《10型,12型游梁式抽油機用53型雙圓弧齒輪減速器設計說明》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《10型,12型游梁式抽油機用53型雙圓弧齒輪減速器設計說明（15頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 . . . 10型，12型游梁式抽油機用53型雙圓弧齒輪減速器設計 摘 要 本文闡述了常規(guī)游梁式抽油機結構組成、工作原理與特點。中的雙圓弧齒輪對游梁式抽油機53型雙圓弧齒輪減速器進行的設計計算。并結合設計對系統(tǒng)進行了動態(tài)校正和設計工作過程中圖文分析。 游梁式抽油機采用四連桿機構進行傳動，對于減速器齒輪的轉動，以與齒輪之間的傳動進行了數(shù)字運算，對于53型雙圓弧齒輪減速器的部結構進行了設計。 關鍵字：抽油機工作原理，懸點載荷，雙圓弧齒輪 目錄 1 2 3 4 緒論 隨著原油和油氣的產(chǎn)出，貯存壓力減小。最終在某一點，貯存壓力達到

2、小的必需用人工舉升的方式才可以產(chǎn)油。 游梁式抽油機 ,是一個借鑒了水井工業(yè)的理想應用。自從1925年 Trout 設計的油泵演變到現(xiàn)今的具有統(tǒng)治地位游梁是人工舉升設備。在石油采油過程中對常規(guī)游梁式抽油機的應用已有上百年的歷史，由于其結構簡單，平衡性、穩(wěn)定性突出等特點而被延用至今。歷經(jīng)多年的發(fā)展和完善，主要是提高其可靠性和零件的設計方法上。隨著科技的發(fā)展，游梁式抽油機出現(xiàn)了好多的類型。 如下分類： （1）傳統(tǒng)型??傳統(tǒng)的曲柄配重型 被廣泛的接受和認可，是久經(jīng)考驗的油田 “戰(zhàn)士”。支點前面是負載，后面是配重。 （2）前置配重型 由于其獨特的幾何結構和配重特征，低轉矩峰值和低動力需求。運

3、行特點是是快速的下沖程，慢速的上沖程。減小重型負載上沖程的加速載荷。降低峰值轉矩延長油桿壽命。 （3）結構緊湊型 緊湊結構的設計防便用于經(jīng)常移動的工作方式或者城區(qū)的應用，很多部件在工廠已經(jīng)完成安裝。 （4）氣壓配重型? 應用壓縮氣體替代沉重的鑄鐵配重塊并且可以更精確得控制配重。大大的減輕了系統(tǒng)地重量，運輸和安裝費用明顯降低。氣壓配重獨特的優(yōu)點在于更大的增大沖程，而對于鑄鐵配重結構來說將是非常龐大難于實現(xiàn)。? （5）游梁配重型 配重塊安裝在游梁的另一端，是一種適合淺井應用的經(jīng)濟型。 我國生產(chǎn)的抽油機按照抽油機承受的懸點額定載荷主要分為2、3、5、8、10、12、14、16等型，每種型式

4、的抽油機又按照不同沖程、曲柄軸額定扭矩分為多種規(guī)格的機型。近幾年隨著計算機應用技術的不斷提高，優(yōu)化設計方法也被廣泛應用于抽油機的設計中，使得抽油機設計周期大大縮短，設計精度大大提高，抽油機的規(guī)格和類型也更加多樣化。 抽油機減速器是一種承受重復交變載荷、長期連續(xù)運轉的減速裝置。雙圓弧齒輪減速器是根據(jù)機械工業(yè)部和石油工業(yè)部通過的2677-80 常規(guī)型游梁式抽油機結構尺寸規(guī)定設計的, 現(xiàn)今已經(jīng)設計了很多型號，如CYJ2-0.6-2.5Y等, 并已陸續(xù)投入產(chǎn)和現(xiàn)場使用。 本文我們要研究53型雙圓弧齒輪減速器的設計制造，并對其部結構進行設計計算。 游梁式抽油機的工作原理 游梁式抽油機是有

5、桿抽油系統(tǒng)的地面驅動裝置，它由動力機、減速器、機架和連桿機構等部分組成。減速器將動力機的高速旋轉運動變?yōu)榍S的低速旋轉運動;曲柄軸的低速旋轉圓周運動由連桿機構變?yōu)轶H頭懸繩器的上下往復直線運動，從而帶動抽油泵進行抽油工作。游梁式抽油機是機械采油設備中問世最早的抽油機機種，基本結構如圖1所示： 圖1 常規(guī)游梁式抽油機基本機構圖 1—剎車裝置2一電動機3一減速器皮帶輪4一減速器5一動力輸入軸6一中間軸7一輸出軸8一曲柄9一曲柄銷10一支架11一曲柄平衡塊12一連桿13一橫梁軸14一橫梁15一游梁平衡塊16一游梁17一支架軸18一驢頭19一懸繩器20一底座

6、 常規(guī)53型游梁式抽油機結構尺寸示意圖 前臂長:a=3.0m; 后臂長:b=2.4m; 連桿長:L=3.350m; 支架高:H=5.290m; 減速器輸出軸中心高:G=2.020m; 水平中距:I=2.300m; 曲柄旋轉半徑:OR=1.15Om。 常規(guī)游梁式抽油機的懸點載荷計算 一、抽油機懸點載荷簡介 當游梁式抽油機通過抽油桿的上下往復運動帶動井下抽油泵工作時，在抽油機的驢頭懸點上作用有下列幾類載荷： (1)靜載荷 包括抽油桿自重以與油管外的液體靜壓作用于抽油泵柱塞上的液柱靜載荷。 (2)動載荷 由于抽油桿柱和油管的液體作非

7、勻速運動而產(chǎn)生的抽油桿柱動載荷以與作用于抽油泵柱塞上的液柱動載荷。 (3)各種摩擦阻力產(chǎn)生的載荷包括光桿和盤根盒間的摩擦力、抽油桿和油液間的摩擦力、抽油桿(尤其是接箍)和油管間的摩擦力、油液在桿管所形成的環(huán)形空間中的流動阻力、油液通過泵閥和柱塞孔的局部水力阻力，還有柱塞和泵筒之間的摩擦阻力。 二、懸點載荷計算 ---懸點靜載荷; ---懸點動載荷; （1）懸點靜載荷 1.抽油桿自重計算 在上下沖程中，抽油桿自重始終作用于抽油機驢頭懸點上，是一個不變的載荷，它可以用下列式子計算: -抽油桿自重，kN; -抽油桿總長度，m;-抽油桿的截面積，m2;重力加速度，9

8、.81N/kg2;-抽油桿的密度，kg/m3;-每米抽油桿自重，kN/m。 對于組合桿柱,如果級數(shù)為K,則可用下式計算: = ---第i級抽油桿住每米自重,KN/m; ----第i級桿柱長度與總長之比值; 由于抽油桿全部沉沒在油管的液體之中，所以在計算懸點靜載荷時，要考慮液體浮力的影響。用代表抽油桿柱在液體中的自重，則它可以用下式計算: =(1-0.127)* 其中，---井液密度,t/;---液體中抽油桿自重; 2.作用于柱塞的液柱靜載荷計算 作用于柱塞上的液柱載荷隨著抽油泵閥門開閉狀態(tài)的不同而變化。下沖程時，柱塞上的游動閥是打開的，柱塞上下連通。若不計井液通過游動閥和

9、柱塞孔的阻力，則柱塞上下的井液壓力相等，作用于柱塞上的液柱載荷等于零。上沖程時，游動閥關閉而固定閥打開，柱塞上下不再連通。柱塞上面的液體壓力等于油管液體靜壓力，而柱塞下面的液體壓力，忽略液體通過固定閥時的阻力，等于油管外動液面以下液柱的靜壓力。這一壓力差在柱塞上產(chǎn)生液柱載荷（單位kN）： = *g*(-h)* =*g** 式中，---作用于柱塞的液柱載荷;---井液密度,t/;g----重力加速度,g=9.81m/;---抽油桿總長或掛泵深度,m;h---泵的沉沒深度,m;---油井動液面深度,m---泵的柱塞面積， 3.懸點靜載荷計算 上沖程時，懸點靜載荷等于上述兩項載荷之和

10、，則有: = + 下沖程時, 懸點靜載荷等于抽油桿柱在液體中的自重,則有： = （2）懸點動載荷 1.抽油桿柱動載荷 抽油桿和液柱在非勻速運動過程中產(chǎn)生慣性力而作用于抽油機懸點上的載荷稱為動載荷。慣性力的方向與加速度方向相反。在抽油機系統(tǒng)中，我們規(guī)定取向上加速度為正，即取向下的載荷為正。忽略抽油桿的彈性，將其視為一集中質量，則抽油桿柱動載荷就等于抽油桿質量與加速度的乘積。 × = ×（）= ---抽油桿柱動載荷； ---懸點靜載荷; ---懸點加速度(驢頭圓弧切向加速度); g----重力加速度,g=9.81m/; --- 曲柄角速度; ----曲柄轉角;

11、 -抽油桿總長度，m;-抽油桿的截面積，m2; -抽油桿的密度，kg/m3; --扭矩因數(shù),m;代表單位懸點載荷在曲柄軸上產(chǎn)生的扭矩. =； v----懸點速度; --- 曲柄角速度; 2.油液柱動載荷 忽略液體的可壓縮性。則液柱動載荷就等于液柱質量與液柱運動加速度的乘積。但由于油管徑與抽油泵直徑不同，故抽油桿與油管形成的環(huán)形空間中液體的運動速度和加速度不等于抽油泵柱塞的運動速度和加速度(當忽略抽油桿的彈性時，柱塞泵的運動速度和加速度等于懸點運

12、動速度和加速度)，為此引入加速度修正系數(shù)。 其中，，---泵的柱塞面積，；-抽油桿的截面積，m2; —用油管徑計算的流通面積，m2;—作用下柱塞環(huán)形面積上的液柱重量，kN; 3.懸點動載荷計算 上沖程時懸點的動載荷等于抽油桿的動載荷和液柱動載荷之和。 下沖程時，液體的運動速度和加速度很小，其動載荷可以忽略不計，故 常規(guī)游梁式抽油機減速器扭矩計算 一、抽油機減速器扭矩計算 減速器扭矩指的是游梁式抽油機在減速器輸出軸(也稱曲柄軸)上實際產(chǎn)生的扭矩。其大小和懸點載荷、沖程長度、抽油機四桿機構桿長比值以與抽油機的平衡狀況有關?，F(xiàn)以曲柄平衡的游梁式抽油機為例來推導曲柄軸扭矩

13、的一般計算公式(見下圖所示)。按照習慣，當曲柄連桿機構施加于輸出軸上的扭矩方向與曲柄軸的旋轉方向一致時(主動力矩)，扭矩為負值;相反時，扭矩為正值(阻力矩)。 抽油機扭矩計算圖 為便于計算，現(xiàn)將下列符號設定為: —擺動部件自重(游梁、驢頭、橫梁等)，kN; —擺動部件重心至游梁支承的距離，m; —擺動部件的轉動慣量，103kg·m2; —作用于驢頭懸點的載荷，kN; —游梁與水平線之間的夾角; —游梁轉動的角加速度，; —曲柄處于水平位置時平衡重與曲柄自重對減速器輸出軸中心的力矩，kNm; —平衡相位角，即曲柄軸中心到平衡重重心之連線與曲柄半徑R的夾角，由 R到連線按

14、旋轉方向度量; —四桿機構的傳動效率，=0.92—0.96。 擺動部件自重可以轉化為作用于懸點處的載荷B，B稱為游梁式抽油機的結構不 平衡重。 在抽油機中規(guī)定:當擺動部件重心位于游梁后臂上時，B為正值;重心位于前臂上時，B為負值。B值可以用以下方法測定:將連桿曲柄銷從曲柄上脫開，在懸點處施加一鉛垂方向的力，使游梁保持水平位置;測量所施加的力，即為B值，單位是kN如果該力向下，B為正值;該力向上，B為負值。懸點載荷與結構不平衡重的差值稱為純光桿載荷。根據(jù)虛位移原理，當忽略四連桿中的摩擦損失以與擺動部件的轉動慣性時，純光桿載荷在曲柄軸上產(chǎn)生的扭矩為: 式中，—純光桿載荷扭矩，kN

15、·m; —懸點速度，m/S; —曲柄角速度，1/s; —扭矩因數(shù)，m;代表單位懸點載荷在曲柄上產(chǎn)生的扭矩。 因=常數(shù)，故隨曲柄轉角的變化規(guī)律與懸點速度的變化規(guī)律一致。如果計與四連桿機構的摩擦損失和擺動部件的轉動慣性，再加上曲柄平衡扭矩，則在曲柄上的凈扭矩的一般計算公式為: 式中:m為指數(shù);>0時，m=-1;<0時，m=l。 上式雖是針對曲柄平衡的游梁式抽油機的，但也可適用于復合平衡梁平衡和曲柄平衡組合)以與純油梁平衡抽油機。 對于復合平衡抽油機，可將游梁平衡重的效應納入結構不平衡重之中。 式中，—游梁平衡重重量，kN; —游梁平衡重重心到游梁支承中心的距離，m 。

16、 對于純游梁平衡重，可令式中的=0 。 利用公式計算時，需要知道轉動慣量的數(shù)據(jù)。實際計算時，動慣量在曲柄軸上產(chǎn)生的扭矩對凈扭矩的影響不大，工程計算時可以忽略。 在大多數(shù)有關抽油機的文獻中，均不計四連桿機構摩擦的影響而取=1;凈扭矩的計算公式進一步簡化為: 但是，四桿機構的效率，對凈扭矩的影響相當大。=0.93與=1相比較，最大扭矩增加了21%。因此，在計算減速器扭矩時，還是考慮抽油機四連桿機構效率為好。 由減速器扭矩計算的一般公式可知:在曲柄旋轉一周的過程中，減速器扭矩隨曲柄轉角作周期性的變化，其變化規(guī)律可用扭矩曲線來表示。曲柄平衡的游梁式抽油機的減速器凈扭矩是由載荷扭矩與曲柄平

17、衡扭矩兩部分組成，所以在扭矩曲線圖上往往繪有3條扭矩曲線:載荷扭矩曲線、平衡扭矩曲線與凈扭矩曲線。對于純游梁平衡的游梁式抽油機，由于在扭矩計算的一般公式中沒有曲柄平衡扭矩這一項，在扭矩曲線上只有一條凈扭矩曲線。 二、抽油機扭矩特性參數(shù) 可以用一組數(shù)據(jù)來描述游梁式抽油機減速器的扭矩特性，稱為扭矩特性參數(shù)。主 要的扭矩特性參數(shù)有以下幾個: 平均扭矩；最大扭矩；最小扭矩；均方根扭矩和周期載荷系數(shù)。 1. 平均扭矩 曲柄轉動一周中的平均扭矩可以用下式求得: 其中，-等分區(qū)間數(shù); -瞬時扭矩值。 由于曲柄平衡扭矩在曲柄旋轉一周中的平均值為零，所以它對平均扭矩不發(fā)生絲毫影響，也就是說，

18、曲柄平衡抽油機的減速器平均扭矩與抽油機的平衡程度無關，是一個不變量(當抽油機工況一定時)。 不論是上沖程還是下沖程，其起始狀態(tài)和終了狀態(tài)的速度均為零，因擺動體的慣性所產(chǎn)生的慣性扭矩在一個沖程的平均扭矩亦必然等到于零，所以曲柄軸的平均扭矩與慣性扭矩無關。這樣，曲柄軸的平均扭矩可用下列式計算: 2. 最大扭矩 曲柄轉動一周中凈扭矩的最大值稱為最大扭矩。與平均扭矩幾不同，最大扭矩一般發(fā)生在上沖程或下沖程的中部。但由于載荷扭矩變化規(guī)律的復雜性，最大扭矩也可能發(fā)生在沖程的其它任一位置上。沒有一般的分析表達式可以計算各種不同平衡程度下的與其所處的曲柄轉角，只能根據(jù)數(shù)據(jù)表或凈扭矩曲線確定。是一個很

19、重要的扭矩特性參數(shù)。無論是進行游梁式抽油機選型，還是在運轉過程中對抽油機進行診斷都要用到這個參數(shù)。 3. 最小扭矩 曲柄轉動一周中凈扭矩的最小值稱為最小扭矩。它同樣既受載荷扭矩的影響，也受到平衡扭矩的影響。在許多情況下，往往小于零。小于零的凈扭矩稱為負扭矩。負扭矩一般出現(xiàn)在沖程的末尾。的數(shù)值與其發(fā)生時的曲柄轉角也只能根據(jù)數(shù)據(jù)表或凈扭矩曲線來確定。 負扭矩的存在意味著能量傳遞發(fā)生倒流，即能量不是由電動機向曲柄軸傳輸，而是由曲柄軸向電動機傳輸，使電動機處于發(fā)電運行狀態(tài)。負扭矩一方面使電動機的平均效率和功率因數(shù)降低，另一方面使齒輪傳動產(chǎn)生沖擊載荷，所以，在設計和使用抽油機時，應力求加大，避免或

20、減小負扭矩(絕對值)。 通過以上計算設計，可了解53型抽油機技術參數(shù)如下表所示： 技術參數(shù) 規(guī)定參數(shù) 懸點最大載荷（kN） 100 沖程(m) 3,4,5 沖次(min-1) 4,5,6 減速器額定扭矩（kN.m） 53 動力驅動功率(kw) 45 平衡方式 曲柄平衡 曲曲柄異相角(o) 0 結結構不平衡重(kN) 3.5 曲柄旋轉方向(井口在右側) 逆時針 曲柄旋轉半徑(m) 1.150，0.985，0.820 電動機轉速（轉/min） 743 由公式Pmax=Tmax來確定電動機轉速，其中Pmax為驅動功率，為角速度，Tmax代表減速

21、器額定扭矩。 雙圓弧齒輪減速器的設計 兩級圓弧齒輪減速器分為展開式，分流式，同軸線式，同軸分流式，53型雙圓弧齒輪采取分流式齒輪，高速級為對稱左右璇斜齒輪，低速級為人字齒。齒輪和軸承對稱布置。載荷沿齒寬分布均勻，軸承受載平均，中間軸危險截面上的轉矩相當于軸所傳遞轉矩之半。但這種結構不可避免的要產(chǎn)生軸向竄動，影響齒面載荷的均勻性。結構上應保證有軸向竄動的可能。通常低速級大齒輪做軸向定位，中間軸齒輪和高速小齒輪可以軸向竄動。推薦傳動比圍i=7.1-50。 三．電動機的選擇 1 選擇電動機類型 按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動機 2 選擇電動機的容量

22、 1） 減速器輸出功率： = =27.749kw 抽油機輸出轉速等于抽油機的沖程 =5r/min 2）電動機至減速器之間傳動裝置的總效率為η： 其中，，分別為皮帶，軸承與齒輪傳動的效率，=0.96，=0.98，=0.97 3）確定電動機的額定功率 電動機的輸出功率為 =/η=6.6/0.8327=33.3kw 確定電動機的額定功率 選定電動機的額定功率=35 kw 3、 選擇電動機的轉速 =5 r/min 該傳動系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動，

23、查閱教材表18-1推薦傳動比為=8～60 則總傳動比可取 8至60之間 則電動機轉速的可選圍為 =8=8×57.32=458.56r/min =60=60×57.32=3439.2r/min可見同步轉速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的電動機都符合，這里初選同步轉速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三種電動機進行比較，如下表： 由參考文獻[1]中表16-1查得： 方案 電動機型號 額定功率 （KW） 電動機轉速n/(r/min) 質量/kg 同

24、步轉速 滿載轉速 1 Y160M1-2 35 3000 2930 2.0 2.2 117 2 Y160M-4 35 1500 1460 2.2 2.2 123 3 Y160L-6 35 1000 970 2.0 2.0 147 4 Y180L—8 35 750 740 1.7 2.0 184 由表中數(shù)據(jù)，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以與總傳動比，即選定方案3 四．總傳動比確定與各級傳動比分配 4.1 計算總傳動比 由參考文獻[1]中表16-1查得： 滿載轉速nm=740 r / min；

25、 總傳動比i=nm /=740/5=148 4.2 分配各級傳動比 查閱參考文獻[1]《機械設計課程設計》中表2—3各級傳動中 分配各級傳動比； 取高速級的圓柱齒輪傳動比= =6.10，則低速級的圓柱齒輪的傳動比為=4.78 五．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1. 各軸轉速 電動機軸為電機軸0，減速器高速級軸為軸1，中速軸為軸2低速級軸為軸3，則 = 740 r/min 2按電動機額定功率計算各軸輸入功率 =10.89×0.96×0.97 kw =28.30kw 2

26、. 各軸轉矩 ×30.68/23.89 =12.26 將軸的運動參數(shù)匯總于下表以備差用； 軸名 功率P（kw） 轉矩T（N.mm） 轉速n（r/min） 傳動比i 效率 電機軸 33.30 740 5.076 0.96 1軸 31.97 2.10 145.78 6.10 0.94 2軸 30.68 12.26 23.89 4.78 0.94 3軸 28.30 53.9 5.00 六、齒輪傳動設計 1.高速級齒輪傳動設計 （1）選擇材料、精度與參數(shù) a . 按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓

27、柱齒輪傳動 b . 帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（GB10095-88） c . 材料選擇。查圖表（P191表10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240 HBS，二者的硬度差為40 HBS。 d . 初選小齒輪齒數(shù)=18，則大齒輪齒數(shù)=6.10×18=109.8 ??； 采用人字齒； 暫定； 選取齒寬系數(shù)； （2）按抗彎曲疲勞強度初步確定齒輪模數(shù)； a．抽油機減速器屬于中等振動； 暫取K=1.7 b．根據(jù)材料種類與硬度確定齒輪的疲勞極限； 由圖3-39b查得 小齒輪 由圖3-39h查得 大齒輪 由圖3-40b查得 由圖3-40h查得 查圖3-35 當 查圖3-36b 當 查表3-14 查表3-37b 當 計算式應?。ǎǎ┲兄笾荡胗嬎? 單側齒寬的縱向重合度 總的縱向重合度 人字齒單側齒寬承擔二分之一的載荷 故 15 / 15