游梁式抽油机课程设计说明书

一曲柄摇杆机构杆长计算
目前，游梁式抽油机采用的是四杆机构原理。

国内外使用的游梁式抽油机四杆机构的循环主要有三种：对称循环、近视对称循环和非对称循环。

我们采用近视对称循环四杆机构，为了方便与计算，认为游梁旋转的上下极限转角相等。

由石油天然气行业标准查得游梁的最大转角0
55
α=，因此游梁旋转上下极限位置与水平夹角
分别为27.5
2
α
︒
=。

游梁式抽油机采用的是四杆机构为曲柄摇杆机构，其原理简图如图一所示。

图一：执行机构的原理简图
曲柄摇杆机构的两位置如下图二、图三所示，曲柄的半径为R，连杆的长度为
L
连
，游梁回转中心与曲柄回转中心距离为l。

由设计说明书知游梁的前臂长度=6
L
前
m, 游梁的后臂长度=3.162
L
后
m，游梁支撑中心到底座距离=2.8
H
1
m，曲
柄转动轴中心到底座的直距离
2
=2
H m，游梁支撑中心到曲柄转动轴中心的水平距
离=4.1
L m。

实用文档
实用文档
图二：游梁水平示意图
图三：游梁后臂上仰最大角示意图
由图示两位置状态知：
222212() 4.1(2.82) 4.18l L H H m
=+-=+-=
实用文档
1221120.8
arctan()arctan()11.054.1
27.52
11.0527.539 2.6314.18 3.162=1.0181.8245;0.8065.
H H L L R m L R l L m L m R m ο
ο
οοο
βα
ββββ-====
==+=+=+==
=-=-=-==连后连连
二 驴头的结构设计及重量计算
驴头用来将游梁前端的往复圆弧运动变为抽油杆的垂直直线往复运动，为了保证在一定冲程长度下，将圆弧运动变为悬点的直线运动，驴头的圆弧面长度应为:
max =~S 弧（1.2 1.3）S
max S 为驴头悬点的最大冲程。

由设计说明书知：max S =6m ，取max 1.2S S =弧，则
1.267.2S m =⨯=弧
驴头的最大转角为55α
︒=， S R α=⋅弧驴，因此
7.2
=
=
=7.504m 55 3.14180S R α
⨯弧
驴 驴头的材料选厚为100mm 耐磨板的45钢。

其结构如图四所示：
图四：驴头
三悬点载荷与配重计算
悬点载荷与配重的计算是根据减速器输出转矩计算的。

实用文档
实用文档
图五：游梁后臂上仰到最大角
当游梁后臂上仰到最大角时，配重用来平衡悬点载荷，其图如图五所示；此时曲柄和连杆共线，与水平夹角
22212
arccos()arctan()55.562l L L H H l L L
οχ+--=+=⨯⨯后连连
(-cos )cos
2
mg L F R α
χ⋅=⋅⋅驴
当曲柄处于水平时，即游梁空载则配重与输出转矩平衡，其图如图六所示，减速器输出转矩 T=120KN.m ，mg 为配重重量，效率0.94η=，则：
T mg R η⋅=⋅
()33001200.94101400.8065
14010 4.1cos55.567.504cos 27.574T mg KN R F F KN
η⋅⨯==⨯=⨯⨯-=⨯⨯=
悬点载荷
F=74kN
配重
mg=140kN
图六：曲柄处于水平
四配重的结构设计
根据石油天然气行业标准知，配重一般由铸铁制成，边缘圆弧状便于安装后的回转。

因此配重的结构简单，为了使配重在曲柄上能够很好的调节和良好的锁紧性，配重上要安装保险锁块，配重与曲柄之间采用T形螺栓连接，查询石油天然气行业标准知T形螺栓为M42，安装保险锁块的螺栓大小为M32。

因此我们选用配重的材料为HT250，由配重的质量和灰铸铁的密度计算出配重的体积，从而设计出的结构如图七所示：
实用文档
图七：配重
五连杆设计与强度校核
每台抽油机有两根连杆，它是连接曲柄装置与横梁的杆件，是传递转矩的主要受力杆件。

其主件可用管材，也可用其他型材如工字钢、槽钢等。

但一般多用厚壁无缝钢管制成，在无缝钢管的两端没有上下接头，上下接头通过焊接与无缝钢管连接在一起。

上接头通过横梁销轴与横梁连接在一起，下接头通过螺栓与轴承盒连接在一起，从而完成力矩的传递。

选用材料20钢的内径80mm、外径120mm的无缝钢管为主件，而上下接头均为QT700—2铸成。

其结构如图八所示。

实用文档
实用文档
图八：连杆
连杆在抽油机工作时，承受拉力或压力。

抽油机连质量较轻，其运动产生的惯性力及惯性力矩较小，因此连杆运动所产生的惯性力和惯性力矩，则可以认为是二力杆。

连杆在不同位置时，所受的力大小不同，根据示功图选悬点载荷最大位置时对连杆进行校核。

此时抽油机的位置如图九所示:
图九：抽油机结构示意图
连杆力为P ，此时有：
12 4.10.8065 3.162
arctan(
)arctan 9.342.82
L R L H H ογ----===--后
实用文档
3max 0
140
mg /cos 10142cos9.34
P KN γ==
⨯= 连杆力由两根连杆共同承受，计算的连杆载荷等于连杆力的一半。

两根连杆可
能受力不均，其影响在安全系数中考虑。

把连杆看作压杆有：的横截面积：取外
D=40mm ，壁厚6mm 的无缝钢管。

22
4
D d A π-=
max
2P A
σ=
[]s
s
σσ=
式中：A ——连杆的横截面积，2m ；
S ——安全系数，S=4～5 ;
s
σ——连杆材料的屈服极限，MPa;
D ——无缝钢管的外径，mm ；
d ——无缝钢管的内径，mm ；
材料为D=120mm ，d=80mm 的无缝钢管，安全系数取5S = ， 20钢无缝钢管的屈服极限245s MPa σ=
将其数据代入上式求得连杆的最大应力为：
max 11.3MPa σ=
连杆的许用应力为：max
245 []49
5MPa
σσ
==>
故连杆的尺寸满足强度要求。

六曲柄的设计
曲柄是传递减速器输出扭矩的主要部件，所以它必须具有一定的强度和传动可靠性。

曲柄一般可用灰铸铁、球墨铸铁和铸钢制成。

在曲柄平衡的抽油机上，两件曲柄共同承受的抽油机的全部载荷，因此要求曲柄有很高的载荷能力，同时为了调整方便和安全，曲柄上设有导轨、挡块、刻度线，可以根据抽油机工作条件调整平衡块位置，使抽油机保持平衡。

在一系列要求下，用HT250制成大尺寸常规普通型曲柄，其结构如图十所示：
实用文档
图十：曲柄
七游梁设计
游梁是抽油机的主要承载部件，承担着抽油机的全部工作载荷，因此必须要有足够的强度和一定的刚度。

由于此抽油机属于大、中型抽油机，因此游梁采用钢板直接焊接成双腹板，其截面图如图十一所示：
图十一：游梁双腹板横截面形状图
设计的游梁如图十二所示：
图十二：游梁
对游梁进行受力分析，游梁在水平位置负载时弯矩最大，受力简图如图十三所示：实用文档
实用文档
图十三：游梁受力简图
有理论力学和材料力学知:
对游梁后臂断点而言()()()
3
=0
747.504 3.162==10=2503.162
r
r
M F R L F L F R L F KN
L =⋅+-⋅⋅+⨯+⨯∑后
后
驴
后
驴
后
正常情况下游梁受到的剪力很小，可以忽略不计，因此横梁只受弯矩作用。

通
过经验和受力情况分析知，过游梁支座的横截面为游梁的危险截面，危险点在游梁横截面的上边缘。

危险点的正应力σ可由下式计算：
()
max
max r Z
M F A W M F R L σ=
+=⋅+后驴
式中：A —游梁危险截面的横截面面积；
σ
—游梁危险截面上危险点的正应力；
Z W —游梁危险截面的抗弯模量。

取游梁的各个尺寸为：w=500mm h=600mm k=20mm b=50mm
实用文档
把上面的尺寸代入上面的公式中，通过计算可得：
游梁的最大应力=43.66a MP
由于游梁材料的许用应力为70MPa >43.66 MPa 。

所以尺寸满足强度要求。

八 游梁心轴设计
游梁心轴只受到弯矩作用，根据石油天然气行业标准SY/T5044-2003知游梁
心轴的结构和各项数据，如图十四所示：
图十四：游梁心轴
选取轴的材料为40Cr ，许用切应力为35Mpa 。

计算轴上受力：心轴受力示意
图如图十五所示
实用文档
图十五：游梁心轴受力示意图
Fr =250kN F1= Fr /2=125kN
轴的强度计算：
对水平面受力分析所得弯矩图，如图十六所示：
图十六：弯矩图
'33max 112510(710230/210 5.875M F L KN m -=⋅=⨯⨯-⨯=⋅）
强度校核：
从合成弯矩图可知中间截面处载荷最大，可能是危险截面，下面校核这个截面。

实用文档
()max a 2
3
=322c M W
bt d t d W d
σπ=
-⋅-
式中：
a c σ—轴的计算应力，MPa;
M —轴所受的弯矩，N.mm ；
W —轴的抗弯截面系数，3
mm ；
d —危险截面直径，mm ；
b —键槽宽度，mm ；
t —键槽深度，mm 。

由图知：d =220mm ，b=45mm ，t= 15mm 。

经计算得：[]a 1635c MPa MPa σσ-=<=
故轴的强度满足要求。

九 滑动轴承设计
由于转速低承压大，故采用滑动轴承选用轴瓦材料锡青铜ZcuSn10P1,
[]15,[]10/,[]15*/p MPa v m s pv MPa m s ===.
轴承支撑力F=125KN
实用文档
3
12510[],185.2[
]45015
F F p B mm dB d p ⨯≤≥==⨯ 取B=240mm
33.142008
0.08[]
601000601000
12510 3.1420080.208[]
601000200240601000dn
v v F dn pv pv dB ππ⨯⨯=
=
=≤⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=⨯=≤⨯⨯⨯
所以满足要求。

设计的滑动轴承如图十七所示：
图十七：滑动轴承
十 游梁与支座连接设计强度校核
由石油天然气行业标准SY/T5044-2003知，游梁与支座采用普通螺栓连接，
游梁与支座采用的螺栓为GB/T5782—M30。

当游梁处于极位时螺栓连接横向载荷
最大。

实用文档
0max sin
74sin 27.534.152
F F kN α
==⨯=
由于被连接件时钢和铸铁，且连接面为干燥加工面取摩擦系数查的f=0.13，
螺栓数目8，则
0max
max
00 1.534.1549.2580.13
s s fF z K F K F F fz
F kN
≥≥
⨯≥=⨯
设计螺栓选用45钢，性能等级为4.6的螺栓，屈服极限300MPa ，安全系数
S=1.5。

300
[]2001.5
s
MPa s
σσ=
=
= []3
2
211.3 5.249.25101122003.14274
ca F
MPa MPa d σσπ⨯⨯===<=⨯ 故螺栓满足强度要求。

十一 驴头与游梁连接螺栓计算
由石油天然气行业标准SY/T5044-2003知，驴头与游梁采用普通螺栓连接，
采用的螺栓为GB/T5782—M30。

其连接螺栓分布图如图十八所示：
实用文档
图十八螺栓分布简图
当游梁处于极位时受力横向力Fa 和倾覆力矩M
由余弦定理
0=R sin 27.5=3.46L m
⋅驴
0a =Fsin
=74sin 27.5=34.152
F kN
α
⨯
00=F L cos36.6=74 3.46cos36.6=152.6M kN m ⋅⋅⨯⨯⋅
实用文档
最大轴向载荷
()
max
max 22
2=1
L 152.6=
==102.7KN 4180325z
i
i M F L
⋅⨯+∑ 0011 1.534.15
=4.938 1.3
s a s a fF z K F K F F kN
z f ≥⨯≥
=⨯ 螺栓受到的最大轴向力
b
b
20max =0.2
=+
=25.46m b m b
C C C C F F F kN
C C ++
设计螺栓选用45钢，性能等级为4.6的螺栓，屈服极限300MPa ，安全系数
S=2。

300
[]1502s
MPa s
σσ=
=
=
[]3
2
2
211.3 5.225.461057.841503.14274ca F MPa MPa d σσπ⨯⨯===<=⨯
螺栓强度满足要求。

十二 横梁设计
为了使横梁和连杆的连接点与横梁和游梁的连接点在同一水平面上，常将横梁
制成弓形，这样就增加了抽油机四连杆在工作中的刚性，改善了连杆与横梁连接销
轴的工作条件。

横梁有三种制造方法：一是用型钢直接制成；二是焊接；三是铸造。

本设计横梁采用HT200铸造而成，其结构见图十九所示：
图十九：横梁
十三销轴设计与校核
由石油天然气行业标准SY/T5044-2003知，销轴的各个数据如图二十所示：
图二十：销轴
销轴选用材料45钢调质，弯曲疲劳强度=640
B MPa
，剪切疲劳极限
实用文档
实用文档
=180s MPa σ，取安全系数s=2.5
[][]3
220==7214210==14.95723.1411044
s
MPa s
F MPa MPa d στττπ⨯=<=⨯ 故销轴满足强度要求。

十四 曲柄销轴设计与强度校核
曲柄销是游梁式抽油机的关键零件，也是抽油机的易损零件之一。

导致曲柄销损坏的原因有很多，除了少数是因为材料本身缺陷或原始裂纹引起的破坏外，大多数属于疲劳破坏。

曲柄销的主要失效形式有：在螺纹及其退刀槽处、圆锥面退刀槽处以及凸肩两侧处断裂、圆锥配合面损坏或套锥被挤碎、螺母松动或脱落。

曲柄销的静强度计算：
除了防止曲柄销配合的松动以外，当然还必须保证曲柄销本身有足够的强度。

假设曲柄销与锥套的配合是紧密配合接触良好,则将其看成为一端固定的悬臂梁。

由石油天然气行业标准SY/T5044-2003查得，抽油机曲柄销锥部大头直径max 140d mm =，螺纹退刀槽处直径1100d mm =，材料为45钢。

连杆的最大拉力：max 140P KN =
实用文档
3max max 33max /2140991050.513.14/320.1140
P P L MPa d σ⨯⨯===⨯⨯ max 3557.0350.51
s s s n n σσ⎡⎤===>⎣⎦ 其中：max P ——一根连杆的最大拉力,N ；
m ax d ——曲柄销锥面大头直径,mm ；
[]s n 静强度安全系数，[]5=s n ；
s σ——材料的屈服极限，取值为355Mpa 。

比较可知曲柄销满足要求。

曲柄销疲劳强度校核
曲柄销失效大多属于疲劳破坏，这是因为在连杆里的作用下，曲柄销相对于连杆在转动，从而产生交变的弯曲应力所致。

由于曲柄销在转动时，连杆力也在发生变化，但变化较小，曲柄销应力变化近似于对称循环。

因此，为了简化，在校核曲柄销疲劳强度时，可按对称循环处理。

在锥面配合大端处，可以看成是过盈配合，比压100MPa,则
1
max
258 1.23.350.510.68n K σσσσσεβ-===⨯ 其中：1-σ──对称循环下的弯曲疲劳极限，在无可靠数据时，对结构钢可取1-σ=0.27)(b s σσ+0.27(600355)258a
MP =⨯+=； σε──尺寸系数，查机械设计手册的为0.78；
β──表面状况系数，取值为1。

[]n──疲劳安全系数，考虑到已按可能发生的最大载荷计算，取[]n=1.1。

比较可知，曲柄销由于锥面配合的比压相当高，应力集中系数σK较大，故疲劳安全系数仅仅略高于最底许用值。

故满足其要求。

参考文献：
1.纪明刚、陈国定、吴立言.《机械设计》第八版,高等教育出版社；
2.单辉祖.《材料力学I》第三版，高等教育出版社；
3.郭卫东.《机械原理》，科学出版社；
4.王兰美、冯秋官.《机械制图》第二版；
5.万邦烈，采油机械的设计计算，北京：石油工业出版社，1988；
6.石油天然气行业标准SY/T5044-2003，2003.08.01。

实用文档。