購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無水印，可編輯。。。具體請見文件預覽，有不明白之處，可咨詢QQ:12401814
常規(guī)式游梁抽油機 設計說明書 學生姓名 學 號 所屬學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 指導教師 XXX 日 期 2012.05 XXX 大學教務處制 前言 目前，采油方式有自噴采油法和機械采油法。在機械采油法中，有桿抽油系統是國內 外油田最主要的，也是至今一直在機械采油方式中占絕對主導地位的人工舉升方式。有桿 抽油系統主要由抽油機、抽油桿、抽油泵等三部分組成，抽油機是有桿抽油系統最主要的 升舉設備。根據是否具有游梁，抽油機可以劃分為游梁式抽油機和無游梁式抽油機。而常 規(guī)游梁抽油機自誕生以來，歷經百年使用，經歷了各種工況和各種地域油田生產的考驗， 經久不衰。目前仍在國內外普通使用。常規(guī)游梁式抽油機以其結構簡單、耐用、操作簡便、 維護費用低等明顯優(yōu)勢，而區(qū)別于其他眾多拍油機類型，一直占據著有桿系采油地面設備 的主導地位。 游梁式抽油機的主體結構為曲柄搖桿機構。根據驢頭和曲柄搖桿機構相對于支架的位 置，游梁式抽油機的機構形式可以劃分為常規(guī)型和前置式兩種；根據平衡方式的不同，游 梁式抽油機可以劃分為曲柄平衡、游梁平衡和復合平衡。 常規(guī)型游梁式抽油機主要由發(fā)動機、三角皮帶、曲柄、連桿、橫梁、游梁、驢頭、懸 繩器、支架、撬座、制動系統及平衡重等組成。 發(fā)動機安裝在撬座上，其安裝位置有兩種，一種是將發(fā)動機置于整體尾部，另一種是 將發(fā)動機放在支架下面。 減速箱為二級齒輪傳動減速箱，傳動比為 30 左右．齒輪型式一般小功率用斜齒，大功 率用人字齒。近年來推廣使用點嚙合雙圓弧人字齒。 曲柄一端與減速器輸出軸固結，另一端與連桿鉸接． 連桿與橫梁常見有兩種型式：小型抽油機多為組焊結構，靠改變后臂長度來調節(jié)沖 程．大型抽油機多為整體機構，靠改變曲柄與連桿鉸接位置來調爺沖程。 游梁由型鋼組焊而成，也有用大型工字鋼整體制造。 驢頭由鋼板組焊而成，有上翻式、側轉式、拆繼式幾種形式。 平衡重為金屬塊。小型抽油機多裝于游梁尾部，大型抽油機多裝于曲柄兩翼．平衡重 可根據需要而調整。 本設計將對常規(guī)游梁式抽油機進行設計與計算，以達到對常規(guī)游梁式抽油機的優(yōu)化設 計的目的。 目 錄 1 設計任務書 .................................................................................................................................1 1.1 課題內容 .............................................................................................................................1 1.2 設計內容: ...........................................................................................................................1 2 總體方案的設計 ........................................................................................................................1 2.1 抽油機設計原理的確定 .....................................................................................................1 2.2 桿長 尺寸的設 計計算 .........................................................................................................2 2.3 平衡方式的確定 .................................................................................................................2 2.4 安裝尺寸與機構相關參數 .................................................................................................2 2.5 常規(guī)游梁式抽油機零部件關系 .........................................................................................3 3 游梁抽油機基本參數的確定 .................................................................................................3 3.1 游梁抽油機的運動分析 .....................................................................................................3 3.2 游梁式抽油機懸點載荷計算 .............................................................................................6 3.3 游梁式抽油機減速箱曲柄軸扭矩計算 .............................................................................9 3.4 游梁抽油機的抽汲工況 ...................................................................................................11 3.5 游梁式抽油機的電動機選擇計算 ...................................................................................12 4 常規(guī)游梁是抽油機的平衡計算 ...........................................................................................13 5 變速機構的傳動比分配及其結構確定 .............................................................................13 5.1 變速機構的傳動比分配 ...................................................................................................13 6 主要部件的設計 ......................................................................................................................14 6.1 曲柄 ...................................................................................................................................14 6.2 連桿 ...................................................................................................................................14 6.3 游梁 ...................................................................................................................................15 6.4 驢頭 ...................................................................................................................................16 6.5 橫梁 ...................................................................................................................................17 6.6 常規(guī)游梁抽油機裝配體 ...................................................................................................17 參考文獻 .......................................................................................................................................18 致謝 ................................................................................................................................................19 塔里木大學畢業(yè)設計 1 1 設計任務書 1.1 課題內容 （1）主要參數：型號：CYJ3—2.1—13HB （2）最大載荷：30KN （3）沖程長度： 1.4，1.7，2.1（單位：m） （4）沖程次數：6，9，12 (單位： ）1min? 1.2 設計內容: （1）總體方案設計（總體尺寸，四桿機構） ； （2）運動分析（計算位移、速度、加速度） ； （3）動力分析及平衡計算； （4）主要部件結構設計、計算； （5）電機選擇與油井匹配參數的確定； 2 總體方案的設計 2.1 抽油機設計原理的確定 目前，常規(guī)式游梁抽油機采用的是四桿機構原理。國內外使用的游梁式抽油機四桿機構的循 環(huán)主要有一下三種：對稱循環(huán)、近似對稱循環(huán)和非對稱循環(huán)。采用近似對稱循環(huán)四桿機構。 圖 2-1 游梁式抽油機四桿機構原理圖 近似對稱循環(huán)四桿機構主要參數參考范圍： （1）傳動角 ： 最大傳動角 和最小 近似對稱于 ，故 ，?max?in?90??150~4max?? 。?35~0min?? （2）極位夾角 ：??5~4? （3）游梁最大擺角 ：??63max? （4）基桿傾斜角 : 可取 H-G=??22IJ? （5） 5-0??下上 （6）懸點下死點時曲柄初始角 ：??5~4一 般 小 于 塔里木大學畢業(yè)設計 2 （7）各桿長之間相對時間限制： ， ， ， 35.02.?JR85.07.?JL7.04.?JL后 ，若 ，可取 ，若 0.2L.1?后前 mS.4ax?8.1.后前LmS6~2.max? 。.5.后前 2.2 桿長尺寸的設計計算 由于最大沖程 ，所以各個桿長之間存在以下關系： mS3ax? 由于本設計的最大沖程 ，所以，在此取 并且取mS1.2ax? 。小 5.0,4.,3125.??cba ，則其他桿長為：R80maLcbL 1.235.6.1804..????小后前后 此外， )(430.8.22RJ ?????后 式中：R——曲柄半徑，m； ——游梁后臂長度，m;后L ——游梁前臂長度，m;前 ——連桿長度，m；L J——基桿長度（從曲柄旋轉中心到游梁支點的距離）m； 2.3 平衡方式的確定 目前，國內外采用的機械平衡方式主要有：曲柄平衡、游梁平衡和復合平衡。由于本抽油機 是短沖程、變沖次的工況要求，所以采用曲柄平衡。而曲柄平衡較游梁平衡來說，調整更加方便。 2.4 安裝尺寸與機構相關參數 （1）游梁支撐到底座的高度 3~6m （2）執(zhí)行機構的行程速度比系數 1.2 5.~4.0.3.4.1~??后 后前小 LcRbL 塔里木大學畢業(yè)設計 3 （3）減速器輸出軸中心到底座的高度 0.6m （4）曲柄半徑：0.5~1.2m 2.5 常規(guī)游梁式抽油機零部件關系 常規(guī)游梁式抽油機零部件關系框圖如圖 2-2： 圖 2-2 常規(guī)游梁式抽油機零部件關系框圖 3 游梁抽油機基本參數的確定 3.1 游梁抽油機的運動分析 將四桿機構簡化為曲柄滑塊機構時，作懸點的運動規(guī)律計算。其簡化圖如下 當 時，游梁與連桿的連接點處于上死點 ，相對應的懸點 C 處于下死點；當 時，?0?? 1B?180?? B 處于上死點 ,相對應的懸點 C 處于上死點 2 mRLOB2.18.0.221 ???? 塔里木大學畢業(yè)設計 4 圖 3-1 懸點的運動規(guī)律簡化圖 B 點的沖程長度 mRSB6.18.02??? 取 B 點的位移零點，向下為位移的正方向，則任意曲柄轉角 時 B 點的位移 為：?BSOLRBOB ??11 由三角形 OAD 可得： ??cos0.2s8.c??LD 則 )(LLBRS?cs1)cos1 （3-1）)]o([(?????4.028?LR?式 中 中 得 知 ，由 OAB?)(sinsi正 弦 定 理??LR? 而 2i1co???sn? 所以， （3-2a）)]sin(c[ 2?RSB 塔里木大學畢業(yè)設計 5 按二項式定理展開 ???22sin1sin1?? B 點位移 (3-2b)2i)co(RSB??sn16.0s8.0，raddt /25.?????? (3-3)點 速 度則 B)sin(i???RvB2.048.1? (3-4)為點 的 加 速 度 Ba)cos(2??BcCavS和 加 速 度速 度懸 點 的 位 移 (3-5))]sin1()os1[( 2????????RL后前 ]i2)c[(后前 ]sin.0)co1[(05.86.22????? (3-6))ii??RLvC后前 ）（ ?2sin.0i256.10??? (3-7))co(?Lac后前 :)為移懸 點 沖 程 長 度 （ 最 大 位 S (3-8)RL2后前?1.806.1? 為了確定懸點最大加速度 ，可對 對 求導，并令其等于零，求得 取得極值時的maxcc?maxc 塔里木大學畢業(yè)設計 6 角及對應的及加速度值? )(0sin41)(0sin]co[i2sini21 方 程 二，方 程 一則 后前 后前 ?????????LRdac 當 ，上面方程二無解，在此情況下，按方程一可得加速度極值在 處，即41?? ?180 上，下死點處。 (3-9a)2max(1)LR????前后 (3-9b)2axS.156(0.4)???2.39? (3-10a)2min(1)LaR???前后 (3-10b)2axS?.156(0.4)???0.94? 當 懸點在 也取得極值，對此不再討論。時41?? )(cos)(cos-11 ???????????及 3.2 游梁式抽油機懸點載荷計算 （一）懸點靜載荷的計算 在此，對上死點、下死點、上沖程和下沖程四種情況進行計算。 （1）上沖程 在此過程中，游動閥在柱塞上部油柱壓力的作用下關閉，而固定閥在柱塞下面泵筒內、外壓 力差作用下打開。由于游動閥關閉，使得懸點承受抽油桿自重 和柱塞上油柱重 ，這兩個載桿F油F 荷方向都是向下。同時，因為固定閥打開，使得油管外一定沉沒度的油柱對柱塞下表面產生方向 向上的壓力 。所以，此過程中，懸點靜載荷 等于：壓F靜 上壓油桿靜 上 F???ghLAgLAA油沉油桿桿 沉油桿油桿桿 ??)()-(-?? 塔里木大學畢業(yè)設計 7 （3-11）''油桿 P?? 式中 ——抽油桿材料的密度，kg/m ;桿?3 ——原油的密度, kg/m ;油 A ——抽油桿橫截面面積, m ;桿 2 A——泵柱塞橫截面面積, m ; L——抽油桿長度或下泵深度,m; h ——泵的沉沒度, m;沉 ——油井中動液面以上（即 L-L 段液柱） ，斷面積等于柱塞面積的油柱重，N.'油P沉 （2）下沖程 游動閥由于柱塞上下壓力差而打開，而固定閥在泵筒內外壓力差作用下關閉。游動閥打開， 使懸點只承受抽油桿柱在有中重力 。固定閥關閉，使得油柱重力移到固定閥和油管上。此時，'桿F 其靜載荷 為靜 下F （3-12）'桿靜 下 ? （3）下死點 這時，油桿和連桿的載荷都發(fā)生了變化。 油桿在這一瞬間，其載荷發(fā)生了變化，變化量 ，載荷增減，使得抽'油靜 下靜 上 FF??? 油桿拉長，其伸長量 等于：桿?桿油桿桿 EAL'? 式中 E——鋼材的彈性模量， ).(10.22mNPa或? 油管在這一瞬時載荷也發(fā)生了變化，使得油管縮短，其油管柱縮短量 等于：管?管油管 EALF'?? ——油管管壁的橫截面積管A 這樣一來，雖然懸點帶著柱塞一起往上移動，但是由于油管柱的縮短，使油管柱的下端也跟 著柱塞往上移動，柱塞對泵筒還是沒有相對運動，即還不能抽油，一直到懸點經過一段距離等于 以后，柱塞才開始抽油。管? 塔里木大學畢業(yè)設計 8 經過上述分析，懸點從下死點到上死點雖然走過了沖程長度 S，但是因抽油桿柱和油管柱的 靜力變形結果，使得抽油泵柱塞的有效沖程長度 要比 S 小，所以效 （3-13）???S效 靜變形 的大小等于：? （3-14）??桿 管桿桿油 管油桿油 管桿???)1('''AELP 式中 稱為變形分配系數，一般可取 0.6~0.9。管桿A??1? （4）上死點 上死點的情況恰與下死點相反。在此不做深入計算。 經過分析計算，在上、下沖程內，懸點靜載荷隨著懸點位移的變化規(guī)律是一個平行四邊形 ABCD。 圖 3-2 靜力示功圖 （二）懸點動載荷的大小和變化規(guī)律 在井較深，抽油機沖數較大的情況下，必須考慮動載荷的影響，動載荷是由慣性載荷和振動 載荷兩部分組成的。 （1）慣性載荷 慣性載荷包括抽油桿和油柱兩部分，即 F 和 F ，如果略去抽油桿柱和油柱的彈性影響，桿 慣 油 慣 塔里木大學畢業(yè)設計 9 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 F 和 F 的大小和懸點桿 慣 油 慣 加速度 a 大小成正比，而作用方向和后者相反。c F = （3-15）桿 慣 cag桿 F =油 慣 ??c油 ——考慮油管過流斷面擴大引起油柱加速度降低的系數? 1??桿管桿桿管 桿 aAE? （1）慣性載荷對懸點總載荷的影響 上沖程時，柱塞（或抽油桿）帶著油桿運動，所以上沖程的慣性載荷 F 為：慣 上 F =F （3-16 ）慣 上 cagmF桿桿 慣桿 慣油 慣油 慣桿 慣 ）（）（ ????11 式中 m——表示油柱慣性載荷與抽油桿柱慣載荷的比值，利用式（3-15）可得 m= 1 -)( 2?????桿管桿桿油桿管桿桿桿 桿油桿油桿 慣油 慣 ）（ ALgAP??? (三)懸點的最大載荷和最小載荷 懸點的最大載荷 F 和最小載荷 F ，特別是最大載荷 F ，特別是最大載荷 F 是正確maxminmaxmax 設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之一。 （3-17）)1790)((2''axSnP??油桿 （3-18））（桿 -2'max 3.3 游梁式抽油機減速箱曲柄軸扭矩計算 對計算時采用的符號作如下解釋 F——懸點載荷，N; ——曲柄平衡塊重力，N ；平G ——曲柄平衡塊到曲柄旋轉中心的距離，m ；曲R 塔里木大學畢業(yè)設計 10 ——曲柄自重，N；曲G ——曲柄重心到曲柄旋轉中心的距離，m;曲r ——連桿所受的拉力，N；LF T——連桿力 在曲柄切像上的分力，沿曲柄旋轉的方向為正值，m;LP M——減速箱曲柄軸輸出扭矩，沿曲柄旋轉方向為正值，N.m. 為了便于分析，將曲柄平衡塊重力 及曲柄自重 折算至曲柄銷處，這種折算要保證折算平G曲 前后對曲柄旋轉中心的力矩不變，折算后的等效載荷用 來表示。e 首先取游梁為研究對象，將諸力對游梁旋轉中心取力矩可得連桿力 為：LP （3-20）1sinLF???前后 1 2.306i975sn??? 則連桿力 在曲柄切向上的分力 T 為；LP （3-21）1 1sin3975is??????后前LF 取曲柄為研究對象，為提升油井內的抽油桿柱和油柱，減速箱曲柄軸輸出扭矩 M,曲柄平衡塊 重力與曲柄自重的等效載荷 所產生的扭矩共同克服切向力 T 所產生的扭矩，由曲柄平衡條件；eQ Rsin(2??TRMeG0)??? M= （3-22）??sinsi1LFe后前 = ?ii39751Re? 上式（3-22）中的第一項表示是懸點載荷 F 在曲柄上所產生的扭矩，稱為油井負荷扭矩； （3-23）sin1??LMP后前? 塔里木大學畢業(yè)設計 11 式（3-23）中的 只取決于抽油機的幾何尺寸和曲柄轉角 ，其意義為單位懸點1sin??RL后前 ? 載荷在曲柄上所產生的扭矩，將其稱之為扭矩因數，用 表示；TF （3-24）1sin??RLTF后前? 式（3-22）中的 為曲柄自重及曲柄平衡重在曲柄軸上所產生的扭矩，稱之為曲柄平?sinRGe 衡扭轉，用 表示；cM （3-25）?sinsimaxcecMR? 式中 ——曲柄最大平衡處扭矩，即曲柄處于水平位置（ ）時曲柄自重及maxC ??2709和? 曲柄平衡重對曲柄軸所產生的扭矩。 B 為抽油機的結構不平衡重，其值等于連桿與曲柄銷脫開時，為了保持游梁處于水平位置而 需要加在光桿上的力。此力向下時 B 取正值，向上時取負值。B 值可以實測，也可以根據抽油機 部件的重力計算。 對曲柄平衡抽油機可得如下公式； （3-26）?sjinMPTFCmax)(?? 扭矩因數； ?CvT 最大扭矩我們可以用勒瑪柴諾夫經驗公式計算 （3-27）)(236.0minaxmax PS??? 式中 S——懸點的沖程長度，m ； ——曲柄的最大扭矩，N.m；axM ——懸點的最大載荷，N ；P ——懸點的最小載荷，N ；min 3.4 游梁抽油機的抽汲工況 表 3-1 沖程長度和沖數的極值 沖程長度 沖程次數抽汲工況 最大值 最小值 最大值 最小值 正常 1.2 2.4 5 15 長沖程 2.7 6.0 5 15 短沖程 0.3 1.2 5 15 高沖次 0.9 2.4 15 25 底沖次 0.3 1.5 2 5 塔里木大學畢業(yè)設計 12 目前，國內外游梁式抽油機的抽汲工況主要分為五種：正常的、長沖程、短沖程、高沖數的、 低沖數的，五種工況的沖程長度和沖數的極值見表 3-1。 在我國油田上絕大多數都采用正常的抽汲工況，但在我國東部主要油田都處于油田開發(fā)中后 期，油田含水量上升，因此目前長沖程抽汲工況增加，所以目前國內外抽油機采用的正常抽汲工 況和短沖程抽汲工況還能夠滿足不同抽油井的實際要求。綜上所述，我們在此次設計中還是以正 常的為依據。 3.5 游梁式抽油機的電動機選擇計算 游梁式抽油機裝置的特點 （1）負荷是脈動的，而且變化大； （2）啟動困難，要求有大的啟動轉矩； （3）所用的電動機功率不太大，一般不超過 40kW，小的只有幾千瓦，但總的數量大； （4）在露天工作，要求電動機維護簡單、工作可靠。 結合工作特點及工況，在此選擇 Y 系列的三相異步封閉式鼠籠型電動機。 電動機額定功率的確定： 電動機功率與傳遞到減速箱從動軸（曲柄軸）上扭矩關系式為： （3-28）21950??n PM額 式中 M——傳到曲柄軸上的扭矩，N*m; ——電動機的額定功率，kW;額P n——曲柄軸轉數（懸點沖數）; ——傳動效率；? ——皮帶傳動效率；1 ——減速箱傳動效率。2 表 3-2 一般抽油機電動機選用表 抽油機懸點載荷 KN 抽油機光桿最大沖程 m 減速器額定扭轉矩 KN.m 電動機額定功率 KW 20 0.6 2.8 4 30 1.2-2.1 6.5-13 5.5-7.5 50 1.5-3 9-18 7.5-15 60 1.8-3 13-18 15-18.5 80 2.5 26 18.5-22 100 2.1-3 18-37 18.5-30 110 3-4.2 37-53 22-37 120 3-4.8 48-53 22-45 130 3-5 53-73 30-45 140 3.6-5.4 73 37-75 160 4.8-6 105 90 180 4.8-6 106 90 以上 塔里木大學畢業(yè)設計 13 則電動機額定功率計算公式為： ?950MnP?額 然而，一般抽油機電動機按表 3-2 選用： 根據表 3-2，將電動機的額定功率 范圍確定在 =5.5~7.5kW。額 額 電動機轉速的確定： 一般抽油機選用的減速箱傳動比為 ,帶傳動的傳動比為 ，一般39~28?i 721??di 。這是抽油機沖數按最大沖數 12r/min 計算。則電動機的轉速為：5~41?i 340r/min~139285~41???）（）（電n 選用 Y160L-4 4 常規(guī)游梁是抽油機的平衡計算 下沖程時，驢頭懸點向下走完沖程長度 S，游梁的后臂提高，把能力儲存起來。 游梁部件自重抬高的距離為 ，儲存能量為 ，曲柄平衡重抬高的距離為后游LlR2游后游 G2LlR ，儲存的能量為 ，曲柄自重抬高的距離為 ，儲存的能量為 。所以平衡裝曲R2平曲 G曲r曲曲r2 置儲存能量 Q 為 （3-29） ])2[(1'' 曲曲后前油桿曲平 rGRLBFR??? 5 變速機構的傳動比分配及其結構確定 5.1 變速機構的傳動比分配 電動機型號 Y160L-8，其功率為 P=7.5 轉速為 N=720 則電動機輸出扭矩. =99.47967205950?npM電 減速箱參數 ，主動齒輪軸齒數301?Z .斜齒輪齒數72 ，中間齒輪軸齒數43 ，人字齒輪齒數16?Z ，電動機皮帶輪皮d ，電動機皮帶輪342皮 塔里木大學畢業(yè)設計 14 ，電動機皮帶輪243?皮d ，減速器大皮帶輪86大 皮 減速器比： 29.75??sfi 皮帶輪速比（電動機配有三個皮帶輪，減速器主動軸上裝有一個大皮帶輪，故有三種速比 抽油機的總速比 892.571?總i462總 .03總i 在每一種速比下，減速箱被動輸出扭矩。 計算結果表明，其最大值輸出扭矩低于 26kN.m。因此，在設計該機時，選用 Y132M-4 電動 機，計算結果其最大輸出扭矩 10.616 KN.m。?maxM 該機的沖次分別為： 6714.0/2982.5/31??n 6 主要部件的設計 6.1 曲柄 曲柄是傳遞減速器輸出扭矩的主要部件，所以它必須具有一定的強度和傳動可靠性。曲柄一 般可用灰鑄鐵、球墨鑄鐵和鑄鋼制成。在曲柄平衡的抽油機上，兩件曲柄共同承受的抽油機的全 部載荷，因此要求曲柄有很高的承載能力，同時為了調整方便和安全，曲柄上沒有導軌、擋塊、 刻度線，可以根據抽油機工作條件調整平衡塊位置，使抽油機保持平衡。擋塊可在緊固的情況下， 防止平衡塊不致落下而發(fā)生事故。 此次，在一系列要求下，用 QT700-2 制成大尺寸常規(guī)普通型曲 柄。如圖 6-1 所示。 6.2 連桿 每臺抽油機有兩根連桿，它是傳遞力矩的主要受力桿件，其主件可用管材，也可用其他型材 如工字鋼、槽鋼等。但一般多用厚壁無縫鋼管制成，在無縫鋼管的兩管端沒有上、下接頭，上、 下接頭通過焊接與無縫鋼管連接在一起。上接頭通過連接銷與橫梁連接在一起，下接頭通過兩個 4.3i58629.1皮皮皮ikN.61.0547.932? 塔里木大學畢業(yè)設計 15 螺栓與軸承盒連接在一起，從而完成力矩的傳遞。因此，對于上下接頭與鋼管的焊縫是否能達到 規(guī)定的強度而滿足使用要求就顯得尤為重要。如果兩根連桿中有一根連桿失效，抽油機變成單臂 傳動，很有可能被拉翻，造成嚴重的生產安全事故。焊縫作為整個連桿的薄弱環(huán)節(jié)，都會引起設 計人員高度重視，一般在設計中對焊縫的形式，焊接工藝條件，要求以及檢驗方法和標準都提出 較高的要求和明確的規(guī)定。同時為了保證兩側連桿傳動平穩(wěn)和傳遞力矩的均衡一致，兩連桿的工 作長度必須完全一致，即達到一定的尺寸公差要求，這一要求通常用專用工藝裝備來保證。 所以，選用直徑為 80 的熱軋圓鋼為主件，而上下接頭均用 QT700-2 鑄成。如圖 6-2 所示。 圖 6-1 曲柄 圖 6-2 連桿 6.3 游梁 游梁是抽油機的主要承載部件，承擔著抽油機的全部工作載荷，因此必須要有足夠的強度和 一定的剛度。 選用工字鋼為主要部件，經過鋼板加強后制成。其工字鋼選材為 ，見圖 6-3。198-T70/GB2356.140—AQ??? 塔里木大學畢業(yè)設計 16 6.4 驢頭 驢頭用來將游梁前端的往復圓弧運動變?yōu)槌橛蜅U的垂直直線往復運動，驢頭的圓弧半徑 R 應 等于前臂長度 ，為了保證在一定沖程長度下，將圓弧運動變?yōu)閼尹c的直線運動，驢頭的圓弧前L 面長度應為： max)3.1~2.(SS?弧 為驢頭懸點的最大沖程。驢頭采用腹板式結構焊接而成，并應用側翻讓位結構進行整maxS 修時的讓位，詳見圖 6-4。 圖 6-3 游梁 圖 6-4 驢頭 塔里木大學畢業(yè)設計 17 6.5 橫梁 為了使橫梁和連桿的連接點與橫梁和游梁的連接點在同一水平面上，常將橫梁制作成弓形， 這樣就增加了抽油機四連桿在工作中的剛性，改善了連桿與橫梁連接銷子的工作條件。橫梁有三 種制造方法：一是用型鋼直接制成；二是焊接，三是鑄造。本設計橫梁用 HT200 鑄造而成，詳見 圖 6-5。 圖 6-5 橫梁 6.6 常規(guī)游梁抽油機裝配體 粱式抽油機結構簡單、性能可靠、使用方便，但是工作效率低，能耗大以游。粱式抽油機主 要結構的節(jié)能為出發(fā)點，改造抽油機結構，優(yōu)化設計方案，研發(fā)新型節(jié)能抽油機。 塔里木大學畢業(yè)設計 18 圖 6-6 常規(guī)游梁抽油機裝配體效果圖 參考文獻 [1] 楊永昌,職黎光,賈逢軍等.游梁式抽油機全臺效率測試研究[J].石油礦場機械,1996,25(5)： 2-5. [2] 龍以寧.游梁式抽油機曲柄銷可靠性討論[J].石油礦場機械,1992,21(5)：6-10. [3] 龐艷華,劉福剛,楊孝君等. 游梁式抽油用電動機的節(jié)電措施[J].石油礦場機械 ,2004，33(197)：79-81. [4] 張學魯,季祥云,羅仁全等.游梁式抽油機的技術與運用.北京:石油工業(yè)出版社,2001 年 4 月. [5] 韓成才. 石油鉆采設備[M].西安：陜西科學技術出版社,1999. [6] 鄔亦炯,劉卓均等. 抽油機[M]. 北京：石油工業(yè)出版社,1994. [7]梁宏寶,伊蓮娜,孫旭東.游梁式抽油機節(jié)能技術改造綜述[J].黑龍江:東北石油大學,2011年2月. [8]吳宗澤,羅圣國.機械設計課程設計手冊[M].3 版.北京:高等教育出版社，2009. [9]孫桓,陳作模,葛文杰.機械原理[M].北京:高等教育出版社,2009. 塔里木大學畢業(yè)設計 19 致謝 謝謝母校給了我們如此好的教學環(huán)境，謝謝各位老師多年來對我的關照和教誨，謝謝同學們 給我的幫助！謝謝你們！ 常規(guī)游梁式抽油機設計常規(guī)游梁式抽油機設計機械設計制造及其自動化機械設計制造及其自動化12-1李軍斌李軍斌常規(guī)游梁式抽油機的原理介紹常規(guī)游梁式抽油機的原理介紹l常規(guī)游梁式抽油機應用的是曲柄搖桿機構原理而在此四桿機構的循環(huán)方式，有以下三種：l對稱循環(huán)、近似對稱循環(huán)和非對稱循環(huán) l原理圖：基本參數的確定基本參數的確定l游梁抽油機的運動分析l游梁式抽油機懸點載荷計算l游梁式抽油機減速箱曲柄軸扭矩計算l游梁抽油機的抽汲工況l游梁式抽油機的電動機選擇計算機構運動簡化機構運動簡化l懸點運動規(guī)律簡化圖機構關系框圖機構關系框圖游梁式抽油機主要構件的介紹游梁式抽油機主要構件的介紹驢頭驢頭l驢頭用來將游梁前端的往復圓弧運動變?yōu)槌橛蜅U的垂直直線往復運動，驢頭的圓弧半徑R應等于前臂長度，為了保證在一定沖程長度下，將圓弧運動變?yōu)閼尹c的直線運動，驢頭的圓弧面長度應為：l為驢頭懸點的最大沖程。驢頭采用腹板式結構焊接而成，并應用側翻讓位結構進行整修時的讓位。曲柄曲柄l曲柄是傳遞減速器輸出扭矩的主要部件，所以它必須具有一定的強度和傳動可靠性。曲柄一般可用灰鑄鐵、球墨鑄鐵和鑄鋼制成。在曲柄平衡的抽油機上，兩件曲柄共同承受的抽油機的全部載荷，因此要求曲柄有很高的承載能力，同時為了調整方便和安全，曲柄上沒有導軌、擋塊、刻度線，可以根據抽油機工作條件調整平衡塊位置，使抽油機保持平衡。擋塊可在緊固的情況下，防止平衡塊不致落下而發(fā)生事故。此次，在一系列要求下，用QT700-2制成大尺寸常規(guī)普通型曲柄。橫梁橫梁l橫梁是游梁與連桿之間力及運動傳遞的橋梁，它的制作有一下三種：l型鋼直接制成l焊接l鑄造為了使橫梁和連桿的連接點與橫梁和游梁的連接點在同一水平線上，往往將橫梁作成弓形。常規(guī)游梁機三維模型常規(guī)游梁機三維模型謝謝觀映！附錄
一種新的檢測液壓油的機械試驗方法應用
施密特，克勞斯
產品開發(fā)和機械工程設計研究所，漢堡技術大學，德國
摘 要：本文介紹了在一臺新開發(fā)的試驗臺上進行一個摩擦磨損試驗，該試驗臺開發(fā)于涂漢堡哈爾堡，用于研究液壓油的潤滑性能。開發(fā)這種新的檢測方法的目的是為了更好的表述摩擦學與流體動力機械之間的影響與聯系，采用線接觸研究液壓油的潤滑性能表明，可利用摩擦、磨損和腐蝕試驗區(qū)分不同液體的潤滑性能。在不同的試驗通過不斷的改進試驗裝置和開發(fā)測試實驗的全自動控制程序來滿足高重復性的邊界條件。該試驗機的開發(fā)符合測試程序、形狀結構簡單的要求，可以從各種材料和生產設備公司生產，現有的這類公司都生產流體動力元件。
關鍵詞：液壓 流體 潤滑 試驗
1.引言：
液壓油的一個非常重要特點的是它可能使摩擦加載面分離以減少這種連接中的摩擦磨損，試驗測試液壓油潤滑性能最可靠的試驗是實地測試，即流體在典型工作條件和典型操作期間下的應用。出于多種原因，實地測試費時而且成本高，以及操作環(huán)境的不同應用方法通常也會很大不同，因此實地測試的結果往往不具有通用性。這種情況導致流體生產者以及靜壓機械生產者必須先在測試實驗室測試他們的產品，然后再去做現場試驗。應當清楚地看到，只有當他們能夠逼真的模擬出機器摩擦接觸時的狀態(tài)時，實驗室測試才能起到作用。
漢堡科技大學的產品開發(fā)和機械工程設計研究所開發(fā)了新的試驗臺和測試方法，用于研究液壓油的潤滑性能[1]，按照DIN51389，今后的這項測試可能代替葉片泵試驗[2]。該項目的目的是找到一個測試方法，盡可能的再現所有摩擦磨損對液壓機械的影響，通過簡單的測試形式和試驗臺的簡單測量，從中獲得力學參數。負載條件下的摩擦系統內液壓件（接觸壓力，相對運動形式）、速度、析構函數和連接部分的屬性決定了連接區(qū)域的參數（溫度和幾何構造），對摩擦系統的摩擦系數、臨界載荷和磨損性能產生主要影響。測試方法和試驗機的開發(fā)源自研究項目DGMK514[3]，514-1[4]610[5]的一種系統方法。
2.主要測試儀器的安排
開發(fā)新的測試方法是為了實現以下目的：
·使定量測試結果精度高；
·測試樣本簡單，不需要特殊的制造技術；
·自動化、能耗低、測試液量小和測試時間短的測試方法。
對液壓件內部的摩擦接觸的詳細分析是對這個新的測試方法和試驗臺詳細說明的基礎。設計方法、順序配置以及實驗的主要發(fā)現如圖1所示。這臺試驗臺的配置允許測試線接觸和面接觸。在研究過程中發(fā)現，線接觸更有趣，能夠產生數據區(qū)分不同液壓油的潤滑性能。這也是大多數的測試只使用線接觸數據的原因。
圖1 MPH試驗臺-主要測試儀器的安排
液壓油的潤滑性能量化參數如下：
·PHD,crit 壓力導致材料粘結掉落（金屬粘結磨損）
·μEx,average 線接觸的平均摩擦系數
·Vline 試樣滑塊的磨損量
這些參數的準確性和重復性確定了測試液壓油潤滑性能的優(yōu)劣程度，可分為高，中，低等。而對速度、轉矩和壓力等機械參數的精確測量、計算中考慮導向裝置和軸承中可能的摩擦接觸力、精確的方法測量和計算試樣的磨損體積是取得可靠結果的根本。
在研究過程中，為了改善測量的準確性和可重復性，對試驗臺做了許多的改進。
3.試驗條件
為了確定短期和長期測試（短期試驗是臨界載荷試驗，長期試驗是測試摩擦系數和磨損量）最佳試驗條件做了大量的測試工作，這些測試結果表明，試驗的起動過程對測試結果有重要影響。
3.1起動方法
起動過程通過設置補償參數和線接觸中運行控制來實現誤差調整。而這一起動過程的自動化使得后面的試驗誤差有了明顯的改善。
3.2短期試驗
短期試驗是用來尋找滑動接觸到開始磨損材料從自然到磨損的臨界壓力PHD,crit，作用在活塞上的壓力產生的臨界壓力使得摩擦接觸時起潤滑作用的潤滑膜消失，混合摩擦變?yōu)楣腆w摩擦。圖2顯示了一個典型的短期測試的參數隨時間改變情況。
圖2 短期測試參數的典型變化
3.3長期試驗
長期試驗是用來尋找線接觸具體工作流體摩擦系數和試樣滑塊的損失量。所有試驗的摩擦接觸的負載都是恒定的，這里的負載是指作用在活塞上的平均壓力，從而使得孔測試中作用于偏心軸和滑動器線接觸上的力恒定。圖3顯示了一個典型的長期測試的參數隨時間改變情況。
圖3 長期測試參數的典型變化
4.COMPLETET系列試驗結果
該項目對HL類、HLP類和HEES合成酯類礦物油進行了測試，試驗還把測試對象擴大到以多級機油和齒輪油為主的礦產和酯類?，F已完成測試階段的主要任務是找出這些類型油液的不同潤滑性能，因為它們可能代表著不同類型。最重要的一點是相同的流體多次測試結果要在一個狹窄的變換范圍，可查看平均值小偏離。本文介紹了有關6種不同類型液壓油的測試結果，其中一種HEES型，三種HLP型和兩種HL類型。所有油液都有抗腐蝕和老化添加劑，在HEES類和HLP類添加了不同濃度的EP、AW添加劑。
圖4中的表格提供一個典型測試的范圍絕對值。重要的是要看到，三次試驗得出的臨界壓力和平均摩擦系數或多或少接近平均值，而相同精度條件，相同油液下不同試驗試樣的體積損失顯示較大偏差。它也可以看出，臨界載荷、平均摩擦系數和體積損失之間有一定的對應關系。另一方面，該表顯示，比較流體相對潤滑能力并不是很容易的，因為大量的試驗結果都必須考慮進去。因此，不同的產生了不同的比較方式，這也顯示在圖4，如圖所示基于測試結果的等距介紹，數字橢球代表不同流體測量值，所有值以HF-1類油液作為參考基準。
圖4 試驗結果的絕對值和等距表示
圖5顯示了圖4三維圖可以清楚的看到用MPH試驗臺測試不但能夠區(qū)分不同類別的油液而且同類的中的不同油液也能區(qū)分。
圖5 結果參數的三維圖顯示（見圖4）的結果參數
結論
通過MPH項目大量的試驗結果表明，MPH試驗臺完全有測試區(qū)分液壓油的潤滑性能的能力，隨著試驗臺的設計改進和全自動控制的發(fā)展，試驗臺測試結果的重復性有所改善，通過最近試驗臺的試驗可以看出，摩擦系數和臨界壓力值平均偏差不超過±10％，試樣磨損量偏差范圍為最大量的±15％，這可通過更準確的測量技術來減少[6][7]。測試結果的重復性是MPH項目的要點，已取得的精確度可以用于其他用來測試液壓油試驗的比較標準。在葉片泵試驗也就是FZG試驗[8]中沒有確定試運行的最低數量，測試結果中也沒有精確要求。根據這兩項測試的標準流體分類只有一個試運行是必要的，這導致的結論是，假設至少每流體進行三次試運行，MPH試驗臺測試能比其他測試提供更好的可靠數據。
參考文獻
[1] Kessler, M., Entwicklung eines Testverfahrens zur mechanischen Prufung von Hydraulikflussigkeiten, Dissertation, Fortschritt-Berichte VDI, Reihe 1, Nr. 335, 2000.
[2] DIN 51389, Mechanische Prufung von Hydraulikflussigkeiten in der Flugelzellenpumpe, Deutsches Institut fur Normung e.V., Beuth Verlag Berlin, 1982.
[3] Kessler, M., Feldmann, D.G., Mechanische Prufung von Hydraulikflussigkeiten, DGMK Forschungsbericht 514, Hamburg, Juli 1999.
[4] Kessler, M., Feldmann, D.G., Mechanische Prufung von Hydraulikflussigkeiten II, DGMK Forschungsbericht 514-1, Hamburg, Sept. 2001.
[5] Schmidt, J.; Feldmann, D.G.; Padgurskas, Mechanische Prufung von Hydraulikflussigkeiten, DGMK Forschungsbericht 610, Hamburg, 2006.
[6] Feldmann, D.G., Padgurskas, J., Analysis of the Lubrication Capabilities of Hydraulic Fluids using a Test Method with Line Contact, Engineering Materials & Tribology 2004, Riga, 23.-24. Sept. 2004.
[7] Schmidt, J., Feldmann, D.G., Padgurskas, J., Application of a new test procedure for mechanical testing of hydraulic fluids, 5. International Fluid Power Conference, Vol. 2, p.269-280, Aachen, 20.-22. March 2006.
[8] DIN 51354, FZG-Zahnrad-Verspannungs-Prufmaschine, Deutsches Institut fur Normung e.V., Beuth Verlag Berlin, 1990
11