CYJY12-4.8-73HB型游梁式抽油機(jī)設(shè)計(jì)
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畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)開題報(bào)告
題 目 名 稱 CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)設(shè)計(jì)
題 目 類 別
學(xué) 院 （系）
專 業(yè) 班 級
學(xué) 生 姓 名
指 導(dǎo) 教 師
輔 導(dǎo) 教 師
開題報(bào)告日期
開題報(bào)告
CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)設(shè)計(jì)
一、題目來源
本題目來源于生產(chǎn)/社會實(shí)踐。
二、研究目的和意義
抽油機(jī)性能優(yōu)劣的評價(jià)方法的研究是近幾年國內(nèi)抽油機(jī)研究的重點(diǎn)之一，抽油機(jī)性能的優(yōu)劣可以從以下幾個(gè)方面來評價(jià)：
a.傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速變化；
b.整機(jī)質(zhì)量和結(jié)構(gòu)尺寸；
c.運(yùn)動機(jī)構(gòu)的可靠性；
d.費(fèi)用指標(biāo)；
e.運(yùn)動和動力性能。
按照上述指標(biāo)對抽油機(jī)進(jìn)行考察，人們發(fā)現(xiàn)，游梁式抽油機(jī)在中、低沖程時(shí)具有可靠性高，價(jià)格低和維護(hù)工作方便等優(yōu)點(diǎn)，而且該機(jī)結(jié)構(gòu)簡單，使用和制造方便，因此，抽油機(jī)雖然品種較多，但真正在油田大面積使用的還是常規(guī)型游梁式抽油機(jī)，它是油田中、低沖程，中、高沖次抽油機(jī)的主力機(jī)型。但是，常規(guī)機(jī)的耗能大，費(fèi)用支出較高。據(jù)統(tǒng)計(jì)，我國在役常規(guī)型抽油機(jī)占抽油機(jī)總數(shù)的50%~60%，其耗電量約占油田總耗電量的20%~30%，是油田的主要耗電大戶。
隨著我國市場經(jīng)濟(jì)不斷發(fā)展和加入WTO，市場開放程度越來越大，這導(dǎo)致了國外大量的廉價(jià)石油石化產(chǎn)品進(jìn)入，競爭更加激烈，市場價(jià)格下降，嚴(yán)重影響了我國石油石化工業(yè)的經(jīng)濟(jì)效益。為提高市場競爭力，油田企業(yè)必須加大資金投入，采用新型節(jié)能型抽油機(jī)，或者降低各種成小抽油機(jī)的周期載荷系數(shù)，提高抽油機(jī)的工作效率，同樣達(dá)到節(jié)能的目的。同時(shí)，利用計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)，可以求得抽油機(jī)在任意位置的懸點(diǎn)載荷、速度、加速度和減速器輸出軸扭矩以及抽油機(jī)構(gòu)件各關(guān)鍵點(diǎn)的位移、速度、加速度和受力，從而可以動態(tài)地分析抽油機(jī)的運(yùn)動和受力變化情況，不僅大大減少了設(shè)計(jì)時(shí)間，而且在設(shè)計(jì)階段就可預(yù)知抽油機(jī)的結(jié)果，避免了浪費(fèi)大量的人力、物力和時(shí)間，減少了設(shè)計(jì)成本、試驗(yàn)成本和生產(chǎn)成本。所有這些，都將可以獲得很可觀的經(jīng)濟(jì)效益和社會效益，這是近階段提高我國石油市場競爭能力的一條現(xiàn)實(shí)的也是行之有效的途徑。
三、主要參考文獻(xiàn)及資料名稱
[1] 馮耀忠，李光，韓煒，國外抽油機(jī)技術(shù)的新發(fā)展（一），石油機(jī)械，2000，28（10）：58～60
[2] 馮耀忠，李光，韓煒，國外抽油機(jī)技術(shù)的新發(fā)展（二），石油機(jī)械，2000，28（10）：58～60
[3] 張連山, 國外抽油機(jī)發(fā)展趨勢， 國外石油機(jī)械,1996，7（3）：28～35
[4] 張連山, 我國抽油機(jī)的發(fā)展趨勢，鉆采工藝,1996，19（6）：41～46
[5] Hamacher H W,Nickel S. Rest ricted planar location problems and
applications[J] . Naval Research Logistics ,1995 ,42 (8) :967O992。
[6] 齊俊林，郭方元，黃偉，孫應(yīng)民，游梁式抽油機(jī)分析方法，石油學(xué)報(bào)，2006.6,27（6）：116～124
[7] 郭登明，艾薇等，抽油機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算軟件的開發(fā)，石油機(jī)械，2003，增刊（31）：26～28
[8] 萬邦烈，采油機(jī)械的設(shè)計(jì)計(jì)算，北京：石油工業(yè)出版社，1988：10～12，47～60
[9] 湯淑文, 譚英杰。 游梁抽油機(jī)動平衡精確分析[ J ] 。 石油學(xué)報(bào),1994。
[10] 王常斌,陳濤平,鄭俊德。 游梁式抽油機(jī)運(yùn)動參數(shù)的精確解[J ] 。 石油學(xué)報(bào)。
[11] 王尚元,唐衛(wèi)軍,李志誠,等。 新型擺桿式游梁抽油機(jī)[J ] 。 石油礦場機(jī)械。
[12] 姜道民,王素玲,李運(yùn)福,等。 新型擺桿式游梁抽油機(jī)的性能分析[J ] 。 大慶石油學(xué)院學(xué)報(bào),2003。
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[14] 董世民,張士軍。 抽油機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算與計(jì)算機(jī)實(shí)現(xiàn)[M]。 北京:石油工業(yè)出版社。
[15] 張學(xué)魯,季祥云,羅仁全。 游梁式抽油機(jī)技術(shù)與應(yīng)用[M]。 北京:石油工業(yè)出版社,2001。
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四、國內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢與研究的主攻方向
4.1 國外抽油機(jī)的發(fā)展概況
在國外，研究開發(fā)與應(yīng)用抽油機(jī)已有100多年的歷史。在這一百多年的采油實(shí)踐中，抽油機(jī)發(fā)生了很大的變化，特別是近20年來，世界抽油機(jī)技術(shù)發(fā)展較快，先后研究開發(fā)了多種新型抽油機(jī)。起特性主要有以下九個(gè)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(jī)、氣壓缸式抽油機(jī)、長沖程低沖次抽油機(jī)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(jī)、城市抽油機(jī)、前置式抽油機(jī)、前置式氣平衡抽油機(jī)、緊湊型抽油機(jī)、兩點(diǎn)式抽油機(jī)和井架型抽油機(jī)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(jī)、叢式井抽油機(jī)、雙驢頭抽油機(jī)和高效能叢式井抽油機(jī)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(jī)。例如常規(guī)型抽油機(jī)最大載荷160kN，前置式抽油機(jī)最大載荷193kN ；前置式氣平衡抽油機(jī)最大載荷213kN。
(5) 為了提高抽油系統(tǒng)效率, 減少抽油機(jī)動載荷與振動載荷, 研制了增大沖程游梁抽油機(jī)和增大沖程無游梁抽油機(jī)及長沖程無游梁抽油機(jī)(分立式和臥式兩種)。
(6) 為了提高采油經(jīng)濟(jì)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(jī)和節(jié)能部件。例如異相型抽油機(jī)、前置式抽油機(jī)、前置式氣平衡抽油機(jī)、大圈式抽油機(jī)、輪式抽油機(jī)、全膠帶傳動抽油機(jī)、井架型抽油機(jī)、滾筒式抽油機(jī)、缸體式抽油機(jī)、玻璃鋼抽油桿用抽油機(jī)、自動化抽油機(jī)和智能抽油機(jī)等。節(jié)能部件有: 高轉(zhuǎn)差率電動機(jī)、天然氣發(fā)動機(jī)、抽油機(jī)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(jī)和部件能節(jié)電10%～50%。
(7) 為了提高抽油機(jī)精確平衡效果, 達(dá)到節(jié)電和提高抽油機(jī)運(yùn)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(jī)。例如變平衡力矩抽油機(jī)、氣平衡抽油機(jī)、氣囊平衡抽油機(jī)、雙井平衡抽油機(jī)和自動平衡抽油機(jī)等。
(8) 為了滿足邊遠(yuǎn)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(jī), 采用天然氣發(fā)動機(jī)或汽油機(jī)、柴油機(jī)驅(qū)動抽油機(jī), 具有使用移動靈活等特點(diǎn)。
(9) 為了提高采油效率, 實(shí)現(xiàn)自動化開采石油, 研制與應(yīng)用了各種自動化抽油機(jī)和智能抽油機(jī), 采用先進(jìn)的微機(jī)系統(tǒng)控制、檢測和診斷抽油機(jī)運(yùn)行與故障, 以確保高效安全經(jīng)濟(jì)抽油。
4.2 國內(nèi)抽油機(jī)的發(fā)展概況
我國游梁式抽油機(jī)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(gè)，抽油機(jī)的規(guī)格有十余種。
國內(nèi)抽油機(jī)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(jī)及其改型抽油機(jī)
常規(guī)游梁式抽油機(jī)是油田生產(chǎn)的主力機(jī)型，最大的沖程為6米。該機(jī)構(gòu)簡單，機(jī)械換向簡單，機(jī)械換向平穩(wěn)；同時(shí)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(hù)都比較簡單，可靠性也高，是現(xiàn)有各抽油機(jī)中最成熟的機(jī)種，且適用于全天候工作，至今在眾多有桿式抽油機(jī)的應(yīng)用中仍占據(jù)主導(dǎo)地位。
（2）四桿傳動機(jī)構(gòu)抽油機(jī)
這類抽油機(jī)主要是以曲柄滑塊機(jī)構(gòu)為主機(jī)夠的增程式、浮動輪式等幾種。但該抽油機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，安裝維護(hù)困難，目前在油田應(yīng)用很少。
（3）六桿機(jī)構(gòu)的抽油機(jī)
為了克服四桿機(jī)構(gòu)抽油機(jī)的缺點(diǎn)，有研制了數(shù)種采用六桿傳動機(jī)構(gòu)的抽油機(jī)。但這種機(jī)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(jī)
滾筒式抽油機(jī)是利用換向機(jī)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(diǎn)做上、下往復(fù)運(yùn)動的抽油機(jī)。這類抽油機(jī)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(jī)
鏈條式抽油機(jī)是利用軌跡鏈條上的特殊鏈節(jié)，帶動往返架往復(fù)運(yùn)動，從而驅(qū)動懸點(diǎn)上、下運(yùn)動的抽油機(jī)。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(hù)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(jī)維修費(fèi)用大大高于常規(guī)型游梁式抽油機(jī)。
（6）液壓式抽油機(jī)
它是以液壓傳動技術(shù)為特征的抽油機(jī)。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(jì)性。但在國內(nèi)，由于液壓元件制造水平的制約，液壓抽油機(jī)可靠性不高，維護(hù)比較困難，故起發(fā)展比較遲緩。
綜上所述，目前國內(nèi)的抽油機(jī)雖然品種較多，但真正在油田大面積使用的也只有常規(guī)型游梁式抽油機(jī)。
今后，國內(nèi)外抽油機(jī)主要向以下幾個(gè)方面發(fā)展：
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
五 本文主要研究的工作
5.1 主要研究內(nèi)容：
CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)的設(shè)計(jì)
5.2 需要重點(diǎn)研究的關(guān)鍵
抽油機(jī)運(yùn)動學(xué)設(shè)計(jì)；
抽油機(jī)動力學(xué)設(shè)計(jì)；
抽油機(jī)主要零部件強(qiáng)度校核。
5.3 解決思路
從抽油機(jī)的基本原理入手，在弄懂其抽油基本原理后對其所需的各種參數(shù)做全面的分析。然后，了解此抽油機(jī)在設(shè)計(jì)過程中所需克服的技術(shù)困難和復(fù)雜因素，清楚此抽油機(jī)的應(yīng)用情況和其經(jīng)濟(jì)價(jià)值。最后通過對此抽油機(jī)的工作原理，設(shè)計(jì)過程和應(yīng)用價(jià)值有了充分的了解后，完成此CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)的設(shè)計(jì)方案，設(shè)計(jì)方案和部分結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)。然后在根據(jù)所設(shè)計(jì)的抽油機(jī)畫圖。
六 完成畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)所必須具備的工作條件及解決的辦法
1．查詢與游梁抽油機(jī)技術(shù)相關(guān)的參考書及近幾年的中英文資料，了解近幾年國內(nèi)外所使用的各種抽油機(jī)技術(shù)和最新研究的抽油機(jī)。
2.計(jì)算機(jī)繪制抽油機(jī)設(shè)計(jì)裝配圖和主要零部件圖。
3.老師的一些安排和輔導(dǎo)。
七、工作的主要階段，進(jìn)度與時(shí)間安排
根據(jù)畢業(yè)設(shè)計(jì)時(shí)間總體的安排，我將畢業(yè)設(shè)計(jì)的工作任務(wù)分為以下十個(gè)階段：
第一階段, 初步了解畢業(yè)設(shè)計(jì)的各個(gè)方面并查閱有關(guān)抽油機(jī)技術(shù)的相關(guān)資料及文獻(xiàn)，了解抽油機(jī)技術(shù)的特點(diǎn)、方式、方法，控制過程和國內(nèi)外使用和最新研究的抽油機(jī)。
第二階段，詳細(xì)綜述游梁式抽油機(jī)在國內(nèi)外的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢。(3月26-4月5)
第三階段，完成CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)運(yùn)動學(xué)設(shè)計(jì)。（4月6號-4月21號）
第四階段，完成CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)動力學(xué)設(shè)計(jì)。（4月22號-5月7號）
第五階段，完成CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)主要零部件強(qiáng)度校核。（5月8號-5月22號）
第六階段，編制CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)輔助計(jì)算軟件。（5月23號-5月7號）
第七階段，繪制CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)總裝配圖及零部件圖（6月8號-6月18號）。
第八階段，寫畢業(yè)設(shè)計(jì)論文。（6月19號-5月28號）
第九階段，詳細(xì)修改畢業(yè)設(shè)計(jì)論文；打印并裝訂。
第十階段，畢業(yè)答辯。
八 指導(dǎo)教師審查意見
第 8 頁 （共 8 頁）
目錄
CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)設(shè)計(jì) 1
1 緒 論 1
1.1抽油機(jī)的應(yīng)用 1
1.2 國內(nèi)外抽油機(jī)的發(fā)展概況 2
1.2.1 國外抽油機(jī)的發(fā)展概況 2
1.2.2 國內(nèi)抽油機(jī)的發(fā)展概況 3
1.3抽油機(jī)存在的主要問題 4
1.4抽油機(jī)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(jī)的運(yùn)動分析 8
2.1游梁式抽油機(jī)的運(yùn)動學(xué)分析 9
2.1.1 幾何尺寸分析[10] 9
2.1.2 懸點(diǎn)的位移、速度、加速度的分析 11
2.2 計(jì)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(jī)動力分析 15
3.4 計(jì)算最大下泵深度 25
4 主要零部件強(qiáng)度計(jì)算 30
4.1 連桿強(qiáng)度計(jì)算 [16] 30
4.2 曲柄銷強(qiáng)度計(jì)算[17] 31
4.2.1 曲柄的靜強(qiáng)度計(jì)算 31
4.2.2 曲柄銷疲勞強(qiáng)度校核 32
4.3 游梁強(qiáng)度計(jì)算 32
4.3.1 游梁的受力分析[17] 33
4.3.2 強(qiáng)度校核[17] 34
參考文獻(xiàn) 35
致謝 36
緒論
目錄
CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)設(shè)計(jì) 1
1 緒 論 1
1.1抽油機(jī)的應(yīng)用 1
1.2 國內(nèi)外抽油機(jī)的發(fā)展概況 2
1.2.1 國外抽油機(jī)的發(fā)展概況 2
1.2.2 國內(nèi)抽油機(jī)的發(fā)展概況 3
1.3抽油機(jī)存在的主要問題 4
1.4抽油機(jī)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(jī)的運(yùn)動分析 8
2.1游梁式抽油機(jī)的運(yùn)動學(xué)分析 9
2.1.1 幾何尺寸分析[10] 9
2.1.2 懸點(diǎn)的位移、速度、加速度的分析 11
2.2 計(jì)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(jī)動力分析 15
3.4 計(jì)算最大下泵深度 25
4 主要零部件強(qiáng)度計(jì)算 30
4.1 連桿強(qiáng)度計(jì)算 [16] 30
4.2 曲柄銷強(qiáng)度計(jì)算[17] 31
4.2.1 曲柄的靜強(qiáng)度計(jì)算 31
4.2.2 曲柄銷疲勞強(qiáng)度校核 32
4.3 游梁強(qiáng)度計(jì)算 32
4.3.1 游梁的受力分析[17] 33
4.3.2 強(qiáng)度校核[17] 34
參考文獻(xiàn) 35
致謝 36
CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)設(shè)計(jì)
1 緒 論
1.1抽油機(jī)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(jī)械設(shè)備將原油舉升到地面，稱為人工舉升采油法或機(jī)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(jìn)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(yùn)動驅(qū)動井下單螺旋泵裝置，雖然也有抽油桿，但習(xí)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(jī)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(jī)，它由電動機(jī)、減速器和四連桿機(jī)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(yùn)動和動力傳給井下抽油泵。
抽油機(jī)是一種把原動機(jī)的連續(xù)圓周運(yùn)動變成往復(fù)自線運(yùn)動，通過抽油桿帶動抽油泵進(jìn)行抽油的機(jī)械設(shè)備。游梁式抽油機(jī)是機(jī)械采油設(shè)備中問世最早的抽油機(jī)機(jī)種，1919年美國就開始批量生產(chǎn)這種抽油機(jī)。
目前我國大多數(shù)油田己相繼進(jìn)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(jī)采。80年代初，我國擁有機(jī)采油井2萬口，占總油井?dāng)?shù)的57.3%，機(jī)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(jī)采油井約8萬口，占油田總井?dāng)?shù)的90%。在這些機(jī)采油井中，采用抽油機(jī)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(jī)和長沖程抽油機(jī)的數(shù)量不斷增加。由此可見，抽油機(jī)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(jìn)一步開發(fā)，各種新型節(jié)能抽油機(jī)將會得到廣泛地推廣和應(yīng)用。
1.2 國內(nèi)外抽油機(jī)的發(fā)展概況
1.2.1 國外抽油機(jī)的發(fā)展概況
在國外，研究開發(fā)與應(yīng)用抽油機(jī)已有100多年的歷史[4]。在這一百多年的采油實(shí)踐中，抽油機(jī)發(fā)生了很大的變化，特別是近20年來，世界抽油機(jī)技術(shù)發(fā)展較快，先后研究開發(fā)了多種新型抽油機(jī)。起特性主要有以下九個(gè)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(jī)、氣壓缸式抽油機(jī)、長沖程低沖次抽油機(jī)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(jī)、城市抽油機(jī)、前置式抽油機(jī)、前置式氣平衡抽油機(jī)、緊湊型抽油機(jī)、兩點(diǎn)式抽油機(jī)和井架型抽油機(jī)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(jī)、叢式井抽油機(jī)、雙驢頭抽油機(jī)和高效能叢式井抽油機(jī)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(jī)。例如常規(guī)型抽油機(jī)最大載荷160kN，前置式抽油機(jī)最大載荷193kN ；前置式氣平衡抽油機(jī)最大載荷213kN。
(5) 為了提高抽油系統(tǒng)效率， 減少抽油機(jī)動載荷與振動載荷， 研制了增大沖程游梁抽油機(jī)和增大沖程無游梁抽油機(jī)及長沖程無游梁抽油機(jī)(分立式和臥式兩種)。
(6) 為了提高采油經(jīng)濟(jì)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(jī)和節(jié)能部件。例如異相型抽油機(jī)、前置式抽油機(jī)、前置式氣平衡抽油機(jī)、大圈式抽油機(jī)、輪式抽油機(jī)、全膠帶傳動抽油機(jī)、井架型抽油機(jī)、滾筒式抽油機(jī)、缸體式抽油機(jī)、玻璃鋼抽油桿用抽油機(jī)、自動化抽油機(jī)和智能抽油機(jī)等。節(jié)能部件有： 高轉(zhuǎn)差率電動機(jī)、天然氣發(fā)動機(jī)、抽油機(jī)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(jī)和部件能節(jié)電10%～50%。
(7) 為了提高抽油機(jī)精確平衡效果， 達(dá)到節(jié)電和提高抽油機(jī)運(yùn)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(jī)。例如變平衡力矩抽油機(jī)、氣平衡抽油機(jī)、氣囊平衡抽油機(jī)、雙井平衡抽油機(jī)和自動平衡抽油機(jī)等。
(8) 為了滿足邊遠(yuǎn)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(jī)， 采用天然氣發(fā)動機(jī)或汽油機(jī)、柴油機(jī)驅(qū)動抽油機(jī)， 具有使用移動靈活等特點(diǎn)。
(9) 為了提高采油效率， 實(shí)現(xiàn)自動化開采石油， 研制與應(yīng)用了各種自動化抽油機(jī)和智能抽油機(jī)， 采用先進(jìn)的微機(jī)系統(tǒng)控制、檢測和診斷抽油機(jī)運(yùn)行與故障， 以確保高效安全經(jīng)濟(jì)抽油。
1.2.2 國內(nèi)抽油機(jī)的發(fā)展概況
我國游梁式抽油機(jī)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(gè)，抽油機(jī)的規(guī)格有十余種。
國內(nèi)抽油機(jī)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(jī)及其改型抽油機(jī)
常規(guī)游梁式抽油機(jī)是油田生產(chǎn)的主力機(jī)型，最大的沖程為6米。該機(jī)構(gòu)簡單，機(jī)械換向簡單，機(jī)械換向平穩(wěn)；同時(shí)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(hù)都比較簡單，可靠性也高，是現(xiàn)有各抽油機(jī)中最成熟的機(jī)種，且適用于全天候工作，至今在眾多有桿式抽油機(jī)的應(yīng)用中仍占據(jù)主導(dǎo)地位。
(2)四桿傳動機(jī)構(gòu)抽油機(jī)
這類抽油機(jī)主要是以曲柄滑塊機(jī)構(gòu)為主機(jī)夠的增程式、浮動輪式等幾種。但該抽油機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，安裝維護(hù)困難，目前在油田應(yīng)用很少。
(3)六桿機(jī)構(gòu)的抽油機(jī)
為了克服四桿機(jī)構(gòu)抽油機(jī)的缺點(diǎn)，有研制了數(shù)種采用六桿傳動機(jī)構(gòu)的抽油機(jī)。但這種機(jī)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(jī)
滾筒式抽油機(jī)是利用換向機(jī)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(diǎn)做上、下往復(fù)運(yùn)動的抽油機(jī)。這類抽油機(jī)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(jī)
鏈條式抽油機(jī)是利用軌跡鏈條上的特殊鏈節(jié)，帶動往返架往復(fù)運(yùn)動，從而驅(qū)動懸點(diǎn)上、下運(yùn)動的抽油機(jī)。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(hù)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(jī)維修費(fèi)用大大高于常規(guī)型游梁式抽油機(jī)。
(6)液壓式抽油機(jī)
它是以液壓傳動技術(shù)為特征的抽油機(jī)。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(jì)性。但在國內(nèi)，由于液壓元件制造水平的制約，液壓抽油機(jī)可靠性不高，維護(hù)比較困難，故起發(fā)展比較遲緩。
1.3抽油機(jī)存在的主要問題
1999年我國抽油機(jī)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(fèi)支出達(dá)42億；每臺在用的抽油機(jī)平均年維護(hù)費(fèi)用約3000元，全國抽油機(jī)年維護(hù)費(fèi)用約2.25億元，而因維護(hù)設(shè)備影響油井產(chǎn)量約相當(dāng)1.2億元，兩項(xiàng)合計(jì)3.45億元；全國抽油機(jī)采油操作成本總額45.65億元。抽油機(jī)井是油田生產(chǎn)量大面廣、投入較大的項(xiàng)口，因此，降低抽油機(jī)井的生產(chǎn)成本、提高原油生產(chǎn)效率，將是油田實(shí)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(jī))實(shí)用功率按10kW計(jì)， 5×104臺抽油機(jī)每天耗電近12×106kWh，年耗電近4.4×109 kWh[5]。若我們將抽油機(jī)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(fèi)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(jì)效益又有社會效益。
常規(guī)游梁式抽油機(jī)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(yàn)，經(jīng)久不哀，目前仍在國內(nèi)外油田普遍使用。常規(guī)機(jī)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(diǎn)，在采油機(jī)械中占有舉足輕重的地位。但是由于常規(guī)機(jī)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(fù)扭矩、載荷率低、上作效率低和能耗大等缺點(diǎn)。在采油成本中，抽油機(jī)電費(fèi)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(jī)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(jī)系統(tǒng)效率較低，只有16%～23%，先進(jìn)的地區(qū)至今也不到30%，美國的常規(guī)型抽油機(jī)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(gè)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(jī)系統(tǒng)的總效率實(shí)現(xiàn)節(jié)能是一個(gè)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(shí)刻下，井下的損耗因地面游梁機(jī)型不同而發(fā)生的差異不會很大，因此本文僅從游梁機(jī)的地面效率角度，研究其節(jié)能問題。
抽油機(jī)能耗大的主要原因：
抽油機(jī)的懸點(diǎn)載荷狀況是影響抽油機(jī)能耗的主要因素。人們普遍認(rèn)為，游梁機(jī)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(jī)的轉(zhuǎn)矩特性不相匹配，電機(jī)的負(fù)載率過低致使電機(jī)以較低的效率運(yùn)行。
抽油機(jī)的結(jié)構(gòu)和抽油泵上作的特點(diǎn)，形成了抽油機(jī)特有的負(fù)荷特性：帶有沖擊的周期交變載荷。在抽油機(jī)運(yùn)行的一個(gè)周期內(nèi)：上沖程時(shí)，懸點(diǎn)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(shí)，輸出軸被下落的懸點(diǎn)負(fù)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(jī)在一個(gè)沖程中的某些時(shí)段被下落的抽油桿反向拖動，運(yùn)行于再生發(fā)電狀態(tài)，抽油桿下落所釋放的機(jī)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(jī)工作時(shí)，電機(jī)所受的負(fù)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(fù)轉(zhuǎn)矩，在這種情況下，電機(jī)會處于發(fā)電運(yùn)行狀態(tài)。(特別是當(dāng)抽油機(jī)平衡不良時(shí)，其電機(jī)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(jī)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(fù)轉(zhuǎn)矩。平衡程度越差，其正、負(fù)轉(zhuǎn)矩的峰值越大，抽油機(jī)的能耗也就反之增加。負(fù)轉(zhuǎn)矩的存在必然導(dǎo)致電動機(jī)運(yùn)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(shí)際上使異步電機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)參與了抽油機(jī)的平衡運(yùn)動，因?yàn)槌橛蜅U下落時(shí)所釋放的機(jī)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(jī)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(fèi)。同時(shí)負(fù)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(fù)荷，降低了抽油機(jī)的使用壽命。
繼常規(guī)機(jī)后，各種類型抽油機(jī)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(jī)采用了完全不同于傳統(tǒng)游梁式抽油機(jī)的機(jī)架、傳動系統(tǒng)和電動機(jī)，對游梁式抽油機(jī)沒有任何繼承，但因價(jià)格昂貴不能推廣使用。鏈條式抽油機(jī)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(diǎn)。液壓抽油機(jī)漏油發(fā)熱可靠性差，且液壓抽油機(jī)的維護(hù)保養(yǎng)比游梁式抽油機(jī)復(fù)雜的多，影響其進(jìn)一步的推廣使用。新型抽油機(jī)的投入使用比對在用抽油機(jī)進(jìn)行節(jié)能改造需要更多的投入，且其中大多數(shù)新機(jī)種在可靠性和操作的方便性方面與常規(guī)游梁式抽油機(jī)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(jì)效益不十分關(guān)心等諸多因素，使大部分新型抽油機(jī)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(jī)和對油田在用的游梁式抽油機(jī)進(jìn)行節(jié)能研究具有很大的現(xiàn)實(shí)意義。
1.4抽油機(jī)的發(fā)展趨勢
今后，國內(nèi)外抽油機(jī)主要向以下幾個(gè)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(jī)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(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)和改進(jìn)平衡方式等，實(shí)現(xiàn)抽油機(jī)節(jié)能的目的，己經(jīng)有一大批新型的抽油機(jī)相繼投入油田開采。在開發(fā)新產(chǎn)品的同時(shí)，也要對現(xiàn)有抽油機(jī)實(shí)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(jī)的同時(shí)，系統(tǒng)的可靠性、經(jīng)濟(jì)性和使用維護(hù)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(jì)、可靠耐用、節(jié)能效果顯著的抽油機(jī)是一個(gè)具有現(xiàn)實(shí)意義的課題。
進(jìn)入二十世紀(jì)九十年代，許多科研人員、各大科研院所、抽油機(jī)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(jī)。數(shù)控抽油機(jī)雖然采用了全新的技術(shù)，屬于機(jī)電一體化產(chǎn)品，但其對游梁式抽油機(jī)沒有任何繼承，因而價(jià)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(jī)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(diǎn)。液壓抽油機(jī)存在漏油、發(fā)熱可靠性差等缺點(diǎn)，且維護(hù)保養(yǎng)復(fù)雜，影響其進(jìn)一步的推廣使用。另外，齒輪抽油機(jī)、氣平衡抽油機(jī)、增矩式抽油機(jī)等一些抽油機(jī)從理論上都是可行的，可是經(jīng)不起長時(shí)間的現(xiàn)場考驗(yàn)而中途夭折。以偏輪抽油機(jī)為代表的幾種六連桿抽油機(jī)，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(hù)復(fù)雜，現(xiàn)己基本停止了生產(chǎn)，擺桿抽油機(jī)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(yán)重，而且與常規(guī)機(jī)相比增加大量鋼材和多個(gè)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(jī)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(jī)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(jī)的應(yīng)用上也證明了這一點(diǎn)。
為此，本文在分析目前國內(nèi)外在用抽油機(jī)的情況基礎(chǔ)上，對異相曲柄抽油機(jī)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，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(jìn)一步進(jìn)行抽油機(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)研究。
本文的主要研究內(nèi)容如下：
1、對包括抽油機(jī)在內(nèi)的有桿采油系統(tǒng)懸點(diǎn)載荷計(jì)算進(jìn)行研究，對抽油機(jī)的電機(jī)功率的選擇。
2、根據(jù)游梁式抽油機(jī)四連桿機(jī)構(gòu)的幾何關(guān)系和運(yùn)動特點(diǎn)，對游梁式抽油機(jī)的幾何結(jié)構(gòu)、運(yùn)動參數(shù)、動力特性等進(jìn)行分析。
3、對CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)主要零部件（游梁、連桿、曲柄）強(qiáng)度校核。
2 游梁式抽油機(jī)的運(yùn)動分析
游梁式抽油機(jī)驢頭懸點(diǎn)載荷是標(biāo)志抽油機(jī)工作能力的重要參數(shù)之一，是抽油機(jī)四桿機(jī)構(gòu)力學(xué)分析的基礎(chǔ)，是抽油機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算和選擇使用的主要依據(jù)。抽油機(jī)工作時(shí)，抽油機(jī)懸點(diǎn)載荷及平衡重在曲柄軸上造成的扭矩與電機(jī)輸給曲柄的扭矩相平衡。因此通過懸點(diǎn)載荷及平衡來計(jì)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(jì)算電動機(jī)功率及功率利用情況[11]。在一定參數(shù)(懸點(diǎn)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(jī)各桿件和各節(jié)點(diǎn)的受力大小和方向的確定是抽油機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)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(jì)算零件的主要尺寸，以保證足夠的強(qiáng)度、耐久性和高效率。為此，首先對游梁式抽油機(jī)的懸點(diǎn)載荷等動力學(xué)參數(shù)進(jìn)行詳細(xì)的分析，然后再對抽油機(jī)四桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行力學(xué)分析。
2.1游梁式抽油機(jī)的運(yùn)動學(xué)分析
游梁式抽油機(jī)的運(yùn)動學(xué)分析的目的：游梁式抽油機(jī)運(yùn)動分析的目的是：對應(yīng)于抽油機(jī)某一曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，求出驢頭及各鉸接點(diǎn)的位移、速度和加速度隨時(shí)間或曲柄旋轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律，為進(jìn)行載荷、扭矩等的動力學(xué)分析和計(jì)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(yùn)用余弦定理和正弦定理可得：
（式2-4）
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抽油機(jī)的運(yùn)動分析
圖2-1 抽油機(jī)運(yùn)動機(jī)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(shí)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(shí)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(diǎn)處于下死點(diǎn)位置時(shí)，游梁后臂和基桿之間的夾角；
——懸點(diǎn)處于上死點(diǎn)位置時(shí)，游梁后臂和基桿之間的夾角；
2.1.2 懸點(diǎn)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(shí)的懸點(diǎn)位移Si(以下死點(diǎn)作為況的起始點(diǎn))為：
Si=A·δi=A·（－φ） （式2-12）
式中：
?。痢瘟呵氨坶L度；
δi——對應(yīng)任一時(shí)的游梁位置與懸點(diǎn)處于下死點(diǎn)時(shí)游梁位置的夾角。
懸點(diǎn)沖程為：
Ｓ＝Ａ·δ＝Ａ·（－） （式2-13）
式中：
δ——對應(yīng)于懸點(diǎn)處于上、下兩死點(diǎn)位置時(shí)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(shí)間求導(dǎo)可的：
（式2-16）
或
（式2-17）
令方程兩邊實(shí)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(yùn)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(shí)間t求導(dǎo)，可的連桿及游梁運(yùn)動的角加速度、為：
（式2-25）
（式2-26）
式中 =－ω ?。剑?
當(dāng)曲柄勻速轉(zhuǎn)動時(shí)，＝０，則、為
（式2-27）
（式2-28）
當(dāng)曲柄勻速轉(zhuǎn)動時(shí)，則懸點(diǎn)速度ＶＣ及加速度αＣ可有下式計(jì)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(jī)機(jī)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(diǎn)沖程
9
73
4.8m
2.2 計(jì)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(jì)算機(jī)計(jì)算可得出懸點(diǎn)位移、速度、加速度、及扭矩因素曲線如下圖（圖2-2）。
通過計(jì)算機(jī)計(jì)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(diǎn)位移、速度、加速度、及扭矩因素曲線
3 抽油機(jī)動力分析
3.1游梁式抽油機(jī)懸點(diǎn)載荷計(jì)算
當(dāng)抽油機(jī)工作時(shí)，抽油機(jī)的驢頭懸點(diǎn)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(yùn)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(diǎn)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(yùn)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(yùn)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(shí)產(chǎn)生的，所以它的作用方向只向上。
上述(1) 、 (2) 、 (3)三項(xiàng)載荷和抽油桿的運(yùn)動無關(guān)，稱為靜載荷。(4) 、（5）兩項(xiàng)的載荷和抽油桿的運(yùn)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(jì)。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(diǎn)靜載荷的大小和變化規(guī)律
分別對上沖程、下沖程、下死點(diǎn)和上死點(diǎn)進(jìn)行分析（如下圖3-1）
(l)上沖程
當(dāng)懸點(diǎn)從下死點(diǎn)向上運(yùn)動時(shí)，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(diǎn)承受抽油桿柱自重P桿和柱塞上油柱重P油，這兩個(gè)載荷的作用方向都是向下的。同時(shí)，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(jī)動力分析
力P壓。因此，上沖程時(shí)，懸點(diǎn)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(dāng)懸點(diǎn)從上死點(diǎn)向下運(yùn)動時(shí)，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(diǎn)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(shí)懸點(diǎn)的靜載荷P靜下為：
（式3-2）
上沖程 下沖程
圖3-1 懸點(diǎn)載荷作用圖
(3)下死點(diǎn)(從下沖程到上沖程的轉(zhuǎn)折點(diǎn))
此時(shí)，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(diǎn)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(gè)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?，等于2.1×1011N/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(diǎn)上。實(shí)際上，在抽油桿柱受載伸長的過程中，驢頭已開始上沖程。當(dāng)懸點(diǎn)往上走了一個(gè)距離λ桿時(shí)，由于同時(shí)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(yùn)動，因而不抽油，如圖3-2c所示。 作
2)對油管柱來說，下沖程時(shí)，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(dāng)轉(zhuǎn)到上沖程時(shí)，游動閥關(guān)閉，整個(gè)油柱重量都由柱塞和抽油桿柱承擔(dān)，而油管柱上就沒有這個(gè)載荷作用。因此，在抽油桿柱加載的同時(shí)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(diǎn)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(yùn)動，還不能抽油(如圖3-2d所示)。一直到懸點(diǎn)走完一段距離等于λ管以后，柱塞才開始抽油。
上面所進(jìn)行的分析表明：懸點(diǎn)從下死點(diǎn)到上死點(diǎn)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(diǎn)(從上沖程到下沖程的轉(zhuǎn)折點(diǎn))
它和下死點(diǎn)的情況恰恰相反。這時(shí)，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(dāng)懸點(diǎn)往下走了λ桿時(shí)，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(yùn)動，因而不能排油。而對油管柱來說，因?yàn)榧虞dP‘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(diǎn)再走完λ管以前，柱塞和泵筒還不能產(chǎn)生相對運(yùn)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(diǎn)最大沖程長度S減少了一個(gè)同樣的靜變形入值。
現(xiàn)在把上、下沖程中懸點(diǎn)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(diǎn)上沖程開始時(shí)載荷由柱塞傳遞到懸點(diǎn)的過程。EB線相當(dāng)于柱塞和泵筒沒有發(fā)生相對運(yùn)動時(shí)懸點(diǎn)上行時(shí)的距離，即EB= λ。當(dāng)全部載荷作用到懸點(diǎn)以后，靜載荷就不再變化而成水平線BC，到達(dá)上死點(diǎn)C為止。CD線表示抽油桿柱的卸載過程。卸載完畢后，懸點(diǎn)又以一個(gè)不變的靜載荷向下運(yùn)動，成為水平線DA而回到下死點(diǎn)A。這種靜力示功圖，只有在淺井，而且抽油機(jī)沖次較低時(shí)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(diǎn)靜載荷隨懸點(diǎn)位移的變化規(guī)律是一個(gè)平行四邊形ABCD。
3.1.2懸點(diǎn)動載荷的大小和變化規(guī)律
在井較深、抽油機(jī)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(rèn)為，抽油桿柱以及油柱各點(diǎn)的運(yùn)動規(guī)律和懸點(diǎn)完全一致。所以，P桿慣和P油慣的大小和懸點(diǎn)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(kuò)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(kuò)大圖
1)慣性載荷對懸點(diǎn)總載荷的影響
上沖程時(shí)，柱塞(或抽油桿)帶著油柱運(yùn)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(shí)，柱塞(或抽油桿)不帶油柱運(yùn)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(diǎn)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(diǎn)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(diǎn)。最大載荷Pmax等于靜載荷加上動載荷(絕對值)；懸點(diǎn)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(diǎn)。其大小等于靜載荷減去動載荷(絕對值)。
3.1.3懸點(diǎn)的最大載荷和最小載荷
懸點(diǎn)的最大載荷和最小載荷，特別是最大載荷是正確設(shè)計(jì)和選擇抽油機(jī)和抽油桿以及確定電動機(jī)功率的主要依據(jù)之一，所以目前有很多計(jì)算公式，有些先從理論上來推導(dǎo)，在引如實(shí)驗(yàn)校正系數(shù)，有些是純粹的經(jīng)驗(yàn)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(jì)算公式中都沒有考慮摩擦力的影響。
在實(shí)際計(jì)算，可通過下式進(jìn)行計(jì)算懸點(diǎn)的最大載荷和最小載荷：
（式3-13）
3.1.4 摩擦力對懸點(diǎn)載荷的影響
定性分析表明，摩擦力增加了懸點(diǎn)的最大載荷，減少了懸點(diǎn)的最小載荷，加大載荷的變化幅度與不平衡性以及擴(kuò)大了示功圖面積，這不但給抽油機(jī)的上作帶來了很不利的影響，而且使電機(jī)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(jì)，但是，當(dāng)油井中原油的粘度很大，從0.1 Pa·S到l0Pa·S時(shí)，抽油桿和油柱間或油柱和油管間的液體摩擦力有時(shí)可達(dá)10000N～20000N，對懸點(diǎn)載荷影響很大。特別是在下沖程時(shí)，和抽油桿運(yùn)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(diǎn)運(yùn)動大大超前抽油桿運(yùn)動的現(xiàn)象，也就是驢頭往下走時(shí)，抽油桿還沒有往下走。(甚至驢頭己走到下死點(diǎn)，抽油桿都不運(yùn)動，遼河油田曾出現(xiàn)類似現(xiàn)象)這樣，當(dāng)抽油桿和泵柱塞還沒有達(dá)到下死點(diǎn)時(shí)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(shí)油柱重力和摩擦力突然加到抽油機(jī)驢頭上，造成沖擊載荷，影響抽油機(jī)的使用壽命。所以在粘油井抽油時(shí)，應(yīng)該采取措施避免下沖程時(shí)驢頭超前油桿運(yùn)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(jī)得到了推廣應(yīng)用。
在叢式井(上自、下斜)和斜井中抽油時(shí)，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(dá)到很大的數(shù)值，也應(yīng)采取相應(yīng)的措施。
為了提高機(jī)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(jī)減速器曲柄軸凈扭矩的計(jì)算
為了使懸點(diǎn)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(jī)的基本參數(shù)之一。實(shí)踐證明：減速箱曲柄軸扭矩大小和懸點(diǎn)載荷、各桿件長度的比值和抽油機(jī)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(jì)、電動機(jī)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(jì)算Tn值，必須首先求出T值。
下面以曲柄平衡的抽油機(jī)(圖2-2)為例進(jìn)行計(jì)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(xiàng)整理的
（式3-16）
從上式可見，為了計(jì)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(diǎn)O1作力矩平衡方程式。
在游梁上的作用力有懸點(diǎn)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(diǎn)處的折合力B(稱為結(jié)構(gòu)不平衡重力)。，游梁支點(diǎn)O1的反作用力R平和R垂。
現(xiàn)在對游梁支點(diǎn)O1作力矩平衡方程式：
（式3-17）
圖3-6 抽油機(jī)受力示意圖
移項(xiàng)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(jī)的幾何尺寸和曲柄轉(zhuǎn)角，其意義為單位懸點(diǎn)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(jī)電機(jī)功率的確定
(1)抽油機(jī)設(shè)計(jì)時(shí)，由于懸點(diǎn)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(jī)抽汲工況的差別，上式確定的減速器輸出軸功率是個(gè)極限，一般情況下達(dá)不到，這樣配電機(jī)，電機(jī)功率肯定偏大，具體使用時(shí)，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(jī)功率可用下式確定：
（式3-23）
3.4 計(jì)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(jì)算抽油桿的當(dāng)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(jì)算最大下泵深度
（式3-26）
將計(jì)算的圓整到一個(gè)偏小值（最小圓整單位為50m），確定L。
3.5計(jì)算結(jié)果
通過上面對抽油機(jī)動力公式的分析，及已知數(shù)據(jù)通過計(jì)算機(jī)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(jì)算電機(jī)功率Ｎ為： 35.701(千瓦)；
實(shí)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(jī)動力數(shù)據(jù)表
曲柄轉(zhuǎn)角
懸點(diǎn)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(jī)受力分析數(shù)據(jù)表
轉(zhuǎn)角
懸點(diǎn)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(qiáng)度校核
4 主要零部件強(qiáng)度計(jì)算
游梁式抽油機(jī)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(jì)算連桿、游梁、曲柄銷三個(gè)部分的強(qiáng)度。
4.1 連桿強(qiáng)度計(jì)算 [16]
抽油機(jī)連桿質(zhì)量較輕，其運(yùn)動產(chǎn)生的慣性力及慣性力矩較小。如果忽略連桿運(yùn)動所產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩，則可認(rèn)連桿為二力桿，連桿力PL為：
（式4-1）
4.1.1連桿的靜強(qiáng)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(jìn)行強(qiáng)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(jì)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(qiáng)度校核
強(qiáng)度校核時(shí)，把連桿看作壓桿，其計(jì)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(qiáng)度，Pa；
——無縫鋼管的外徑 cm
——無縫鋼管的內(nèi)徑 cm
——靜強(qiáng)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(qiáng)度要求
4.2 曲柄銷強(qiáng)度計(jì)算[17]
曲柄銷是游梁式抽油機(jī)的關(guān)鍵零件，也是抽油機(jī)易損零件之一。在抽油機(jī)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?yàn)椴牧媳旧砣毕莼蛟剂鸭y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(qiáng)度計(jì)算
除了防止曲柄銷配合的松動以外，當(dāng)然還必須保證曲柄銷本身有足夠的強(qiáng)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(biāo)準(zhǔn)查得CYJY12-4.8-73HB型抽油機(jī)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(qiáng)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(qiáng)度校核
曲柄銷失效大多屬于疲勞破壞，這是因?yàn)樵谶B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(shí)，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(zhǔn)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(jì)依據(jù)。當(dāng)上、下死點(diǎn)的懸點(diǎn)載荷差別較小時(shí)，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(qiáng)度時(shí)，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
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