8，這樣，配用電機功率可用下式確定： （式3-23） 3.4 計算最大下泵深度 (1)初步確定上沖程的靜載荷P靜上 （式3-24） 式中： ——上沖程的最大加速度，m/s，向上為正。 (2) 計算抽油桿的當量截面積 （式3-25） 式中：——各抽油桿的面積；—各抽油桿的比例；可通過下表2確定。 表3-1 抽油桿有關(guān)尺寸和比例 type 泵徑 抽油桿1直徑 dgan2 dgan3 dgan4 比例 dbgan2 dbgan3 dbgan4 CYJ12-4.8-73 28 1 0.875 0.75 0.625 0.16 0.18 0.21 0.45 CYJ12-4.8-73 32 1 0.875 0.75 0.625 0.17 0.2 0.23 0.4 CYJ12-4.8-73 38 1 0.875 0.75 0.625 0.2 0.23 0.26 0.31 CYJ12-4.8-73 44 1 0.875 0.75 0.625 0.23 0.26 0.29 0.22 CYJ12-4.8-73 51 1 0.875 0.75 0 0.26 0.29 0.44 0 CYJ12-4.8-73 56 1 0.875 0.75 0 0.29 0.33 0.38 0 CYJ12-4.8-73 57 1 0.875 0.75 0 0.29 0.33 0.38 0 CYJ12-4.8-73 63 1 0.875 0.75 0 0.33 0.37 0.3 0 CYJ12-4.8-73 70 1 0.875 0.75 0 0.36 0.41 0.23 0 CYJ12-4.8-73 83 1 0.875 0 0 0.43 0.57 0 0 CYJ12-4.8-73 95 1 0 0 0 1 0 0 0 (3) 計算最大下泵深度 （式3-26） 將計算的圓整到一個偏小值（最小圓整單位為50m），確定L。 3.5計算結(jié)果 通過上面對抽油機動力公式的分析，及已知數(shù)據(jù)通過計算機分析可得出如下結(jié)果： 最大下泵深度H為：2632.861（米）； 最大平衡扭矩為： 179.973(千牛米)； 最大凈扭矩ＴN ：73.435千牛米)； 計算電機功率Ｎ為： 35.701(千瓦)； 實際沖程為： 4.418(米)； 均方根扭矩：35.8 (千牛米)； 最大懸荷Ｗ為： 119.378(公斤)。 表3-2 抽油機動力數(shù)據(jù)表 曲柄轉(zhuǎn)角 懸點載荷 平衡扭矩 曲柄凈扭矩 0 108.643 28.158 -17.863 15 113.986 -18.815 9.825 30 114.981 -64.506 42.098 45 114.903 -105.801 65.575 60 114.983 -139.866 73.435 75 117.158 -164.438 69.935 90 117.837 -177.784 54.460 105 114.845 -179.014 31.491 120 113.521 -168.044 18.599 135 112.862 -145.623 16.088 150 112.019 -113.278 21.628 165 110.215 -73.213 30.836 180 106.674 -28.158 37.797 195 101.149 18.815 36.892 210 98.331 64.506 24.874 225 94.473 105.801 5.04 240 93.051 139.886 -11.216 255 90.719 164.438 -15.955 270 85.747 177.784 -6.810 285 88.099 179.014 -11.909 300 92.208 168.044 -21.968 315 96.301 145.623 -31.004 330 100.576 113.278 -36.329 345 104.926 73.213 -33.331 360 108.643 28.158 -17.863 表3-3 抽油機受力分析數(shù)據(jù)表 轉(zhuǎn)角 懸點載荷 連桿力 垂直梁 水平力 垂直力 0 108.643 180.7 34.2 177.4 -38.2 15 113.986 192.5 51.7 168.4 -26.5 30 114.981 197.8 61.3 188.0 -11.5 45 114.903 197.8 62.2 187.7 3.6 60 114.983 195.6 54.9 187.7 15.7 75 117.158 195.7 41.1 191.3 23.4 90 117.837 193.5 21.0 192.4 25.3 105 114.845 187.4 -3.2 187.4 21.2 120 113.521 187.7 -29.7 185.3 13.2 135 112.862 193.6 -51.9 184.3 1.2 150 112.019 204.7 -91.5 183.1 -15.0 165 110.215 220.0 -126.4 108.2 -35.5 180 106.674 231.7 -160.0 174.3 -59.3 195 101.149 249.7 -187.3 165.1 -82.7 210 98.331 259.7 -204.3 160.3 -102.8 225 94.473 247.9 -194.6 153.6 -108.7 240 93.051 226.1 -168.4 151.0 -103.7 255 90.719 197.4 -132.0 146.8 -91.0 270 85.747 167.2 -94.0 138.2 -75.2 285 88.099 150.6 -68.3 142.0 -67.6 300 92.208 155.9 -45.3 149.1 -62.3 315 96.301 157.8 -22.7 156.2 -57.0 330 100.576 163.6 -0.6 163.6 -51.3 345 104.926 172.3 20.7 171.1 -44.1 360 108.643 180.7 34.2 177.4 -38.2 圖3-7 示功圖及扭矩曲線 第四章 主要零部件強度校核 4 主要零部件強度計算 游梁式抽油機零部件主要包括：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。本文章主要計算連桿、游梁、曲柄銷三個部分的強度。 4.1 連桿強度計算 [16] 抽油機連桿質(zhì)量較輕，其運動產(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，則可認連桿為二力桿，連桿力PL為： （式4-1） 4.1.1連桿的靜強度校核與穩(wěn)定性校核 選材為20鋼的無縫鋼管。屈服極限 。 最大的連桿力是對連桿進行強度校核和穩(wěn)定校核的依據(jù)。連桿力由兩根連桿共同承受，計算載荷等于最大連桿力的一半。兩根連桿可能受力不均，其影響在安全系數(shù)中考慮。 (1)強度校核 強度校核時，把連桿看作壓桿，其計算公式為： （式4-2） （式4-3） （式4-4） 式中 S ——連桿的截面積 ，； ——連桿材料的最小屈服強度，Pa； ——無縫鋼管的外徑 cm ——無縫鋼管的內(nèi)徑 cm ——靜強度許用安全系數(shù)，=4～5。 (2)桿件尺寸確定 可取連桿的各部分尺寸為： D=120㎜ d=80㎜ 代入上式可求的連桿的最大應(yīng)力為： σmax=21.78 Mpa 由于連桿的材料為鋼，鋼的許用應(yīng)力為： [σ]=70 Mpa＞σmax 所以上述尺寸能夠滿足連桿的強度要求 4.2 曲柄銷強度計算[17] 曲柄銷是游梁式抽油機的關(guān)鍵零件，也是抽油機易損零件之一。在抽油機工作過程中，經(jīng)常發(fā)生曲柄銷損壞的現(xiàn)象，給油田生產(chǎn)造成很大的損失。導(dǎo)致曲柄銷損壞的原因有很多，除少數(shù)是因為材料本身缺陷或原始裂紋引起的破壞外，大多數(shù)屬于疲勞破壞。 曲柄銷的主要失效形式有：在螺紋及其退刀槽處、圓錐面退刀槽處以及凸肩兩側(cè)處斷裂,圓錐配合面損壞或錐套被擠碎，螺母松動或脫落。 4.2.1 曲柄的靜強度計算 除了防止曲柄銷配合的松動以外，當然還必須保證曲柄銷本身有足夠的強度。假設(shè)曲柄銷與錐套的配合是緊密配合接觸良好,則將其看成為一端固定的懸臂梁。 由石油天然氣行業(yè)標準查得CYJY12-4.8-73HB型抽油機曲柄銷錐部大頭直徑，螺紋退刀槽處直徑，材料為35 最大連桿的拉力：=260.4kN （式4-5） 其中：——一根連桿的最大拉力,N ——曲柄銷錐面大頭直徑, 比較可知滿足要求。 （式4-6） 其中：靜強度安全系數(shù)，； ——材料的屈服極限，取值為850Mpa。 4.2.2 曲柄銷疲勞強度校核 曲柄銷失效大多屬于疲勞破壞，這是因為在連桿里的作用下，曲柄銷相對于連桿在轉(zhuǎn)動，從而產(chǎn)生交變的彎曲應(yīng)力所致。由于曲柄銷在轉(zhuǎn)動時，連桿力也在發(fā)生變化，故一般的說，應(yīng)力變化屬非對稱循環(huán)。但是只具備了光桿示功圖以后，才能準確地確定循環(huán)特性，而示功圖形狀又隨油井工況而異，難以指定某一種示功圖形狀作為設(shè)計依據(jù)。當上、下死點的懸點載荷差別較小時，曲柄銷應(yīng)力變化接近于對稱循環(huán)。因此，為了簡化，在校核曲柄銷疲勞強度時，可按對稱循環(huán)處理，這樣也偏向安全。在錐面配合大端處，可以看成是過盈配合，比壓100， （式4-7） 其中：──對稱循環(huán)下的彎曲